3KN微型装载机设计说明书.doc

装订线 毕业设计说明书目录中文摘要 3英文摘要 4正文1行走装置 711构造和传动形式 712行走系的设计 813四轮一带等有关参数的初步确定和行走结构布置82回转装置 921滚动轴承式回转支承 1022回转机构 1123转台 123工作机构设计 1531装载工作对工作机构设计的要求 1532履带式挖掘机工作机构的类型的综合分析和选用 1633铲斗 1834工作机构连杆系统的尺寸参数设计 1935工作机构的强度计算 2536转斗油缸和举臂油缸的设计 28结论 32谢辞 33参考文献 34附录 35中英文翻译及原文 35翻译 35摘 要本文设计的是一种微型挖掘机，作在为工业、民用上有特殊用途的装载机械，它可以用于煤矿井下狭小空间的清理、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，而后选用标准容量的铲斗，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。根据转台以上部分的重力计算选择马达和滚动轴承，然后设计出相应的行走装置。关键词：铲斗、液压缸、动臂、挖掘机abstractwhat this text design is a micro-excavator which has special use in the fields of industry and agriculture. it can work in a narrow and small place to clean carry and transport the stones and it can be used in metallurgy, digging mine and tunnel construction as well. by consulting the latest professional technology and theories, taking account of the practical need of the market and making use of the given rated weight from the task paper, i firstly calculate the capacity of bucket and then select standard bucket data to calculate some essential data such as the largest scooping resistance, the largest unloading height and the largest unloading distance, etc. through the position of nine attachment points in the system i initially design the arm model and the force of all points. by analyzing the force of the tow important points, calculate the diameter of the raising arm cylinder and the turning bucket, and the diameter of the piston pole, and the distance of travel of the piston, then select the standard cylinder. according to the gravities of the above parts, calculate and select the motor and the roll over the bearings. then design the device of the walkkey words: bucket ,cylinder, the moving arm ,excavator绪论一、挖掘机在国民经济中的作用和发展概况（一）挖掘机在国民经济中的作用 挖掘机械包括各种类型和功能的挖掘机，有单斗挖掘机和多斗挖掘机两类。