挖掘机挖掘机构设计

1绪论
1.1液压挖掘机的工作特点和基本类型
1.1.1液压挖掘机的特点
液压挖掘机由于采用了液压传动装置而使其在结构、技术性能和使用效果等方面及机械传动的单斗挖掘机相比具有很多特点，其优点综合叙述如下：
1.技术性能提高，工作装置品种扩大.单斗液压挖掘机及同级机重的机械挖掘机相比挖掘力约提高一倍，液压挖掘机最大挖掘力可达机重的1/2，而机械挖掘机只达机重的1/4. 因此在整机参数不变下，可加大铲斗容量。

提高生产率.抓斗可以强制切土和闭斗，使切土力和闭斗力都提高。

液压挖掘机的行走力和牵引力远远大于机械挖掘机，爬披能力都大为提高，还可换装加宽履带，使机械接地比压大大降低（甚至<10kPa) 。

2.简化结构、减少易损件。

采用液压传动后省去了机械挖掘机复杂的中间传动零部件，简化结构并减少易损件。

由于传动装置紧凑，重量减少导致转台、底架等结构件的尺寸和重量都相应降低，故同级液压挖掘机可比机械挖掘机总重量减轻30-40 %。

3. 传动性能改善，工作平稳、安全可靠。

采用液压传动后能无级调速且调速范围大（最高及最低速度之比可达1000:1)，能得到较低的稳定转速，液压元件的运动惯性较小并可作高速反转，因此在挖掘饥工作中换向频繁的情况下动作平稳、冲击很小，而且液压油还能吸收部分冲击能量减少机械的冲击、振动。

4 .机构布置合理紧凑.由于液压传动采用油管连接，各机构部件之间相互位置可不受传动关系的影响限制，布置可较灵活。

5. 操作简便、灵活.液压传动比机械传动操纵轻便而灵活，采用先导阀后，操纵杆数大为减少，主操纵手柄为2个，故操纵轻便司机的劳动强度大为减轻，驾驶室及机棚完全隔开，噪音减小、视野良好，振动减径，改善了司机的工作条件。

6.易实现“三化”、提高质量。

液压元件易于实现标准化、系列化、通用化。

便于组织专业化生产，进一步提高产品质量、降低成本。

液压挖掘机的主要缺点是：
1.对液压元件加工精度要求高，要求严格，制造较为困难。

使用中系统出现故障，现场进行排除较困难，维修条件和修理调整的技术都要求较高。

2. 液压油的粘度受温度影响较大，总效率较低，同时液压系统容易漏
油，掺入空气后产生噪音和振动，动作不稳，并对液压元件产生腐蚀作用。

1.1.2 液压挖掘机的基本类型和主要特点
单斗液压挖掘机可按用途及其主要装置的特征进行分类。

按液压挖掘机主要用途及工作装置的不同分为通用型和专用型两种。

中小型挖掘机大多数为通用型，以挖掘土攘容重18000N，1m3为标准反铲斗的主要装置外，还配有道于挖掘各种轻重土质和挖掘幅度的反铲、正铲、抓斗、起重等多种装置而大型液压挖掘机则以矿用正铲为主要装置外，一般亦配有挖掘轻重土、各种挖掘幅度的正、反铲等装置。

主要用于矿山采掘和装载、称采矿或矿用型。

按工作装置的结构不同分为铰接式和伸缩臂式挖掘机，常用者均为铰接式，伸缩臂式挖掘机因可用于平整清理场地等作业，所以有挖掘平地机之称.按行走装置的不同，液压挖掘机分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式及拖式等种。

履带式因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比应。

轮式挖掘机具有行走速度快，机动性好、可在城市道路边行，故近年来在中小型挖掘机中发展较快。

汽车式、悬挂式是以汽车及拖拉机为基础机械装设挖掘或装载工作装置的小型挖掘机.适用于城建小量土方工程及农村建筑.拖式则没有行走驱动机构，转移时由牵引车牵引，主要优点为结构简单、成本低。

