挖掘机工作机构的设计

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挖掘机工作机构的设计

THE DESIGN OF

EXCAVATOR’S WORKING MECHANISM

学生姓名 学院名称 专业名称 指导教师

20**年 05月 27日

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摘要

本文设计的是一种挖掘机的挖掘装置，在为工业、民用上有特殊用途的挖掘装载机，它可以用于煤矿井下狭小空间清理、装载、运输等工作，也可以用于冶金、矿山、隧道建设等场合的挖掘装载工作。在本设计中，通过对国内外现有技术的了解和分析，利用任务书上所给定的挖掘机铲斗额定装载载荷，先计算出铲斗的斗容，而后选用标准容量铲斗，根据所选出的标准铲斗，计算出挖掘机的最大铲取阻力、最大卸载高度、最小卸载距离等一些设计所必需用到的量。通过对工作机构上九个铰接点位置的确定来设计出动臂的模型及动臂上各点的受力，然后计算出举臂油缸和转斗油缸的内径、活塞杆的杆径，选出标准的液压缸。

关键词：铲斗；液压缸；动臂；挖掘机

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Abstract

In this paper, the design is a mini-excavators, as for the industry, there are special-purpose civilian loading machinery, it can be used in underground coal mines to clear a narrow space, loading, transport, etc., can also be used for metallurgy, mining, occasions, such as tunnel construction excavation work load.In this design, both at home and abroad through the understanding of existing technology and analysis, the use of task books given by the excavator bucket load rated load, calculate the first bucket of the bucket capacity, and then choose the standard size of the bucket, elected in accordance with standard bucket, to calculate the largest excavator shovel access resistance, the maximum unloading height, minimum distance, such as unloading the design used in the volume necessary. Through the work of nine institutions to determine the location of hinge points out to design the model and the moving arm arm stress points, and then calculate the fuel tank and to fight the diameter of the fuel tank, the rod diameter rod, the election a standard hydraulic cylinders.

Keywords: bucket hydraulic cylinder boom excavator

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目 录

1绪论 ...................................................................... 1 1.1课题背景及目的 ........................................................ 1 1.2 挖掘机发展简史 ........................................................ 1 1.3 挖掘机的基本类型 ...................................................... 1 1.4 国内外研究状况 ........................................................ 2 1.5 论文构成及研究内容 .................................................... 3 2 总体方案设计 .............................................................. 4 2.1 工作装置构成 ........................................................... 4 2.2 动臂及斗杆的结构形式 ................................................... 6 2.3 铲斗的结构选择 ......................................................... 6 2.4 液压挖掘机工矿分析 ..................................................... 6 2.5 液压挖掘机工作装置设计要求 ............................................ 10 2.6 液压挖掘机工作装置的设计原则 .......................................... 13 3工作装置运动学分析 ....................................................... 14 3.1 动臂运动分析 .......................................................... 14 3.2 斗杆的运动分析 ........................................................ 15 3.3 铲斗的运动分析 ........................................................ 16 3.4 特殊工作位置计算： .................................................... 19 4 反铲装置的设计 ........................................................... 22 4.1 挖掘装载机工作装置典型工况分析确定 .................................... 22 4.2 挖掘装载机工作装置的基本参数的选择 .................................... 23 4.3 油缸基本参数的选择和计算 .............................................. 29 5 挖掘装置受力计算和强度计算 ............................................... 34 5.1、挖掘阻力的计算 ....................................................... 34 5.1.1铲斗挖掘阻力的计算 ................................................. 34 5.1.2斗杆挖掘阻力计算 ................................................... 35 5.2 工作液压缸的理论挖掘力 ............................................... 35 5.2.1铲斗挖掘时，铲斗缸的理论挖掘力 ..................................... 35 5.2.2斗杆挖掘时，斗杆油缸的理论挖掘力 ................................... 36 5.3 整机理论挖掘力 ........................................................ 36 5.3.2铲斗挖掘 ........................................................... 40 6 总结 ..................................................................... 43 致谢 ....................................................................... 44 参考文献 ................................................................... 45

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1绪论

1.1课题背景及目的

挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。 随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，挖掘机市场有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。而工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。

反铲式单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。而关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，巩固所学的知识和提高设计能力。

1.2 挖掘机发展简史

第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动半回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动全回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程。

由于液压技术的应用，20世纪40年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机，20世纪50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和腰带式全液压挖掘机。初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全[18][19]。从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段、各国挖掘机制造厂和品种增加很快，产旦猛增。1968—1970年间，液压挖掘机产量已占挖掘机总产量的83％，目前已接近100％。

1.3. 挖掘机的基本类型

液压挖掘机也和机械式挖掘机一样，由工作装置、回转装置和行走装置等三大部分组成[1]。所以，我们可以从这三大部件的结构特点、功能和通用范围等方面来区分它的类型。

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就液压挖掘机构整机结构而言，全部采用液压传动者称为全液压挖掘机；部分采用液压传动者则称为半液压挖掘机(多数情况下是行走装置用机械传功，其余均为液压传动。也有机体为机械传动，而仅工作装置采用液压传动的)；能在水平面内回转360o的称为全回转挖掘机，否则就是非全回转式挖掘机。

