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1、矿用挖掘机的总体设计摘 要挖掘机行业是工程机械行业的排头兵，大型矿用挖掘机可以实现完全机械化,具有机械化自动化程度高、斗容量大、环保性能好、挖掘效率高、进度快、机动性能好等优点，故在在冶金、能源、矿山等方面有广泛的应用。由于常常在野外和露天作业，工作环境十分恶劣，要求挖掘机的各个装置既要结构合理,性能安全可靠又要尽可能降低成本。总体设计是挖掘机设计中极其重要的环节，挖掘机的总体设计就是根据设计说明书中所要求的规格及使用条件，合理的选择机型、性能参数、整机尺寸及各主要部件的结构形式并进行合理布置。本文通过对挖掘机总体布置，机器外型尺寸的确定，动臂铰点位置的确定，合理接地比压的确定，提升、推压、回
2、转、行走电动机功率的确定，最小转弯半径的确定，铲斗容量的计算、生产率的计算、平衡及配重的计算、工作装置的受力分析等实现其对挖掘机的总体设计。本文还介绍了挖掘机国内外发展的现状及趋势、挖掘机的结构组成及工作过程，动臂结构原理及其功能。使用AutoCAD2006软件绘制挖掘机总体布置图、动臂焊接结构图及铲斗、斗杆等零件图。通过CATIA建立动臂三维模型导入PRO/E中进行有限元强度分析，校核动臂设计效果。关键词：矿用挖掘机 总体设计 工作装置设计 有限元分析AbstractExcavator industry is the vanguard of the construction machiner
3、y industry, large-scale mining excavator can achieve full mechanization, with a high degree of mechanization and automation, fighting capacity, performance and environmental protection, high efficiency, faster progress, good mobility and many other advantages, so it is widely used in broad places li
4、ke Metallurgy, energy, mining and other aspects of industry. As it is often work in wild and open-air, the negative working environment require various devices excavator with a rational structure, performance, safety and reliability as well as reduce costs as much as possible. Collectivity Design Of
5、 8m Mining Excavator is the important part of the overall design process.Excavator design is according the design specification of the specifications and conditions which required of Design Manual to choice a reasonable models,general layout excavators, machine determine the size of appearance, Boom
