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It can work in a narrow and small place to clean carry and transport the stones and it can be used in metallurgy, digging mine and tunnel construction as well. By consulting the latest professional technology and theories, taking account of the practical need of the market and making use of the given rated weight from the task paper, I firstly calculate the capacity of bucket and then select standard bucket data to calculate some essential data such as the largest scooping resistance, the largest unloading height and the largest unloading distance, etc. Through the position of nine attachment points in the system I initially design the arm model and the force of all points. By analyzing the force of the tow important points, calculate the diameter of the raising arm cylinder and the turning bucket, and the diameter of the piston pole, and the distance of travel of the piston, then select the standard cylinder. According to the gravities of the above parts, calculate and select the motor and the roll over the bearings. Then design the device of the walk Key words: bucket ,cylinder, the moving arm ,excavator 緒論 一、挖掘機在國民經濟中的作用和發(fā)展概況 （一）挖掘機在國民經濟中的作用 挖掘機械包括各種類型和功能的挖掘機，有單斗挖掘機和多斗挖掘機兩類。其共同特點是鏟斗按照一定順序、間歇或連續(xù)地進行挖掘、裝載、卸載和整機移動。由于機械具有許多優(yōu)點，在土方施工中得到廣泛應用。 單斗挖掘機是一種利用單個鏟斗挖掘或裝載土壤或石塊的機械，廣泛應用在建筑施工、筑路工程、水電建設、港口工程、農田改造、國防工事的土方施工和露天礦場的采掘作業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動、加快施工速度、實現(xiàn)土方工程機械化、提高勞動生產率起了很大的作用。 （二）國外挖掘機發(fā)展狀況 當前各工業(yè)大國的挖掘機制造業(yè)已是一種具有相當規(guī)模的行業(yè)，美國、德國、日本、俄羅斯是世界上挖掘機比較多的國家 （三）國內挖掘機發(fā)展狀況 我國挖掘機行業(yè)在幾十年之內，從無到有、從小到大，做出了很大的成績，然而還存在企業(yè)生產組織管理水平低、產品數(shù)量和質量不能滿足建設需要、產品性能不夠先進、質量有待提高、可靠性低、壽命短、以及設計研究和試驗等基礎比較薄弱等缺點。 二、挖掘機的發(fā)展趨向 （1） 在品種規(guī)格方面，趨向于大型化、微型化、多功能和專業(yè)化發(fā)展 為適應不同工程對象的施工要求和國際市場競爭需要，挖掘機品種將持續(xù)增長，除一般機型外，重點在于：1）發(fā)展大功率、大斗容、大生產率的巨型機械，以滿足礦場采掘工程的需要。2）由于城鎮(zhèn)建筑和修理工程的需要，發(fā)展機重不到1t、斗容小于0.02m的微型挖掘機，這種挖掘機十分輕便靈活、易搬好運，可在狹窄空間順利地工作，以進行輔助性工作。3）對常規(guī)的中小型挖掘機，要求增多工作裝置。以適應多種工作的需要。4）專門用途的挖掘機，則要求向專用化發(fā)展，以提高機械的工作性能和經濟效益。 （2） 重視挖掘機的質量和質量管理，重視實驗研究 國外挖掘機廠十分重視機械生產質量管理，認為是企業(yè)生存和發(fā)展的主要環(huán)節(jié)，在生產組織上不斷提高專業(yè)化程度，在生產管理上不斷完善管理體系、嚴格檢驗制度、提高產品可靠性和壽命。 （3） 普遍重視產品標準化、系列化、通用化。大力采用新技術、新工藝、新材料和新結構。 三、本人設計課題簡介 我設計的是一種微型單斗挖掘機，該挖掘機可用于煤礦井下狹小空間的清理、裝載、運輸工作，也可以用冶金、礦山、隧道建設等場合的工作。這類挖掘機的工作效率約為人工的6倍以上，使用這類挖掘機進行清理、運輸可為煤礦的安全生產提供有利的保障。 電動挖掘機存在的問題：由于是電動機驅動，挖掘機不得不拖帶很長的電纜，使得電纜長期在地面拖動，有時操作人員不注意，可能碾壓電纜，電纜被拖曳受到磨損。