就工作装置来说，根据其用途和结构型式可以区分为“通用”与“专用”[22]。—般中小型液压挖掘机都是通用的，多带有正铲、反铲、装载、抓斗、起重等五种工作装置。大型液压挖掘机往往专门用于建筑材料露天矿或其它金属与非金属露天矿作装载和挖掘工作，故只装正铲，成为专用；根据工作装置的结构特征，可以区分为铰接式和伸缩臂式。普通的液压挖掘机均为铰接式(动臂、斗杆和铲斗均可绕铰点转动，完成各种作业动作)，而伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂和伸缩臂两部分组成，伸缩臂可在主臂内伸缩也可以变幅，臂端装有铲斗，适于作平整和清理工作，特别是修理沟坡。

就行走装置的型式而言，液压挖掘机可以制成履带式、轮胎式、轮胎—履带式、汽车式和悬挂式。悬挂式挖掘机用拖拉机作底盘，配装若干个工作装置(通常是一端装反铲、另一端为装载铲或推土板)。

除上述基本类型外，还有一些结构比较特殊的液压挖掘机。无行走驱动装置的双轮拖式挖掘机(亦称步履式挖掘机)制造简单、价格低廉，特别适用于狭窄地带和小型土方施工工地；轮胎可以收放的无支腿式挖掘机工作时不用支腿支撑，而将支承转台的底架全部落地，在360o的范围内自由回转进行作业。仲缩臂式挖掘机也可装上铰接式斗杆，满足作业过程中某些腕动式作业的要求。

1.4国内外研究状况

当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号[1]。

由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化;提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势:

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（1）向大型化发展的同时向微型化发展。 （2）更为普遍地采用节能技术。 （3）不断提高可靠性和使用寿命。

（4）工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。 （5）由内燃机驱动向电力驱动发展。 （6）液压系统不断改进，液压元件不断更新。 （7）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。 （8）增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。 （9）人机工程学在设计中的充分利用。

1.5 论文构成及研究内容

本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下四部分:

(1) 挖机工作装置的总体设计。

(2) 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。 (3) 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。 (4) 工作装置主要部件的结构设计。

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2 总体方案设计

2.1 工作装置构成

1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板； 8-连杆； 9-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆.

图2-1 工作装置组成图

图2-1为液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、连杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。 挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环

[2]

。

在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装

置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。

挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化

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处理[3]。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2-2所示。进一步简化得图如2-3所示。

图2-2 工作装置结构简图

1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸

图2-3 工作装置结构简化图

挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定[2]。

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2.2 动臂及斗杆的结构形式

动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻[3]，且有利于得到较大的挖掘深度。 斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式斗杆。

2.3 铲斗的结构选择

铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，其应满足以下的要求

[1]

：

（1） 有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖

面形状要适合于各种物料的运动规律。 （2） 要使物料易于卸尽。

（3） 为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。

综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2-6所示。

图2-6 铲斗

2.4 液压挖掘机工矿分析

液压挖掘机的主要运动功能包括以下几个动作[5][6]：动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作，如图2-1所示。除了辅助动作(例如整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是液压挖掘机的主要动作，一般要进行全功率驱动研究。挖掘机的典型作业流程：

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(1)整机移动至合适工作位置；(2)平台回转，使工作装置处于挖掘位置；(3)动臂下降，并调整斗杆、铲斗至合适位置；(4)斗杆、铲斗挖掘作业；(5)动臂升起；(6)回转工作装置至卸载位置；(7)操纵斗杆、铲斗卸载。

图2-1液压挖掘机的工作运动

1-动臂升降；2-斗杆收放；3-铲斗装卸；4-转台回转；5-整机行走

由于液压挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，对主机的工作有两项要求：①实现各种主要动作时，随着阻力与作业速度的变化，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化；②为了充分利用发动机功率，缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与动臂下降、提升与回转)同时进行复合动作。

液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括：

（1）挖掘：通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或两者配合进行挖掘。因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。

（2）满斗举升回转：挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转液压马达使转台转向卸载位置，此时主要是动臂和回转的复合动作。

（3）卸载：转到卸载位置时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时是斗杆和铲斗的复合动作，兼以动臂动作。

（4）空斗返回：卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放到新的挖掘点，此时是回转和动臂或斗杆的复合动作。

（5）整机移动工况：将整机移动至合适的工作位置。 （6）姿态调整与保持工况：满足停放、运输、检修等需要。 （7）其他辅助作业工况：辅助工作装置作业工况。

2.4.1 典型挖掘工况

液压挖掘机典型的挖掘工况包括如下3种。[23][24]

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(1)铲斗挖掘工况：由铲斗液压缸单独动作进行挖掘的工况，采用铲斗液压缸进行挖掘常用于清除障碍，挖掘较松软的土壤以提高生产率，因此，在一般土方工程挖掘中(III级土以下土壤的挖掘)铲斗挖掘最常用。

(2)斗杆挖掘工况：由斗杆液压缸单独动作进行挖掘的工况，在较坚硬的土质条件下工作时，为了能够装满铲斗，中小型液压挖掘机在实际工作中常以斗杆液压缸进行挖掘。

(3)联合挖掘工况：由铲斗、斗杆液压缸复合动作进行挖掘的工况，必要时还需配以动臂液压缸的动作。主要用于需要轨迹控制的情况。

当单独采用铲斗液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以铲斗与斗杆的铰点为中心，铲斗斗尖所作的圆弧线的长度决定铲斗液压缸的行程。以铲斗液压缸进行挖掘时的挖掘行程较短，为了能够装满铲斗，需要有较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤，所以一般挖掘机的斗尖最大挖掘力都在采用铲斗液压缸挖掘时实现。

