挖掘机设计过程详述

1 引言

1.1课题研究的背景和意义

目前我国露天矿的开采规模逐渐扩大，为了适应日益增大的矿用汽车铲装的需要，这就需要较大斗容的挖掘机，由于挖掘机愈大，每单位土石方的施工成本愈低，而液压挖掘机较机械式挖掘机有很多优点，但是国内对大型液压正铲挖掘机的研究较少，液压挖掘机工作装置是完成挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到挖掘机的工作性能和可靠性，对其研究是整机开发的基础，对工作装置进行优化，目的在于缩短研究和开发周期，降低产品成本，提高设计质量，本课题的任务就在于此[1]。

现代化建设速度，在很大程度上取决于各种工程建设速度，而工程机械水平的高低，又直接对工程建设速度发挥着促进或抑制作用。传统研发管理及设计方法只是被动地重复分析产品的性能，而不是主动地设计产品的参数。作为一项设计，不仅要求方案可行、合理，而且应该是某些指标达到最优的理想方案。随着电子计算机的应用，在机械设计领域内，已经可以用现代化的设计方法和手段进行设计，来满足对机械产品提出的要求。利用优化设计方法，人们就可以从众多的设计方案中寻找出最佳设计方案，从而大大提高设计效率和质量。可靠性是我国工程机械的致命弱点，我们要正视差距，增强科研开发力度，提高技术水平，更多地发展具有自主知识产权的高质量产品，进一步促进工程机械的发展[1]。

1.2 液压挖掘机研究现状及发展动态

挖掘机作为一种典型的土石方施工设备，在基础设施建设中起着十分重要的作用，因此加强对挖掘机的研究具有十分重要的意义，随着能源的紧缺和人们对环保意识的增强，节能技术研究成为同行学者关注的焦点没随着人类空间获活动的延伸，以及人类对挖掘机工作环境与功能要求的延伸，在遥控挖掘机和机器人化挖掘机研究方

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挖掘机设计

面正进行不懈努力，遥控挖掘机的研究离实用化已经不远，开发智能化的多功能挖掘机并使之成为真正的挖掘机器人还是人们追求的目标。由于挖掘作业中负载变化剧烈，有些学者已经开始将振动挖掘方式运用于减少挖掘阻力，减低功率消耗以及延长机器使用寿命方面的研究。近年来，随着人类对自然的开发，挖掘机也朝着大型化大功率化发展，从而满足人类对大型工程的需求。

1.2.1 国外的研究现状及发展动态

1）国外产品发展趋势

1950 年在意大利生产了第一台液压挖掘机，由于其挖掘能力强、生产率高、通用性好、操纵轻便等特点，在工程建设施工中起着重要的作用。六十年代，随着西方经济的发展，液压挖掘机需求数量急剧上升，但大多数属于中小型液压挖掘机。七十年代开始，随着科学技术的进步和大型水电工程及大型露天矿建设的需要，液压挖掘机向高速、高压、大斗容、大功率发展。随着液压挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高产品的竞争力。国外的一些公司开始研制大型矿用液压挖掘机，其中以德国、法国产品居多。 在液压挖掘机产品功能方面，液压挖掘机工作装置向多功能化的方向发展。当液压挖掘机配置不同的作业装置时，可以用来吊、夹、推、刮、松、挖、装、铣削、拆除、清除和压实等作业，且大都采用快换装置，驾驶员在驾驶室内就可以完成作业装置的更换，一般在2分钟内就可以完成作业装置的更换。工作装置中动臂、斗杆结构变化多样，扩展了主机的使用功能。随着传统型和通用型产品样机减少，一些有特殊构造的、有特色的产品和多功能的产品备受用户的青睐，这些多用途作业装置大大扩展了液压挖掘机的功用，提高了产品的施工适用性。同时也体现了各厂家市场差异化的产品发展战略和各自的技术水平。所以，研究专业性的挖掘机设计理论、方法甚至是专用软件，以便缩短设计周期、提高产品性能和可靠性，快速响应市场和用户的要求。 2）国外液压挖掘机设计方法研究现状

（1）设计理论和方法研究及应用。国外生产企业在产品的设计和研制过程中，广泛推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产 品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立