按回转部分转角的不同，液压挖掘机有全国转和半回转两类.大部分液压挖掘机是全国转式的，小型液压挖掘机如悬挂式等工作装置仅能作1800左右的回转，为半回转式。

液压挖掘机按主要机构是否全部采用液压传动又分为全液压式及半液压式两种。

两者区别在于半液压传动挖掘机的行走机构采用机械传动，少数挖掘机仅工作装置采用液压传动，如大裂矿用挖掘机等。

目前国产轮胎式液压挖掘机多采用半压式。

1.2 液压挖掘机的发展概况
1.2.1国外液压挖掘机的目前水平和发展趋势
第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动半回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动全回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程。

由于液压技术的应用，20世纪40年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机，20世纪50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带式全液压挖掘机。

初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床
的液压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全。

从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段，各国挖掘机制造厂和品种增加很快，产量猛增。

从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。

1.2.2 国内液压挖掘机的发展概况
我国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为1m3的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。

新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪30～40年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。

由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂。

到20世纪80年代末，我国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。

中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有0.1～2.5 m3等12个等级、20多种型号，还生产0.5-4m3以及大型矿用10m3、12m3机械传动单斗挖掘机，1m3隧道挖掘机，4m3长臂挖掘机，1000m3／h的排土机等，还开发了斗容量0.25m3的船用液压挖掘机，斗容量0.4m3、0.6m3、0.8m3的水陆两用挖掘机等。

业内人士指出，我国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展；斗容量宜控制在0.1～15 m3；而对于大型及多斗挖掘机，由于液压元件的制造、装配精度要求高，施工现场维修条件差等，则仍以机械式为主。

应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。

1.3 设计概述
本设计为履带式液压挖掘机挖掘机构。

及其它类型的挖掘机相比，这种类型的挖掘机因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比压。

液压挖掘机的主要特点为：能无级调速且调速范围大，能得到较低的稳定转速，快速作用时，液压元件产生的运动惯性小，加速性能好，并可作高速反转，传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操纵省力，易实现自动化控制，易于实现标准化、系列化、通用化。

本次设计的主要参数是斗容量0.23m3,它属于中小型液压挖掘机，主要设计挖掘机的工作装置。

在设计中，采用了履带式行走装置，来满足要求。

上部转台是全回转式，因此它可在一个更大的范围内工作。

又因采用液压传动控制而使整机性能得以改善。

及机械式挖掘机相比，其挖掘力提高到2～3倍，整机质量约为5吨，挖掘力约为42.5kN，最大卸载高度约为5.66m，最大挖掘深度3.83m，最大挖掘半径约为6.13m，从中可以看出整机作业能力有了很大的改进，不仅挖掘力大，且机器重量轻，传动平稳，作业效率高，结构紧凑。

另外，还对挖掘机的工作装置提出基于结构推理的机构方案创新设计方法。

1.4设计任务
设计一个标准斗容为0.233m，挖掘Ⅳ级及以下土壤的液压挖掘机。

其具体参数如下：
表1 设计参数
铲斗容量最大挖掘
深度
最大挖掘
半径
最大卸载高
度
最大卸载
高度
最大挖掘
力
0.23(
3 m)
3.83
(m)
6.13(
m)
5.66(m)
3.97(
m)
42.5(K
N)
2.液压挖掘机反铲工作装置
2.1 反铲装置的工作原理
反铲是中小型液压挖掘机的主要工作装置。

