毕业设计方案说明指导书单斗挖掘机.doc

单斗挖掘机工作装置设计

摘 要

单斗挖掘机是一种重要工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大作用。随着国家经济建设不断发展，单斗挖掘机需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中作用将越来越明显。
　　反铲装置作为单斗挖掘机工作装置一种重要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置各构成某些有各种不同外形，要依照设计规定选用适合构造并对其作运动分析。然后，在满足机构运动规定基本上对各机构参数进行理论计算，拟定各机构尺寸参数，拟定挖掘机反铲装置基本轮廓。
　　挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力重要与挖掘对象及自身尺寸参数关于，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况分析是核心点。在挖掘力分析基本上，可对各杆件铰接点进行力分析计算，并进行机构设计合理性分析。

核心词：单斗挖掘机，运动分析，力学分析，强度校核

SINGLE DOU EXCAVATOR WORKING DEVICE DESIGN

ABSTRACT

Single dou excavator is a kind of important engineering machinery，widely used in building，road engineering，water conservancy construction，forestry development，port construction，national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries，to reduce heavy manual labor，ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous role. With the continuous development of national economic construction，dou excavator demand will greatly increase year by year，its role in national economic construction will become more and more prominent.
The shovel device as a single dou excavator working device of a main form in engineering practice，occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape，according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then，on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions，organizations，and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline.
Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis，calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant parameters，and their size by numerous dig power restriction，dangerous working conditions，the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis，and the rationality of the design.

KEY WORDS：Single dou excavator，Motion analysis，Mechanics analysis，Strength Check
目 录
前 言 １
第一章 整机参数 ３
§1.1重要参数选取 ３
§1.2 尺寸参数选取 ３
第二章 工作装置设计 ４
§2.1动臂机构 ４
§2.1.1动臂机构参数选取 ４
§2.1.2 校核动臂力矩特性 ５
§2.3 铲斗机构参数选取 ８
§2.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径计算 ９
§2.5 挖掘力计算 １１
§2.6 挖掘范畴 １３
第三章 液压系统设计 １４
§3.1 元件选取 １４
§3.2 系统分析 １５
第四章 整机稳定性 １８
§4.1 初步拟定配重 １８
§4.2 稳定性校核 １９
第五章 重要构造件计算 ２５
§5.1斗杆 ２５
§5.2 动臂 ３０
§5.3连杆、摇杆和销轴 ３５
第六章 生产率计算 ３７
§6.1 斗杆油缸伸、缩时间计算 ３７
§6.2 动臂油缸伸、缩时间计算 ３８
§6.3 铲斗油缸伸、缩时间计算 ３８
§6.4 转台满斗回转和空斗回转时间计算 ３９
§6.5 作业循环时间计算 ３９
§6.6 理论生产率计算 ３９
第七章 挖掘机使用与维修 ４０
§7.1 挖掘机使用 ４０
§7.2 挖掘机维修 ４１
结 论 ４３
致 谢 ４６