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了预测产品失效和更新的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性处理系统。借助于现代设计理论和方法，缩短了新产品的研发周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，提高其可靠性和耐久性。例如，德国Demag公司的H485型液压挖掘机，0&K公司的RH-400型液压挖掘机，Liebher的8994型液压挖掘机，法国Poclain公司的1000CK型液压挖掘机，都是应用现代设计理论和方法设计的新型机型。 （2）重视实验研究和电子计算机技术的应用。近年来，国外液压挖掘机产量急剧上升，结构逐步完善，在工程建设和施工行业中占有很重要的位置。液压挖掘机迅速发展的根本原因，在于机械本身的优越性，也由于下述几个因素：①重视试验研究工作，液压挖掘机的研制除了保证机械技术性能以外，十分重视挖掘机的使用经济性和工作可靠性，研制过程中，进行各种性能试验和可靠性试验，包括构件强度试验、系统试验、操纵试验、耐久性试验等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；②重视电子计算机技术的应用，设计制造更轻便的工作装置，而不削弱其强度，其实对挖掘机工作装置的研究已经十分成熟。它的应用加快了新产品的发展速度，使新产品从设计到批量生产的周期缩短到2～3年左右。

（3）采用新结构和新材料，利用现代设计技术和先进制造技术，仍是保证和提高液压挖掘机性能的一个较重要的途径[2]。

1.2.2 国内的研究现状及发展动态

自20世纪80年代以来，国外一些先进商用有限元、多体系统动力学软件进入我国，如ANSYS，ADAMS，MEDYNA，MOCAL，ALGOR等，应用于液压挖掘机的结构分析、仿真和优化。国内对于挖掘机工作装置设计理论与方法的研究可归纳如下： （1）工作装置的运动分析。对工作装置的运动分析，关系到挖掘机的力学分析，是其他分析与设计的基础。文献[15]利用个人编制的软件对液压小型反铲挖掘机各种静态姿态角度下的理论挖掘力进行了分析与仿真；文献[16]利用矩阵变换原理对单斗反铲液压挖掘机进行了详尽的阐述；文献[17]对液压挖掘机反铲工作装置各主要构件进行了运动学和动力学分析，得到了反铲装置各关键点的坐标和实现挖掘力的限制条件；文献[18]利用拉格朗日第方程对液压挖掘机的工作装置建立了挖掘作业过程中的动力学模型，对其动能、势能和挖掘力进行计算，为分析挖掘作业工作装置所受到的力和运动之间关系、控制作业规划和仿真提供了理论基础。

（2）工作装置的优化。优化设计方法己在我国工程设计领域得到广泛运用。它是

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建立在近代数学最优化方法和计算机程序之上，解决复杂设计问题的一种有效工具，是计算机辅助设计(CAD)应用中的一个重要方面。它运用到机械设计中，能根据产品的要求，合理地确定和计算各项参数，以其达到最佳设计目标。文献[19]应用变换矩阵来建立数学模型，编制挖掘机工作装置设计软件对挖掘机工作装置进行快速有效的计算。文献[20]针对液压挖掘机铲斗连杆机构采用复合形法进行优化求解，并且给出了程序设计的流程框图。文献[21]提出了利用优化方法分析计算挖掘机在各种工况下的稳定系数和具体解决方法，找出并分析了挖掘机在特定工况下的最不稳定姿态，为挖掘机的稳定性分析提供了理论计算公式和具体分析手段。文献[22]开发了液压正铲挖掘机工作装置通用分析软件，只能对现有的机型进行分析，没有从原理出发对工作装置参数进行设计，并进行优化。国内太原重型机械学院和浙江大学在这方面做出了突出的贡献，浙江大学1988年开发了一个用于液压挖掘机CAD的大型软件系统，在此基础上于90年代初开发了液压挖掘机的集成化智能CAD系统；此外太原重型机械有限公司研究所利用UG开发计算6～8m挖掘机的三维仿真软件；徐州工程机械研究所利用I-DEAS软件完成WY20整机、WY20A工作装置的三维实体造型等。但是由于受客观条件的限制，在产品的设计制造中大部分工作还是采用传统的设计方法和理论，虽然采用了优化设计方法，但主要针对国内小型液压反铲挖掘机的设计做了大量工作。 （3）正铲工作装置设计现状。由于矿山条件恶劣，液压挖掘机在矿山没有得到广泛应用，因此国内对液压正铲挖掘机的研究很少，没有形成自己的设计体系。近年来随着液压技术的发展及液压元件质量的提高，大型液压正铲挖掘机在矿山才得到应用，合理地设计工作装置的主要构件是行业发展的需要。

目前研究液压挖掘机工作装置设计的重点在于：①提高工作装置结构件的可靠性和耐久性；②对工作装置机构进行计算机辅助计算和优化设计，提高挖掘机的挖掘性能，同时使挖掘机设计人员从繁忙的计算中解脱出来。因此，开发一个专业化的工作装置设计的工具软件显得非常必要[3]。

1.3 本文研究的主要内容

本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴组成挖掘机工作装置进行设计。具体

内容包括以下五部分:

(1) 挖掘机工作装置的总体设计。

(2) 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。

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(3) 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。 (4) 工作装置主要部件的结构设计。 (5) 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型

2液压正铲挖掘机工作装置的运动分析

2.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理

液压正铲挖掘机由工作装置，上部转台和行走装置三大部分组成，如图 2.1 所示。其中上部转台包括动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室；工作装置由动臂、斗杆、铲斗及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成，如图 2.2 所示。

图 2.1 液压正铲挖掘机的基本组成

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图 2.2 液压正铲挖掘机工作装置

挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作[4]。

在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。

2.2 工作装置结构方案的确定

正铲工作装置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。

斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油

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缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力。 正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。有时铲斗缸的活塞杆直接和铲斗铰接形成四连杆机构。

挖掘机正铲的铲斗根据结构和卸土方式可分为前卸式和底卸式两大类。 前卸式铲斗卸土时直接靠铲斗油缸使斗翻转，土镶从斗的前方卸出。这种构造简单，斗体是整体结构，刚度和强度都比较好，并且不需要另设卸土油缸，但是为了能将土卸尽，要求卸土时前壁与水平夹角大于45度,因而要求铲斗的转角加大，结果导致所需的铲斗油缸功率增加，或者造成转斗挖掘力下降或卸土时间延长。此外，前卸式铲斗还影响有效卸载高度。

底卸式铲斗靠打开斗底卸土。所示的铲斗是靠专门的油缸起闭斗底。挖掘时斗底关闭，卸土时斗底打开，土城从底部卸出。这类结构的卸土性能较好，要求铲斗的转角也小，但必须增设卸土油缸，此外，斗底打开后也影响到有效卸载高度。这类开斗方式现在已少用，目前挖掘机上采用较多的是另一种底卸式铲斗，铲斗由两半组成，靠上部 的铰连接。卸土油缸装在斗的后壁中。油缸收缩时通过杠杆系统使斗前壁(顺板)向上翘起，将土壤从底部卸出。用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车休并且还可以有控制地打开额板，使土或石块比较缓慢地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了车辆的使用寿命。另外这种斗还能用于挑选石块，很受欢迎，但铲斗的重量加大较多，因而在工作装置尺寸、整机稳定性相同的情况下斗容量有所减少，并且由于斗由两部分组成，受力情况较差。采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，因而有些挖掘机已取消了铲斗油缸的连杆装置，铲斗油缸直接与斗体相连接，简化了结构，并在一定程度上加大了转斗挖掘力[5]。

当挖掘机挖掘比较松软的对象、或用于装载散粒物料时，正铲斗可以换成装载斗，在整机重量基本不变的情况下，这种斗的容量可以大大增加，因而提高了生产率。装载斗一般都是前卸式，不装斗齿，以减小挖掘松散物料时的挖掘阻力。

本设计中我采用图2.3这一结构。

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图 2.3 液压正铲挖掘机结构

θ2θ1θ3图 2.4 液压正铲挖掘机机构简图

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图2.4所示是5 m正铲挖掘机工作装置的示意图，采用直动臂、直斗杆形式，铲

斗为前卸式。动臂和动臂油缸在转台上的铰点分别为C和A，它们的位置以停机面为X轴，

整机回转中心线为Y轴(图b)的直角坐标值来表示。这台挖掘机的主要工作油缸共5只，其中动臂油缸两只，置于动臂的两侧；斗杆油缸一只,置于斗杆的中部；铲斗油缸两只，铰于斗杆中部。主要工作油缸的主要参数列于表2—1中。

表 2.1 5m正铲液压挖掘机主要油缸的主要参数

3

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2.3 工作装置运动分析

2.3.1动臂运动分析

动臂CF的位置由动臂油缸AB的长度L1决定。L1和动臂水平倾角1之间的关系可用下式表示

2L1l52l722l5l7cos1a2a11 （2-1）

2l72l52L11cosa2a11 （2-2） 2ll751从上式看出，a11-a2对1的影响很大，当动臂和油缸的参数不变时，a11-a2愈大动臂提升高度愈小。关于这点在以后还要讨论[6]。

设动臂油缸全缩时动臂倾角为1min；动臂油缸全伸时动臂倾角为1max，那么在动臂油缸由全缩到全伸，动臂总的转角为：

11max1min （2-3）

为了便于运算和比较，仍用无因次比例系数、、表示，即

L1maxlL；1min；7 （2-4） L1minl5l5代入式(2—2)可以得到动臂油缸全缩和全伸时相应的动臂倾角值

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min212cosa2a11 （2-5） 212122maxcosa2a11 （2-6） 21而动臂总转角为

