WY40液压挖掘机设计说明书.docx

毕业设计（论文）报告纸 毕 业 设 计小型液压挖掘机总体与工作装置设计学 院： 工程机械学院 专 业：机械设计制造及其自动化 姓 名： 学 号： 指导教师： 完成时间： 年 月 日 摘要液压挖掘机是一种应用广泛的多功能的建设施工机械，作为工程机械的主力机种。出于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量及高效率等特点，因此受到了广大施工作业单位的青睐，其生产制造来了日益蓬勃发展。液压挖掘机主要由发动机、工作装置、回转装置、行走装置和、电气装置和液压系统等部分组成。本次设计主要是关于挖掘机工作装置设计，工作装置是直接完成挖掘任务的装置，进行工作装置的全面的通用性设计研究对推动国内挖掘机发展具有十分重要的意义。反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机反铲装置的基本轮廓。挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析。关键词：单斗挖掘机，工作装置，动臂，斗杆，铲斗，运动分析，力学分析AbstractHydraulic excavator is a kind of multifunction machine used widely in construction fieldIt is a primary kind of machineBecause of its multifunction，high quality and efficiency and various kinds，many company like to use itIts manufacture is developing day by dayHydraulic excavator consist of engine, working equipment，rotator，walkingequipment , electric control part and hydraulic systemOne main partsworking equipment designing make up of this articleWorking equipment is the first equipment to finish digging taskUsing universal and professional excavators working Equipments design methods，having a study of universal design with computer is very important to the development of domestic excavatorThe shovel device as a single bucket 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 bucket excavator, Motion analysis, Mechanics analysis目 录绪论51.1 设计选题的意义51.2 国内外液压挖掘机的发展动态和研究现状5第一章 履带式液压挖掘机总体设计81.1整机总体参数的初步确定812机体尺寸的初步确定91.3整机及各部分结构型式的初步确定101.4功率参数及发动机的初步选定131.5回转速度、工作循环时间及生产率的估算13第二章 履带式液压挖掘机工作装置设计152.1确定工作装置的几何尺寸152.2挖掘阻力、油缸作用力、闭锁力挖掘力计算23第三章 挖掘机回转机构的设计413.1回转机构总述413.2 回转机构参数的选择413.3 最佳转速计算423.4 回转功率的计算及回转马达的选取433.5 回转支承结构的选择433.6回转机构齿轮传动设计443.7回转循环时间计算443.8回转机构的校核45第四章 液压挖掘机行走装置设计474.1行走装置总述474.2行走装置尺寸参数的确定484.3承载能力计算5044牵引力和牵引功率计算5045行走马达的选用5146挖掘机行走机构性能校核51第五章 液压挖掘机液压系统设计535.1液压系统总述535.2液压系统设计535.3液压系统验算545.4液压冲击55结论57致谢58参考文献59绪论1.1 设计选题的意义我国是一个发展中国家，在辽阔的国土上正在进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而液压挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。因此，可以肯定液压挖掘机的发展空间很大。