单斗正铲液压挖掘机工作装置设计12(DOC)

正铲液压挖掘机工作装置设计
2.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理
液压正铲挖掘机由工作装置，上部转台和行走装置三大部分组成，如图 2.1 所示。

其中上部转台包括动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室；工作装置由动臂、斗杆、铲斗及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成，如图 2.2 所示。

图 2.1 液压正铲挖掘机的基本组成
图 2.2 液压正铲挖掘机工作装置
挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。

铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。

卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。

转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作[4]。

在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。

上述过程仅为一般的理想过程。

2.2 工作装置结构方案的确定
正铲工作装置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。

动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。

动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。

这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，
同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。

斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。

斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。

由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力。

正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。

有时铲斗缸的活塞杆直接和铲斗铰接形成四连杆机构。

挖掘机正铲的铲斗根据结构和卸土方式可分为前卸式和底卸式两大类。

前卸式铲斗卸土时直接靠铲斗油缸使斗翻转，土镶从斗的前方卸出。

这种构造简单，斗体是整体结构，刚度和强度都比较好，并且不需要另设卸土油缸，但是为了能将土卸尽，要求卸土时前壁与水平夹角大于45度,因而要求铲斗的转角加大，结果导致所需的铲斗油缸功率增加，或者造成转斗挖掘力下降或卸土时间延长。

此外，前卸式铲斗还影响有效卸载高度。

底卸式铲斗靠打开斗底卸土。

所示的铲斗是靠专门的油缸起闭斗底。

挖掘时斗底关闭，卸土时斗底打开，土城从底部卸出。

这类结构的卸土性能较好，要求铲斗的转角也小，但必须增设卸土油缸，此外，斗底打开后也影响到有效卸载高度。

这类开斗方式现在已少用，目前挖掘机上采用较多的是另一种底卸式铲斗，铲斗由两半组成，靠上部的铰连接。

卸土油缸装在斗的后壁中。

油缸收缩时通过杠杆系统使斗前壁(顺板)向上翘起，将土壤从底部卸出。

用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车休并且还可以有控制地打开额板，使土或石块比较缓慢地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了车辆的使用寿命。

另外这种斗还能用于挑选石块，很受欢迎，但铲斗的重量加大较多，因而在工作装置尺寸、整机稳定性相同的情况下斗容量有所减少，并且由于斗由两部分组成，受力情况较差。

采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，因而有些挖掘机已取消了铲斗油缸的连杆装置，铲斗油缸直接与斗体相连接，简化了结构，并在一定程度上加大了转斗挖掘力[5]。

当挖掘机挖掘比较松软的对象、或用于装载散粒物料时，正铲斗可以换
成装载斗，在整机重量基本不变的情况下，这种斗的容量可以大大增加，因而提高了生产率。

装载斗一般都是前卸式，不装斗齿，以减小挖掘松散物料时的挖掘阻力。

本设计中我采用图2.3这一结构。

图 2.3 液压正铲挖掘机结构
图 2.4 液压正铲挖掘机机构简图
图2.4所示是5 m3正铲挖掘机工作装置的示意图，采用直动臂、直斗杆形式，
铲斗为前卸式。

动臂和动臂油缸在转台上的铰点分别为C 和A ，它们的位置以停机面为X 轴，整机回转中心线为Y 轴(图b)的直角坐标值来表示。

这台挖掘机的主要工作油缸共5只，其中动臂油缸两只，置于动臂的两侧；斗杆油缸一只,置于斗杆的中部；铲斗油缸两只，铰于斗杆中部。

主要工作油缸的主要参数列于表2—1中。

表 2.1 5m 3正铲液压挖掘机主要油缸的主要参数
第三章 液压正铲挖掘机工作装置机构运动学分析
3.1动臂运动分析
动臂CF 的位置由动臂油缸AB 的长度1L 决定。

1L 和动臂水平倾角1θ之间的关系可用下式表示
()112175272521cos 2a a l l l l L +--+=θ （2-1）
112572125271
12cos a a l l L l l -+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∴-θ （2-2）
从上式看出，a 11-a 2对1θ的影响很大，当动臂和油缸的参数不变时，a 11-a 2愈大动臂提升高度愈小。