極易發(fā)生導電、漏電現(xiàn)象，從而引發(fā)人身、設備事故，同時也使車輛的機動性受到很大的限制。解決這一問題的途徑有兩個方案：一是加裝卷纜裝置，二是采用其它無須從井下電網(wǎng)取電，因而也就不需要拖動帶電纜的動力裝置。 本設計包括挖掘機的回轉裝置、行走裝置、工作裝置的設計計算，以工作裝置的設計計算為重點，設計的程序和過程如正文所示。 正文 1.. 行走裝置 挖掘機的行走裝置既是機械的運行部分,又是機械的支承.挖掘作業(yè)時機械不走,行走裝置要承受整臺機械的的自重和外載,這是與運輸車輛和鏟土運輸機械所不同的,因此設計挖掘機的行走裝置時應兼顧支承和運行兩個方面的需要. 按結構特點液壓挖掘機行走裝置可分為履帶式和輪胎式兩大類. 履帶式行走裝置牽引力大,接地比壓小,因而越野性能好,爬坡能力大,且轉彎半徑小,機動靈活,獲得廣泛應用.但運行和轉彎時功率消耗大,零件磨損快,履帶板醫(yī)損路面,故一般僅作場地內部運行,長距離運行時需借助其它車輛. 輪胎式行走裝置運行速度快,機動性能好,運行式輪胎不損壞路面,因而在城市建設中很受歡迎.缺點是接地比壓大,爬坡能力小,挖掘作業(yè)時一般需要專門支腿以確保機身穩(wěn)定,運行時要受橋梁的容許負荷限制,目前還限于斗容1立方米以下的挖掘機采用. 因本人設計的是一種微型挖掘機,故綜觀兩種行走裝置的優(yōu)點和缺點,應采用履帶式行走裝置. 1.1構造和傳動形式 履帶行走裝置由四輪一帶(即驅動輪2,導向輪7,支重輪3,托輪6,以及履帶1,如圖所示),張緊裝置4和緩沖彈簧5,行走機構11(包括底架10,橫梁9和履帶架8)等組成. 圖（1）： 機械運行時,驅動輪在履帶緊邊產生一個拉力,力圖把履帶從支重輪下拉出.由于支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力,阻止履帶的拉出,迫使驅動輪卷繞履帶向前運行. 1.2行走系的設計 履帶行走裝置由于運行速度低,一般為1~3m/h,因此設計時主要保證支承性能,并兼顧運行性能,其步驟是: (1) 初定四輪一帶等有關參數(shù)和行走系結構布置; (2) 計算承載能力,包括接地比壓和行走架結構強度計算; (3) 選擇行走機構傳動方案,擬定行走液壓系統(tǒng),確定行走液壓馬達主參數(shù)和減速器速比,驗算行走速度\爬坡能力和原地轉彎能力等. 1.3.四輪一帶等有關參數(shù)的初步確定和行走系結構布置. (1)履帶支承長度L,軌距B和履帶板寬度b應合理匹配,使接地比壓,附著性能和轉彎性能均符合要求. 令L0為m;h0表示履帶高度,h0為m;G表示整機質量, G為t, 則 L0, L0+0.35h0, L0 (2) 履帶節(jié)距t0和驅動輪齒數(shù)z應在滿足強度,剛度的情況下盡可能取小值以降低履帶高度. t0與G的關系為: t0=(15~17.5),其中t0為mm,G為kg.驅動輪齒數(shù)為奇數(shù),z=19~23.為使h0不致過大,由兼顧履帶運動的平穩(wěn)性,當t0去小值時則z取大值,當t0取大值時z取小值. (3)履帶緩沖彈簧張緊力和工作行程的確定 履帶行走裝置的導向輪通過緩沖彈簧和張緊裝置固定在履帶架上,它可以沿履帶架滑動以改變輪距,保證履帶的拆裝,減少運行過程的沖擊,避免軌鏈脫軌. 緩沖彈簧應有足夠的預緊力F,該力保證緩沖彈簧不會外來的微小沖擊而產生變形,引起履帶振跳或脫軌,但過大會惡化履帶架受力,加劇零部件磨損,降低行走裝置效率.一般可近似取為1.5Fk(Fk一條履帶的牽引力),履帶的張緊度一般控制在2~4cm.緩沖彈簧最大變形時的張緊力應保證倒退時軌鏈仍能與驅動輪正常嚙合,一般可取為3Fk.緩沖彈簧的工作行程要適當,可近似取為t0/4. (4)行走系結構布置 根據(jù)已選定的輪距和四輪直徑確定四輪位置 支重輪數(shù)一般為5~7個,其間隙應保持在70mm左右.靠近導向輪的一個支重輪,應保證導向輪在緩沖行程內不受到干擾,靠近驅動輪的一個支重輪勿與驅動輪相碰. 導向輪,驅動輪下方與支重輪下緣約同處一水平線上,以增加接地長度.驅動輪布置在后方可縮短履帶驅動段的長度,減少功率損失.托輪主要用來限制履帶上分支垂度,當L0m時取一個,否則取兩個.如取兩個,其間距約為輪距的一半.托輪上輪緣平面的高度h2+0.5d略大于驅動輪的節(jié)圓半徑,以便于履帶脫離驅動輪的嚙合,便于履帶借自重滑向導向輪。 圖（2） 2. 回轉裝置 回轉裝置由轉臺、回轉支承和回轉機構組成，如圖所示。圖中回轉支承3的外座圈用螺栓與轉臺連接，內座圈（帶齒）用螺栓與底架4連接，內、外座圈之間設置有滾動體。工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷，水平載荷和傾復力矩通過回轉支撐的外座圈、滾動體、內座圈傳給底架?；剞D機構2的殼體固定在轉臺上，用小齒輪與回轉支撐內座圈上的赤圈相嚙合。小齒輪既可以繞自身的軸線自轉，又可以繞轉臺的回轉中心線公轉，當回轉機構工作時就相對底架進行回轉。 圖（3）： 2.1滾動軸承式回轉支承 2.1.1構造和類型特點 滾動軸承式回轉支承由內、外座圈，滾動體，隔離體，密封裝置，潤滑裝置和連接螺栓等組成。它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的，但又有其特點。普通軸承主要起支承作用而它還要傳遞運動；普通軸承內外座圈的寬度與徑向尺寸之比遠大于回轉支承，其剛度靠軸承座裝配來保證，而回轉支承則靠支承它的轉臺與底架來保證，設計時必須注意轉臺與底架的剛度；普通軸承轉速高，滾動體與滾道接觸的變化次數(shù)也多，失效形式主要是疲勞點蝕，回轉支承轉速低，載荷大，失效形式主要是塑性變形，故一般進行靜容量計算即可。 