其共同特点是铲斗按照一定顺序、间歇或连续地进行挖掘、装载、卸载和整机移动。由于机械具有许多优点，在土方施工中得到广泛应用。 单斗挖掘机是一种利用单个铲斗挖掘或装载土壤或石块的机械，广泛应用在建筑施工、筑路工程、水电建设、港口工程、农田改造、国防工事的土方施工和露天矿场的采掘作业中，对减轻繁重的体力劳动、加快施工速度、实现土方工程机械化、提高劳动生产率起了很大的作用。（二）国外挖掘机发展状况 当前各工业大国的挖掘机制造业已是一种具有相当规模的行业，美国、德国、日本、俄罗斯是世界上挖掘机比较多的国家（三）国内挖掘机发展状况我国挖掘机行业在几十年之内，从无到有、从小到大，做出了很大的成绩，然而还存在企业生产组织管理水平低、产品数量和质量不能满足建设需要、产品性能不够先进、质量有待提高、可靠性低、寿命短、以及设计研究和试验等基础比较薄弱等缺点。二、挖掘机的发展趋向（1） 在品种规格方面，趋向于大型化、微型化、多功能和专业化发展 为适应不同工程对象的施工要求和国际市场竞争需要，挖掘机品种将持续增长，除一般机型外，重点在于：1）发展大功率、大斗容、大生产率的巨型机械，以满足矿场采掘工程的需要。2）由于城镇建筑和修理工程的需要，发展机重不到1t、斗容小于0.02m的微型挖掘机，这种挖掘机十分轻便灵活、易搬好运，可在狭窄空间顺利地工作，以进行辅助性工作。3）对常规的中小型挖掘机，要求增多工作装置。以适应多种工作的需要。4）专门用途的挖掘机，则要求向专用化发展，以提高机械的工作性能和经济效益。（2） 重视挖掘机的质量和质量管理，重视实验研究 国外挖掘机厂十分重视机械生产质量管理，认为是企业生存和发展的主要环节，在生产组织上不断提高专业化程度，在生产管理上不断完善管理体系、严格检验制度、提高产品可靠性和寿命。（3） 普遍重视产品标准化、系列化、通用化。大力采用新技术、新工艺、新材料和新结构。三、本人设计课题简介我设计的是一种微型单斗挖掘机，该挖掘机可用于煤矿井下狭小空间的清理、装载、运输工作，也可以用冶金、矿山、隧道建设等场合的工作。这类挖掘机的工作效率约为人工的6倍以上，使用这类挖掘机进行清理、运输可为煤矿的安全生产提供有利的保障。电动挖掘机存在的问题：由于是电动机驱动，挖掘机不得不拖带很长的电缆，使得电缆长期在地面拖动，有时操作人员不注意，可能碾压电缆，电缆被拖曳受到磨损。极易发生导电、漏电现象，从而引发人身、设备事故，同时也使车辆的机动性受到很大的限制。解决这一问题的途径有两个方案：一是加装卷缆装置，二是采用其它无须从井下电网取电，因而也就不需要拖动带电缆的动力装置。 本设计包括挖掘机的回转装置、行走装置、工作装置的设计计算，以工作装置的设计计算为重点，设计的程序和过程如正文所示。正文1. 行走装置 挖掘机的行走装置既是机械的运行部分,又是机械的支承.挖掘作业时机械不走,行走装置要承受整台机械的的自重和外载,这是与运输车辆和铲土运输机械所不同的,因此设计挖掘机的行走装置时应兼顾支承和运行两个方面的需要. 按结构特点液压挖掘机行走装置可分为履带式和轮胎式两大类.履带式行走装置牵引力大,接地比压小,因而越野性能好,爬坡能力大,且转弯半径小,机动灵活,获得广泛应用.但运行和转弯时功率消耗大,零件磨损快,履带板医损路面,故一般仅作场地内部运行,长距离运行时需借助其它车辆. 轮胎式行走装置运行速度快,机动性能好,运行式轮胎不损坏路面,因而在城市建设中很受欢迎.缺点是接地比压大,爬坡能力小,挖掘作业时一般需要专门支腿以确保机身稳定,运行时要受桥梁的容许负荷限制,目前还限于斗容1立方米以下的挖掘机采用. 因本人设计的是一种微型挖掘机,故综观两种行走装置的优点和缺点,应采用履带式行走装置. 1.1构造和传动形式 履带行走装置由四轮一带(即驱动轮2,导向轮7,支重轮3,托轮6,以及履带1,如图所示),张紧装置4和缓冲弹簧5,行走机构11(包括底架10,横梁9和履带架8)等组成.图（1）： 机械运行时,驱动轮在履带紧边产生一个拉力,力图把履带从支重轮下拉出.