222122111coscos （2-7） 221动臂油缸伸缩时对C点的力臂也在不断变化，由图可知

e1L1l7l5sinBCA

52l7l5l7l52L1 （2-8） e1sinarccosL12l7l5显然，当ABAC时e1有最大值，此时e1maxl5，而相应的油缸长度L1为：

2L1=l7l52

此时的动臂倾角为

l5a2a11 l7arccos若用动臂油缸相对力臂（即

e1e1max)来表示油缸长为L1时的力臂，则

e1e1max2l7l72l52L1sinarccos （2-9） L12l7l5 10

挖掘机设计

综上所述，动臂倾角1、力臂e1和

e1e1max都是L1的参数。

2.3.2斗杆运动分析

斗杆FQ的位置由动臂CF和斗杆油缸DE的长度L2所决定。但是动臂的位置随动臂油缸的伸缩而变化，为了便于分析斗杆油缸对头杆位置的影响，假定动臂不动，那么斗杆铰点F以及斗杆油缸在动臂上的铰点D就可以看作为固定基座。

L2与斗杆、动臂夹角2之间的关系为

22L22l8l92l8l9cos2a4a3 （2-10）

l82l92L222arccos2lla4a3 （2-11）

89设斗杆油缸全缩时动臂与头杆的夹角为2min，全伸时为2max，那么当油缸由全缩到全伸时斗杆总的转角为

22max2min （2-12）

斗杆油缸的作用力臂e2也是可变值。

e2L2l8l9sinDFE

l8l9l82l92L22e2sin(arcscos) （2-13）

L22l8l9为 当EFDE时e2有最大值，即e2l9，这时相应的油缸长度L2 11

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l82l92L2相应的斗杆转角为

arccos2l9a3a4 （2-14） l8用斗杆油缸相对力臂值（即

e2e2max）来表示L2时的力臂，则

e2e2maxl8l82l92L22sin(arcscos) （2-15） L22l8l92.3.3斗齿尖的几种特殊工作位置的计算

（1）最大挖掘半径(图2.5)

这时C、Q、V在同一条水平线上，而且头杆油缸全伸，即22max；

1a25arcsinl2；3a28 sin2maxl44max最大挖掘半径为

Rmaxl44maxl3XC （2-16）

最大挖掘半径处的挖掘高度相应为

HRYC

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图 2.5 最大挖掘半径

（2）最大挖掘高度(图2.6)

图 2.6 最大挖掘高度

最大挖掘高度为：

H2maxl44maxsin1maxa26l3YC （2-17）

最大挖掘高度时的挖掘半径

RH2XCl44maxcos1maxa26 （2-18）

5如果最大转斗角度不能保证QV垂直向上，即3max12，则应根据实际

2的3max值求相应的挖掘高度，如图左上角所示，此时

H2l44maxsin(1maxa26)l3sin1max2max3max2YC （2-19）

（3）最大挖掘深度(图2.7)

这时动臂油缸全缩，头杆FQ及QV垂直向下，即11min，2 最大挖掘深度为

21min，3。

H2maxYCl1sin1minl2l3 （2-20）

最大挖掘深度时的挖掘半径为

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RH1XCl1cos1min （2-21）

1min，则FQ不可能呈垂直状态，此时必须根据具体情况计算实2际的最大挖掘深度[6]。

假若2max

图 2.7 最大挖掘深度

（4）停机平面上的最大挖掘半径(图2.8)