前 言
挖掘机是工程机械一种重要机种，它广泛应用于矿山开采、道路工程、国防施工、农田水利等基本建设之中。随着国内经济建设迅猛发展特别是国家加大公路、铁路、住宅和水利设施投资，挖掘机越来越显示出在国民经济建设中巨大作用。
　　国内挖掘机生产起步于60年代，第一代产品为机械式挖掘机。进入70年代，开始研制液压挖掘机，并形成了系列产品，标志着国内挖掘机行业已经形成。80年代中期，随着国内改革开放进一步和国民经济发展，国内某些大型挖掘机公司分别引进了德国利渤海尔、德马克等公司先进制造技术，使国内挖掘机在技术水平、产品质量和生产管理上均有了很大提高。涌现出诸如长江挖掘机厂、抚顺挖掘机厂、上海建筑机械制造厂、合肥矿山机器厂、北京建筑机械厂和贵阳矿山机器厂等一批实力较强骨干公司，为国内挖掘机产品生产和发展奠定了坚实基本，也为国内经济建设做出了不可磨灭贡献。
　　进入90年代，挖掘机市场需求迅速扩大，某些公司纷纷看好这一市场，挖掘机行业如雨后春笋，新公司不断涌现，某些原本生产其他工程机械公司，也纷纷加入到挖掘机行业。国外某些大公司也把目光瞄准了中华人民共和国市场，短短几年内，先后有日本、韩国、德国等十余家公司与中华人民共和国公司进行了合资，尚有在中华人民共和国独资办公司生产挖掘机，使得国内从原有六大骨干厂，一下猛增到44家。公司性质由本来单一国有公司，变成了国有、合资、独资、股份制、乡镇集体等各种形式。
　　当前，摆在挖掘机行业面前是挑战和机遇并存。此后几年中华人民共和国经济迅速增长，无疑会给工程机械行业发展带来无限商机，挖掘机是工程机械重要产品之一，许多工程都离不开挖掘机械参加。据中华人民共和国机电报报道，“九五”期间国家筹划新建铁路6000多公里，增建复线3000多公里，电气化改造4000多公里，到铁路运营将达到6.8万公里，平均每年投入资金500亿元。“九五”期间还将投资5500亿元，新建公路11万公里，其中高速公路6000公里；港口将新建万吨以上舶位100个，新增吞吐能力2百多万吨；同步还要大力发展原油、天然气管道建设；在能源工业方面，将新建20座大型水电站，若干大型露天煤矿，石油开采也逐渐加大；此外，冶金、矿山开采，“九五”期间要新建9座大型露天铁矿；尚有农田水利工程，改造黄河流域10大水系，南水北调、疏竣河道，特别是98年遭受特大洪水灾害后，对堤坝、围堰整修、加固、和综合治理工作将会加大力度。所有这些领域巨大发展都需要大量挖掘机械，为国内挖掘机械发展提供了辽阔前景。预测近几年国内市场每年需求挖掘机1-15000台。因而，要使挖掘机产量满足市场需求，只有把产品质量搞上去，提高产品可靠性，切实做好售后服务，才干在竞争中立于不败之地，在市场上占有重大份额。

第一章 整机参数
§1.1重要参数选取
按照国家颁布液压挖掘机型式与基本参数系列原则规定数值范畴，结合拟采用构造特点选定参数值，即按原则选定法，查表1-3，初步拟定如下参数：
原则斗容量q=1m3 机重G=7t 发动机功率 N=60马力
§1.2 尺寸参数选取
以液压挖掘机机重为指标，用如下公式近似拟定：
线尺寸参：=
面积参数：=
体积参数： =
式中， ，，分别是各个线向、面积、体积尺寸经验系数，查《单斗液压挖掘机》表1-4。列计算后所得机体尺寸和工作尺寸数据在下表。
表1-1计算所得单斗挖掘机机体尺寸和工作尺寸
名 称
尺寸（米）
名 称
尺寸（米）
履带接地长度
2.4
轨距
1.20
司机室顶高
2.7
转台离地高
0.90
尾部半径
1.345
机棚高
1.10
最小离地间隙
0.24
履带宽
0.50
臂铰与油缸铰距
0.548
履带总高
0.48
臂铰离地高
1.111
臂铰离回转中心
0.37
前部离回转中心
0.60
动臂长度
2.90
斗杆长
1.979
铲斗长
0.95
第二章 工作装置设计
该挖掘机工作装置为反铲装置，采用如下构造方案：
一、采用整体式弯动臂，动臂油缸下置式。
二、采用整体式斗杆。
三、动臂与斗杆长度比，采用中间方案，即特性参数=在1.5~2之间。取=1.889。

§2.1动臂机构
§2.1.1动臂机构参数选取
最大挖掘半径普通与动臂长、斗杆长和铲斗长和值相等，按经验公式取其值=米
如图，在三角形CZF中，取：动臂弯角=120°，特性参数=1.2。
得： =2.197 （米）
=2.637 （米）
=27°
可得到，在图2-1三角形CZF中，°，°，°。