设动臂油缸全缩时动臂倾角为min 1θ；动臂油缸全伸时动臂倾角为max 1θ，那么在动臂油缸由全缩到全伸，动臂总的转角为：
min 1max 11θθϕ-= （2-3）
为了便于运算和比较，仍用无因次比例系数σρλ、、表示，即
min 1max 1L L =λ；5
min 1l L =ρ；57l l =σ （2-4） 代入式(2—2)可以得到动臂油缸全缩和全伸时相应的动臂倾角值
112221
min 21cos a a -+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-σρσθ （2-5） 1122221
max 21cos a a -+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-σρλσθ （2-6） 而动臂总转角为
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-+-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=--σρσσρλσϕ21cos 21cos 2212
2211 （2-7） 动臂油缸伸缩时对C 点的力臂也在不断变化，由图可知
BCA l l L e ∠⋅⋅=sin 5711
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-+⋅=∴5721255715712arccos sin l l L l l L l l e （2-8） 显然，当AB ⊥AC 时1e 有最大值，此时5max 1l e =，而相应的油缸长度1
L '为： 1
L '=2527l l - 此时的动臂倾角为
1127
5arccos a a l l
-+='θ 若用动臂油缸相对力臂（即)max 11
e e 来表示油缸长为1L 时的力臂，则
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-+=5721252717max 11
2arccos sin l l L l l L l e e （2-9） 综上所述，动臂倾角1θ、力臂1e 和max 11
e e 都是1L 的参数。

3.2斗杆运动分析
斗杆FQ 的位置由动臂CF 和斗杆油缸DE 的长度2L 所决定。

但是动臂的位置随动臂油缸的伸缩而变化，为了便于分析斗杆油缸对头杆位置的影响，假定动臂不动，那么斗杆铰点F 以及斗杆油缸在动臂上的铰点D 就可以看作为固定基座。

2L 与斗杆、动臂夹角2θ之间的关系为
()34298292822cos
2a a l l l l L -+⨯⨯-+=θ （2-10） 349822292822arccos a a l l L l l +-⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅⋅-+=∴θ （2-11）
设斗杆油缸全缩时动臂与头杆的夹角为min 2θ，全伸时为max 2θ，那么当油缸由全缩到全伸时斗杆总的转角为
min 2max 22θθϕ-= （2-12）
斗杆油缸的作用力臂2e 也是可变值。

DFE l l L e ∠⋅⋅=sin 9822
)2csc sin(9
82
229282982l l L l l os ar L l l e -+⋅=∴ （2-13） 当EF ⊥DE 时2e 有最大值，即92l e =，这时相应的油缸长度2L '为
2
92
82l l L -='
相应的斗杆转角为
438
9
2arccos a a l l -+='θ
（2-14） 用斗杆油缸相对力臂值（即max
22
e e ）来表示2L 时的力臂，则
)2csc sin(982
22
92
828max 22l l L l l os ar L l e e ⋅⋅-+
=∴
（
2-15）
2.3.3斗齿尖的几种特殊工作位置的计算
上图为正铲挖掘机作业范围图，以下为几种特殊工作位置的分析与计算。

（1）最大挖掘半径(图2.5)
这时C 、Q 、V 在同一条水平线上，而且斗杆油缸全伸，即max 22θθ=；
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛==max 2max 442251sin arcsin θθl l a ；283a +=πθ 最大挖掘半径为
C X l l R ++=3max 44max （2-16）
最大挖掘半径处的挖掘高度相应为
C R Y H =
图 2.5 最大挖掘半径
（2）最大挖掘高度(图2.6)
图 2.6 最大挖掘高度
最大挖掘高度为：
()C Y l a l H ++-=326max 1max 44max 2sin θ （2-17）
最大挖掘高度时的挖掘半径
()26max 1max 442cos a l X R C H -⋅+=θ （2-18）
如果最大转斗角度不能保证QV 垂直向上，即21max 32
5θθπθ--<，则应根据实际的max 3θ值求相应的挖掘高度，如图左上角所示，此时
()C Y l a l H +-+++-=πθθθθ2sin )sin(max 3max 2max 1326max 1max 442 （2-19）
（3）最大挖掘深度(图2.7)
这时动臂油缸全缩，头杆FQ 及QV 垂直向下，即min 11θθ=，min 122θπ
θ-=，
πθ=3。