液压挖掘机的反铲装置由动臂，斗杆，铲斗，以及动臂油缸，斗杆油缸，铲斗油缸和连杆机构组成。

其构造特点是各部件之间的连接全部采用铰接，通过油缸的伸缩来实现挖掘工作中的各种动作。

动臂的小铰点及回转平台铰接，并以动臂油缸来支撑和改变动臂的倾角，通过动臂油缸的伸缩可使动臂绕小铰点转动而升降。

斗杆铰接于动臂的上端，斗杆及动臂的相对位置由斗杆油缸来控制，当斗杆油缸伸缩时，斗杆便可绕动臂上焦铰点转动。

铲斗及斗杆前端铰接，并通过铲斗油缸伸缩使铲斗绕该点转动。

为增大铲斗的转角，通常以连杆机构及铲斗连接。

2.2反铲装置工作特点
反铲主要用于挖掘停机面以下的土壤。

其挖掘轨迹决定于各油缸的运动及其相互配合的情况。

当采用动臂油缸工作并进行挖掘时（斗杆油缸和铲斗油缸不工作）可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。

此时铲斗的挖掘轨迹是以动臂下铰点为中心，斗齿尖至该铰点的距离为半径而做的圆弧线，其极限挖掘高度和深度（不是最大挖掘深度）即圆弧线之起点、终点，分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角（动臂对水平线的夹角），也即决定于动臂油缸的行程。

由于这种挖掘方式时间长并且由于稳定条件限制挖掘力的发挥，实际工作中基本不采用。

在实际挖掘工作过程中，往往需要采用各种油缸的联合工作。

如当挖掘
基坑时由于挖掘深度较大，并要求有较陡而平整的基坑时，则采用动臂及斗杆两种油缸同时工作。

当挖掘坑底，挖掘行程将结束为加速将铲斗装满土，以及挖掘过程需要改变铲斗及切削角等情况下，则要求采用斗杆及铲斗油缸共同工作。

显然此时挖掘机的挖掘轨迹是由相应油缸分别工作时的轨迹组合而成。

当然，这种动作能否实现决定于液压系统的设计。

当液压挖掘机反铲装置的结构形式机构尺寸定时（包括动臂，斗杆，铲斗尺寸，饺点位置，相对的允许转角或各油缸的行程等），即可用作图法求得挖掘机挖掘轨迹的包
络图，即挖掘机在任意正常工作周位置时，控制到的工作范围，图上各控制尺寸即液压挖掘机的工作尺寸。

对于反铲装置的只要工作尺寸为最大挖掘深度和最大挖掘半径，包络图中可能有部分区间靠近甚至深入到挖掘机停机点以下，这一范围的土壤虽然能挖掘但可能引起土壤的崩塌而影响机械的稳定性和安全性，除有条件的挖沟作业一般不使用。

故有的挖掘机工作尺寸图上标明有效的工作范围，或以虚线表明此段的挖掘轨迹。

图2-1反铲挖掘范围示意图
挖掘机反铲装置的最大挖掘力决定于液压系统的工作压力，油缸尺寸，以及油缸间作用力影响（斗杆，动臂油缸的闭锁压力及力臂）外。

还决定及整机的稳定和地面的附着情况。

反铲挖掘机速度结构尺寸已定的条件下决定于液压系统对工作油缸的供油量，对动臂油缸和斗杆油缸为提高其单独工作的挖掘速度，在液压系统中可采用合流供油措施来保证。

液压反铲都采用转斗卸土，卸载较准确，平稳，便于装车工作。

3.挖掘机的工作装置设计
3.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式
3.1.1确定动臂的结构形式
动臂是反铲工作装置的主要部件，斗杆的结构形式往往取决及动臂的机构形式。

目前采用得多的是整体式动臂，组合式动臂用在作业工况复杂、多变的场合，现一般作为特殊配置。

整体式动臂的优点是结构简单，轻巧，质量轻而刚度大。

其缺点是更换的工作装置少，通用性较差。

多用于长期作业条件相似的挖掘机上。

整体式动臂又可分为直动臂和弯动臂两种。

其中的直动臂结构简单、质量轻、制造方便，主要用于悬挂式液压挖掘机，但它不能使挖掘机获得较大的挖掘深度，不适用于通用挖掘机；弯动臂是目前应用最广泛的结构型式，及同长度的直动臂相比，可以使挖掘机有较大的挖掘深度，但降低了卸土高度，这正符合挖掘机反铲作业的要求。