回轉支承按滾動體形式有滾球和滾柱，按滾動體排數(shù)有單排、雙排和多排；按滾道形式有圓弧曲面、平面和鋼絲滾道等。常用的有單排滾球式、雙排滾球式、單排交叉滾柱式和組合滾柱式四種。 結合本人所設計的微型挖掘機回轉機構的特點，可采用單排交叉滾柱式。 圖（4） 2.2回轉機構 2.2.1傳動方式及其特點 液壓挖掘機回轉機構的回轉時間約占整個工作循環(huán)時間的50%~70%，能量消耗約占25%~40%，回轉液壓油路的發(fā)熱量約占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的30%~40%，因此合理的確定回轉機構的液壓油路型式和結構方案，正確選擇回轉機構參數(shù)，對提高生產率和功能利用率，改善司機的勞動條件，減少工作裝置的沖擊等都是具有重要的意義的。 對回轉機構的基本要求是： （1） 在回轉力矩和角加速度不超過允許值的前提下，盡可能縮短回轉時間； （2） 回轉是工作裝置的動載系數(shù)不應超過應許值； （3） 回轉能量損失最小。 2.2.2回轉機構的參數(shù)選擇 1、 轉臺的轉動慣量 J= 式中G——整機質量，[G]為t; J——轉動慣量,[J]為kgm2 ∴J==8708.4kgm2 對于標準斗容為0.12m3的鏟斗，其整機質量為4t,啟動角加速度為1.0008rads-2,制動角加速度為1.3624rads-2，最佳轉速為8.1888rmin ∴M=Jε=Jaz=8708..4×1.3624=11864.3Nm 式中 aZ為制動角加速度 ∴p電=M===10168.8W 查閱第2版《機械設計手冊》5，選取最大輸出轉矩為11270Nm,徑向球塞馬達，型號為：1QJM52-5.0,其排量為5.0Lr-1,額定壓力為10MPa. 2.3轉臺 2.3.1轉臺平衡和配重的確定 挖掘機工作時轉臺上部自重和載荷合力的位置是經常變化的，而且偏向載荷方面。為了平衡載荷力矩，轉臺上的各個裝置需要合理布置，并在尾部另加配重，一改善下部結構受力、減輕回轉支承磨損，保證整機穩(wěn)定性。 圖（5） 由上圖可知，布置的原則是左右對稱，質量盡量均衡，較重的部件應該盡量靠近轉臺尾部，此外還要考慮各個裝置工作上的協(xié)調，司機維修使用方便等。 有時轉臺布置受結構尺寸限制，重心偏離縱軸線，致使左右履帶接地比壓不等，影響行走架結構強度和行駛性能。一般可通過調整配重重心來解決，如下圖所示 圖（6） 圖中x為轉臺重心偏離縱軸線值，x’ 為配重重心偏離縱軸線值。對縱軸線取力矩平衡可求得 x’. 確定配重的原則應使重載大幅度時轉臺上部合力F 的偏心距 與空載小幅度時合力 的偏心距 大致相等，如圖所示。 根據(jù)國內外許多挖掘機的統(tǒng)計數(shù)據(jù)分析，認為挖掘機處于運輸狀態(tài)，斗桿缸和鏟斗鋼全伸，動臂放低使鏟斗離地約1m。轉臺上部連同工作裝置的重心 應通過回轉中心。由于這些部件的質量和位置已經初步確定，配重 即可由下式求得。 = 式中 g1、g2g3、g4———分別為動臂、斗桿、鏟斗及轉臺的質量 l1 l2 l3 l4——以上部件質心至回轉中心的相應距離 l5——為配重g5的質心至回轉中心的距離 2.3.2轉臺結構強度計算 轉臺的主要承載部分是由鋼板組成抗扭和抗彎剛度極強的箱形框架結構主梁1，動臂和動臂鋼根部就支承在主梁的凸耳上。微型挖掘機為單耳。主梁下有襯板和支承環(huán)2與回轉支承連接。左右側焊有小框架作為附加承載部分。 轉臺屬于受力復雜的超靜定體系，初步計算時可簡化為兩個簡支梁，支承位置是主梁軸線與回轉支承滾道中心圓的交叉點。轉臺上載荷簡化作用在主梁上 。 圖（7） 另外轉臺支承處應有足夠的剛度以保證回轉支承正常運轉。 3. 工作機構設計 工作機構是履帶式挖掘機上直接實現(xiàn)鏟裝物料的裝置，它的結構和性能都能顯著地影響著整機的工作尺寸、性能參數(shù)、發(fā)動機功率及生產率。因此，這部分設計是我這次設計課題的重點。 我設計的挖掘機的工作機構的基本結構如下圖所示，它由鏟斗1、動臂2、連桿3、搖桿4、轉斗油缸5、舉臂油缸6等組成。整個工作機構鉸接在車架7上。 圖（8） 3.1裝載工作對工作機構設計的要求 3.1.1履帶式裝載機工作過程 履帶式裝載機是一種裝運卸作業(yè)聯(lián)合一體的自行式機械，它的工作過程由5種工作狀態(tài)或工況組成： （1） 工況1——插入狀態(tài) 動臂下放，鏟斗放置地面，斗尖觸地，鏟斗前壁對地面呈3度到5度前傾角；開動挖掘機，鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。 （2） 工況2——鏟裝狀態(tài) 工況1以后，轉動鏟斗，鏟運物料，待鏟斗口翻轉至水平位置為止。 （3） 工況3——重載運輸狀態(tài) 舉升動臂，將工況2之鏟斗升高到適當位置（以斗底離地的位置不小于最小允許距離為準），然后驅動挖掘機，載重駛向卸載點。 （4） 工況4——卸載狀態(tài) 在卸載點，舉生動臂使鏟斗至卸載位置，翻轉鏟斗，向運輸車或固定料廠卸載；卸畢，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。 （5） 工況5——空載運輸狀態(tài) 卸載結束后，挖掘機由卸載點空載返回裝載點。 