图2-1
取=60基本用于反铲。斗杆全缩时为最大值，取为160°。考虑构造尺寸、运动余量、稳定性构件运动幅度等因素，取
因：
得：°
又因：

得：
符合下列几何条件：
即得： （米）
（米）
=1.403（米）
=2.384（米）
这样，动臂机构所有参数初步选出。
§2.1.2 校核动臂力矩特性
一、最大挖掘深度时动臂油缸闭锁能力足以克服正常挖掘阻力
即： （）
式中为工作装置重量时c点力矩。工作装置重量参照表２－７预计如下表所示：
表2-1工作装置重量预计值
重 量（吨）
动臂

斗杆

铲斗

斗杆缸

铲斗缸

连杆摇杆

1
0.4
0.42
0.17
0.11
0.1
代入数据后计算可得：左＝4342.6＝右，即满足规定。
二、满斗处在最大半径时动臂油缸应有足够提高力矩。
即：M
预计土重吨，载荷力矩近似表达式：
=14.224 （吨/米）
如图2-2示，三角形FCQ中°，可得：

图2-2
（米）
=6.9°
=94.9°
又有在三角形ABC中，
（米）
°
得： =（米）
取动臂油缸直径D=125毫米，工作压力公斤/厘米。
则动臂油缸大腔作用面积：F1= =122.656 （厘米），
油缸推力：=30.664 （吨）
油缸提高力矩：=39.024（吨/米）>M
满足规定。
（3）满斗处在最大高度时动臂缸应当有足够提高力。
按（2）同类办法计算可得：=14.124 （米）
显然，满斗处在最大高度时载荷力矩要不大于满斗处在最大半径时值，
故=28（吨/米）>M，满足规定。
§2.2 斗杆机构
依照斗杆挖掘阻力计算，并参照国内外同类型机器斗杆挖掘力值，取最大挖掘力为80KN或8t，斗杆油缸直径D=125毫米，工作压力公斤/厘米。
则：斗杆油缸大腔作用面积：= =122.656 （厘米）
油缸推力：=30.664 （吨）
最大作用力臂：=0.867 （米）
如图2-3：

图2-3
取斗杆摆角°，。
则：（米）
（米）
斗杆上=138°，=5°。
§2.3 铲斗机构参数选取
一、基本参数选取
如图2-4：

图2-4
在铲斗连杆机构中可取F、N、Q三点始终线。取°。
则： （米）
二、斗形参数选取
斗容量q、平均斗宽B、转斗挖掘半径R和转斗挖掘装满转角2（取为95°）四者之间有如下几何关系：

取土壤松散系数，得B=1.254米。
转斗挖掘时挖掘米容积土所耗能量称为转斗挖掘能容量，用符号E表达。取。
得：E==1.587K
式中，K——挖掘过程中考虑其他因素影响系数。
三、转角范畴为162°
§2.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径计算
一、当下置动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，QV连线处在垂直状态时，可得到最大卸载高度，如图2-5：

