【正文】 取動臂彎角 1α =140176。 F點的 X 坐標(biāo)方程為 21130 co s α+= llX F （ 367） F 點的 Y 坐標(biāo)方程為 211 αsin+= lYY aF （ 368） 這里 C點的 Y坐標(biāo)值為 1319 αcos=lYa （ 369） 2）動臂液壓缸的作用力臂 當(dāng)液壓缸長度為 L1時，動臂液壓缸的作用力臂 11571 sinLlle θ= （ 370） 當(dāng) L1分別取 L1min 和 L1max時，可得到動臂機(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)參數(shù)的確定 如圖 315所示，在三角形 CZF 中，動臂彎角 1α ，特性參數(shù) 3k 都可以根據(jù)經(jīng)驗初選出： 挖掘機(jī)工作機(jī)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)的強(qiáng)度不利，一般取 120176。 :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(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 39 1m inm ax1m ax1 θθυ = （ 363） 動臂的瞬時轉(zhuǎn)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(biāo)方程。動臂上任意一點在任一時刻也都是 L1 的函數(shù)。 n為斗桿側(cè)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(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)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(yīng)力為： M P aSN FG 22 == （ 354） 彎曲正應(yīng)力為： MP aI yM ZFG m a xm a x == （ 355） 剪應(yīng)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(shù)為 2，材料 選用 普遍采用的碳素結(jié)構(gòu)鋼 Q235，它的 屈服極限 σb=375MPa， 則，許用應(yīng)力 MP anb 7]σ[]σ[ == （ 357） 進(jìn)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(qiáng)度滿足，尺寸符合要求。 由經(jīng)驗統(tǒng)計和其它同斗容機(jī)型的測繪，初取斗桿的高度 h2=380mm； 斗桿的寬度a2=160mm 。 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。 NRQX = NRQY = ?= NM Q NRNX = NRNY = NR AX = NRAY = NR FX = 挖掘機(jī)工作機(jī)構(gòu)設(shè)計 36 NR FY = ?= NM F 根據(jù)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(jìn)行便可作出斗桿的內(nèi)力圖，其中包括 軸向力 N，斗桿平面內(nèi)的剪力 Q，彎矩 M，其形狀與第一工況位置的內(nèi)力圖相似，故不在此畫出。根據(jù)受力分析，為畫出斗桿內(nèi)力圖，應(yīng)先對斗桿平面內(nèi)各鉸點做受力分析。[1 ∑ 01 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(shù)值代入上式得： W1= 法向阻力： ]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(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 35 掘阻力，包括切向阻力 W法向阻力 W2。 四、正常挖掘，挖掘阻力對稱于鏟斗，無側(cè)向力 Wk的作用。 二、斗桿液壓缸的作用力臂最大。根據(jù)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(nèi)力圖，以方便校核，其中包括軸向力 N，斗桿平面內(nèi)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(shù)值部分在這里不再進(jìn)行詳細(xì)標(biāo)注。和 8176。=176。=46β4 解 得 NRQX = XX 工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)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(shè)順時針為正。=176。 ① Q 點作用力與作用力矩 RQX、 RQY、 MQY的求解 取連桿機(jī)構(gòu)為研究對象，簡化曲柄 NMH，其受力如圖 38 所示 圖 38 連桿機(jī)構(gòu)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。建立如圖挖掘機(jī)工作機(jī)構(gòu)設(shè)計 30 37 所示的坐標(biāo)系。 把 r、 Mr 代入上式得： Wk = 至此，該工況下工作裝置上作用力已全部求出。 