挖掘机结构与设计

武汉纺织大学第1页共55页1.3课题研究方法本文作者对三一重工生产的SANY200C进行现场测绘，取得了工作装置的大体数据资料。再结合同济大学出版的《单斗液压挖掘机》，利用旋转矢量法和力学知识分别对单斗液压挖掘机的工作装置进行运动学分析和力学计算。根据运动学分析和力学计算的结果得到工作装置的基本尺寸和结构尺寸。然后用CAD软件进行二维和三维图的绘制。1.4论文构成及研究内容本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五部分:(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。(5)销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。2总体方案设计武汉纺织大学第2页共55页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武汉纺织大学第3页共55页而成。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、武汉纺织大学第4页共55页L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定[2]。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动臂油缸与铲斗油缸的布置动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面[3]，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但不影响动臂的下降幅度。并且布置中，动臂油缸在动臂的两侧各装一只，这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的不足。具体结构如图2-4所示。1-动臂；2=动臂油缸图2-4动臂油缸铰接示意图2.4铲斗与铲斗油缸的连接方式本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2-5所示。12武汉纺织大学第5页共55页1-斗杆；2-连杆机构；3-铲斗图2-5铲斗连接布置示意图2.5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铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-7所示。321武汉纺织大学第6页共55页1-卡销；2–橡胶卡销；3–齿座；4–斗齿图2-7卡销式斗齿结构示意图2.6原始几何参数的确定（1）动臂与斗杆的长度比K1由于所设计的挖机适用性较强，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1取在1.5～2.0之间，初步选取K1=1.8，即l1/l2=1.8。（2）铲斗斗容与主参数的选择斗容在任务书中已经给出：q=0.9m3按经验公式和比拟法初选：l3=1550mm（3）工作装置液压系统主参数的初步选择各工作油缸的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力和“三化“要求。初选动臂油缸内径D1=140mm，活塞杆的直径d1=90mm。斗杆油缸的内径D2=140mm，活塞杆的直径d2=90mm。铲斗油缸的内径D3=110mm，活塞杆的直径d3=80mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1000mm，斗杆油缸行程L2=1450mm，铲斗油缸行程L3=1250mm。并按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。参照任务书的要求选择工作装置液压系统的工作压力P=31.4MPa，闭锁压力Pg=34.3MPa。武汉纺织大学第7页共55页3工作装置运动学分析3.1动臂运动分析:min1L动臂油缸的最短长度；:max1L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:min1L动臂油缸的最短长度；:max1L动臂油缸的伸出的最大长度；:min1动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；:max1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×l5θ1=COS-1[（l72+l52-L12）/2×l7×l5](3-1)在三角形BCF中：武汉纺织大学第8页共55页L222=l72+l12-2×COSα20×l7×l1α20=COS-1[（l72+l12-L222）/2×l7×l1](3-2)由图3-3所示的几何关系，可得到α21的表达式：α21=α20+α11-θ1(3-3)当F点在水平线CU之下时α21为负，否则为正。F点的坐标为XF=l30+l1×cosα21YF=l30+l1×Sinα21(3-4)C点的坐标为XC=XA+l5×COSα11=l30YC=YA+l5×Sinα11(3-5)动臂油缸的力臂e1e1=l5×Sin∠CAB(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(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；武汉纺织大学第9页共55页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×l9θ2=COS-1[（L22-l82-l92）/2×l8×l9](3-8)由上图的几何关系知φ2max=θ2max-θ2min(3-9)则斗杆的作用力臂e2=l9Sin∠DEF(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(3-11)在三角形HNQ中L272=l132+l212+2×COSα23×l13×l21∠NHQ=COS-1[（l212+l142-L272）/2×l21×l14](3-12)在三角形QHK中α27=∠QHK=COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27](3-13)在四边形KHQN中∠NHK=∠NHQ+∠QHK(3-14)铲斗油缸对N点的作用力臂r1武汉纺织大学第10页共55页r1=l13×Sinα32(3-15)连杆HK对N点的作用力臂r2r2=l13×Sin∠NHK(3-16)而由r3=l24，r4=l3有[3]连杆机构的总传动比i=（r1×r3）/（r2×r4）(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(3-18)其中，在三角形NFQ中α7=∠NQF=COS-1[（l212+l22-l162）/2×l21×l2](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(3-21)武汉纺织大学第11页共55页图3-3铲斗连杆机构传动比计算简图（3）斗齿尖运动分析武汉纺织大学第12页共55页见图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(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(3-23)l62=l82+l12-2×COSα3×l1×l8α3=COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8(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θ2θ2=COS-1[（l82+l92-L22）/2×l8×l9](3-25)武汉纺织大学第13页共55页α4、α6在设计中确定。由三角形CFN知：l28=Sqr（l162+l12-2×COSα32×l16×l1）(3-26)由三角形CFQ知：l23=Sqr（l22+l12-2×COSα32×l2×l1）(3-27)由Q点知：α35=∠CQV=2π–α33-α24-α10(3-28)在三角