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斗杆正转 斗杆反转 动臂举升 动臂下降 回转运动 行走运动 挖掘、姿势调整 姿势调整 举升、姿态调整 姿态调整、辅助作业 挖掘与卸载转位 场内转位、调整作业位置 大 不大 较大 一般 高 高 高 较高 高 较高 高 高 最好有锁定 最好有锁定
复合运动 铲斗正转+斗杆正转 铲斗反转+斗杆反转 斗杆正转+动臂举升 动臂举升+回转运动 动臂下降+回转运动 表2-2常见复合运动要求一览表 应用工况 特点与要求说明 复合挖掘 功率需求大、变速要求高 卸载 功率需求较小 平整土地 要求操纵兴性能好 挖掘与卸载转位 功率需求大，变速要求高，动力分配可调整 返回向挖掘处 两者载荷差别大、速度要求高 2.5.3 结构强度要求
液压挖掘机结构强度是工作装置设计的关键之一，工作装置的结构和所承受的载荷是十分复杂的。要求满足工作装置各部分的受力的情况下，保证工作装置的强度和刚度特性。
在设计液压挖掘机的工作装置时，要求尽可能减少焊缝和变形，这不仅增加了构件强度，而且缩短制造周期，降低了成本。要求动臂下支点及动臂油缸支承在平台主梁的整块钢板上，这不仅增加构件强度而且减少焊接，而且防止焊接变形。斗杆要求采取整块钢板下料。为了减少焊接变形及焊接应力，要求采用型钢及压型等结构。在结构件设计中为求等强度，要求采取局部加强的措施。
动臂、斗杆要求改为焊铸结构，在应力较高的部位以铸代焊，这样大大提高了结构件的冲击和疲劳强度。为确保焊接强度，要求所有铰接部均采用铸钢件。结构件的破坏主要是由于冲击疲劳，因此实际破坏时常不在负荷最大部位，而是应力集中部位。为减少应力集中，应使焊缝与应力集中部位错开，在主要受力铰接支承处采用铸钢件。
2.5.4 经济性要求
液压挖掘机经济性评价指标有能量指标、作业循环时间减小、机重轻、延长维修周期和挖掘机寿命周期、加快维修进度和降低维修费用、司机操作的舒适性等。
能量指标(即消耗于单位土方的能量)虽不宜作为评价土方机械技术经济效率的通用准则，但由于工作装置单位重量和价格相对整机而言都较小，常用能量指标来表征工作装置结构现代化的程度，这种符合能量指标的工作装置应能完全满足技术与使用要求，且足够可靠。从能量指标角度来看，要求液压挖掘机的挖掘力大，工作装置的重量轻，挖掘速度高。
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决定挖掘机生产率的基本因素是工作循环时间包括挖掘时间、向卸载点运行时间、卸载时间、向工作面返回时间。挖掘时间取决于挖掘速度的高低(合理值约为0.75m/s)，过高的挖掘速度将增加操作人员的紧张和疲劳程度。为减少运行时间和返回时间应在允许的情况下尽量减小回转角。回转角的合理范围一般为70o~180o，最佳角度为90o。回转角度过小时，由于达不到最大回转速度，不能充分利用发动机的功率，从而增加运行和返回时间。卸载时间主要取决于铲斗的结构和土壤性质。
2.5.5 其它性能要求
液压挖掘机的工作装置除了满足上述基本设计要求之外，还需要满足其它的一般性能要求。例如，通过实现零部件的标准化、组件化和通用化，降低挖掘机的制造成本；提高液压挖掘机各功能部件的工作可靠性和耐久性，以满足液压挖掘机作业条件恶劣的要求；降低振动和噪声，重视其作业中的环保性等。
2.6 液压挖掘机工作装置的设计原则
对于液压挖掘机工作装置的设计，一般应考虑以下几个原则：
（1）位置特性：满足主要工作尺寸及作业范围的要求，在设计时应考虑与同类机型相比时的先进性，性能与主参数应符合国家标准之规定。运输或停放时应有合理的姿态。
（2）运动特性：功率利用情况好，理论工作循环时间短。
（3）动力特性：满足整机挖掘力大小及分布情况的要求；应考虑到整机稳定性。 （4）结构特性：确定各铰点布置，结构形状应尽可能使受力状态有利，在保证刚度和强度的前提下，重量越轻越好；工作装置应安全可靠，拆装维修方便；液压缸设计应尽量采用系列参数。
（5）特殊使用要求：附属装置如破碎捶等。
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3工作装置运动学分析
3.1 动臂运动分析
L1min:动臂油缸的最短长度；L1max: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
L1min:动臂油缸的最短长度；L1max:动臂油缸的伸出的最大长度；?1min:动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；?1max: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×l5
θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2×l7×l5] 式(3-1) 在三角形BCF中：
L222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1
α20 = COS-1[（l72+ l12- L222）/2×l7×l1] 式(3-2) 由图3-3所示的几何关系，可得到α
21的表达式：
α21 =α20+α11-θ1 式(3-3)
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当F点在水平线CU之下时αF点的坐标为
21为负，否则为正。
XF = l30+l1×cosα21
YF = l30+l1×Sinα21 式(3-4) C点的坐标为
XC = XA+l5×COSα11 = l30
YC = YA+l5×Sinα11 式(3-5) 动臂油缸的力臂e1
e1 = l5×Sin∠CAB
式(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 式(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；
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×l9
θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] 式(3-8) 由上图的几何关系知
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φ2max =θ2 max-θ2min 式(3-9) 则斗杆的作用力臂
e2 =l9Sin∠DEF 式(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 式(3-11) 在三角形HNQ中
L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21
∠NHQ = COS-1[（l212+l142- L272）/2×l21×l14] 式(3-12) 在三角形QHK中
α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] 式(3-13) 在四边形KHQN中
∠NHK=∠NHQ+∠QHK 式(3-14) 铲斗油缸对N点的作用力臂r1
r1 = l13×Sinα32 式(3-15) 连杆HK对N点的作用力臂r2
r2 = l13×Sin ∠NHK 式(3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 连杆机构的总传动比
i = （r1×r3）/（r2×r4） 式(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
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