反鏟液壓挖掘機工作機構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文-資料下載頁
2025-06-27 13:31本頁面
【正文】 MQy WK l3 W2 b/2= 0 MQy = 105 Nm∑MQX3 = 0 MQx–W1b/2= 0 MQx = W1b/2= 3105 NmN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，則有：HKKRNxRNyF3RkN 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 曲柄和連桿受力圖∑X2 = 0 RNX + Rk COS∠ F3 = 0RNX = 105 NRNy = RNX tan∠FNH = 105tan∠=105 N 在這個工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大。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，包括切向阻力W法向阻力W2。 同第一工況的分析一樣，可以得到以下向量：FC = 5400（COS163+Sin163176。)FV = 4550（+176。）0V = OC + CF + FV則 XV = 4971mm同理也可以求得在該工況下作用在斗桿和鏟斗上的力，其分別為：W1 = 1105 N W2 = 105 NRk2 = 105 N WN2 = 105 NRQx =105 N RQy= 105 NMQx = 105 Nm MQy = 105 Nm 結(jié)構(gòu)尺寸的計算由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和內(nèi)力均要比第一工況中要小，故用第一工況進行計算，而用第二截面校核。由前面的受力分析知，在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應(yīng)力最大，是危險截面。故首先要對該截面進行計算，然后以此為基礎(chǔ)再求解其它尺寸。 斗桿寬度、鋼板厚度、許用應(yīng)力的選取:由經(jīng)驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，處取斗桿的寬度。挖掘機所用鋼板的厚度在我國一般為，初選底板厚度m=14mm,n=。在挖掘機中選用的結(jié)構(gòu)鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機械性能。其屈服極限。在斗桿中取安全系數(shù)，則斗桿的許用安全應(yīng)力為： 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 第二工況下工作裝置計算簡圖 鏟斗的設(shè)計 鏟斗斗形尺寸的設(shè)計反鏟的鏟斗的斗形與尺寸，有較常用的經(jīng)驗統(tǒng)計公式，用戶可以根據(jù)實際需要進行配制。由經(jīng)驗公式初選：則下底板的斗形方程為： 上頂板的斗形方程為：同理計算出鏟斗拋物線部分的方程為： 鏟斗斗齒的結(jié)構(gòu)計算鏟斗的結(jié)構(gòu)設(shè)計按最大彎矩進行設(shè)計,由力學分析知在與鏟斗斗體連接處的彎矩最大,，: ()a : 斗齒厚度 b : 斗齒寬度 : 挖掘阻力 r : 斗齒尖到斗體的距離 t : 鏟斗的厚度 : 斗齒的許用應(yīng)力代入值解得a=110 mma:斗齒厚度:挖掘阻力r:斗齒尖到斗體的距離t:鏟斗的厚度 銷軸與襯套的設(shè)計 銷軸的設(shè)計由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應(yīng)力強度作為銷軸的基本尺寸的設(shè)計，抗壓強度與抗彎強度用于校核用。由有[1]： （）在設(shè)計計算時，應(yīng)以所有工況中銷軸所受到的剪應(yīng)力最大值對銷軸進行設(shè)計。在本設(shè)計中，銷軸所選用的材料為40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機械性能。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。：動臂各銷軸的尺寸：斗桿各銷軸的尺寸： 襯套的設(shè)計為使襯套耐磨、減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金襯套的厚度選擇為5mm，與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配合，則各銷軸的尺寸為：動臂各襯套的尺寸：斗桿各襯套的尺寸：至此，已對液壓挖掘機的主要工作裝置結(jié)構(gòu)進行設(shè)計和校核。