由于支重轮下的履带与地面间有足够的附着力,阻止履带的拉出,迫使驱动轮卷绕履带向前运行.1.2行走系的设计履带行走装置由于运行速度低,一般为13m/h,因此设计时主要保证支承性能,并兼顾运行性能,其步骤是:(1) 初定四轮一带等有关参数和行走系结构布置;(2) 计算承载能力,包括接地比压和行走架结构强度计算;(3) 选择行走机构传动方案,拟定行走液压系统,确定行走液压马达主参数和减速器速比,验算行走速度爬坡能力和原地转弯能力等.1.3.四轮一带等有关参数的初步确定和行走系结构布置.(1)履带支承长度l,轨距b和履带板宽度b应合理匹配,使接地比压,附着性能和转弯性能均符合要求. 令l0为m;h0表示履带高度,h0为m;g表示整机质量, g为t, 则l0, l0+0.35h0, l0(2) 履带节距t0和驱动轮齿数z应在满足强度,刚度的情况下尽可能取小值以降低履带高度.t0与g的关系为: t0=(1517.5),其中t0为mm,g为kg.驱动轮齿数为奇数,z=1923.为使h0不致过大,由兼顾履带运动的平稳性,当t0去小值时则z取大值,当t0取大值时z取小值.(3)履带缓冲弹簧张紧力和工作行程的确定 履带行走装置的导向轮通过缓冲弹簧和张紧装置固定在履带架上,它可以沿履带架滑动以改变轮距,保证履带的拆装,减少运行过程的冲击,避免轨链脱轨. 缓冲弹簧应有足够的预紧力f,该力保证缓冲弹簧不会外来的微小冲击而产生变形,引起履带振跳或脱轨,但过大会恶化履带架受力,加剧零部件磨损,降低行走装置效率.一般可近似取为1.5fk(fk一条履带的牵引力),履带的张紧度一般控制在24cm.缓冲弹簧最大变形时的张紧力应保证倒退时轨链仍能与驱动轮正常啮合,一般可取为3fk.缓冲弹簧的工作行程要适当,可近似取为t0/4.(4)行走系结构布置 根据已选定的轮距和四轮直径确定四轮位置支重轮数一般为57个,其间隙应保持在70mm左右.靠近导向轮的一个支重轮,应保证导向轮在缓冲行程内不受到干扰,靠近驱动轮的一个支重轮勿与驱动轮相碰. 导向轮,驱动轮下方与支重轮下缘约同处一水平线上,以增加接地长度.驱动轮布置在后方可缩短履带驱动段的长度,减少功率损失.托轮主要用来限制履带上分支垂度,当l0m时取一个,否则取两个.如取两个,其间距约为轮距的一半.托轮上轮缘平面的高度h2+0.5d略大于驱动轮的节圆半径,以便于履带脱离驱动轮的啮合,便于履带借自重滑向导向轮。 图（2）2. 回转装置 回转装置由转台、回转支承和回转机构组成，如图所示。图中回转支承3的外座圈用螺栓与转台连接，内座圈（带齿）用螺栓与底架4连接，内、外座圈之间设置有滚动体。工作装置作用在转台上的垂直载荷，水平载荷和倾复力矩通过回转支撑的外座圈、滚动体、内座圈传给底架。回转机构2的壳体固定在转台上，用小齿轮与回转支撑内座圈上的赤圈相啮合。小齿轮既可以绕自身的轴线自转，又可以绕转台的回转中心线公转，当回转机构工作时就相对底架进行回转。图（3）：2.1滚动轴承式回转支承2.1.1构造和类型特点滚动轴承式回转支承由内、外座圈，滚动体，隔离体，密封装置，润滑装置和连接螺栓等组成。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的，但又有其特点。普通轴承主要起支承作用而它还要传递运动；普通轴承内外座圈的宽度与径向尺寸之比远大于回转支承，其刚度靠轴承座装配来保证，而回转支承则靠支承它的转台与底架来保证，设计时必须注意转台与底架的刚度；普通轴承转速高，滚动体与滚道接触的变化次数也多，失效形式主要是疲劳点蚀，回转支承转速低，载荷大，失效形式主要是塑性变形，故一般进行静容量计算即可。 回转支承按滚动体形式有滚球和滚柱，按滚动体排数有单排、双排和多排；按滚道形式有圆弧曲面、平面和钢丝滚道等。常用的有单排滚球式、双排滚球式、单排交叉滚柱式和组合滚柱式四种。 结合本人所设计的微型挖掘机回转机构的特点，可采用单排交叉滚柱式。图（4）2.2回转机构2.2.1传动方式及其特点 液压挖掘机回转机构的回转时间约占整个工作循环时间的50%70%，能量消耗约占25%40%，回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量的30%40%，因此合理的确定回转机构的液压油路型式和结构方案，正确选择回转机构参数，对提高生产率和功能利用率，改善司机的劳动条件，减少工作装置的冲击等都是具有重要的意义的。 