单斗挖掘机毕业论文.doc

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1、单斗挖掘机毕业论文单斗挖掘机工作装置设计摘 要单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大的作用。随着国家经济建设的不断发展，单斗挖掘机的需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中的作用将越来越显著。反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确

2、定挖掘机反铲装置的基本轮廓。挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析。关键词：单斗挖掘机，运动分析，力学分析，强度校核 ABSTRACTSingle dou excavator is a kind of important engineering machinery, widely used in building, road engineering, water conservancy c

3、onstruction, forestry development, port construction, national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries, to reduce heavy manual labor, ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous

4、 role. With the continuous development of national economic construction, dou excavator demand will greatly increase year by year, its role in national economic construction will become more and more prominent.The shovel device as a single dou excavator working device of a main form in engineering p

5、ractice, occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape, according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then, on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions, organizati

6、ons, and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline.Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis, calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant pa

7、rameters, and their size by numerous dig power restriction, dangerous working conditions, the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis, and the rationality of the design.KEY WORDS: Single dou excavator, Mot

8、ion analysis, Mechanics analysis，Strength Check目 录前 言第一章 整机参数1.1主要参数的选择1.2尺寸参数的选择第二章 工作装置设计2.1动臂机构2.1.1动臂机构参数选择2.1.2 校核动臂力矩特性2.3 铲斗机构的参数选择2.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算2.5 挖掘力的计算2.6挖掘范围第三章 液压系统设计3.1 元件选择3.2 系统分析第四章 整机稳定性4.1 初步确定配重4.2 稳定性校核第五章 主要结构件的计算5.1斗杆5.2 动臂5.3连杆、摇杆和销轴第六章 生产率计算6.1 斗杆油缸伸、缩时间的计算6.2

9、 动臂油缸伸、缩时间的计算6.3 铲斗油缸伸、缩时间的计算6.4 转台满斗回转和空斗回转时间的计算6.5 作业循环时间计算6.6 理论生产率计算第七章 挖掘机的使用与维修7.1 挖掘机的使用7.2 挖掘机的维修结 论致 谢前 言 挖掘机是工程机械的一个主要机种，它广泛应用于矿山开采、道路工程、国防施工、农田水利等基本建设之中。随着我国经济建设的迅猛发展特别是国家加大公路、铁路、住宅和水利设施的投资，挖掘机越来越显示出在国民经济建设中的巨大作用。我国挖掘机生产起步于60年代，第一代产品为机械式挖掘机。进入70年代，开始研制液压挖掘机，并形成了系列产品，标志着我国挖掘机行业已经形成。80年代中期，

10、随着我国改革开放的深入和国民经济的发展，我国一些大型挖掘机企业分别引进了德国利渤海尔、德马克等公司的先进制造技术，使我国的挖掘机在技术水平、产品质量和生产管理上都有了很大的提高。涌现出诸如长江挖掘机厂、抚顺挖掘机厂、上海建筑机械制造厂、合肥矿山机器厂、北京建筑机械厂和贵阳矿山机器厂等一批实力较强的骨干企业，为我国挖掘机产品的生产和发展奠定了坚实的基础，也为我国的经济建设做出了不可磨灭的贡献。进入90年代，挖掘机市场需求迅速扩大，一些企业纷纷看好这一市场，挖掘机行业如雨后春笋，新企业不断涌现，一些原本生产其它工程机械的企业，也纷纷加入到挖掘机行业。国外一些大公司也把目光瞄准了中国市场，短短的几年

11、内，先后有日本、韩国、德国等十余家公司与中国企业进行了合资，还有的在中国独资办企业生产挖掘机，使得我国从原有的六大骨干厂，一下猛增到44家。企业性质由原来的单一国有企业，变成了国有、合资、独资、股份制、乡镇集体等多种形式。目前，摆在挖掘机行业面前的是挑战和机遇并存。今后几年中国经济的快速增长，无疑会给工程机械行业的发展带来无限商机，挖掘机是工程机械的主要产品之一，许多工程都离不开挖掘机械的参与。据中国机电报报道，“九五”期间国家计划新建铁路6000多公里，增建复线3000多公里，电气化改造4000多公里，到2000年铁路运营将达到6.8万公里，平均每年投入资金500亿元。“九五”期间还将投资5

