【正文】 還很少。目前，液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能。（3）不斷提高可靠性和使用壽命。（7）增大鏟斗容量，加大功率，提高生產效率。根據運動學分析和力學計算的結果得到工作裝置的基本尺寸和結構尺寸。（2）挖掘機的工作裝置的運動學設計。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。 動臂及斗桿的結構形式的初選動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中型挖掘機中應用較為廣泛。斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機采用整體式斗桿。具體結構如圖 所示。1斗桿； 2連桿機構； 3鏟斗圖 鏟斗連接布置示意圖 Connect the bucket decorate schemes 鏟斗的結構選擇 鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求：（1）有利于物料的自由流動。（3）于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應大于 4，大于 50 時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。初選動臂油缸內徑 D1=120mm，活塞桿的直徑 d1=90mm。并按經驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ 1=λ2=λ3=。如圖 所示，圖1?L 1L中 ：動臂油缸的最短長度； ：動臂油缸的伸出的最大長度； ：動臂油缸min max1Lmin1?兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值； ：動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸max1?點連線夾角的最大值。斗桿的位置參數是 l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮 L2 的影響。（1）鏟斗連桿機構傳動比 i 和鏟斗缸的當量作用力臂 3e利用圖 ，可以知道求得以下的參數：在 MNG 中?122253153cos[()]MNGlLl?????3032 230MNG???????? (311)在 HNQ 中：? 227131323cosLll??? (312)214714[()]NHQlLl???在 QHK 中 (313)12227974927csKll???在□KHQN 中 (314)28 217????鏟斗油缸對 N 點的作用力臂 r1 (315)132sinl?連桿 HK 對 N 點的作用力臂 r2 (316)13ilNHK?連桿 HK 對 Q 點的作用力臂 r3r3 = l24鏟斗對 Q 點的作用力臂 r4r4 = l3谷守領：20 噸履帶式單斗液壓挖掘機工作裝置三維設計14連桿機構的總傳動比 (317)1324()ii??顯然 317 式中可知，i 是鏟斗油缸長度 L2 的函數，用 代入可得初傳動比 ，2minL0i代入可得終傳動比 iz。那么整機作業(yè)范圍Xxf123,Lyf,就可以確定，現(xiàn)推導如下:山東交通學院畢業(yè)設計（論文）15由 F 點知： (323)323462CFQ???????在 CDF 中： 由后面的設計確定，在 確定后則有：?DFD3C??? (324) 228616cosll?813l??? (325)223681s[()]l?在 DEF 中? 298282cos?llL?圖 齒尖坐標方程推導簡圖 Tooth is pointed coordinates equation diagram則可以得斗桿瞬間轉角 2? (326)1228989cos[()]lLl???、 在設計中確定。因此，斗齒尖2?3?坐標值也是 、 及 的函數。經分析可知：動臂上任意一點(除去 C 點)在任一時刻的坐標值是 的函數；斗桿上任意一點 (除去 F 點)在任一時刻的坐標值是 和 的1? 1?2函數；鏟斗和連桿機構(除去 Q 點外)其它各點坐標值是 、 和 的函數，以后在使1?23?用到這些點坐標時，就將其作為已知數據，不再作特別的介紹。K 鏟斗上鉸點。V鏟斗斗齒尖圖 最大卸載高度計算簡圖 The biggest uninstall height putation diagram如圖 所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV 連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為: QMAXYH?max3 312132121 )sin()sin( lll MAXMAXC ?????? ??????山東交通學院畢業(yè)設計（論文）19 (335)（３） 水平面最大挖掘半徑 max1RNH搖臂；HK連桿；C動臂下鉸點； A 動臂油缸下鉸點；B動臂與動臂油缸鉸點 。V鏟斗斗齒尖圖 停機面最大挖掘半徑計算簡圖 Stop face biggest mining radius calculation diagram如圖 所示，當斗桿油缸全縮時，F(xiàn). Q. V 三點共線，且斗齒尖 v 和鉸點 C 在同一水平線上，即 YC= YV，得到最大挖掘半徑 為:max1R (336)40LXC??