20吨履带式单斗液压挖掘机工作装置三维设计.docx

毕业论文（设计）

题目：20吨履带式单斗液压挖掘机工作装置三维设计

摘 要
挖掘机械是用铲斗挖掘高于或低于承机面的物料，并装入运输车辆或卸至堆料场的土方机械。挖掘的物料主要是土壤、煤、泥沙以及经过预松后的土壤和岩石。液压挖掘机的工作装置是直接完成挖掘任务的装置，它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接而成；其工作过程是由动臂的上升下降，斗杆的伸出和回收，铲斗的挖土和卸土，以及上部平台的360°回转等动作组成。从外观上看，挖掘机主要由工作装置、上部转台和行走机构三部分组成。
本论文主要对挖掘机进行工作装置设计。首先，提出整机的方案并初步确定各部件的结构尺寸，进而完成了动臂、斗杆、铲斗等部件的结构设计，并对工作装置各部件进行了各铰点之间的距离计算和校核以及挖掘机作业范围的计算。最后，运用solidworks三维软件绘制了挖掘机的整体三维效果图，实现了挖掘机的三维动画。

关键词：挖掘机，工作装置， solidworks三维软件

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excavatorunit目 录

1 绪 论 1
1.1 选题的目的及意义 1
1.2 挖掘机工作原理概述 2
1.3 国内外研究现状 3
1.4 课题研究方法 4
1.5 论文构成及研究内容 5
2 挖掘机工作装置设计 6
2.1 工作装置构成 6
2.2 动臂及斗杆的结构形式的初选 7
2.3 动臂与动臂油缸的布置 7
2.4 铲斗与铲斗油缸的连接方式 8
2.5 铲斗的结构选择 8
2.6 原始几何参数的初定 9
3 工作装置运动分析 11
3.1 动臂运动分析 11
3.2 斗杆的运动分析 12
3.3 铲斗的运动分析 13
3.4 特殊工作位置计算 18
4 工作装置的设计计算 21
4.1 斗形参数的确定 21
4.2 动臂机构参数的确定 21
4.2.1 α与A点坐标的选取 21
4.2.2 l1与l2的计算 21
4.2.3 l41与l42的计算 22
4.2.4 l5的计算 22
4.3 斗杆机构基本参数的确定 23
4.4 铲斗机构基本参数的确定 25
4.4.1 转角范围 25
4.4.2 铲斗机构其它基本参数的计算 25
5三维实体设计 27
5.1 solidworks三维软件简介 27
5.2 挖掘机实体建模 27
5.2.1绘制出零部件 27
5.2.2 装配部件 28
5.4 分析运用solidworks软件得到的结果 29
结 论 30
致 谢 31
参考文献 32