12、500亿元，新建公路11万公里，其中高速公路6000公里；港口将新建万吨以上的舶位100个，新增吞吐能力2百多万吨；同时还要大力发展原油、天然气管道建设；在能源工业方面，将新建20座大型水电站，若干大型露天煤矿，石油的开采也逐步加大；另外，冶金、矿山的开采，“九五”期间要新建9座大型露天铁矿；还有农田水利工程，改造黄河流域10大水系，南水北调、疏竣河道，特别是98年遭受特大洪水灾害后，对堤坝、围堰的整修、加固、和综合治理工作将会加大力度。所有这些领域的巨大发展都需要大量的挖掘机械，为我国挖掘机械的发展提供了广阔前景。预计近几年国内市场每年需求挖掘机12000-15000台。因此，要使挖掘机的产

13、量满足市场需求，只有把产品质量搞上去，提高产品的可靠性，切实做好售后服务，才能在竞争中立于不败之地，在市场上占有重大份额。 第一章 整机参数1.1主要参数的选择按照国家颁布的液压挖掘机型式与基本参数系列标准规定的数值范围，结合拟采用的结构特点选定参数值，即按标准选定法，查表1-3，初步确定以下参数：标准斗容量q=1m3 机重G=7t 发动机功率N=60马力1.2尺寸参数的选择以液压挖掘机的机重为指标，用以下公式近似确定：线尺寸参：=面积参数：=体积参数： =式中， ，分别是各个线向、面积、体积尺寸经验系数，查单斗液压挖掘机表1-4。列计算后所得机体尺寸和工作尺寸数据在下表。表1-1计算所得的单

14、斗挖掘机机体尺寸和工作尺寸名 称尺寸（米）名 称尺寸（米）履带接地长度2.4轨距1.20司机室顶高2.7转台离地高0.90尾部半径1.345机棚高1.10最小离地间隙0.24履带宽0.50臂铰与油缸铰距0.548履带总高0.48臂铰离地高1.111臂铰离回转中心0.37前部离回转中心0.60动臂长度2.90斗杆长1.979铲斗长0.95第二章 工作装置设计该挖掘机工作装置为反铲装置，采用如下结构方案：一、采用整体式弯动臂，动臂油缸下置式。二、采用整体式斗杆。三、动臂与斗杆的长度比，采用中间方案，即特性参数=在1.52之间。取=1.889。2.1动臂机构2.1.1动臂机构参数选择最大挖掘半径一般

15、与动臂长、斗杆长和铲斗长的和值相等，按经验公式取其值=米如图，在三角形CZF中，取：动臂弯角=120，特性参数=1.2。得： =2.197 （米）=2.637 （米）=27可得到，在图2-1三角形CZF中，。图2-1取=60基本用于反铲。斗杆全缩时为最大值，取为160。考虑结构尺寸、运动余量、稳定性构件运动幅度等因素，取因：得： 又因： 得： 符合下列几何条件：即得： （米）（米）=1.403（米）=2.384（米）这样，动臂机构的全部参数初步选出。2.1.2 校核动臂力矩特性一、最大挖掘深度时动臂油缸的闭锁能力足以克服正常挖掘阻力即： （）式中为工作装置重量时c点的力矩。工作装置重量参照表估

16、计如下表所示： 表2-1工作装置重量估计值重 量（吨）动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆10.40.420.170.110.1代入数据后计算可得：左4342.6右，即满足要求。二、满斗处于最大半径时动臂油缸应有足够的提升力矩。即：M估计土重吨，载荷力矩的近似表达式：=14.224 （吨/米）如图2-2示，三角形FCQ中，可得：图2-2（米）=6.9=94.9又有在三角形ABC中，（米）得： =（米）取动臂油缸直径D=125毫米，工作压力公斤/厘米。则动臂油缸大腔作用面积：F1= =122.656 （厘米），油缸的推力：=30.664 （吨）油缸提升力矩：=39.024（吨/米）M满足要求。（3）