6、 hinge location identification, reasonable ground pressure than the identification, upgrade, pushing pressure, rotation, the determination of operating motor power, the determination of the minimum turning radius, shovel fighting capacity, productivity, weight and balance calculations and work force
7、 analysis, thus to finish the overall design of 8 Cubic meters excavator.This paper describes the domestic and foreign development of excavators status and trends, as well as the composition and structure of the excavators working process., the principle and function of the boom . Using the AutoCAD2
8、006 software to draw the excavators overall layout, the structure of the welding boom and bucket and other part maps. Through the software of catia to estabishment three-dimensional model of strength and then put it into PRO/E to make the finite element analysis.Key words: mining excavators, overall
9、 design, Collectivity design finite element analysis目录第一章 绪论11.1 机械式挖掘机概述简介11.2 国内外机械式挖掘机发展21.2.1 国外的发展现状及趋势21.2.2 国内的发展现状及趋势31.3 本设计的研究主要内容、目的及意义4第二章 机械式挖掘机结构原理62.1 机械式挖掘机结构62.2 机械式挖掘机工作原理62.3机械式挖掘机各部分的构成72.4 动臂结构原理介绍72.4.1动臂整体概述72.4.2 动臂各部分功能概述8第三章 工作装置的设计计算113.1概述113.2动臂强度计算123.3平台回转时动臂的强度验算153.4
10、平台回转时动臂强度验算203.5平台回转时斗柄的强度计算23第四章 挖掘机稳定性分析及生产效率计算244.1挖掘机最小平衡重计算244.1.1确定允许的最小平衡重244.1.2确定合理的平衡重264.2挖掘机的稳定性计算284.2.1 正常工作时最不利的情况294.2.2 挖掘机在工作面内以最大挖掘力挖掘障碍的情况294.3单斗挖掘机的生产率计算30第五章 动臂模型的建立及其有限元分析325.1 CATIA软件简介325.2 CATIA建立动臂模型335.3 动臂有限元分析345.4 结论34致 谢35参考文献36第一章 绪论1.1 机械式挖掘机概述简介我国是一个发展中国家，在辽阔的国土上正在
11、进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。世界各国经验表明，露天开矿由于可以采用大型采矿设备，故产量大，适应对矿物日益增长的需求量的要求；漏填开采比井下开采效率高510倍，而成倍低12倍；基本建设速度快1倍，容易实现自动化采矿，生产安全、回采率高，经济效果好等优点。目前，国内外大型露天矿山开采工艺，主要有间断式、连续式和半连续式三种。间断式开采历史悠久，技术发展比较成熟，它主要应用的设备有钻孔机械、单斗挖掘机、矿用自卸汽车或机车运输，其特点是装载和运输都是间断式作业。连续式开采用于煤矿，主要设备为斗轮挖掘机，皮带运输机、转载机和排土机。半
