【導讀】力勞動、保證工程質量、加快建設速度、提高勞動生產率起著十分巨大的作用。設中的作用將越來越顯著。反鏟裝置的各組成部分有各種不同的外形，要根據(jù)設計要求選用適合的結構并對。然后，在滿足機構運動要求的基礎上對各機構參數(shù)進行理論計算，確。定各機構尺寸參數(shù)，確定挖掘機反鏟裝置的基本輪廓。挖掘阻力主要與挖掘對象及自身尺寸參數(shù)有關，而挖掘力則受眾多條件限制，危。險工況的分析是關鍵點。并進行機構設計的合理性分析。

　　

【正文】 (420) 故滿足要求 滿斗處于最大高度時 ,動臂提升 力矩的校核 當斗桿在最大高度時的工況類似于圖 36，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。 θ1 =θ1max =118 α32 =α32max = 160 α2 = α21 =θ1（ α2 +α11） = 118（ + ） = 37 α37 =α32 （π α21） =160（ 18037） = 17 則工作裝置所受重力和土的重力所產生的載荷力矩 MZ′： MZ′ = G1+4 H1 + GG+D（ H1+l2COS39/2） + GT （ H1+l2COS39–l3/2） = （ 1320+200） + （ +3 COS17/2） 10+ 15300（ +3） (421) = 此時對于動臂油缸而言： L1 = L1max = 3190 mm θ 1 =θ1max = 118 同 419 的計算可求得此時的動臂油缸的力臂 e2 = 408 mm 此時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。 斗桿機構基本參數(shù)的選擇 26 D：斗桿油缸的下鉸點； E：鏟斗油缸的上鉸點； F動臂的上鉸點； ψ2 ：斗桿的擺角； l9：斗桿油缸的最大作用力臂 . 圖 42 斗桿機構基本參數(shù)計算簡圖 取整個斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式： e2max = l9 = PGmax （ l2 + l3 ） / P2 = 100 103 （ 3000+1550） 103/ π (70)2 106 = 940 mm (422) 如圖 42 所示圖中， D：斗桿油缸的下鉸點； E：鏟斗油缸的上鉸點； F 動臂的上鉸點； ψ 2：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有以下關系 : e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 = COS (ψ2max/2) (423) 由 423 知 , ψ2max 越大 ,則 e20 越小 ,即平均挖掘阻力越小 .要得到較大的平均挖掘力 ,就要盡量減少 ψ2max,初取 ψ2max = 90 由上圖 43的幾何關系有 : L2min = 2 l9 Sin (ψ2max/2)/(λ21) = 2 940 Sin 45/( 1) = 2215 mm L2max = L2min + 2 l9 Sin (ψ2max/2) = 2215 + 2 940 Sin 45 = 3545 mm l82 = L22min + l29 + 2 L2min l9 COS[(πψ2max)/2] = 22152+ 9402 + 2 2215 940 COS135 l8 = 3040 mm D F E2Z l8 l9 ψ 2max E20 27 而 ∠ EFQ 取決于結構因素和工作范圍 ,一般在 130～ 170 之間 [1].初定 ∠ EFQ=150,動臂上 ∠ DFZ 也是結構尺寸 ,按結構因素分析 ,可初選 ∠ DFZ=10. 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇 轉角范圍 由最大挖掘高度 H2max和最大卸載高度 H3max的分析，可以得到初始轉角φ D0： H2maxH3max = l3（ SinφD0 +1） 93156485 = 1550（ SinφD0 +1） φD0 = 55 最大轉角 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 。 鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算 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； G：鏟斗油缸的下鉸點； N：搖臂與斗桿的鉸接點； K：鏟斗的上鉸點； Q：鏟斗的下鉸點 . 圖 43 鏟斗 機構計算簡圖 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； G：鏟斗油缸的下鉸點； N：搖臂與斗桿的鉸接點； K：鏟斗的上鉸點； Q：鏟斗的下鉸點。則有： l24 = KQ = k2 l3 = 1550 = 450 mm L3max 與 L3min 的確定 鏟斗的最大挖掘阻力 F3J max 應該等于斗桿的最大挖掘力，即 F3J max = 138KN。 G F K V L3 l3 l2 l21 l29 l24 l12 Q N M 28 粗略計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) = 105 165π /180 = 105 N .m 由圖 44知，鏟斗油缸推力所做的功 W3： W3 = F3 （ λ21） L3min = 106π 552 106 L3min ……………… [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] 將 42 425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% [1，7980]。 