17、满斗处于最大高度时的动臂缸应该有足够的提升力。按（2）同类方法计算可得：=14.124 （米）显然，满斗处于最大高度时的载荷力矩要小于满斗处于最大半径时的值，故=28（吨/米）M，满足要求。2.2 斗杆机构根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同类型机器斗杆挖掘力值，取最大挖掘力为80KN或8t，斗杆油缸直径D=125毫米，工作压力公斤/厘米。则：斗杆油缸大腔作用面积：= =122.656 （厘米）油缸的推力：=30.664 （吨）最大作用力臂：=0.867 （米）如图2-3：图2-3取斗杆摆角，。则：（米）（米）斗杆上=138，=5。2.3 铲斗机构的参数选择一、基本参数的选择如图2-4：图2-

18、4在铲斗连杆机构中可取F、N、Q三点一直线。取。则： （米）二、斗形参数的选择斗容量q、平均斗宽B、转斗挖掘半径R和转斗挖掘装满转角2（取为95）四者之间有以下几何关系：取土壤松散系数，得B=1.254米。转斗挖掘时挖掘米容积的土所耗的能量称为转斗挖掘能容量，用符号E表示。取。得：E=1.587K式中，K挖掘过程中考虑其它因素影响的系数。三、转角范围为1622.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算一、当下置动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，QV连线处于垂直状态时，可得到最大卸载高度，如图2-5：图2-5二、当下置动臂油缸全缩，FQV三点同一直线并处于垂直状态时得到最大挖掘深度，如图

19、2-6：图2-6三、当斗杆油缸全缩，FQV三点同一直线，而且=0时可以得到停机面最大挖掘半径，如图2-7：图2-7=7.530 （米）得值为3.492米，值为5.454米，为7.738米。2.5 挖掘力的计算反铲装置挖掘力可按以下情况分为工作油缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘力。一、工作油缸的理论挖掘力反铲装置主要采用铲斗油缸进行挖掘。假定不考虑以下因素：工作装置自重和土重；液压系统和连杆机构效率；工作油缸的背压。铲斗挖掘时，铲斗油缸的理论挖掘力： （吨）式中，铲斗油缸大腔作用面积：=122.656 （厘米）铲斗油缸的理论推力： （吨）液压系统工作压力：p=250公斤/厘米铲斗连杆机构的总传动比

20、：。对于反铲装置动臂油缸的理论挖掘力一般不予考虑。二、整机的理论挖掘力假定挖掘力的方向为斗齿运动轨迹的切线方向，如图工况为铲斗油缸挖掘，铲斗油缸主动作用产生的挖掘力为，大小已知。-可得到整机的理论挖掘力：式中，铲斗加土和连杆机构自重对Q点的作用力矩：吨*米。能克服的最大挖掘阻力大小与相等，方向相反，即：=13.411吨。在作用下斗杆油缸受压，动臂油缸受拉。设动臂油缸不被拉长的条件所限制的挖掘阻力为。取整个工作装置为隔离体，列出对C点的力矩平衡方程式：= 式中，各装置的大小（吨）；动臂油缸对C点的作用力臂（米）； 对C点的作用力臂（米）；各装置作用力臂（米）。可得：=9.362 （吨）同理：=9

21、.701 （吨）式中，对F点的作用力臂（米）；各装置对F点的力矩（吨*米）；斗杆油缸对F点的作用力臂（米）。取整机为隔离体，列出对倾翻支点I的力矩平衡方程式，得整机稳定条件所允许的挖掘阻力最大值：=9.671 （吨）式中，对I点的作用力臂（米）；工作装置总重（吨）；对I点的作用力臂（米）；机体重量（吨）； 对I点的作用力臂（米）。附着条件所限制的挖掘阻力值可由整机受力的坐标投影平衡方程求得：=9.578 （吨）式中，整机重量（吨）；行走装置与地面附着系数；挖掘阻力的水平倾角，取为20。综上所述，只有在主动油缸产生的挖掘力同时满足下列条件才可能实现：动臂油缸闭锁条件斗杆油缸闭锁条件整机与地面附着