12、连续式开采应用于深凹露天矿山，其特点是挖掘装载工作是间断的，而后部运输是连续作业，漆树要设备有单斗挖掘机、汽车、破碎机组、胶带运输机和排土机等。我国矿山主要采用的是间断式开采，而小龙潭煤矿用连续式开采。挖掘机是露天矿间断式开采的主要设备，它达到完全机械化、效率高。据统计1台1立方米的单斗挖掘机在四级土壤中挖掘功率相当于400人的劳动量；而1台日产量为20万立方米的斗轮挖掘机可以代替56万人的劳动量，可见其惊人的生产能力。我国露天矿开采规模小，技术水平较低。目前小型露天矿主要设备是孔径为150200mm的潜孔钻机和部分孔径为250310mm的牙轮钻机，斗容量为34立方米的单斗挖掘机，载重量为15
13、、20、27.5t的自卸汽车。而年产量在1000万t级的露天矿配套设备有250310mm孔径的牙轮钻机，斗容量为1016立方米的单斗挖掘机和载重量为100t的电动轮自卸车。对于生产量大于1000万t级到1500万t级的电动轮自卸车。根据我国“七五”规划，新建、扩建后露天开采的六大煤矿、四大煤矿和两个同矿工需要机械式单斗挖掘机812立方米的41台，16立方米的23台，26立方米的26台，14立方米正铲液压挖掘机12台，其它配套有自卸汽车68108t的141台，154t自卸汽车251台。但是，当时我国挖掘机生产能力远远不能满足这一要求。近几十年我国过挖掘机行业和工程技术人员作出了巨大的努力，取得了
14、很大的成就。露天煤矿开采配套设备中挖掘机是主要设备，在设备投资，经济效益上都起主导作用。机械式单斗挖掘机是一种重要的工程机械，它利用单个铲斗挖掘和铲装土壤和石块，被广泛地应用于土方施工中的挖土工作，矿山工程中的剥离表土工作，以及采掘矿石和装载工作中。它对于减轻繁重的体力劳动、加快施工速度、提高劳动生产率能够起到很大作用。 矿用挖掘机是具有悠久历史的采装设备，其特点是斗容量大，作业效率非常高。1.2 国内外机械式挖掘机发展1.2.1 国外的发展现状及趋势工业发达国家的挖掘机生产较早，挖掘机生产厂家较多且系列齐全，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量3.5-40m3单斗挖掘机的主要生产国，从20
15、世纪80年代开始生产特大型挖掘机。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展：1. 开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。挖掘机出现微型化、一机多用化方向发展。2. 迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。3. 重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。4. 更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。5. 加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。6. 迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。1
16、.2.2 国内的发展现状及趋势我国的矿山工程机械起步于20世纪60年代中期，由当初的测绘仿制发展到了目前的研制开发。近年来，随着我国经济的高速发展，对资源产品的开采使用以规模化、高效化和清洁化为主要方向，建设大型矿业基地将成为煤炭行业发展，冶金工业也面临矿山大型化和设备大型化的发展趋势，这些使国内市场对挖掘机械的需求保持上升的态势，促进了国内挖掘机生产技术的不断发展。在徐挖、太重、柳工、三一等国内挖掘机制造企业的努力下，外资品牌挖掘机一统天下的情况正在改善，不过露天矿山所使用的20至50立方米大型矿用挖掘机，一直全部为进口或与外国公司合作生产的产品，其核心制造技术被国外公司所垄断的局面还有待进
