挖掘机工作装置结构设计论文-本科论文.doc

1前言
挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地使用，如工业与民用建筑、农田改造、交通运输、矿山采掘、水利电气工程、以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。根据统计，一般的工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是使用挖掘机来完成的。
在上世际末，随着我国经济的持续发展和基础建设投入的加大，对挖机的需求加大。进口挖机急剧上升。另外国外著名产家纷纷到国内合资或独资建厂，主要有小松山推、合肥日立、卡特徐州、成都神钢、常州现代、大宇重工等，国外产家的进口或合资的销售额占到国内总销售额的70%～80%。合资产品的主要型号有：小松山推PC系列、合肥日立ZX系列、卡特徐州320B系列、成都神钢SK系列、常州现代R系列、大宇重工DH系列。
近年来，随着我国深入地进行基础建设和挖掘机在建设中被广泛地应用，挖掘机的市场前景非常广泛，因此很有必要积极的发展适合我国国情的挖掘机。然而在挖掘机中工作装置是十分重要的组成部分，对其研究和设计是对整机开发的基础。
单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其机构、运动分析和结构参数优化设计方面都作了大量的研究，其中的许多技术已经很成熟了。而关于单斗液压挖掘机有关书籍也很多，这些书籍从不同角度对工作装置的设计进行了阐述。。

2总体方案设计
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-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆.
图2-1 工作装置组成图
图2-1为液压挖掘机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、斗杆11、连杆9、动臂2、以及1, 4,10等三组相应的液压油缸组成。由于动臂得下铰点铰与转台相连，通过动臂油缸的伸缩，使动臂以及整个工作装置都围绕动臂下铰点来转动。而斗杆靠斗杆缸使斗杆围绕动臂的上铰点摆动，相似的铲斗也铰接于斗杆得前端，依靠铲斗油缸得伸缩来时铲斗围绕斗杆转动。
在挖掘作业时，通过驱动回转马达使转台转动，从而令工作装置回转到正确的挖掘位置，同时操纵动臂油缸的无杆腔进油使液压油缸收缩，动臂下降到铲斗接触地面以后再操纵斗杆油缸或铲斗油缸，液压油缸无杆腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘或者装载工作。铲斗装满后，铲斗油缸和斗杆油缸停动并操纵动臂油缸

无杆腔进油，使动臂上升，然后转动回转马达，使工作装置转到相应的卸载位置，再操纵铲斗油缸或者斗杆油缸收缩，使铲斗翻转进行卸载。卸载完毕后工作装置再转至下一个挖掘位置进行第二次循环挖掘。
但是在实际得挖掘作业之中，由于挖掘面条件、土质及挖掘机液压系统的不一样等情况，反铲装置的三种液压油缸在挖掘循环中的动作配合可以是多种多样的。以上描述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[3]。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，简化得如图所示。

图2-2工作装置结构简图

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
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[3]，且有利于得到较大的挖掘深度。

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。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式斗杆。
2.3 动臂油缸与铲斗油缸的布置
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[3]，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24所示。

2
1

1-动臂； 2=动臂油缸
图2-3 动臂油缸铰接示意图
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。2

3

3

1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗
图2-4 铲斗连接布置示意图
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） 为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的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。
（2） 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。
（3） 要使物料易于卸尽。

斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-7所示。

1-卡销 ；2 –橡胶卡销；3 –齿座； 4–斗齿
图2-7 卡销式斗齿结构示意图
2.6 原始几何参数的确定
（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=1.7即l3/l2=1.7。
（2） 铲斗斗容与主参数的选择
斗容在任务书中已经给出：q =0.8 m3
按经验公式和比拟法初选：l3=1480mm
工作装置的最大挖掘半径：R1=9875mm
（3） 工作装置液压系统主参数的初步选择
各工作油缸的缸径的选择要考虑到实际液压系统的工作压力。初选动臂油缸内径D1=120mm，活塞杆的直径d1=80mm。斗杆油缸的内径D2=120mm，活塞杆的直径d2=80mm。铲斗油缸的内径D3=100mm，活塞杆的直径d3=60mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1000mm，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。参照任务书的要求选择工作装置液压系统的工作压力P=31.4MPa，闭锁压力Pg=34.3MPa