1 绪 论
1.1选题的目的及意义
挖掘机械是一种集土方挖掘、装载、平整、拆除、抢险等作业的工程机械，广泛应用于各类土石方工程施工、民用建筑、道路建设和市政工程场所，在工程机械中占据着举足重要的地位。
据统计，世界范围内各种土方工程约有60～70%的土方工作由挖掘机械来完成的。因此，在世界范围内，挖掘机也是产销量最大、应用最多的一类工程机械。尤其近年来我国挖掘机械的产销量每年均有15～30%的爆炸式增长，2010年更是达到了惊人的74.5%的增长。可以说挖掘机械式工程机械行业中最重要的机种之一，工程机械之王，甚至可以说得
液压挖掘机与其他工程机械相比，具有更高作业效率、更加节能特点，其科技含量和信息化程度高，是工程机械中技术难度大，具有标志性的重要产品之一，它的制造技术水平和生产能力反映了国家的工程机械的整体水平，不夸张的说也反映了国家的装备制造业水平。
液压挖掘机是结构复杂的终端机械产品，整机的零部件高达2000多种3000多件，覆盖机械、液压传动、冶金、石油化工、电气等多行业。它的发展将全面带动相关产业的快速发展，为国民经济增长起到相当重要的促进意义
中国挖掘机行业从形成、发展到壮大，成为世界工程机械大国，经历了短短的40余年，特别是改革开放30年来，发展尤为迅速，以液压挖掘机为例，1993年我国液压挖掘机总销量为2349台，17年后的2010年我国液压挖掘机的总销量高达165000台，17年增长60倍，2010年更是达到了同比增长74.5%惊人速度。2010年12月，国内主要23家主要挖掘机制造公司实际累计销售挖掘机13500台，打破历年12月销售记录；在过去的2010年，我国挖掘机行业延续了上年发展态势，在政府加大基建投资、推进城镇化建设等多种政策叠加效应的作用拉动下，实际累计销售总量超过165000万台，销量再创新高。
据中国挖掘机械网CEMA中国市场挖掘机实销量数计库统计，2010年中国自主品牌挖掘机实际累计销售挖掘机47600台，较去年同期大幅增长92%，远高于行业平均增长水平。自主品牌占当年挖掘机销售总量的28.74%，比上年提高2.72%。2010销售最大占第一位的是江苏省，其余依次是四川、安徽、山东、内蒙、排名与往年不大。再从国内市场分十大用户行业来说，公路建设挖掘机需求量占全年销售量的18.7%，矿山开采占18.4%，市政建设（包括房地产业）占25.3%，这三大行业占了总需求量60%以上，未来这三大行业将继续发展，铁路建设、水利水电等行业将作为重点发展行业需求前景看好。
从2010年开始，随着经济的逐步复苏，公路建设、房地产建设、铁路建设等领域直接拉动了对挖掘机的需求。受国家推动的大规模基建计划和房地产行业投资景气的影响，中国挖掘机市场将会有进一步的增长。未来挖掘机行业前景看好，中西部地区和东北地区随着经济建设的加快和施工项目的增多，对挖掘机的需求量也将逐年增大。
在过去10年，伴随着中国经济长期持续的高速增长，中国市场对挖掘机的需求不断攀升，成为当今全球最大的、赢利水平最好和竞争最激烈的市场之一。全球挖掘机制造商的未来也因此与中国市场紧密的联系在一起。随着全球挖掘机市场新格局的形成，可以预见的是，中国的挖掘机市场也逐渐成为一股影响全局的力量。
2010年，挖掘机引领了工程机械行业“新潮流”，在国内固定资产投资和房地产开发较快增长的背景下，工程机械行业呈现高速增长态势，挖掘机表现尤为突出，业内人士普遍对2011年的挖掘机增长前景看好。2011年虽然房地产面临国家调控的压力，但高铁、保障性住房、水利等领域的基础建设仍将给挖掘机带来较大的增长机会，国产品牌的增速将明显高于行业平均水平。
中国工程机械行业必须具有长远眼光，在积极攻占内地市场同时，加快对海外工程机械市场的进军步伐，加快节能减排步伐，在危机中不断寻找企业转型发展的新契机。核心零部件受制于人始终是国产挖掘机的短板。液压泵、液压阀、马达、液压油缸甚至发动机等主要零部件的供应常常控制在少数几家供应商手中，它们根据自己公司的生产情况量产，并非随着制造商产量的增长扩大生产。关键零部件短缺，仍是国内品牌的主机制造企业心中的“痛”。所以，大投入和研发、攻国内外市场、核心技术和关键零部件的科研上取得突破对国内挖掘机品牌来说其重要意义不言而喻，是我们努力的方向和目标
1.2挖掘机工作原理概述
液压挖掘机的工作装置是直接完成挖掘任务的装置，它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接而成。动臂起落、斗杆伸缩和铲斗转动都用往复式双作用液压缸控制。回转与行走装置是液压挖掘机的机体，转台上部设有动力装置和传动系统。其工作过程是由动臂的上升下降，斗杆的伸出和回收，铲斗的挖土和卸土，以及上部平台的360°回转等动作组成。发动机是液压挖掘机的动力源，大多采用柴油要在方便的场地，也可改用电动机。液压传动系统通过液压泵将发动机的动力传递给液压马达、液压缸等执行元件，推动工作装置动作，从而完成挖掘机的挖掘、满斗举升回转、卸载、空斗返回等各种工况动作。

1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板；
8-连杆； 9-摇杆； 10-铲斗油缸； 11-斗杆
图1.1 工作装置组成图
Fig.1.1 Work device of operation