式中： (337)max3213232140 cos)()( ?L???（４） 最大挖掘半徑 R最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下 C、 V 連線繞 C 點轉到水平面而成的。谷守領：20 噸履帶式單斗液壓挖掘機工作裝置三維設計204 工作裝置的設計計算 斗形參數的確定斗容量 q ： q = m3；平均斗寬 B：其可以由經驗公式和差分法選擇；當 q = m3 時， B = ；當 q = m3 時， B = ；則當 q = 時，B = +（）247。鏟斗兩個鉸點 K、Q 之間的間距 l24 和 l3 的比值 k2 的選取： 太大將影響機構的傳24l動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度，初選特性參數 k2 = 。1?由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數 k3 = （k 3 = ）鉸點 A412l坐標的選擇：由底盤和轉臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初選：XA = 430 mm YA = 1200mm l1 與 l2 的 計 算由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑 R1 值與 l1+l2+l3 的值很接近，由已給定的最大挖掘距離 R已初步選定的 l3 和 k1，結合經驗公式有：l2 = m30)(5098().( ??????山東交通學院畢業(yè)設計（論文）21則： ??? l41 與 l42 的 計 算如圖 所示，在 CZF 中?24131coslk???? ??l42 = k3l41 = 2585 = 3620mmα39= ∠ZFC = ????????? l5 的 計 算由經驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取 k4 = 。??則l7 =σl5 = 750 = 2673mm (412)=ρl5 = 750 =1880mm (413)min1LL1max =λ1L1min =1880 = 3010mm (414)至此，動臂機構的各主要基本參數已初步確定。 = 3545mml82 = L22min + l29 2L2minl9COS[(π )/2]2max?= 22152+ 9402 22215940cos135176。,動臂上 ∠DFZ 也是結構尺寸，可初選 ∠DFZ =10176。粗略計算知斗桿挖掘平均阻力 F3J max = F3J max /2 =69KN 挖掘阻力 F3J 所做的功 W3J： (424)max33?lJ? = ???? = 106 由圖 知，鏟斗油缸推力所做的功 W3：??33minFL??? = (425)????由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功 W3 應該等于鏟斗挖掘阻力所做的功 W3J ：W3 = W3J (426)山東交通學院畢業(yè)設計（論文）25將 42425 式代入 426 中計算可得：L3min = 1720mm則 L3max =λ3 L3min =2750mm剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構尺寸，其應滿足以下幾個條件：（１） 挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應與轉斗最大挖掘阻力相適應，當斗齒尖處于 V1 時，斗桿油缸的理論挖掘力應不低于最大挖掘阻力的 80%。3l在保證以上兩個條件，通過經驗公式和同斗容的其它機型的測繪對照，初步選定剩余的基本尺寸如下：HK = 500mm； HN = 600mm；NQ = 686mm； FN = l2NQ = 2314mm； GF = 800mm；由預選∠GFN = 60176。在進行裝配之前，應繪制出各個零部件，再次，按照相應的裝配原則進行裝配，組合出實體模型。建模中常用的命令還有投影曲線、插入基準面、鏡像曲線等，主要零部件如下圖所示：山東交通學院畢業(yè)設計（論文）27圖 動臂Fig. arm 圖 斗桿Fig. measures stem 裝 配 部 件首先點擊主菜單中“ 新建— —裝配” 命令，在對話框里選擇要組裝的零件，然后在環(huán)境中單擊所需的零部件，所選零部件就會出現(xiàn)在組裝環(huán)境中，多次重復即可，注意的一點是：第一個插入的應該是組裝基體。鑒于時間的限制，未對挖掘機內部傳動和控制部分作深入的分析研究。（４）繪制出挖掘機的三維效果圖。本次畢業(yè)設計同時也得到了很多同學的幫助，與我同組的卜祥順、高潤亮、高峰、鄧鴻、郭欽、李信燕和楊璐璐同學一定程度上給予了幫助，在此對他們一并表示感謝。 Houston, May 1993. 。Automation Magazine，2022，2(1)：2028．[8] [M]. 北京：機械工業(yè)出版社， [9]機械零件設計手冊編寫組編. 機械零件設計手冊[M] 第二版 . 北京：冶金工業(yè)出版社，[10] 隗金文，王慧. 工程機械[M]. 沈陽：東北大學出版社， [11] 李鳳平，張士慶，屈振生. 機械圖學[M]. 沈陽：東北大學出版社， [12] 周春國，王慧武