17、一步改善。面对外资咄咄逼人的竞争态势，徐挖努力加强与国内同行彼此间的交流和合作，同时不断从国外引进世界尖端研发技术和研发手段，并与著名大学不断合作研发，在挖掘机技术发展上作出了不少成果。太重作为我国最早生产制造大型矿用挖掘设备的企业，其大型挖掘机的研发经历了原始创新、合作制造和引进消化吸收再创新三个阶段，发展步伐一直在国内的前列。2006年以来太重成功的研制了具有完全知识产权的20m 、27m的挖掘机，并在神华准格尔能源有限公司投入使用，打破了国外公司在大型矿用机械的产品和技术垄断，也使公司成为世界上少数几个自主生产大型矿用机械的企业之一。不过总的来说，目前我国机械与国外工业发达国家还有很大差
18、距:产品档次不高，质量、可靠性较差;现有总体工艺装备水平低；技术工人水平低，技能人才缺乏;自主开发能力弱等。我们还根据自身的实际情况，发展适合我国工程建设的机械，同时紧跟科技发展趋势开发科技含量高的产品，达到同国外企业竞争的目的。1.3 本设计的研究主要内容、目的及意义挖掘机和其他机器一样，都是由许多零件，部件相互组合而成的一个整体。它的性能不仅决定于各个零件、部件设计的是否合理，而更主要的是决定于各部件性能的相互协调。换句话说，挖掘机的总体设计对整机的性能起着决定性的影响。如果设计中缺乏对整机的全面考虑，即使各部件设计的良好的，但他们组合在一起却不一定能获得良好的性能。挖掘机的总体设计的主要
19、内容是：（一） 挖掘机主要参数的确定；（二） 挖掘机各主要机构结构方案的确定；（三） 动力装置和传动系统的确定；（四） 各主要机构的作用力、速度、功率等的分析计算；（五） 挖掘机生产率的计算；（六） 挖掘机稳定与平衡的计算；（七） 绘出总图和部件草图。长期以来我国挖掘机设计一直沿用传统的设计方法，利用经验公式首先作出一系列可行方案，然后在这些方案中找出一个比较好的投入生产。这种方法工作量大，设计周期长，设计质量低，而且得出的方案也不一定是最优方案。它已不能适应现代挖掘机产品设计的要求。在挖掘机设计过程中，机构参数的确定是一件非常复杂的工作，影响这些参数的因素也很多，所有这些参数之间相互制约，所
20、以我们有必要采用先进的设计方法来设计挖掘机的工作参数，进而提高挖掘机设计水平、产品质量、效率和竞争能力。 为适应日益激烈的市场竞争，国内各厂家在引进国外先进设备的同时，也积极地对其进行消化吸收并进而为更新换代作准备，力争能够自力更生地制造高效率、大容量的挖掘机来装备国民经济各部门。大型矿用挖掘机主要配装大型自卸车，用于大型露天矿的开采铲装，它以其作业效率高，作业能力强而成为大型露天矿开采的重要设备，在矿山开采和生产中的作用和地位十分重要。动臂作为矿用机械式单斗挖掘机工作装置的重要组成部分，本课题研究了它的结构的参数化设计方法及程序实现，设计完成后利用开发好的参数化设计模块，通过输入一些关键的参
21、数，在几分钟内实现大型矿用机械式单斗挖掘机动臂的快速建模和自动装配，为后期动臂的静力学和动力学分析提供模型，并可通过分析结果选择更优的参数输入设计模块，建立出优化后的动臂模型。避免了普通建模时耗时、重复的劳动，大大节省了建模时间，同时利用该模块也为产品的系列化开发提供了很大方便。第二章 机械式挖掘机结构原理2.1 机械式挖掘机结构2.2 机械式挖掘机工作原理正铲工作装置主要由动臂、斗柄、铲斗和推压轴组成。动臂下端铰接于平台上，上端通过滑轮用变幅钢绳保持其固定位置，调节变幅钢绳长短，可调整动臂的倾角。铲斗提升钢绳，下降则靠铲斗自重。为保证挖掘，推压轴能够推出斗柄，斗柄也可以绕推压轴转动。 工作时
22、，钢绳提升铲斗，同时推压轴把斗柄推向工作面。铲斗提升也推压同时动作，在运动中使斗子装满铁矿石，然后离开工作面，回转到卸载处，卸载后再回到工作面开始下一次的挖掘工作。在工作中可以调节斗柄的伸缩量，以调整铲斗位置，以便挖掘或卸载。卸载是打开斗底，铁矿石靠自重卸出。2.3机械式挖掘机各部分的构成（一） 工作装置 包括挖掘土壤的铲斗和支持铲斗的构件，后者是动臂以及把铲斗和动臂连起来的构件（斗柄、推压机构或钢丝绳等）。（二） 支撑行走装置 支撑整个机体，保证机器的运行，在中小型单斗挖掘机中，用轮胎或双履带行走装置，在大型单斗挖掘机中，用步行式行走装置或四履带、八履带行走装置。（三） 动力装置和传动机构