当单独采用斗杆液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以动臂与斗杆的铰点为中心，铲斗斗尖所作的圆弧线的长度决定于斗杆液压缸的行程。当动臂液压缸位于最小长度并以斗杆液压缸进行挖掘时，可以得到最大挖掘深度尺寸，并且也有较大的挖掘行程。

a-水平地面的挖削； b-斜坡地面的挖削 a-水平地面的切削； b-斜坡地面的切削

图2-2 斗尖直线挖削 图2-3 地面的切削和压整

一般认为斗容量小于0.5m3在土质松软时以转斗挖掘为主，否则以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。

在实际挖掘工作中，往往需要采用各液压缸的复合工作。如在平整土地或切削斜坡时，需要同时操纵动臂和斗杆，以使斗尖能沿直线运动，见图2-2所示。此时斗杆收回，动臂抬起，需要保证彼此动作独立，相互之间无干扰。如果需要铲斗保持一定切削角度并按照一定的轨迹进行切削时，或者需要用铲斗斗底压整地面时，就需要铲斗、斗杆、动臂三者同时作用完成复合动作，这些动作决定于液压系统的设计，见图2-3所示。当进行沟槽侧壁掘削和斜坡切削时，为了有效地进行垂直掘削，还要求向回转马达提供压力油，产生回转力，保持铲斗贴紧侧壁进行切削，因此需要回转机构和斗杆机构复合动作。

单独采用斗杆挖掘时，为了提高掘削速度，一般采用双泵合流，个别也有采用三泵合流。单独采用铲斗挖掘时，也有采用双泵合流的情况。

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当动臂、斗杆和铲斗复合运动时，为了防止同一油泵向多个液压作用元件供油时动作的相互干扰，一般三泵系统中，每个油泵单独对一个液压作用元件供油较好。对于双泵系统，复合动作时各液压作用元件间出现相互干扰的可能性大，因此需要采用节流等措施进行流量分配，流量分配要求和三泵系统相同。

挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物，往往由于挖不动而需要短时间增大挖掘力，希望液压系统能暂时增压，能提高主压力阀的压力。

2.4.2 满斗举升回转工况

满斗举升回转的运动约占整个作业循环时间的50%～70%，能量消耗占25%～50%，回转液压回路的发热量占液压系统总发热量的30%～50%，因此要求尽可能地缩短转台的回转时间。

挖掘结束后，动臂油缸将动臂顶起，满斗举升，同时回转液压马达使转台转向卸载处，此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动作时，要求二者在速度上匹配，即回转到指定卸载位置时，动臂和铲斗自动提升到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同，随液压挖掘机相对卸载的位置而变，因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整的。卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂的提升速度慢些。

回转起动时，由于惯性较大，油压会升得很高，有可能从溢流阀溢流，此时应该将溢流的油供给动臂。在回转和动臂提升的同时，斗杆要外放，有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗杆和铲斗进行复合动作。

2.4.3 卸载工况

回转至卸载位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗油缸卸载。为了调整卸载位置，还需要动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合动作，兼有动臂动作。

2.4.4 空斗返回工况

当卸载结束后，转台反向回转，同时动臂油缸和斗杆油缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用，压力低、变量泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达，另一油泵的大部分油供给动臂，少部分油经节流阀供给斗杆。

发动机在低转速时油泵供油量小，为防止动臂因重力作用迅速下降和动臂油缸产生吸空现象，可采用动臂下降再生补油回路，利用重力将动臂油缸无杆腔的油供至有杆腔。特点与满载回转类似，但转动惯量比满足时减小。

2.4.5 整机移动工况

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挖掘机一般不作长距离行走，只在工地范围行走，作业时用来调整整机位置。基本要求：左右履带可独立操纵，可调速，具有直线行走功能，具有一定的行走速度(2～5km/h)和爬坡能力(坡度大约在35o左右)，具有制动能力。

在行走的过程有可能要求对作业装置液压元件(如回转机构、动臂、斗杆和铲斗)进行调整。在双泵系统中，一个油泵为左行走马达供油、另一个油泵为右行走马达供油，此时如果某一液压元件动作，使某一油泵分流供油，就会造成一侧行走速度降低，影响直线行驶性，特别是当挖掘机进行装车运输或上下卡车行走时，行驶偏斜会造成事故。

为了保证挖掘机的直线行驶性，在三泵供油系统中，左右行走马达分别由一个油泵单独供油，另一个油泵向其它液压作用元件(如动臂、斗杆、铲斗和回转)供油。对于双泵系统，目前采用以下供油方式：①一个油泵并联向左、右行走马达供油，另一个油泵向其他液压作用元件供油，其多余的油液通过单向阀向行走马达供油；②双泵合流并联向左、右行走马达和作业装置液压作用元件同时供油。

2.4.6 姿态调整与保持工况

液压挖掘机工作装置及其他功能运动的制动与锁定，要满足接地比压要求，并保证合适的停放、运输尺寸、姿态及其特殊的检查姿态，

图2-4 挖掘机姿态调整保持工况图

2.5 液压挖掘机工作装置设计要求

液压挖掘机工作装置由动臂机构、斗杆机构、铲斗机构三部分组成，是一种具有多自由度的工程机械。这些主要机构经常启动、制动、换向，外负载变化很大，工作条件恶劣，冲击和振动多，因此对液压挖掘机的工作装置提出了较高的设计要求。根据液压挖掘机的工作特点，其工作装置的设计需要满足以下要求。

2.5.1 几何尺寸要求

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液压挖掘机工作装置的几何尺寸要求满足一定的作业范围和合适的运输尺寸，挖掘机作业范围图如图2-5，几何尺寸之间要求不要干扰。