最大挖掘深度为
32min 11max 2sin l l l Y H C --++θ （2-20）
最大挖掘深度时的挖掘半径为
min 111cos θl X R C H = （2-21） 假若min 1max 22θπ
θ-<，则FQ 不可能呈垂直状态，此时必须根据具体情况计
算实际的最大挖掘深度[6]。

图 2.7 最大挖掘深度
（4）停机平面上的最大挖掘半径(图2.8)
这是指斗齿靠在地面上、斗杆全部伸出而斗底平面与停机平面平行的工况。

此时QV 线与地面交成ζ角(ζ角是一个重要的铲斗参数，设计中应认真确定)，根据这种定义可知
图 2.8 停机平面上的最大挖掘半径
=2θmax 2θ；a a -=261θ，其中
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=max 443sin arcsin l l Y a C ζ （2-22）
1max 232θθζπθ---= （2-23）
这时停机平面上的最大挖掘半径为
ζcos cos 3max 44max l a l X R C O ++= （2-24）
如果1max 232θθζπθ---<，则必须根据具体情况重新进行计算。

第四章 工作装置各部分基本尺寸计算确定
现从动臂与转台铰点A 出发，借助各相关转角θ 1、θ 2和θ 3，建立各关键点B 、C 、D ……V 的位置模型，得到各关键点的坐标，从而为下一步的分析提供依据。

以地面为横坐标，以回转中心线为纵坐标，建立直角坐标系XOY 如图2.4所示。

4.1 动臂与平台铰点位置C 的确定
对由反铲挖掘机改装的正铲来说，动臂铰座往往就沿用反铲动臂的铰座。

一般，铰座都在转台中心的前方(C X >0)，近来大型正铲的铰座却有向后移(靠近回转中心线)的趋势。

设计时，C Y 、C X 可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L 为基本长度。

履带轴距L
3)7.2~3.2(q L ==3.12~3.66 （2-25）
式中：q 为斗容量，3m
取L=3.6m
4.2 动臂及斗杆长度的确定
同上转斗半径321l l l 、、也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在
此基础上推荐以履带轴距L
为基本长度。

4.3 机构转角范围确定
在动臂长度1l 、斗杆长度2l 、转斗半径3l 及动臂油缸与平台铰点C 初步确定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围[6]。

(1) 斗杆转角max 2θ和min 2θ的确定
max 2θ可根据最大挖掘半径max R 确定。

最大转角max 2θ应当不小于
⎥⎦⎤⎢⎣⎡---+≥2123max 2221max
22)(arccos l l X l R l l C θ (2-26) max 2θ根据停机平面上最小挖掘半径max O R 确定。

所谓停机平面上的最小挖掘半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体(斗杆油缸全缩)、斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘半径。

图 2.9 停机平面上的最小挖掘半径
如图2.9所示，这时斗杆和动臂间的夹角为最小(min 2θ)，铲斗与地面相交成ζ角(见图2.7)，而斗齿尖V 到回转中心的距离为min O R 。

从几何推导可知
222max 44)()(C Q Q C X X Y Y l -+-= (2-27)
式中Q X 、Q Y ——Q 点的横坐标和纵坐标，且
Q X =ζcos 3min l R O -；ζsin 3l Y Q = (2-28)
()2
3min 2sin 32min 44cos )(C O C X l R l Y l --+-=∴ζζ (2-29) m i n 22122212m i n 44cos 2θl l l l l -+= (2-30)
带入式（2-29）整理后得
⎥⎦⎤⎢⎣⎡⋅⋅-----+≤213min 232221min
22cos ()sin (arccos l l X l R l Y l l C O C ζζθ (2-31) 有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角1γ开始挖掘，因而
最小挖掘半径min O R 可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。