23、（提升机构、推压机构、回转机构、动臂起升机构、斗底开启机构）、操纵装置、润滑装置、及其他附属设备。2.4 动臂结构原理介绍2.4.1动臂整体概述动臂一般采用全焊接结构，动臂在满足其功能的前提下，要求其自身重量应足够轻；当挖掘材质坚硬的矿物时，动臂自身重量又应应足够重。为了尽可能较好协调地满足这两方面的要求，现在人们通常采用经过有效锻造后再用回火工艺处理过的高强度合金钢制成合适的板材，经过焊接制成动臂。目前国内外的大型机械式挖掘机如P&H公司生产的2800XP、4100XP，太重生产的WK-27、WK-35大体都采用如图所示的外形，从整体结构来看，它具有对称形式的结构，在空间上关于XC-ZC平面
24、对称。从XC-ZC平面内来看，动臂采用了中心线是直线（支撑踵铰孔推压轴孔天轮安装铰孔三者的连线），中部（推压轴孔附近）加强，变断面，下弦突出的鱼腹式结构，这种鱼腹式结构具有很大强度和良好的扭转刚度。从XC-YC平面内来看，动臂是单梁箱形结构，支撑踵的铰轴孔（支撑踵两个铰孔）分开一段距离，以便帮助动臂承受机身回转时所受的惯性力和斗杆作用在动臂上的扭转作用力。2.4.2 动臂各部分功能概述2.4.2.1 动臂中部动臂中部主要有推压轴齿轮箱箱体的下箱体、推压轴支撑套，推压轴孔支撑板等结构。推压轴齿轮箱箱体的下箱体和推压轴齿轮箱上箱体相连接配合组成整个推压轴齿轮箱用以安装容纳推压传动部分的所有齿轮，为
25、推压传动齿轮提供良好的工作环境。推压轴支撑套用于安装推压轴轴承和推压轴等零部件，通过推压轴齿轮箱内的齿轮把动力传递给推压轴，推压轴带动其上所安装的推压齿轮转动，从而使装有和推压齿轮相配合齿条的斗杆产生相应运动。图 3.2推压轴孔支撑板主要用于支撑推压轴支撑套，承受由推压齿轮传给推压轴再由推压轴传给推压轴支撑套的力。2.4.2.2 动臂顶端图 3.3动臂顶端有天轮支撑套、小侧板以及绷绳连接孔等结构。天轮支撑套用以安装天轮，在两个天轮支撑套内装上合适的锥形滚轴轴承，然后将天轮安装在其支撑轴上，支撑轴再通过锥形滚轴轴承装到动臂上。小侧板用于增加动臂顶端的强度和刚度，同时也起着将动臂顶端封住，使动臂成
26、为一个完整箱体的作用。小侧板和动臂侧板末端外伸，在小侧板和侧板末端外伸部分的合适位置开出四个绷绳连接孔，用于安装把动臂和A形架相连接的绷绳。2.4.2.3 动臂根部动臂根部是动臂和挖掘机机身相连接的部分，这部分主要有两个分开一定距离的支撑踵（参见图3.4），支撑踵分开一定的距离有利于增加机身回转时动臂对惯性力的克服，使动臂和机身的连接更加牢固、安全、可靠。图 3.42.4.2.4 动臂的其他部分图 3.5如图3.5，在动臂的内部，沿着动臂的长度方向有一系列有一定间距的横隔板，这些隔板和动臂的上板、下板以及两块侧板焊接在一起。采用这种结构的动臂具有足够的抵抗轴向挠曲和沿轴线垂直方向扭转的能力，并
27、具有很高的强度。为了减轻横隔板的重量从而减轻大臂的重量，将隔板受力极小甚至不受力的中间部分挖空，以达到目的。在动臂的两侧面下部还有一个小箱体，该小箱体是由高强度和耐磨的合金钢焊接制成，内部也具有相应的小横隔板（如图3.6所示），它的主要作用是动臂在中心轴垂直方向的最远处保持很大的强度和刚度，这样使在动臂整体上得到了刚度大强度好重量也比较轻的效果。同时，耐磨的小箱体能对侧面的斗杆起支撑作用，它拥有的可替换的耐磨侧板可以减少因斗杆的摩擦使动臂产生的摩擦损坏。图 3.6 小箱体内部结构第三章 工作装置的设计计算3.1概述本次设计为正铲工作装置的设计问题。正铲工作装置主要由动臂、斗杆、斗子的部件组成。
