机械毕业设计（论文）-液压挖掘机工作装置设计及其运动分析【全套图纸】 74页

提供全套毕业设计，各专业都有目录前言………………………………………………………………………………………1一、绪论…………………………………………………………………………………2（一）国内外研究状况………………………………………………………………2（二）论文构成及研究内容…………………………………………………………2二、总体方案设计……………………………………………………………………3（一）工作装置构成…………………………………………………………………3（二）动臂及斗杆的结构形式………………………………………………………5（三）动臂油缸与铲斗油缸的布置…………………………………………………5（四）铲斗与铲斗油缸的连接方式…………………………………………………5（五）铲斗的结构选择………………………………………………………………6（六）原始几何参数的确定…………………………………………………………7三、工作装置运动学分析…………………………………………………………8（一）动臂运动分析…………………………………………………………………8（二）斗杆的运动分析………………………………………………………………10（三）铲斗的运动分析………………………………………………………………11（四）特殊工作位置计算……………………………………………………………15四、挖掘阻力分析……………………………………………………………………18（一）转斗挖掘阻力计算……………………………………………………………18（二）斗杆挖掘阻力计算……………………………………………………………18五、基本尺寸的确定………………………………………………………………20（一）斗形参数的确定………………………………………………………………20（二）动臂机构参数的选择…………………………………………………………201、α1与A点坐标的选取……………………………………………………202、l1与l2的选择……………………………………………………………203、l41与l42的计算…………………………………………………………214、l5的计算…………………………………………………………………21第74页共74页\n（三）动臂机构基本参数的校核…………………………………………………231、动臂机构闭锁力的校核……………………………………………………232、满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核……………………253、满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核……………………………26（四）斗杆机构基本参数的选择……………………………………………………27（五）铲斗机构基本参数的选择……………………………………………………281、转角范围……………………………………………………………………282、铲斗机构其它基本参数的计算……………………………………………28六、工作装置结构设计……………………………………………………………30（一）斗杆的结构设计………………………………………………………………301、斗杆的受力分析……………………………………………………………302、斗杆内力图的绘制…………………………………………………………353、结构尺寸的计算……………………………………………………………37（二）动臂结构设计…………………………………………………………………391、危险工况受力分析…………………………………………………………422、内力图和弯矩图的求解……………………………………………………433、结构尺寸的计算……………………………………………………………45（三）铲斗的设计……………………………………………………………………471、铲斗斗形尺寸的设计………………………………………………………472、铲斗斗齿的结构计算………………………………………………………473、铲斗的绘制…………………………………………………………………48七、销轴与衬套的设计……………………………………………………………49（一）销轴的设计……………………………………………………………………49（二）销轴用螺栓的设计……………………………………………………………49（三）衬套的设计……………………………………………………………………49八、总结…………………………………………………………………………………50九、参考文献…………………………………………………………………………51十、致谢…………………………………………………………………………………52第74页共74页\n附件一外文翻译……………………………………………………………………53液压挖掘机工作装置结构设计及运动分析引言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。全套图纸，加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。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，掌握实际工程设计的流程、方法，巩固所学的知识和提高设计能力。第74页共74页\n一、绪论(一）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。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: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。第74页共74页\n8、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。（二）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。二、总体方案设计（一）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,第74页共74页\n4,10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。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处理。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。第74页共74页\n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第74页共74页\n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。(二）动臂及斗杆的结构形式动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在小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，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。（三）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，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。大部分中小型液压挖掘机以反铲作业为主，常采用动臂支点靠前布置的方案。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体下底板的凸缘上，虽然这样会影响动臂的下降幅度，但不会削弱动臂的结构强度，而且使动臂的受力更加合理。对于斗容量为0.25m3的小型液压挖掘机，单只动臂液压缸即可满足工作要求。具体结构如图2.2所示。（四）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2.4所示。2331-斗杆；2-连杆机构；3-铲斗图2.4铲斗连接布置示意图（五）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，合适的铲斗应满足以下要求：第74页共74页\n1、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，选用小型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2.5所示。图2.5铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2.6所示。1-卡销；2–橡胶卡销；3–齿座；4–斗齿图2.6卡销式斗齿结构示意图(六)原始几何参数的确定1、动臂与斗杆的长度比K1第74页共74页\n由于所设计的挖掘机适用性较强，作业对象明确，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。考虑到K1值大，工作装置结构重心离机体近。初步选取K1=2，即l1/l2=2。2、铲斗斗容与主参数的选择斗容量在任务书中已经给出：q=0.25m3按经验公式和比拟法初选：l3=900mm，铲斗平均宽度B=800mm，铲斗切削半径R=l3=900mm,铲斗装满转角。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=125mm，活塞杆的直径d1=80mm。斗杆油缸的内径D2=90mm，活塞杆的直径d2=63mm。铲斗油缸的内径D3=100mm，活塞杆的直径d3=70mm。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=20MPa，闭锁压力Pg=21MPa。三、工作装置运动学分析（一）动臂运动分析第74页共74页\n动臂油缸的最短长度；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动臂摆角φ1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻的坐标值也都是L1的函数。如图3.1所示，图中动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；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：(3-1)第74页共74页\n图3.2F、C点坐标计算简图在三角形BCF中：(3-2)由图3.2所示的几何关系，可得到α21的表达式：(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YC=YA+l5×sinα11(3-5)动臂油缸的力臂e1(3-6)显然动臂油缸的最大作用力臂e1max=l5第74页共74页\n(二）斗杆的运动分析如下图3.3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；θ2-斗杆摆角.图3.3斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF中(3-7)由上图的几何关系知斗杆相对于动臂的摆角范围φ2maxφ2max=θ2max-θ2min(3-8)则斗杆的作用力臂(3-9)显然斗杆的最大作用力臂e2max=l9，此时。第74页共74页\n（三）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3-4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。图3.4铲斗连杆机构传动比计算简图1、铲斗连杆机构传动比i利用图3.4，可以求得以下参数：在三角形HGN中α32=∠GMN=π-∠MNG-∠MGN=π-α22-α30(3-10)第74页共74页\n在三角形HNQ中(3-11)在三角形QHK中(3-12)在四边形KHNQ中∠NHK=∠NHQ+∠QHK(3-13)铲斗油缸对N点的作用力臂r1(3-14)连杆HK对N点的作用力臂r2r2=l13×Sin∠NHK连杆HK对Q点的作用力臂r3(3-15)连杆机构的总传动比i(3-16)显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L3的函数，用L3min代入可得初传动比i0，L3max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(3-17)其中，在三角形NFQ中(3-18)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，于是得铲斗的摆角范围:φ3=θ3max-θ3min(3-19)第74页共74页\n3、斗齿尖运动分析见图3.5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=2π–α3–α4–α6–θ2(3-20)在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有：(3-21)(3-22)(3-23)在三角形DEF中图3.5齿尖坐标方程推导简图1第74页共74页\n则可以得斗杆瞬间转角θ2(3-24)α4、α6在设计画图中确定。