可以预见，随着国家经济建设的不断发展，液压挖掘机的需求量将逐年大幅度增长。今后几年我国液压挖掘机行业将会有一个很大的发展，液压挖掘机的年产量将会以高于20的速度增长。中国挖掘机市场自1997年开始已进入了一个较快的发展时期， 2001年与2000年比较，全国挖掘机的产、销量分别增长55和56。截止到2002年8月底全国挖掘机的销量已超过13000台，超过了2001年全年的销售数。2003年全国液压挖掘机的销售量超过18000台。显然，挖掘机在整个工程机械行业中是产、销量增长最快的机种之一。而在挖掘机中最为重要的就是关于工作装置设计，因为挖掘机的工作装置能够最为明显的体现机器的工作能力和工作寿命，所以设计工作可靠，性能好，成本低，效率高，维护使用方便的工作装置就显得格外重要。1.2 国内外液压挖掘机的发展动态和研究现状 最早在液压挖掘机工作装置设计时，设计人员通过类比、查表、理论计算初步确定性性能参数以后，还需要花大量的时间对设计的合理性进行分析，计算量大，而且在设计过程中，大都选取几个特殊位置进行检讨计算，其精度当然较低。当今计算机广泛应用于机械设计中，挖掘机工作装置设计得到了很快的发展。针对液压挖掘机工作装置的CAD软件也已经有了不少的研究。1.2.1 国外液压挖掘机的发展动态和研究现状国外挖掘机生产历史较长，液压挖技术的不断成熟使挖掘机得到全面的发展。德国是世界上较早开发研制挖掘机的国家，1954年和1955年德国的德马克和利渤海尔公司分别开发了全液压挖掘机；美国是继德国以后生产挖掘机历史最长、数量最大、品种最多和技术水平处于领先地位的国家；日本挖掘机制造业是在二次大战后发展上起来的，其主要特点是在引进、消化先进技术的基础上，通过大胆创新发展起来的；韩国是液压挖掘机生产的后起之秀，20世纪70年代开始引进技术，由于产业政策进入国际市场，并已挤入国际液压挖掘机的主要生产国之一。20世纪60年代，挖掘机进入成熟期，各国挖掘机制造商纷纷采用液压技术并与其它技术相结合，使产品适应性得到了较快的发展，产品寿命和质量不断得到提高，操纵更加舒适，产品更加节能。例如美国卡特彼勒公司1955年以后推出的300B系列液压挖掘机，采用一种命名为maestro的系统，通过载荷传感液压装置，控制发动机的输出功率，实现与液压泵的严格匹配。Maestro控制面板在机型上安装两种功率模式和四种工况状态，允许用户自行决定功率工况模式。再如韩国现代公司生产的ROBEX450-3型液压挖掘机，有四种功率模式，通过集成化的电子控制系统自动确定最佳的发动机转速和液压泵的输出参数，使得发动机、液压泵的速度及液压用液压系统压力与实际工况相适应，从而获得最高的生产率和最佳的燃油消耗。此种技术在日本松、日立建机、神钢、韩国大宇重工、德国的利渤海尔、英国的JCB等到公司均得到普遍应用，代表了当代液压挖掘机的最高水平。当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方面发展。由于使用性能、技术指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗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，单斗液压挖掘机有以下的趋势：（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）不断的提高可靠性和使用寿命。（4）工作装置结构图不断的改进，工作范围不断扩大。（5）由内燃机驱动向电力驱动发展。（6）液压系统不断改进，液压元件不断更新。（7）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。（8）增大铲斗的容量，加大功率，提高生产效率。（9）人机工程学在设计中的充分应用。1.2.2 国内液压挖掘机的发展动态和研究现状早在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。国内原有的数家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。国内液压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进行的，在这种情况下开发出一个专业的工作装置设计工具和软件显得非常的重要。国内液压挖掘机的研究和发展动向应该体现在以下几个方面：（1）提高效率，降低能耗。（2）提高技术性能和控制性能。（3）发展集成、复合、小型化、轻化元件。（4）开展液压自动控制技术方面的研究与开发。（5）加强以提高安全性和环境保护为目的研究工作开发。（6）提高液压元件和系统的工作可靠性。（7）标准化和多样化。