22、条件整机稳定条件否则，整机能实现的理论挖掘力被和中的最小值所确定，即整机理论挖掘力响应最小值9.362吨。2.6挖掘范围挖掘轨迹如图2-8所示：CFEABDG图2-8铲斗挖掘轨迹是动臂油缸进行挖掘，且铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上；是斗杆油缸进行挖掘，且动臂位于最低，铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上；是动臂油缸全缩，斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作；是斗杆油缸全伸，铲斗尖到动臂与机架铰点最近，动臂油缸动作；是动臂油缸和斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作； 是动臂和铲斗油缸全伸斗杆油缸动作； 是动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩以铲斗进行挖掘。第三章 液压系统设计根据国家公称

23、压力及流量系列, 选用系统压力为250公斤/厘米2。已计算系统流量为2125升/分。 3.1 元件选择一、油缸的选择动臂油缸为双缸，铲斗和斗杆油缸均为单缸，缸径均为125毫米。二、油泵的选择油泵功率：=63.13 （马力）式中，油泵的最大工作压力（公斤/厘米2）；油泵的流量（升/分）；油泵的总效率，取为0.88；R变量系数，取为2.5。查相关资料，主油泵采用埋油斜轴式轴向柱塞双向变量泵, 参数如下：表3-1主油泵相关参数型号公称排量 mL/r额定压力 Mpa额定转速r/minZB-125,125EV125252200控制油路采用齿轮泵CB-B20,参数如下：表3-2齿轮泵CB-B20相关参数型

24、号公称排量mL/r额定压力MPa额定转速r/min驱动功率KW重量Kg容积效率CB-B20202.514501.025.490三、马达的选择回转马达和行走马达（在上述设计中已选定）型号均为GQM16-1600。四、发动机的选择 由于变量系统油泵经常在满载或超载情况下工作，功率利用系数比较高，为了保证功率储备，同时考虑到辅助设备的动力消耗，取发动机功率：78.91 （马力）查相关资料，采用4120F型风冷柴油机。五、主油管管径的计算挖掘机液压系统主油管路的油液流速取为8米/秒。=1.8 （厘米）六、油箱容量的计算油箱为开式，容量取为油泵总流量的1.5倍。=375 （升）3.2 系统分析由柴油机驱

25、动液压油泵,向工作装置、转台回转机构和行走装置的执行元件输送液压油。工作装置包括动臂、斗杆和铲斗，分别由液压缸驱动；回转机构和行走装置由液压马达驱动。其工作循环是：以铲斗切削土壤，装满后提升，回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置，开始下一次作业。液压系统为双泵双回路全功率调节变量系统。液压泵组包括两台轴向柱塞式变量泵（主泵）和一台齿轮泵（先导油泵）。通过操纵减压阀式先导阀手柄的不同方向和位置，使来自先导油泵的液压油控制液控多路换向阀的开度和换向，实现执行机构的单一动作和同步动作。工作回路除容积调速外，尚有节流调速和双泵合流的有级调速。一、主要回路组成全功率变量泵组调节回路、减压阀式先导操

26、纵控制回路、回转回路、行走回路、动臂回路、斗杆回路及铲斗回路。以下分别就各回路进行分析。1、全功率变量泵组调节回路两台主泵均为轴向柱塞变量泵，由旋转部件、斜盘部件和阀部件组成。根据调节器改变主泵斜盘摆交，就可以改变泵的输出流量和压力。2、减压阀式先导操纵控制回路控制回路的压力油由先导油泵提供。工作压力由泵出口处的溢流阀调定为 25 公斤/厘米 2 。在控制回路进油路上，设有气体隔离式蓄能器，保证有一定的操纵压力，并在液压泵不工作或损坏时仍能使工作机构运转。3、回转回路回转马达型号为 GQM16-1600 。工作力矩为 6158nm。挖掘机回转时，由于上车转动惯量很大，在起动制动和突然换向时，易