图2-5

二、当下置动臂油缸全缩，FQV三点同始终线并处在垂直状态时得到最大挖掘深度，如图2-6：

图2-6

三、当斗杆油缸全缩，FQV三点同始终线，并且=0时可以得到停机面最大挖掘半径，如图2-7：

图2-7
=7.530 （米）

得值为3.492米，值为5.454米，为7.738米。
§2.5 挖掘力计算
反铲装置挖掘力可按如下状况分为工作油缸理论挖掘力、整机理论挖掘力。
一、工作油缸理论挖掘力
反铲装置重要采用铲斗油缸进行挖掘。假定不考虑如下因素：工作装置自重和土重；液压系统和连杆机构效率；工作油缸背压。
铲斗挖掘时，铲斗油缸理论挖掘力：
（吨）
式中，铲斗油缸大腔作用面积：==122.656 （厘米）
铲斗油缸理论推力： （吨）
液压系统工作压力：p=250公斤/厘米
铲斗连杆机构总传动比：。
对于反铲装置动臂油缸理论挖掘力普通不予考虑。
二、整机理论挖掘力
假定挖掘力方向为斗齿运动轨迹切线方向，如图工况为铲斗油缸挖掘，铲斗油缸积极作用产生挖掘力为，大小已知。
-
可得到整机理论挖掘力：
式中，铲斗加土和连杆机构自重对Q点作用力矩：
吨*米。
能克服最大挖掘阻力大小与相等，方向相反，即：
==13.411吨。
在作用下斗杆油缸受压，动臂油缸受拉。设动臂油缸不被拉长条件所限制挖掘阻力为。取整个工作装置为隔离体，列出对C点力矩平衡方程式：
=
式中，——各装置大小（吨）；
——动臂油缸对C点作用力臂（米）；
—— 对C点作用力臂（米）；
——各装置作用力臂（米）。
可得：=9.362 （吨）
同理：=9.701 （吨）
式中，——对F点作用力臂（米）；
——各装置对F点力矩（吨*米）；
——斗杆油缸对F点作用力臂（米）。
取整机为隔离体，列出对倾翻支点I力矩平衡方程式，得整机稳定条件所容许挖掘阻力最大值：
=9.671 （吨）
式中，——对I点作用力臂（米）；
——工作装置总重（吨）；
——对I点作用力臂（米）；
——机体重量（吨）；
——对I点作用力臂（米）。
附着条件所限制挖掘阻力值可由整机受力坐标投影平衡方程求得：
=9.578 （吨）
式中，——整机重量（吨）；
——行走装置与地面附着系数；
——挖掘阻力水平倾角，取为20°。
综上所述，只有在积极油缸产生挖掘力同步满足下列条件才也许实现：
动臂油缸闭锁条件
斗杆油缸闭锁条件
整机与地面附着条件
整机稳定条件
否则，整机能实现理论挖掘力被和中最小值所拟定，即整机理论挖掘力响应最小值9.362吨。
§2.6 挖掘范畴
挖掘轨迹如图2-8所示：
C
F
E
A
B
D
G

图2-8铲斗挖掘轨迹
是动臂油缸进行挖掘，且铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同始终线上；是斗杆油缸进行挖掘，且动臂位于最低，铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同始终线上；是动臂油缸全缩，斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作；是斗杆油缸全伸，铲斗尖到动臂与机架铰点近来，动臂油缸动作；是动臂油缸和斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作； 是动臂和铲斗油缸全伸斗杆油缸动作； 是动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩以铲斗进行挖掘。
第三章 液压系统设计
依照国家公称压力及流量系列，选用系统压力为250公斤/厘米2。已计算系统流量为2×125升/分。