（8）开展液压系统设计理论和系统性能分析研究。第一章 履带式液压挖掘机总体设计1.1整机总体参数的初步确定1.1.1设计参数指标的合理性分析液压挖掘机的主要参数有尺寸参数、重量参数、功率参数、经济性指标参数，其中最重要的是斗容量，机重和发动机功率1.主要参数的选择选择确定液压挖掘机主要参数的基本依据：（1） 设计任务书所规定的铲斗容量、用途和作业要求、工作条件等；（2） 有关国内外同类型、同等级液压挖掘机的技术资料，国家以及企业的系列标准等；（3） 理论分析或经验计算；（4） 使用单位的要求和制造厂商的生产条件等；2.合理的主要参数应该符合以下条件（1） 满足实际使用要求实用性；（2） 适合于生产厂的制造条件可能性；（3） 充分发挥发动机功率经济性；（4） 与国内外同类型产品相比较有较先进的技术经济指标和可靠的工作性能先进性。1.1.2重量参数的初步确定重量参数包括整机重量及各总成的重量1.整机重量初步确定整机重量可以通过类比国内外同类型样机得出（必须有同类型样机23个）类比公式：= 其中设计机重为4T左右，斗容量为0.15M3。样机：1）、南特NT45液压挖掘机，整机重量4T，斗容量0.16M3。 2）、徐工XE40液压挖掘机，整机重量4.05T，斗容量0.14M3。由上可得样机平均机重G2=4.025T，斗容量q2=0.15M3，由此得设计机重G1=4.025T。2.各总成重量的初步确定各总成重量包括：反铲作业装置、底盘和平台重量参数，由经验公式： 确定。 式中各部分重量系数。反铲作业装置重量参数k=0.15；底盘重量参数k=0.42；平台重量参数k=0.18。反铲作业装置重量G=0.6038T；底盘重量G=1.6905T；平台重量0.7245T。12机体尺寸的初步确定机体尺寸包括：机体的外形尺寸、工作装置尺寸和工作尺寸等。根据经验公式： 确定。机体外形尺寸： 表1.1 机体外形尺寸列表名称机体尺寸系数计算结果(m)取值（m）履带长度1.382.19522.195轨距1.071.70201.700转台宽度0.931.47941.480司机棚高度1.001.59071.590转台底部离地高0.400.63630.635尾部半径0.951.51121.510前部离回转中心0.420.66810.670机棚总高0.801.27261.275履带总高0.320.50900.510底架离地隙0.140.23860.240臂铰离回转中心0.150.23860.240臂铰与液压缸铰距0.300.47720.475臂铰与液压缸铰倾角40o50o履带板宽0.4；0.6；0.8；1.0；1.2；1.5（米）滚盘外径0.450.71580.720臂铰离地高0.631.00211.000反铲作业尺寸： 表1.2反铲作业尺寸参数名称代号计算结果取值臂长=1.82.86332.865斗杆长=0.81.27261.275斗长度=0.50.79540.795动臂转角-52o45o斗杆转角45o170o铲斗转角40o200o最大挖掘半径=3.355.32885.650最大挖掘深度=2.053.26093.750最大卸载高度=1.552.46563.450最大挖掘高度=2.33.65863.660以上参数的选取是主要依据经验公式计算，同时参照样机，做出的初步参数选定，这些参数只是初步选定，仍需做进一步改动、调整。1.3整机及各部分结构型式的初步确定1.3.1动臂结构型式的初步确定反铲动臂可分为整体式和组合式两类。一：整体式动臂有直动臂和弯动臂两种，直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，故整体式动臂优点是结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，缺点是替换工作装置较少，通用性较差，一般来说，长期用于作业条件相似的反铲采用整体动臂结构比较合适。二：组合式动臂一般都为弯臂形式，其优点是工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整，且能够较合理地满足各种类型作业装置的参数和要求，从而较简单的解决主要构件的统一化问题，同时装置运输比较方便，但该结构形式成本较高，质量较大。故通过比较，初步选择整体式动臂。整体式直动臂 整体式弯动臂图1.1 整体式动臂1.3.2斗杆结构型式的初步确定斗杆在液压挖掘作业中是运动较频繁、运动幅度较大的构件。因此要求质量较小且又有足够的强度。斗杆的结构型式往往取决于动臂的结构型式，斗杆有整体式和组合式两种，大多数挖掘机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度和杠杆比时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设置2-4个可供选择的与动臂端部铰接的孔。