1.3国内外研究现状
从20世纪后期开始，国际上挖掘机的研发向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。1）多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。2）发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。3）采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。4）设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。5）对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。6）步改进液压系统。7）拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。8）环境保护，CAT、小松等厂家纷纷推出满足三次排放要求的挖掘机。
早在1958年国内便开始了液压挖掘机的研制开发工作，随后开发出一系列比较成熟的产品。当时出于受配件如发动机、液压件及企业自身条件的影响，其质量和产量远未达到应有的水平，与国外同类产品相比也存在较大差距。到了80年代末和90年代初，世界各工业发达国家液压挖掘机技术水平得到了迅速的提高，突出表现在追求高效率(同一机重的挖掘机功率普遍提高，液压系统流量增大，作业循环时间减小，作业效率大大提高)；高可靠性和追求司机操作的舒适性。
一些挖掘机专业生产厂为了生存和发展，利用自身的实力和丰富的挖掘机生产经验，纷纷在工厂的技术改造、试验研究、新产品开发方面下大功夫。有的新开发的产品(也包括某些已生产多年的老产品)为了提高作业的可靠性，干脆采用了进口的液压件和发动机，甚至于整个传动系统都按照采用国外元件来设计，这种经过改型或新设计开发的液压挖掘机其工作可靠性和作业效率得到很大的提高。这样，引进和消化国外的不少技术，在技术方面都有了长足的进步。
挖掘机行业近年来虽有很大发展，但与国外挖掘机行业发达国家相比仍存在许多不足，其原因除了国内挖掘机加工水平落后之外，挖掘机设计水平与发达国家相比也有较大的差距，尤其是一些先进设计技术的掌握和应用。国内众多的研究人员和单位对液压挖掘机工作装置设计进行了不少研究，开发了其设计软件，他们的研究基本上局限于解决某些问题，即工作装置的几何参数、运动参数和力参数等的解决。关于工作装置设计参数分析和在CAD上其自动设计的综合研究文献还没有。因此，开发出的软件缺少通用性，不能使用于挖掘机工作装莺的一些通用问题的解决，对工程机械这个行业不具有通用性。特别是国内，CAD在许多企业还停留在辅助制图的程度上，当然也有部分企业用CAD进行空间布置设计。虽然部分软件也有一定的分析计算能力，但是远远不能达到设计需要，对液压挖掘机进行分析的大型通用软件目前市场上还很少。经过近十年的研究，获得了一些成果，但是研究还不够深入，有些研究结果已进入实际应用过程中。目前研究液压挖掘机工作装置设计的重点在于，为了使挖掘机设计人员从繁忙的计算中解脱出来，现有工作装置机构的计算机辅助计算和优化设计，即大多数的液压挖掘机工作装置设计研究在现有机构的基础上局限地进行的。在这样一种情况下，开发一个专业化的工作装置的设计工具和软件显得非常必要。
目前，液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化；提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，液压挖掘机技术研发有以下的趋势：
（1）向大型化发展的同时向微型化发展。
（2）更为普遍地采用节能技术。
（3）不断提高可靠性和使用寿命。
（4）工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。
（5）液压系统不断改进，液压元件不断更新。
（6）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。
（7）增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。
（8）人机工程学在设计中的充分利用。
1.4课题研究方法
本次毕业设计对日立ZX200中型履带式液压挖掘机进行了现场测绘，取得了工作装置、回转装置、行走装置以及挖掘机整体的大体数据资料。再结合网络资料以及与挖掘机设计相关书籍，用力学知识对液压挖掘机的工作装置进行运动学分析和力学计算。根据运动学分析和力学计算的结果得到工作装置的基本尺寸和结构尺寸。然后用CAD软件进行了三维图和二维图的绘制。
1.5论文构成及研究内容
本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下四部分：
（1）挖掘机工作装置的总体运动学分析。
（2）挖掘机的工作装置的运动学设计。
（3）工作装置的基本尺寸的计算和校验。
（4）挖掘机的三维图和二维图的绘制。
2 挖掘机工作装置设计
2.1 工作装置构成