由三角形CFN知：l28=Sqr（l162+l12-2×cosα32×l16×l1）(3-25)由三角形CFQ知：l23=Sqr（l22+l12-2×cosα32×l2×l1）(3-26)由Q点知：α35=∠CQV=2π–α33–α24–α10(3-27)在三角形CFQ中：(3-28)在三角形NHQ中：(3-29)在三角形HKQ中：(3-30)在四边形HNQK：∠NQH=α24+α26(3-31)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。第74页共74页\n（四）特殊工作位置计算1、最大挖掘深度H1maxNH-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3.6最大挖掘深度计算简图如图3.6示，当动臂全缩时，F,Q,V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(3-32)第74页共74页\n2、最大卸载高度H3maxNH-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最大卸载高度计算简图如图3.7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:(3-33)3、水平面最大挖掘半径R1maxNH-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3.8停机面最大挖掘半径计算简图第74页共74页\n如图3.8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(3-34)式中：L40=Sqr[（L1+L2+L3）2–2×（L2+L3）×L1×COSα32max](3-35)4、最大挖掘半径R2maxNH-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5.1最大挖掘半径时工作装置结构简图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：l30=350mm；l40=5650mm。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。第74页共74页\n四、挖掘阻力分析（一）转斗挖掘阻力计算挖掘阻力可分为切向分力与法向分力,其中法向分力相对很小，一般为(4-1)(4-2)在式(4-2)中，F1——切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系数，对不同的土壤条件取值不同，这里设挖机用于Ⅲ级土壤的挖掘，取值为90；R——铲斗与斗杆铰点到斗齿尖距离，即转斗切削半径其在前面已经初步确定，取值为90cm；ψmax——挖掘过程中铲斗总转角的一半；现初定总转角为110°，则ψmax=55°ψ——某一挖掘位置处转斗的瞬时转角，B——切削刃宽度影响系数，B=1+2.6b=1+2.6×0.8=3.08；A——切削角变化影响系数，取A=1.3.；Z——带有斗齿的系数，取Z=0.75；X——斗侧壁厚影响系数，X=1+0.03S,其中S为侧壁厚度，单位为cm。初步设计时取X=1.15；D——切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取D=0.8×104N。当时，出现转斗挖掘最大切向分力，其值为：(4-3)将各参数代入式(4-3)得转斗平均挖掘阻力按平均挖掘深度下的阻力计算，平均切削厚度为(4-4)平均挖掘阻力为第74页共74页\n(4-5)将各参数代入上式得（二）斗杆挖掘阻力计算斗杆在挖掘过程中总转角一般为，现取。斗齿尖的行程实际上是斗杆转角所对应的弧长，根据经验公式有（4-6）—斗杆挖掘时切削半径，斗杆与动臂铰点至斗齿尖距离，单位m斗杆挖掘时切削厚度按如下公式计算（4-7）q—铲斗容量，B—铲斗切削宽度m斗杆挖掘阻力计算公式如下：（4-8）式（4-8）中为挖掘阻力比，由附表0—10查得，对于Ⅲ级土取,对于，初步设计时取,将各参数代入式（4-8）得取整为，斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力要小一些，这是由于斗杆挖掘行程较长，切削厚度较小的缘故。第74页共74页\n五、基本尺寸的确定（一）斗形参数的确定斗容量q：在设计任务书中已给出q=0.25m3平均斗宽B：在设计任务书中已给出B=0.8m挖掘半径R：按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选R=900mm转斗挖掘装满转角（2φ）：R、B及2φ三者与q之间有以几何关系q=0.5×R2B（2φ-Sin2φ）KS在上式中：KS为土壤的松散系数，近似取值为1.25。将q=0.25m3和B=0.8m代入上式有：铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度[3]，一般取特性参数。初选特性参数k2=0.3。一般取。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选。(二）动臂机构参数的选择1、α1与A点坐标的选取初选动臂弯角。由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3=1.65（k3=L42/L41）铰点A坐标的选择：由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选：XA=560mm；YA=700mm2、l1与l2的选择经统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘半径R1、已初步选定的l3和k1，结合如下经验公式：；第74页共74页\n式中：l1为动臂长，l2为斗杆长，k1为动臂斗杆长度比将各参数代入上式得：；3、l41与l42的计算如图5.1所示，在三角形CZF中：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5.1最大挖掘半径时工作装置结构简图l42=k3×l41=1.65×1407=2321mm4、l5的计算对于以反铲为主的通用挖掘机要适当考虑其他的换用装置（如正铲、起重等），而且要求在地面以上作业时能有足够的提升力矩，故初取k4=0.85α11的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大α11会使k4减少或使H1max增大，这符合反铲作业的要求，初选。斗杆液压油缸全缩时，∠CFQ=α32–α8最大，根据经验统计和便于计算，初选第74页共74页\n（α32–α8）max=。由于采用单动臂液压缸，因此∠BCZ的取值较大，初取∠BCZ=如上图5.1所示，在三角形CZF中：∠ZCF=π–α1–α39=--=∠BCF=α2=∠ZCF-∠ZCB由式（3-33）和式（3-34）有H3max=YC+l1Sin（θ1–α20–α11）–l2–l3(5-1)=YA+l5Sinα11+l1Sin（θ1max–α2–α11）+l2Sin（θ1max+α32max–α11–α8–α2–180）–l3H1max=l2+l3+l1Sin（α11–θ1min+α2）–l5Sinα11–YA)(5-2)由式（5-1）、（5-2）有：H1max+H3max=l1Sin（θ1max–α2–α11）+l2Sin（θ1max+α32max–α11–α8–α2–180）+l1Sin（α11–θ1min+α2）+l2(5-3)令A=α2+α11=+=B=A+（α32–α8）max=+（）=将A、B的值代入式（5-3）中有H1max+H3max–l1[Sin（θ1max–）–Sin（θ1min–）]+l2Sin[（θ1max+）–1]=0又由特性参数(5-4)则有Sinθ1min=Sinθ1max÷λ1k4=Sinθ1max÷1.36(5-5)(5-6)将式（5-5）、式（5-6）代入到式（5-4）中得3500+3600-3400×[Sin（θ1max–）–Sin（θ1min–）]+l2[Sin（θ1max+）–1]=0解之：θ1max=；θ1min=由式(5-2)有第74页共74页\nH1max=l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YAl5=[l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-YA-H1max]÷Sinα11=[1700+900+3400×Sin（）-800-3500]÷Sin=534.3mmθ1min与θ1max需要满足以下条件(5-7)(5-8)将θ1max、θ1min的值代入式（5-7）、式（5-8）中得：ρ=0.482σ=1.316而(5-9)(5-10)ρ、σ满足5-9、5-10两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。(5-11)(5-12)(5-13)至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。（三）动臂机构基本参数的校核1、动臂机构闭锁力的校核由第四章的计算可知，转斗的平均挖掘力由图5-2知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：M1J=（H1max+YC）(5-14)式中，YC为C点的Y轴坐标值将各参数代入式（5-14）得第74页共74页\nM1J=0.312×105×（3.5+1.162）=1.45×105N.m动臂油缸的闭锁力F1′F1′=Pg×S1′（S1′：动臂油缸小腔的作用面积）=2.1×107×π×（62.52–402）×10-6=1.5×105N最大挖掘深度工作装置自身重力所产生的力矩MG：要求力矩，首先应该需要知道作用力和作用力臂。在此处，则是先要求出工作装置各部分的重量，由经验统计，初步估计工作装置的各部分重量如下：动臂G1=223kg斗杆G2=179kg铲斗G3=86kg斗杆缸G4=55kg铲斗缸G5=51kg连杆机构G6=17kg动臂缸G7=55kg图5.2最大挖掘深度计算简图当处于最大挖掘深度时：θ1=θ1min=由图5.2有MG≈（G1/2+G2+G3+G4+G5+G6+G7）×10×l1×cos(5-15)=（111.5+179+86+55+51+17+55）×10×3.4×cos=1.5×104N.m第74页共74页\n动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩（对C点的矩）：M3=F1′×l7×l5Sinθ1min÷l1min+MG(5-16)=2×1.5×1.459×105×0.5343×Sin40.5°÷1.109+1.5×104=1.67×105N.m>M1J=1.45×105N.m在式（5-16）中说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于平均挖掘阻力力矩，满足工作要求。2、满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核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5.3最大挖掘半径时工作装置结构简图为方便计算，现将工作装置划分为二个部分，动臂、动臂液压缸和斗杆液压缸作为一部分，该部分重量以表示GB表示；其余的工作装置构件作为第二部分，重量以GG+D表示，于是有：GB=G1+G4+G7=223+55+55=333kgGG+D=G2+G3+G5+G6=179+86+51+17=333kg按经验公式取土的重量：GT=(1.6~1.8)×q×103=1.8×0.25×103=450kg当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图5.3所示，则有：MZ=9.8×[GB×l1/2+GG+D（l1+0.7×l2）+GT（l1+l2+l3/2）]=9.8×[333×3.4÷2+333×（3.4+0.7×1.7）+450×（3.4+1.7-0.9÷2）]=0.45×105N.m第74页共74页\n动臂油缸的推力：F1=P1S1=2×107×π×62.52×10-6=2.45×105N在如图5.3所示，在三角形CAB中：(5-17)∠ACB=α2+α11+α21(5-18)将各参数分别代入式（5-17）和式（5-18）得L1=1.542mL1e1=AC×BC×Sin∠ACB(5-19)则此时动臂油缸提升力矩:MT=F1e1=2.45×105×0.5054=1.24×105N.m＞MZ=0.45×105N.m故铲斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩满足工作要求。3、满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核当斗杆在最大高度时的工况类似于图3.7，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。