即 PD0≥ 80% PD0max；當處于最大理論挖掘力位置時∠ V1QV 應為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 = 600mm； HN = 580mm； NQ = 465mm； FN = l2NQ = 2535mm； GF = 770mm； 由預選∠ GFN = 50 則 GN2 = FN2 + GF2 – 2COS∠ GFNFNGF GN = 2124mm 至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。 29 5 工作裝置結構設計 整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構組成，要確定這些結構件的結構尺寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結構件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據(jù)。但結構件不利的工況和在該工況下的危險截面往往不止一個，這需要分別計算出 尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。 斗桿的結構設計 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行設計計算。根據(jù)受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產生最大彎矩的工況可能有以下兩個： 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和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。 （ 4） 側齒挖掘時受到橫向力 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 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，無側向力 Wk的作用。 第一工況位置的受力分析 在這個工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應力也可能最大 [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側向阻力 W3。 B D 30 NH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； F動臂上鉸點； D斗桿油缸上鉸 點； E斗桿下鉸點； G鏟斗油缸下鉸點； Q鏟斗下鉸點； K鏟斗上鉸點； V鏟斗斗齒尖 圖 51 斗桿第一工況時的工作裝置簡圖 HK連桿 HN搖臂 N搖臂與斗桿的鉸接點 Q斗桿與鏟斗的鉸接點 圖 52 鏟斗受力分析簡圖 當斗桿油缸全縮時，通過前面的章節(jié)可以得出 α21 = 45，由圖 51 可知 CF 的向量可以表示為： FC = 5700（ COS143+Sin143） 由前面的章節(jié)計算結果知：∠ ZFC = 16，并 初選 DF = 3040mm。 在△ DEF 中 Y X C A E G F N Q V H K F Pd N H Q K W1 W2 G3 31 ∠ DEF = 90 COS∠ EFD = EF/DF = 940/3040 解得∠ EFD = 在□ CDEF 中 ∠ EFC = ∠ ZFC+∠ DFZ+∠ EFD = 16+10+72 .5= ∠ EFQ 在前一章節(jié)已經初定為 150 由以上的角度關系知： FV = 4500[COS（ ） +Sin（ ） ] = 4500（ +） （ 51） OV = OC + CF + FV （ 52） = 1777（ COS87+Sin87） 5700（ COS143+Sin143） + 4550（ COS115+Sin115） 則 XV = 1777COS87 5700COS143 + 4500 COS（ 115） = 2743mm （ 53） 由（ 317）式可 i= 則可得此時鏟斗的理論挖掘力： F0D =F D i = 105 = 105 N 切向阻力 W1： 初選該工況下鏟斗重心到鉸點 Q 的水平距離 r2′= l3 COS（ 122） /2=274mm 取鏟斗為研究對象，如圖 52 所示，并對 Q 點取矩，則有 ∑MQ = 0 （ F0D W1） l3 –G3 r2′ = 0 （ 105 W1） = 0 W1 = 105 N 法向阻力 W2 的求解 ： 工作裝置所受重力對 C 點取矩有 ∑MC（ G i） = G1X 1 +（ G2 +G5） X 2 + G3X 3+G4+ G6X 2 = 104 +（ 700+200） 10 +7000 + 2020 +1300 32 = 105 N （ 54） W1到 C 點的距離 r0 r0 = l2 + l3– CFCOS∠ CFV （ 55） = 3000+15505700（ ） = 2460mm W2到 C 點的距離 r1 r1 = CF Sin∠ CFV = 5700 = 5303mm （ 56） 法向阻力 W2決定于動臂油缸的閉鎖力 F1′ ，取整個工作裝置為研究對象，則有 ∑MC = 0 F1′ e1+ ∑MC（ G i ） W1 r0 W2 r1 = 0 （ 57） 將 5 5 56代入 57中解之 W2 = 105 N 斗桿有油缸作用力 P