結(jié) 論本論文以挖掘機反鏟裝置為研究對象，從反鏟裝置的工作特點開始，介紹了工作裝置的主要部件：動臂、斗桿、連桿機構(gòu)、鏟斗并對其進行了詳細的運動學分析。并在運動學分析的基礎(chǔ)上，對反鏟裝置各機構(gòu)參數(shù)進行了分析計算。討論了復合挖掘方式下限制挖掘力發(fā)揮的各種情況，并對該工況下機構(gòu)鉸接點進行了鉸點力的分析計算。本文主要工作和研究結(jié)論如下：首先對反鏟裝置進行了運動學分析，建立了動臂、斗桿和鏟斗轉(zhuǎn)角范圍與對應(yīng)液壓缸的關(guān)系式及各關(guān)鍵點的坐標描述，通過對整機作業(yè)范圍的分析，建立了反鏟裝置特殊工作位置的數(shù)學表達式。通過鏟斗參數(shù)的計算，確定了鏟斗結(jié)構(gòu)形式及尺寸；通過動臂機構(gòu)、斗桿機構(gòu)及鏟斗機構(gòu)的參數(shù)計算確定了各機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，為下步的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了數(shù)據(jù)支撐。 用比例法和經(jīng)驗公式計算選擇出工作裝置各部分的基本尺寸。取q==1040mm，可計算出挖掘半徑RD=1450mm。確定斗桿油缸的最大作用力臂，由已知數(shù)據(jù)可得油缸最大作用力臂l8為2995mm。由最大挖掘高度和最大卸載高度可計算鏟斗轉(zhuǎn)角范圍0165度，轉(zhuǎn)角太大會使斗齒挖掘力降低。對銷軸和襯套進行了材料的選擇和尺寸的計算，由于銷軸與襯套的配合間隙小，故以剪應(yīng)力強度作為銷軸的基本尺寸設(shè)計，抗壓強度與抗彎強度用于校核。 挖掘機工作裝置是挖掘機的核心部分，其結(jié)構(gòu)的力學分析和計算較復雜，難度也較大，而作者本身的設(shè)計知識也十分有限，不足之處還望各位老師、同學指正，以使設(shè)計不斷完善。致 謝本文的設(shè)計工作是在劉老師的精心指導和悉心關(guān)懷下完成的，在論文選題、總體方案的制定，具體研究方法及技術(shù)路線的設(shè)計以及論文的開展和撰寫過程中，得到了劉老師的大力支持和耐心細致的指導。劉老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，孜孜不倦、開拓進取的工作作風，使我受益終身。在我的學業(yè)和論文的設(shè)計工作中無不傾注著導師辛勤的汗水和關(guān)心。從尊敬的劉老師身上，我不僅學到了扎實、寬廣的專業(yè)知識，也學到了做人的道理。在此我要向劉老師致以最衷心的感謝和深深的敬意。 在此 感謝機電工程系所有無私傳授知識的老師。感謝各位同學的幫助和支持。參考文獻[1][M].中國建筑工業(yè)出版社，1986[2][M].中國建筑工業(yè)出版社，1977[3][D].上海:同濟大學機械工程學院，2005[4][M].石油大學出版社，2002[5]楊一岳，[J].國外工程機械，1992. 5: 2932[6]黃宗益，葉偉，[J].建筑機械化，2003. 9: 1216[7][J].建設(shè)機械技術(shù)與管理，1992. 1: 3335[8]朱建新，鄒湘伏，[J].鑿巖機械氣動工具，: 4854[9][J].工程機械，2002. 2: 1517[10]劉應(yīng)杰，洪昌銀，[J].工程機械，2002. 2: 610[11][J].中國鐵道出版社，1987[12]何允紀，李濱城，[J].工程機械，1994. 6: 610[13]劉玉強，[J].機械產(chǎn)品與科技，1997. 1:1215[14]顧虹，[J].建筑機械，1993[15]董玉平，[J].工程機械，2000. 10:: 2432[16] Kinematic analysis of mechanisms via a velocity equation based in a geometric matrix[J]. Mechanism and Machine Theory, Volume: 38(2003):10651078[17]. Vector method for the synthesis of mechanisms[J]. Mechanism and Machine Theory, Volume: 38(2003):265276附錄：零件截圖 鏟斗 鏟斗連桿1鏟斗連桿2動臂 斗桿液壓缸缸體裝配圖
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