3运动学分析

3.1动臂运动学分析

图3-1动臂简图
L1为动臂油缸长度，N为动臂与车体的铰点，Q为动臂油缸与车体的铰点，P为动臂油缸与动臂的铰点，L1min为动臂油缸的最短长度，L1max为动臂油缸的最大长度，C1为动臂两点与Q点连线的夹角，动臂伸长或缩短C1的大小值也随之改变。
在三角形QNP中：
L1=l152+l162-2cosC1*l15+l16
所以：C1=arccos[(l152+l162-L12)/(2*l15*l16)]
在三角形PNH中(图1中)：
l172=l152+l32-2*cosa17*l3*l15
所以：a17=arccos[(l152+l32-l172)/(2*l3*l15)]
H点坐标： XH=l3*cosa18 (注意当H点在N点上方时，a18为正值否则为负值)
YH=l3*sina18
N点坐标： XN=0
YN：由实际测量对比获得。
动臂油缸力臂：S1=l16*sin∠NQP
所以：动臂油缸的最大作用力臂为S1max=l16，当令ξ=l15/l16
这时：L1=sqr（l152-l162）=l16*sqr（ξ2-1）
C1=arccos1/ξ
3.2斗杆运动分析

图3-2斗杆运动简图
如图：G点位斗杆油缸与动臂的铰点，H位动臂与斗杆连接处的铰点，F是斗杆油缸和斗杆连接的铰点，斗杆下面（无铲斗油缸一侧）长度为l2既：HB，斗杆油缸长度为L2，C2为动臂与斗杆间的夹角.
在三角形GMH中
L22=l142+l132-2*cosC2*l14*l13
C2=arccos[(l142+l132-2*cosC2*l14*l13)]
由图中的集合关系可知：
B2=C2max-C2min
所以，斗杆所用力臂：
S2=lHG*∠MGH(HG即为l13)
于是得斗杆的最大作用力臂为：S2max=l13
这时，C2=arccos（l3/l4）,L2=sqr(l142-l132)

3.3铲斗的运动分析

图3-3铲斗简图
F为铲斗油缸与斗杆的铰点，H是斗杆与动臂铰点，B点为铲斗与斗杆的铰点，A为铲斗的斗齿尖点，C为连杆与铲斗的铰点，E为曲柄与斗杆的铰点，D为曲柄与连杆的铰点。
3.3.1铲斗与连杆机构的传动比
由图中可得：
在三角形DFE中
a9=∠DEF=arccos[（l92+l62-L32）/(2*l9*l6)]
a11=∠DFE=arccos[(L32+l92-l62]/(2*L3*l9)]
a10=∠EDF=兀-∠DEF-∠DFE=兀-a9-a11
在三角形DBE中
l182=l62+l72+2*cosa8*l6*l7
所以:∠DEB=a8=arccos[(l62+l72-l18)/(2*l6*l7)]
在三角形BDC中
∠BDC=a7=arccos[（l52+l182-l232）/（2*l5*l8）]
在四边形BCDE中
∠EDC=∠EDB+∠BDC
所以：铲斗油缸对E点作用力臂R1
R1=l6*sina9
连杆CD对E点作用力臂
R2=l6*sina20
且 已知R3=l23，R4=l1.
所以：连杆机构的总传动比：
i=（R1*R3）/（R2*R4）
显然，由上式可知，i是铲斗油缸长度l2的函数，将l2两个端直l2max，l2min代入可以得到最终传动比i0，im.
3.3.2 铲斗相对于斗杆的摆角为B3
由上图中可知：铲斗在任一时刻的转角为：
B3=a6+a19+a5+a2
在三角形EHB中
a6=∠HBE=arccos[(l22+l72-l82)/2*l2*l7]
a10,a24,a2在后面的计算与设计中得到
类同动臂与斗杆，当铲斗油缸最长或最短即为：L3max和L3min时，对应的铲斗最大转角C3max和C3min
而B3=C3max-C3min
3.3.3斗齿尖的运动分析