在这种情况下QV 与水平的夹角将增至1γζϕ+=。

根据有的资料介绍，为使铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角1γ可取为︒45～︒50。

应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原则，因此
∆++⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥ζδ
cos cos 123min l R L R O （mm ） (2-32) 式中 R ——驱动轮半径(毫米)；
δ——履带行走装置水平投影的对角线与纵轴问的夹角；
∆——考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取∆＝
200～400毫米。

(2) 动臂倾角max 1θ和min 1θ的确定
动臂最大倾角max 1θ根据最大挖掘高度max 2H 确定。

由图2.5并根据式(2—17)和(2—18)经过运算得出
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--≥max 44max 22max 443max 2max 1sin arcsin arcsin l l l Y l H C
θθ (2-33)
因此先确定max 2θ后，再根据max 2H 可得max 1θ。

动臂最小倾角min 1θ。

根据最大挖掘深度max 1H 确定。

由图2.5和式(2—20)得到
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++-≤132max 1min 1arcsin l l l Y H C θ (2-34) （3）铲斗转角max 3θ和min 3θ的确定
转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的max 2H 、max 1H 、max R 、min O R 等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，保证工作正常进行，满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。

A.3θ必须满足工作尺寸的要求
为满足挖掘高度要求(图2.5)
max 2max 1max 32
5θθπθ--≥ (2-35)
为满足最大挖掘半径要求(图2.4) max
44max 2128max 3sin arcsin l l a θππθ+=+≥ (2-36) 为满足停机平面上最小挖掘半径要求(图2.8)
21228max 3∠+∠++≥a π
θ (2-37)
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=min 2min 44128sin arcsin θl l a (2-38) ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=∠min 448min 44sin arcsin arcsin 1l l Y l Y Y C Q C ζ (2-39) ζπ
-=∠22
ζπζθθ-+⎪⎪⎭⎫ ⎝
⎛-+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥∴min 443min 2min 441max 3sin arcsin sin arcsin l l Y l l C (2-40) 为满足最大挖掘深度要求(图2.6)
min 3θ≤π
B ．3θ必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求
挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角1γ也不断发生改变，为了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即1γ＞0，为此必须使（图2.10）
2min 31π
≤a
又
3129max 3a a ++=πθ
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=312329sin arcsin a l l a ∴ 313123max 3sin arcsin a a l l +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=πθ 将式231π
ζ≤+a 代入，整理后得到
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+-≤ζζπθcos arcsin 23
23max 3l l
(2-41)
图 2.10 铲斗运动方向与切削后角
C ．3θ必须满足卸载要求
由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也不同。

为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成︒45以上的角(见图2.11a)，因此从图2.5及式(2—35)得
⎪⎭
⎫ ⎝⎛+----≤ζππθθπθ4225
max 2max 1min 3 ∴ ζθθπθ---≤m a x 2m a x 1m i n 34
7
(2-42)
图 2.11 不同卸载方式对3θ的影响
底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平位置(图2.11b)，因此要求
ζπθθπθ--
--≤225
max 2max 1min 3 ∴ ζθθπθ---≤max 2max 1min 32 (2-43)
对比(2—42)和(2—43)可见，从卸土要求来看，底卸式铲斗的转角可比前卸式少︒45左右。

D ．3θ必须满足挖掘结束时铲斗后倾的要求
为了使铲斗在挖掘结束时脱离工作面并在提升过程中使斗内物科不致撒落，铲斗必须后倾。

根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜︒≈'40θ～︒45角， 显然这时QV 连线也必然向上翘起θ'角。

结合图2.7和2.12可知
θζπθ'+-++≥)(28max 3a a
ζπζθθ-+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥∴min 443min 2min 441max 3sin arcsin sin arcsin l l Y l l C +θ' (2-44)
根据以上所得的公式(2—35)～(2—44)就可以初步确定动臂、斗杆、铲斗的转角范围。