对回转机构的基本要求是：（1） 在回转力矩和角加速度不超过允许值的前提下，尽可能缩短回转时间；（2） 回转是工作装置的动载系数不应超过应许值；（3） 回转能量损失最小。2.2.2回转机构的参数选择1、 转台的转动惯量j=式中g整机质量，g为t;j转动惯量,j为kgm2j=8708.4kgm2对于标准斗容为0.12m3的铲斗，其整机质量为4t,启动角加速度为1.0008rads-2,制动角加速度为1.3624rads-2，最佳转速为8.1888rminm=j=jaz=8708.41.3624=11864.3nm式中 az为制动角加速度p电=m=10168.8w查阅第2版机械设计手册5，选取最大输出转矩为11270nm,径向球塞马达，型号为：1qjm52-5.0,其排量为5.0lr-1,额定压力为10mpa.2.3转台2.3.1转台平衡和配重的确定挖掘机工作时转台上部自重和载荷合力的位置是经常变化的，而且偏向载荷方面。为了平衡载荷力矩，转台上的各个装置需要合理布置，并在尾部另加配重，一改善下部结构受力、减轻回转支承磨损，保证整机稳定性。图（5）由上图可知，布置的原则是左右对称，质量尽量均衡，较重的部件应该尽量靠近转台尾部，此外还要考虑各个装置工作上的协调，司机维修使用方便等。 有时转台布置受结构尺寸限制，重心偏离纵轴线，致使左右履带接地比压不等，影响行走架结构强度和行驶性能。一般可通过调整配重重心来解决，如下图所示图（6）图中x为转台重心偏离纵轴线值，x 为配重重心偏离纵轴线值。对纵轴线取力矩平衡可求得 x. 确定配重的原则应使重载大幅度时转台上部合力f 的偏心距 与空载小幅度时合力 的偏心距 大致相等，如图所示。 根据国内外许多挖掘机的统计数据分析，认为挖掘机处于运输状态，斗杆缸和铲斗钢全伸，动臂放低使铲斗离地约1m。转台上部连同工作装置的重心 应通过回转中心。由于这些部件的质量和位置已经初步确定，配重 即可由下式求得。=式中 g1、g2g3、g4分别为动臂、斗杆、铲斗及转台的质量l1 l2 l3 l4以上部件质心至回转中心的相应距离l5为配重g5的质心至回转中心的距离2.3.2转台结构强度计算转台的主要承载部分是由钢板组成抗扭和抗弯刚度极强的箱形框架结构主梁1，动臂和动臂钢根部就支承在主梁的凸耳上。微型挖掘机为单耳。主梁下有衬板和支承环2与回转支承连接。左右侧焊有小框架作为附加承载部分。 转台属于受力复杂的超静定体系，初步计算时可简化为两个简支梁，支承位置是主梁轴线与回转支承滚道中心圆的交叉点。转台上载荷简化作用在主梁上。 图（7） 另外转台支承处应有足够的刚度以保证回转支承正常运转。3. 工作机构设计 工作机构是履带式挖掘机上直接实现铲装物料的装置，它的结构和性能都能显著地影响着整机的工作尺寸、性能参数、发动机功率及生产率。因此，这部分设计是我这次设计课题的重点。 我设计的挖掘机的工作机构的基本结构如下图所示，它由铲斗1、动臂2、连杆3、摇杆4、转斗油缸5、举臂油缸6等组成。整个工作机构铰接在车架7上。 图（8）3.1装载工作对工作机构设计的要求3.1.1履带式装载机工作过程履带式装载机是一种装运卸作业联合一体的自行式机械，它的工作过程由5种工作状态或工况组成：（1） 工况1插入状态动臂下放，铲斗放置地面，斗尖触地，铲斗前壁对地面呈3度到5度前倾角；开动挖掘机，铲斗借助机器的牵引力插入料堆。（2） 工况2铲装状态工况1以后，转动铲斗，铲运物料，待铲斗口翻转至水平位置为止。（3） 工况3重载运输状态举升动臂，将工况2之铲斗升高到适当位置（以斗底离地的位置不小于最小允许距离为准），然后驱动挖掘机，载重驶向卸载点。（4） 工况4卸载状态 在卸载点，举生动臂使铲斗至卸载位置，翻转铲斗，向运输车或固定料厂卸载；卸毕，下放动臂，使铲斗恢复到运输状态。（5） 工况5空载运输状态 卸载结束后，挖掘机由卸载点空载返回装载点。