§3.1 元件选取
一、油缸选取
动臂油缸为双缸，铲斗和斗杆油缸均为单缸，缸径均为125毫米。
二、油泵选取
油泵功率：=63.13 （马力）
式中，——油泵最大工作压力（公斤/厘米2）；
——油泵流量（升/分）；
——油泵总效率，取为0.88；
R——变量系数，取为2.5。
查有关资料，主油泵采用埋油斜轴式轴向柱塞双向变量泵，参数如下：
表3-1主油泵有关参数
型号
公称排量 mL/r
额定压力 Mpa
额定转速r/min
ZB-125,125EV
125
25
2200
控制油路采用齿轮泵CB-B20,参数如下：
表3-2齿轮泵CB-B20有关参数
型号
公称排量mL/r
额定压力MPa
额定转速r/min
驱动功率KW
重量Kg
容积效率
CB-B20
20
2.5
1450
1.02
5.4
>90
三、马达选取
回转马达和行走马达（在上述设计中已选定）型号均为GQM16-1600。
四、发动机选取
由于变量系统油泵经常在满载或超载状况下工作，功率运用系数比较高，为了保证功率储备，同步考虑到辅助设备动力消耗，取发动机功率：
78.91 （马力）
查有关资料，采用4120F型风冷柴油机。
五、主油管管径计算
挖掘机液压系统主油管路油液流速取为8米/秒。
=1.8 （厘米）
六、油箱容量计算
油箱为开式，容量取为油泵总流量1.5倍。
=375 （升）
§3.2 系统分析
由柴油机驱动液压油泵,向工作装置、转台回转机构和行走装置执行元件输送液压油。工作装置涉及动臂、斗杆和铲斗，分别由液压缸驱动；回转机构和行走装置由液压马达驱动。其工作循环是：以铲斗切削土壤，装满后提高，回转至卸土位置，卸空后铲斗再回到挖掘位置，开始下一次作业。
液压系统为双泵双回路全功率调节变量系统。液压泵组涉及两台轴向柱塞式变量泵（主泵）和一台齿轮泵（先导油泵）。通过操纵减压阀式先导阀手柄不同方向和位置，使来自先导油泵液压油控制液控多路换向阀开度和换向，实现执行机构单一动作和同步动作。工作回路除容积调速外，尚有节流调速和双泵合流有级调速。
一、重要回路构成
全功率变量泵组调节回路、减压阀式先导操纵控制回路、回转回路、行走回路、动臂回路、斗杆回路及铲斗回路。如下分别就各回路进行分析。
1、全功率变量泵组调节回路
两台主泵均为轴向柱塞变量泵，由旋转部件、斜盘部件和阀部件构成。依照调节器变化主泵斜盘摆交，就可以变化泵输出流量和压力。
2、减压阀式先导操纵控制回路
控制回路压力油由先导油泵提供。工作压力由泵出口处溢流阀调定为 25 公斤/厘米 2 。在控制回路进油路上，设有气体隔离式蓄能器，保证有一定操纵压力，并在液压泵不工作或损坏时仍能使工作机构运转。
3、回转回路
回转马达型号为 GQM16-1600 。工作力矩为 6158nm。挖掘机回转时，由于上车转动惯量很大，在起动制动和突然换向时，易引起很大液压冲击，因而设立如图3-1所示缓冲回路。两限压阀常闭，当马达突然停止或转向时，高压腔压力油经限压阀泄回油箱，低压腔则由单向阀进行补油，从而消除液压冲击。
图3-1
4、斗杆回路
斗杆液压缸由单泵供油时，1倍速工作，也可通过操作左合流阀实现双泵合流供油，2倍速作业。
5、动臂回路
动臂操作位于“上升”位置时，由于动臂是双液压缸驱动，规定驱动功率较大，故采用合流。操作左合流阀使两主泵来压力油合流，实现 2 倍速。
动臂操作位于“下降”位置时，只有单泵供油，即只有 1 倍速。回油时，液压油通过平衡阀使之流速缓慢，足以避免油路中吸空现象，并防止动臂收缩时因自重失速。
6、铲斗回路
铲斗液压缸由单泵供油时，1倍速工作，也可通过操作右合流阀实现双泵合流供油，2倍速作业。
7、行走回路
左右行走马达液压油分别由两主泵提供。如图3-2示，为防止超速溜坡现象，设有限速补油回路。当马达超速时，进油供应不及，压力减少，二位二通阀右移，回油通道关小或关闭，行走马达减速制动，保证了行走装置安全运营。 图3-2
工作装置（斗杆、动臂、铲斗）以及回转、行走装置控制阀均为三位六通液控阀，两合流阀均为二位二通电磁阀。过载溢流压力均为 300 公斤/厘米 2 。
二、同步操作
当两主泵分别供油时，整个液压系统可实现同步操作：回转与动臂、斗杆同步；铲斗分别与动臂、斗杆同步。
三、辅助元件
回路中均设有过载安全阀和单向补油阀。主油路进油路上均设有单向阀保压和防倒流。液压油回油箱油路上设有冷油用冷油器，以及防止油路堵塞全流量滤清器。
第四章 整机稳定性
单斗液压挖掘机工作装置呈悬臂特点，因而工作时其自重对底部履带边沿产生很大倾覆力矩，这个力矩完全靠机身和转台后部另加配重所产生力矩来平衡，使挖掘机能在各种工况下稳定地工作。