图3-1整体直动臂图3-2整体弯动臂
经比较，选择整体弯动臂。

3.1.2确定斗杆的结构形式
斗杆也有整体式和组合式两种，大多挖掘机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度或杠杆比时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设计2-4个可供调节的孔。

图3-3 整体式斗杆图3-4 组合式斗杆
经比较，选择整体式斗杆。

3.1.3确定铲斗的结构形式和斗齿的安装结构
基本要求
1)铲斗的纵向剖面形状应适应挖掘过程各种物料在斗中运动规律，有利于物料的流动，使装土阻力最小，有利于将铲斗充满。

2)装设斗齿，以增大铲斗对挖掘物料的线比压，斗齿及斗形参数具有较小的单位切削阻力，便于切入及破碎土壤。

斗齿应耐磨、易于更换。

3)为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽及物料直径之比应大于4：1。

4)物料易于卸净，缩短卸载时间，并提高铲斗有效容积。

反铲用的铲斗形状、尺寸及其作业对象有很大关系。

为了满足各种挖掘作业的需要，在同一台挖掘机上可配以多种结构型式的铲斗，图3-5、图3-6分别为反铲用铲斗的基本形式和常用形式。

铲斗的斗齿采用装配式，其形式有橡胶卡销式和螺栓连接式，如图3-5所示。

图3-5反铲用铲斗基本形式
图3-6反铲用铲斗常用结构
图3-7斗齿安装形式
经比较，选择a安装形式
3.1.4铲斗及铲斗液压缸的连接形式
铲斗及液压缸连接的结构型式有四连杆机构和六连杆机构，如图3-8所示。

其中的四连杆机构方式是铲斗直接铰接于液压缸，使铲斗转角较小，工作力矩变化较大；六连杆机构连接方式的特点是，在液压缸活塞杆行程相同条件下，铲斗可获得较大转角，并改善机构的传动特性。

图3-8 铲斗的连接形式
图3-8a为直接连接，铲斗、斗杆及铲斗液压缸组成四连杆机构.图3-8 b 中铲斗液压缸通过摇抨1 和连杆2及铲斗相连，及斗杆组成六连杆机构.图3-8d 及图3-8b 类似，区别在于前者液压缸及活塞杆端铰接于摇杆两端之间.
经比较：选用b结构。

虽然.六连抨中方式b和d 在液压缸行程相同时，后者能得到更大的铲斗转角，但其铲斗挖掘力的平均值较小。

铲斗液压缸一般都只有一个，因为传动比小，单油缸作用力足以保证斗齿所需作用力。

3.2 确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置
3.2.1 确定动臂油缸的布置
动臂液压缸的连接，一般有两种布置方褒.第一种如图3-9a和b 所示，动臂液压缸装于动臂的前下方，动臂下支承点(即及转台的铰点〉可以设在转台回转中心之前。

，并稍高于转台平面，也可以设置在转台之后，改善受力状况。

图3-9 动臂油缸的布置
a图中，铰点设在动臂箱体下方的凸缘上，b图中，设在动臂箱体中间，铰点布置a不削弱动臂结构强度，但影响动臂下降幅度，b则及之相反，但对动臂双液压缸则较合适。

C和d动臂、动臂液压缸位于动臂的上方或后方，有的称之为“悬挂式液压缸”。

由此，选定方案a为动臂油缸的布置方案。

3.2.2 斗杆油缸的布置
反铲斗杆油缸的布置如图所示。

图3-10 斗杆油缸的布置
3.2.3铲斗油缸的布置
如前所述，斗杆油缸的布置采用如图所示：
图3-11 铲斗油缸的布置
3.3 动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择
3.3.1反铲装置总体方案的确定
动臂及动臂油缸的布置：确定用整体式动臂，天鹅颈型动臂，动臂油缸的布置为下置式。

