【導讀】型與功能的挖掘機。造、礦山采掘以及現代化軍事工程等的機械化施工中。據統(tǒng)計，工程施工中約有60%以上。的土石方量，系由挖掘機來完成?；骄瓿?0200~30000m³的土方，山區(qū)路基則可能達到50000m³以上的土方量;水電工。的采掘等，在國民經濟中占有很大比重，其剝離作業(yè)及采掘工作量則更大。部工程所需勞動力總數的50%以上。和降低成本，采用機械化施工是根本的措施。它對盡早發(fā)揮建設投資效果，促進國民經濟。尤其是中小型、通用的單斗挖掘機不僅用作土石。蓬勃發(fā)展階段，各國挖掘機制造廠和品種增加很快，產量猛增。掘機產量已占挖掘機總產量的83％，目前已接近100％。式單斗挖掘機至今，大體上經歷了測繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個階段。W1002等型機械式單斗挖掘機為主，開始了我國的挖掘機生產歷史。挖掘機因可用于平整清理場地和坡道等作業(yè)，故有挖掘平地機之稱。履帶來降低接地比壓。汽車式、懸掛式是以汽車及拖拉機為基礎

　　

【正文】 Dipper stick force analysis diagram 根據受力分析，為畫出斗桿內力圖，應先對斗桿平面內各鉸點做受力分析。建立如圖挖掘機工作機構設計 30 37 所示的坐標系。 以斗桿與鏟斗連線 FNQ 為 x 軸，以其法線定為 y 軸。 ① Q 點作用力與作用力矩 RQX、 RQY、 MQY的求解 取連桿機構為研究對象，簡化曲柄 NMH，其受力如圖 38 所示 圖 38 連桿機構計算簡圖 Figure 38 Linkage calculation diagram ∑ =0X 0βs i nβc o sc o s 321 =Nkd RRP β （ 338） ∑ 0=Y 0βc o sβs i nβs i n 321 =+ Nkd RRP （ 339） 其中 176。=176。=176。= 72β 10β 8β 321 解得 NRR Nk 1 0 7 . 4 5 k N == 取整個鏟斗為研究對象，受力情況如圖 39 所示 ∑ =0X 0c o sc o s 4322 =ββ GRRW QXK （ 340） 其中 176。=46β4 解 得 NRQX = XX 工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 31 圖 39 鏟斗受力簡圖 Figure 39 Bucket force diagram ∑ 0=Y 0βs i nβs i n 4321 =GRWR KQY （ 341） 解得 NRQY = 設順時針為正。則對 Q 點轉矩 MQ為 312423 c o s lWlRrGM K β= （ 342） 其中 mmrQ 132= 解得 ?= NM Q ② N 點作用力 RNX、 RNY的求解 取連桿 NQ 為研究對象，如圖 38 所示 ∑ =0X 0s in 3 =+ βNQXNX RRR （ 343） 解得 NRNX = ∑ 0=Y 0βc o s 3 =NQYNY RRR （ 344） 解得 NRNY = ③ F 點作用力與作用力矩 RFX、 RFY、 MF的求解 挖掘機工作機構設計 32 取整體為研究對象，則支座 A 點受力如圖 37 所示 ∑ =0X 0c o s)( 24321 =+++ WGGGR AX β （ 345） 解得 NRAX = ∑ 0=Y 0βs i n)( 14321 =++ WGGGR AY （ 346） 解得 NRAY = 取動臂為研究對象，則 F 點受力如圖 310 所示 圖 310 動臂受力簡圖 Figure 310 The boom force diagram ∑ =0X 0βs i nβs i nβc os 6541 =′++ ggAXFX PPRGR （ 347） 其中 176。=176。= 56β 10β 65 解得 NR FX = XX 工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 33 ∑ 0=Y 0βc osβc osβc os 6541 =′++ ggAYFY PPRGR （ 348） 解得 NRFY = 則對 F 點轉矩 MF為 ggAYAXF PPGRRM ′++= 1 （ 349） 解得 ?= NM F ④ E 點和 G 點僅受到工作液壓缸的作用力，分別與 x 軸呈 80176。和 8176。 至此，斗桿平面內各鉸點受力均已求出，斗桿平面外僅受一對平衡力作用。根據以上位置的斗桿作用力分析，由于斗桿彎曲不大，將斗桿看成一根軸，便可作出斗桿的內力圖，以方便校核，其中包括軸向力 N，斗桿平面內的剪力 Qx和彎矩 Mx，斗桿平面外的剪力 Qy和彎矩 My，如圖 311 所示，由于作圖是為了確定危險截面以方便校核，所以在此處只畫出其位置示意圖，數值部分在這里不再進行詳細標注。 挖掘機工作機構設計 34 圖 311 斗桿第一工況位置下的受力圖與彎矩圖 Figure 311 Dipper stick position under the first condition force figure and moment figure 2） 第二工況位置的受力分析 第二工況位置，其滿足以下條件： 一、動臂位于動臂油缸對鉸點 A 的最大作用力臂 rBmax處。 二、斗桿液壓缸的作用力臂最大。 三、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。 四、正常挖掘，挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力 Wk的作用。 圖 312 斗桿計算位置Ⅱ Figure 312 Dipper stick puting location Ⅱ 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。取工作裝置為研究對象，在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的僅有重力及作用在鏟斗上的挖XX 工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 35 掘阻力，包括切向阻力 W法向阻力 W2。 作用力的分析方法同工況一相同， 計算位置Ⅱ。 