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挖掘机 工作装置各部分的基本尺寸计算和验证

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单斗正铲液压挖掘机工作装置设计12(DOC)

单斗正铲液压挖掘机工作装置设计12(DOC)

正铲液压挖掘机工作装置设计2.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理液压正铲挖掘机由工作装置，上部转台和行走装置三大部分组成，如图 2.1 所示。

其中上部转台包括动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室；工作装置由动臂、斗杆、铲斗及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成，如图 2.2 所示。

图 2.1 液压正铲挖掘机的基本组成图 2.2 液压正铲挖掘机工作装置挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。

铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。

卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。

转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作[4]。

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。

2.2 工作装置结构方案的确定正铲工作装置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。

动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。

动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。

这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。

斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。

斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。

由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力。

正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。

正铲单斗液压挖掘机工作装置设计之欧阳语创编

正铲单斗液压挖掘机工作装置设计之欧阳语创编

机械设计（机械设计基础）时间：2021.03.01 创作：欧阳语----课程设计说明书设计题目：正铲单斗液压挖掘机工作装置设计学院：机械工程系专业：机械制造工艺与设备班级：机制一班学号：20137709姓名：刘鑫指导老师：温亚莲完成日期：2016年9月2日机械原理设计任务书学生姓名刘鑫班级机制一班学号 20137709设计题目：正铲单斗液压挖掘机工作装置设计一、设计题目简介正铲挖掘机的铲土动作形式。

其特点是“前进向上，强制切土”。

正铲挖掘力大，能开挖停机面以上的土，宜用于开挖高度大于2m的干燥基坑，正铲的挖斗比同当量的反铲的挖掘机的斗要大一些，其工作装置直接决定其工作范围和工作能力。

二、设计数据与要求三、设计任务1、绘制挖掘机工作机构的运动简图，确定机构的自由度，对其驱动油缸在几种工况下的运动绘制运动线图；2、根据所提供的工作参数，对挖掘机工作机构进行尺度综合，确定工作机构各个杆件的长度；3、用软件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS 等均可）对执行机构进行运动仿真，并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。

4、编写设计计算说明书，其中应包括设计思路、计算及运动模型建立过程以及效果分析等。

5、在机械基础实验室应用机构综合实验装置验证设计方案的可行性。

完成日期：2016年9月2日指导教师温亚莲摘要正铲挖掘机的开挖方式根据开挖路线与汽车相对位置的不同分为正向开挖、侧向装土以及正向开挖、后方装土两种，前者生产率较高。

正铲的生产率主要决定于每斗作业的循环延续时间。

为了提高其生产率，除了工作面高度必须满足装满土斗的要求之外，还要考虑开挖方式和与运土机械配合。

尽量减少回转角度，缩短每个循环的延续时间。

反铲的开挖方式可以采用沟端开挖法，即反铲停于沟端，后退挖土，向沟一侧弃土或装汽车运走，也可采用沟侧开挖法，即反铲停于沟侧，沿沟边开挖，它可将土弃于距离沟较远的地方，如装车则回转角度较小，但边坡不易控制.单斗液压挖掘机主要由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸等组成。

挖掘机工作线长度计算

挖掘机工作线长度计算

挖掘机工作线长度计算
挖掘机的工作线长度计算是根据以下几个因素来确定的：
1. 挖掘机的工作半径：工作线长度取决于挖掘机能够覆盖的最大半径。

这通常是挖掘机的最大工作范围。

2. 挖掘机的液压伸缩臂长度：挖掘机的液压伸缩臂可以伸缩，其长度也会影响工作线的长度。

伸缩臂的长度越长，工作线长度也会相应增加。

3. 挖掘机的挖掘深度：挖掘机可以在地面上进行挖掘，也可以深入地下进行挖掘。

挖掘深度的增加将导致更长的工作线长度。

根据以上因素，可以进行以下计算来确定挖掘机的工作线长度：工作线长度 = 挖掘机的工作半径 + 挖掘机的液压伸缩臂长度 + 挖掘机的挖掘深度
需要注意的是，这只是一个大致的计算公式，实际情况可能因挖掘机的型号、规格和使用条件等因素而有所不同。