图3-4斗齿运动简图
如图所示，在坐标系中，斗齿尖A的坐标值XA和YA可以表示为L1，L2，L3的函数。
所以只、只需要推导出XA和YA的函数表达式，那么就可以知道整机的作业大体范围。
在H点可知：
a24=∠NHE=2兀-a16-a15-a14-C2
在三角形NMH中，∠NMH在后面的设计与计算中确定
l142=l102+l32-2*cos∠NMH*l10*l3
l102=l142+l32-2cosa16*l14*l13
所以：a16=arccos[(l142+l32-l102)/(2*l14*l13)]
在三角形MGH中
L22=l142+l152-2*cosC2*l14*l15
所以：斗杆在任意时刻的转角为：
C2=arccos[(l142+l152-L22)/(2*l14*l15)]
a4,a6在设计中确定
在三角形NHE中：
l22=sqr（l32+l82-2cosa24*l3*l8）
在三角形NHB中
l21=sqr（l32+l22-2cosa25*l3*l2）
在Q点：
a21=2兀-a2-a5-a19-a6-a26
在三角形NHB中：
l32=l212+l22-2cosa26*l21*l2
a16=arccos[(l212+l22-l32)/(2*l21*l2)]
在三角形EDB中：
l62=l182+l72-2cosa19*l18*17
a19=arccos[（l182+l72-l62）/（2*l18*l7）]
在三角形中CDB中：
l52=l82+l232-2*cosa5*l8*l23
a5=arccos[(l182+l232-l52)/(2*l18*l7)]
在四边形CBDE中
∠EBD=a5+a19
在列出各线段的长度与角度的关系后，可以用矢量坐标求个点的坐标值。

4.特殊工作位置的计算
4.1最大挖掘深度H1max

图4-1挖掘深度简图
HBA三点共线且处于竖直位置时，得最大挖掘深度:
H1max=YA=Yhmin-l2-l1
=l3sina18min-l2-l1

4.2最大卸载高度H2max

图4-2卸载高度简图
如图。此时斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸，BA处于垂直状态，的最大卸载高度为：
H2max=l3sina18max+l2cosa21

5各部位尺寸的确定
5.1动臂机构的尺寸
动臂转角定为：a27=120。
按照经验统计和参考其他机型，特性参数k2=1.3（k=l10/l14）
Q点坐标：
由底盘和转台的结构并参考其他机型的数据，初选：
XQ=430mm；YQ=1000mm。
根据统计分析，最大挖掘距离R1与l1+l2+l3的值很接近。由已经确定的最大挖掘距离R1=9875mm，和已经初步选定的l1和k1，结合经验公式有：
l2 =（R1-l3）/（1+k1）
=（9875-1480）/（1+1.7）
=3109.2mm
于是得：l3=k1*l2=5285.7mm。
在三角形NHM中
l10=l3/sqr（1+k22-2k2cosa27）
=5285.7/1.99
2656.13mm
a16=∠MHN=arccos[（l142+l12-l102）/（2*l1*l14）]
=26。
所以：l14=k2*l10
=3452.97mm
由于采用双动臂油缸，∠PNM取值应该比较小，故∠PNM=5。
在三角形NMH中：
∠MNH=兀-a27-a16
=兀-120。-26。=34。
∠PNH=a17=∠MNH-∠PNM=34。-5。=29。
由实际测绘和参考其他机型可知：
C1max=152。 C1min=46。
N点坐标XN=0。 YN=175。
在挖掘机的理论计算中，C1min和C1max要满足以下条件;
C1min=cos-1[(ξ2+1-σ2)/2σ]
C1max=cos-1[(ξ2+1-λ12σ2) /2σ]
将C1max，C1min的值带入以后可得：
σ=2.5，ξ=3.1
而：σ+1=2.5+1=3.5>ξ (1)
（1+ξ）/σ=4.11/2.5=1.64>λ(λ=1.6) (2)
σξ满足（1） （2）两个经验条件,说明σξ取值是可行的
所以：l15=ξ*750=2335mm
L1min=σ*750=2.5*750=1880mm
L1max=λ1*L1min=1.6*1880=3010mm
动臂机构各部分的主要尺寸已经确定完毕
因为l1=1480mm，l2=3109.2mm，l3=5285.7mm
所以：H1max=6620mm，H2max=7110mm