这是指斗齿靠在地面上、斗杆全部伸出而斗底平面与停机平面平行的工况。此时QV线与地面交成角(角是一个重要的铲斗参数，设计中应认真确定)，根据这种定义可知

图 2.8 停机平面上的最大挖掘半径

22max；1a26a，其中

YCl3sinaarcsinl44max 14

 （2-22） 挖掘机设计

322max1 （2-23）

这时停机平面上的最大挖掘半径为

ROmaxXCl44maxcosal3cos （2-24）

如果322max1，则必须根据具体情况重新进行计算。

3 工作装置尺寸的设计确定

3.1应用举例

本章以液压正铲5m3挖掘机为例，对工作装置参数进行初步设计。

Y0=2.56m。结合 2.4.1 节的分析，初选动臂与平台铰点 A 的坐标： X0=0.65m，

3.1.1 动臂及斗杆长度确定

由式（2-25）得L4.1m

由经验公式计算结果如表 3.1 所示。

表3-1

(0.98～1.1)(0.8～0.95)=(0.48～0.60)4.0～4.53.3～3.92.0～2.54.253.402.50

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挖掘机设计

动臂三维模型

斗杆三维模型

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3.1.2机构转角范围确定

液压正铲5m3挖掘机的工作尺寸如表 3.2 所示。

表3.2

动臂、斗杆及铲斗机构的转角范围如表 3.3 所示。

表3.3

3.2 油缸铰点及行程确定

3.2.1动臂油缸的铰点及行程确定

初取动臂油缸全伸和全缩时的力臂比 k1=1.1，油缸全伸和全缩时的长度比

1=1.6，a20。

由动臂油缸铰点及行程计算得a1130，由于A铰点在平台的端部，计算得

lAC796mm，lCB2800mm，lBF1450mm，L1min1580mm，L1max2660mm，动

臂油缸行程L1L1maxL1min1080mm

3.2.2 斗杆油缸铰点及行程确定

初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比 k21.1 ，油缸全伸和全缩时的长度比：

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21.65，33。

经斗杆油缸铰点及行程计算得：L2min1600mm，L2max2660mm，斗杆油缸行程L1L2maxL2min1060mm。3.2.3 铲斗油缸铰点及行程确定

初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比 k21.1 ，油缸全伸和全缩时的长度比：

21.6[16] 。

经铲斗油缸铰点及行程计算得：L3min1400mm，L3max2320mm，斗杆油缸行程L1L3maxL3min920mm。

3.3工作装置的位置模型建立

现从动臂与转台铰点A出发，借助各相关转角 1、 2和 3，建立各关键点B、C、D……V的位置模型，得到各关键点的坐标，从而为下一步的分析提供依据。

以地面为横坐标，以回转中心线为纵坐标，建立直角坐标系XOY如图2.4所示。

3.3.1 动臂与平台铰点位置C的确定

对由反铲挖掘机改装的正铲来说，动臂铰座往往就沿用反铲动臂的铰座。一般，铰座都在转台中心的前方(XC>0)，近来大型正铲的铰座却有向后移(靠近回转中心线)的趋势。

设计时，XC 、YC可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。

履带轴距L

L(2.3~2.7)3q （2-25）

式中：q为斗容量，m3

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挖掘机设计

3.3.2 动臂及斗杆长度的确定

同上转斗半径l1、l2、l3也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。

3.3.3 机构转角范围确定

在动臂长度l1、斗杆长度l2、转斗半径l3及动臂油缸与平台铰点C初步确定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围[6]。 (1) 斗杆转角2max和2min的确定

2max可根据最大挖掘半径Rmax确定。最大转角2max应当不小于

2l12l2(Rmaxl3XC)22maxarccos (2-26)

2l1l22max根据停机平面上最小挖掘半径ROmax确定。所谓停机平面上的最小挖掘半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体(斗杆油缸全缩)、斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘半径。

图 2.9 停机平面上的最小挖掘半径

如图2.9所示，这时斗杆和动臂间的夹角为最小(2min)，铲斗与地面相交成角(见图2.7)，而斗齿尖V到回转中心的距离为ROmin。从几何推导可知

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挖掘机设计

222l44max(YCYQ)(XQXC) (2-27)

式中XQ、YQ——Q点的横坐标和纵坐标，且

XQ=ROminl3cos；YQl3sin (2-28)

22l44min(YCl3sin)ROminl3cosXC (2-29)

2 l44minl1l22l1l2cos2min (2-30)

222 带入式（2-29）整理后得

2l12l2(YCl3sin)2(ROminl3cosXCarccos (2-31)

2ll122min 有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角1开始挖掘，因而最小挖掘半径ROmin可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。在这种情况下QV与水平的夹角将增至1。根据有的资料介绍，为使铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角1可取为45～50。

应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原则，因此

L1ROminRl3cos（mm） (2-32)

2cos式中 R——驱动轮半径(毫米)；

——履带行走装置水平投影的对角线与纵轴问的夹角；

——考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取＝200～

400毫米。

(2) 动臂倾角1max和1min的确定

动臂最大倾角1max根据最大挖掘高度H2max确定。由图2.5并根据式(2—17)和(2—18)经过运算得出

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挖掘机设计

1maxarcsinH2maxl3YCl44maxl2sin2maxarcsinl (2-33)

44max因此先确定2max后，再根据H2max可得1max。

动臂最小倾角1min。根据最大挖掘深度H1max确定。由图2.5和式(2—20)得到

1minarcsinH1maxYCl2l3 (2-34) l1（3）铲斗转角3max和3min的确定

H1max、 转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的H2max、Rmax、ROmin等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，保证工作正常进行，

满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。 A.3必须满足工作尺寸的要求

为满足挖掘高度要求(图2.5)

523max1max2max (2-35)

为满足最大挖掘半径要求(图2.4)

l1sin2max (2-36)

l44max3maxa28arcsin为满足停机平面上最小挖掘半径要求(图2.8)