3.1.2履帶式挖掘機工作機構設計要求 （1）生產率高 （2）插入和鏟取能力大，能耗小； （3）結構和工作尺寸適應生產條件需要； （4）零部件受力狀態(tài)良好，強度和壽命合理； （5）結構簡單緊湊，制造維修容易，操作使用方便； （6）合理選取鏟斗的結構和尺寸，以減小工作阻力，達到滿載卸凈、運輸平穩(wěn)； （7）鏟斗由工況2被舉升到最高卸載位置的過程中，為避免鏟斗中物料散出，鏟斗應作“平移運動”； （8） 保證必要的卸載角、卸載高度和卸載距離 （9） 鏟斗能夠自動平放 （10） 盡量減小工作機構的前懸（工作機構重心到整機重心的距離）、長度和高度，以提高挖掘機在各種工況下的穩(wěn)定性和司機的視野 3.2履帶式挖掘機工作機構類型的綜合分析和選用 綜合國內外履帶式挖掘機工作機構的形式，主要有7種類型的連桿機構，按構件數(shù)不同可分為三桿、四桿、五桿、六桿、八桿連桿機構；按輸入和輸出桿是否相同，又可分為正轉（同向）和反轉（反向）連桿機構。 3.2.1正轉八桿機構 這種機構在轉痘油缸大腔進油時轉痘鏟取，鏟取力較大；各構件尺寸設計合理時，鏟斗能獲得較好的舉升平動性能，連桿系統(tǒng)傳動比較大，鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈、速度快；因而傳動比大，還可以適當減小連桿系統(tǒng)尺寸，因而可以改善司機視野。 這種機構的主要缺點是結構復雜，不能實現(xiàn)鏟斗自動放平。 3.2.2轉斗油缸前置式正轉六桿結構 轉斗油缸與鏟斗和搖臂直接連接，易于設計成兩個平行四桿結構，鏟斗平動性能極佳；結構比八桿機構簡單；司機視野較好。這種機構缺點是轉斗時油缸小腔進油，鏟取力相對較小；連桿系統(tǒng)傳動比小，使得轉斗油缸活塞行程大、油缸加長、卸載速度不如八缸機構；由于轉斗油缸前置，使工作機構前懸增大，影響整機穩(wěn)定性和行使的平穩(wěn)性；也不能實現(xiàn)鏟斗的自動放平。 3.2.3轉斗油缸后置式正轉六桿機構 它與前者油缸前置式相比，前懸較小、傳動比較大、活塞行程較短；有可能將動臂、轉斗油缸、搖臂和連桿的中心線設計在同一平面內，從而簡化了結構，改善了動臂和鉸銷的的受力狀態(tài)。缺點是轉斗油缸與車架的鉸接點位置較高，影響司機視野。其他同前置式。 3.2.4轉斗油缸后置式反轉六桿機構 這種機構有兩大優(yōu)點： 1） 轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系數(shù)的倍力系數(shù)能設計成較大值，所以可獲得相當大的鏟取力； 2） 恰當?shù)倪x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平。這是其他六種工作機構所望塵莫及的。 此外，結構十分緊湊前懸小，司機視野好也是這種機構的特點。 缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾，設計時需特別精心。 3.2.5正轉四桿機構 它是7種連桿機構形式中最簡單的一種；很易設計成鏟斗舉升平動；前懸較小。缺點是轉斗時油缸小腔進油；油缸輸出力小，又因連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)難以設計出較大值，所以鏟取力相對較小，這種結構傳動比不易得到較大值，所以轉斗油缸活塞行程大、油缸長；此外，在鏟斗卸載時，活塞桿易于底部相碰，減小了卸載角。為避免碰撞，往往把斗底加工成凹形，因而既減小了斗容，又增加了制造困難。這種結構也不能實現(xiàn)鏟斗自動平放。 3.2.6正轉五桿機構 這種結構在活塞桿和鏟斗之間加了一根短連桿，從而使四桿機構變成了五桿機構。當鏟斗端平時，短連桿與活塞桿靠油缸拉力和鏟斗重力拉成一條線，如同一桿；而鏟斗卸載時，短連桿能相對活塞桿轉動，避免了活塞桿與斗底相碰。 其缺點與四桿機構相同。 3.2.7動臂可伸縮式三桿機構 它的最大特點是動臂可借助油缸進行伸縮。這種結構的鏟斗插入工況是依靠動臂伸出實現(xiàn)的，它解決了靠機器人行走時插入易使輪胎嚴重磨損的問題；卸載時，可伸出動臂，以獲取較大的卸載高度和卸載距離，而運輸工況時，可縮回動臂，以減小前懸，從而提高行使的穩(wěn)定性。 這種結構的缺點是，既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗的自動平放；結構比較復雜。 綜上分析可知，反轉六桿工作機構能比較全面地滿足轉載工作要求，所以我所設計的微型挖掘機就采用了這種工作機構。 3.3鏟斗設計 鏟斗是工作機構的主要組成部分，一般用鋼板焊接而成。 由于鏟斗直接與物料接觸，是裝運卸的工具和容器，所以它的外型、各部分構件、幾何尺寸、質量和強度等等，都嚴重影響著整機的生產能力、功率和效率等。 鏟斗設計的主要依據(jù)是“減小裝載工作阻力，滿足生產率需要”。同時要做到各種工況下不易撒料，耐磨、抗沖擊、強度好。 3.3.1斗容的計算 因為本人設計的是井下微型挖掘機，所以其工作對象主要是礦巖，其松散體容重一般為2t/m3左右，參照機械工業(yè)出版社出版的《礦山裝載機械設計》可知 Vr=0.5mr Vr——鏟斗額定斗容 Mr——鏟斗額定載重量 由于設計任務書中給定的是微型挖掘機的額定載荷為3KN，根據(jù)公式： F=mg m===300Kg 故Vr=0.5*300=150 故額定斗容為0.15m3 選取標準斗容為0.12m3的鏟斗，如下圖所示 圖（9） 3.4工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 3.4.1機構分析 反轉六桿工作機構的簡圖如下： 圖（10） 它是由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成轉斗機構由轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構件組成。