28、计算工作装置的强度，首先要确定计算载荷，计算载荷的大小，视其工作位置而定，所以，需要确定工作装置个部分最不利的工作状况，以下简称为工况。确定计算载荷的工况规则是：挖掘机在最重级土壤中工作状况（指设计提出的工作土壤级别），并由最不利的联合载荷作用。一般正铲工作装置受力有：斗子滑轮上最大提升力Ftimax;推压轴出最大推压力Ftu;由于斜切矿石或者接通回转机构产生的作用于侧边一个齿上的侧向作用力Fk;在斗齿伤作用的挖掘反力F1，F2。F1只能由提升力Ftimax产生，F2只能由Ftu及斜切矿岩产生。加长了的工作装置（长臂挖掘机），除了在挖掘，在重斗、斗柄全伸出回转，并以最大角加速度制动时，动臂、斗
29、杆可能发生的危险情况也应定位强度盐酸的工况，同时要考虑动载荷的作用。在计算工作装置的各部件时，由于采用的工况不同，铲斗提升力和推压力也不同，所以计算载荷的大小要根据船东形式，挖掘机结构及载荷的作用情况而改变。根据强度计算理论，工作装置的计算可分为以下几个步骤：（1）确定工况（2）根据工况确定计算载荷的简图，注明各力的作用方向及必要尺寸；（3）各力求值，在工作状态时Ftimax及Ftu由发动机功率求出，而其他各力由受力简图解析求出；（4）确定计算部件最危险断面；（5）确定危险断面上的载荷；（6）求出危险断面上的应力。3.2动臂强度计算此种工况为动臂受力最大位置，其受力情况是：斗柄全部伸出，其方向
30、垂直于动臂的中心线，此时铲斗进行挖掘，动臂受力最严重。因为此时推压力和动臂自重造成的弯矩最大，而提升力及变幅钢绳拉力S对动臂造成轴向压力最大；侧向力造成扭力也接近最大值。按此工况，动臂受力如图：图 挖掘时动臂受力图取动臂为脱离体，动臂所受的力有：Q，提升力，对多机驱动取最大提升力；，与Q相适应的提升卷筒周边钢绳的拉力，最大推压力反力，方向朝铲斗，垂直于动臂轴线；，动臂的重量，作用于动臂的重心处；S，变幅钢绳的拉力，支踵处的支座反力沿x，y轴方向的分力是铲斗自重，是斗柄自重，挖掘阻力W对动臂的影响不大，可以忽略不计各力的确定：，是由已经选出的电机功率确定的提升电机性能参数： ，2台。传动比，额定
31、力矩Me=3356.811牛/米，堵转。卷筒直径1.6米，经计算得最大提升力：931KN卷筒周边拉力是根据铲斗提升力Q按下式确定: Q=a (N)式子中： 滑轮组的效率a提升滑轮倍率取=0.97，a=1，则 =931KN铲斗侧齿上作用力用下式计算： = （牛）式子中 回转机构中制动器的制动力矩（） 回转中心到斗齿尖的距离 ,米 i从制动器回转轴到齿圈的传动比；回转机构的效率式子中 M=66702=13340 （），=15.2799 （），i=267.77，=0.85 则 =1.72 （牛）变幅钢绳的拉力S，可根据系统平衡方程式计算得到，根据图，对支踵处列平衡方程式，,则得到 解得 式子中 ，
32、=，=，=5.956米，=13米，T=650N，=4.61105 N代入数值得: S=1.402318 N3.3平台回转时动臂的强度验算此种工况下，斗柄全伸出，方向处于水平，斗内装满物料回转。因为当平台回转启动和制动时，发生离心力，造成动臂的附加载荷，取上述工况是以满载和以最大回转半径为出发点。对于加长了的工作装置更为重要。平台回转时动臂的受力情况如图所示: 图 12 平台回转动臂受力图 在回转时，挖掘机已经停止挖掘，提升钢绳只是支持铲斗，斗中矿石及部分斗柄的重量。此时，提升系统处于制动状态，该系统所受的力有：提升钢绳拉力Q；提升卷筒周边拉力；推压轴处反力,；变幅钢绳拉力S。为了计算此种情况下
33、整个结构的受力情况，把系统的自重及重量造成的各力与惯性力和离心力造成的各力值分别计算。并以S表示由自重造成的变幅拉力，S表示由离心力造成的变幅拉力；以T1表示自重造成的在推压轴的水平反力，以T1表示离心力造成的推压轴处的水平反力，则总的推压轴处水平分力和变幅拉力如下：T1=T1+T1S=S+S各力求值：现在根据受力简图，计算静态各力值，列出斗柄的平衡条件，对推压轴处取,忽略f的值，则 解得 Q= 代入数值得： Q=6.7573 N 由于提升钢绳处于制动状态，则作用力可写为 = 综合上面的式子可得 =6.96 N式中 动臂顶部滑轮的效率以斗柄为脱离体，求推压轴处反力T1。以水平投影，则T1=解得