动笔机构各尺寸的校核：
设正常的挖掘阻力为W：
W=Б{R[1-cosФmax/(Фmax-Ф)]}1.35BAZ+э
在上式中：Б是土壤的硬度系数，不同的土壤取值有所不同，此处取值为3；W是切屑阻力的切向力；Фmax：某一挖掘位置的铲斗总转角的一半；R为铲斗与斗杆的铰点到斗齿尖的距离，即铲斗的切削半径在前面已经确定，取值为1480mm;Ф：某一挖掘位置处铲斗的瞬时转角，在此处由于是求平均挖掘阻力，所以取Ф=Фmax=54.5。; A为切削角变化影响系数，取A=1.3;Z是指带有斗齿的系数，取Z=0.75；B为切削刃宽度影响系数，B=1+2.6*1.04=3.7；
X:斗侧臂厚影响系数，X=1+0.03S，其中S为侧壁厚度，根据经验定为X=1.15；э为切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取э=1.35*104N.
将以上数值带入上式中，可以解得：W=0.55*105N.
最大挖掘深度的挖掘力力矩M:
M=W（H1max+YN）=4.6*105N*M
动臂油缸的自锁力F1
F1=P1*S1(S1：动臂油缸小腔的作用面积)
=3.43*107*π*(702-452)*10-6
=3.1*105N
工作装置本身有自重在最大挖掘半径，自重还产生力矩MG:
首先应该确定各作用力和力臂，对此初步估计工作装置的各部分重量，根据实际测绘和参考其他机型：动臂G1=1310kg， 斗杆G2=680kg，铲斗G3=680kg，斗杆油缸G4=180kg，铲斗油缸G5=105kg，连杆机构G6=110kg，动臂油缸G7=330kg
当处于最大深度时：
C1=C1max=46。; a18=30.5。
MG=(G1/2+G2+G3+G4+G5+G6)l3cosa18
=（655+680+680+180+110+105）*5285.7*cos30.5
≈0.92*105N*M
动臂油缸的闭锁力与工作装置的自身重量对N点所产生的力矩：
MG=F1*l15*750*sinC1min/L1min+MG
=2*3.1*105*2.335*sin（46/1.88）*0.75+0.92*105
5.03*105N*M>4.6*105N*M
上式说明动臂油缸的闭锁力与工作装置的自身重量对N点产生力矩大于品均挖掘阻力，符合要求。

挖掘机在最大挖掘半径时，动臂提升力的校核：
工作装置几部分的中量：G.=G2+G3+G5+G6
=680+680+105+110=1575≈1.8q*103 (q为斗容)
根据实际工作经验，一次挖土的总量约为：
G土=1.79*103=1360kg
所以，当挖掘机在最大挖掘半径时：
M.=G1+4*l3/2+G.(l3+0.7l2)+G土（l3+l2+l1/2）
=（1310+180）*2.7+1575*（5.7*0.7*3.1）+1360（5.2+3*0.74）
=2.6*105N*M
在三角形NQP中，此时∠QNP约为92。
L12=PQ2=PN2+QN2-2cos∠QNP*PN*QN≈2530mm
由三角形面积公式得：
L1*S1=PN*QN*∠QNP
2530*S1=750*2335*sin92。
S1=750mm
动臂油缸的推力：F=PS=3.14*107*π*702*10-6=4.8*105N
所以，此时动臂油缸的提升力矩为：FS1=0.75*4.83*105
=3.6*105>M.
所以动臂提升力矩在最大挖掘半径时符合要求。