實際上，它是由兩個反轉四桿機構——GFEB和BCDA(即圖中GF2E2B和BC2DA)所串聯(lián)而成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可以把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD和GF轉向相反，所以可以把此機構稱作反轉六桿機構。 舉升機構主要由舉臂油缸HM和動臂GBA構成。 當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞G點作定軸運動；當轉斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將作復合運動，即一邊隨動臂對A點作牽連運動，同時又相對動臂繞G點作相對運動。 3.4.2設計方法 （一） 因為工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)直接與整機的基本性能和工作參數(shù)有關，所以先初步設計出整機的主要參數(shù)，然后以其為條件，再進行連桿系統(tǒng)的尺寸設計。 整機參數(shù)可運用“回歸分析法”求得。 機重： ms=3048.2776+2.2479mr=3722.37Kg 最大卸載高度： hx=191.7706mr0.2468=783.67mm 最小卸載距離： lx=499+0.075mr=521.5mm 最大鏟取力： Fsh0=23751.87+14.356mr=28058.67N （二） 若將反轉六桿機構放置到直角坐標系中，只要確定了某一典型工況的九個鉸接點和的坐標，則即可求得工作機構連桿系統(tǒng)中各構件的尺寸參數(shù)。 3.4.3尺寸參數(shù)設計的圖解法 （—）動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A的確定 1．確定坐標系 如圖所示：先在坐標紙上選取直角坐標系XOY，并選定比例尺寸 圖（11） 2．畫鏟斗圖 把已經設計好的鏟斗橫截面外輪廓按比例畫在XOY坐標系里，斗尖對準坐標原點O，斗前臂與X軸呈3°~5°前傾角。此時是鏟斗插入堆料時的位置，即工況1 3．確定動臂與鏟斗的鉸接點G 由于G點的坐標值越小，轉斗鏟取力久越大，所以G點靠近O點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減??；而G點的Y坐標值增大，鏟斗在堆料中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣就縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使鏟取力下降。 綜合考慮各種因素的影響，一般取yG=250~350mm之間，我取yG=250mm 4．確定動臂與機架的鉸接點A (1)以G點為圓心，使鏟斗瞬時針轉動，至鏟斗口OO與軸平行為止，即工況2 （2）根據(jù)算出的最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況4 (3) 以G’點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與X軸平行，即得鏟斗口被舉升到最高位置圖（工況3）。 （4） 聯(lián)結GG’并作垂直平分線。因為G和G’點在以A點為圓心，動臂AG長為半徑的圓弧上，所以A點必在GG’的垂直平分線上。 A點的位置應該盡可能低一點，因為這樣可以提高整機工作的穩(wěn)定性，減小機器高度，改善司機視野。 5．確定動臂與搖臂的鉸接點B B點是一個非常重要的點，它對連桿機構的傳動比、倍力系數(shù)、連桿機構的布置及轉斗油缸的長度等都有很大的影響。根據(jù)分析和和參考，一般取B點在AG聯(lián)線下方，并在AG的垂直平分線左右盡量靠近工況2時的鏟斗處。 （二）連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點F、E的確定 因為在前面GB兩點已經被確定，再確定F和E是為了最終確定與鏟斗相連的四桿機構GFEB即GFEB的尺寸。 在確定F、E兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，必須保證鏟斗在各個工況時的轉角又得注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的鏟取力，同時還得防止各種機構運動被破壞的現(xiàn)象。 設計方法如下： 1． 按雙搖桿條件設計四桿機構，令GF桿為最短桿，BG桿為最長桿，則必有： GF+BG>FE+BE (1) 令GF=a, FE=b, BE=c, BG=d 將（1）不等號兩邊同除以d，則得下式 K=+-<1 (2) 上式各值可在下列值域選?。? K=0.950～0.995 a=(0.3～0.5)d (3) c=(0.4～0.8)d 根據(jù)前面設計時所確定的幾個鉸接點的位置： 取G(700,250) A(800,740) B(720,720) 所以BG=d==470.4mm 由（1）、（2）、（3），取K=0.95, a=0.4d, c=0.5d, 可得： a=188.16mm b=35705mm c=235.2mm 2 確定E和F的位置 這兩個點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：1）E 不可與前橋相碰，并由足夠的最小離地距離；2） 工況1時，使EF桿盡量與GF垂直，這樣可以獲得較大的傳動角和倍力系數(shù)；3） 工況2時，EF與GF兩桿的夾角必須小于170°，即傳動角不能小于10°，以免運動時發(fā)生自鎖；4） 工況4時，EF與GF的傳動角也必須大于10°. 