§4.1 初步拟定配重
如图4-1所示工况进行计算。动臂上下铰点连线水平，斗杆垂直于地面，铲斗齿尖在地下0.5米如下，切向挖掘阻力垂直向下，用转斗挖掘，动臂和斗杆油缸闭缩力足够大。此时履带端部A为倾翻边沿。

图4-1
所有作用力对A点取矩，即。
即：=2.3 （吨）
式中，——切向挖掘阻力，已算，9.36公斤；
、、、、——分别为铲斗和土、斗杆、动臂、转台和底盘重量（公斤），见表；
——切向挖掘阻力至倾覆边力臂（米）；
、、、、——分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘重量至倾覆边力臂（米）；
——配重重量至倾覆边力臂（米）。
结合前面经验数据，取配重为2.8吨。
§4.2 稳定性校核
校核时，还要考虑也许发生不利因素，如坡度、风载荷和惯性力等影响。风载荷在此取25公斤/米。挖掘机稳定性以稳定系数K表达，它是挖掘机在工作或非工作状态时对于倾覆边沿稳定力矩与倾覆力矩比值。
一．作业稳定性
挖掘机在如下工况进行挖掘作业时最也许导致整机失稳，故，进行稳定性校核。
1、 在斜坡上满斗最大幅度时
这时铲斗装满土幅度最大，挖掘机停在斜坡上且工作装置位于下坡方向。如图4-2所示。倾覆支点为左履带中点，工作装置和土重对履带支承边形成倾覆力矩，风载荷按最不利状况考虑，即风向使挖掘机有倾覆趋势。机身、底盘、配重起稳定作用。取坡角为11°。

图4-2
此时，倾覆力矩：=11550.628 （公斤*米）
稳定力矩：=17721.282 （公斤*米）
则，稳定系数：=1.534>1.0
2、在斜坡上满斗下降制动时稳定性
挖掘机停在上装车时工作装置位于下坡方向，铲斗幅度最大，装车时调节卸土高度也许产生动臂下降后突然制动动作，从而产生很大向下作用惯性力，这些惯性力对挖掘机底部支乘边沿形成一种倾覆力矩。如图4-3所示：

图4-3
动臂下降制动时角减速度：=0.698 （弧度/秒）
式中，P——动臂油缸最大作用力，已算，30.664公斤；
h——动臂油缸作用力对动臂下铰点力臂，为0.5496米；
——工作装置各构件重量（公斤），见表；
——各重量对动臂下铰点力臂（米）；
——各重量重心到动臂下铰点距离（米）；
g——重力加速度，9.8米/秒。
工作装置下降时各构件重心绕动臂下铰点转动，紧急制动时，这些构件产生瞬时最大惯性力：
代入数值，得铲斗、斗杆和动臂瞬时最大惯性力矩分别为0.6148吨*米、0.1292吨*米和0.1488吨*米。
再测得这些惯性力对地面倾覆边沿力臂，则惯性力产生倾覆力矩为。此外，工作装置也产生倾覆力矩。
故，总倾覆力矩：=+=16176.011 （公斤*米）
式中，——为工作装置各构件重量至倾覆边沿力矩（米）；
稳定力矩：=17721.282 （公斤*米）
则，稳定系数：=1.096>1.0
3、挖掘机在斜坡上满斗回转紧急制动时
如图4-4所示：
图4-4
挖掘机在斜坡上工作，转台回转紧急制动时，整个工作装置及回转平台各某些重量将产生惯性力：
式中，——工作装置各构件重量（公斤），见表；
——构件重心至回转中心回转半径（米）；
——转台回转角减速度，在回转机构计算中已求出，为0.42765弧度/秒；
g——重力加速度，9.8米/秒。
这些惯性力（除转台外）对倾覆边沿产生倾覆力矩，风载荷W倾覆力矩。
则，总倾覆力矩：=+=1045.177 （公斤*米）
挖掘机各某些重量对倾覆边沿A形成稳定力矩，此外转台惯性力矩亦起到稳定作用。
故，稳定力矩：=11749.503 （公斤*米）
式中，、、——分别为转台、底盘和配重重量（公斤）；
、、——分别为转台、底盘和配重对倾覆边沿力臂（米）；
——各工作装置对倾覆边沿力臂（米）；
——转台惯性力（公斤）；
——转台重心高度（米）。
则，稳定系数：=11.2>1.0
二、自身稳定性
挖掘机机身重量和配重在作业状态起稳定作用，但在空载时却对底盘边沿形成向后翻倾覆力矩，而此时工作装置重量起到了稳定作用。如图，挖掘机在空载时易失稳不利位置是：挖掘机停在斜坡上动臂抬最高位于上坡方向，幅度最小，风向正面吹。如图4-5所示：