最准确的工作线长度应该根据具体的挖掘机参数和工作环境来确定。

单斗反铲挖掘机动臂设计计算说明书

单斗反铲挖掘机动臂设计计算说明书

目录第一章绪论 (2)第二章反铲挖掘机的总体设计 (3)2。

1 挖掘机作业过程介绍 (3)2。

2 挖掘机主要构件尺寸的确定 (4)2.3 动臂干涉及合理性检查 (7)第三章典型工况下的受力分析 (7)3。

1 工况1下各铰接点的受力分析 (8)3.1。

1 YZ平面上的受力分析 (8)3。

1.2 XY平面内受力分析 (11)3.2 工况2下动臂的受力分析 (12)3。

2。

1 YZ平面的受力分析 (12)3。

2。

2 XY平面内受力分析 (15)第四章动臂的内力图 (16)4.1 工况1下的内力图 (16)4.2 工况2下的内力图 (16)第五章动臂的结构设计及校核 (18)5。

1正应力计算与校核 (18)5。

2 切应力计算与校核 (19)第六章销轴与衬套的设计................................. 错误!未定义书签。

6.1 动臂与机架铰接处C点销轴设计.................... 错误!未定义书签。

6。

2 动臂油缸与动臂铰接处B点销轴设计............... 错误!未定义书签。

6.3斗杆油缸与动臂铰接点D处销轴设计................. 错误!未定义书签。

6.4 动臂与斗杆铰接点F点销轴设计.................... 错误!未定义书签。

第七章稳定性校核.. (21)7.1 整体稳定性校核 (21)7.1.1 平面整体稳定性校核 (21)7。

1。

2 侧向屈曲整体稳定性校核 (22)7。

2 局部稳定性校核 (22)7.2.1 翼缘板的局部稳定性 (22)7。

2。

2 腹板的局部稳定性 (23)第八章焊缝校核 (24)参考文献................................................ 错误!未定义书签。

第一章绪论液压挖掘机是一种重要的工程机械，它的广泛应用对于减轻劳动量，保证工程质量,加快工程进度，提高劳动生产率起了巨大的作用。

挖掘机结构设计与研究

挖掘机结构设计与研究

1绪论1.1课题背景及目的挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。

据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。

随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，挖掘机市场有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。

而工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。

反铲式单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。

而关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。

而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，巩固所学的知识和提高设计能力。

1.2国内外研究状况当前，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向发展。

国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。

我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号[1]。

由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，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，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。

液压挖掘机工作装置参数资料

液压挖掘机工作装置参数资料

工作装置一、一般情况的介绍：1．35系列：35H和35F和30F适用销轴、轴套：35H的斗齿是专门的35H斗齿，传统式；主刀板尺寸和30B机型的有差别，斗齿宽是70，而30B是60，不带靴。

35F的斗齿为边斗齿2个、中斗齿6个都带靴的，下列刀板上添上边斗齿的孔：35F、35H的摇臂和拉杆相同，35H的斗上主刀板和下侧刀板与35F不同。

2．50系列有50E、50F、50G、50FL都是借用ZL40的销轴，而油封是借CG50机型的；斗齿：Z50E用的专用的方头螺钉、7个整体式斗齿（无边斗齿）。

50F和50G是有边斗齿带斗靴式的（边斗齿2个、中斗齿6个）50FL是斗齿体是焊于主刀板上，主刀板和上下侧板为高强度耐磨板。

标准斗；50F和50G、50FL斗型一样；Z50E是一种形状的斗，现用Z50E1401D型斗Z50G型和50F型斗均有可卸防磨板供用户选用。

以上机型的动臂、拉杆、摇臂是通用的。

3．ZL30B和Z3BII机型的区别（有30B前车架平台上）销轴和轴套均用本机专用图号4．Z30E14在30F前车架平台上共点，在F点和H点、I点装的销轴、轴套为本部件的销轴、轴套，其余点上为借用Z3014（30F）的轴套和销轴，斗容1.8立方米。

5．Z40F机型（前车架在35F车架上升高80，用20.5-25的轮胎）销轴和轴套全部专用本机型的代号，动臂、摇臂、拉杆、斗也是。

二、加长臂介绍：1．ZL30B加长臂（基础在ZL30B前车架平台），摇臂、动臂、拉杆不一样，斗相同但限位块加高不一样，动臂上的卸料限位块总成不一样，卸高3100，前伸1025，油缸不变（包括提升、翻斗），销轴、斗齿、螺栓、轴套均不变。