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 rB=375mm； 把以上這些代入公式，經(jīng)計算得： W2= 鏟斗邊齒遇障礙，橫向挖掘阻力 WK 由回 轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的制動器承受，此力的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩，其值為 : rMW rK = （ 337） 式中 r—— 橫向阻力 Wk與回轉(zhuǎn)中心間的距離， r=1370mm Mr—— 回轉(zhuǎn)平臺制動器可承受的最大力矩， Mr =rg=1908mm。( 12 rWGGGMrPrW dgbABB +′= （ 336） 式中 P`B—— 動臂液壓缸閉鎖力， P`B= Pg=245kN； XX 工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 ∑ )() 切向最大挖掘力 W1取決斗桿油缸的閉鎖力 Pg=245000N（查液壓缸閉鎖壓力計算結(jié)果匯總表），取斗桿（帶斗鏟）為隔離體，列出對鉸點 B 力矩平衡方程 ∑ 0=BM，可求得斗桿液壓缸作用力（被動狀態(tài)）。 三、 鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。 二、 斗桿液壓缸的作用力臂最大，即斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角 90176。產(chǎn)生最大彎矩的工況一般有兩個位置。 斗桿機(jī)構(gòu)的載荷分析和強(qiáng)度計算 反鏟裝置的斗桿強(qiáng)度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產(chǎn)生的最大彎矩來確定。動臂上 ∠DFZ 也是結(jié)構(gòu)尺寸，可根據(jù)結(jié)構(gòu)因素預(yù)先估計。之間，取176。+= .5142c o 2 9 2 9 8 22 mml = 斗桿上 EFQ∠ 取決于結(jié)構(gòu)因素，并考慮到工作范圍，一般在 130176。取max2φ =105176。+= （其中，由于其結(jié)構(gòu)因素和工作范圍的原因，斗桿擺角范圍大致在 105176。設(shè) e20=e2z，則 2c osc os m a x29 29m a x2 20m a x2 φφ ==lle e （ 330） 得 1λ sin2 2 2υ9m in2m ax2= lL （ 331） .5 m m1 2 9 811 .6s in 5 2 .54 9 12=176。 即 322m in23222 30c os ll FVll +=176。 斗桿 l2與鏟斗 l3和 FVmin 之間，為了滿足開挖和最后卸載及運(yùn)輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉(zhuǎn)角往往要達(dá)到 150176。取 δg=65176。 圖 35 斗桿挖掘阻力計算簡圖 Figure 35 Dipper stick digging resistance calculation diagram 斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數(shù)，一般取斗桿在挖掘過程中總轉(zhuǎn)角 δg=50176。斗桿機(jī)構(gòu)與動臂機(jī)構(gòu)性質(zhì)類似，它們都是四連桿機(jī)構(gòu)，但連桿比例不同。 斗桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計 斗桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析 斗桿的位置參數(shù)是 L1 和 L2 的函數(shù)。因此，為避免這種超載挖掘，應(yīng)及時更換或在齒刃口上堆焊硬質(zhì)合金層。新鑄造（或鍛造）的齒只有一個小的圓弧尖連續(xù)工作后，齒尖將逐漸磨損，并變鈍。 齒寬 mmqb 3 == （ 316） 齒長 mmql 3 == （ 317） 齒距 XX 工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 mmba )161~115()~( == （ 318） 取 mma 135= 斗前臂與切削面的間隙 mmbf == （ 319） 由于鏟斗寬度 mmB 750= ，齒寬與齒距之和為 mm18113546 =+ =+baB （ 320） 因此鏟斗裝有 4 個齒。鏟斗及切削時的主要參數(shù)有鏟斗容量 q、長度 L、寬度 B、切削角 α、刃角 β 和后角 γ 等參數(shù)的選擇都對挖掘比阻力有直接影響。根據(jù)經(jīng)驗公式和電子計算，可以求得其中的未知參數(shù)。改變?nèi)切?OEG的形狀可以獲得不同的形狀的斗形。包角 δ 取 108176。~50176。取 23176。斗尖角 β取值范圍一般為 20176。圖中三角形 OGE 為等腰三角形， OA 段為直線， AB 弧段為拋物線。 在保證以上兩個條件，通過經(jīng)驗公式和同斗容的其它機(jī)型的測繪對照并根據(jù) CAD 進(jìn)行圖形繪制，初步選定剩余的基本尺寸如下： mmFGl 31510 == mmGNl 116015 == mmHMl 11412 == mmMNl 18813 == mmHKl 26029 == mmNQl 26521 == 至此，鏟斗機(jī)構(gòu)以及鏟斗液壓缸的尺寸已基本確定。保證 △ GFN、 △ GHN、 □ HNQK 在 l3的任意一行程下都不被破壞。 即 PD0≥80% PD0max；當(dāng)處于最大理論挖掘力位置時 ∠ V1QV 應(yīng)為 30176。 粗略計算知斗桿挖掘平均阻力 kNFF JJ ax33 ==