当铲斗满载升至最大高度时，动臂力矩的校核：
此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩;
C1=C1max=152。a24=a24max=160。 a18=30.5
则于是工作装置所受重力以及土的重力所产生的负载力矩MZ′：
MZ′ = G1+4 H1 + GG+D（H1+l2COS39/2）+ G土 （H1+l2COS39–l1/2）
= （1310+180）×3.64 + 1575（3.64+3.1×COS39/2）+ 1560×（3.64+3.1×COS39-1.48/2）
= 1.6×105 N.m
在此时对动臂油缸而言：
L1 = L1max = 3010 mm C1 =C1max = 152
同(3)计算可以求得此时的动臂油缸的力臂为S2 = 370 mm

于是,此时动臂油缸的提升力矩M2可求得为：M2 = 1.7×105 N.m ＞MZ′
证明满足要求。

5.2斗杆各部分尺寸的计算
以斗杆全体为研究对象，此时斗杆油缸最大作用力臂的表达式为
S3max = l13 = PGmax （l2 + l1 ）/ P2
= 100×103 ×（1480+3105）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6
= 940 mm (4-22)
如图所示图中，M为斗杆油缸的铰点；G为斗杆油缸与斗杆的铰点；H为动臂与斗杆的铰点； B2为斗杆的摆角；l14：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂S3/与最大力臂S2max有以下关系:
S3//S2max=l13COS(B2max/2)/l13= COS (B2max/2) (4-23)
由上式可知, B2max越大,则S3/越小,即平均挖掘阻力也会越小.想要得到较大的平均挖掘力,就需要尽量减少B2max,所以初步选择Bψ2max = 90。
由图中的几何关系可得:
L2min = 2×l13×Sin (B2max/2)/(λ2-1)
= 2×940×Sin 45/(1.6 1)
= 2215 mm
L2max = L2min + 2×l13×Sin (B2max/2)
= 2215 + 2×940×Sin 45.
= 3545 mm
l142 = L22min + l213 + 2×L2min×l13×COS[(π-B2max)/2]
= 22152+ 9402 + 2×2215×940×COS135
l14 = 2995 mm
而∠GHB由结构因素和工作范围而定,一般在130～170之间.初定∠GHB=150.,动臂上∠hgn也是结构尺寸,由结构因素分析,可初选∠GHN=10.

5.3铲斗基本尺寸的确定

最大转角B3max,其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，于是初选B3max = 165 。

图5-1铲斗简图
在图中，l6为摇臂的长度；l5为连杆的长度；l1为铲斗的长度；l2为斗杆的长度；F为铲斗油缸与斗杆的铰点；H为动臂与斗杆的铰点；E摇臂与斗杆的铰点；C为连杆与铲斗的铰点；B为铲斗与斗杆的铰点；A为斗齿尖；D为连杆机构与铲斗油缸的铰点。则有：
斗容量q：在设计任务书中已经给出q=0.8m3
平均斗宽L：由经验统计以及参考其他机型为L=1040mm
铲斗的2个铰点B、C间的距离l23与l1的比值为k3
l23太大将会影响机构的传动特性，太小则会影响铲斗的结构刚度，初选特性参数k3=0.28
由于铲斗的转角较大，且k3取值较小。所以，取a2=110
L23=k3*l3=0.28*1480=414.4mm