2．ZL30E加长臂（在35F前车架平台上），卸高3100，卸距1139动臂和拉杆与标准型有变化；铲斗主要是斗总体和Z30E一样，但限位块要加高；销轴只有F、H、I点用Z30遥专用销，其余用35F的销轴；H点的轴套用Z30E的；油缸：提升缸不变，翻斗缸安装矩变动。

挖掘机铲斗容量计算公式

挖掘机铲斗容量计算公式

挖掘机铲斗容量计算公式嘿，咱们今天来聊聊挖掘机铲斗容量的计算公式。

你知道吗，挖掘机在工地上那可真是威风凛凛的“大力士”！但要想让这个“大力士”发挥出最大的作用，搞清楚它铲斗的容量可太重要啦。

那这挖掘机铲斗容量的计算公式到底是啥呢？其实啊，简单来说，它主要和铲斗的形状、尺寸有关。

一般常用的计算公式是：铲斗容量 = 铲斗宽度 ×铲斗深度 ×平均填充系数 ×铲斗长度。

这里面的每个因素都有讲究。

就说这铲斗宽度吧，那得量得准准的，从一侧的边缘到另一侧，多一点少一点都不行。

还有铲斗深度，这就像是个大坑的深度一样，得实实在在测出来。

我之前在一个建筑工地上，就碰到过因为没算准铲斗容量而闹笑话的事儿。

当时那台挖掘机师傅，凭着自己的经验就开工了，结果挖了半天，发现铲斗装的土总是不够，效率特别低。

后来一检查，原来是他根本没搞清楚铲斗的实际容量，这可把工头给气坏了，在那直跺脚。

再说这平均填充系数，它可不是个固定值，得根据挖掘的物料来定。

要是挖的是松软的沙土，填充系数可能就大一些；要是碰上硬邦邦的石头，那系数就得小不少。

铲斗长度也不能马虎，从前端到后端，都得量仔细。

在实际操作中，还得考虑到铲斗的磨损情况。

要是铲斗用久了，有磨损变形，那算出来的容量也会有偏差。

所以定期检查和维护挖掘机的铲斗，也是保证计算准确的重要一环。

总之，要想准确算出挖掘机铲斗的容量，就得把每个参数都搞清楚，不能有丝毫马虎。

不然啊，就像我在工地上见到的那样，不仅耽误工作进度，还会让大家都着急上火。

希望大家以后在面对挖掘机铲斗容量计算的时候，都能胸有成竹，算得又准又快！。

煤矿用液压挖掘机结构组成及计算

煤矿用液压挖掘机结构组成及计算

煤矿用液压挖掘机该机结构紧凑、外形尺寸小，同时由于采用电动液压系统，因而具有节约能源、噪声低、污染小、效率高等特点。

与竖井钻机配套使用，可实现煤矿及其它矿山竖井掘进机械化作业，从而大大提高掘进速度。

同时该机也可用于平巷及斜巷装岩及挖掘作业。

结构组成由1工作装置总成、2推土铲、3回转平台、4液压系统、5底盘总成、6机罩、7顶棚、8电气系统等组成。

性能特点：1、外形尺寸小，结构紧凑，效率高。

2、底盘为焊接结构、整体性好，刚性和强度大。

3、行走驱动装置有两条履带，用于履带链轮驱动的行走减速机是带内置液压马达极紧凑的传动部件，每条履带单独用液压马达作动力，通过减速机驱动使车辆行驶。

行走减速机采用国际流行的内藏式行走减速机，最高行走速度为2.4公里/小时，4、采用电动液压系统，具有噪声低、无尾气污染的特点，同时电气系统用防爆元件，更适用于井下（尤其是煤矿）使用。