3max

2a2812 (2-37)

l1a28arcsinsin2min (2-38) l44minYCYQ1arcsinl44minYCl8sinarcsinl44min (2-39) 22

l1YCl3sin3maxarcsinsinarcsin2minll44min44min为满足最大挖掘深度要求(图2.6)

 (2-40) 3min

21

挖掘机设计

B．3必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求

挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角1也不断发生改变，为了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即1＞0，为此必须使（图2.10）

a31min2

又

3maxa29a31 l3 a29arcsinsina31 l2l3 3maxarcsinsina31a31 l2将式a312代入，整理后得到

3maxarcsin

32l3cos (2-41) l2

图 2.10 铲斗运动方向与切削后角

C．3必须满足卸载要求

由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也不同。 为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成45以上的角(见图2.11a)，因此从图2.5及式(2—35)得

3min1max2max52 24 22

挖掘机设计

 3min71max2max (2-42) 4

图 2.11 不同卸载方式对3的影响

底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平位置(图2.11b)，因此要求

523min1max2max2

 3min21max2max (2-43)

对比(2—42)和(2—43)可见，从卸土要求来看，底卸式铲斗的转角可比前卸式少

45左右。

D．3必须满足挖掘结束时铲斗后倾的要求

为了使铲斗在挖掘结束时脱离工作面并在提升过程中使斗内物科不致撒落，铲斗必须后倾。根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜40～45角， 显然这时QV连线也必然向上翘起角。结合图2.7和2.12可知

3maxa28a()

l1YCl3sin3maxarcsinsinarcsin2minll44min44min+ (2-44) 根据以上所得的公式(2—35)～(2—44)就可以初步确定动臂、斗杆、铲斗的转角范围。但是求出这些参数后还必须校接所规定的其它工作参数，如最大卸载高度、最大卸载高度时的卸载半径、最大挖掘高度时的挖掘半径等，如不能满足则应加以修正。

23

挖掘机设计

3.4工作装置油缸铰点及行程确定

3.4.1动臂油缸的铰点及行程确定

确定动臂油缸及其铰点位置时首先应满足动臂变幅时力短和转角的要求。图2.13中设动臂油缸全缩和全伸时的位置为AB1和AB2，则AB1L1min；AB2L2max。再假定铰点B不在动臂中心线CF上，且FCBa2(当B在CF线下方时a2为“十”，反之为“一”)。

那么由几何推导可以求出工作时动臂油缸的起始力臂e1q和终了力臂e1c的值：

l7l5lsin(a11a21min)7sina11a21min (2-45) L1mine1ql7sine1ol7sinl7l5lsin(a11a21max)7sina11a21max (2-46) L1max式中各参数可见表2—10、2—11及公式(2—57)。如果CF线处于水平线以下则

1min用负值代入。

24

挖掘机设计

图 2.13 动臂提升机构计算示意图

设起始力臂和终了力臂的比值为K，则

Ke1qe1osina11a21min (2-47) sina11a21max或 sin(a11a21max)展开并整理后得到

K sin(a11a21min) （2-48）

sin1maxsin1minK (2-49) a11a2arctancos1mincos1maxK对式(2—48)、(2—49)可作如下分析：

(1)公式表示了、K、a11、1max、1min诸值之间存在着一定的依赖关系。当其它数值不变，降低a11值则K值下降，因而对上部挖掘有利；当、K不变，降低a11值会使1max加大而1min减小，对挖高有利。这些都说明正铲的a11值应当比反铲的小。但是如果工作尺寸已定，过多降低a11值会对下部挖掘不利，甚至在下部挖掘时不能提起满载斗；此外为了保证1max、1min和K，降低a11值就必须加大值，加大了油缸行程，对油缸的稳定性也有影响。所以当确定a11值时必须全面考虑，笼统地给定正铲或反铲的a11值是不恰当的。

(2)当、、K等值固定，a11与a2之间也存在一定的关系，即a11a2为常数。在反铲上由于需要提高地面以下的挖掘性能，a2值往往都是负值。因此加大a11可以

25

挖掘机设计

减小动臂的弯曲程度，对动臂的结构强度有利。而正铲动臂一般不采用反铲那样大曲率的弯臂，a2角主要按油缸在动臂上的铰接方式而定，有时油缸铰在动留下缘的耳板上(动臂截面不致削弱)；有时靠两个钟形座铰于动臂两侧(在双缸方案中常采用)等等，因而a2角有正有负，但角度一般部不大，因此对a11的影响也不很大。综合上述两点，建议在初步设计中先确定动臂结构，初选a2值，然后根据工作尺寸的需要，在确定1max、1min基础上按公式(2—49)求合理的a11值。一般情况下正铲的a11值不大干45。

