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4.2.3 l41与l42的计算
如图3-所示，在三角形CZF中：
l41?l11?k3?2k3cos?1
?2728mm2l42 = k3l41 = 1.4×2728 = 3820 mm
α3 9= ∠ZFC = COS-1（l422+l12–l412）/2×l1×l42 = 24.5° 4.2.4 l5的计算
由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.4
α11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α11 = 62.5。 斗杆油缸全缩时，∠ CFQ =α32 –α8最大，依经验统计和便于计算，初选（α32 –α8）max = 160 。
由于采用双动臂油缸，∠BCZ的取值较小，初取∠BCZ = 5 如上图4-1所示，在三角形CZF中： ∠ZCF= π-α1-α39
= 180-120-24.5 = 35.5
∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB =35.5-10 = 30.5 由3-34和3-35有
H3max = YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 (4-1) = YA+ l5 Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180） –l3 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11- YA) (4-2) 由4-1、4-2式有：
H1max + H3max = l1Sin（θ1max-α2-α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180）+ l1Sin（α11-θ1min+α2）+ l2 (4-3)
令 A =α2+α11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （α32 –α8）max = 93 +（-160）=-67 将A、B的值代入4-3式中有
H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1max +67）+1]= 0
(4-4)
又特性参数k4 = Sinθ1max/ λ1Sinθ1min
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则有 Sinθ1min = Sinθ1max/ λ1 k4
=Sinθ1max/0.65 (4-5)
cos?1min?1?sin2?1min?1?(sin?1max0.65)将4-5、4-6代入到4-4式中
2 (4-6)
6485+6630-5700×[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 [Sin（θ1max +67）] =0
()
解之： θ1max = 152 θ1min = 46.1
而θ1min与θ1max需要满足以下条件
θ1min = COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ] (4-8) θ1max = COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ] (4-9) 将θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得： ρ = 2.51 σ = 3.1 1
而ρ+1=2.51 + 1 = 3.51 〉σ (4-10) （1 + σ）/ρ = 4.1 1/2.51 = 1.64 〉λ （λ= 1.6） (4-11) ρ、σ满足4-10、4-11两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。 则
l7 = σl5 =3.11 ×750 = 2370mm (4-12) 至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。
4.3 斗杆机构基本参数的选择
D l8
D：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.
E20 l9 E2Z ψ2max F 图4-1 斗杆机构基本参数计算简图
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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 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2
3 -3
= 100×10×（3167+1550）×10/31.4×π
×(70)2×10-6
= 975 mm
如图4-1所示图中，D：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；l8：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) 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 = 90 由上图的几何关系有:
l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2] l8 = 3820 mm
而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130～170之间.初定∠EFQ=150,动臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10. 至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。
5 回转机构设计
5.1 回转支撑的选择
滚动轴承式回转支撑广泛用于全回转的挖掘机，起重机和其他机械上。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的。结构上相当于放大了的滚动轴承。
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本论文所设计的液压挖掘机为50吨级中型挖掘机，参考国内同型号的液压挖掘机选择单排四点接触球式回转支撑JB2300-84，型号： 012.40.800
该回转支撑外齿齿数Z=94 齿顶圆直径D=970mm 模数m=10
5.2 减速器输出小齿轮主要尺寸的计算
小齿轮与回转支撑大齿轮外啮合，传动比为5。
小齿轮齿数Z2=94/5=18.8,根据回转机构对输出小齿轮齿数的一般选择，圆整Z=20 模数m=10
回转支撑大齿轮主要尺寸：
分度圆直径：错误！未找到引用源。 齿顶圆直径：错误！未找到引用源。 齿宽：错误！未找到引用源。 中心距错误！未找到引用源。 小齿轮主要尺寸：
分度圆直径：错误！未找到引用源。 齿宽：错误！未找到引用源。
齿根圆直径：df2?d2?2hf?200?3?10?170mm
顶圆直径：da2?d2?2hf?200?2?1.25?10?225mm
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5.3回转减速器设计
回转机构一般选用行星齿轮传动，行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比
较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。
5.3.1液压马达选型
液压挖掘机转台最大扭矩为1.42吨?米?13916N?m，最大转速n?6.6r/min 回转减速器输出齿轮与回转支撑外啮合 传动比取5 液压马达转速初定为1200r/min 则减速器总传动比i?1200/6.6/5?36.3
液压马达输出最小扭矩T?13916/36.3/5?76.67N?mm 假设行星齿轮减速器效率为90%, 液压马达储备功率系数1.1 所需液压马达额定扭矩T0?76.67?1.1?0.9?93.7N?mm 型号规格 输出转矩 （N?m） 工作转速 （r/min） 入、行星架输出的形式串联。
两级行星轮数都选np=3,高速级行星架不加支撑，与低速级太阳轮之间用浮动齿 轮联轴器联接，以实现高速级行星架与低速级太阳轮的浮动均载。
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MFBQA20 100 1200 减速器传动比i=1200/6.6/5=36.3,属二级NGW型的传动比范围。拟用两级太阳轮输