1 总体参数计算1．1 功率计算1．1．1电动机原始参数电动机功率：37kW1．1．2液压泵参数液压主泵型号： PVK-2B-505-N-4191A主泵排量： 50ml /rev主泵最大流量： 110 l/min主泵起调压力： 12Mpa主泵输入功率： kW (W=110*12/（60*0.97）=22.7)主泵输入扭矩： N •m (Pq=159×12×50×0.001=95.4)伺服系统压力： 3.9 Mpa1．1．3功率储备系数、扭矩储备系数功率储备系数:K1= (29.4-22.7-2.5)/29.4 =14.3%扭矩储备系统:K2= (144-95.4)/144 = 50%通过以上计算功率储备系数、扭矩储备系统均大于10%，发动机能够稳定地工作。

1．2 回转速度、回转力矩计算1．2．1回转机构原始数据：回转马达型号: PCL-200-18B-1S2-8486A回转马达排量: 33.8ml/rev回转马达最大供油量: 39l/min回转减速机速比: i1 18.4输出轴齿数/模数: 14/7回转系统压力: 21Mpa回转齿圈齿数: 86终传动速比: i2 86/14=6.1431．2．2回转速度计算:回转马达转速(容积效率设定为0.96):n1= 39/33.8×1000×0.94= 1085rpm回转速度: n=211i i n =1085/(18.4×6.143) =9.6rpm1．2．3回转力矩计算:马达输出转矩(机械效率设定为0.85):Nm i p v M g 7.176714.3204.1885.02108.33201=⨯⨯⨯⨯=∆=πη 回转力矩Nm Mi M h 10859143.67.17672=⨯==1．3 行走性能计算1．3．1基本参数整机质量 G=4800kg履带内阻力 W=0.06G=2880N驱动轮节圆直径 Dk=0.4158m驱动轮齿数 Z=19轨链节距 t0=135mm履带轮距 L=1940mm履带轨距 A=1560mm履带高度(不包括凸缘) h=536mm履带板宽 B=400mm行走减速机速比 i =47.53行走马达减速机型号: PHV-4B-60BP-1S-8502A马达最大供油量: 50l/min行走马达排量(q max /q min ) 28.6/17.4 ml/rev1．3．2驱动力矩、行走牵引力计算液压系统压力 P=24.5MPa马达机构效率 ηm1=95%马达容积效率 ηv=98%行走机构机械效率ηm2=85%马达低速时输出扭矩 Mmmax=159⨯P ⨯qmax ⨯ηm1=159⨯24.5⨯28.6⨯0.001⨯95%=105.84N.m马达高速时输出扭矩 Mmmin=159⨯P ⨯qmin ⨯ηm2=159⨯24.5⨯17.4⨯0.001⨯95%=64.39N.m行走机构低速时输出扭矩 Mgmax= Mmmax ⨯i ⨯ηm2=105.84⨯47.53⨯85%=4276N.m行走机构高速时输出扭矩 Mgmin= Mmmin ⨯i ⨯ηm2=64.39⨯47.53⨯85%=2601.4N.m低速时行走牵引力 Tmax= 2⨯Mgmax/(Dk/2)=2⨯4276/(0.4158/2)=41135.2N实际低速时行走牵引力Tmaxa=Tmax - W=41135.2-2880N=38255.2N高速时行走牵引力Tmin= 2⨯Mgmin/(Dk/2)=2⨯2941/(0.4158/2)=25073.6N实际高速时行走牵引力Tmina=Tmin - W=25073.6-2880=22193.6N1．3．3爬坡能力计算设爬坡能力为：60%爬坡角度：α= arctan(60%) = 31°坡度阻力：W1 = Gsinα= 4800×9.8×sin(31°)= 24227.4N滚动阻力系数： f = 0.12滚动阻力W2= Gfcosα=4800×9.8×0.12×cos(31°)=4838.5N爬坡阻力W坡=W1+W2= 24227.4+4838.5=29065N因为最大牵引力Tmaxa=38255.2> W坡所以有60%的爬坡能力,由于受发动机油底壳的限制，本机爬坡能力为30°。