图2-5 挖掘机作业范围主要挖掘区域 Rmax-最大挖掘半径；Hmax-最大挖掘深度

工作装置的几何尺寸要求满足合理的挖掘力分布特性，在整个作业范围内的任何位置都要求实现最大挖掘力并不经济，而要求挖掘机在主要挖掘区内能实现最大挖掘力。主要挖掘区是指用最合理最经常的挖掘方式，最经常进行挖掘的区域。对液压挖掘机来说最合理最经常的挖掘方式是指挖掘地面以下，由下向上，向机身运动的挖掘方式，用这种方式挖掘充斗效率高，循环时间短，也便于卸土，装车，司机视野无阻，因此生产率高而又安全。最经常的挖掘区域大致为图2-5的灰色部分。作业范围图(如图2-5所示)有部分区间深入到挖掘机停机点地下，这一范围的土壤虽能挖掘，但可能引起土壤的崩塌而影响挖掘机的稳定和安全工作，除有条件的挖沟作业以外一般不使用。

此外，工作装置的几何尺寸还必须满足停放和行走时的整机稳定性要求。

2.5.2 运动和动力特性要求

液压挖掘机各功能运动的动力特性要求和常见复合运动要求，如表2-1和2-2所示。

功能运动名称 铲斗正转 铲斗反转 表2-1各功能运动的动力特性要求一览表 应用工况 功率需求 变速要求 挖掘、姿势调整 卸载、姿势调整 大 不大 不大 不大 制动及锁定要求 最好有锁定 11

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斗杆正转 斗杆反转 动臂举升 动臂下降 回转运动 行走运动 挖掘、姿势调整 姿势调整 举升、姿态调整 姿态调整、辅助作业 挖掘与卸载转位 场内转位、调整作业位置 大 不大 较大 一般 高 高 高 较高 高 较高 高 高 最好有锁定 最好有锁定

复合运动 铲斗正转+斗杆正转 铲斗反转+斗杆反转 斗杆正转+动臂举升 动臂举升+回转运动 动臂下降+回转运动 表2-2常见复合运动要求一览表 应用工况 特点与要求说明 复合挖掘 功率需求大、变速要求高 卸载 功率需求较小 平整土地 要求操纵兴性能好 挖掘与卸载转位 功率需求大，变速要求高，动力分配可调整 返回向挖掘处 两者载荷差别大、速度要求高 2.5.3 结构强度要求

液压挖掘机结构强度是工作装置设计的关键之一，工作装置的结构和所承受的载荷是十分复杂的。要求满足工作装置各部分的受力的情况下，保证工作装置的强度和刚度特性。

在设计液压挖掘机的工作装置时，要求尽可能减少焊缝和变形，这不仅增加了构件强度，而且缩短制造周期，降低了成本。要求动臂下支点及动臂油缸支承在平台主梁的整块钢板上，这不仅增加构件强度而且减少焊接，而且防止焊接变形。斗杆要求采取整块钢板下料。为了减少焊接变形及焊接应力，要求采用型钢及压型等结构。在结构件设计中为求等强度，要求采取局部加强的措施。

动臂、斗杆要求改为焊铸结构，在应力较高的部位以铸代焊，这样大大提高了结构件的冲击和疲劳强度。为确保焊接强度，要求所有铰接部均采用铸钢件。结构件的破坏主要是由于冲击疲劳，因此实际破坏时常不在负荷最大部位，而是应力集中部位。为减少应力集中，应使焊缝与应力集中部位错开，在主要受力铰接支承处采用铸钢件。

2.5.4 经济性要求

液压挖掘机经济性评价指标有能量指标、作业循环时间减小、机重轻、延长维修周期和挖掘机寿命周期、加快维修进度和降低维修费用、司机操作的舒适性等。

能量指标(即消耗于单位土方的能量)虽不宜作为评价土方机械技术经济效率的通用准则，但由于工作装置单位重量和价格相对整机而言都较小，常用能量指标来表征工作装置结构现代化的程度，这种符合能量指标的工作装置应能完全满足技术与使用要求，且足够可靠。从能量指标角度来看，要求液压挖掘机的挖掘力大，工作装置的重量轻，挖掘速度高。

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决定挖掘机生产率的基本因素是工作循环时间包括挖掘时间、向卸载点运行时间、卸载时间、向工作面返回时间。挖掘时间取决于挖掘速度的高低(合理值约为0.75m/s)，过高的挖掘速度将增加操作人员的紧张和疲劳程度。为减少运行时间和返回时间应在允许的情况下尽量减小回转角。回转角的合理范围一般为70o~180o，最佳角度为90o。回转角度过小时，由于达不到最大回转速度，不能充分利用发动机的功率，从而增加运行和返回时间。卸载时间主要取决于铲斗的结构和土壤性质。

2.5.5 其它性能要求

液压挖掘机的工作装置除了满足上述基本设计要求之外，还需要满足其它的一般性能要求。例如，通过实现零部件的标准化、组件化和通用化，降低挖掘机的制造成本；提高液压挖掘机各功能部件的工作可靠性和耐久性，以满足液压挖掘机作业条件恶劣的要求；降低振动和噪声，重视其作业中的环保性等。

2.6 液压挖掘机工作装置的设计原则

对于液压挖掘机工作装置的设计，一般应考虑以下几个原则：

（1）位置特性：满足主要工作尺寸及作业范围的要求，在设计时应考虑与同类机型相比时的先进性，性能与主参数应符合国家标准之规定。运输或停放时应有合理的姿态。

（2）运动特性：功率利用情况好，理论工作循环时间短。

（3）动力特性：满足整机挖掘力大小及分布情况的要求；应考虑到整机稳定性。 （4）结构特性：确定各铰点布置，结构形状应尽可能使受力状态有利，在保证刚度和强度的前提下，重量越轻越好；工作装置应安全可靠，拆装维修方便；液压缸设计应尽量采用系列参数。

（5）特殊使用要求：附属装置如破碎捶等。

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3工作装置运动学分析

3.1 动臂运动分析

L1min:动臂油缸的最短长度；L1max:动臂油缸的伸出的最大长度；

A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点.