切向阻力： dgdbg ll rGrGlPW +′=2341 （ 350） 式中 r3—— 斗桿重力到動臂與斗桿鉸點的力臂 r3=361mm； r4—— 鏟斗重力到動臂與斗桿鉸點的力臂 r4=1127mm 把上面數值代入上式得： W1= 法向阻力： ])([1 ∑ 01m a x12 rWGGGMrPrW dgbABb +′= （ 351） 式中 r0—— 切向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂 r0=1908mm； r1—— 法向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂 r1=3064mm； rB—— 動臂油缸作用力到動臂下鉸點的力臂 rBmax= l5=630mm； 把上面數值代入上式得： W2= 至此，該工況下工作裝置上作用力已全部求出。根據受力分析，為畫出斗桿內力圖，應先對斗桿平面內各鉸點做受力分析。分析狀況同第一工況位置的受力分析相同。 NRQX = NRQY = ?= NM Q NRNX = NRNY = NR AX = NRAY = NR FX = 挖掘機工作機構設計 36 NR FY = ?= NM F 根據以上位置的斗桿作用力分析，按照第一工況位置的分析方法進行便可作出斗桿的內力圖，其中包括 軸向力 N，斗桿平面內的剪力 Q，彎矩 M，其形狀與第一工況位置的內力圖相似，故不在此畫出。 3） 結構尺寸的計算 由前面的受力分析知，在第一工況下所受到的彎矩和內力均要比第二 工況中要小，故用第一工況進行計算，而用第二工況校核。 通過對其受力分析可知，斗桿在鉸點 F 處的所受的彎矩最大，此界面為危險截面 是危險截面。故應對該截面進行計算。 由經驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，初取斗桿的高度 h2=380mm； 斗桿的寬度a2=160mm 。 挖 掘 機 所 用 鋼 板 的 厚 度 在 我 國 一 般 為 8~15mm ， 初 選 底 板 厚 度m=14mm,n=14mm如圖 313 所示。 n為斗桿側板的厚度； m為斗桿底板和頂板的厚度； a為底板的寬度； h為斗桿的高度 圖 313 斗桿截面簡圖 Figure 313 Dipper stick cross section diagram 危險截面的有效面積 2S ： XX 工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 37 242 4 3283 8 0281 6 03 8 01 6 0 mS == ）（）（ （ 352） 該截面對 z軸的慣性距 zI : 12 33 bhBHI z = （ 353） 4433122838028160380160=== ）（）（ 斷面處壓應力為： M P aSN FG 22 == （ 354） 彎曲正應力為： MP aI yM ZFG m a xm a x == （ 355） 剪應力為： MP aSQ FG 2 == （ 356） 在有附加載荷的條件下，工作件斗桿的安全系數為 2，材料 選用 普遍采用的碳素結構鋼 Q235，它的 屈服極限 σb=375MPa， 則，許用應力 MP anb 7]σ[]σ[ == （ 357） 進行驗算，得 ]σ[ 5 9σσ m a x2 ＜M P a=+ （ 358） 2]σ[ ＜MP a= （ 359） 故所選斗桿強度滿足，尺寸符合要求。 挖掘機工作機構設計 38 動臂機構的設計 動臂機構的運動分析 1）動臂的擺角范圍φ 1max 和各點瞬時坐標 φ 1max是 L1的函數。動臂上任意一點在任一時刻也都是 L1 的函數。根據余弦定理，當L1=L1min 和 L1=L1max時得 ,如圖 314 所示。 :min1L 動臂油缸的最短長度； :max1L 動臂油缸的伸出的最大長度； A：動臂油缸的下鉸點； B：動臂油缸的上鉸點； C：動臂的下鉸點 . 圖 314 動臂擺角范圍計算簡圖 Figure 314 Range of the boom swivel angle calculation diagram 則有 ,在三角形 ABC 中： 571252721 c o s2 llllL += θ （ 360） 5721m in25271m in1 2 La rc c osθ llllA CB +=∠= （ 361） 5721m a x25272m a x1 2 La rc c osθ llllA CB +=∠= （ 362） 動臂擺角范圍為 XX 工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 39 1m inm ax1m ax1 θθυ = （ 363） 動臂的瞬時轉角為 m in1572125271 2 La rc c os θφ ）（ llll += （ 364） 不難列出動臂上任意一點的坐標方程?，F已 F 點為例，其中 CU 為水平線， CAP∠α11 = 115721252711120 α2 La rc c osαθ∠BC Uα ）（ llll +=== （ 365） 令 22021 ααα =∠= UC F （ 366） 當 F點在水平線 CU之下時α 21 為負，否則為正。 F點的 X 坐標方程為 21130 co s α+= llX F （ 367） F 點的 Y 坐標方程為 211 αsin+= lYY aF （ 368） 這里 C點的 Y坐標值為 1319 αcos=lYa （ 369） 2）動臂液壓缸的作用力臂 當液壓缸長度為 L1時，動臂液壓缸的作用力臂 11571 sinLlle θ= （ 370） 當 L1分別取 L1min 和 L1max時，可得到動臂機構的起始和終了力臂值 e10和 e1z，顯然動臂液壓缸最大作用力臂 e1max= l5， 此時 25271 llL = 動臂機構參數的確定 如圖 315所示，在三角形 CZF 中，動臂彎角 1α ，特性參數 3k 都可以根據經驗初選出： 挖掘機工作機構設計 40 圖 315 動臂實際尺寸 Figure 315 The actual size of the boom 動臂彎角 1α ，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，而太小對結構的強度不利，一般取 120176?！?140176。，取動臂彎角 1α =140176。 特性參數 3k 是動臂轉折處的長度比4142llZCZF =，一般根據結構和液壓缸鉸點的位置來考慮，特性參數 3k =～ ,取 3k =