【文章內(nèi)容簡介】 、σ滿足4411兩個(gè)經(jīng)驗(yàn)條件，說明ρ、σ的取值是可行的。則l7 = σl5 = 750 = 2335mm (412)L1min =ρl5 = 750 =1880mm (413)L1max =λ1 L1min = 1880 = 3010mm (414)至此，動臂機(jī)構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。 動臂機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的校核 動臂機(jī)構(gòu)閉鎖力的校核正常的挖掘阻力 W1J ： (415)在415式中，W1—— 切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系數(shù)，對不同的土壤條件取值不同，這里設(shè)挖機(jī)用于Ⅲ級土壤的挖掘，取值為3；R——鏟斗與斗桿鉸點(diǎn)到斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑其在前面已經(jīng)初步確定，取值為1550mm；ψmax——某一挖掘位置時(shí)鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；ψ——某一挖掘位置處轉(zhuǎn)斗的瞬時(shí)轉(zhuǎn)角，在此處由于是求平均挖掘阻力，故初取ψmax =ψ = ；B——切削刃寬度影響系數(shù)，B = 1 + = 1 + = ；A——切削角變化影響系數(shù)，取A = .；Z——帶有斗齒的系數(shù)，取Z =；X——斗側(cè)壁厚影響系數(shù)，X = 1+0. 03S,其中S為側(cè)壁厚度，由于是初步設(shè)計(jì)，故預(yù)取X = ；D——切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和斗容量的大小選取D = 104N。將以上的數(shù)值代入到415式中可以解得： W1J = 105N。由圖37知，最大挖掘深度時(shí)的挖掘阻力力矩M1J：M1J = W1J（H1max + YC） = 105（ +）= 105 (416)動臂油缸的閉鎖力F1′F1′ = P1S1′ （S1′：動臂油缸小腔的作用面積） = 107π（702 – 452）106 = 105 N 最大挖掘半徑工作裝置自身重力所產(chǎn)生的力矩MG ：要求力矩，首先應(yīng)該需要知道作用力和作用力臂。在此處，則是先要求出工作裝置各部分的重量：由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)，初步估計(jì)工作裝置的各部分重量如下：動臂G1 = 1320kg 斗桿G2 = 700kg鏟斗G3 = 700kg 斗桿缸G4 = 200kg鏟斗缸G5 = 115kg 連桿機(jī)構(gòu)G6 = 130kg動臂缸G7 = 350kg當(dāng)處于最大挖掘深度時(shí)：θ1 =θ1min = α2 =θ1 +α21 α11 =46 + 47 – = 由圖37有MG ≈ （G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ）l1COS20 = （660+700 +700 +200 +115 +130 ）COS20 = 05N .m (417)動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩（對C點(diǎn)的矩）：M3 = F1′l7 l5 Sinθ1min / l1min + MG = 2105 Sin46/ + 105 = 105 N .m ≈M1J = 105 (418)在418中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩略大于平均挖掘阻力，滿足要求。 滿斗處于最大挖掘半徑時(shí)動臂油缸提升力矩的校核 NH搖臂；HK連桿；C動臂下鉸點(diǎn)；A 動臂油缸下鉸點(diǎn)；B動臂與動臂油缸鉸點(diǎn)；F動臂上鉸點(diǎn)；D斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E斗桿下鉸點(diǎn)；G鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q鏟斗下鉸點(diǎn)；K鏟斗上鉸點(diǎn)；V鏟斗斗齒尖圖41 最大挖掘半徑時(shí)工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖工作裝置重量GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 700 + 700 + 115 + 130 = 1645kg ≈ 103 （q ：斗容）按經(jīng)驗(yàn)公式取土的重量： GT = 103 = 1530kg當(dāng)處于最大挖掘半徑時(shí)，工作裝置簡圖如圖41所示，則有：MZ = G1+4 l1 /2 + GG+D（l1 + l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2） = （1320+200） + 1645（+3）+ 1530（+） = 105 動臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 107π702106=105 N在如圖33所示，在三角形CAB中：∠ACB =α2 +α11 +α21 =++0 = 93 L1 e1 = ACBCSin∠ACB (419)即:2320e1 = 7502335Sin97 e1 = 750 mm 則此時(shí)斗桿油缸提升力矩:MT = F1 e1= 106π(70)21062 = 106 ＞MZ (420)故滿足要求 滿斗處于最大高度時(shí),動臂提升力矩的校核當(dāng)斗桿在最大高度時(shí)的工況類似于圖36，此時(shí)動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。θ1 =θ1max =152 α32 =α32max = 160α2 = α21 =θ1（α2 +α11） = 152（ + ） = 59 α37 =α32 （πα21）=160（18059） = 39則工作裝置所受重力和土的重力所產(chǎn)生的載荷力矩MZ′：MZ′ = G1+4 H1 + GG+D（H1+l2COS39/2）+ GT （H1+l2COS39–l3/2） = （1320+200） + （+3COS39/2）10+ 15300（+3） (421) = 105 此時(shí)對于動臂油缸而言：L1 = L1max = 2454 mm θ1 =θ1max = 152同419的計(jì)算可求得此時(shí)的動臂油缸的力臂e2 = 375 mm此時(shí)動臂油缸的提升力矩MT可參考420求得：MT = 105 ＞MZ′說明滿足要求。 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇E20E2ZDl9ψ2maxl8FD：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.