图3-1 动臂摆角范围计算简图

φ1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。如图3-1所示，图中

L1min:动臂油缸的最短长度；L1max:动臂油缸的伸出的最大长度；?1min:动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；?1max:动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。 则有：

在三角形ABC中： L12 = l72+l52-2×COSθ1×l7×l5

θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2×l7×l5] 式(3-1) 在三角形BCF中：

L222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1

α20 = COS-1[（l72+ l12- L222）/2×l7×l1] 式(3-2) 由图3-3所示的几何关系，可得到α

21的表达式：

α21 =α20+α11-θ1 式(3-3)

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当F点在水平线CU之下时αF点的坐标为

21为负，否则为正。

XF = l30+l1×cosα21

YF = l30+l1×Sinα21 式(3-4) C点的坐标为

XC = XA+l5×COSα11 = l30

YC = YA+l5×Sinα11 式(3-5) 动臂油缸的力臂e1

e1 = l5×Sin∠CAB

式(3-6)

显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。这时 L1 = Sqr（l72-l52）= l5 × Sqr（δ2-1）

θ1 = cos-11/δ 式(3-7)

3.2 斗杆的运动分析

如下图3-2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。

D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点；

E-斗杆油缸与斗杆的铰点； θ斗杆摆角.

图3-2 斗杆机构摆角计算简图

在三角形DEF中

L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9

θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] 式(3-8) 由上图的几何关系知

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φ2max =θ2 max-θ2min 式(3-9) 则斗杆的作用力臂

e2 =l9Sin∠DEF 式(3-10) 显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时θ2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92）

3.3 铲斗的运动分析

铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3-5所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，v点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为曲柄与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点[1]。 （1） 铲斗连杆机构传动比i

利用图3-3，可以知道求得以下的参数： 在三角形HGN中

α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14] α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14]

α32 = ∠HNG = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 式(3-11) 在三角形HNQ中

L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21

∠NHQ = COS-1[（l212+l142- L272）/2×l21×l14] 式(3-12) 在三角形QHK中

α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] 式(3-13) 在四边形KHQN中

∠NHK=∠NHQ+∠QHK 式(3-14) 铲斗油缸对N点的作用力臂r1

r1 = l13×Sinα32 式(3-15) 连杆HK对N点的作用力臂r2

r2 = l13×Sin ∠NHK 式(3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 连杆机构的总传动比

i = （r1×r3）/（r2×r4） 式(3-17) 显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2min代入可得初传动比i0，L2max

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代入可得终传动比iz。

（2） 铲斗相对于斗杆的摆角φ3 铲斗的瞬时位置转角为

φ3 =α7+α24+α26+α10 式(3-18) 其中，在三角形NFQ中

α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2] 式(3-19) α10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。

当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角θ3max和θ3min，于是得铲斗的瞬间转角:φ3 = θ3-θ3min (3-20)

铲斗的摆角范围: φ3 = θ3max-θ3min 式(3-21)

图3-3 铲斗连杆机构传动比计算简图

（3） 斗齿尖运动分析

见图3-4所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV

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和YV的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下: 由F点知：

α32= ∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 式(3-22) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有： l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6 式(3-23) l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8

α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8 式(3-24) 在三角形DEF中

L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9

图3-4 齿尖坐标方程推导简图1

则可以得斗杆瞬间转角θ2

θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] 式(3-25) α4、α6在设计中确定。

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由三角形CFN知：

l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） 式(3-26) 由三角形CFQ知：

l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） 式(3-27) 由Q点知：

α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10 式(3-28) 在三角形CFQ中：

l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3

α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] 式(3-29) 在三角形NHQ中：

l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21

α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] 式(3-30) 在三角形HKQ中：

l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24

α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] 式(3-31) 在四边形HNQK：

∠NQH =α24 +α26 式(3-32) α20 = ∠KQV，其在后面的设计中确定。

在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。

3.4 特殊工作位置计算：

（1） 最大挖掘深度H1max

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NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸

上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖.

图3-5 最大挖掘深度计算简图

如图3-5示，当动臂全缩时，F, Q, U三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为: H1max = YV = YFmin–l2–l3 = YC+L1Sinα21min–l2–l3

= YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 式(3-33)

（2） 最大卸载高度H3max

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸

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上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图3-6 最大卸载高度计算

简图

如图3-6所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为:

H3max?YQMAX?YC?l1sin(?1MAX??2??11)?l2sin(?32MAX??1MAX??2??11??)（3） 水平面最大挖掘半径R1max

式(3-34)

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图3-7 停机面最大挖掘半

径计算简图

如图3-7所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC= YV，得到最大挖掘半径R1max为:

R1max=XC+L40 式(3-35) 式中：

L40 = Sqr[（L1+L2+L3）2-2×（L2+L3）×L1×COSα32max 式(3-36) （4） 最大挖掘半径R

最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。 （5） 最大挖掘高度H2max

最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。

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4 反铲装置的设计

4.1 挖掘装载机工作装置典型工况分析确定

挖掘装载机的反铲装置实质是一组平面连杆机构，其结构特点是个部件均采用铰销连接，通过液压缸的伸缩运动来完成挖掘过程的各种作业动作。动臂CBF小铰点C与车架铰接，由动臂液压缸L1支撑并改变动臂倾角，使动臂绕下铰点C转动，达到动臂的升或降。斗杆铰接在动臂上端F点，斗杆与动臂的相对位置由斗杆缸L2控制。铲斗铰接在斗杆前端Q点，铲点缸L3活塞伸缩即可使铲都绕斗杆杆端部伸缩。

图2-1挖掘装载机反铲工作装置结构简图

反铲挖掘装置主要挖掘停机面以下的土壤，挖掘轨迹决定于各液压缸的运动及相互配合的情况。通常采用动臂油缸挖掘、斗杆油缸挖掘、铲斗油缸挖掘等作业方式。

4.1.1铲斗油缸挖掘

以铲斗油缸工作进行挖掘，挖掘轨迹则以铲斗与斗杆的铰点Q为中心，该铰点Q至斗齿尖V的距离|QV|为半径所做的圆弧线的包角（铲斗的转角）及弧长决定与铲斗液压缸的行程（|GH|max-|GH|min）。以铲斗液压缸进行挖掘时的挖掘行程较短，如使铲斗在挖掘行程结束时能够装满土壤，需要有较大的挖掘力保证能够挖掘厚度的土壤。所以，一般挖掘

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机构的斗齿最大挖掘力在采用铲斗缸挖掘时实现。

在实际挖掘中，往往需要采用各种液压缸的联合工作，例如当挖掘基坑时，由于挖掘深度较大，并且要求有陡而且平整基坑时，需要采用动臂与斗杆两种液压缸的同时工作；当挖掘到坑低时，挖掘行程结束，为加速将铲斗装满土，以及挖掘过程需要改变斗杆与铲斗的液压缸同时工作。

4.1.2斗杆油缸挖掘

以斗杆液压缸进行挖掘，铲斗的挖掘轨迹系以动臂与斗杆铰点F为中心，斗尖V至F的距离|FV|为半径所做的圆弧线。弧线的长度与包角决定与斗杆液压缸的行程（|DE|max-|DE|min）。当动臂位于最大下倾角时，可以得到最大挖掘深度，并且有较大的挖掘行程，在较硬的土质条件下工作时，能够保证装满铲斗。中小型挖掘机构在实际工作中常以斗杆挖掘进行工作。

4.1.3动臂油缸挖掘

采用动臂液压缸工作进行挖掘（斗杆、铲斗液压缸不工作），可以得到最大的挖掘半径和最大的挖掘行程，此时铲斗的挖掘轨迹以挖掘轨迹系以动臂下铰接点C为中心，斗尖V至C的距离|CV|为半径而作的圆弧线，其极挖掘高度和挖掘深度（不是最大挖掘深度），分别决定于动臂上倾角Ψ1min（动臂对水平线的夹角），也即决定于动臂液压缸的行程（|AB|max-|AB|min）。这种挖掘方式时间长，并且稳定条件限制了挖掘力的发挥，实际工作中基本上不采用。

4.2、挖掘装载机工作装置的基本参数的选择

4.2.1斗行参数的选择

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Φ

图2-2铲斗主参数示意图

平均斗宽B、转斗挖掘半径R、斗容量q和转斗挖掘装满转角2?（这里令?=?max）是铲斗的四个主要参数。R、B及2?三者与q之间有如下集合关系

1q?R2B(2??sin2?)Ks 式（4-1）

2其中土壤松散系数Ks的近似值取1.25，根据表2-6（反铲平均斗宽统计值和推荐范围）可根据斗容量q=0.16 m查得B可取0.6.q一定时W1max和E随着B和R的增大而下降。但

?B和R大到一定程度，综合反应到2?<90以后，W1max和E的下降减缓。综合考虑，可取

3?2??90?~100?。如果2?>100?则W1max太大。如果2?<90，则B或R太大。所以取2?=93?。

则可根据式2-1可得

R?2qB?2??sin2??Ks2?0.16=0.6??93??sin93???1.25=0.865 m

即： R=l3=865 mm

铲斗上两个铲点K与Q之间距离l24，太大将影响铲斗机构传动特性，太小则影响铲斗

l结构刚度。一般取特性参数K2?24=0.3～0.38.当铲斗转角较大时，K2取较小值，一般

l3取?10=∠KQV=95?～115?。根据实际情况取K2=0.33，?10=96?

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即：

l24=K2l3=0.33?865=285 mm

再根据⊿KQV由遇险定理可得

2l32?l24?2l3l24cos?10l25 KV==

22? =865?285?2?865?285?cos96

=939 mm

4.2.2当工作装置处于最大挖掘半径时

α11α

图2-3最大挖掘半径时动臂机构计算简图

据统计，最大挖掘半径R1值一般与l1?l2?l3的值很相近。因此由要求的R1，一定的l3和K1可以按下列近似经验公式选择l1和l2

R1?l3l2=1?K1 式（4-2） l1=K1l2 式（4-3）

式中K1为动臂与斗杆的长度比，对一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。一般当K1>2时，称为长动臂短斗杆方案；当K1<1.5时，属于短动臂

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长斗杆方案；K1在1.5～2之间称为中间比列方案。根据设计作业机械的实际情况，选取短动臂长斗杆方案。选取K1=1.3.其中l3=865 mm，R1=4.3m=4300mm 则把公式2-2、2-3联立可得出：

l1=1942 mm，l2=1493 mm

动臂油缸全伸与全缩时的力臂比K4=

e1z按不同情况选取。考虑到以反铲为主的通用e10机应适当顾及替换装置（如正铲）在地面以上对动臂油缸力矩的要求，可取K4=0.8～1.1 m3左右的通用机往往对正、反铲并重，可取K4=1.