34、 T1=4.785105 N求推压轴处另一反力T2（扶柄套对斗柄反力），可对垂直斗柄轴向投影 解得 =有： = =9.578.3259 N 同理，取动臂为脱离体，对支踵处取，得变幅拉力 + 代入数值得 =1.04 N 下面计算由于离心力而产生的，T1 假设动臂，斗柄的质量为沿其长度方向上均匀分布，铲斗及矿物重量当成集中载荷，并作用在铲斗重心处，则铲斗及矿石的离心力为 = 代入数值得： =3.8 N此力对支踵处的力矩为 = =14.26 N*m式中 平台回转角速度 r、f如图所示。设斗柄的离心力为，则 =1.0 N此力对动臂支踵处的力矩为 =3.21 N*m同理，动臂的离心力为 =1.4 N此力
35、对动臂支踵处的力矩为 =1.06N*m由上述各离心力对动臂变幅钢绳附加拉力可用=0，求得 =3.1 N由离力力造成推压轴处反力=4.1104 NT1为离心力反力，与T1方向相反，则推压轴处反力为 T1= T1-T1， 代入数据，有：T1=4.9105N变幅绳中总拉力为S=S+S。则总的变幅拉力为 S= =1.04=1.07 （N）3.4平台回转时动臂强度验算此种工况下，斗柄全伸出，方向处于水平，斗内装满物料回转，在回转中启动和制动。因为当平台回转启动和制动时，发生惯性力和离心力，造成动臂的附加载荷，取上述工况是以满载和以最大回转半径为出发点。 =8.0 N + 代入数值得 =1.04 N 考虑
36、平台在回转起动和制动时惯性力时的动臂强度计算，此时的惯性力是由于铲斗，矿石，斗柄和动臂的质量引起的。铲斗与矿石产生的惯性力的计算：把矿石与铲斗的重量看成是集中载荷，作用在铲斗的重心处。此时产生的惯性力为 =4.1104 N式中， max平台回转的最大角加速度。此惯性力对mm截面造成的力矩为 =4.51105 N*m此力矩作用在水平面上，现将其分解为垂直动臂中心线平面上作用的扭矩和通过动臂中心线而垂直于yy轴平面上的弯矩，则对于动臂支踵处nn截面上的扭矩与相同，而弯矩发生变化，其值为可见，多了一项由惯性力造成的弯矩。斗柄惯性力的计算：我们认为斗柄质量均匀分布在斗柄的全长上，其惯性力为 =2.80
37、104 N此力在mm截面上造成的弯矩为=1.584105 N*m此惯性力矩也作用在水平面内，也要分解为垂直于动臂中心线的平面内的和中心线垂直于yy轴平面内的弯矩，其值为而对于支踵处的nn截面来说，其扭矩不变，仍为；而弯矩发生变化为可见，多了一项由斗柄惯性力造成的弯矩。动臂惯性力作用的计算：我们认为动臂的质量均匀分布在全动臂长度上，动臂的惯性力为 = 5.11104 N此力对mm截面造成的弯矩为 =2.42105 N*m同理，此力对nn截面造成的弯矩为=1.81105 N*m动臂强度验算：平台回转时动臂强度验算的危险截面为mm，nn两截面，在这两个截面上都必须进行垂直平面的离心力、自重所造成的载
38、荷，和水平面内的惯性力所造成的载荷同时作用进行强度验算。Mpa在许用应力范围内，故强度条件符合要求。3.5平台回转时斗柄的强度计算平台回转中的起动、制动对斗柄的危险工况和计算强度的动臂的工况完全相同，即动臂位于最小倾角，斗内装满矿石，斗柄位于推压轴的高度水平方向，且斗柄全部伸出时发生起动和制动。由于铲斗自重、矿石重、离心力等造成在垂直平面内的载荷，按计算动臂的方法进行；在水平面内的惯性载荷，则按计算动臂惯性载荷的方法进行。由于Gd，Gtu，Gb在斗柄支座处产生的横向反作用力F可由下式求得：F=Ftu+Fd+Fb其中Ftu由矿石产生的惯性力 Fd有铲斗产生的惯性力 Fb由斗柄产生的惯性力考虑到斗
39、柄推压齿条横向间隙，认为在双梁斗柄中F力由一个斗柄梁来承担，F力使此侧斗柄受弯矩。除此之外，F力对于推压轴处，还造成一个惯性力矩，此力矩使一个斗柄梁受拉，另一个受压，此拉力为F=3.4N由于斗柄的下边缘上，所以在yz平面内产生的附加弯矩Myz=在xz平面内m-m截面弯矩为 = 代入数据可得出其m-m截面弯矩为Mxz=3.4105 N*m第四章 挖掘机稳定性分析及生产效率计算4.1挖掘机最小平衡重计算4.1.1确定允许的最小平衡重允许的最小平衡重，同样亦是当工作装置处在对满足第一个转台平衡条件最不利的位置下确定的。这个位置是：（1） 动臂与机器所在水平成最小倾角；（2） 铲斗位于挖掘完了，将要开