斗杆及斗杆油缸的布置：采用整体式斗杆，不使用变铰点调节。

动臂及斗杆的长度比：即特性参数k1=l1/l2
取k1=2，为长动臂短斗杆方案。

3.3.2斗型参数的选择
图3-12 斗型示意图
斗容量q ，平均斗宽B ，转拌挖据华径R 和转斗拮据接满转角2φ是铲斗的四个主要参数。

R 、B ，2φ三者及q 之间有以下几何关系：（见【2】P75）
2
1(2sin 2)2
s q R B K ϕϕ=
- 式中土壤松散洗漱Ks 的近似值为1.25，因为我国标准斗容指堆尖容量，所以装满系数不再考虑。

令q=0.23，R=0.7，2φ=90°，则由上述公式可以求出B=1.3，显然，B 过大会造成最大挖掘阻力和转斗挖掘能容量E 增大，不利于提高效率。

于是增大R,使R=0.96，则求出B=0.7，合适。

3.3.3动臂机构参数的选择
(一)动臂的运动分析
图3-13动臂摆角范围计算简图
图3-14 F 点坐标计算简图
1.
动臂的摆角
动臂的摆角ϕmax 1是动臂油缸长度L 1的函数，动臂上任意一点在任意时刻的坐标值也都是L 1的函数。

设特性参数ρ=L m in 1/l 5，σ=l 7/l 5 如图3-14所示，当L 1=L 1min 时得
在△ACB 中，据余弦定理知：
θmin 1 =ACB 0∠=cos 1
-[]=（3-1）
当L 1=L m ax 1时则得 θ
max 1=ACB z
∠=1cos -[]=（3-2） 动臂的摆角范围为
ϕ
max
1=θmax 1-θmin 1=-（3-3）
动臂的瞬时转角为
ϕ1=22
11min 1(/)cos(
)2L L σρσ
+-⨯—（3-4） 不难列出动臂上任意一点的坐标方程，现在只推导F 点的坐标方程。

有3-2得
α
αθα11
7
5
2
1
27
25
1
11
1
20
)2(cos -⨯⨯-+=-=∠=-l l L l l BCD （3-5）
令ααα22021-=∠=UCF （3-6）
当F 点在水平线CU 之下时α21为负，否则为正。

F 点的X 坐标方程为：αcos
21
130⨯+=l l X
F
（3-7a ）
F 点的Y 坐标方程为：αsin 211⨯+=l Y Y C F （3-7b ） 这里C 点的Y 坐标值可由图达到
αsin 12
19
⨯=l Y C
（3-8）
2.动臂油缸的作用力臂
设)1(2
2
5
15572l
L l l l l A ++=++=σ。

则
]5
11[]15
1[2)
()()(2)(
)(2
2
1
21
1
751
σσ-+-⨯-=
-⨯-⨯-⨯⨯
=
l L l L L l L
L l l e
A A A A （3-9）
()11e f L =是一条正弦曲线。

当l 1分别取l 1min 和l 1max 可得到作用力臂e 10和e Z 1，即
]5
min 11[]15
min 1[2)(
)
(
2
2
min
12
510
σσ-+-⨯-=
l L l L L
l
e
（3-10a ） ]5
max 11[]15
max 1[2)(
)
(
2
2
max
12
5
1σσ-+-⨯-=
l L l L L
l e
Z
（3-10b ） 显然动臂油缸的作大作用力臂为l e 5max 1=，这时12
5
2
5271-=-=
σ
l l l L ，
22241141
1
39421
2221
(
)cos 22.91 4.64 2.43
()
cos 2 2.91 4.64
27l l l ZFC l l α--+-=∠=⨯⨯+-=⨯⨯=
油缸下置时动臂有刚全伸及全缩时的力臂比k 4=e 1z /e 10.取k 4=1
图3-15 动臂的三维效果图
根据对照比较选取7 2.11m l =，50.8m l =。