3.1.2履带式挖掘机工作机构设计要求（1）生产率高（2）插入和铲取能力大，能耗小；（3）结构和工作尺寸适应生产条件需要；（4）零部件受力状态良好，强度和寿命合理；（5）结构简单紧凑，制造维修容易，操作使用方便；（6）合理选取铲斗的结构和尺寸，以减小工作阻力，达到满载卸净、运输平稳；（7）铲斗由工况2被举升到最高卸载位置的过程中，为避免铲斗中物料散出，铲斗应作“平移运动”；（8） 保证必要的卸载角、卸载高度和卸载距离（9） 铲斗能够自动平放（10） 尽量减小工作机构的前悬（工作机构重心到整机重心的距离）、长度和高度，以提高挖掘机在各种工况下的稳定性和司机的视野3.2履带式挖掘机工作机构类型的综合分析和选用综合国内外履带式挖掘机工作机构的形式，主要有7种类型的连杆机构，按构件数不同可分为三杆、四杆、五杆、六杆、八杆连杆机构；按输入和输出杆是否相同，又可分为正转（同向）和反转（反向）连杆机构。3.2.1正转八杆机构这种机构在转痘油缸大腔进油时转痘铲取，铲取力较大；各构件尺寸设计合理时，铲斗能获得较好的举升平动性能，连杆系统传动比较大，铲斗能获得较大的卸载角和卸载速度，因此卸载干净、速度快；因而传动比大，还可以适当减小连杆系统尺寸，因而可以改善司机视野。 这种机构的主要缺点是结构复杂，不能实现铲斗自动放平。3.2.2转斗油缸前置式正转六杆结构转斗油缸与铲斗和摇臂直接连接，易于设计成两个平行四杆结构，铲斗平动性能极佳；结构比八杆机构简单；司机视野较好。这种机构缺点是转斗时油缸小腔进油，铲取力相对较小；连杆系统传动比小，使得转斗油缸活塞行程大、油缸加长、卸载速度不如八缸机构；由于转斗油缸前置，使工作机构前悬增大，影响整机稳定性和行使的平稳性；也不能实现铲斗的自动放平。3.2.3转斗油缸后置式正转六杆机构它与前者油缸前置式相比，前悬较小、传动比较大、活塞行程较短；有可能将动臂、转斗油缸、摇臂和连杆的中心线设计在同一平面内，从而简化了结构，改善了动臂和铰销的的受力状态。缺点是转斗油缸与车架的铰接点位置较高，影响司机视野。其他同前置式。3.2.4转斗油缸后置式反转六杆机构这种机构有两大优点：1） 转斗油缸大腔进油时转斗，并且连杆系数的倍力系数能设计成较大值，所以可获得相当大的铲取力；2） 恰当的选择各构件尺寸，不仅能得到良好的铲斗平动性能，而且可以实现铲斗的自动放平。这是其他六种工作机构所望尘莫及的。此外，结构十分紧凑前悬小，司机视野好也是这种机构的特点。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄部位，容易发生构件相互干扰，设计时需特别精心。3.2.5正转四杆机构它是7种连杆机构形式中最简单的一种；很易设计成铲斗举升平动；前悬较小。缺点是转斗时油缸小腔进油；油缸输出力小，又因连杆系统倍力系数难以设计出较大值，所以铲取力相对较小，这种结构传动比不易得到较大值，所以转斗油缸活塞行程大、油缸长；此外，在铲斗卸载时，活塞杆易于底部相碰，减小了卸载角。为避免碰撞，往往把斗底加工成凹形，因而既减小了斗容，又增加了制造困难。这种结构也不能实现铲斗自动平放。3.2.6正转五杆机构这种结构在活塞杆和铲斗之间加了一根短连杆，从而使四杆机构变成了五杆机构。当铲斗端平时，短连杆与活塞杆靠油缸拉力和铲斗重力拉成一条线，如同一杆；而铲斗卸载时，短连杆能相对活塞杆转动，避免了活塞杆与斗底相碰。其缺点与四杆机构相同。3.2.7动臂可伸缩式三杆机构它的最大特点是动臂可借助油缸进行伸缩。这种结构的铲斗插入工况是依靠动臂伸出实现的，它解决了靠机器人行走时插入易使轮胎严重磨损的问题；卸载时，可伸出动臂，以获取较大的卸载高度和卸载距离，而运输工况时，可缩回动臂，以减小前悬，从而提高行使的稳定性。这种结构的缺点是，既不能实现铲斗平动，又不能实现铲斗的自动平放；结构比较复杂。综上分析可知，反转六杆工作机构能比较全面地满足转载工作要求，所以我所设计的微型挖掘机就采用了这种工作机构。3.3铲斗设计铲斗是工作机构的主要组成部分，一般用钢板焊接而成。由于铲斗直接与物料接触，是装运卸的工具和容器，所以它的外型、各部分构件、几何尺寸、质量和强度等等，都严重影响着整机的生产能力、功率和效率等。铲斗设计的主要依据是“减小装载工作阻力，满足生产率需要”。同时要做到各种工况下不易撒料，耐磨、抗冲击、强度好。