40、始回转的位置，斗柄推出量是最大值（q1.5l立方米时用全推出量）；q在1.01.5立方米时用2/3推出量，q1.0立方米时用1/2推出量）。假定转台、转台上的机构、平衡重以及工作装置的重力的合力通过n点，此时，前部支撑滚子上的支反力为Fkn=G1+Gbi+Gb+Gd+tu+Gpmin各重力对n点的平衡力矩方程式为Gpmin（Rp+En）+G1（R1+En）=Gbi（Rbi-En）+Gb（Rb-En）+Gd+tu（Rd+tuEn）式中Gb：斗柄重力 Gd+tu：满载斗的重力 Gpmin：允许的最小平衡重 Rd+tu：在计算推出量的条件下，都和土壤重力对oy轴的力臂。根据方程式Gpmin（Rp+E
41、n）+G1（R1+En）=Gbi（Rbi-En）+Gb（Rb-En）+Gd+tu（Rd+tuEn），可求出满足第一个转台平衡条件的允许的最小平衡重令式中Mn=Mn为在计算推出量的条件下，带有满载斗的工作装置的重力对点n的倾覆力矩，单位为Nm。则上式可简化为：Gpmin=3.01*N4.1.2确定合理的平衡重在工作装置参数，工作装置重力，以及转台制成圆盘尺寸比较合适的条件下，应当是GpmaxGpmin若得出GpmaxGpmin，这说明支撑圆台轨道尺寸太小，工作装置尺寸过大工作装置过重。若得出Gpmin0，Gmax0，则说明工作装置过轻或尺寸过小，要适当调整有关参数。根据第二个挖掘机转台的平衡条件
42、，确定合理的平衡重。当斗柄带空、满斗处于所有可能位置时，转台，转台上的全部机构和工作装置的合力，对中央枢纽有同样的或几乎同等的位移。合理的平衡重可以根据转台，转台上的所有机构以及工作装置的重力对回转轴心线oy的力矩恒等条件确定，此时应当选用两个力矩的平均值为倾覆力矩。Mp=(Mj0+Mbi0)/2式中：Mj0带有处于计算推出量（但不大于0.75斗柄行程）条件下的满斗的工作装置，对oy轴心线的倾覆力矩。 Mbi0动臂对同一轴心线的倾覆力矩对oy轴心线的力矩平衡方程式为GpRp+G1R1-FkxEx= 根据转台平衡的条件知：En=Ex；指点的反左右力将彼此相等。即：Fkx=FknFkxEx=Fkn
43、En此时满足这个条件的平衡重值，可根据Mp=(Mj0+Mbi0)/2求出Gp=2.71*N用上述方法求出的平衡重值应当满足条件：GpminGpGpmax然后用确定在两个极端情况下，转台和工作装置合理的位移的方法，对求得的合理平衡重作最后的检查。这两个极端的情况是：（1） 开始挖掘前的位置，此时铲斗靠在地面上，铲斗的重量Gd和斗柄重量从倾覆力矩中除去； （2） 当装满的颤抖处于计算推出量时（不超过0.75斗柄行程） 转台、转台上的所有机构和处于位置的工作装置的重力的合力F1=G1+Gp+Gbi在位置1时，挖掘机回转部分的倾覆力矩用下式确定：M1=G1R1+GpRp-GbiRbi知道了合力和等效倾
44、覆力矩之后，就可以求出合力对中心轴的位移当工作装置处于位置2时，挖掘机回转部分的合力、倾覆力矩和位移各为：F2=G1+Gp+Gbi+Gb+Gd+tuM2=G1R1+GpRp-GbiRbi-GbRb-Gd+tuRd+tu=1.05若符合=（1.01.1）的条件，就可以把上面求得的平衡重当作最后的也是最合理的平衡重采用之，至于和的偏差，只许大510% 。当不符合=（1.01.1）时，就可能有两种情况=（1.01.1），平衡重小，因此要增加它=（1.01.1），平衡中大，因此要减少它而=1.05，1.05位于1.0 1.1之间，故平衡重取得较为合适。 4.2挖掘机的稳定性计算单斗挖掘机的稳定性是保证其正常工作整机不发生倾覆的重要的条件。挖掘机稳定性常以稳定性系数K表示。所谓稳定性系
