【正文】 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(jīng)初定為 150 由以上的角度關(guān)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(shí)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(diǎn) Q 的水平距離 r2′= l3 COS（ 122） /2=274mm 取鏟斗為研究對(duì)象，如圖 52 所示，并對(duì) Q 點(diǎn)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(duì) C 點(diǎn)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(diǎn)的距離 r0 r0 = l2 + l3– CFCOS∠ CFV （ 55） = 3000+15505700（ ） = 2460mm W2到 C 點(diǎn)的距離 r1 r1 = CF Sin∠ CFV = 5700 = 5303mm （ 56） 法向阻力 W2決定于動(dòng)臂油缸的閉鎖力 F1′ ，取整個(gè)工作裝置為研究對(duì)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。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。 該工況的具體簡(jiǎn)圖如圖 51 所示。 （ 4） 挖掘阻力對(duì)稱于鏟斗，無側(cè)向力 Wk的作用。 （ 2） 斗桿油缸的力臂最大。 （ 3） 鏟斗齒尖在動(dòng)臂與斗桿鉸點(diǎn)和斗桿與鏟斗鉸點(diǎn)的連線上。即動(dòng)臂油缸全縮。 斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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。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)。 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(cè)繪對(duì)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(yù)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。 （ 2） 幾何相容。 G F K V L3 l3 l2 l21 l29 l24 l12 Q N M 28 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) = 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(yīng)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(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]。 鏟斗機(jī)構(gòu)其它基本參數(shù)的計(jì)算 l12：搖臂的長(zhǎng)度； l29：連桿的長(zhǎng)度； l3：鏟斗的長(zhǎng)度； l2：斗桿的長(zhǎng)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(jiǎn)圖 在圖 43 中， l12：搖臂的長(zhǎng)度； l29：連桿的長(zhǎng)度； l3：鏟斗的長(zhǎng)度； l2：斗桿的長(zhǎng)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)。 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 26 D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)； E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)； F動(dòng)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(jiǎn)圖 取整個(gè)斗桿為研究對(duì)象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)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(diǎn)； E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)； F 動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)； ψ 2：斗桿的擺角； l8：斗桿油缸的最大作用力臂。 24 滿斗處于最大挖掘半徑時(shí)動(dòng)臂油缸提升力矩的校核 NH搖臂； HK連桿； C動(dòng)臂下鉸點(diǎn)； A 動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)； B動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)； F動(dòng)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(jiǎn)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(jiǎn)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（ +3+） = 104 N .m 動(dòng)臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 107π 702 106= 105 N 在如圖 33所示，在三角形 CAB 中： ∠ ACB =α2 +α11 +α21 =29++0 = 25 mmllllBCACA C BBCACABL2 8 4 o s2c o s275272522221??????????????? L1 e1 = ACBC Sin ∠ ACB (419) 即 : e1 = 816mm 則此時(shí)斗桿油缸提升力矩 :MT = F1 e1= 105 2 = 105 ＞ MZ (420) 故滿足要求 滿斗處于最大高度時(shí) ,動(dòng)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(dòng)臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。 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 N .m (416) 23 動(dòng)臂油缸的閉鎖力 F1′ F1′ = P1S 1′ （ S1′：動(dòng)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。 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的校核 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)閉鎖力的校核 正常的挖掘阻力 W1J ： DB A Z XRCW ???? a x m a x1 ]}c o s1[{ ?? ? (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(duì)不同的土壤條件取值不同，這里設(shè)挖機(jī)用于Ⅲ級(jí)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 ψ max =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。 由于采用雙動(dòng)臂油缸，∠ BCZ 的取值較小，初取 ∠ BCZ = 5 如上圖 41所示，在三角形 CZF 中 ： ∠ ZCF= πα1α39 = 18013016= 34 ∠ BCF=α3=∠ ZCF∠ ZCB =345 = 29 21 由 334 和 335有 H3max = YC+l1Sin（ θ1α20α11） –l2–l3 (41) = YA+ l5 Sinα11+l1Sin（ θ1maxα2α11） +l2 Sin（ θ1max+α32 max α11α8α2180） –l3 H1max = l2+l3+l1Sin（ α11θ1min+α2） l5 Sinα11 YA) (42) 由 4 42 式有： H1max + H3max = l1Sin（ θ1maxα2α11） + l2 Sin（ θ1max+α32 max α11α8α2180） + l1Sin（ α11θ1min+α2） + l2 (43) 令 A =α2+α11 = 29 + = B = A + （ α32 –α8）