但是求出这些参数后还必须校接所规定的其它工作参数，如最大卸载高度、最大卸载高度时的卸载半径、最大挖掘高度时的挖掘半径等，如不能满足则应加以修正。

图 2.12 铲斗后倾示意图
但是由于设计说明中已经给出所需要的铲斗转角范围为145°～265°
4.4动臂油缸的铰点及行程确定
确定动臂油缸及其铰点位置时首先应满足动臂变幅时力短和转角的要求。

图
2.13中设动臂油缸全缩和全伸时的位置为1AB 和2AB ，则m i n 11L AB =；max 22L AB =。

再假定铰点B 不在动臂中心线CF 上，且2a FCB =∠(当B 在CF 线下方时2a 为“十”，反之为“一”)。

那么由几何推导可以求出工作时动臂油缸的起始力臂q e 1和终了力臂c e 1的值：
()min 12117min 1211min 15771sin )sin(sin θρ
θθ+-=+-⋅='=a a l a a L l l l e q (2-45) ()max 12117max 1211max 15771sin )sin(sin θλρ
θθ+-=+-⋅=''=a a l a a L l l l e o (2-46) 式中各参数可见表2—10、2—11及公式(2—57)。

如果CF 线处于水平线以下则min 1θ用负值代入。

图 2.13 动臂提升机构计算示意图
设起始力臂和终了力臂的比值为K ，则
()()
max 1211min 121111sin sin θθλ+-+-==a a a a e e K o q
(2-47) 或 )sin()sin(min 1211max 1211θλθ+-=
+-a a K a a
（2-48） 展开并整理后得到
⎪⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛--=-max 1min 1min 1max 1211cos cos sin sin arctan θθλθλθK K a a (2-49) 对式(2—48)、(2—49)可作如下分析：
(1)公式表示了λ、K 、11a 、max 1θ、min 1θ诸值之间存在着一定的依赖关系。

当其它数值不变，降低11a 值则K 值下降，因而对上部挖掘有利；当λ、K 不变，降低11a 值会使max 1θ加大而min 1θ减小，对挖高有利。

这些都说明正铲的11a 值应当比反铲的小。

但是如果工作尺寸已定，过多降低11a 值会对下部挖掘不利，甚至在下部挖掘时不能提起满载斗；此外为了保证max 1θ、min 1θ和K ，降低11a 值就必须加大λ值，加大了油缸行程，对油缸的稳定性也有影响。

所以当确定11a 值时必须全面考虑，笼统地给定正铲或反铲的11a 值是不恰当的。

(2)当θ、λ、K 等值固定，11a 与2a 之间也存在一定的关系，即211a a -为常数。

在反铲上由于需要提高地面以下的挖掘性能，2a 值往往都是负值。

因此加大11a 可以减小动臂的弯曲程度，对动臂的结构强度有利。

而正铲动臂一般不采用反铲那样大曲率的弯臂，2a 角主要按油缸在动臂上的铰接方式而定，有时油缸铰在动留下缘的耳板上(动臂截面不致削弱)；有时靠两个钟形座铰于动臂两侧(在双缸方案中常采用)等等，因而2a 角有正有负，但角度一般部不大，因此对11
a
的影响也不很大。

综合上述两点，建议在初步设计中先确定动臂结构，初选2a 值，然后根据工作尺寸的需要，在确定max 1θ、min 1θ基础上按公式(2—49)求合理的11a 值。

一般情况下正铲的11a 值不大干︒45。

(3)λ值主要应从油缸的稳定性出发选用，建议取λ＝1.6～1.7。

(4)由于正铲主要挖掘地面以上土，终了力臂不能忽视，故K 值可建议在0.90～1.14的范围内选取。

设计动臂机构时合理地确定A 、B 、C 三点的位置非常重要。

从1ACB ∆和2ACB ∆中(图2.13)还能得到如下关系式
()max 12115725272max 1cos
2θ+-⋅⋅-+=a a l l l l L (2-50) ()min 12115725272min 1cos 2θ+-⋅⋅-+=a a l l l l L (2-51)
用公式(2—4)代入得
()max 1211222cos 21θσσρλ+--+=a a (2-52)
()min 121122cos 21θσσρ+--+=a a (2-53)
令αθ=+-max 1211a a ，βθ=+-min 1211a a 代人上式，解联立方程后得到 ()()
()()1214cos 2cos 2cos 2cos 222222
2----+-=λλαβλαβλσ (2-54)
βσσρcos 212--= (2-55)
以上我们根据动臂转角需要和K 值确定了σ、ρ、β等比例系数和21a 值，因此只要进一步求出7l 、5l 、min 1L 、max 1L 中任一值就可以求得其它各参数。