θ1=θ1max=α32=α32max=α2=α21=θ1-（α2+α11）α37=α32-（π-α21）则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩MZ′：MZ′=(5-20)第74页共74页\n此时对于动臂油缸而言：L1=L1max=1774mmθ1=θ1max=同式（5-19）的计算可求得此时的动臂油缸的力臂此时动臂油缸的提升力矩MT可参考式（5-20）求得：MT=F1e1=20×106×π×502×10-6×0.388=0.61×105N.m＞MZ′=0.298×105N.m说明满斗处于最大高度时,动臂提升力矩满足工作要求。E20（四）斗杆机构基本参数的选择E2ZDl9ψ2maxl8FD：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图5.4斗杆机构基本参数计算简图取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：e2max=l9=F2d（l2+l3）/P2=2×104×（1700+900）×10-3/20×106×π×452×10-6=409mm(5-21)如图5.4所示图中，D：斗杆油缸的下铰点；E：斗杆油缸的上铰点；F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系:e20/e2max=l9cos(ψ2max/2)/l9=cos(ψ2max/2)(5-22)由5-22可知,ψ2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少ψ2max,初取ψ2max=110°第74页共74页\n由上图5.43的几何关系有:L2min=2×l9cSin(ψ2max/2)/(λ2-1)=2×409×Sin55°/(1.6-1)=1116.8mm(5-23)L2max=L2min×λ2=1116.8×1.6=1787mm(5-24)l82=L22min+l29-2×L2min×l9×cos[(π+ψ2max)/2]=1116.82+4092+2×1116.8×409×cos145°(5-25)l8=1470.6mm∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间，初定∠EFQ=160°,动臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10°。（五）铲斗机构基本参数的选择1、转角范围由最大挖掘高度H2max和最大卸载高度H3max的分析，可以得到初始转角：H2max-H3max=l3（Sin+1.6）(5-26)将各参数代入式(5-26)得：5800-3600=900×（Sin+1.6），=53°最大转角φ3max=∠V0QVZ，值太大会使斗齿平均挖掘力降低，常在150°～180°之间选取，初选φ3max=163°。Kl292、铲斗机构其它基本参数的计算GL3Ml24l12FNQl21l2Vl3l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点；G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点.图5.5铲斗机构计算简图第74页共74页\n在图5.5中有：l24=KQ=k2l3=0.3×900=270mmL3max与L3min的确定：由第四章的计算可知转斗平均挖掘阻力挖掘阻力F1P所做的W1p(5-27)由图5-5，铲斗油缸推力所做的功W3：W3=F3（λ3-1）L3min=20×106×π×502×10-6×0.6×L3min(5-28)由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W1p：即W3=W1p(5-29)将5-27、5-28式代入5-29中计算可得：L3min=849mm圆整为850mm则L3max=λ3L3min=1360mm剩余未选定的基本尺寸大部分为连杆机构尺寸，其应满足以下几个条件：1）挖掘力的要求：铲斗油缸的挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，当斗齿尖处于V1时，斗杆油缸的理论挖掘力应不低于最大挖掘阻力的80%。即PD0≥80%PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时∠V1QV应为30°。2）几何相容。必须保证铲斗六连杆机构在l3全行程中任一瞬时都不会被破坏，即保证△GFN、△GHN以及四边形HNQK在任何瞬时皆成立。3）l3全行程中机构都不应出现死点，且传动角应当在允许的范围内。根据以上三个方面的要求，通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下：HK=352mm；HN=407mm；NQ=300mm；FN=l2-NQ=1400mm；GF=432mm；预选∠GFN=60°则GN2=FN2+GF2–2×COS∠GFN×FN×GFGN=1242mm至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。第74页共74页\n六、工作装置结构设计整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗及油缸和连杆机构组成，要确定这些构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定构件最不利的工况，并找到在该工况下的危险截面，以作为受力分析的依据。但构件在不利的工况下危险截面往往不止一个，这就需要分别计算出各危险截面尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最终的尺寸。（一）斗杆的结构设计1、斗杆的受力分析斗杆主要受到弯矩的作用，因此要找出斗杆中的最大弯矩进行设计计算。根据受力分析和以往的实验表明，在铲斗进行挖掘时，产生最大弯矩的工况满足以下条件：1)动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。2)斗杆油缸的力臂最大。3)铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。4)侧齿挖掘时受到侧向力Wk的作用。在这个工况下斗杆会存在最大弯矩，受到的应力也会最大。该工况的具体简图如图6.1所示。取工作装置为研究对象，如图6.2所示。在该工况下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、侧向阻力W3。VNH-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6.1斗杆危险工况时的工作装置简图第74页共74页\nFNQPdW1HKW2G3HK-连杆HN-摇臂N-摇臂与斗杆的铰接点Q-斗杆与铲斗的铰接点图6.2铲斗受力分析简图当动臂油缸全缩时，通过前面的章节可以得出α21=45°，由图6.1可知CF的向量可以表示为：FC=3400[COS（180-45）+Sin（180-45）]=3400（COS135+Sin135）由前面的章节计算结果知：∠ZFC=27°，并初选DF=1470mm。在△DEF中∠DEF=90°COS∠EFD=EF/DF=409/1470解得∠EFD=73.8°在□CDEF中∠EFC=∠ZFC+∠DFZ+∠EFD=27°+10°+73.8°=110.8°∠EFQ在前一章节已经初定为160°由以上的角度关系知：FV=2600[Cos（360°-110.8°-160°）+Sin（360°-110.8°-160°）]=2600（Cos89.2°+Sin89.2°）（6-1）OV=OC+CF+FV（6-2）=1777（Cos87°+Sin87°）+3400（Cos-45°+Sin-45°）+2600（Cos89.2°+Sin89.2°）第74页共74页\n则XV=1777Cos87°+3400Cos（-45°）+2600Cos（-89.2°）=1542mm（6-3）由（3-16）式可i=0.336则可得此时铲斗的理论挖掘力：F0D=FDi=1.65×105×0.61=1.0×105N切向阻力W1：初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离r2′=l3Cos（-89.2°）/2=148mm取铲斗为研究对象，如图6.2所示，并对Q点取矩，则有∑MQ=0（F0D-W1）l3–G3r2′=0（105-W1）×0.9-860×0.148=0W1=105N法向阻力W2的求解：工作装置所受重力对C点取矩有∑MC（Gi）=G1×X1+（G2+G5）×X2+G3×X3+G4×0.7XF+G6×X2=2.23×103×1.513+（179+51）×10×3.068+860×2.837+550×0.7×3.157+170×3.068=0.76×105N（6-4）W1到C点的距离r0r0=l2+l3–CFCos∠CFV（6-5）=1700+900-3400×Cos（360°-110.8°-160°）=1481mmW2到C点的距离r1r1=CFSin∠CFV=3400×Sin89.2°=3210mm（6-6）法向阻力W2决定于动臂油缸的闭锁力F1′，取整个工作装置为研究对象，则有∑MC=0F1′e1+∑MC（Gi）-W1r0-W2r1=0（6-7）将式（6-4）、（6-5）、（6-6）代入式（6-7）中解之得W2=0.32×105N第74页共74页\n斗杆油缸作用力P2g′的求解：FQ向量在X轴上的模值：XFN=FQCOS(-89.2°)=1700×0.3291=560mm如图6.1所示，取斗杆（铲斗和连杆机构）为研究对象，则有：∑MC=0P2g′×EF-W1（l2+l3）-G3（XFN+r2′）-G2XFN/2=0P2g′×0.41-105×2.6-860×（0.56+0.148）-1790×0.56/2=0P2g′=1.31×105N（6-8）而此时的斗杆闭锁力P2′=21×π×（45）2=1.34×105N，略大于P2g′，说明闭锁力足够。横向挖掘阻力WK的求解：横向挖掘力WK由回转机构的制动器所承受，即WK的最大值决定于回转平台的制动力矩。故要先计算出制动力矩。地面附着力矩Mφ：Mφ=6000×φ×G4/3（其中φ=0.5）=6000×0.55×64/3=1.26×105N（6-9）在所设计的液压挖掘机中采用的是液压制动，由经验公式可求得回转机构的最大制动力矩MB：MB=0.6×Mφ=0.756×105NWK=MB/XV=0.756×105/2.875=0.26×105N（6-10）Q点作用力与作用力矩RQx、RQy、MQx、MQy的求解：取连杆机构为研究对象，如图6.3所示，则有：GRNP3NHX2KQY2RkNH-摇臂HK-连杆G3-铲斗油缸的推力RK–连杆的作用力RN–摇臂的作用力图6.3连杆机构计算简图第74页共74页\n∑X2=0PDCOS∠NHK-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2=0（6-11）1.65×105×COS40.5°-RNCOS57.5°-RkCOS11.5°=0∑Y2=0PDSin∠GHK-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2=0（6-12）1.65×105×Sin40.5°-RNSin57.5°-RkSin11.5°=0由式（6-11）、（6-12）可解得：RN=-0.51×105N；Rk=3.3×105N如图6.3所示，取整个铲斗为研究对象，以V点为新坐标的原点，VK为X3轴，过V点与VK垂直的直线为Y3，建立X3O3Y3坐标，则有：∑X3=0W2-RQx-RkCOS∠11.5=0（6-13）0.32×105-RQx–3.3×105×COS∠11.5=0RQx=-2.91×105N∑Y3=0RQy+W1-RkSin∠11.5=0（6-14）RQy+105-3.3×105Sin∠11.5=0RQy=-0.34×105N∑MQY3=0MQy-WKl3-W2b/2=0（6-15）MQy-0.55×105×1.55-0.32×105×0.52=0MQy=105Nm∑MQX3=0MQx–W1b/2=0（6-16）MQx=W1b/2=0.53×105NmN点作用力与作用力矩RNx、RNy的求解：取曲柄和连杆为研究对象，如图6.4所示，则有：第74页共74页\nRNyF3HNRNxKRkH-摇臂HK-连杆F3-铲斗油缸的推力RK–连杆的作用力RX–摇臂的作用力沿HK连线上的分力RY–摇臂的作用力沿HK连线垂直方向上的分力图6.4曲柄和连杆受力图∑X2=0RNX+RkCOS∠11.5-F3=0RNX=0.27×105NRNy=RNXtan∠FNH=0.27×105×tan∠57.5=0.43×105N2、斗杆内力图的绘制根据危险工况求出的斗杆所受到的力和力矩，可以绘制出在危险工况下的内力图，如图6.5、6.6、6.7、6.8、6.9、6.10所示。