故在此选用整体式斗杆。1.3.3传动型式的初步确定单斗液压挖掘机的液压系统根据系统压力和液压泵特性可分为中高压和高压定量系统，高压变量系统。中高压定量系统具有结构简单、工作可靠、尺寸小重量轻等特点，但效率低；高压定量系统工作可靠，耐冲击和振动，压力高寿命长，但调速困难；高压变量系统能够充分利用发动机功率，且效率高，在中型和大型液压挖掘机上广泛应用。双泵双回路系统操作方便、功率利用较好，在中小型挖掘机上得到普遍应用。因此，该设计初步选定双向双回路全功率中高压变量液压系统。图1.2 传动形式1.3.4回转机构结构型式的初步确定滚动轴承是回转支撑广泛应用于全回转的挖掘机、起重机和其他机械上。该类回转支撑又分为单排滚球式、双排滚球式、交叉滚柱式和组合滚子式，从对连接构件变形的反应来看，双排滚球式比单拍好，单排又比交叉滚柱式好。全回转的回转机构，按液动机的结构形式可分为高速方案和低速方案两类，高速液压马达体积小，效率高，不需背压补油，便于设置小制动器，工作可靠等。低速大扭矩液压马达零件少，传动简单，启动制动性能好使用寿命长。在高速方案中采用弯轴式轴向柱塞液压马达则占大多数。因此，现初步选定高速弯轴式轴向柱塞液压马达，双排滚球式回转支承。图1.3 回转机构1.4功率参数及发动机的初步选定1.4.1整机功率参数的初步确定发动机功率；液压功率发动机功率 N=k*G（kW），可得N=5*4.025=20.125kW液压功率 N=k*G（kW），可得N=4*4.025=16.1kW1.4.2发动机的初步选定型号、生产厂家、性能指标生产厂家为洋马，型号为4TNV88表1.3 发动机参数发动机（水冷）型号：4TNV88（-GGE，-BGGE）类型：4TNV系列额定功率：Kw/min(hp/rpm)22.5/1800(36.9/3000)最大扭矩：Nm145气缸排量：cc2190冷却水容量：L2.7润滑油容量：7.4燃油箱容积：L731.5回转速度、工作循环时间及生产率的估算依据经验公式：1、 回转速度： 其中Kn=15可得n=12（r/min）2、工作循环时间： 其中 kz0=10可得tz0=12.6（s）3、理论生产率： 其中q=0.15M3可得Q0=42.86（m3/h）以上参数都是经验公式的初步估算，如有需要可适当调整。第二章 履带式液压挖掘机工作装置设计工作装置的设计要满足任务书的要求以及结构上的合理。图2.1反铲工作装置计算简图2.1确定工作装置的几何尺寸工作装置是液压挖掘机的重要组成部分之一，一般包括：动臂、斗杆、铲斗、连杆以及油缸等。2.1.1斗形参数的选择 选择斗形参数时，一般考虑以下两个因素：（1）、转斗挖掘时尽量使挖掘阻力小些；（2）、转斗挖掘时尽量降低其挖掘能容量。铲斗的四个主要参数为斗容量q，平均斗宽B，转斗挖掘半径R和转斗挖据装满转角2。R、B及2与q之间有以下几何关系： 当q一定时最大挖掘阻力及转斗挖掘能容量E随着R的增大而下降。但B和R大到一定程度，综合反映到100则太大；若90则B或R太大。在q0.25m时R和B对的影响差不多。从能量的观点看，不论q如何，B对E的影响远远大于R，设计时应兼顾和E两方面，希望两者都小些，因此R和B两值不宜相差悬殊。综合考虑，选取=93,由表2-6查得，取B=0.6m，其中土壤的松散系数为1.25。依据公式代入已知数据 q=12R20.6（2-sin93）1.25计算确定R=800mm。2.1.2动臂及油缸铰点的布置及取值对挖掘机性能有影响。取值过大将使油缸力臂值增大，回转支承受力变大，闭锁力上升，动臂摆角减小，作业范围减小，且使动臂座尺寸变大，给制造和安装带来不便；的值取的过大，使特性系数值增大，提升能力下降。类比其它样机，取（300450mm（小挖）；600800mm（中挖） （65左右）确定取=CA=450mm，=65图2.2动臂铰点计算简图A点位置的确定： mm左右 D回转支承外径 平台离地高度+150mm左右类比后取平台离地高度（600650mm（小挖）；11001150mm（中挖）平台离地高度为635mm，查资料得D=722mm，将上述值代入式子得计算得出:=561mm、=785mm。C点位置的确定： 将有关数据代入计算得得出=370mm、=1193mm。2.1.3动臂尺寸参数的确定推荐采用整体式弯动臂，考虑挖深及结构强度，取动臂弯角为=130（130左右）；特性参数=1.65（1.65左右）。确定动臂及斗杆、的长度，要满足作业要求。根据经验公式： 将R1、l3、k1代入上式计算得l1=3020mm，l2=1830mm。由于反铲挖掘机以挖掘深度为主指标，故取特性参数1.3。