?11的取值对特性参数K4、最大挖掘深度H1max和最大挖掘高度H3max有影响，加大?11会使K4减小或使H1max增大，这也正符合反铲作业要求，因此基本用作反铲的小型机取?11>60.所以取?11≈60。

??α32-α8α11θ

图2-4最大卸载高度时动臂机构计算简图

斗杆油缸全缩时∠CFQ=?32-?8最大，如图2-4，常选??32??8?max=160?～180?。选取

??32??8?max=170°

∠BCF取决于油缸的布置形式，双动臂油缸这一夹角很小，可能为零。单动臂油缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼附加耳座上，根据三角形CBF可得：

22l7?l12?l22 式（4-4） cos?2?2l1l726

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代入数据可求得：

?2=9.7°

4.2.3最大挖掘深度工况下

图2-5最大挖掘深度计算简图

当动臂油缸全缩时，FQV三点痛直线并处于垂直状态时的到最大挖掘深度

H1max=YVmin=YFmin-l2-l3 式（4-5） 这时XV?XF.YFmin可由XF=l30?l1?cos?21

YF?Yc?l1?sin?21

Yc?l19?cos?12 取L1?L1max 则可求得 ：

YFmin=942 mm

4.2.4在最大卸载高度工况下

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αα21

图 2-6最大卸载高度计算简图

当动臂油缸全缩，偶感油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，最大卸载高度表达式为：

H3max?YA?l5sin?11?l1sin??1max??11??2??l2sin??32max??1max??8??11??2?180???l3 （2-6）

由图2-3最大挖掘深度绝对值表达式为：

H1max?l3?l2?l1sin??11??1min??2??l5sin?11?YA 式(4-7) 由式2-6、2-7相加，消去l5，并令A=?11??2,B=A??8??32max得到

H1max?H3max?l1?sin??1max?A??sin??1min?A???l2?sin??1max?B??1??0 式(4-8) 又特性参数

k4? 因此：

sin?1max?1sin?1min 式（4-9）

sin?1maxk4?1 式（4-10a）

sin?1min?

cos?1min

?sin2?1max??1???k2?2??41?? 式（4-10b）

将式2-10代入式2-8则可得到一元函数f??1max?=0.式中H1max和H3max是设计任务书

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所要求的。l1、l2、A和B都先已选出或算出，由此看解出?1max然后由式2-8求得?1min， 因为:

A=?11??2=60°+9.7°=69.7° B=A??8??32max=-100°

可将数值代入，由式2-8解得?1min=45.4° 最后由式2-7求得l5为：

l5?又因为 ： σ=所以：

l3?l2?l1sin?A??1min??YA?H1max?412mm

sin?11l7 l5 l7?l5?=1337 mm

根据以上计算可得出挖掘装载机挖掘工作装置主要结构尺寸如下表：

表2-1挖掘装载机主要结构尺寸 （单位：mm）

CF FQ QV AC CD CB DF EF GF l1 1942 EG l2 1493 HN l3 865 GN l5 412 FN l6 804 NQ l7 1337 BF l8 1226 KQ l9 374 KV l10 351 HK l11 370

l14 374 l15 1343 l16 1228 l21 268 l22 664 l24 285 l25 939 l29 367 4.3、油缸基本参数的选择和计算

4.3.1动臂油缸参数的确定

根据液压系统工作压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要求等确定各油缸缸数、缸径、全伸长度与全缩长度之比λ。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动副度等因数一般取?1=1.6～1.7，个别情况下因动臂摆角和铰点布置要求可以取

?1≦1.75.而取?2=1.6～1.7，?3=1.5～1.7.

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θΦθ1max1min

图2-7动臂摆角范围计算简图

如图2-7所示动臂的摆角范围是L1的函数，设特性参数??L1minl5，??l7l5当

L1=L1min时可得

cos?1min则：

L1min=l72?l52?2l7l5cos?1min 式（4-12） 代入原始数据可求得L1min=1088 mm

根据参考资料和实际情况而取动臂油缸全伸与全缩之比?1=1.7

L所以可根据?1?1max可得：

L1min L1max=1850 mm

22l7?l52?L1?2?1??2min 式（4-11） ??ACB0??2l7l52?4.3.2斗杆油缸参数的确定

斗杆的位置参数是L1和L2的函数。这里只考虑L2的影响。斗杆机构与动臂机构性质类似，他们是四连杆机构，但连杆比不同。在动臂机构中一般l7﹥l5，在斗杆机构中l9﹤l8。

