【導讀】機械第一主力機種。液壓挖掘機模仿人體構造，有大臂、小臂和手腕，能“扭腰”旋轉和行。走，具有較長的臂和桿，可做空間六自由度動作，配裝上各種工作裝置能進行立體作業(yè)。械手，是建設機器人的代表。正因為液壓挖掘機通用性強，作業(yè)范圍廣，所以被認為是多功。我的畢業(yè)設計課題是7噸液壓挖掘機斗桿總成及斗桿油缸設計。該設計主要是通過對廣。西玉柴生產的YC-60液壓挖掘機進行現(xiàn)場測繪，取得了工作裝置的大體結構數據。和YC-70液壓挖掘機的主要參數進行比較，再結合《液壓挖掘機》和《液壓與氣動傳動》，根據運動學分析和結構參。數的計算結果得到斗桿的基本尺寸和結構尺寸，同時完成斗桿油缸的計算設計。軟件進行二維圖的繪制。

　　

【正文】 x E20 hg=q/ R2ψgB=1/**60*(1+*1)= 斗桿挖掘阻力： W1g=k0hgB=Cq/ R2ψgBKs C挖掘比阻力，選 k0=31 斗桿 l2 與鏟斗 l3 垂直時 R2最小 W1gmax=31*1*104/**60*=140574N=PGmax 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 = 140574（ 1685+965） 103/27 π (85)2 106 = 460 mm (422) 如圖 27 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； 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) = 2 460 Sin 45/( 1) = 1084 mm L2max = L2min + 2 l9 Sin (ψ2max/2) = 1084 + 2 460 Sin 45 = 1734 mm l82 = L22min + l29 + 2 L2min l9 COS[(πψ2max)/2] = 10842+ 4602 + 2 1084 460 COS135 l8 =585 mm 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. 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。 Y X C A B D E G F N Q H 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 29 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 210 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 = 3118[COS（ 18045） +Sin（ 18045） ] = 3118（ COS135+Sin135） 由測繪計算結果知：∠ ZFC = ，并初選 DF = 1525mm。 在△ DEF 中 ∠ DEF = 90 COS∠ EFD = EF/DF = 460/1525 解得∠ EFD = 72 在□ CDEF 中 ∠ EFC = ∠ ZFC+∠ DFZ+∠ EFD V K F Pd N H Q K W1 W2 G3 = +10+72 = ∠ EFQ 已經初定為 150 由以上的角度關系知： FV = 2650[COS（ ） +Sin（ ） ] = 2650（ +） （ 51） OV = OC + CF + FV （ 52） = 1026（ COS87+Sin87） +3118（ COS45+Sin45） + 2650（ COS122+Sin122） 則 XV = 1026COS87 + 3118COS（ 45） + 2650COS（ 122） = 854 mm （ 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=255mm 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（ Gi） = G1X 1 +（ G2 +G5） X 2 + G3X 3+G4+ G6X 2 = 104 +（ 170+28） 10 +1700 + 500 +320 = 105 N （ 54） W1到 C 點的距離 r0 r0 = l2 + l3– CFCOS ∠ CFV （ 55） = 1685+9653118 COS（ ） = 3282mm W2到 C 點的距離 r1 r1 = CFSin ∠ CFV = 3118 = 3031mm （ 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（ Gi ） 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 P2g′的求解： FQ 向量在 X 軸上的模值： XFN = FQ COS122 = 1685 = 893mm 如圖 51 所示，取斗桿（帶斗 和連桿機構）為研究對象，則有： ∑ MC = 0 P2g′EF W1（ l2+l3） G3（ XFN +r2′） G2XFN /2 = 0 P2g′ 103（ +） 103 P2g′= 105 N （ 58） 而此時的斗桿閉鎖力 P2′= 27π（ 85） 2= 105 N，略大于 P2g′，說明閉鎖力足夠。 橫向挖掘 阻力 WK的求解： 橫向挖掘力 WK 由回轉機構的制動器所承受，即 WK 的最大值決定于回轉平臺的制動力矩。故要先計算出制動力矩。 地面附著力矩 Mφ： Mφ = 5000 φ G4/3 （其中 υ = ） = 5000 105 N （ 59） 在所設計的液壓挖掘機中采用的是液壓制動，由經驗公式可求得回轉機構的最大制動力矩 MB： MB= Mυ= 105 N WK = MB / XV = 105/ = 105 N （ 510） Q 點作用力與作用力矩 RQx 、 RQy、 MQx、 MQy 的求解： 取連桿機構為研究對象，如圖 210 所示，則有： NH搖臂 HK連桿 G3鏟斗油缸的推力 RK– 連桿的作用力 RN– 搖臂的作用力 圖 211 連桿機構計算簡圖 ∑X2 = 0 P3COS∠ GHX2RNCOS∠ HNX2RkCOS∠ HKX2 = 0 （ 511） 105 = 0 ∑Y2 = 0 P3Sin∠ GHX2RNSin∠ HNX2RkSin∠ HKX2 = 0 （ 512） 105 = 0 由 51 512 式可解得： RN = 105 N ； Rk = 105 N 如圖 52 所示，取整個鏟斗為研究對象，以 V點為新坐標的原點， VK 為 X3軸， 過 V 點與 VK 垂直的直線為 Y3，建立 X3O3Y3 坐標，則有： ∑X3 = 0 W2 RQx Rk COS∠ = 0 （ 513） 105RQx– 105 COS∠ = 0 RQx = 105N ∑Y3 = 0 H K N Q Rk P3 RN X2 Y2 G RQy +W1 Rk Sin∠ = 0 （ 514） RQy +105 105Sin∠ = 0 RQy = 105 N ∑MQY3 = 0 MQy WK l3 W2 b/2= 0 （ 515） MQy 105 105 = 0 MQy = 105 Nm ∑MQX3 = 0 MQx–W1b/2= 0 （ 516） MQx = W1b/2= 105 Nm N 點作用力與作用力矩 RNx 、 RNy 的求解： 取曲柄和連桿為研究對象，如圖 54 所示，則有： H搖臂 HK連桿 F3鏟斗油缸的推力； RK– 連桿的作用力； RX– 搖臂的作用力沿； HK— 連線上的分力； RY– 搖臂的作用力沿 HK 連線垂直方向上的分力 ∑X2 = 0 RNX + Rk COS∠ F3 = 0 （ 517） RNX = 105 N RNy = RNX tan∠ FNH = 105tan∠ =105 N 第二工況位置的受力分析 （ 5） 在這個工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應力也可能最大 [1]具體簡圖如圖 55 所示。取工作裝置為研究對象，如圖 55 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H K N RNx RNy F3 Rk 圖 212 曲柄和連桿受力圖 切向阻力 W法向阻力 W2。 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 213 第二工況下工作裝置計算簡圖 同第一工況的分析一樣，可以得到以下向量： FC = 3118（ COS163+Sin163） FV =2650（ +） 0V = OC + CF +