根据对动臂油缸的设计可知1max 2.9m L =，1min 1.7m
L = 根据公式（3-1）可得
222
2
2
21min
7
5
111min 75 2.110.8 1.70
(
)()cos cos 22 2.110.8
l l L l l θ--+-+-==⨯⨯⨯⨯
解得
1min 49
θ=
同样根据公式（3-2）可得
2222221max 751
11max 75 2.110.8 2.9(
)()cos cos 22 2.110.8
l l L l l θ--+-+-==⨯⨯⨯⨯ 解得
1max 169
θ=
由公式（3-3）得动臂转角范围ϕmax 1
000
1max 1min 1max
16949120
ϕ
θθ=-=-=
3927α=
4
1k
=
7
2.11m l =5
0.8m l
=
1max
2.9L =1min
1.7m
L
=0
1min 49
θ=
1max 169
θ=
1min
49
ϕ
=1
1.7λ
=
4
0.14k
=
2.63σ=
3.125ρ=
m
1
T Z
M p e M
=≥
22
665
0.15
25100.921.5100.65 2.410
44
T
d
M Nm
ππ⨯
=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⨯
5
0.4810
T z
M M Nm
>=⨯
所以所设计的动臂油缸满足要求
3.3.4斗杆机构参数的选择
(一)斗杆的运动分析
斗杆的位置参数是1L和L2的函数。

这里暂时先讨论斗杆相对于动臂的运动，也即只考虑L2的影响。

斗杆机构及动臂机构性质类似，它们都是四杆机构，但连杆比例不同。

在动臂机构中一般L7>L5,在斗杆机构中一般L9>l=0.96m。

图3-16斗杆机构摆角计算简图
1.斗杆相对于动臂的摆角范围
2max
ϕ=
222222
11
892max892min
2max2min
8989
¦os()cos()
22
l l L l l L
c
l l l l
θθ--
+-+-
-=-
⨯⨯⨯⨯
（3-17）2斗杆油缸的作用力臂
设，则
892
2
2
2()()()
B B l B l B L
e
⨯⨯-⨯-⨯-
=（3-18）
22
()
e f L
=也是正弦曲线。

当分别取22min22max202z
L L L L e e
==
和时可得到和。

即
min min8min9min2min
20
2min
2()()()
B B l B l B L
e
⨯⨯-⨯-⨯-
=
3-19a）
max max 8max 9max 2m 22max
2()()()
ax z B B l B l B L e ⨯⨯-⨯-⨯-=
（3-19b ）
显然，斗杆油缸最大作用力臂122
92max 922898
sin (),l e l DFE L l l l θ-==∠==-，这是
（二）斗杆机构参数选择计算
图3-17 斗杆机构参数计算简图
根据斗杆挖掘阻力计算，并参考有关资料，查的挖掘力值，按要求的最大挖掘力确定斗杆油缸的最大作用力臂l 9。

查找资料确定挖掘机斗杆挖掘力，定该斗杆挖掘力值为max 28.6G P KN =
根据【2】P79公式（2-52）
即 max 232max 92
()
G P l l e l P +==
又有23max 1.94,0.678,28.6G l m l m P KN ===
2
6
2
52 3.140.1121.510/ 2.04104
P N m N ⨯=⨯⨯=⨯
所以42max
95
2.8610(1.940.678)0.3672.0410
e l m ⨯⨯+===⨯ 假设斗杆摆角范围为2max 90,90
ϕ=即
在三角形0Z E E F 中已知0.367,l m =090 1.54z E E m ϕ==可得 选择油缸2min 1.03L m =，则2max 1.56L m =
max 28.6G P KN
=
52 2.0410P N
=⨯2max 0.367e m
=2max 90ϕ=
8 1.3l m =
由【2】P75公式（2-54） 即：
2
2
2max
82min 92min 9222cos(
)2
90
1.030.3672 1.030.367cos()2
1.3
l L l L l πϕπ+=+-⨯⨯⨯+=+-⨯⨯⨯=
由前面公式可得
892max max 892min min 1.30.367 1.56 1.61
22
1.30.367 1.03 1.34
22
l l L B l l L B ++++===++++===
再有公式（3-19a ）（3-19b ）可求得
2022 1.34(1.34 1.3)(1.340.367)(1.34 1.03)
0.24
1.03
2 1.61(1.61 1.3)(1.610.367)(1.61 1.56)0.23
1.56
z e e ⨯⨯-⨯-⨯-==⨯⨯-⨯-⨯-==显然，斗杆油缸最大作用力臂2max 90.367e l m ==
这时
11928
22222890.367
sin ()sin (
)161.31.30.367 1.24l DFE l l l l m
θ--=∠====-=-=
图3-18 斗杆三维效果图
3.3.5铲斗机构参数的选择
（一）铲斗运动分析
铲斗相对于X-Y坐标系的运动是L1,L2和L3的函数，西那在讨论铲斗相对于斗杆的运动。