3.3.1斗容的计算因为本人设计的是井下微型挖掘机，所以其工作对象主要是矿岩，其松散体容重一般为2t/m3左右，参照机械工业出版社出版的矿山装载机械设计可知 vr=0.5mrvr铲斗额定斗容mr铲斗额定载重量由于设计任务书中给定的是微型挖掘机的额定载荷为3kn，根据公式： f=mg m=300kg 故vr=0.5*300=150故额定斗容为0.15m3 选取标准斗容为0.12m3的铲斗，如下图所示图（9）3.4工作机构连杆系统的尺寸参数设计3.4.1机构分析反转六杆工作机构的简图如下：图（10）它是由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成转斗机构由转斗油缸cd、摇臂cbe、连杆fe、铲斗gf、动臂gba和机架ad六个构件组成。实际上，它是由两个反转四杆机构gfeb和bcda(即图中gf2e2b和bc2da)所串联而成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可以把机架ad视为输入杆，把铲斗gf看成输出杆，由于ad和gf转向相反，所以可以把此机构称作反转六杆机构。举升机构主要由举臂油缸hm和动臂gba构成。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕g点作定轴运动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将作复合运动，即一边随动臂对a点作牵连运动，同时又相对动臂绕g点作相对运动。3.4.2设计方法（一） 因为工作机构连杆系统的尺寸参数直接与整机的基本性能和工作参数有关，所以先初步设计出整机的主要参数，然后以其为条件，再进行连杆系统的尺寸设计。整机参数可运用“回归分析法”求得。机重： ms=3048.2776+2.2479mr=3722.37kg最大卸载高度： hx=191.7706mr0.2468=783.67mm最小卸载距离： lx=499+0.075mr=521.5mm最大铲取力： fsh0=23751.87+14.356mr=28058.67n（二） 若将反转六杆机构放置到直角坐标系中，只要确定了某一典型工况的九个铰接点和的坐标，则即可求得工作机构连杆系统中各构件的尺寸参数。3.4.3尺寸参数设计的图解法（）动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点g、b、a的确定1确定坐标系如图所示：先在坐标纸上选取直角坐标系xoy，并选定比例尺寸图（11）2画铲斗图把已经设计好的铲斗横截面外轮廓按比例画在xoy坐标系里，斗尖对准坐标原点o，斗前臂与x轴呈35前倾角。此时是铲斗插入堆料时的位置，即工况13确定动臂与铲斗的铰接点g由于g点的坐标值越小，转斗铲取力久越大，所以g点靠近o点是有利的，但它受斗底和最小离地高度的限制，不能随意减小；而g点的y坐标值增大，铲斗在堆料中的铲取面积增大，装的物料多，但这样就缩小了g点与连杆铲斗铰接点f的距离，使铲取力下降。综合考虑各种因素的影响，一般取yg=250350mm之间，我取yg=250mm4确定动臂与机架的铰接点a(1)以g点为圆心，使铲斗瞬时针转动，至铲斗口oo与轴平行为止，即工况2（2）根据算出的最大卸载高度、最小卸载距离和卸载角，画出铲斗在最高位置卸载时的位置图，即工况4(3) 以g点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与x轴平行，即得铲斗口被举升到最高位置图（工况3）。（4） 联结gg并作垂直平分线。因为g和g点在以a点为圆心，动臂ag长为半径的圆弧上，所以a点必在gg的垂直平分线上。a点的位置应该尽可能低一点，因为这样可以提高整机工作的稳定性，减小机器高度，改善司机视野。5确定动臂与摇臂的铰接点b b点是一个非常重要的点，它对连杆机构的传动比、倍力系数、连杆机构的布置及转斗油缸的长度等都有很大的影响。根据分析和和参考，一般取b点在ag联线下方，并在ag的垂直平分线左右尽量靠近工况2时的铲斗处。（二）连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点f、e的确定因为在前面gb两点已经被确定，再确定f和e是为了最终确定与铲斗相连的四杆机构gfeb即gfeb的尺寸。