(3)值主要应从油缸的稳定性出发选用，建议取＝1.6～1.7。

(4)由于正铲主要挖掘地面以上土，终了力臂不能忽视，故K值可建议在0.90～1.14的范围内选取。

设计动臂机构时合理地确定A、B、C三点的位置非常重要。从ACB1和ACB2中(图2.13)还能得到如下关系式

222L1maxl7l52l7l5cosa11a21max (2-50)

222L1minl7l52l7l5cosa11a21min (2-51)

用公式(2—4)代入得

22212cosa11a21max (2-52)

2212cosa11a21min (2-53)

令a11a21max，a11a21min代人上式，解联立方程后得到

22cos2cos2cos2cos212224212 (2-54)

212cos (2-55)

以上我们根据动臂转角需要和K值确定了、、等比例系数和a21值，因此只要进一步求出l7、l5、L1min、L1max中任一值就可以求得其它各参数。

26

挖掘机设计

对于正铲来说动臂油缸的主要作用是将满载斗由任何可能挖掘的位置举升到卸载点。而在最大挖掘半径下举升满载斗时的提升力矩往往接近最大值，此时油缸的作用力臂也接近于最大值e1max，且e1max＝l5。另一方面油缸的缸径一般部按照系列选用，并且还要考虑与其它油缸通用等问题，因此缸径没有很多选择的余地。鉴于以上情况可以在预先确定油缸数目和缸径的前提下初步选择铰点距离AC(l5)。

MCGiM (2-56) 2sdn11p4l5式中 M——提升力矩，图2—14，MMCGi，即各部分重量对C点的力矩和，

其中包括动臂重量G1、斗杆重量G2、斗和土壤的重量G3、连杆装置重量G6以及油缸重量G4、G5等。初步设计时这些重量和重心位置可根据类比法确定；

s——油缸推力， s＝n1d14p是系统的工作压力；

p，其中n1、d1分别为动臂油缸数目和缸径；

——油缸和铰点的机械效率，在初步设计时可取=0.85。

将式(2—110)和(2—111)的结果代人式(2—57)，就能求得其余参数值。 动臂机构还必须按以下两种情况进行校核； 1)动筒在上部或下部极限位置时的举升能力；2)主要挖掘范围内挖掘时动臂油缸能提供的闭锁能力(借助电算结合整机挖掘力分析进行)。

3.4.2斗杆油缸铰点及行程确定

选择斗杆油缸在动臂和斗杆上的铰点D和E并确定斗杆油题的长度L2min和

L2max。

如图2—15所示，假设斗杆油缸全缩和全伸时的长度为DE1和DE2，则DE1＝

L2min。DE2=L2max，对F点的相应力臂为e2q和e2o。也取比例系数

27

挖掘机设计

图 2.14 确定提升机构的示意图

图 2.15 斗杆机构计算示意图

则初始与终了力臂比K为

K=

L2maxl8L2min；；

L2minl9l9e2qe2ol8l9L2maxsin2mina3a4 (2-57) l8l9L2minsin2maxa3a4或 sin2min(a3a4)最后得到

Ksin2maxa3a4

a3a4arctansin2minsin2maxK (2-58) cos2mincos2maxK

 28

挖掘机设计

式中a3和a4相应为DF、FC的夹角和EF、FQ的夹角。若CF或FQ落在DEF的外侧，则夹角为正，反之为负。因此在初步设计中如果根据动臂和斗杆的结构形式及铰点的固定方式预先确定一个角，则可按公式求出第二个角，或者根据所求的a3a4值结合具体结构情况分别确定各值。

计算斗杆机构时建议K值取0.9～1，以使开始挖掘和挖掘终了时作用力臂大致相同。

值仍建议取1.6～1.7。

同样，由DFE1和DFE2可列出联立方程

22L2ll2max892l8l9cos[2max(a3a4] (2-59)

22L22minl8l92l8l9cos[2min(a3a4] (2-60)

令2max(a3a4)，2min(a3a4)，并将、、代人上式，解联立方程后得到

22cos2cos2cos2cos212224212 (2-61)

212cos (2-62)

下面介绍一种根据挖掘作功的理论确定斗杆油缸参数的方法。 设斗杆油缸挖掘时需要克服的切向挖掘阻力为W1，那么

W1K0bh (2-64)