对于正铲来说动臂油缸的主要作用是将满载斗由任何可能挖掘的位置举升到卸载点。

而在最大挖掘半径下举升满载斗时的提升力矩往往接近最大值，此时
油缸的作用力臂也接近于最大值max 1e ，且m a x 1e ＝5l 。

另一方面油缸的缸径一般部按照系列选用，并且还要考虑与其它油缸通用等问题，因此缸径没有很多选择的余地。

鉴于以上情况可以在预先确定油缸数目和缸径的前提下初步选择铰点距离AC(5l )。

()ηη⋅⋅⋅∑=⋅=
p d n G M s M l i C 42115 (2-56) 式中 M ——提升力矩，图2—14，()i G M ∑=C M ，即各部分重量对C 点的力
矩和，其中包括动臂重量1G 、斗杆重量2G 、斗和土壤的重量3G 、
连杆装置重量6G 以及油缸重量4G 、5G 等。

初步设计时这些重量
和重心位置可根据类比法确定；
s ——油缸推力， s ＝p d n 411π，其中1n 、1d 分别为动臂油缸数目和缸
径；p 是系统的工作压力；
η——油缸和铰点的机械效率，在初步设计时可取η=0.85。

将式(2—110)和(2—111)的结果代人式(2—57)，就能求得其余参数值。

动臂机构还必须按以下两种情况进行校核； 1)动筒在上部或下部极限位置时的举升能力；2)主要挖掘范围内挖掘时动臂油缸能提供的闭锁能力(借助电算结合整机挖掘力分析进行)。

4.5斗杆油缸铰点及行程确定
选择斗杆油缸在动臂和斗杆上的铰点D 和E 并确定斗杆油缸的长度min 2L 和max 2L 。

如图2—15所示，假设斗杆油缸全缩和全伸时的长度为1DE 和2DE ，则1DE ＝min 2L 。

2DE =max 2L ，对F 点的相应力臂为q e 2和o e 2。

也取比例系数
图 2.14 确定提升机构的示意图
图 2.15 斗杆机构计算示意图
min 2max
2L L =λ；9min 2l L =ρ；9
8
l l =σ
则初始与终了力臂比K 为 K=()[]
()[]
43max 2min 29843min 2max 29822sin sin a a L l l a a L l l
e e o q +-⋅⋅⋅+-⋅⋅⋅=θθ
(2-57) 或 []()[]43max 243min 2sin )(sin a a K a a +-=+-θλ
θ
最后得到
⎪⎪⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--=+max 2min 2max 2min 243cos cos sin sin arctan θθλθθλ
K K a a (2-58)
式中3a 和4a 相应为DF 、FC 的夹角和EF 、FQ 的夹角。

若CF 或FQ 落在DEF ∆的外侧，则夹角为正，反之为负。

因此在初步设计中如果根据动臂和斗杆的结构形式及铰点的固定方式预先确定一个角，则可按公式求出第二个角，或者根据所求的43a a +值结合具体结构情况分别确定各值。

计算斗杆机构时建议K 值取0.9～1，以使开始挖掘和挖掘终了时作用力臂大致相同。

λ值仍建议取1.6～1.7。

同样，由1DFE ∆和2DFE ∆可列出联立方程
(
)](cos[243max 29829282max 2a a l l l l L +-⋅⋅-+=θ (2-59) (
)](cos[243min 29829282min 2a a l l l l L +-⋅⋅-+=θ (2-60)
令αθ=+-)(43max 2a a ，βθ=+-)(43min 2a a ，并将σρλ、、代人上式，解联立方程后得到 ()()
()()1214cos 2cos 2cos 2cos 222222
2----+-=λλαβλαβλσ (2-61)
βσσρcos 212-+= (2-62)
下面介绍一种根据挖掘作功的理论确定斗杆油缸参数的方法。