在确定f、e两点时，既要考虑对机构运动学的要求，必须保证铲斗在各个工况时的转角又得注意动力学的要求，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的铲取力，同时还得防止各种机构运动被破坏的现象。设计方法如下：1 按双摇杆条件设计四杆机构，令gf杆为最短杆，bg杆为最长杆，则必有：gf+bgfe+be (1) 令gf=a, fe=b, be=c, bg=d将（1）不等号两边同除以d，则得下式 k=+-1 (2)上式各值可在下列值域选取：k=0.9500.995a=(0.30.5)d (3)c=(0.40.8)d 根据前面设计时所确定的几个铰接点的位置：取g(700,250)a(800,740)b(720,720)所以bg=d=470.4mm由（1）、（2）、（3），取k=0.95, a=0.4d, c=0.5d, 可得：a=188.16mmb=35705mmc=235.2mm2 确定e和f的位置这两个点位置的确定要综合考虑如下四点要求：1）e 不可与前桥相碰，并由足够的最小离地距离；2） 工况1时，使ef杆尽量与gf垂直，这样可以获得较大的传动角和倍力系数；3） 工况2时，ef与gf两杆的夹角必须小于170，即传动角不能小于10，以免运动时发生自锁；4） 工况4时，ef与gf的传动角也必须大于10.具体作法如下1） 初选e点法 如图所示，铲斗取工况1以b点为圆心，以be=c为半径画弧；初选e点，使其落在b点右下方的弧段上；再分别以e和g点为圆心，以fe=b和gf=a分别为半径画弧，得交点，即为f。用前面所说的四点要求检验所得的四杆机构gfeb，若不满足，可调整e点位置，重复上述步骤，直至满意为止。图（12）（三）转斗油缸与摇臂和机架的铰接c点d和的确定如果c和d点的位置确定了，也就确定了与机架联结的四杆机构bcda的尺寸，c和d的布置直接影响到铲斗举升平动和自动放平性能，对铲取力和动臂举升阻力矩的影响都比较大。（1） 确定c点从力的传递效果出发，可知，显然使摇臂bc段长一些有利，这可以增大转斗油缸作用力臂，使铲取力相应增加。但加长bc段，必将减小铲斗与摇臂的转角比，造成铲斗转角难以满足各个工况的要求，并且使转斗油缸行程过长。因此，可取：bc(0.71.0)be因为be=c=235.2mm所以bc188.16mmc点一般取在b点左上方，bc与be夹角（即摇杆折角），可取180，并使工况1时摇臂bc与转斗油缸cd趋近垂直，c点运动不得与铲斗干扰，其高度不能影响司机视野。（2） 确定d点转斗油缸与机架的铰接点d，是依据铲斗由工况2举升到工况3过程为平动和由工况4下降到工况1时能自动平放这两大要求来确定的。经过查阅一些书籍和分析研究得出：d点设计在a点下方教好，这样不但平动性能好，而且动臂举升时，可减小举升外阻力矩，有利于举升油缸的设计。（四） 举臂油缸与动臂和机架的铰接点h及m的确定。举臂油缸的布置应该本着举臂时工作力矩大、油缸稳定性好、构件互不干扰、整机稳定性好等原则来确定。一般举臂油缸都布置在前桥与前后车架的铰接点之间的狭窄空间里。一般点选定在ah联线附近或上方，并取ah。不可能太大，它还得受到油缸行程的控制，取ah=ag=166.7mm考虑到联合铲装（边插入边举臂）工况的需要，在满足m点离地高度要求的前提下，令工况1时ah与mh趋于垂直。这是因为，铲斗开始从堆料中提升式4阻力矩最大，这样，可以获得较大的初始举升工作力矩。 m点往前脚方向靠是有利的，这样可以使举臂油缸在动臂整个举升过程中，举升工作力臂大小的变化较小，即工作力矩变化不大，避免铲斗举升到最高位置时的举升力不足，因为这时的工作力臂往往较小或是最小。经过上述各步作图，整个工作机构连杆系统的尺寸参数即设计完毕。3.5工作机构的强度计算3.5.1零部件结构设计工作机构各杆件长度尺寸确定以后，接着对零部件的结构进行初步设计。零部件设计时，应尽量作到标准化、通用化及系列化，如转斗油缸和举臂油缸都已经有系列产品，可以根据受力分析直接选用，这有利于产品质量的提高和制造成本的降低。