图6.5第一工况下斗杆的Nx图0.77×105N0.54×105N+0.34×105NEFGNQ—3.47×105N图6.6第一工况下斗杆的Qy图第74页共74页\n257KNm+FEQ图6.7第一工况下斗杆的My图0.55×105N+EFQ2.65×105Nm图6.8第一工况下斗杆的QZ图1×105Nm+EFQ图6.9第一工况下斗杆的MZ图0.53×105Nm+FEQ图6.10第一工况下斗杆的Tx图第74页共74页\n3、结构尺寸的计算由图6.8、图6.9、图6.10可知在通过F点且与斗杆下底板垂直的截面所受到的应力最大，是危险截面。故首先要对该截面进行计算，然后以此为基础再求解其它尺寸。3．1斗杆宽度、钢板厚度、许用应力的选取由经验统计和其它同斗容机型的测绘，处取斗杆的宽度。挖掘机所用钢板的厚度在我国一般为，初选底板厚度如图6.11所示。12为斗杆侧板的厚度；14为斗杆底板和顶板的厚度；238为底板的宽度图6.11在挖掘机中选用的结构钢材一般为16Mn，其有足够大的屈服极限和良好的机械性能。屈服极限。在斗杆中取安全系数，则斗杆的许用安全应力为：3．2斗杆危险截面处高度的计算危险截面的有效面积：(6-17)该截面对y轴的惯性矩:第74页共74页\n(6-18)该截面对z轴的惯性距:(6-19)横截面总面积:(6-20)该危险截面所受到的正应力:(6-21)该截面所受到的最大弯曲正应力:(6-22)(6-23)则截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有:(6-24)由于剪应力的大小相对于弯矩所产生的弯曲正应力要小得多，为简化计算，在计算中剪应力忽略不计，仅在校核中用，则有：(6-25)由式（6-21）、（6-22）、（6-23）、（6-24）、（6-25）解得h=360mm。有了危险截面的结构尺寸，再结合前面的基本尺寸，就可以利用CAD软件将斗杆绘制出来。这样斗杆的所有尺寸已经基本确定。第74页共74页\n（二）动臂结构设计同斗杆的受力分析及结构计算一样，首先还是要分析计算动臂可能出现最大应力的工况，找出在该工况下的危险截面并计算其尺寸。再以此为基础就可以计算出动臂上的其他尺寸。1、危险工况受力分析根据受力分析和以往的实验表明,在动臂上出现最大载荷的工况应满足以下条件：1)动臂油缸全缩。2)F、Q、V在同一条直线上，其连线与X轴垂直。3)铲斗挖掘时，斗边点遇到障碍。该工况也就是最大挖掘深度工况，具体工作装置简图如6.12所示。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6.12第一工况位置工作装置简图W1的求解：由于K、Q、V在同一条直线上，连杆机构的传动比不变，而铲斗的重力绕Q点所产生的力矩相对于铲斗油缸对C点所产生的力矩而言可以忽略不计，故W1的值与前面两工况一样，W1=105N。W2的求解：在此工况下时,而（前面的计算中已经得出）第74页共74页\n取整个工作装置为研究对象，则有：（6-26）求得为负值，在此工况中铲斗油缸的挖掘力不能得到最大的发挥。故需要转动铰点E直到铲斗油缸发挥最大挖掘力为止。由计算知当V点纵坐标即=-3000mm时，铲斗油缸能发挥最大的挖掘力。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6.13实际工作时第一工况位置工作装置简图此工况是第Ⅰ工况下转动斗杆油缸而得的。除第2）点中的K、Q、V连线与X轴垂直修改成=-3000mm外，其他条件均不变，如图6.13所示。在此工况中，动臂油缸全缩，由前面的计算有：则解之第74页共74页\n在△DEF中，由几何关系则有：解得,而则由图6.17可知与的求解：由于挖掘时为铲斗油缸工作，而K、Q、V又在同一条直线上，故的值仍与前面的计算一样，。工作装置各部分受到的重力对C点的矩：（6-27）取整个工作装置为研究对象，则有：（6-28）也就是说此时仅是动臂与铲斗油缸进行挖掘。动臂铰点作用力的求取：取斗杆、铲斗、连杆机构为研究对象，则有：（6-29）第74页共74页\n方向与轴平行，在轴的正方向上。铰点的求解：（6-30）（6-31）对上下动臂附加弯矩与扭矩的求解：W与的夹角为，与的夹角为,则在坐标系上沿坐标轴的分力：（6-32）（6-33）则所产生的横向弯矩M：（6-34）则所产生的附加横向弯矩M：（6-35）所产生的附加横向扭矩T：（6-36）在坐标系上沿坐标轴的分力为：（6-37）（6-38）第74页共74页\n则所产生的附加横向弯矩：（6-39）所产生的附加扭矩：（6-40）2、内力图和弯矩图的求解上动臂所受到的轴向力:（6-41）上动臂所受到的剪力:（6-42）上动臂所受到的轴向弯矩:（6-43）下动臂所受到的轴向力:（6-44）下动臂所受到的剪力:（6-45）下动臂所受到的轴向弯矩：（6-46）由计算可以得出动臂在危险工况中的内力图和弯矩图如图6.14、6.15、6.16所示。第74页共74页\nC-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点Q-动臂油缸下铰点6.14危险工况下N图C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点Q-动臂油缸下铰点6.15危险工况下T图C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点Q-动臂油缸下铰点6.16危险工况下M图第74页共74页\n3、结构尺寸计算由内力弯矩图分析知在动臂拐点处所受到的应力可能最大，是危险截面。因此我们首先要选择该截面进行计算，然后再以此为基础，就可以用作图法或计算得到动臂的其它结构尺寸。由现场测绘和经验统计，初步选择：动臂底板的宽度：底板的厚度：由于上动臂所受的载荷较大，故取上动臂侧板的厚度，而下动臂所受的载荷相对要小，为方便制造与装配，选择下动臂的侧板的厚度也为。许用应力的选取：动臂钢板所选的材料为挖掘机中所普遍采用的低合金结构钢16Mn，其屈服极限，并初选安全系数则许用应力：（6-47）应力的计算与危险截面尺寸的求取：危险截面所围成的面积：危险截面所围成的有效面积：（6-48）则上动臂的有效面积：（6-49）下动臂的有效面积：（6-50）上动臂危险截面对Y轴的惯性矩:（6-51）第74页共74页\n下动臂危险截面对Y轴的惯性矩:（6-52）上动臂危险截面对Z轴的惯性矩:（6-53）同理下动臂危险截面对Z轴的惯性矩:（6-54）上动臂危险截面中:拉伸轴向力所产生的正应力：（6-55）弯曲所产生的正应力：（6-56）由应力的合成有：（6-57）解之：得到危险截面的尺寸后，利用作图法结合前面计算出来的尺寸就可以绘制出动臂图，从而也就得到了整个动臂的尺寸。第74页共74页\n（三）铲斗的设计1、铲斗斗形尺寸的设计反铲铲斗的斗形与尺寸，有较常用的经验统计公式，用户可以根据实际需要进行配制。根据经验公式和现场测绘，可以求得其中的未知参数。由经验公式初选：则下底板的斗形方程为：上顶板的斗形方程为：同理计算出铲斗抛物线部分的方程为：2、铲斗斗齿的结构计算铲斗的结构设计按最大弯矩进行设计,由力学分析知在与铲斗斗体连接处的弯矩最大,如图6.17所示，由公式6-58有:(6-58)a:斗齿厚度b:斗齿宽度:挖掘阻力r:斗齿尖到斗体的距离t:铲斗的厚度:斗齿的许用应力代入值解得a=55mma:斗齿厚度:挖掘阻力r:斗齿尖到斗体的距离t:铲斗的厚度6.17斗齿计算简图第74页共74页\n3、铲斗的绘制在铲斗的尺寸确定后，就可以用CAD软件进行绘制，绘制出的三维立体图的各视图如图6.18、6.19、6.20所示：6.18铲斗三维视图的主视图6.19铲斗三维视图的左视图6.20铲斗三维视图的仰视图第74页共74页\n七、销轴与衬套的设计（一）销轴的设计由于销轴与衬套的配合间隙较小，故以剪应力强度作为销轴的基本尺寸的设计，抗压强度与抗弯强度用于校核用。由有：（7-1）在设计计算时，应以所有工况中销轴所受到的剪应力最大值对销轴进行设计。在本设计中，销轴所选用的材料为30CrMnSi，其耐磨，在热处理后有着良好的综合机械性能。由于销轴在重载的较恶劣工况中工作，故选择。代入式7-1有：动臂各销轴的尺寸：斗杆各销轴的尺寸：（二）销轴用螺栓的设计螺栓选用的直径由销轴的直径不同分别选择两种系列的螺栓。（三）衬套的设计为使衬套耐磨、减震与润滑性能好，选择衬套的材料为ZCuAl10Fe3。衬套的厚度选择为5mm，与销轴和圆筒分别采用间隙和过盈配合，如图7.1。则各销轴的尺寸为：7.1衬套动臂各衬套的尺寸：斗杆各衬套的尺寸：第74页共74页\n八、总结本次设计是在施工现场对液压小型挖掘机进行测绘的基础上，利用经验统计公式、旋转矢量法及力学计算，以机重为6t的挖掘机工作装置为对象，进行了以下设计工作：1、在现场测绘的基础上，结合经验公式进行了挖掘机工作装置的总体设计，并用旋转适量法对工作装置进行了运动学分析。2、用比例法和经验公式计算选择出工作装置各部分的基本尺寸。3、以上、下动臂、斗杆分别建立起三个新的坐标系，利用已经计算出的基本尺寸，对工作装置的各部分分别进行了力学分析。绘制出了工作装置斗杆和动臂的内力和弯矩图，选出了危险截面并计算出其结构尺寸。4、利用成熟的经验公式，选择出铲斗的斗形参数，并对铲斗斗齿进行力学分析以计算出其结构尺寸。5、对销轴和衬套进行了选材和尺寸的计算，并对其紧固的标准件进行了选型。挖掘机工作装置是挖掘机的核心部分，其结构的力学分析和计算十分复杂，难度也很大，设计不仅涉及到数学、力学、材料、公差、机械制造等方面的知识，还涉及到计算、绘图、文字分析表达等方面的综合实际能力。工作量之大，涉及面之广，都是前所未有的。而作者本身的知识面和能力都有限，不足之处还望各位老师、同学指正，以使设计不断完善。第74页共74页\n九、参考文献[1]同济大学，太原重型机械学院.单斗液压挖掘机[M].北京：中国建筑工业出版社，1980：40-86，264-274.[2]金海薇.液压挖掘机反铲工作装置CAD/CAM研究[D].沈阳：辽宁工程技术大学，2001[3]刘本学.液压挖掘机反铲工作装置的有限元分析[D].西安：长安大学，2003，2[4]高衡、张全根主编.液压挖掘机[M].北京：中国建筑工业出版社，1981.8，74-75[5]成大先主编.机械设计手册.连接与紧固[M].北京：化学工业出版社，2004.1[6]胡传鼎编著.机械制图画法范例[M].北京：化学工业出版社，2005.1，221-227[7]杨晓辉主编.简明机械实用手册[M].北京：科学出版社，2006.8，680-689[8]范厚军主编.紧固件手册[M].南昌：江西科学出版社，2004.1，357-640[9]机械设计手册编委会.机械设计手册第一卷[M].北京：机械工业出版社，2004.8，[10]、徐灏主编.机械设计手册（4）.北京：机械工业出版社，1991[11]、王文斌.机械设计手册（3）.北京：机械工业出版社，2004[12]、孟少龙主编.机械加工工艺手册.北京：机械工业出版社，1991[13]、中国出版社第三编辑室主编.公差与配合标准手册.北京：中国标准出版社，1996[14]、章宏甲、黄谊主编. 液压传动.北京：机械工业出版社，2002[15]、刘希平主编. 工程机械构造图册.北京：机械工业出版社,  1990[16]、陈育仪编著. 工程机械优化设计. 北京：中国铁道出版社,  1987[17]、孔德文，赵克利，徐宁生主编.液压挖掘机，化学工业出版社，2007，10[18]、唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计（第3版），华中科技大学出版社，2006[19]、张铁主编.液压挖掘机结构、原理及使用，石油大学出版社，2002，12[20]Nease,A.D.;Alexander,E.F,AirForceconstructionautomation/robotics.InProc.10thInternationalSymposiumonAutomationandRoboticsinConstruction(ISARC);Houston,May1993.第74页共74页\n十、致谢在本次设计完成之际，首先要感谢我的指导老师刘柏希教授，刘教授治学严谨，工作仔细认真，教给了我许多先进的设计方法和设计理念，在我困惑时耐心地给予分析和讲解，正是在她的大力帮助和支持下，才使这次设计得以顺利完成。也让我在学习新事物、检索资料、绘图、分析并解决问题等各方面的能力得到了较大的锻炼和提高,巩固和加深了所学的知识，培养了独立工作的能力。其次要感谢与我同做一个课题的二位同学，他们在我的毕业设计过程中给了我很大的帮助和支持。感谢机械学院所有无私传授知识的各位老师。感谢在百忙中抽出时间来评阅本文的各位老师。