设斗杆油缸挖掘时需要克服的切向挖掘阻力为1W ，那么
h b K W ⋅⋅=01 (2-64)
式中 b ——切削宽度(厘米)；
h ——平均切削深度(厘米)；
0K ——挖掘比阻力，取设计任务所规定的最硬土壤的挖掘比阻力值(公
斤／厘米)。

假设铲斗在行程L(厘米)中装满，那么在装斗过程中消耗到挖掘土壤上的功为
600110⋅⋅⋅=⋅==s
S k K q K L bh K L W A （米）公斤⋅ (2-65) 式中 q ——斗容量(3米)；
S K 、s k ——铲斗的充满系数和土壤的松散系数。

显然这个功由斗杆油缸来完成，而在此期间斗杆油缸所作的功为
'⋅⋅='⋅=2222224L p d n L S A ηπ (2-66)
式中 S ——斗杆油缸推力，22
24ηπ⋅=p d S ，其中2n ，2d 是斗杆油缸数量和缸
径，p 是系统工作压力；
2η——油缸和铰点的机械效率，在初步设计时建议取2η=0.85；
'2L ——油缸挖掘行程。

在正铲上一般认为铲斗应在斗杆油缸60％的行
程内装满，则'2L =26.0L ∆其中2L ∆是斗杆油缸全行程。

因此从作功出发可列出平衡方程式
'⋅⋅222224L p d n ηπ=6010⋅⋅⋅s
S k K q K (2-67) ∴ 2L ∆=22226
04
6.010ηπ⋅⋅⋅⋅p d n k K q k s S (2-68) 确定斗杆油缸行程之后，不难求出其全缩和全伸时的长度，即
2min 211L L ∆⋅-=
λ (2-69) 2max 21L L ∆⋅-=λλ
(2-70)
将式(2—69)、(2—70)和（2-62）所得的结果代入9
8l l =
σ就可求出98l l 、等值。

所选购油缸及斗杆机构的其它参数应按油缸极限位置时能产生伪挖掘力进行验算，此时斗杆油缸的挖掘力应不低于斗杆挖掘时遇到的正常挖掘阻力。

而这些数值作为已知条件，课题已给出。

4.6铲斗油缸铰点及行程确定
转斗机构应保证铲斗有一定的挖掘能力，并具有必要的闭锁能力。

但正铲上转斗挖掘不是主要的挖掘方式，因此在参数选择时提出以下几点作为参考：
(1)在主要挖掘土壤中工作时，转斗机构应当保证铲斗在70一100％的转斗行程内挖满土；
(2)在最硬的土壤中工作时，转斗机构应保证在主要挖掘范围内用斗杆油缸挖掘时铲斗油缸具有必要的闭锁能力；
(3)参考前端装载机设计要求，建议在铲斗油缸全伸时斗齿上的挖掘力不低于满斗土重的两倍。

根据以上几点，在初步设计时也可以用挖掘作功的理论来选择铲斗油缸参数。

与斗杆机构计算相类似，可直接列出铲斗油缸的行程
=∆3L 32336
0410ηπε⋅⋅⋅⋅
p d n k K q k s S (2-71) 式中 ε——铲斗油缸挖掘行程与全行程的比率，取7.0=ε～1，其中大值适
用于低卸式铲斗，小值适用于前卸式铲斗；
0K ——挖掘比阻力，建议采用主要挖掘土壤的0K 值；
33d n 、——铲斗油缸数量及缸径；
s η——油缸和铰点的效率。

在具有连杆装置的情况下取s η=0.8～0.85。

仍取油仅全伸和全缩时长度之比为6.1(=λλ～1.7），则铲斗油缸长度为
3min 31
1L L ∆-=λ (2-72) 3max 31L L ∆-=λλ
(2-73)
油缸的铰点位置、连杆装置的结构形式及其铰点布置在初步设计时可参考样机或采用类比法预先确定，再根据所需要的转角及其与FQ 连线的相对位置进行校核。