3.5.2确定计算强度的工况强度计算时，根据工作机构受力最大和最危险的工况时的外载荷，对工作机构进行受力分析和强度校核或计算。实验证明，履带式挖掘机的工作机构在插入、铲取、举升和卸载等各种工况中，以偏载时的联合铲装即外载荷作用于铲斗切削刃一侧，铲斗一边插入料堆最大深度一边举升动臂时的受力状态最为恶劣。在实际装载作业中，经常可能出现的恶劣工况是：铲斗在挖掘机牵引力的作用下，先插入料堆最大深度，与此同时，转斗油缸动作，实现转斗铲装物料，这时插入阻力和铲取阻力均达最大值，而且作用点均在铲斗切削刃一端，即偏载时边插入边转斗工况，所以，一般对此工况下的工作机构进行强度计算或校核。3.5.3外载荷计算如下图所示，挖掘机铲装工作时，斗尖上可能产生的最大（极限）插入阻力和最大（极限）铲取阻力分别为fin和fsh。图（13）最大插入阻力的计算fin=9.8k1k2k3k4bl-1.25式中 fin铲斗插入阻力，fin为n k1物料的块度与松散程度系数 k2物料的性质系数 k3物料堆高系数 k4铲斗的斗形系数 b铲斗宽度,b为cm l铲斗一次插入深度，l为cm取k1=1, k2=0.14, k3=1, k4=1.2,b=73.2cm,l=20cm则fin=5097.2n（一） 最大铲取阻力fsh的计算fsh可用整机参数初步设计时所确定的最大铲取力代替fsh=28058.67n四、工作机构各构件受力分析（一） 正载边插入边铲取工况时的受力分析如下图所示：图（14）把工作机构解体，分解成铲斗、连杆、摇臂、动臂、转斗油缸和举臂油缸等分离体。在铲斗斗尖取外力fx=和fy=连杆、转斗油缸和举臂油缸可以看成二力杆对图（14）中的（1），运用平面力系平衡原理可得：ffsin20+fy+fgy=0 (1)ffcos20+fx+fgx=0 (2)ff 100+fgy700= fgx250 （3）联立（1）、（2）、（3）即可求得：ff=9587303nfgy=-46792.4nfgx=-92669.4n对于图（14）中的（2），运用平面力系平衡原理可得：fe=ff=-95873.3对于图（14）中的（3），运用平面力系平衡原理可得：fc+fbx=fesin70 (1)fby=fe sin20 (2)先计算c点的受力，取工况1时铲斗、连杆和摇臂为研究对象，用图解法，如下图所示：图（15）fc=式中 n转斗油缸个数a各铰销摩擦损失系数，可取a=1.151.25；fc铰接点c的约束反力;gk铲斗自重力；k1k2倍力系数。这里k1=,k2=查阅单斗挖掘机基本参数表，可知，标准斗容为0.12m3的整机质量为4t,其各部分重力公式为：kgi为各部分重力系数，查表可得正铲的kgi范围是0.170.22 平均值为0.20计算铲斗质量：gk=0.20400000.1=800n=bcsin70=188.160.89=167.65mml2=235.2mml4=700mm取l5=350mm由前面所确定的f点的位置可算得：l3=180mmfdg=fc=183724n联立（1）、（2）可得：fbx=-93132.6nfby=-32790.6nfb=n3.6转斗油缸及举臂油缸的设计计算转斗油缸和举臂油缸的设计主要根据工作机构所需最大铲取力和最大举升力来进行3.6.1最大铲取力fsh0和转斗油缸所需输出力fdg的确定（一） fsh0的计算fsh0是装载机的主要性能指标之一，fsh0应该能克服最大铲取力fsh的作用。=28058.67n（二） fdg的确定fdg=183724n3.6.2最大举升载荷mmax最大举升力fj举臂油缸所需输出力fbg的确定（一）确定mmaxmmax=1.7mr=1.7300=540kg(二)确定fj举起mmas所需的举臂油缸的输出力叫最大举升力。它不仅要满足mmax的需要，而且应该满足工作机构正载联合铲取时需要。正载联合铲取时，fj的计算如图图（16）对整个工作装置研究，对a取矩，即可算得fj。根据平面力系力矩平衡，可得取ah=166.7mm即a=166.7mmc=xa=800mmb=ya=740mmd取720mmfsh=28058.67nfin=5097.2n动臂的重量g由公式gi=kgig可算得g=0.2400010=2000nfj166.7=28058.678800+5097.