挖掘机工作装置结构设计
臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10.
4.5 铲斗机构基本参数的选择
4.5.1 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φH2max-H3max = l3（SinφD0 +1） 9315-6485 = 1550（SinφD0 +1） φD0 = 55
最大转角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选φ3max = 165 。
4.5.2 铲斗机构其它基本参数的计算 G F l12 l24 L3 M D0：
l29 K l2 N l21 Q l3 V l12：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4-3 铲斗机构计算简图
在图4-3中，l12：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。则有：
l24 = KQ = k2 l3 = 0.29×1550 = 1550 mm L3max 与L3min 的确定
铲斗的最大挖掘阻力F3J max 应该等于斗杆的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。
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挖掘机工作装置结构设计
粗略计算知斗杆挖掘平均阻力F3J max = F3J max /2 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J：
W3J = F3J max l3 φ3max (4-24) = 6.9×105×1.55×165×π/180 = 3.08×105 N.m 由图4-4知，铲斗油缸推力所做的功W3： W3 = F3 （λ2-1）L3min
= 31.4×106×π×552×10-6×0.6×L3min ??????[4-25] 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W3J ： W3 = W3J ??????????????????[4-26] 将4-24、4-25式代入4-26中计算可得： L3min = 1720mm
则L3max =λ3 L3min =2750mm
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% [1，79-80]。 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。保证△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破
坏。
在保证以上两个条件，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 = 600mm； HN = 640mm；
NQ = 400mm； FN = l2-NQ = 2600mm； GF = 800mm； 由预选∠GFN = 60
则 GN2 = FN2 + GF2 – 2×COS∠GFN×FN×GF GN = 2300mm
至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。
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挖掘机工作装置结构设计
5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，要确定这些结构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定结构件最不利的工况，并找到在该工况下的最危险截面，以作为受力分析的依据。但结构件不利的工况和在该工况下的危险截面往往不止一个，这需要分别计算出 尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最后的确定尺寸。
5.1斗杆的结构设计
5.1.1 斗杆的受力分析
斗杆主要受到弯矩的作用，故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可能有以下两个： 第一工况位置，其满足以下条件：
（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） 侧齿挖掘时受到横向力Wk的作用 第二工况位置，该工况满足以下条件：
（1） 动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e1max处。 （2） 斗杆油缸的力臂最大。
（3） 铲斗齿尖位于F、Q两铰点的连线上或铲斗位于最大挖掘力位置。 （4） 挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力 Wk的作用。 5.1.1.1 第一工况位置的受力分析
在这个工况下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大[3]。
该工况的具体简图如图5-1所示。取工作装置为研究对象，如图5-2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
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挖掘机工作装置结构设计
向阻力W1、法向阻力W2、侧向阻力W3。
B D Y
C A E F G X N Q K V H 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 斗杆第一工况时的工作装置简图
HK-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
F N Pd H K W2 Q W1 G3 图5-2 铲斗受力分析简图
当斗杆油缸全缩时，通过前面的章节可以得出α21 = 45，由图5-1可知CF的向量可以表示为：
FC = 5400[COS（180-45）+Sin（180-45）]
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= 5400（COS135+Sin135）
由前面的章节计算结果知：∠ZFC = 24.5，并初选DF = 3000mm。 在△DEF中 ∠DEF = 90
COS∠EFD = EF/DF = 940/3000 解得∠EFD = 72 在□CDEF中
∠EFC = ∠ZFC+∠DFZ+∠EFD = 24.5+10+72 = 106.5 ∠EFQ在前一章节已经初定为150 由以上的角度关系知：
FV = 4500[COS（134-106.5-150）+Sin（134-106.5-150）]
= 4500（COS122.5+Sin122.5） （5-1） OV = OC + CF + FV （5-2） = 1777（COS87+Sin87）+5400（COS-45+Sin-45）+
4550（COS-122+Sin-122）
则XV = 1777COS87 + 5400COS（-45） + 4550 COS（-122）
= 1542 mm （5-3） 由（3-17）式可i= 0.336 则可得此时铲斗的理论挖掘力：
F0D =F D i = 2.98×105×0.336=1.0×105 N 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′= l3 COS（-122）/2=274mm 取铲斗为研究对象，如图5-2所示，并对Q点取矩，则有 ∑MQ = 0
（F0D- W1）l3 –G3 r2′ = 0
（105- W1）×1.55-7000×0.274 = 0 W1 = 105 N
法向阻力W2 的求解：
工作装置所受重力对C点取矩有
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