第五章 工作装置主要部件的结构设计
主要结构件的计算主要是指对斗杆和动臂在不利工况下进行载荷分析，以计算其材料与结构的强度。

§5.1斗杆
反铲挖掘机斗杆的强度主要由弯矩控制。

取以下两个工况位置进行强度校核。

一、工况一
1、动臂位于最低；
2、斗杆油缸作用力臂最大；
3、斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；
4、侧齿遇障碍有横向作用力。

切向最大挖掘力1W 取决斗杆油缸的闭锁力'g P ，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：d g d b g l l r G r G l P W +--=23
4'1
式中，d g G G ,——斗杆和铲斗的重量（吨）；
d l l ,2——斗杆和铲斗长（米）
； 3r ——斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）
； 4r ——铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）
取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：
65
721r r r r G l W P d d d ⨯+= 式中，2r ——铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；
5r ——连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）
； 6r ——连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）
； 7r ——摇杆的长度（米）。

法6r 向阻力取决于动臂油缸的闭锁力'B P ，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：
'2101
1(,,)B B A b g d W P r M G G G W r r ⎡⎤=+-⎣⎦∑ (吨) 式中，0r ——切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；
1r ——法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）
； B r ——动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）； ),,(d g b A G G G M
∑——工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。

铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力k W 取决于回转平台的制动力矩T M ： r
M W T k = (吨) 式中，r ——横向挖掘阻力与回转中心间的距离。

按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。

此外，斗杆与铲斗铰点处还作用有k W 和2W 产生的横向力矩'c M ：
2
2'b W l W M d k c += 式中，b ——铲斗宽（米）。

切向挖掘阻力1W 作用于斗边齿，造成对斗杆的扭矩KP M ：
2
1b W M KP = (吨*米) 按以上作用力分析，作斗杆内力图，包括轴力N ，斗杆平面内的剪力x Q 和弯矩x M ，斗杆平面外的剪力y Q 和弯矩Y M ，以及扭矩T 如图5-1。

取弯矩最大处进行校核，断面如图5-3所示：
图5-3
断面面积为：410180-⨯=F m 2
断面转动惯量：45.810Z I -=⨯
41.710Y I -=⨯ 断面处压应力为：114N F
σ== MP 斗杆平面内剪应力为：120x Q F
τ== MP
图5-2
斗杆平面内弯曲正应力：
1
max
max 95x Z M y MP I σ==
斗杆平面外剪应力为：2 2.7y Q F τ== MP
斗杆平面外弯曲正应力： 2max
max 63.2y Y
M Z MP I σ=
=
按闭口薄壁杆件公式计算扭转剪应力：
min
2ωδτT =
=14.7 MP
式中，ω——截面中线所围面积m 2 m i n
δ——最小壁厚m 此时，有附加载荷，斗杆安全系数取为2，材料16Mn 的屈服极限[]s σ=350MP ，则，许用应力[][]175==
n
s σσMP
最大压应力max 1max max 172x y σσσσ=++=MP <[]σ X 方向最大剪应力1max 34.4x τττ=+=<[]2
σ
Y 方向最大剪应力2max 17.4y τττ=+=<[]2
σ
故，强度满足。

二、工况二
1、动臂位于动臂油缸最大作用力臂处；
2、斗杆油缸作用力臂最大；
3、铲斗斗齿尖，动臂与斗杆铰点，斗杆与铲斗铰点三点位于同一直线；
4、正常挖掘，挖掘阻力对称于铲斗，无横向力。

斗杆受力分析同工况一。

切向最大挖掘力1W 取决斗杆油缸的闭锁力'g P ，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：
d
g d b g l l r G r G l P W +++=
23
4'1 (吨)
式中，d g G G ,——斗杆和铲斗的重量（吨）；
d l l ,2——斗杆和铲斗长（米）
； 3r ——斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）
； 4r ——铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）
取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：
65
72
1r r r r G l W P d d d ⨯-=
(吨)
式中，2r ——铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；。