在CZF中（见前图）根据，求： 将=3020mm、=1830mm、1.3、=130o代入以上三个式子中计算得l41=CZ=1446mm、l42=ZF=1880mm、39=21.5o。油缸铰点的布置综合考虑了结构件的强度、油缸本身以及安装特性，一般取动臂全伸长度与全缩长度之比1=1.6-1.7。动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接。如下图，1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是L1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；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。斗杆液压油缸全缩时，CFQ =32 8 最大，根据经验统计和便于计算，初选（32 8）max = 170 。由于采用单动臂液压缸，因此BCZ的取值较大，初取BCZ = 10 。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2.3 动臂摆角范围计算简图图2.4动臂油缸确定计算可解得：1max = 127 ； 1min = 35 。1min = COS-1（2+1-2）/21max = COS-1（2+1-122）/2 解得1=1.64。由已知得动臂油缸D1=80mm，d1=40mm，可利用CAD在动臂油缸最长时和最短时两个情况下进行尝试做出所需的确定动臂油缸长度的图，如下图：由此确定出L1min=1013mm，L1max=1660mm。油缸铰点的布置综合考虑了结构件的强度、油缸本身以及安装特性，经作图确定出l6=1895mm，l7=1349mm，l8=1590mm，l22=1813mm。2.1.4斗杆机构的尺寸参数的确定斗杆机构的设计应满足：（1）、斗杆机构应满足斗杆转角的要求，摆角应在105125之间，在满足工作范围等前提下本机去108；（2）斗杆油缸全伸时，铲斗任意转动不得碰动臂；（3）保证足够得挖掘力及必要得闭锁能力。确定斗杆油缸下铰点：D点与动臂间得距离应尽量小些，为使动臂与斗杆油缸不发生干涉。油缸与动臂之间应留有10mm左右得间隙。斗杆尾部半径l9从闭锁考虑，可按经验公式： =496657，本设计中取=490mm斗杆上取决于结构因素，并考虑到共作范围一般在130170，本次设计中取=130o。斗杆相对于动臂得初始位置不能超过动臂中心延长线，可取其夹角为1.2左右。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动副等因素一般取斗杆油缸全伸长度与与全缩长度之比为2=1.6-1.7。如图4-2所示图中，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；2：斗杆的摆角；l8：斗杆油缸的最大作用力臂。E20E2ZDl92maxl8FD：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图2.5斗杆机构基本参数计算简图由已知得动臂油缸D1=80mm，d1=40mm，可利用CAD在动臂油缸最长时和最短时两个情况下进行尝试做出所需的确定动臂油缸长度的图，如下图：图2.6铲斗油缸确定经作图确定出L2min=1163mm，L2max=1951mm。所以2=1.68。2.1.5铲斗连杆机构设计（1）铲斗连杆机构设计时应满足：转角要求为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的最大转角一般在150180，取=170o，铲斗在挖掘过程中转角大致为90110，这里取96o。铲斗仰角范围一般为030，取30o。这样还可以适应挖掘深沟及垂直侧壁得作业要求，不使斗底先于斗齿接触土地。同时，铲斗的转角范围还应该满足，当动臂油缸处于最短即：L1=L1min，斗杆油缸处于最短即：L2=L2min ，铲斗油缸处于最长即L3=L3max时，铲斗l3与地面的夹角45。挖掘力的变化与阻力变化一致铲斗机构最大理论挖掘力应与最大挖掘阻力相适应，一般在-10开挖，最大挖掘力出现在2535处。几何相容连杆机构设计还需要满足几何相容，要保证连杆机构三角形、四边形在油缸得全行程中任一瞬时斗不被破坏，并且各个构件间不发生干涉碰撞。（2）铲斗连杆机构的型式选择反铲铲斗机构有四连杆的，也有六连杆的，推荐采用六连杆机构。（3）铲斗连杆机构的参数选择为满足几何相容条件，由经验公式可计算连杆各构件的尺寸参数。=266mm，取l24=KQ=260mm，取其为0o。，取其为105o。=QN=230mm。=KH=390mm，取其为350mm。