式中 b——切削宽度(厘米)；

h——平均切削深度(厘米)；

K0——挖掘比阻力，取设计任务所规定的最硬土壤的挖掘比阻力值(公斤／

厘米)。

假设铲斗在行程L(厘米)中装满，那么在装斗过程中消耗到挖掘土壤上的功为

AW1LK0bhLK0qKS106（公斤米） (2-65) ks 29

挖掘机设计

式中 q——斗容量(米3)；

KS、ks——铲斗的充满系数和土壤的松散系数。

显然这个功由斗杆油缸来完成，而在此期间斗杆油缸所作的功为

ASL2n2d224p2L2 (2-66)

式中 S——斗杆油缸推力，Sd224p是系统工作压力；

p2，其中n2，d2是斗杆油缸数量和缸径，

2——油缸和铰点的机械效率，在初步设计时建议取2=0.85；

 L2——油缸挖掘行程。在正铲上一般认为铲斗应在斗杆油缸60％的行程内

装满，则L2=0.6L2其中L2是斗杆油缸全行程。 因此从作功出发可列出平衡方程式

KSd22K66SKq10n2p2L= (2-67) 02k0q10k4sks L2= (2-68) 2d20.6np22确定斗杆油缸行程之后，不难求出其全缩和全伸时的长度，即 41L2minL2 (2-69)

1L2maxL2 (2-70)

1l将式(2—69)、(2—70)和（2-62）所得的结果代入8就可求出l8、l9等值。

l9所选购油缸及斗杆机构的其它参数应按油缸极限位置时能产生伪挖掘力进行验算，此时斗杆油缸的挖掘力应不低于斗杆挖掘时遇到的正常挖掘阻力。

3.4.3铲斗油缸铰点及行程确定

转斗机构应保证铲斗有一定的挖掘能力，并具有必要的闭锁能力。但正铲上转斗挖掘不是主要的挖掘方式，因此在参数选择时提出以下几点作为参考：

(1)在主要挖掘土壤中工作时，转斗机构应当保证铲斗在70一100％的转斗行程内挖满土；

(2)在最硬的土壤中工作时，转斗机构应保证在主要挖掘范围内用斗杆油缸挖掘时铲斗油缸具有必要的闭锁能力；

(3)参考前端装载机设计要求，建议在铲斗油缸全伸时斗齿上的挖掘力不低于满斗土重的两倍。

根据以上几点，在初步设计时也可以用挖掘作功的理论来选择铲斗油缸参数。

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挖掘机设计

与斗杆机构计算相类似，可直接列出铲斗油缸的行程

Kk0qS106ksL3 (2-71)

d32n3p34式中 ——铲斗油缸挖掘行程与全行程的比率，取0.7～1，其中大值适用于

低卸式铲斗，小值适用于前卸式铲斗；

K0——挖掘比阻力，建议采用主要挖掘土壤的K0值； n3、d3——铲斗油缸数量及缸径；

s——油缸和铰点的效率。在具有连杆装置的情况下取s=0.8～0.85。 仍取油仅全伸和全缩时长度之比为(1.6～1.7），则铲斗油缸长度为

L3minL3max1L3 (2-72) 11L3 (2-73)

油缸的铰点位置、连杆装置的结构形式及其铰点布置在初步设计时可参考样机或采用类比法预先确定，再根据所需要的转角及其与FQ连线的相对位置进行校核。

铲斗三维模型

31

挖掘机设计

3.5液压正铲挖掘机三维模型

本文中液压正铲挖掘机的三维模型是通过PRO/E三维建模设计出来的，里面主要包含四大部件—机体，动臂，斗杆和铲斗。其中动臂，斗杆和铲斗是其挖掘的主体运动装置，通过三维建模并对其进行运动仿真，就能很清楚了解到正铲挖掘机的工作原理和工作方式,如下图:

液压正铲挖掘机三维模型

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挖掘机设计

4 结 论

工作装置是液压正铲挖掘机的重要工作部件，其结构的合理性直接影响到挖掘机

的工作性能，所以对工作装置的参数进行优化有着重要的意义。本文以大型液压正铲挖掘机的工作装置为研究对象，初步设计工作装置的相关几何参数和力能参数，并将其应用到液压正铲 5m3挖掘机工作装置参数的设计中，主要结论如下：

（1）分析液压正铲挖掘机工作装置的组成及工作特点，确定了工作装置的结构方案为挖掘装载装置。

（2）建立了工作装置挖掘位置模型，并根据开采工艺参数、初始参数及边界条件等，采用回归方程法和原理设计法，确定出合理的动臂、斗杆及铲斗机构的相关几何参数和力能参数。

（3）当铲斗油缸挖掘时，铲斗油缸挖掘力的变化规律更加符合挖掘阻力的变化规律。即铲斗相对于斗杆转角3190时，物料切向挖掘阻力值达到最大。

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挖掘机设计

参 考 文 献

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挖掘机设计

致 谢

3D图

2D图

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