挖掘机工作装置设计_毕业设计论文(编辑修改稿)

挖掘机工作装置设计_毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

铰点； C：动臂的下铰点。 则有： 在三角形 ABC 中： L1 2 = l72+l522COSθ1l 7l 5 θ1 = COS1[（ l72+l52 L12） /2l7l 5] (31) 10 在三角形 BCF 中： L222 = l72+l122COSα20l 7l 1 α20 = COS1[（ l72+ l12 L222） /2l7l 1] (32) 由图 33所示的几何关系，可得到α 21的表达式： α21 =α20+α11θ1 (33) 当 F点在水平线 CU之下时α 21为负，否则为正。 F点的坐标为 XF = l30+l1cosα21 YF = l30+l1Sinα21 (34) C点的坐标为 XC = XA+l5COSα11 = l30 YC = YA+l5Sinα11 (35) 动臂油缸的力臂 e1 e1 = l5Sin∠ CAB (36) 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 = Sq r（ l72l52） = l5 Sq r（ δ21） θ1 = cos11/δ (37) 斗杆的运动分析 如下图 32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。 11 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 32 斗杆机构摆角计算简图 在三角形 DEF 中 L22 = l82+ l922COSθ2l 8l 9 θ2 = COS1[（ L22 l82l92） /2l8l 9] (38) 由上图的几何关系知 φ2max =θ2 maxθ2min (39) 则斗杆的作用力臂 e2 =l9Sin∠ DEF (310) 显然斗杆的最大作用力臂 e2max = l9，此时 θ2 = COS1（ l9/l8）， L2 = sqr（ l82l92） 3. 3 铲斗的运动分析 铲斗相对于 XOY 坐标系的运动是 L L L3 的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图 35 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 33，可以知道求得以下的参数： 在三角形 HGN 中 α22 = ∠ HNG = COS1[（ l152+l142L32） /2l15l 14] α30 = ∠ HGN = COS1[（ L32+ l152 l142） /2L3l 14] α32 = ∠ HNG = π ∠ MNG ∠ MGN =π α22α30 (311) 在三角形 HNQ 中 L272 = l132 + l212 + 2COSα23l 13l 21 ∠ NHQ = COS1[（ l212+l142 L272） /2l21l 14] (312) 在三角形 QHK 中 α27 = ∠ QHK= COS1[（ l292+l272L242） /2l29l 27] (313) 在四边形 KHQN 中 ∠ NHK=∠ NHQ+∠ QHK (314) 12 铲斗油缸对 N点的作用力臂 r1 r1 = l13Sinα32 (315) 连杆 HK 对 N 点的作用力臂 r2 r2 = l13Sin ∠ NHK (316) 而由 r3 = l24， r4 = l3 有 [3] 连杆机构的总传动比 i = （ r1r 3） /（ r2r 4） (317) 显然 317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代入可得终传动比 iz。 （ 2） 铲斗相对于斗杆的摆角 φ3 铲斗的瞬时位置转角为 φ3 =α7+α24+α26+α10 (318) 其中，在三角形 NFQ中 α7 = ∠ NQF= COS1[（ l212+l22 l162） /2l21l 2] (319) α10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。 当铲斗油缸长度 L3分别取 L3max和 L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角 θ3max和 θ3min，于是得铲斗的瞬间转角 :φ3 = θ3θ3min (320) 铲斗的摆角范围 : φ3 = θ3maxθ3min (321) 13 图 33 铲斗连杆机构传动比计算简图 （ 3） 斗齿尖运动分析 14 见图 34所示，斗齿尖 V 点的坐标值 XV和 YV，是 L1 、 L L3 的函数只要推导出XV和 YV的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下 : 由 F点知： α32= ∠ CFQ= π –α3α4α6θ2 (322) 在三角形 CDF 中： ∠ DCF 由后面的设计确定，在∠ DCF 确定后则有： l82 = l62 + l12 2COS∠ DCFl1l 6 (323) l62 = l82 + l12 2COSα3l 1l 8 α3 = COS1（ l82+l12–l62） /2l1l 8 (324) 在三角形 DEF 中 L22 = l82 + l92 2COSθ2l 8l 9 图 34 齿尖坐标方程推导简图 1 则可以得斗杆瞬间转角 θ2 θ2 = COS1[（ l82+l92 L22） /2l8l 9] (325) 15 α α 6在设计中确定。 由三角形 CFN 知： l28 = Sq r（ l162 + l12 2COSα32l 16l 1） (326) 由三角形 CFQ 知： l23 = Sq r（ l22 + l12 2COSα32l 2l 1） (327) 由 Q 点知： α35= ∠ CQV= 2π–α33α24α10 (328) 在三角形 CFQ 中： l12 = l232 + l32 2COSα33l 23l 3 α33 = COS1[（ l232+l32 l12） /2l23l 3] (329) 在三角形 NHQ 中： l132 = l272 + l212 2COSα24l 27l 21 α24 =∠ NQH=COS1[l272+l212 l132） /2l27l 21] (330) 在三角形 HKQ 中： l292 = l272 + l242 2COSα26l 27l 24 α26 =∠ HQK=COS1[l272+l242–l292） /2l27l 24] (331) 在四边形 HNQK： ∠ NQH =α24 +α26 (332) α20 = ∠ KQV，其在后面的设计中确定。 在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。 特殊工作位置计算： （ 1） 最大挖掘深度 H1max 16 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 35 最大挖掘深度计算简图 如图 35示，当动臂全缩时， F, Q, U 三点共线且处于垂直位 置 时，得最大挖掘深度为 : H1max = YV = YFmin–l2–l3 = YC+L1Sinα21min–l2–l3 = YC+l1Sin（ θ1α20α11） –l2–l3 (333) （ 2） 最大卸载高度 H3max 17 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 36 最大卸载高度计算简图 如图 36所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时， QV 连线处于垂直状 态时，得最大卸载高度为 : )s i n()s i n( 112132211211m a x3    M AXM AXM AXC Q M AX llY YH (334) （ 3） 水平面最大挖掘半径 R1max 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 37 停机面最大挖掘半径计算简图 18 如图 37所示，当斗杆油缸全缩时， F. Q. V 三点共线，且斗齿尖 v 和铰点 C 在同一水平线上，即 YC= YV，得到最大挖掘半径 R1max为 : R1max=XC+L40 (335) 式中： L40 = Sqr[（ L1+L2+L3） 22（ L2+L3） L 1COSα32max (336) （ 4） 最大挖掘半径 R 最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下 C、 V 连线绕 C 点转到水平面而成的。 通过两者的几何关系，我们可计算得到： l 30 = 85mm ； l 40 = 9800mm。 （ 5） 最大挖掘高度 H2max 最大挖掘高度工况是 最大卸载高度工况中铲斗绕 Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。 具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。