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Φ2maxθθ2min

图2-8斗杆机构摆角计算简图

和动臂油缸相类似根据公式

l82?l92?L22min cos?2min? 式（4-13）

2l8l9L2min?l82?l92?2l8l9cos?2min 式（4-14）

代入原始数据可求得：

L2min=1003 mm

再根据斗杆油缸伸缩比?2=1.6～1.7，取?2=1.68

L2max=1685 mm

4.2.3铲斗油缸参数的确定

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ΦΦ3max

图2-9铲斗机构参数选择要求和油缸极限位置

如图2-9所示，当L3=L3mix时，设斗齿尖为V0斗齿尖转到FQ延长线时为V1,令初始负角?DO=∠V0QV1，该角应满足使用要求，一般取0°～30°，特殊情况下可小于0°或大于30°（即V0在V1之下）。?3max=∠V0QVz一般在130°～180°之间，不宜太大，否则斗齿平均挖掘力要下降。铲斗油缸最大理论挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应。当斗齿尖处于V1时，铲斗油缸理论挖掘力应不低于其最大值的80﹪，即POD≥0.8PODmax与PODmax相应的斗齿尖位置为Vmax，∠V1QVmax一般取25°～35°为好。

根据铲斗理论挖掘力和功的平衡可知

?3max1L3min?PODl3d? 式（4-15） ?P3??3?1??3min可得：

L3min=959 mm

因为铲斗油缸伸缩比?3=1.5～1.7，取?3=1.7 故：

L3max=L3min?3

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L3max=1630 mm

根据以上计算过程可得油缸的基本尺寸如表2-2所示

表2-2油缸尺寸 （单位：mm） AB DE GH L1 L2 L3 Min 1088

Max 1850 Min 1003 Max 1685 Min 959 Max 1630 33

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5 挖掘装置受力计算和强度计算

5.1、挖掘阻力的计算

图3-1大曲率切削阻力试验曲线

反铲装置工作时，既可用铲斗液压缸挖掘（简称转斗挖掘），也可用斗杆液压缸挖掘（简称斗杆挖掘），或作复合动作挖掘。一般认为，斗容量小于 0.5 米3或在土质松软时以转斗挖掘为主，反之以斗杆挖掘为主。

5.1.1铲斗挖掘阻力的计算

参照《单斗液压挖掘机》2-35，转斗挖掘时，挖掘阻力的切向分力可表示为：

??cos?max??W1?C?R?1???cos???max????1.35BAZX?D 式(5-1)

式中：

C：表示土壤硬度系数，对二级土易取C=50～80；

R：铲斗与斗杆铰点至斗齿间距离，即转斗切削半径，R=l3，单位：mm B:切削刃宽度影响系数，B=1+2.6b，其中，b为铲斗平均宽度；

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?max：挖掘过程中铲斗总转角的一半；

?：铲斗瞬时转角；

A：切削角变化影响系数，一般取A=1.3； Z：斗齿系数，有齿时取Z=0.75，无齿时取Z=1；

X：斗侧壁厚度影响系数，X=1+0.03s，其中s为侧壁厚度，单位为厘米，初步设

计时可取X=1.15;

D:切削刃挤压土壤的力，与斗容有关，估算q=0.1～0.2m3时，D=5000～8000.

当?=?max时，得到最大挖掘阻力

W1max?C?R?1?cos?max??BAZX?D 式 (5-2)

1.35平均挖掘力按平均厚度下的阻力计算：近似取 W1=(70～80%)·W1max试验证明法向挖掘阻力 W2的指向是可变的，数值也较小，一般W2＝0～0.2 W1土质越均匀W2越小，从随机统计的角度看，取法向分力W2为零来简化计算是可以的。这样W1max就可以看作为铲斗挖掘的最大阻力。

5.1.2斗杆挖掘阻力计算

W1g?K0hgB?式中：

Koq 式 (5-3)

0.01745r6?gKsK0:挖掘比阻力，对二级土K0=6～13；

?g：挖掘过程中的总转角，一般为?g=50?～80?

5.2、 工作液压缸的理论挖掘力

挖掘力是指当反铲作业时在铲斗齿尖上可能主动发挥的挖掘能力，它是衡量反铲装置挖掘性能的重要指针之一。工作液压缸的理论挖掘力是指由该液压缸的理论推力所能产生的斗齿切向挖掘力。

5.2.1铲斗挖掘时，铲斗缸的理论挖掘力

POD?P3?i?P3?式中：

r1?r3?f?L1? 式（5-4） r2?l3P3：铲斗油缸的理论推力，P3?F3?p，F3为铲斗油缸大腔工作面积，p为液压

系统工作压力；

r1、r2、r3：力臂值。

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对于已定的工作装置铲斗油缸理论挖掘力值是该油缸瞬时长度L3的函数。显然，当

i0?imax时POD?PODmax即得到铲斗油缸最大理论挖掘力PODmax?P3?imax

5.2.2斗杆挖掘时，斗杆油缸的理论挖掘力

POG式中：

r5?P2??f?L2,L3? 式 (5-5)

r6P2：为斗杆油缸的理论推力，P2?F2p，其中F2为斗杆油缸大腔工作面积，p为

液压系统工作压力；

r5、r6：力臂值，其中r5是L2的函数，r6是L3的函数。

5.3、 整机理论挖掘力

参见图 3-2，已知条件:整机重量 G，重心坐标(xe，ye)，斗容 q，地面附着系数μ，三组液压缸的工作压力 P 和闭锁压力 P0，除反铲装置外机体重量 G2及重心位置坐标(xe2，ye2)， G2及重心位置坐标(xe1，ye1)，前轮及支腿着地点 O1和 O2的位反铲装置各零部件的重量置参数 xO1和 xO2，三组液压缸的缸径D1、D2和 D3，活塞杆直经 d1、d2和 d3，液压缸的伸缩比λ

图3-2整机结构简图

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1、λ

2和λ

3。

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