图4-5
此时，稳定力矩是：=10962.558 （公斤*米）
倾覆力矩是：=3854.125 （公斤*米）
式中，、、——分别为铲斗、斗杆和动臂重（公斤），见表；
、——分别为转台和底盘重量（公斤），见表；
、——转台和底盘重量对倾覆边沿力臂（米）；
——工作装置各构件重量对倾覆边沿力臂（米）；
W——风载荷（公斤）；
——风载荷作用高度（米）。
则，稳定系数：=2.803>1.15
三、行走稳定性
1、爬坡时
如图4-6所示，反铲挖掘机爬坡时，动臂放低，斗杆和铲斗油缸伸出，迎面有风载荷，并考虑起动时惯性力。取坡角为27°。如图所示：

图4-6
爬坡时起动惯性力：=397.948 （公斤）
式中，G——挖掘机机重，15吨；
v——挖掘机行走速度，2.6公里/小时；
t——起动时间，2.778秒。
起动惯性力矩：=313.981 （公斤*米）
式中，——整机重心高（米），见表；
倾覆力矩：=2830.141 （公斤*米）
式中，——配重重量（公斤），见表；
——配重重量对倾覆边沿力臂（米）；
W——风载荷（公斤）；
——风载荷作用高度（米）。 （公斤）
稳定力矩：=16197.908 （公斤*米）
式中，、、、、——分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘重（公斤），见表；
、、、、——分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘重量至倾覆边力臂（米）；
则，稳定系数：=5.723>1.20
2、 下坡制动时
铲斗油缸全缩，斗杆垂直于地面，动臂抬起使斗齿离地面0.5米，下行时背后作用有风载荷，制动时有惯性力矩。如图4-7所示：

图4-7
则，稳定力矩：=20907.791 （公斤*米）
倾覆力矩：=4591.317 （公斤*米）
则，稳定系数：=4.554>1.20
第五章 重要构造件计算
重要构造件计算重要是指对斗杆和动臂在不利工况下进行载荷分析，以计算其材料与构造强度。

§5.1斗杆
反铲挖掘机斗杆强度重要由弯矩控制。取如下两个工况位置进行强度校核。
一、工况一
如图5-1所示：
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延长线上；
4、侧齿遇障碍有横向作用力。

图5-1
切向最大挖掘力取决斗杆油缸闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：=8.458 (吨)
式中，——斗杆和铲斗重量（吨）；
——斗杆和铲斗长（米）；
——斗杆重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）；
——铲斗重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）
取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：
=24.846 (吨)
式中，——铲斗重力到铲斗与斗杆铰点距离（米）；
——连杆到铲斗与斗杆铰点距离（米）；
——连杆到摇杆与斗杆铰点距离（米）；
——摇杆长度（米）。
法向阻力取决于动臂油缸闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：
(吨)
式中，——切向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——法向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——动臂油缸作用力到动臂下铰点力臂（米）；
——工作装置各个某些对动臂下铰点力矩和。
铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力取决于回转平台制动力矩：
=5.012 (吨)
式中，——横向挖掘阻力与回转中心间距离。
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和产生横向力矩：
=8.868 (吨*米)
式中，b——铲斗宽（米）。
切向挖掘阻力作用于斗边齿，导致对斗杆扭矩：
=4.034 (吨*米)
按以上作用力分析，作斗杆内力图，涉及轴力N，斗杆平面内剪力和弯矩，斗杆平面外剪力和弯矩，以及扭矩如图5-2。
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：
断面转动惯量：