27、引起很大的液压冲击，因此设置如图3-1所示缓冲回路。两限压阀常闭，当马达突然停止或转向时，高压腔的压力油经限压阀泄回油箱，低压腔则由单向阀进行补油，从而消除液压冲击。 图3-1 4、斗杆回路斗杆液压缸由单泵供油时，1倍速工作，也可通过操作左合流阀实现双泵合流供油，2倍速作业。5、动臂回路动臂操作位于“上升”位置时，由于动臂是双液压缸驱动，要求驱动功率较大，故采用合流。操作左合流阀使两主泵来的压力油合流，实现 2 倍速。动臂操作位于“下降”位置时，只有单泵供油，即只有 1 倍速。回油时，液压油通过平衡阀使之流速缓慢，足以避免油路中的吸空现象，并防止动臂收缩时因自重失速。6、铲斗回路铲斗液压缸由单

28、泵供油时，1倍速工作，也可通过操作右合流阀实现双泵合流供油，2倍速作业。7、行走回路左右行走马达液压油分别由两主泵提供。如图3-2示，为防止超速溜坡现象，设有限速补油回路。当马达超速时，进油供应不及，压力降低，二位二通阀右移，回油通道关小或关闭，行走马达减速制动，保证了行走装置安全运行。 图3-2工作装置（斗杆、动臂、铲斗）以及回转、行走装置的控制阀均为三位六通液控阀，两合流阀均为二位二通电磁阀。过载溢流压力均为 300 公斤/厘米 2 。二、同步操作当两主泵分别供油时，整个液压系统可实现同步操作：回转与动臂、斗杆同步；铲斗分别与动臂、斗杆同步。三、辅助元件回路中均设有过载安全阀和单向补油阀。

29、主油路进油路上均设有单向阀保压和防倒流。液压油回油箱油路上设有冷油用的冷油器，以及防止油路堵塞的全流量滤清器。第四章 整机稳定性单斗液压挖掘机的工作装置呈悬臂的特点，因此工作时其自重对底部履带边缘产生很大的倾覆力矩，这个力矩完全靠机身和转台后部另加的配重所产生的力矩来平衡，使挖掘机能在各种工况下稳定地工作。4.1 初步确定配重如图4-1所示工况进行计算。动臂上下铰点连线水平，斗杆垂直于地面，铲斗齿尖在地下0.5米以下，切向挖掘阻力垂直向下，用转斗挖掘，动臂和斗杆油缸的闭缩力足够大。此时履带端部A为倾翻边缘。图4-1全部作用力对A点取矩，即。即：=2.3 （吨）式中，切向挖掘阻力，已算，9.36

30、公斤；、分别为铲斗和土、斗杆、动臂、转台和底盘的重量（公斤），见表；切向挖掘阻力至倾覆边的力臂（米）；、分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘的重量至倾覆边的力臂（米）；配重的重量至倾覆边的力臂（米）。结合前面的经验数据，取配重为2.8吨。4.2 稳定性校核校核时，还要考虑可能发生的不利因素，如坡度、风载荷和惯性力等的影响。风载荷在此取25公斤/米。挖掘机的稳定性以稳定系数K表示，它是挖掘机在工作或非工作状态时对于倾覆边缘的稳定力矩与倾覆力矩的比值。一作业稳定性挖掘机在以下工况进行挖掘作业时最可能造成整机失稳，故，进行稳定性校核。1、 在斜坡上满斗最大幅度时这时铲斗装满土幅度最大，挖掘机停在斜坡上

31、且工作装置位于下坡方向。如图4-2所示。倾覆支点为左履带中点，工作装置和土重对履带支承边形成倾覆力矩，风载荷按最不利情况考虑，即风向使挖掘机有倾覆的趋势。机身、底盘、配重起稳定作用。取坡角为11。图4-2此时，倾覆力矩：=11550.628 （公斤*米）稳定力矩：=17721.282 （公斤*米）则，稳定系数：=1.5341.02、在斜坡上满斗下降制动时的稳定性挖掘机停在上装车时工作装置位于下坡方向，铲斗幅度最大，装车时调整卸土高度可能产生动臂下降后突然制动的动作，从而产生很大的向下作用的惯性力，这些惯性力对挖掘机底部的支乘边缘形成一个倾覆力矩。如图4-3所示：图4-3动臂下降制动时角减速度：