粗略估算可知斗杆挖掘平均阻力F3 = 69 KN
挖掘阻力F3所做的功W3：
W3= F3 *l1* B3max
= 6.9×105×1.48×165×π/180
= 2.94×105 N.m
铲斗油缸推力所做的功W3/：
W3/ = F3 （λ2-1）L3min
= 31.4×106×π×552×10-6×0.6×L3min
由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3 应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W3J ：
W3= W3 / 带入公式解得：
L3min = 1710mm
则L3max =λ3 L3min =2376mm
挖掘机工作装置的各部分主要尺寸已确定剩余未选定的尺寸部分确定如下：
DC=610（mm）；DE=630（mm）;EB=410（mm）;HE=265（mm）;FH=790（mm);a24=60。；FE=2350（mm）.
其余尺寸由实际绘图设计中确定，以上所有尺寸必须满足挖掘力的要求，以及满足几何形状，如：△FHE，△E,□CBDE在任意情况下都不会被破坏。
5.3.1铲斗斗形尺寸的设计
反铲铲斗的斗形和尺寸，有很多常用的经验统计公式，可以根据实际需要进行配制。根据经验公式以及现场的测绘，可以估得其中的许多参数方程。
下底板的斗形方程为：

上顶板的斗形方程为：

同理计算出铲斗抛物线部分的方程为：

铲斗斗齿的结构计算：
铲斗按最大弯矩进行结构设计,根据力学分析可知在与铲斗斗体连接处的弯矩是最大的,如图所示有:
(7-74)
a : 斗齿厚度 b : 斗齿宽度
: 挖掘阻力 r : 斗齿尖到斗体的距离
t : 铲斗的厚度 : 斗齿的许用应力
代入值解得a=110 mm

a : 斗齿厚度 : 挖掘阻力
r : 斗齿尖到斗体的距离 t : 铲斗的厚度
5-2斗齿计算简图

6 销轴与衬套的设计
6.1 销轴的设计
由于销轴和衬套的配合间隙比较小，所以要以剪应力强度来作为销轴的基本尺寸的设计，而且用抗压强度与抗弯强度进行校核。
由有[1]：
（6-1）
在对销轴的设计计算时，应考虑到所有工况对销轴的剪应力
本设计中，销轴所选用的材料主要为40CrMnMo，其十分耐磨，在经过热处理后有着良好的综合机械性能。由于销轴经常在重载的较恶劣工况中工作，所以选择。代入式6-1有：
动臂各销轴的尺寸：
斗杆各销轴的尺寸：
6.2销轴用螺栓的设计：
选用的螺栓直径根据销轴的直径不同分别选择两种系列的螺栓。
6.3 衬套的设计：
为了使衬套耐磨、减震以及润滑性能好，选择衬套的材料一般为铜基合金
衬套的厚度选择为5mm左右，与销轴以及圆筒分别采用间隙和过盈配合，如下图所示，则各销轴的衬套的尺寸为：

6-1 衬套
动臂各衬套的尺寸：
斗杆各衬套的尺寸

7总结

在此次设计中，在现场对PC200-8产品的现场测绘的基础上，利用旋转矢量法、验统计公式以及力学计算，以机重为20t的液压挖掘机工作装置为对象，进行了以下设计工作：
1 进行了挖掘机工作装置的总体设计，确定各部分的装配情况，绘制出挖掘机工作装置的总体装配图

2 建立一个坐标系，对挖掘机工作装置中动臂、斗杆和铲斗进行运动学分析。画出各机构的简图，分析各个角度与线之间的关系为下面的具体尺寸计算打好基础。
3 利用基本参数和第二步算出的几何关系计算挖掘机工作装置的各部分的主要尺寸。
4 确定好主要尺寸后，对其余还未确定的尺寸，在满足挖掘机工作的挖掘力度以及基本几何关系不被破坏的基础上，进行主观设计。并绘制出挖掘机工作装置中动臂，斗杆和铲斗的具体尺寸图。
5 挖掘机工作装置中的油缸属于选配件，可根据具体设计的尺寸选配出合适的油缸来连接。
6 对销轴和衬套进行了材料的选择和具体尺寸的计算，并对其紧固的标准件进行了选型。
7 挖掘机工作装置所用到的螺栓根据需要选用国标规定的标准件。

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