断面处压应力为：
斗杆平面内剪应力为： 图5-2
斗杆平面内弯曲正应力：

斗杆平面外剪应力为：
斗杆平面外弯曲正应力：
按闭口薄壁杆件公式计算扭转剪应力：
=14.6810
式中，——截面中线所围面积
——最小壁厚
此时，有附加载荷，斗杆安全系数取为2，材料16Mn屈服极限=350，则，许用应力
最大压应力<
X方向最大剪应力<
Y方向最大剪应力<
故，强度满足。
二、工况二
如图5-4所示：
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始终线；
4、正常挖掘，挖掘阻力对称于铲斗，无横向力。

图5-4
斗杆受力分析同工况一。
切向最大挖掘力取决斗杆油缸闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：
=8.458 (吨)
式中，——斗杆和铲斗重量（吨）；
——斗杆和铲斗长（米）；
——斗杆重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）；
——铲斗重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）
取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：
=25.896 (吨)
式中，——铲斗重力到铲斗与斗杆铰点距离（米）；
——连杆到铲斗与斗杆铰点距离（米）；
——连杆到摇杆与斗杆铰点距离（米）；
——摇杆长度（米）。
法向阻力取决于动臂油缸闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：
2.571(吨)
式中，——切向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——法向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——动臂油缸作用力到动臂下铰点力臂（米）；
——工作装置各个某些对动臂下铰点力矩和。

按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。按以上作用力分析，作斗杆内力图， 图5-5
涉及轴力N，斗杆平面内剪力，弯矩如图5-5。
取弯矩最大处进行校核，断面如图5-6所示：
受力分析同上。
断面处压应力为：

斗杆平面内剪应力为：
斗杆平面内弯曲正应力：

此时，为主载荷，斗杆安全系数取为2.5，材料16Mn屈服极限=350，
则，许用应力 图5-6
最大压应力<
最大剪应力<
故，强度满足。
§5.2 动臂
反铲装置动臂强度校核按挖掘中动臂也许浮现最大载荷来选定计算位置。
一、工况一
如图5-7所示：
1、 工作装置处在最大挖掘深度处；
2、 正常挖掘，无横向作用力。

图5-7
切向最大挖掘力取决斗杆油缸闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：
=7.332 (吨)
式中，——斗杆和铲斗重量（吨）；
——斗杆和铲斗长（米）；
——斗杆重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）；
——铲斗重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）
法向阻力取决于动臂油缸闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：
(吨)
式中，——切向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——法向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——动臂油缸作用力到动臂下铰点力臂（米）；
——工作装置各个某些对动臂下铰点力矩和。
取铲斗和斗杆为隔离体，求得斗杆与动臂铰点处作用力。再取动臂为隔离体，求得动臂下铰点作用力。
按以上作用力分析，作动臂内力图，涉及轴力N，动臂平面内剪力和弯矩如图5-8。

取动臂弯曲处进行强度校核，断面如图5-9：
断面面积为：
断面转动惯量：
取动臂安全系数为2，材料16Mn屈服极限=350，则许用应力为：

断面处压应力为：
剪应力为： 图5-8
弯曲正应力：

此处按曲梁进行验算，则
=135.1175<
且,< ,<
故，强度满足。
二、工况二 图5-9
如图5-10所示：
1、工作装置位于最大挖掘半径处；
2、正常挖掘，无横向阻力。
图5-10
切向最大挖掘力取决斗杆油缸闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：
=8.032 (吨)
式中，——斗杆和铲斗重量（吨）；
——斗杆和铲斗长（米）；
——斗杆重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）；
——铲斗重力到动臂与斗杆铰点力臂（米）
法向阻力取决于动臂油缸闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：
(吨)
式中，——切向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——法向挖掘阻力到动臂下铰点力臂（米）；
——动臂油缸作用力到动臂下铰点力臂（米）；
——工作装置各个某些对动臂下铰点力矩和。