32、=0.698 （弧度/秒）式中，P动臂油缸的最大作用力，已算，30.664公斤；h动臂油缸作用力对动臂下铰点的力臂，为0.5496米；工作装置各构件重量（公斤），见表；各重量对动臂下铰点的力臂（米）；各重量重心到动臂下铰点的距离（米）；g重力加速度，9.8米/秒。工作装置下降时各构件重心绕动臂下铰点转动，紧急制动时，这些构件产生瞬时最大惯性力： 代入数值，得铲斗、斗杆和动臂瞬时的最大惯性力矩分别为0.6148吨*米、0.1292吨*米和0.1488吨*米。再测得这些惯性力对地面倾覆边缘的力臂，则惯性力产生的倾覆力矩为。另外，工作装置也产生倾覆力矩。故，总倾覆力矩：=+=16176.011 （公

33、斤*米）式中，为工作装置各构件重量至倾覆边缘的力矩（米）；稳定力矩：=17721.282 （公斤*米）则，稳定系数：=1.0961.03、挖掘机在斜坡上满斗回转紧急制动时如图4-4所示：图4-4挖掘机在斜坡上工作，转台回转紧急制动时，整个工作装置及回转平台各部分重量将产生惯性力：式中，工作装置各构件重量（公斤），见表；构件重心至回转中心的回转半径（米）；转台的回转角减速度，在回转机构计算中已求出，为0.42765弧度/秒；g重力加速度，9.8米/秒。这些惯性力（除转台外）对倾覆边缘产生倾覆力矩，风载荷W的倾覆力矩。则，总倾覆力矩：=+=1045.177 （公斤*米）挖掘机各部分重量对倾覆边缘A

34、形成稳定力矩，此外转台的惯性力矩亦起到稳定作用。故，稳定力矩：=11749.503 （公斤*米）式中，、分别为转台、底盘和配重的重量（公斤）；、分别为转台、底盘和配重对倾覆边缘的力臂（米）；各工作装置对倾覆边缘的力臂（米）；转台的惯性力（公斤）；转台的重心高度（米）。则，稳定系数：=11.21.0二、自身稳定性挖掘机的机身重量和配重在作业状态起稳定作用，但在空载时却对底盘边缘形成向后翻的倾覆力矩，而此时工作装置的重量起到了稳定作用。如图，挖掘机在空载时易失稳的不利位置是：挖掘机停在斜坡上动臂抬的最高位于上坡方向，幅度最小，风向正面吹。如图4-5所示：图4-5此时，稳定力矩是：=10962.55

35、8 （公斤*米）倾覆力矩是：=3854.125 （公斤*米）式中，、分别为铲斗、斗杆和动臂重（公斤），见表；、分别为转台和底盘的重量（公斤），见表；、转台和底盘的重量对倾覆边缘的力臂（米）；工作装置各构件的重量对倾覆边缘的力臂（米）；W风载荷（公斤）；风载荷作用高度（米）。则，稳定系数：=2.8031.15三、行走稳定性1、爬坡时如图4-6所示，反铲挖掘机爬坡时，动臂放低，斗杆和铲斗油缸伸出，迎面有风载荷，并考虑起动时的惯性力。取坡角为27。如图所示：图4-6爬坡时的起动惯性力：=397.948 （公斤）式中，G挖掘机机重，15吨；v挖掘机行走速度，2.6公里/小时；t起动时间，2.778秒。

36、起动惯性力矩：=313.981 （公斤*米）式中，整机的重心高（米），见表；倾覆力矩：=2830.141 （公斤*米）式中，配重的重量（公斤），见表；配重的重量对倾覆边缘的力臂（米）；W风载荷（公斤）；风载荷作用高度（米）。 （公斤）稳定力矩：=16197.908 （公斤*米）式中，、分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘重（公斤），见表；、分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘的重量至倾覆边的力臂（米）；则，稳定系数：=5.7231.202、 下坡制动时铲斗油缸全缩，斗杆垂直于地面，动臂抬起使斗齿离地面0.5米，下行时背后作用有风载荷，制动时有惯性力矩。如图4-7所示：图4-7则，稳定力矩：=209