具體作法如下 1） 初選E點法 如圖所示，鏟斗取工況1 以B點為圓心，以BE=c為半徑畫?。怀踹xE點，使其落在B點右下方的弧段上；再分別以E和G點為圓心，以FE=b和GF=a分別為半徑畫弧，得交點，即為F。 用前面所說的四點要求檢驗所得的四桿機構GFEB，若不滿足，可調整E點位置，重復上述步驟，直至滿意為止。 圖（12） （三）轉斗油缸與搖臂和機架的鉸接C點D和的確定 如果C和D點的位置確定了，也就確定了與機架聯(lián)結的四桿機構BCDA的尺寸，C和D的布置直接影響到鏟斗舉升平動和自動放平性能，對鏟取力和動臂舉升阻力矩的影響都比較大。 （1） 確定C點 從力的傳遞效果出發(fā)，可知，顯然使搖臂BC段長一些有利，這可以增大轉斗油缸作用力臂，使鏟取力相應增加。但加長BC段，必將減小鏟斗與搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況的要求，并且使轉斗油缸行程過長。因此，可?。? BC(0.7~1.0)BE 因為BE=c=235.2mm 所以BC188.16mm C點一般取在B點左上方，BC與BE夾角（即搖桿折角），可取 °~180°，并使工況1時搖臂BC與轉斗油缸CD趨近垂直，C點運動不得與鏟斗干擾，其高度不能影響司機視野。 （2） 確定D點 轉斗油缸與機架的鉸接點D，是依據(jù)鏟斗由工況2舉升到工況3過程為平動和由工況4下降到工況1時能自動平放這兩大要求來確定的。 經過查閱一些書籍和分析研究得出：D點設計在A點下方教好，這樣不但平動性能好，而且動臂舉升時，可減小舉升外阻力矩，有利于舉升油缸的設計。 （四） 舉臂油缸與動臂和機架的鉸接點H及M的確定。 舉臂油缸的布置應該本著舉臂時工作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構件互不干擾、整機穩(wěn)定性好等原則來確定。一般舉臂油缸都布置在前橋與前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。 一般點選定在AH聯(lián)線附近或上方，并取AH。不可能太大，它還得受到油缸行程的控制， 取AH=AG==166.7mm 考慮到聯(lián)合鏟裝（邊插入邊舉臂）工況的需要，在滿足M點離地高度要求的前提下，令工況1時AH與MH趨于垂直。這是因為，鏟斗開始從堆料中提升式4阻力矩最大，這樣，可以獲得較大的初始舉升工作力矩。 M點往前腳方向靠是有利的，這樣可以使舉臂油缸在動臂整個舉升過程中，舉升工作力臂大小的變化較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升到最高位置時的舉升力不足，因為這時的工作力臂往往較小或是最小。 經過上述各步作圖，整個工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)即設計完畢。 3.5工作機構的強度計算 3.5.1零部件結構設計 工作機構各桿件長度尺寸確定以后，接著對零部件的結構進行初步設計。 零部件設計時，應盡量作到標準化、通用化及系列化，如轉斗油缸和舉臂油缸都已經有系列產品，可以根據(jù)受力分析直接選用，這有利于產品質量的提高和制造成本的降低。 3.5.2確定計算強度的工況 強度計算時，根據(jù)工作機構受力最大和最危險的工況時的外載荷，對工作機構進行受力分析和強度校核或計算。 實驗證明，履帶式挖掘機的工作機構在插入、鏟取、舉升和卸載等各種工況中，以偏載時的聯(lián)合鏟裝——即外載荷作用于鏟斗切削刃一側，鏟斗一邊插入料堆最大深度一邊舉升動臂時的受力狀態(tài)最為惡劣。 在實際裝載作業(yè)中，經?？赡艹霈F(xiàn)的惡劣工況是：鏟斗在挖掘機牽引力的作用下，先插入料堆最大深度，與此同時，轉斗油缸動作，實現(xiàn)轉斗鏟裝物料，這時插入阻力和鏟取阻力均達最大值，而且作用點均在鏟斗切削刃一端，即偏載時邊插入邊轉斗工況，所以，一般對此工況下的工作機構進行強度計算或校核。 3.5.3外載荷計算 如下圖所示，挖掘機鏟裝工作時，斗尖上可能產生的最大（極限）插入阻力和最大（極限）鏟取阻力分別為Fin和Fsh。 圖（13） 最大插入阻力的計算 Fin=9.8k1k2k3k4BL-1.25 式中 Fin——鏟斗插入阻力，[Fin]為N k1——物料的塊度與松散程度系數(shù) K2——物料的性質系數(shù) K3——物料堆高系數(shù) K4——鏟斗的斗形系數(shù) B——鏟斗寬度,[B]為cm L——鏟斗一次插入深度，[L]為cm 取k1=1, K2=0.14, K3=1, K4=1.2,B=73.2cm,L=20cm 則Fin=5097.2N （一） 最大鏟取阻力Fsh的計算 Fsh可用整機參數(shù)初步設計時所確定的最大鏟取力代替 Fsh=28058.67N 四、工作機構各構件受力分析 （一） 正載邊插入邊鏟取工況時的受力分析 如下圖所示： 圖（14） 把工作機構解體，分解成鏟斗、連桿、搖臂、動臂、轉斗油缸和舉臂油缸等分離體。 在鏟斗斗尖取外力Fx=和Fy= 連桿、轉斗油缸和舉臂油缸可以看成二力桿 對圖（14）中的（1），運用平面力系平衡原理可得： FFsin20°+Fy+FGy=0 (1) FFcos20°+Fx+FGx=0 (2) FF ×100+FGy×700= FGx×250 （3） 聯(lián)立（1）、（2）、（3）即可求得： FF=9587303N FGy=-46792.4N FGx=-92669.4N 對于圖（14）中的（2），運用平面力系平衡原理可得： FE=FF=-95873.3 對于圖（14）中的（3），運用平面力系平衡原理可得： Fc+FBx=FESin70° (1) FBy=FE Sin20° (2) 先計算C點的受力，取工況1時鏟斗、連桿和搖臂為研究對象，用圖解法，如下圖所示： 圖（15） Fc= 式中 n——轉斗油缸個數(shù) a——各鉸銷摩擦損失系數(shù)，可取a=1.15~1.25； Fc——鉸接點C的約束反力; GK——鏟斗自重力； K1K2——倍力系數(shù)。