第74页共74页\n附录附录1DesignofmachineandmachineelementsMachinedesignMachinedesignistheartofplanningordevisingneworimprovedmachinestoaccomplishspecificpurposes.Ingeneral,amachinewillconsistofacombinationofseveraldifferentmechanicalelementsproperlydesignedandarrangedtoworktogether,asawhole.Duringtheinitialplanningofamachine,fundamentaldecisionsmustbemadeconcerningloading,typeofkinematicelementstobeused,andcorrectutilizationofthepropertiesofengineeringmaterials.Economicconsiderationsareusuallyofprimeimportancewhenthedesignofnewmachineryisundertaken.Ingeneral,thelowestover-allcostsaredesigned.Considerationshouldbegivennotonlytothecostofdesign,manufacturethenecessarysafetyfeaturesandbeofpleasingexternalappearance.Theobjectiveistoproduceamachinewhichisnotonlysufficientlyruggedtofunctionproperlyforareasonablelife,butisatthesametimecheapenoughtobeeconomicallyfeasible.Theengineerinchargeofthedesignofamachineshouldnotonlyhaveadequatetechnicaltraining,butmustbeamanofsoundjudgmentandwideexperience,qualitieswhichareusuallyacquiredonlyafterconsiderabletimehasbeenspentinactualprofessionalwork.DesignofmachineelementsTheprinciplesofdesignare,ofcourse,universal.Thesametheoryorequationsmaybeappliedtoaverysmallpart,asinaninstrument,or,toalargerbutsimilarpartusedinapieceofheavyequipment.Innoease,however,shouldmathematicalcalculationsbelookeduponasabsoluteandfinal.Theyareallsubjecttotheaccuracyofthevariousassumptions,whichmustnecessarilybemadeinengineeringwork.Sometimesonlyaportionofthetotalnumberofpartsinamachinearedesignedonthebasisofanalyticcalculations.Theformandsizeoftheremainingpartsaredesignedonthebasisofanalyticcalculations.Ontheotherhand,ifthemachineisveryexpensive,orifweightisafactor,asinairplanes,design第74页共74页\ncomputationsmaythenbemadeforalmostalltheparts.Thepurposeofthedesigncalculationsis,ofcourse,toattempttopredictthestressordeformationinthepartinorderthatitmaysagelycarrytheloads,whichwillbeimposedonit,andthatitmaylastfortheexpectedlifeofthemachine.Allcalculationsare,ofcourse,dependentonthephysicalpropertiesoftheconstructionmaterialsasdeterminedbylaboratorytests.Arationalmethodofdesignattemptstotaketheresultsofrelativelysimpleandfundamentaltestssuchastension,compression,torsion,andfatigueandapplythemtoallthecomplicatedandinvolvedsituationsencounteredinpresent-daymachinery.Inaddition,ithasbeenamplyprovedthatsuchdetailsassurfacecondition,fillets,notches,manufacturingtolerances,andheattreatmenthaveamarketeffectonthestrengthandusefullifeofamachinepart.Thedesignanddraftingdepartmentsmustspecifycompletelyallsuchparticulars,mustspecifycompletelyallsuchparticulars,andthusexercisethenecessaryclosecontroloverthefinishedproduct.Asmentionedabove,machinedesignisavastfieldofengineeringtechnology.Assuch,itbeginswiththeconceptionofanideaandfollowsthroughthevariousphasesofdesignanalysis,manufacturing,marketingandconsumerism.Thefollowingisalistofthemajorareasofconsiderationinthegeneralfieldofmachinedesign:①Initialdesignconception;②Strengthanalysis;③Materialsselection;④Appearance;⑤Manufacturing;⑥Safety;⑦Environmenteffects;⑨Reliabilityandlife;Strengthisameasureoftheabilitytoresist,withoutfails,forceswhichcausestressesandstrains.Theforcesmaybe;①Graduallyapplied;②Suddenlyapplied;③Appliedunderimpact;第74页共74页\n④Appliedwithcontinuousdirectionreversals;⑤Appliedatloworelevatedtemperatures.Ifacriticalpartofamachinefails,thewholemachinemustbeshutdownuntilarepairismade.Thus,whendesigninganewmachine,itisextremelyimportantthatcriticalpartsbemadestrongenoughtopreventfailure.Thedesignershoulddetermineaspreciselyaspossiblethenature,magnitude,directionandpointofapplicationofallforces.Machinedesignismot,however,anexactscienceanditis,therefore,rarelypossibletodetermineexactlyalltheappliedforces.Inaddition,differentsamplesofaspecifiedmaterialwillexhibitsomewhatdifferentabilitiestoresistloads,temperaturesandotherenvironmentconditions.Inspiteofthis,designcalculationsbasedonappropriateassumptionsareinvaluableintheproperdesignofmachine.Moreover,itisabsolutelyessentialthatadesignengineerknowshowandwhypartsfailsothatreliablemachineswhichrequireminimummaintenancecanbedesigned.Sometimes,afailurecanbeserious,suchaswhenatireblowsoutonanautomobiletravelingathighspeeds.Ontheotherhand,afailuremaybenomorethananuisance.Anexampleisthelooseningoftheradiatorhoseintheautomobilecoolingsystem.Theconsequenceofthislatterfailureisusuallythelossofsomeradiatorcoolant,aconditionwhichisreadilydetectedandcorrected.Thetypeofloadapartabsorbsisjustassignificantasthemagnitude.Generallyspeaking,dynamicloadswithdirectionreversalscausegreaterdifficultiesthanstaticloadsand,therefore,fatiguestrengthmustbeconsidered.Anotherconcerniswhetherthematerialisductileorbrittle.Forexample,brittlematerialsareconsideredtobeunacceptablewherefatigueisinvolved.Ingeneral,thedesignengineermustconsiderallpossiblemodesoffailure,whichincludethefollowing:①Stress;②Deformation;③Wear;④Corrosion;⑤Vibration;第74页共74页\n⑥Environmentaldamage;⑦Looseningoffasteningdevices.Thepartsizesandshapesselectedmustalsotakeintoaccountmanydimensionalfactorswhichproduceexternalloadeffectssuchasgeometricdiscontinuities,residualstressesduetoformingofdesiredcontours,andtheapplicationofinterferencefitjoint.Selectedfrom”designofmachineelements”,6thedition,m.f.sports,prentice-hall,inc.,1985and“machinedesign”,AnthonyEsposito,charlese.,Merrillpublishingcompany,1975.MechanicalpropertiesofmaterialsThematerialpropertiescanbeclassifiedintothreemajorheadings:(1)physical,(2)chemical,(3)mechanicalPhysicalpropertiesDensityorspecificgravity,moisturecontent,etc.,canbeclassifiedunderthiscategory.ChemicalpropertiesManychemicalpropertiescomeunderthiscategory.Theseincludeacidityoralkalinity,react6ivityandcorrosion.Themostimportantoftheseiscorrosionwhichcanbeexplainedinlayman’stermsastheresistanceofthematerialtodecaywhileincontinuoususeinaparticularatmosphere.MechanicalpropertiesMechanicalpropertiesincludeinthestrengthpropertiesliketensile,compression,shear,torsion,impact,fatigueandcreep.Thetensilestrengthofamaterialisobtainedbydividingthemaximumload,whichthespecimenbearsbytheareaofcross-sectionofthespecimen.ThisisacurveplottedbetweenthestressalongtheThisisacurveplottedbetweenthestressalongtheY-axis(ordinate)andthestrainalongtheX-axis(abscissa)inatensiletest.Amaterialtendstochangeorchangesitsdimensionswhenitisloaded,dependinguponthemagnitudeoftheload.Whentheloadisremoveditcanbeseenthatthedeformationdisappears.FormanymaterialsthisoccursoptoacertainvalueofthestresscalledtheelasticlimitAp.Thisisdepictedbythestraightlinerelationshipandasmalldeviationthereafter,inthestress-straincurve(fig.3.1).Withintheelasticrange,thelimitingvalueofthestressuptowhichthestressandstrainare第74页共74页\nproportional,iscalledthelimitofproportionalityAp.Inthisregion,themetalobeyshookes’slaw,whichstatesthatthestressisproportionaltostrainintheelasticrangeofloading,(thematerialcompletelyregainsitsoriginaldimensionsaftertheloadisremoved).Intheactualplottingofthecurve,theproportionalitylimitisobtainedataslightlylowervalueoftheloadthantheelasticlimit.Thismaybeattributedtothetime-lagintheregainingoftheoriginaldimensionsofthematerial.Thiseffectisveryfrequentlynoticedinsomenon-ferrousmetals.Whichironandnickelexhibitclearrangesofelasticity,copper,zinc,tin,arefoundtobeimperfectlyelasticevenatrelativelylowvalueslowvaluesofstresses.Actuallytheelasticlimitisdistinguishablefromtheproportionalitylimitmoreclearlydependinguponthesensitivityofthemeasuringinstrument.Whentheloadisincreasedbeyondtheelasticlimit,plasticdeformationstarts.Simultaneouslythespecimengetswork-hardened.Apointisreachedwhenthedeformationstartstooccurmorerapidlythantheincreasingload.ThispointiscalledtheyyieldpointQ.themetalwhichwasresistingtheloadtillthen,startstodeformsomewhatrapidly,i.e.,yield.TheyieldstressiscalledyieldlimitAy.TheelongationofthespecimencontinuesfromQtoSandthentoT.Thestress-strainrelationinthisplasticflowperiodisindicatedbytheportionQRSTofthecurve.Atthespecimenbreaks,andthisloadiscalledthebreakingload.ThevalueofthemaximumloadSdividedbytheoriginalcross-sectionalareaofthespecimenisreferred第74页共74页\ntoastheultimatetensilestrengthofthemetalorsimplythetensilestrengthAu.Logicallyspeaking,oncetheelasticlimitisexceeded,themetalshouldstarttoyield,andfinallybreak,withoutanyincreaseinthevalueofstress.Butthecurverecordsanincreasedstressevenaftertheelasticlimitisexceeded.Tworeasonscanbegivenforthisbehavior:①Thestrainhardeningofthematerial;②Thediminishingcross-sectionalareaofthespecimen,sufferedonaccountoftheplasticdeformation.Themoreplasticdeformationthemetalundergoes,theharderitbecomes,duetowork-hardening.Themorethemetalgetselongatedthemoreitsdiameter(andhence,cross-sectionalarea)isdecreased.ThiscontinuesuntilthepointSisreached.AfterS,therateatwhichthereductioninareatakesplace,exceedstherateatwhichthestressincreases.Strainbecomessohighthatthereductioninareabeginstoproducealocalizedeffectatsomepoint.Thisiscallednecking.Reductionincross-sectionalareatakesplaceveryrapidly;sorapidlythattheloadvalueactuallydrops.ThisisindicatedbyST.failureoccursatthispointT.ThenpercentageelongationAandreductioninreductioninareaWindicatetheductilityorplasticityofthematerial:A=(L-L0)/L0*100%W=(A0-A)/A0*100%WhereL0andLaretheoriginalandthefinallengthofthespecimen;A0andAaretheoriginalandthefinalcross-sectionarea.Selectedfrom“testingofmetallicmaterials”QualityassuranceandcontrolProductqualityisofparamountimportanceinmanufacturing.Ifqualityisalloweddeteriorate,thenamanufacturerwillsoonfindsalesdroppingofffollowedbyapossiblebusinessfailure.Customersexpectqualityintheproductstheybuy,andifamanufacturerexpectstoestablishandmaintainanameinthebusiness,qualitycontrolandassurancefunctionsmustbeestablishedandmaintainedbefore,throughout,and第74页共74页\naftertheproductionprocess.Generallyspeaking,qualityassuranceencompassesallactivitiesaimedatmaintainingquality,includingqualitycontrol.Qualityassurancecanbedividedintothreemajorareas.Theseincludethefollowing:①Sourceandreceivinginspectionbeforemanufacturing;②In-processqualitycontrolduringmanufacturing;③Qualityassuranceaftermanufacturing.Qualitycontrolaftermanufactureincludeswarrantiesandproductserviceextendedtotheusersoftheproduct.SourceandreceivinginspectionbeforemanufacturingQualityassuranceoftenbeginslingbeforeanyactualmanufacturingtakesplace.Thismaybedonethroughsourceinspectionsconductedattheplantsthatsupplymaterials,discreteparts,orsubassembliestomanufacturer.Themanufacturer’ssourceinspectortravelstothesupplierfactoryandinspectsrawmaterialorpremanufacturedpartsandassemblies.Sourceinspectionspresentanopportunityforthemanufacturertosortoutandrejectrawmaterialsorpartsbeforetheyareshippedtothemanufacturer’sproductionfacility.Theresponsibilityofthesourceinspectoristocheckmaterialsandpartsagainstdesignspecificationsandtorejecttheitemifspecificationsarenotmet.Sourceinspectionsmayincludemanyofthesameinspectionsthatwillbeusedduringproduction.Includedintheseare:①Visualinspection;②Metallurgicaltesting;③Dimensionalinspection;④Destructiveandnondestructiveinspection;⑤Performanceinspection.VisualinspectionsVisualinspectionsexamineaproductormaterialforsuchspecificationsascolor,texture,surfacefinish,oroverallappearanceofanassemblytodetermineifthereareanyobviousdeletionsofmajorpartsorhardware.MetallurgicaltestingMetallurgicaltestingisoftenanimportantpartofsourceinspection,especiallyifthe第74页共74页\nprimaryrawmaterialformanufacturingisstockmetalsuchasbarstockorstructuralmaterials.Metalstestingcaninvolveallthemajortypesofinspectionsincludingvisual,chemical,spectrographic,andmechanical,whichincludehardness,tensile,shear,compression,andspectr5ographicanalysisforalloycontent.Metallurgicaltestingcanbeeitherdestructiveornondestructive.DimensionalinspectionFewareasofqualitycontrolareasimportantinmanufacturedproductsasdimensionalrequirements.Dimensionsareasimportantinsourceinspectionastheyareinthemanufacturingprocess.Thisisespeciallycriticalifthesourcesuppliespartsforanassembly.Dimensionsareinspectedatthesourcefactoryusingstandardmeasuringtoolsplusspecialfit,form,andfunctiongagesthatmayrequired.Meetingdimensionalspecificationsiscriticaltointerchangeabilityofmanufacturedpartsandtothesuccessfulassemblyofmanypartsintocomplexassembliessuchasautos,ships,aircraft,andothermultipartproducts.DestructiveandnondestructiveinspectionInsomecasesitmaybenecessaryforthesourceinspectionstocallfordestructiveornondestructivetestsonrawmaterialsorp0artsandassemblies.Thisisparticularlytruewhenlargeamountsofstockrawmaterialsareinvolved.Forexampleitmaybenecessarytoinspectcastingsforflawsbyradiographic,magneticparticle,ordyepenetranttechniquesbeforetheyareshippedtothemanufacturerforfinalmachining.Specificationscallingforburn-intimeforelectronicsorenduranceruntestsformechanicalcomponentsarefurtherexamplesofnondestructivetests.Itissometimesnecessarytotestmaterialandpartstodestruction,butbecauseofthecostsandtimeinvolveddestructivetestingisavoidedwheneverpossible.Examplesincludepressureteststodetermineifsafetyfactorsareadequateinthedesign.Destructivetestsareprobablymorefrequentinthetestingofprototypedesignsthaninroutineinspectionofrawmaterialorparts.Oncedesignspecificationsareknowntobemetinregardtothestrengthofmaterials,itisoftennotnecessarytotestfurtherpartstodestructionunlesstheyaregenuinelysuspect.Performanceinspection第74页共74页\nPerformanceinspectionsinvolvecheckingthefunctionofassemblies,especiallythoseofcomplexmechanicalsystems,priortoinstallationinotherproducts.Examplesincludeelectronicequipmentsubcomponents,aircraftandautoengines,pumps,valves,andothermechanicalsystemsrequiringperformanceevaluationpriortotheirshipmentandfinalinstallation.Selectedform“modernmaterialsandmanufacturingprocess”Electro-hydraulicdrumbrakesApplicationTheYWWserieselectro-hydraulicbrakeisanormallyclosedbrake,suitableforhorizontalmounting.Itismainlyusedinportalcranes,bucketstacker/reclaimers’slewingmechanism.TheYKWserieselectro-hydraulicbrakeisanormallyopenedbrake,suitableforhorizontalmounting,employingathrusterasactuator.withthefootcontrollingswitchtheoperatorcanreleaseorclosethebrake.Itismainlyusedfordecelerationbrakingofportalcranes’slewingmechanism.Inanon-operatingstatethemachinerycanbebrakedbyamanualclosedevice.TheRKWseriesbrakeisanormallyopenedbrake,whichisoperatedbyfootdrivenhydraulicpump,suitableforhorizontalmounting.Mainlyusedintheslewingmechanismofmiddleandsmallportalcranes.Whenneeded,thebrakeisactivatedbyamanualcloseddevice.MaindesignfeaturesInterlockingshoesbalancingdevices(patentedtechnology)constantlyequalizestheclearanceofbrakeshoesonbothsidesandmadeadjustmentunnecessary,thusavoidingonesideofthebrakeliningstickingtothebrakewheel.Thebrakeisequippedwithashoedautoaligningdevice.Mainhingepointsareequippedwithself-lubricatingbearing,makinghighefficiencyoftransmission,longservicelife.Lubricatingisunnecessaryduringoperation.Adjustablebracketensurethebrakeworkswell.Thebrakespringisarrangedinsideasquaretubeandasurveyor’srodisplacedon第74页共74页\noneside.Itiseasytoreadbrakingtorquevalueandavoidmeasuringandcomputing.Brakeliningisofcardwhole-pieceshapingstructure,easytoreplace.Brakeliningsofvariousmaterialssuchashalf-metal(non-asbestos)hardandhalf-hard,soft(includingasbestos)substanceareavailableforcustomerstochoose.Alladoptthecompany’snewtypesofthrusterascorollaryequipmentwhichworkaccuratelyandhavelonglife.HydraulicPowerTransmissionTheTwoTypesOfPowerTransmissionInhydraulicpowertransmissiontheapparatus(pump)usedforconversionofthemechanical(orelectrical,thermal)energytohydraulicenergyisarrangedontheinputofthekinematicchain,andtheapparatus(motor)usedforconversionofthehydraulicenergytomechanicalenergyisarrangedontheoutput(fig.2-1)Thetheoreticaldesignoftheenergyconvertersdependsonthecomponentofthebernouilliequationtobeusedforhydraulicpowertransmission.Insystermswhere,mainly,hydrostaticpressureisutilized,displacement(hydrostatic)pumpsandmotorsareused,whileinthosewherethehydrodynamicpressureisutilizedisutilizedgorpowertransmissionhydrodynamicenergyconverters(e.g.centrifugalpumps)areused.Thespecificcharacteristicoftheenergyconvertersistheweightrequiredfortransmissionofunitpower.Itcanbedemonstratedthattheuseofhydrostaticenergyconvertersforthelowandmediumpowers,andofhydrodynamicenergyconvertersofhighpoweraremorefavorite(fig.2-2).Thisisthemainreasonwhyhydrostaticenergyconvertersareusedinindustrialapparatus.transformationoftheenergyinhydraulictransmission.1.drivingmotor(electric,dieselengine);2.mechanicalenergy;3.pump;4.hydraulicenergy;5.hydraulicmotor;5.mechanicalenergy;第74页共74页\n6.loadvariationofthemassperunitpowerinhydrostaticandhydrodynamicenergyconverters1、hydrostatic;2.hydrodynamicOnlydisplacementenergyconvertersaredealtwithinthefollowing.Theelementsperformingconvertersprovideoneorseveralsize.Expansionoftheworkingchambersinapumpisproducedbytheexternalenergyadmitted,andinthemotorbythehydraulicenergy.Inflowofthefluidoccursduringexpansionoftheworkingchamber,whiletheoutflow(displacement)isrealizedduringcontraction.Suchdevicesareusuallycalleddisplacementenergyconverters.TheHydrostaticPowerInordertohaveafluidofvolumeV1flowinginavesselatpressureworkspentoncompressionW1andtransferoftheprocess,letusimagineapistonmechanism(fig.2-3(a))whichmaybeconnectedwiththeaidofvalvesZ0andZ1totheexternalmediumunderpressureP0andreservoirofpressurep1.intheupperpositionofthepiston(x=x0)withZ0openthecylinderchamberisfilledwithfluidofvolumeV0andpressureP0.nowshutthevalueZ0andstartthepistonmovingdownwards.IfZ1isshutthefluidvolumeinpositionX=X1ofthepistondecreasesfromV0toV1,whilethepressurerisestoP1.theexternalworkrequiredforactuationofthepiston(assumingisothermalchange)isW1=-∫0x0(P-P0)Adx=-∫v1v0(P-P0)dvSelectfromHydraulicPowerTransmission第74页共74页\n机器和机器零件的设计机器设计机器设计为了特定的目的而发明或改进机器的一种艺术。