1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板；
8-连杆； 9-摇杆； 10-铲斗油缸； 11-斗杆
图2.1 工作装置组成图
Fig.2.1 Work device of operation

图2.1为所选的单斗液压挖掘机的反铲工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、摇杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1、4、10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。
挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。
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。
挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理，则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2.2所示。进一步简化得图如2.3所示。

图2.2 工作装置结构简图
Fig.2.2 The equipment structure diagram

1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸
图2.3 工作装置结构简化图
Fig.2.3 The equipment structure simplified diagram
挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定。
2.2 动臂及斗杆的结构形式的初选
动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，且有利于得到较大的挖掘深度。缺点是可更换工装少，通用性较差。使用经验说明，长期用于作业条件近似的反铲，以采用整体臂较好。斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。
2.3 动臂与动臂油缸的布置
动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但不影响动臂的下降幅度。并且布置中，动臂油缸在动臂的两侧各装一只，这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的不足。具体结构如图2.4所示。
1-动臂； 2-动臂油缸
图2.4 动臂油缸铰接示意图

Fig.2.4 Arm oil cylinder hinged schemes
2.4 铲斗与铲斗油缸的连接方式
本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2.5所示。

1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗
图2.5 铲斗连接布置示意图
Fig.2.5 Connect the bucket decorate schemes
2.5 铲斗的结构选择
铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，其应满足以下的要求：
（1）有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合于各种物料的运动规律。
宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。
综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2.6所示。

图2.6铲斗
Fig. 2.6 bucket
2.6 原始几何参数的初定
（1）动臂与斗杆的长度比K1由于所设计的挖机适用性较强，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1取在1.5～2.0之间，初步选取K1=1.8，即l1/l2=1.8。
—动臂下铰点到动臂与连杆连接的铰点的距离
—斗杆与动臂连接的铰点到斗杆与铲斗连接的铰点的距离
（2）铲斗斗容与主参数的选择
斗容：q =0.9m3
按经验公式和比拟法初选：l3 =1550mm
（3）工作装置液压系统主参数的初步选择
各工作油缸的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力和“三化“要求以及初步估取的液压缸受力。初选动臂油缸内径D1=120mm，活塞杆的直径d1=90mm。斗杆油缸的内径D2=120mm，活塞杆的直径d2=90mm。铲斗油缸的内径D3=90mm，活塞杆的直径d3=63mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1375mm，斗杆油缸行程L2=1450mm，铲斗油缸行程L3=1250mm。并按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。
表2.1挖掘机参数
Tab.2.1 Excavator parameters
整机工作质量
20000kg
标准斗容
0.9m3
动臂长度
5400mm
斗杆长度
3000mm
最大挖掘半径
9885mm
最大挖掘深度
7150mm
最大挖掘高度
7260mm
行走速度
5.3km/h
回转速度
11rad/min
回转角度

动臂转角

斗杆转角

铲斗转角

爬坡能力

3 工作装置运动分析
3.1 动臂运动分析

：动臂油缸的最短长度；：动臂油缸的伸出的最大长度；
A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。
图3.1 动臂摆角范围计算简图
Fig.3.1 Moving arm angular range calculation diagram
是的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是的函数。如图3.1所示，图中：动臂油缸的最短长度；：动臂油缸的伸出的最大长度；：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值。
则在ABC中：

(3-1)
在BCF中：

(3-2)
由图3.3所示的几何关系，可得到的表达式：
(3-3)
当F点在水平线CU之下时为负，否则为正。
F点的坐标为

(3-4)
C点的坐标为

(3-5)
动臂油缸的力臂
(3-6)
显然，动臂油缸的最大作用力臂，又令,。这时：

(3-7)
3.2 斗杆的运动分析
如下图3.2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。

D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点；
E-斗杆油缸与斗杆的铰点； θ斗杆摆角。
图3.2 斗杆机构摆角计算简图
Fig.3.2 Measures stem institutions put the Angle calculation diagram
在DEF中，

