【正文】 x （l2 + l3 ）/ P2 = 100103 （2960+1600）103/π(70)2106 = 944 mm (422) 如圖42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。/( 1) = 2225 mmL2max = L2min + 2l9Sin (ψ2max/2) = 2225 + 2944Sin 45176。 l8 = mm而∠EFQ取決于結構因素和工作范圍,一般在130176。之間[1].初定∠EFQ=150176。. 鏟斗機構基本參數的選擇 轉角范圍由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉角φD0：H2maxH3max = l3（SinφD0 +1）93156485 = 1600（SinφD0 +1）φD0 = 55176。 。則有：l24 = KQ = k2 l3 = 1600 = 464 mmL3max 與L3min 的確定鏟斗的最大挖掘阻力F3J max 應該等于斗桿的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。 即PD0≥80% PD0max；當處于最大理論挖掘力位置時∠V1QV應為30。保證△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破壞。則 GN2 = FN2 + GF2 – 2COS∠GFNFNGF GN = 2268mm至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。要進行受力分析，首先要確定結構件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據。 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。即動臂油缸全縮。（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。（2） 斗桿油缸的力臂最大。（4） 挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力 Wk的作用。該工況的具體簡圖如圖51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。在△DEF中∠DEF = 90COS∠EFD = EF/DF = 944/解得∠EFD = 72176。+10176。 = 176。由以上的角度關系知：FV = 4500[COS（）+Sin（）] = 4500（+） （51）OV = OC + CF + FV （52） = 1777（COS87+Sin87）+5400（COS45+Sin45）+4550（COS122+Sin122） 則XV = 1777COS87 + 5400COS（45） + 4550 COS（122） = 1542 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=274mm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） = 0W1 = 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）= G1X1 +（G2 +G5）X2 + G3X3+G4+ G6X2 = 104+（700+200）10+7000+2000+1300 = 105 N （54）W1到C點的距離r0r0 = l2 + l3–CFCOS∠CFV （55） = 3000+15505400（） = 3280mm W2到C點的距離r1r1 = CFSin∠CFV = 5400 = 5249mm （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 = 0F1′ e1+ ∑MC（Gi ） W1 r0 W2 r1 = 0 （57）將5556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 = 3000 = 1590mm如圖51所示，取斗桿（帶斗和連桿機構）為研究對象，則有：∑MC = 0P2g′EF W1 （l2+l3） G3（XFN +r2′） G2XFN /2 = 0P2g′103（+）7103P2g′= 105 N （58）而此時的斗桿閉鎖力P2′= π（70）2= 105 N，略大于P2g′，說明閉鎖力足夠。故要先計算出制動力矩。取工作裝置為研究對象，如圖55所示。YDEBGCFAXNQHKW2W1VNH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55 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 = 5400（COS163+Sin163）FV = 4550（+）0V = OC + CF + FV = 1865（COS88+Sin88）+ 5400（COS17+Sin17）+ 4550（+）則 XV = 1865COS88+ 5400COS17 + = 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 NW2 = 105 NRk2 = 105 NWN2 = 105 NRQx =105 NRQy= 105 NMQx = 105 NmMQy = 105 Nm 斗桿內力圖的繪制根據第一工況和第二工況下所求出的斗桿所受到的力和力矩，可以分別繪制出在第一工況下和第二工況下的內力圖，如圖55555515151514所示。由圖5圖5圖511知在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應力最大，是危險截面。 斗桿寬度、鋼板厚度、許用應力的選取由經驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，處取斗桿的寬度。12為斗桿側板的厚度； 14為斗桿底板和頂板的厚度；275為底板的寬度圖515在挖掘機中選用的結構鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機械性能。在斗桿中取安全系數，則斗桿的許用安全應力為： 斗桿危險截面處高度的計算危險截面的有效面積： (517) 該截面對y軸的慣性矩: (518) 該截面對z軸的慣性距: (519)橫截面總面積: (520)該危險截面所受到的正應力: (521)該截面所受到的最大彎曲正應力: (522) (523)則截面所受到軸向拉應力與彎曲應力合成后有: (524)由于剪應力的大小相對于彎矩所產生的彎曲正應力要小得多，為簡化計算，在計算中簡應力忽略不計，僅在校核中用，則有： (525)由525252 52525解得h=800mm。這樣斗桿的所有尺寸已經基本確定。首先還是要分析計算動臂可能出現應力的工況，并找出在該工況下的危險截面，并計算出其尺寸。在這工況下可能在動臂上出現最大載荷，其應滿足以下條件：（1） 動臂油缸全縮。（3） 鏟斗挖掘時，斗邊點遇到障礙。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516 第一工況位置工作裝置簡圖力的計算W1的求解：由于K、Q、V在同一條直線上，連桿機構的傳動比不變，而鏟斗的重力繞Q點所產生的力矩相對于鏟斗油缸對C點所產生的力矩而言可以忽略不計，故W1的值與前面兩工況一樣，W1=105N。故需要轉動鉸點E直到鏟斗油缸發(fā)揮最大挖掘力為止。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517 實際工作時第一工況位置工作裝置簡圖此工況是第Ⅰ工況下轉動斗桿油缸而得的。在此工況中，動臂油缸全縮，由前面的計算有： 則 解之 在△DEF中，由幾何關系則有：此時解得 而則由圖 知與的求解：由于挖掘時為鏟斗油缸工作，而K、Q、V又在同一條直線上，故的值仍與前面的計算一樣。動臂鉸點作用力的求取：取斗桿、鏟斗、連桿機構為研究對象，則有： （529）方向與軸平行，在軸的正方向上。此時的工作裝置的簡圖如圖518所示：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518 第二工況位置下工作裝置簡圖的求解：此時動臂油缸的力臂最大，即：取鏟斗為研究對象 （541） 解之：的求解在此工況中，工作裝置所受重力對C點的矩： （542）取整個工作裝置為研究對象，則有： （543） 的校核：取斗桿和鏟斗為研究對象，則有： 這說明當時，斗桿油缸的閉鎖力足夠，故取。NC動臂下鉸點 F動臂與動臂油缸鉸點 Q動臂與斗桿鉸點519 第一工況下N圖C動臂下鉸點 F動臂與動臂油缸鉸點 Q動臂與斗桿鉸點520 第一工況下T圖C動臂下鉸點 F動臂與動臂油缸鉸點 Q動臂與斗桿鉸點521 第一工況下M圖 第Ⅱ工況中內力和彎矩的求解:在上動臂上所受到的軸向力: （558）在上動臂上所受到的應有剪力： （559）在下動臂上所受到的軸向力: （560） 在下動臂上所受到的剪力: （561）在下臂上所受到的彎矩表達式： （562）由計算可以得到在第二工況中的內力和彎矩圖如圖5252524所示。由內力彎矩圖分析知在動臂拐點處所受到的應力可能最大，是危險截面。幾個主要參數的預選：由現場測繪和經驗統(tǒng)計，初步選擇：動臂底板的寬度： 底板的厚度：由于上動臂所受的載荷較大，故取上動臂側板的厚度，而下動臂所受的載荷相對要小，故選擇下動臂的側板的厚度為。 鏟斗的設計反鏟的鏟斗的斗形與尺寸，有較常用的經驗統(tǒng)計公式，用戶可以根據實際需要進行配制[4]。根據經驗公式和現場測繪，可以求得其中的未知參數。由有[1]： （61）在設計計算時，應以所有工況中銷軸所受到的剪應力最大值對銷軸進行設計。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。 襯套的設計：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