确定l14=HN=340mm铲斗油缸在伸缩过程中，由于设计过程中油缸及斗杆间留由10mm左右得间隙，使两者不发生干涉。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动副等因素一般取斗杆油缸全伸长度与与全缩长度之比为3=1.5-1.7。L3Ml29GKl24l12FNQl21l2Vl3l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点；G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点.图2.7 铲斗机构计算简图在图4-3中，l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点；G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点。图2.8 铲斗油缸确定铲斗油缸下铰点位置的确定：=700mm=550mm。通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下：HK=350mm，HN=340mm，NQ=230mm，QK=260mm，FG=550mm，EG=700mm。至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。2.2挖掘阻力、油缸作用力、闭锁力挖掘力计算2.2.1.铲斗挖掘阻力转斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度改变而明显变化。切削阻力的切向分力：其中 C表示土壤硬度的系数，对III级土宜取C=90-150，本设计中取C=120； R转斗切削半径，R=800mm=80cm； 挖掘过程中铲斗总转角的一半，=48；铲斗的瞬时转角；B切削刃宽度影响系数，B=1+2.6b，其中b为铲斗平均宽度，b=0.6m，则计算得B=2.56m；A切削角变化影响系数，取A=1.3；Z带有斗齿的系数，Z=0.75（无斗齿时，Z=1）；X斗侧壁厚度影响系数，X=1+0.03s，其中s为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取X=1.15；D切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在10000-17000N范围内选取。当斗容量q0.5m3时D应小于10000N。（推荐8000N（小挖）12000 N（中挖），所以D=8000N。取不同的一组j列表计算铲斗挖掘阻力W1。瞬时转角0102030405060708090切削阻力W1N8000179382682032723359083662734940307072362713680表2.1不同位置切削阻力计算列表由上表数据可绘制出铲斗切削阻力W1随瞬时转角的变化曲线图，如图所示（以铲斗油缸最短是为0起点）。图2.9 铲斗切削阻力 转斗挖掘装土阻力的切向分力： 式中 密实状态下土壤容重，单位为； 挖掘起点和终点间连线ab方向与水平线的夹角； 土壤与钢的摩擦系数。计算表明：相比很小，可忽略不计。当，时出现转斗挖掘最大切向分力：=36660N将已知数据代入可得W1max=36660N。试验表明法向挖掘阻力的指向是可变的，数值也较小，一般。土质愈均匀，愈小。从随机统计的角度看，取法向分力为零来简化计算是允许的。这样就可看作为转斗挖掘的最大阻力。转斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力计算。也即把半月形切削断面看作等面积的的条形断面，条形断面长度等于斗齿转过的圆弧长度与其相应之弦的平均值，平均切削厚度为：平均挖掘阻力为:式中用角度代入，一般所谓平均阻力是指装满铲斗的全过程阻力平均值，因此应取=48。算出W1J=24053N。2.2.2.斗杆挖掘阻力计算斗杆挖掘时切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中可视为常数。一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为，在转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的实际行程为： 式中 斗杆挖掘时的切削半径，=l2=1830mm。斗杆挖掘时的切削厚度可按下式计算：斗杆挖掘阻力为：当取级土壤时，。式中 挖掘比阻力，当取主要挖掘土壤的时可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土质值时则得最大挖掘阻力。 斗杆挖掘时铲斗转角，该转角主要为避免挖掘时，斗底