如图3-19所示，G点为铲斗油缸及斗杆的铰点。

F 点为斗杆及动臂的铰点Q点为铲斗及斗杆的铰点，V点为铲斗的斗齿点，K点为连杆及斗杆的铰点，N点是曲柄及斗杆的铰点，M点为铲斗油缸及曲柄铰点，H点为曲柄及连杆的铰点。

图3-19 铲斗连杆机构传动比计算简图
1，斗形参数的选择
斗容q,平均斗宽B ，挖掘半径和转斗挖掘装满角度2ϕ是铲斗的四个主要参数。

他们间的关系为
21
(2sin 2)2s
q R B K ϕϕ=-
一般土壤松散系数
3
1.25;0.23s K q m ==
由【2】P75表（2-6）比较取B=0.7m ，取290ϕ=。

则可以求出R
220.23
0.96(2sin 2)0.7(1.57sin 90) 1.25
s q R m
B K ϕϕ⨯=
==-⨯-⨯
铲斗上两铰点K 及Q 间距24l
由【2】P75知，取230.35,0.678K l m == 则24230.350.6780.2373,l K l m ==⨯=取24l =0.3m
图3-20 铲斗三维效果图
B=0.
7m
0.96R m =
30.678l m =
24
l =0.
3m
4.动臂、斗杆的结构强度校核计算分析 4.1计算工况的选择及斗杆的强度计算
1.液压挖掘机在工作过程中外载荷复杂多变，工作装置各构件的内力随
各组油缸力及运动变量的改变而变化。