圖42 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡圖取整個(gè)斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100103 （3000+1550）103/π(70)2106 = 940 mm (422) 如圖42所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關(guān)系:e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 = COS (ψ2max/2) (423)由423知, ψ2max越大,則e20越小,就要盡量減少ψ2max,初取ψ2max = 90由上圖43的幾何關(guān)系有:L2min = 2l9Sin (ψ2max/2)/(λ21) = 2940Sin 45/( 1) = 2215 mmL2max = L2min + 2l9Sin (ψ2max/2) = 2215 + 2940Sin 45 = 3545 mml82 = L22min + l29 + 2L2minl9COS[(πψ2max)/2] = 22152+ 9402 + 22215940COS135 l8 = 2995 mm而∠EFQ取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130～170之間[1].初定∠EFQ=150,動臂上∠DFZ也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選∠DFZ=10. 鏟斗機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 轉(zhuǎn)角范圍由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉(zhuǎn)角φD0：H2maxH3max = l3（SinφD0 +1）93156485 = 1550（SinφD0 +1）φD0 = 55最大轉(zhuǎn)角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，其不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選φ3max = 165 。 鏟斗機(jī)構(gòu)其它基本參數(shù)的計(jì)算L3Ml29GKl24l12FNQl21l2 Vl3l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點(diǎn)；G：鏟斗油缸的下鉸點(diǎn)；N：搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn)；K：鏟斗的上鉸點(diǎn)；Q：鏟斗的下鉸點(diǎn).圖43 鏟斗機(jī)構(gòu)計(jì)算簡圖在圖43中，l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點(diǎn)；G：鏟斗油缸的下鉸點(diǎn)；N：搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn)；K：鏟斗的上鉸點(diǎn)；Q：鏟斗的下鉸點(diǎn)。則有：l24 = KQ = k2 l3 = 1550 = 1550 mmL3max 與L3min 的確定鏟斗的最大挖掘阻力F3J max 應(yīng)該等于斗桿的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。粗略計(jì)算知斗桿挖掘平均阻力F3J max = F3J max /2 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J：W3J = F3J max l3 φ3max (424) = 105165π/180 = 105 由圖44知，鏟斗油缸推力所做的功W3：W3 = F3 （λ21）L3min = 106π552106L3min ………………[425]由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功W3 應(yīng)該等于鏟斗挖掘阻力所做的功W3J ：W3 = W3J ………………………………………………[426]將42425式代入426中計(jì)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(jī)構(gòu)尺寸，其應(yīng)滿足以下幾個(gè)條件：（1） 挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應(yīng)與轉(zhuǎn)斗最大挖掘阻力相適應(yīng)，當(dāng)斗齒尖處于V1時(shí)，斗桿油缸的理論挖掘力應(yīng)不低于最大挖掘阻力的80% [1，7980]。 即PD0≥80% PD0max；當(dāng)處于最大理論挖掘力位置時(shí)∠V1QV應(yīng)為30。（2） 幾何相容。保證△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破壞。在保證以上兩個(gè)條件，通過經(jīng)驗(yàn)公式和同斗容的其它機(jī)型的測繪對照，初步選定剩余的基本尺寸如下：HK = 600mm； HN = 640mm；NQ = 400mm； FN = l2NQ = 2600mm； GF = 800mm；由預(yù)選∠GFN = 60則 GN2 = FN2 + GF2 – 2COS∠GFNFNGF GN = 2300mm至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。5工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 整個(gè)工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機(jī)構(gòu)組成，要確定這些結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行受力分析。要進(jìn)行受力分析，首先要確定結(jié)構(gòu)件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險(xiǎn)截面，以作為受力分析的依據(jù)。但結(jié)構(gòu)件不利的工況和在該工況下的危險(xiǎn)截面往往不止一個(gè)，這需要分別計(jì)算出尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。 斗桿的受力分析斗桿主要受到彎矩的作用，故要找出斗桿中的最大彎矩進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。根據(jù)受力分析和以往的實(shí)驗(yàn)表明，在鏟斗進(jìn)行挖掘時(shí)，產(chǎn)生最大彎矩的工況可能有以下兩個(gè)：第一工況位置，其滿足以下條件：（1） 動臂處于最低位置。即動臂油缸全縮。（2） 斗桿油缸的力臂最大。（3） 鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點(diǎn)和斗桿與鏟斗鉸點(diǎn)的連線上。（4） 側(cè)齒挖掘時(shí)受到橫向力Wk的作用第二工況位置，該工況滿足以下條件：（1） 動臂位于動臂油缸對鉸點(diǎn)A的最大作用力臂e1max處。（2） 斗桿油缸的力臂最大。（3） 鏟斗齒尖位于F、Q兩鉸點(diǎn)的連線上或鏟斗位于最大挖掘力位置。（4） 挖掘阻力對稱于鏟斗，無側(cè)向力 Wk的作用。 第一工況位置的受力分析在這個(gè)工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大[3]。該工況的具體簡圖如圖51所示。取工作裝置為研究對象，如圖52所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W法向阻力W側(cè)向阻力W3。DBCY