這里K1=,K2= 查閱《單斗挖掘機》基本參數(shù)表，可知，標準斗容為0.12m3的整機質量為4t,其各部分重力公式為： KGi為各部分重力系數(shù)，查表可得正鏟的KGi范圍是0.17~0.22 平均值為0.20 計算鏟斗質量： GK=0.20×40000×0.1=800N =BCSin70°=188.16×0.89=167.65mm l2=235.2mm l4=700mm 取l5=350mm 由前面所確定的F點的位置可算得： l3=180mm ∴Fdg=Fc==183724N 聯(lián)立（1）、（2）可得： FBX=-93132.6N FBY=-32790.6N ∴FB=N 3.6轉斗油缸及舉臂油缸的設計計算 轉斗油缸和舉臂油缸的設計主要根據(jù)工作機構所需最大鏟取力和最大舉升力來進行 3.6.1最大鏟取力Fsh0和轉斗油缸所需輸出力Fdg的確定 （一） Fsh0的計算 Fsh0是裝載機的主要性能指標之一，F(xiàn)sh0應該能克服最大鏟取力Fsh的作用。 ∴=28058.67N （二） Fdg的確定 Fdg=183724N 3.6.2最大舉升載荷mmax最大舉升力Fj舉臂油缸所需輸出力Fbg的確定 （一）確定mmax mmax=1.7mr=1.7×300=540Kg (二)確定FJ 舉起mmas所需的舉臂油缸的輸出力叫最大舉升力。它不僅要滿足mmax的需要，而且應該滿足工作機構正載聯(lián)合鏟取時需要。 正載聯(lián)合鏟取時，F(xiàn)j的計算如圖 圖（16） 對整個工作裝置研究，對A取矩，即可算得FJ。 根據(jù)平面力系力矩平衡，可得∶取 ∴AH=166.7mm 即a=166.7mm c=XA=800mm b=YA=740mm d取720mm Fsh=28058.67N Fin=5097.2N 動臂的重量G由公式Gi=KGiG可算得 G=0.2×4000×10=2000N ∴FJ×166.7=28058.678×800+5097.2×740+2000×720=165920N （4） 計算舉臂油缸所需輸出力Fbg Fbg= 式中 n——舉臂油缸個數(shù)； a——摩擦損失系數(shù)，一般取a=1.25 ∴Fbg==207400N 3.6.3油缸結構設計 （一） 轉斗油缸的設計計算 液壓缸的類型：選用雙作用液壓缸 液壓缸的安裝方式：頭部耳環(huán) 液壓缸主要幾何尺寸的計算： 液壓缸的主要幾何尺寸包括液壓缸的內徑D、活塞桿的直徑d和液壓缸行程s。 （1） 液壓缸內徑的計算 根據(jù)載荷力的大小和所選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內徑D D= 式中：D——液壓缸內徑（m） F——液壓缸推力(KN) P——選定的工作壓力(MPa) 根據(jù)前面已算出的轉斗油缸所需輸出力Fbg=1837.724KN 選P=16MPa ∴D==0.12m 根據(jù)第2版《機械設計手冊》5中液壓缸內徑尺寸系列表選D=100mm (2) 活塞桿直徑D的計算及油缸行程s的計算 根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑d d= d——活塞桿直徑 D——液壓缸內徑 ——速度比 選取=1.46 ∴d=0.10=0.056m=56mm 根據(jù)第2版《機械設計手冊》第5章中液壓缸活塞外徑尺寸系列 選取d=56mm 根據(jù)前面所確定的幾個鉸接點的位置及最大卸載高度，及標準行程系列，選取d=160mm. （二） 舉臂油缸的設計計算 D= =0.1285m=128.5mm 選D=160mm ∴d== =89.8mm 選d=90mm 舉臂油缸行程s的計算，設H點在AH上，并AH= 設在最高卸載高度時，點H的坐標為(Hx’,Hy’),則， = Hy=326.7mm 370-326.7=43.5mm 根據(jù)標準行程系列，可選s=50mm  結 論 經過一個學期的努力，終于初步設計出了微型挖掘機。由于水平有限，所以所設計出來的產品比預想的要差，但工作裝置還是能達到預期的效果，如鏟斗能夠由轉斗油缸控制，由搖臂和連桿來實現(xiàn)它的自由鏟取和翻轉；舉升油缸能夠實現(xiàn)動臂的自然上升和下降，但畢竟是初步設計，加上以前對該課題了解的不是很多，因此產品中存在的問題還是有的，比如在確定動臂上幾個鉸接點的位置是，使人為地定下來 的，難免會產生誤差，所以所產生的效果不一定很好。 雖然我對挖掘機機體的動力源地設計不是很具體，但我也有一些見解和主張，在此僅供參考。由于微型裝載機多數(shù)為電動機驅動，這就帶來了一個麻煩的問題——裝載機不得不拖動很長的電纜，使得電纜長期在復雜的采場地面拖曳，有時操作人員不注意，可能會碾壓電纜，電纜被拖動受到磨損，極易發(fā)生導電、漏電現(xiàn)象，從而引發(fā)人身、設備事故，同時也使車輛的機動性受到了很大的限制。 該問題有待相關設計人員進一步解決。 謝 辭 經過一個學期的努力，我的畢業(yè)設計終于完工了?；叵脒@一個學期所走過的路，有辛酸、也有快樂。 