因此，合理的确定计算工况是进行
工作装置强度计算的前提。

斗杆的计算工况为：动臂位于最低；斗杆油缸作用力臂最大；斗齿尖位于铲斗及斗杆铰点和斗杆及动臂铰点连线的延长线上；侧齿遇到障碍作用有横向力W K .
图4-1 斗杆计算图
2．铲斗所受的侧向力决定于液压挖掘机的制动力矩，其值为 式中：S P ———铲斗所受的最大侧向力 Z
M ———液压挖掘机回转机构的制动力矩 r ———侧向力作用点至回转中心的距离
在距离铰点B 为lc 的截面Cx 的在和，其轴向力有下式求得：
cos()sin 'sin b b b N Pd r a S P a g β=----
式中：'b g ---截面Cx 以左部分的斗杆重量； β---斗杆对水平线的倾角
截面上任意一点的正应力安下式求得：
σ
式中：x ，y---从截面中心线y-y,x —x 到所求点的距离
x
J ，y J ---截面对y-y,x —x 轴惯性矩 F---截面面积
截面上任意一点的切应力可按照下式求得：
τ
图4-2 斗杆危险截面
图4-3 斗杆截面图
3．截面图形的几何性质
截面1
截面面积 F=304.52
cm
截面对参数轴的静矩2
983.5x S cm = 截面形心
截面的惯性矩43795.6x J cm =
抗弯截面模数 3max 3795.6
313.612.1
x x J W cm y =
== 截面的惯性矩 43218.3y J cm = 抗弯截面模数 3max
3218.3
214.515
y y J W cm x =
=
= 截面2
截面面积 F=154.52
cm
截面的惯性矩 4
34445.3x J cm = 抗弯截面模数 3max 34445.3
4592.77.5
x x J W cm x =
== 截面的惯性矩 45853.3y J cm = 抗弯截面模数 3max
5853.3
296.319.75
y y J W cm y =
=
=
截面3
截面面积 F=1262
cm 截面对参数轴的静矩2863.1x S cm = 截面形心863.1 6.85126
x c S Y cm F =
== 截面的惯性矩419979.2x J cm = 抗弯截面模数 3max 19979.2
1331.915
x
x J W cm y =
== 截面的惯性矩
4
4549.5y J cm =
抗弯截面模数 3max
4549.5
606.67.5
y
y J W cm x ==
= 4.2、强度计算
斗杆材料选择为16Mn
根据图示的斗杆各铰点的受离情况，斗杆上截面1、截面2、截面3应力值为：
1．截面1
弯矩：3(cos )'' 4.910x b d a c M P l l a p h g br R l NS Nm =+-+-+=⨯
33.2810y M Nm =⨯
轴力：54.810N N =⨯ 切力：47.6310Q N =⨯ 截面1的应力
32
332
352
2
422
4.9101563.7/313.63.28101531.2/214.54.8101582.6/304.57.6310250.6/304.5x x x y
y y N M Nm N cm
W cm M Nm N cm
W cm N N N cm F cm Q N N cm
F m σσστ⨯===⨯===⨯===⨯===
按第四强度理论其合成应力σ为：
244697.01/46.9r N cm MPa σ====
2．截面2
弯矩：54.0110x M Nm =⨯
6334y M Nm =
轴力：53.4710N N =⨯ 切力：51.1310Q N =⨯ 截面Ⅱ—Ⅱ上的应力
523
23
5
2
252
2
4.01108736/4592.763342138/296.33.47102250/154.51.1310735/154.5x x x y y y
N M Nm N cm
W cm M Nm
N cm W cm
N N N cm F cm Q N N cm F cm
σσστ⨯=====
=⨯=
==⨯===
按第四强度理论其合成应力σ为：
424 1.3210/132r N cm MPa σ===⨯=
3．截面3
弯矩：48.3210x M Nm
=⨯
41.0510y M Nm =⨯
轴力：52.3610N N =⨯ 切力：47.2510Q N =⨯ 截面Ⅲ—Ⅲ上的应力
42342
352
2422
8.32106250/1331.91.05101763/606.62.36101873/1267.2510576/126x x x y
y y N M Nm N cm
W cm M Nm N cm
W cm N N N cm
F cm Q N N cm
F cm σσστ⨯===⨯===⨯===⨯===
按第四强度理论其合成应力σ为：
249936/99.36r N cm MPa σ====
从以上四个截面应力可知，用16Mn 为材料强度极限 2
[]18000/b N cm σ==180Mpa ，各截面应力均小于[]b σ，强度要求可以满
足。

4.3动臂的强度计算
动臂最大受力位置的确定 动臂强度计算，同样应该按照挖掘工作中的可能出现的最大载荷来选定计算位置。

一般认为最大载荷发生在铲斗油缸挖掘到最大深度的时候，如果这是由于挖掘机的稳定性或斗杆油缸承载能力的限制，在铲斗切削刃不能实现最大挖掘力，那么计算位置就应该选择使斗杆转过一些角度的时候。

图4-4 动臂挖掘力分布图
整体式弯动臂对弯曲部分的断面进行强度计算时，颖考虑按曲梁进行设计，即在弯曲平面内的应力按照下式计算
σ=
式中：F---断面面积
r---断面弯曲处的曲率半径
y---断面重心至计算点的距离，该点在曲率中心及断面重心之间为负，反之为正
k---断面形状及曲梁曲率有关系数
k=-。