《工程机械设计》第7章-挖掘机工作装置设计

《工程机械设计》第7章-挖掘机工作装置设计
2）工作装置工作时作用于闭锁状态（即油缸两腔与高低压油路断开）的油 缸上的作用力称为被动作用力，其最大值则取决于该油缸油路的过载溢流阀压 力和承载活塞面积。
第三节 液压挖掘机工作装置油缸作用力确定
1、铲斗油缸作用力的确定 反铲装置在作业过程中，当以转
斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗 油缸设计的依据。按反铲最主要的工 作位置——最大挖掘深度时能保证具 有最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的 工作力。此时计算位置为动臂下放到 最低位置，铲斗油缸作用力对铲斗与 斗杆铰点有最大力臂，如图7-30所示。
第三节 液压挖掘机工作装置油缸作用力确定
工作装置各油缸作用力应保证工作装置在挖掘过程中，斗齿有足够的挖掘 力，并保证在卸载时能把满斗土壤举升到最大幅度和高度所需的举升力。 工作装置各油缸作用力有下两种情况：
1）当油缸两腔分别接高低压油路时产生推动机构进行运动的作用力称为主 动作用力（简称作用力或者工作力），其最大值取决于该油缸油路的工作压力 和油缸直径（活塞作用面积）。
第四节液压挖掘机工作装置结构设计
（1）整体式动臂
动臂与回转平台、斗杆及各油缸的连接 均采用铰接，其常见结构如图所示。
第四节液压挖掘机工作装置结构设计
（2）组合式动臂
组合式动臂是在整体式基础上发展 起来的。它使液压挖掘机的优点得到了 充分的发挥，应用也很广泛。
第四节液压挖掘机工作装置结构设计
（2）组合式动臂
第三节 液压挖掘机工作装置油缸作用力确定
2、斗杆油缸作用力的确定
与前面推导铲斗油缸作用力一样，
忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机
构效率的影响因素，此时斗杆油缸作
用力为：
Fg
F1max lB l2
（N）
第三节 液压挖掘机工作装置油缸作用力确定
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三、工作装置各部分的基本尺寸计算和验证 反铲装置的合理设计问题至今尚未理想地解决。以往多按经验，采取统计和作周试凑的方法，现在则尽可能采用数解分析方法。液压挖掘机基本参数是表示和衡量挖掘机性能的重要指标，本文主要计算和验证铲斗、动臂、斗杆的尺寸。 （一）反铲装置总体方案的选择 反铲装量总体方案的选择包括以下方面： 1、动臂及动臂液压缸的布置 确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状动臂液压缸的布置为悬挂式或是下置式。 2、斗杆及斗杆液压缸的布置 确定用整体式或组合式斗扦，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗扦是否采用变铰点调节。

3、确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数112Kll。 对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。—般当K1＞2时(有的反铲取K1＞3)称为长动臂短斗杆方案，当K1＜1.5时属于短动比长斗杆力案。K1在1.5~2之间称为中间比例方案。要求适用性较强而又无配套替换构件或可调结构的反铲常取中间比例方案。 4、确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。 5、根据液压系统工作压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全纳长度之比λ。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素一般取λ1＝1.6~1.7。取λ2＝1.6~1.7；λ3＝1.5~1.7。 （二） 斗形主要参数的确定

当铲斗容量q一定时，挖掘转角2，挖掘半径R和平均斗宽B之间存在一定的关系，

即具有尺寸R和B的铲斗转过2角度所切下的土壤刚好装满铲斗，于是斗容量可按下式计

算： 21(2sin2)2sqRBK (4.1) 式中：

sK——土壤松散系数。（取1.25sK ）

一般取: B=(1.0~1.4)3q (4.2) R的取值范围：R=(1.3~1.6)3q (4.3) 式中： q——铲斗容量，3m； B——铲斗平均宽度，m。 可根据表4-3根据斗容选取B值。 根据式（4.1）可得 φ值 铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24 4太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度，一般取2243kll=0.3~0.38。由经验公式知： 331.55lq； 当铲斗的转角较大，而k2的取值较小，一般α10 = ∠KQV =95°~115° （三）动臂机构参数的确定 一般动臂转角可取α1 = 120 °~140°。弯角太小会对结构强度不利。弯臂转折处的长度比

3K=ZF/ZC。要根据结构和液压缸铰点B的位置来考虑，初步设计时可取3K=1.1~1.3或

BC=7l 1、 的计算和21ll 据统计，最大挖掘半径1maxR值一般与123lll的值很接近。因此要求1maxR，已知的3

l

和1K可按下列近似经验公式初定1l和2l，即： 由: 1max123Rlll 112 lKl

可得： 1max3211RllK l1 = k1l2 2、的计算和4241ll 在CZF中已知1、1l、3K可得：141233112cosllKK 42341lKl 2224214139421cos2lllZFCarcll 计算得 41l 42l CFZCZFZFC180