37、07.791 （公斤*米）倾覆力矩：=4591.317 （公斤*米）则，稳定系数：=4.5541.20第五章 主要结构件的计算主要结构件的计算主要是指对斗杆和动臂在不利工况下进行载荷分析，以计算其材料与结构的强度。5.1斗杆反铲挖掘机斗杆的强度主要由弯矩控制。取以下两个工况位置进行强度校核。一、工况一如图5-1所示：1、动臂位于最低；2、斗杆油缸作用力臂最大；3、斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；4、侧齿遇障碍有横向作用力。图5-1切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：=8.458 (吨)式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆

38、重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：=24.846 (吨)式中，铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）；摇杆的长度（米）。法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： (吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力取决于回转平台的制动力矩：=5.012 (吨)式中，横向挖掘阻

39、力与回转中心间的距离。按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。此外，斗杆与铲斗铰点处还作用有和产生的横向力矩：=8.868 (吨*米)式中，b铲斗宽（米）。切向挖掘阻力作用于斗边齿，造成对斗杆的扭矩：=4.034 (吨*米)按以上作用力分析，作斗杆内力图，包括轴力N，斗杆平面内的剪力和弯矩，斗杆平面外的剪力和弯矩，以及扭矩如图5-2。取弯矩最大处进行校核，断面如图5-3所示： 图5-3断面面积为： 断面转动惯量： 断面处压应力为： 斗杆平面内剪应力为： 图5-2斗杆平面内弯曲正应力：斗杆平面外剪应力为： 斗杆平面外弯曲正应力： 按闭口薄壁杆件公式计算扭转剪应力：=14.6810 式中，截面中线

40、所围面积 最小壁厚此时，有附加载荷，斗杆安全系数取为2，材料16Mn的屈服极限=350，则，许用应力最大压应力X方向最大剪应力Y方向最大剪应力故，强度满足。二、工况二如图5-4所示：1、动臂位于动臂油缸最大作用力臂处；2、斗杆油缸作用力臂最大；3、铲斗斗齿尖，动臂与斗杆铰点，斗杆与铲斗铰点三点位于同一直线；4、正常挖掘，挖掘阻力对称于铲斗，无横向力。图5-4斗杆受力分析同工况一。切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：=8.458 (吨)式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）取铲斗

41、为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：=25.896 (吨)式中，铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）；摇杆的长度（米）。法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：2.571(吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。按以上作用力分析，作斗杆内力图， 图5-5包括轴力N，斗杆平面内的剪力，弯矩如图5-5。取弯矩最大处进行校核，断面如图5

42、-6所示：受力分析同上。断面处压应力为： 斗杆平面内剪应力为： 斗杆平面内弯曲正应力：此时，为主载荷，斗杆安全系数取为2.5，材料16Mn的屈服极限=350，则，许用应力 图5-6最大压应力最大剪应力故，强度满足。5.2 动臂反铲装置动臂的强度校核按挖掘中动臂可能出现的最大载荷来选定计算位置。一、工况一如图5-7所示：1、 工作装置处于最大挖掘深度处；2、 正常挖掘，无横向作用力。图5-7切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：=7.332 (吨)式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（

43、米）法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： (吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。取铲斗和斗杆为隔离体，求得斗杆与动臂铰点处的作用力。再取动臂为隔离体，求得动臂下铰点的作用力。按以上作用力分析，作动臂内力图，包括轴力N，动臂平面内的剪力和弯矩如图5-8。取动臂弯曲处进行强度校核，断面如图5-9：断面面积为： 断面转动惯量： 取动臂安全系数为2，材料16Mn的屈服极限=350，则许用应力为：断面处压应力为： 剪应力为： 图5-8弯曲正应力：此处按曲梁进行验算，则=135.1175且, ,故，强度满足。二、工况二 图5-9如图5-10所示：1、工作装置位于最大挖掘半径处；2、正常挖掘，无横向阻力。图5-10切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