挖掘机工作装置结构设计
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 = 2335mm (4-12) L1min =ρl5 = 2.51 × 750 =1880mm (4-13) L1max =λ1 L1min = 1.6×1880 = 3010mm (4-14) 至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。
4.3 动臂机构基本参数的校核
4.3.1 动臂机构闭锁力的校核 正常的挖掘阻力 W1J ：
W1?C{R[1?cos?max1.35]}BAZX?D (4-15)
?max??在4-15式中，W1—— 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3；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1550mm；ψmax——某一挖掘位置时铲斗总转角的一半；ψ——某一挖掘位置处转斗的瞬时转角，在此处由于是求平均挖掘阻力，故初取ψmax =ψ = 54.5；B——切削刃宽度影响系数，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×1.04 = 3.7；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，由于是初步设计，故预取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 = 1.35 × 104N。
将以上的数值代入到4-15式中可以解得： W1J = 0.55× 105N。 由图3-7知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：
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M1J = W1J（H1max + YC）
= 0.55× 105×（6.63 +1.775）= 4.6× 105 N.m (4-16) 动臂油缸的闭锁力F1′
F1′ = P1×S1′ （S1′：动臂油缸小腔的作用面积） = 3.43×107×π×（702 – 452）×10-6
= 3.1×105 N
最大挖掘半径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 = 1320kg 斗杆G2 = 700kg 铲斗G3 = 700kg 斗杆缸G4 = 200kg 铲斗缸G5 = 115kg 连杆机构G6 = 130kg 动臂缸G7 = 350kg 当处于最大挖掘深度时： θ1 =θ1min = 46.1 α2 =θ1 +α21 -α11
=46 + 47 – 62.5 = 30.5
由图3-7有
MG ≈ （G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ）l1COS20 = （660+700 +700 +200 +115 +130 ）×5.4×COS20
= 0.94 ×05N .m (4-17) 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 × l5 Sinθ1min / l1min + MG
= 2×3.1×105 ×2.335×0.75×Sin46/1.88 + 0.94×105
= 5.1×105 N .m ≈M1J = 4.6× 105 N.m (4-18)
在4-18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，满足要求。
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4.3.2 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4-1 最大挖掘半径时工作装置结构简图
工作装置重量GG+D =G2 +G3 +G5 +G6
= 700 + 700 + 115 + 130
= 1645kg ≈ 1.8q×103 （q ：斗容） 按经验公式取土的重量：
GT = 1.7q×103 = 1530kg
当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图4-1所示，则有： MZ = G1+4 ×l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7 l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）
= （1320+200）×2.7 + 1645×（5.4+0.7×3）+ 1530×（5.4+3-0.775） = 2.8×105 N.m
动臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 3.14×107×π×702×10-6=4.83×105 N 在如图3-3所示，在三角形CAB中：
∠ACB =α2 +α11 +α21
=30.5+62.5+0
= 93
L1?AB2?AC2?BC2?2?cos?ACB?AC?BC?l5?l7?2?l5?l7?cos97?2540mm第 23 页 共 69 页
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L1 e1 = AC×BC×Sin∠ACB (4-19) 即:2320×e1 = 750×2335×Sin97 e1 = 750 mm
则此时斗杆油缸提升力矩:MT = F1 e1= 31.4×106×π×(70)2×10-6×2×0.75 = 1.5×106 N.m ＞MZ (4-20)
故满足要求
4.3.3 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3-6，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。 θ1 =θ1max =152 α32 =α32max = 160 α2 = 30.5
α21 =θ1-（α2 +α11）
= 152-（30.5 + 62.5） = 59
α37 =α32 - （π-α21） =160-（180-59） = 39
则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩MZ′： MZ′ = G1+4 H1 + GG+D（H1+l2COS39/2）+ GT （H1+l2COS39–l3/2）
= （1320+200）×36.4 + （3.64+3×COS39/2）×10+ 15300×（3.64+3×
COS39-1.55/2） (4-21)
= 2.2×105 N.m 此时对于动臂油缸而言：
L1 = L1max = 2454 mm θ1 =θ1max = 152 同4-19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e2 = 375 mm
此时动臂油缸的提升力矩MT可参考4-20求得：MT = 2.8×105 N.m ＞MZ′ 说明满足要求。
4.4 斗杆机构基本参数的选择
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D l8 F 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 E2Z l9 ψ2max 图4-2 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 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2
3 -3
= 100×10×（3000+1550）×10/31.4×π
×(70)2×10-6
= 940 mm (4-22)
如图4-2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) (4-23) 由4-23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 = 90 由上图4-3的几何关系有: L2min = 2×l9×Sin (ψ2max/2)/(λ2-1) = 2×940×Sin 45/(1.6 -1) = 2215 mm
L2max = L2min + 2×l9×Sin (ψ2max/2) = 2215 + 2×940×Sin 45 = 3545 mm
l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2] = 22152+ 9402 + 2×2215×940×COS135 l8 = 2995 mm
而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130～170之间[1].初定∠EFQ=150,动
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