图 3.1 最大挖掘半径时动臂机构计算简图 3、的计算5l

动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比4K按不同的情况选取，专用反铲取4K<0.8，所以这里我取4K=0.4。 1141max2maxH的取值对特性参数K和最大挖掘深度H及最大挖掘高度有影响，加大

1141max1160KH加大会使减少或使增大 这是符合反铲作业要求 因此基本用作反铲的小型机常取

根据要求可以初选1162.5 斗杆液压缸全缩时328CFQ最大，如图3.2所示，常选328max160～180 根据本设计的要求可选择328max160

图3.2 最大卸载高度时动臂机构计算简图 BCZ取决于液压缸布置形式，如图3.1所示。动臂又液压缸结构中这一夹角较小，可能

为零。动臂单液压缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼缘加耳座上，B在Z的下面，初定5BCZ，则在△CZF中可以得到：

233.1526.1BCFZCFBCZ

由图3.2得最大卸载高度的表达式为： 3max11max112232max1max81123sin()sin(180)CHYlll 也可以写成以下式子： 3max511max112232max1max81123sinsin()sin(180)AHYllll （3-1） 由图3.3得到最大挖掘深度绝对值的表达式：

1max11min11223sin()CHYlll 也可以写成以下的表达式； 1max3211min112511sin()sinAHllllY （3-2） 将式（3-1）和（3-2）相加，消去5l得：

1max3max11max21121min32max11821111min22sin()sin()sin()HHllll

（3-3） 同时令 112A 832maxBA

根据以上求得的数据代入得，可知：62.526.188.688.616071.4AB 将A与B的值代入到式（3-3）中则得到以下式子： 1max3max11max1min21maxsin(88.6)sin(88.6)sin()10HHllB

（3-4） 又知特性参数：1max411minsinsinK （3-5）

则有关 1max1min4121max1min2241sinsinsincos1()KK （3-6） 将式（3-6）代入式（3-4）中则得一元函数1max()0f。式中1max3maxHH与是在设计任务书要求的，就是已知的，1l、2l、A和B都先已选出或算出，由此式可解得： 1min1max

26.5163.4



再由式（3-2）可求得5l为： 2311min1max511sin()sinAlllAYHl

而1min与1max满足以下方程： 22222

751min1min

75

1arccos()arccos()22llLll

（3-7） 222222

751max1max

75

arccos()arccos()22llLll

（3-8） 所以：2212=cos26.5=0.895 2222=cos163.4= -0.958

一般情况下选择是： 则解上式就可以得到和。 { 1.29530.3437 对求得的和值进行验算： 1.6391.60.95161

则 和的值满足这两个经验公式，说明了和的值是可行的。 由（3-7）和（3-8）两式可知： 51min

1max1min71min

624.311816.440.34371.61816.442906.301.29531816.442352.83lLmmLLmmlLmm

 图 3.3 最大挖掘深度时动臂机构计算简图 至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。 （四）斗杆机构基本参数的选择 1、斗杆参数的计算及选择应考虑的因素 第一：保证斗杆液压缸有足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在全行程中产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力；液压缸全伸时的作用力矩应足以支撑满载斗和斗杆静止不动；液压缸作用力臂最大时产生的的最大斗齿挖掘力大于要求克服的最大挖掘阻力。 第二：保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘力为主的中小型反铲，选择斗杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力，要求在主要挖掘区内转斗液压缸的挖掘力能得到充分的发挥。

第三：保证斗杆的摆角范围。斗杆的摆角范围大致在105—125之间。在满足工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能小些，对以斗杆挖掘为主的中型机更应注意到这一点。一般说斗杆愈长，其摆角也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时伸出最长时，铲斗前壁与动臂之间的距离应大于10cm。

2、斗杆液压缸的最大作用力臂9l及8l的计算 根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同型机器斗杆挖掘力值，按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂9l，取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用

力臂的表达式为： max232max92()GPllelP

图4.1 斗杆机构参数计算简图