(3-8)
由上图的几何关系知
(3-9)
则斗杆的作用力臂
(3-10)
显然，斗杆的最大作用力臂,此时。
3.3 铲斗的运动分析
铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3.5所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，V点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为摇杆与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点。
（1）铲斗连杆机构传动比i和铲斗缸的当量作用力臂
利用图3.3，可以知道求得以下的参数：
在MNG中

(3-11)
在HNQ中：

(3-12)
在QHK中
(3-13)
在□KHQN中
(3-14)
铲斗油缸对N点的作用力臂r1
(3-15)
连杆HK对N点的作用力臂r2
(3-16)
连杆HK对Q点的作用力臂r3
r3 = l24
铲斗对Q点的作用力臂r4
r4 = l3
连杆机构的总传动比
(3-17)
显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用代入可得初传动比，代入可得终传动比iz。
(3-18)
显然i 、、、和 都是 的一元函数。
（2）铲斗相对于斗杆的摆角
铲斗的瞬时位置转角为
(3-19)
其中，在NFQ中
(3-20)
暂时未定，其在后面的设计中可以得到。
当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角和，于是得铲斗的瞬间转角:
(3-21)
铲斗的摆角范围

图3.3 铲斗连杆机构传动比计算简图
Fig.3.3 Loader transmission linkage mechanism calculation diagram

（3）斗齿尖运动分析
见图3.4所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV和YV的函数表达式，即 = ( ), = ()。那么整机作业范围就可以确定，现推导如下:
由F点知：
(3-23)
在CDF中：由后面的设计确定，在确定后则有：

(3-24)

(3-25)
在DEF中

图3.4 齿尖坐标方程推导简图
Fig.3.4 Tooth is pointed coordinates equation diagram
则可以得斗杆瞬间转角
(3-26)
、在设计中确定。
由CFN知
(3-27)
由CFQ知
(3-28)
由Q点知
(3-29)
在CFQ中
l12 = l232 + l32 - 2×cosα33×l23×l3
α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] (3-30)
在NHQ中

(3-31)
在HKQ中

(3-32)

在 HNQK
(3-33)
，其在后面的设计中确定。
在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。
由前面的分析可知：动臂相对于水平面的瞬时转角 、斗杆相对于动臂的瞬时转角 和铲斗相对于斗杆的瞬时转角与相应的油缸长度是一一对应的。因此，斗齿尖坐标值也是 、及的函数。只要知道瞬时的一组,,，相应的斗齿尖坐标就确定了。这样斗齿尖的坐标系(如图3.4)可表示如下：

对于反铲装置上的其它点的坐标可采用同样方法求出。V 点的 X 和 Y 坐标表示为 和，其它点的坐标表示方法与 V 点相同，而对各运动构件的重心坐标则用相应构件的重量代号作下标来替换。经分析可知：动臂上任意一点(除去C 点)在任一时刻的坐标值是 的函数；斗杆上任意一点(除去F 点)在任一时刻的坐标值是和的函数；铲斗和连杆机构(除去Q点外)其它各点坐标值是 、和的函数，以后在使用到这些点坐标时，就将其作为已知数据，不再作特别的介绍。
3.4 特殊工作位置计算

图3.5挖掘机作业范围
Fig.3.5 excavator work range
表3.1挖掘机作业范围
Tab.3.1 excavator work range
作 业 范 围
A最大挖掘高度（mm）
B最大卸载高度（mm）
C最大挖掘深度（mm）
D最大垂直壁挖掘深度（mm）
E挖出2400mm水平面时的最大挖掘深度（mm）
F 最大挖掘距离（mm）
G在地平面的最大挖掘距离（mm）
H最小回转半径（mm）
I最小回转半径时的最大高度（mm）
（１） 最大挖掘深度

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点;F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点;E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点;K-铲斗上铰点;V-铲斗斗齿尖
图3.6 最大挖掘深度计算简图
Fig.3.6 The biggest mining depth calculation diagram
如图3.6示，当动臂全缩时，F, Q, V三点共线且处于垂直位置时，
得最大挖掘深度为:

(3-34)
（２） 最大卸载高度H3max

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点;B-动臂与动臂油缸铰点;F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点;V-铲斗斗齿尖
图3.7 最大卸载高度计算简图
Fig.3.7 The biggest uninstall height computation diagram
如图3.7所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为:

(3-35)
（３） 水平面最大挖掘半径

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点;F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点;G-铲斗油缸下铰点;Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点;V-铲斗斗齿尖
图3.8 停机面最大挖掘半径计算简图
Fig.3.8 Stop face biggest mining radius calculation diagram
如图3.8所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC= YV，得到最大挖掘半径为:
(3-36)
式中：
(3-37)
（４） 最大挖掘半径R
最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到： 。
（５） 最大挖掘高度H2max
最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。
4 工作装置的设计计算
4.1 斗形参数的确定
斗容量q ： q = 0.9 m3；
平均斗宽B：其可以由经验公式和差分法选择；
当q = 1.0 m3时， B = 1.16m；
当q = 0.6 m3时， B = 0.91m；
则当q = 0.9m3时，B = 0.91+（1.16-0.91）×0.3÷0.4= 1.112m；
再参考其它机型的平均斗宽预初定B =1.04m=1040mm；
挖掘半径R：按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选R =1450mm 。
转斗挖掘满转角（2φ）：在经验公式 q = 0.5 × R2B（2φ-sin2φ）KS中，KS为土壤的松散系数，取值为1.25，将q = 0.9 m3和B = 1.04m代入上式有：
2φ-sin2φ = 0.66
φ = 95°/2 = 47.5°
铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度，初选特性参数k2 = 0.29。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选α10 =∠KQV=110°。
4.2 动臂机构参数的确定
我们根据在第2章中的图2.2，即工作装置结构简图来计算出动臂、斗杆、连杆及铲斗的基本参数。
4.2.1 α与A点坐标的选取
初选动臂转折处轴线夹角 = 120°
由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3 = 1.4 （k3 = ）铰点A坐标的选择：
由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选：
XA = 430 mm YA = 1200mm
4.2.2 l1与l2的计算
由统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R1、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：
l2 =
则：
4.2.3 l41与l42的计算
如图2.2所示，在CZF中

l42 = k3l41 = 1.4×2585 = 3620mm
α39= ∠ZFC =
4.2.4 l5的计算
由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.4。
的取值对特性参使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选= 62.5。
斗杆油缸全缩时，∠CFQ =最大，依经验统计和便于计算，初选：
，，
由于采用双动臂油缸，∠BCZ的取值较小，初取∠BCZ = 5°
如上图2.2在CZF中

由3-34和3-35有
(4-1)

(4-2)
由4-1、4-2式有：
(4-3)
令

将A、B的值代入4-3式中有
(4-4)
又特性参数
则有
(4-5)
(4-6)
将4-5、4-6代入到4-4式中
(4-7)
解之：
由4-2式有

而θ1min与θ1max需要满足以下条件
(4-8)
(4-9)
将θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得：ρ = 2.51 σ = 3.56
(4-10)
（λ=1.6） （4-11）
、满足4-10、4-11两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。
则
l7 =σl5 = 3.56×750 = 2673mm (4-12)
=ρl5 = 2.51×750 =1880mm (4-13)
L1max =λ1L1min =1.6×1880 = 3010mm (4-14)
至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。
4.3 斗杆机构基本参数的确定

D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；
：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.
图4.2 斗杆机构基本参数计算简图
Fig.4.2 Measures stem institutions basic parameters calculation diagram
取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：
e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2
=100×103 ×（3000+1550）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6
= 940mm (4-22)
斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系:
(4-23)
由4-23知, 越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少,初取：ψ2max = 90°
由上图4.2的几何关系有:

L2min = 2×940×sin 45°/(1.6-1)
= 2215mm
L2max = 2215 + 2×940×Sin45°
= 3545mm
l82 = L22min + l29 -2×L2min×l9×COS[(π-)/2]
= 22152+ 9402 - 2×2215×940×cos135°
解得：l8 = 2995mm
而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间.初定∠EFQ=150°,动臂上∠DFZ也是结构尺寸，可初选∠DFZ=10°。
4.4 铲斗机构基本参数的确定
4.4.1 转角范围
由最大挖掘高度H2max和最大卸载高度H3max的分析，可以得到初始转角φD0