在設計過程中，身邊的老師和同學給予了我很大的幫助，特別是薛老師，他在這方面的知識比較淵博，他總是很耐心的輔導我，對我所提出的每一個問題都給予了我詳細的解答，使我在設計中受益匪淺，可以說沒有薛老師的幫忙，也就沒有我的畢業(yè)設計。在此，非常感謝他。 另外，在我的設計過程中一些同學也給予了我很大的幫助，在此，也非常感激他們。 感謝院領導對我的督促和教誨。 感謝在我的畢業(yè)設計中曾給過我?guī)椭乃械睦蠋熀屯瑢W。 參考文獻 1、《起重機設計手冊》 北京 機械工業(yè)出版社1980，151~157 2、第2版《機械設計手冊5》 北京 機械工業(yè)出版社2000 43-170~229 3、葛志祺《機械零件設計手冊》（第三版）下 北京 冶金工業(yè)出版社 1994 30~37 4、《工程機械》2000第31卷第11期 9~11 16~18 5、李健成《礦山機械》（裝載機械部分） 北京 冶金工業(yè)出版社 1981 197~201 6、李健成《礦山裝載機械設計》 北京 機械工業(yè)出版社 1989 75~111 7、曹善華《單斗挖掘機》 北京 機械工業(yè)出版社 1989 29~35 109~151 附錄 中英文翻譯 一種挖掘機的裝載獨立控制 摘要 這項研究主要焦點是調查挖掘過程由應用裝載獨立液壓閥門控制。 這種方法準許避免閉合回路控制系統(tǒng)與傳感器和變換裝置裝在挖掘機附件上。而傳感器單元沒有裝在機器附件上，被考慮的系統(tǒng)由二次子系統(tǒng)組成：微型計算機和一個液壓單元（泵和裝載獨立閥門）。在微型計算機單元中，鏟斗的動力速度與三個液壓缸流過的液壓油有關。然后，油流程轉移為電信號開動裝載獨立閥門。它們的動作由應用傳遞作用提出。系統(tǒng)的表現(xiàn)為檢驗油流入液壓缸時的突然變速。本文的最后部分致力與獲得的實驗性結果。第一結果 處理垂直的鉆井；第二個結果應付挖掘一條水平的軌道。 1、介紹 介于最近研究的令人鼓舞的結果，人類一系列對挖掘過程改進的努力的可能性將大大增加，著也許主要通過反復工作任務控制，譬如槽探和鉆井，要求機器操作人員在執(zhí)行各項任務 期間有穩(wěn)定的表現(xiàn)，特別注意的是，在研究中，挖掘機應該適應沿著指定的軌道，在不同的土壤中工作。 挖掘機的基本控制過程是由佤哈、斯克呢司、合瑪米、哈論和斯克尼德提出的。布丹和古柯尼斯克致力與挖掘機吊桶的感應轉動裝置在運動學中的應用的研究，在這種方法中，液壓油流入液壓缸的速度的很小的變化將影響靈敏度分析，黃教授等提出了機器人挖掘機的阻抗控制研究方法，他們應用了兩個神經網(wǎng)絡：一個是源控制器，另一個是反饋目標阻抗。另外一個阻抗系統(tǒng)，致力于力與位置的混合控制，由哈教授提出。 機器人的第一代被假設成了“開環(huán)”安置設備，這暗示了所有零件必須被制造的具有很高精確性，其次，位置遙控機械裝置與傳感器可觀地減少了對這個準確性的要求。這里是幾種方法，作為參考，使機器人挖掘機提高產業(yè)機器人的工作能力，實施了力量單元細胞、縱向和有角量得傳感器。但是，二個主要區(qū)別在制造機器人和機器人挖掘機得要求之間是應該注意的。第一區(qū)別是，制造機器人工作在幾乎完善的情況下，避免振動、濕氣和其他可能殘損的情況。第二個區(qū)別時制造機器人要求非常高得準確性，經常在微米之內。相反，機器人挖掘機得運轉在非常困難得建造場所內，并且被運行得軌跡所要求的準確性和產業(yè)機器人相比，是有限的，經常在厘米之內，以挖掘機工作的困難情況，所有傳感器被連接到吊桿、機械臂和鏟斗之上必須被很好得保護。 記住上述區(qū)別，它將對通過液壓模塊（油泵和裝載獨立閥門）來檢驗控制挖掘軌跡產生很大作用。換句話說，研究系統(tǒng)傳感器單元避免裝在挖掘機附件上，結合反饋控制器，包括機器的液壓單元。本論文的主要宗旨將擴大討論，由作者[10]創(chuàng)始，裝載獨立閥門可能被安裝在操作員的控制室里面。在這個假定外，系統(tǒng)避免傳感器裝在挖掘機附件上，以后談論系統(tǒng)得數(shù)學模型，初步實驗性結果被提出在本文得末端。 2 問題的聲明 本文處理受控問題得聲明，一個挖掘鏟斗的行動沿一個被規(guī)定的道路，問題來源于早先作者的理論調查，對半靜止運動學上導致的挖掘過程為假定拋物線的軌道。在這項研究中，可作如下假定：挖掘機附件是一個平面機制，由吊桿、機械臂、鏟斗組成，三者獨立地工作，由液壓缸操作該系統(tǒng)，它們保證這三個獨立部分能在一個平面內運動，兩個位移和自轉。 挖掘過程，根據(jù)演示實驗，假定是足夠慢的，把它作為一個半靜止狀態(tài)，慣性期限在附件的運動就可以被忽略了，只有伺服機械的短管軸被認為是在加速移動，這無法被忽略。 壓力的干擾被認為采取正旋形式，理想的正旋值取決于系統(tǒng)的移動情況。 假定土壤環(huán)境類似，一些小的影響因素如小石頭等是可以被接受的。 我們建議挖掘操作是人工協(xié)助的，這就意味著在遇到一個更大的障礙時，操作人員必須干預挖掘機的挖掘工作。 如果我們的假定成功，所提出的控制設定就能應用于一種標準的挖掘機，這種挖掘機將在更大范圍內增強人類的安全作業(yè)能力，比如槽探和鉆井。 實驗假設由三個系統(tǒng)組成：即微型計算機、PLC和液壓部分（液壓泵、閥門、液壓缸），并且機制以三個自由度鏟斗。其次，子系統(tǒng)被考慮作為組成部分，在第一子系統(tǒng)中，以下組成部分可被認為：個人計算機以專業(yè)的軟件，變換行為和軌跡整平機以相等和不等形式轉換為電信號，后者被送到PLC單元那些反過來控制電磁閥的電子驅動。壓力從電磁閥產生變化在短管軸位置上，保證假定的油流量流入液壓缸。短管軸位置，反過來被轉換裝置轉換成一個電反饋信號輸送到電磁閥中，被打開的短管軸讓油流動到第三子系統(tǒng)，即