一般来讲，机器时有多种不同的合理设计并有序装配在一起的部件构成的，在最初的机器设计阶段，必须基本明确负载、元件的运动情况、工程材料的合理使用性能。负责新机器的设计最初的最重要的是经济性考虑。一般来说，选择总成本最低的设计方案，不仅要考虑设计、制造、销售、安装的成本。还要考虑服务的费用，机械要保证必要的安全性能和美观的外形。制造机器的目标不仅要追求保证只用功能的合理寿命，还要保证足够便宜以同时保证其经济的可行性。负责设计机器的工程师，不仅要经过专业的培训，而且必须是一个准确判断而又有丰富经验的人，具有一种有足够时间从事专门的实际工作的素质。机器零件的设计相同的理论或方程可应用在一个一起的非常小的零件上，也可用在一个复杂的设备的大型相似件上，既然如此，毫无疑问，数学计算是绝对的和最终的。他们都符合不同的设想，这必须由工程量决定。有时，一台机器的零件全部计算仅仅是设计的一部分。零件的结构和尺寸通常根据实际考虑。另一方面，如果机器和昂贵，或者质量很重要，例如飞机，那麽每一个零件都要设计计算。当然，设计计算的目的是试图预测零件的应力和变形，以保证其安全的带动负载，这是必要的，并且其也许影响到机器的最终寿命。当然，所有的计算依赖于这些结构材料通过试验测定的物理性能。国际上的设计方法试图通过从一些相对简单的而基本的实验中得到一些结果，这些试验，例如结构复杂的及现代机械设计到的电压、转矩和疲劳强度。另外，可以充分证明，一些细节，如表面粗糙度、圆角、开槽、制造公差和热处理都对机械零件的强度及使用寿命有影响。设计和构建布局要完全详细地说明每一个细节，并且对最终产品进行必要的测试。综上所述，机械设计是一个非常宽的工程技术领域。例如，从设计理念到设计分析的每一个阶段，制造，市场，销售。以下是机械设计的一般领域应考虑的主要方面的清单：①最初的设计理念②受力分析③材料的选择④外形⑤制造⑥安全性⑦环境影响⑧可靠性及寿命在没有破坏的情况下，强度是抵抗引起应力和应变的一种量度。这些力可能是：第74页共74页\n①渐变力②瞬时力③冲击力④不断变化的力⑤温差如果一个机器的关键件损坏，整个机器必须关闭，直到修理好为止。设计一台新机器时，关键件具有足够的抵抗破坏的能力是非常重要的。设计者应尽可能准确地确定所有的性质、大小、方向及作用点。机器设计不是这样，但精确的科学是这样，因此很难准确地确定所有力。另外，一种特殊材料的不同样本会显现出不同的性能，像抗负载、温度和其他外部条件。尽管如此，在机械设计中给予合理综合的设计计算是非常有用的。此外，显而易见的是一个知道零件是如何和为什麽破坏的设计师可以设计出需要很少维修的可靠机器。有时，一次失败是严重的，例如高速行驶的汽车的轮胎爆裂。另一方面，失败未必是麻烦。例如，汽车的冷却系统的散热器皮带管松开。这种破坏的后果通常是损失一些散热片，可以探测并改正过来。零件负载类型是一个重要的标志。一般而言，变化的动负载比静负载会引起更大的差异。因此，疲劳强度必须符合。另一个关心的方面是这种材料是否直或易碎。例如有疲劳破坏的地方不易使用易碎的材料。一般的，设计师要靠考虑所有破坏情况，其包括以下方面：①应力②应变③外形④腐蚀⑤震动⑥外部环境破坏⑦紧固件的松脱零件的尺寸和外形的选择也有很多因素。外部负荷的影响，如几何间断，由于轮廓而产生的残余应力和组合件干涉。选自《机械元件设计》第六版，斯鲍特、普瑞特斯等，1985年和《机械设计》埃斯普特斯、查里斯、麦瑞欧出版公司，1975年。材料的机械性能的机械性能可以被分成三个方面：物理性能，化学性能，机械性能。物理性能密度或比重、温度等可以归为这一类。化学性能这一种类包括很多化学性能。其中包括酸碱性、化学反应性、腐蚀性。其中最重要的是腐蚀性，在外行人看来，腐蚀性被解释为在某处的零件抵抗腐蚀的能力。机械性能第74页共74页\n机械性能包括拉伸性能、压缩性能、剪切性能、扭转性能、冲击性能、疲劳性能和蠕变。材料的拉伸强度可以通过试件的横截面积出试件承受的最大载荷得到，这是在拉伸试验中，应力沿Y轴，应边沿X轴变化的曲线。一种材料加载时开始发生变化的初值取决于负载的大小。当负载去掉时可以看到变形消失。对于很多材料而言，在达到弹性极限的一定应力值A之前，一直表现为这样。在应力--应变图中，这是可以用线性关系来描述的。这之后又一个小的偏移。在弹性范围内，达到应力的极限之前，应力和应变是成比例的，这被称为比例极限Ap。在这个区域，零件符合胡克定律，即应力与应变是成比例的，在弹性范围内（材料能完全恢复到最初的尺寸，当负载去掉时）。曲线中的实际点，比例极限在弹性极限处。这可以认为是材料恢复初值时落后于前者。这种影响在不含铁的材料中经常提到。铁和镍有明显的弹性范围，而铜、锌、锡等，即使在相对低的应力下也表现为不完全弹性。实际上，能否清楚地分辩弹性极限和比例极限取决于测量设备的灵敏度。当负载超过弹性极限时，塑性变形开始，逐渐的试件被硬化。变形比负载增加得更快时的点被称成为屈服点Q。金属开始抵抗负载转变成快速变形，这时的屈服力成为屈服极限Ay。试件的延伸率继续由Q到T再到，在这种塑性流动时，应力—应变关系在曲线上处于QRST区域。在点，试件破坏且这种负载称为破坏负载。最大负载S除以试件初始的截面积，被定义为这种金属的最终拉伸极限或试样的拉伸强度Au。第74页共74页\n按逻辑说，在应力不增加的情况下，一旦超出弹性极限，金属开始屈服，并最终破坏。但是当超出弹性极限后，在纪录曲线上应增大。这种变化主要有两个原因：①材料的应力硬化②由于塑性变形而引起的试件横截面积的变小由于加工硬化，金属塑性变化越大，硬化越严重。金属拉伸越长，他的直径（横截面积）越小。直到到达点为止。点之后，减少的速率开始变化，超过了应力增加的速率，应变很大以至于在局部的某些点的面积减少，被称为颈缩。横截面积减少得非常快，以至于抗负载的能力下降，即ST阶段。破坏发生在T点。延伸率A和截面积变化率u被描述成材料的延展性和塑性：a=(L0-L)/L0*100%u=(A0-A)/A0*100%在这里，L0和L分别是试件的最初和最终长度，A0和A分别是试件的最初截面积和最终截面积。选自《金属材料的测试》质量保证与控制产品质量是生产中最重要的。如果放任质量恶化下去，生产者会很快发现销售量锐减，可能从而会导致产业的失败。用户期望他们买的产品质量性能好，而且如果制造商想建立并维持其信誉，必须在产品制造前制造过程中及制造过程后进行质量控制和质量保证。一般来说，质量保证包括所有的活动，其包括质量建立和质量控制。质量保证可以被分为三个主要领域，他们如下所述：①制造之前的原材料的检查②在制造加工过程中的质量控制③制造之后的质量保证生产制造后的质量控制包括保证书和面对产品用户的服务。生产制造之前的原材料检验第74页共74页\n质量保证常常在实际生产制造之前就开始了。这些都是生产者在供应原材料、散件或配件的车间里进行检验。生产制造公司的原材料检验员到供应厂并且检查原材料及于制造的另配件。原材料检验为生产者提供了一次机会，那就是在原料及散件被运到生产车间之前先进行挑选淘汰。原料检察员的责任是去检查原料和零件是否达到设计规格并且淘汰那些未达到特殊指标的原料。原料检验有很多于检查产品相同的检验。其如下所述：①目测②冶金测试③尺寸测试④损伤检验⑤性能检验目测目测检验一种产品或原料的某些特征，如颜色、纹理、表面光洁度或部件的总体外观，从而判断其是否具有明显的缺损。冶金测试冶金测试常常是原料间严厉的一个很重要的部分，尤其是像棒料、建筑材料毛坯一些原材料。金属测试包含所有主要的检验类型，其中有目测，化学检验，光谱检验和机械性能检验，其包括硬度、伸缩性能、剪切性能、压缩性能和合成成分的光谱分析。冶金测试既可用于成品件也可用于预制件。尺寸检验质量控制的一些领域是重要的生产件的要求尺寸。尺寸在检验过程中，像其在生产过程中一样重要。如果这些零件是为总成供应的，那尺寸尤其严格。一些尺寸在生产车间用标准测量工具进行检验，像特种接头、造型和需求的功能标准度量。符合尺寸规格对所制造多部件的互换性和对多部件成功组装成复杂的装置，如汽车、轮船、飞机和其他多部件产品都地极其重要的。损伤检验在一些情况下，对原材料或零部件采取损伤测试的原始测验是很必要的。特别是涉及到大批的原材料时。例如，在被运到生产车间作最终机器之前，对铸件进行X-射线、电磁离子、染色渗透剂技术的探伤是很必要的，又对机器总成的电子或持久运作测试而确定的规格，是无损测试的又一例证。有时，对材料及零件的测试是很必要的，但由于无损测试的花费和成本及时间不是任何时候都允许的。例如，有压力测试决定在设计中其是否安全。损伤测试经常用于设计样机的测试，而不是原材料或零件的常规检验。一旦设计达到了所希望的材料强度，通常对零件做进一步的损伤测试是不必要的，除非他们确实存在疑点。第74页共74页\n性能测试性能测试在零部件被其他产品被安装之前，检查部件的功能，尤其是那些机械构造复杂的部件。例如电子设备零件，飞机和汽车发动机，泵、阀及其他需要在装运和最后安装前进行性能测验的机械系统。选自《现代材料和制造工艺》汽车起重机的不同类型根据汽车吊的使用情况，像：工作的范围，工作的自然情况。他们的构造装备体现着不同的理念。1.工作范围（不同的设计）当起重机工作在一个小范围内（仓库，码头，戏台等）告诉是没有必要的。根据这种应用，我们的装置最高速为35km/h。驱动装置布置在后面，集成了车辆和起重机的控制，这种类型称为：单驱起重机。当起重机在大场地内工作时，有几个较远的工作点，高速轴就是必要的了。随之而来的，布置在车辆后端的单驱动是不可能的。由于这个原因，提供两个驱动是必要的，相对的允许像传统卡车那样驱动车辆。这种类型的起重机，在构造上必须装备一个特殊的变速箱，对起重机允许像传统车辆那样的前进和后退。我们这种类型的起重机装备了一个特殊的变速箱，可以提供一个前进速度和一个后退速度，一般其最大运输速度为：55/60km/h，这种类型称为双驱起重机。2.地面情况当起重机操作困难时，在平整的路面上（体育场，码头，仓库等）起构造是传统概念的单驱动的运输工具。如果起重机离开路面移动到恶劣路况下（脏且沙软的路面）不平的，其构造根据“全工况路面”的限定标准而建立，其要求实现：双驱甚至是三驱；两种速度范围，有一个特别慢的值；不同驱动轴的转换系统；轴端的特殊轴承；特殊的制动；提供低压的大尺寸的轮胎，在软地面上运转；独立的大车轮；悬空的地面监视和清晰的构造是非常重要的；安装及驾驶服务所有的主要点是绝对必要的对于在无路的情况下的各种类型的车辆，有一个良好的运行。当然起重机不得不在各种路况下工作，为此其装备了双驱。第74页共74页\n（附图见英文资料）液力传动动力传动的两种类型在液力传动中，用来将机械能（电能、化学能）转化成液力能的装置（泵）被布置在传动链的输入端，而用来将液力能转化成机械能的装置（马达）被布置在输出端。（图2-1）这种能量转化的理论上的设计依据是液力传动的各部分的伯努里方程。在系统中，流体静压力主要用来替代泵和马达，而在某些方面，流体动力是作为液力能转化后的力传动而被利用的（如离心泵）这种能量转换的特征取决于单位力的传动。他能说明这种微小力的液体静压力能转换和高压力的液体动力能转换更受人们的欢迎。（图2-2）者是液力转换被应用于工业器械的主要原因。液力传动的能量转换1、原动机（电机、内燃机）2、机械能3、泵4、液力能5、液压马达6、机械能7、负载在流体静力能和流体动力能中单位里的质量变化替代能量转换仅应用以下几方面，在液体静压力转换中相关的替代执行元件提供一个或数个工作室，他们恒定或尺寸可变。泵的工作室在外部能量进入时伸长，马达是靠液力能，工作是伸长时液体流入，而收缩时实现流体流出。这些装置通常被称为能量转换装置。液体充满一个体积为V1的容器，在压力P1下所作的功W是压缩功W1和改变液体的功W2组成的。为了分析这个过程，让我们假设一个活塞机构（图2-3（a）），它是有两个阀Z0、Z1和贮液器连接而成，表面压力为P0，贮液器内部压力为P1，活塞处于上部的X=X0处，Z0打开，液体充满体积为V0的汽缸，压力为P0，现在关闭阀Z0，并且开始向下移动活塞，如果Z1关闭，当活塞下降到X=X1处时，液体体积由V0变为V1，此时压力升至P1，驱动活塞所作的外部功是（假设热量改变）W1=-∫X1X0(P-P0)Adx=-∫V1V0(P-P0)dv制动器的应用第74页共74页\nYWW系列电力液压块式制动器是一种常闭、卧式安装的制动器，主要用于门座式起重机、斗轮堆取料机以及中大型塔式起重机回转机构的制动。YKW系列电力液压块式制动器是一种常开、卧式安装的制动器，推动器为闭合（上闸）驱动装置，它通过脚踏开关控制，司机在司机室内可随意空。主要用于门座式起重机和塔式起重机等回转机构的减速制动。当需要在机构断电时（非工作状态）进行制动，可通过增设手动闭合（上闸）来实现。RKW系列制动器为常开式、液压驱动、卧式安装的制动器。通过脚踏式液压泵进行控制，可实现随意制动。主要用于中小型门座式起重机和塔式起重机的回转机构。带有手动闭合（上闸）装置，在非工作状态下有需要时，可通过其进行维持制动。主要设计特点联锁式退距均等装置，专利技术，在使用过程中可始终保持两侧瓦块制动衬浮贴制动轮的现象；设有瓦块自动随位装置。主要摆动铰点均设有自动润滑轴承，传动效率高，寿命长，在使用过程中无需润滑。设有可调式支撑装置，确保制动器工作灵活自如。制动弹簧在方管内布置）（仅YWW产品）并在一侧设有标尺，用户可十分方便的读出制动力距值，免去测量和计算的麻烦。制动衬垫为卡装式整体结构，更换十分方便，快捷，备有半金属（无石棉）硬质和半硬质，软质（含石棉）等不同材质的制动衬垫供用户选择。全部采用本公司新型推动器配套，动作灵敏，寿命长。第74页共74页