房地产开发前期工作流程手册

单斗反铲挖掘机动臂设计计算结构设计第一章绪论液压挖掘机是一种重要的工程机械，它的广泛应用对于减轻劳动量，保证工程质量，加快工程进度，提高劳动生产率起了巨大的作用。传统挖掘机中以反铲单斗液压挖掘机为常见挖掘机机型。反铲挖掘机主要由机架、工作装置及液压辅助装置等组成。反铲挖掘机工作装置由动臂、斗杆、铲斗、连杆机构及油缸组成。常见的反铲工作装置总体来看属于平面连杆机构，各部件之间采用铰接方式并在液压缸的作用下绕铰接点摆动，完成挖掘、提升和卸土等动作，在此课程设计中主要介绍反铲挖掘机工作装置中动臂的结构设计。动臂是工作装置的主要部件之一，反铲动臂有整体式和组合式两类；整体式动臂又有直动臂和弯动臂两种。直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机。整体式弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，它是专用反铲装置的常见形式。整体式动臂结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是可以实现的挖掘曲线单一，适合于长期用于想死作业的条件下。组合式动臂可以实现同一台挖掘机不同的作业围，但其结构复杂，制造成本高。本文采用整体式弯动臂。动臂与机架、动臂与斗杆都采用销轴连接。考虑到上述各类动臂的优缺点及结合实际工况，在这里动臂采用整体式弯动臂。第二章反铲挖掘机的总体设计2.1挖掘机作业过程介绍液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃切削土壤并装入斗。斗装满后提升，回转到卸土位置进行卸土。卸完后铲斗再转回并下降到挖掘面进行下次挖掘。本文主要对工作装置的动臂进行分析，图1-1是组成挖掘机动臂的主要构件。图2-1挖掘机动臂的主要构件示意图动臂下铰接点铰接在转台上，通过动臂油缸4的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰接点转动。动臂上铰接点与斗杆11相连，依靠斗杆油缸1使斗杆绕上铰接点转动，再结合铲斗油缸10控制铲斗5的翻转等，最终实现挖掘作业。2.2挖掘机主要构件尺寸的确定如图2-2，动臂相关构件的尺寸符号如图所示：图2-2此挖掘机斗容q1m3参照相关机型，选取相关参数如2-1：表2-1挖掘机最大挖掘半径r10030mm斗宽b1232mm动臂油缸行程S1305mm斗杆油缸行程S1400mm12铲斗最大挖掘力F149KN转台回转制动力矩T150KNmw0最大工作压力P035MPa闭锁压力P'40MPa0本装置动臂油缸采取两个对称布置形式，并且油缸与动臂铰接点与动臂弯点重合。下面开始计算动臂的相关尺寸计算动臂长度l1及斗杆长度l2取k1l11.8，k1为动臂长度与斗杆长度的比值，其参考围为1.5～2，l2又q0.5l32b(2maxsin2max)ks，其中：l3为铲斗回转半径；max为铲斗从开始接触土壤到挖掘过程结束并脱离土壤的转角2max[90,110]，初选2max100；s为松散系数，ks[1.24,1.3]，初选ks1.25。从而得l3=1300mm。近似取rl1l2l3由于l11.8l2，从而解得l15620mm,l23120mm。（2）计算上动臂长度l7及下动臂长度l6初选动臂弯角1140,k2l61.25，其中1的参考围为110~170，l7k2的参考围为1.1～1.3。在动臂组成的三角形CBF中，根据l12l27l622l7l6cos1，得：l63260mm,l72720mm。（3）动臂油缸最长尺寸L1max，最短尺寸L1min及动臂油缸缸径D1及活塞杆直径d1的确定S1L1maxL1min，取L1max1L1min，其中1的参考围为1.6～1.8，依据上述两式得L1max3160mm,L1min1860mm。初选D1=135mmd1=90mm。（4）铰点A与C之间的距离l5及AC与水平面间倾角的确定由l5(0.5~0.6)L1min取l5930mm，由于此挖掘机为反铲装置，1160取1160。（5）斗杆油缸最长尺寸L2max和最短尺寸L2min的确定，初选斗杆油缸缸径D2及活塞杆直径d2由S2L2maxL2min，2LLmax1min取2=1.65，得L1min2150mm,L2max3545mm，初选D2=140mmd2=100mm。（6）确定斗杆油缸的最大力臂l9，如图2-3图2-3由rG2l3sinl22(l3cos)2，60，rG24180mm又Fl9FrG2,FD2P4(D2d2)PP21MPa为背压，2pGmax2420222得l9850mm。（7）确定斗杆油缸在动臂上铰接点D的位置由于D点位置只是安装斗杆油缸，故只需满足有足够安装空间即可，取DF与CF的夹角为30.l8l92L22max2l92L2maxsin2max取2max120，得l82840mm2（8）初选斗杆前厚段的夹角EFQ150（9）初步确定铰点G的位置参照机型初选GFQ80，lFG800mm。450mm,由lKQ(0.3~0.38)l3,得lKQ390~494mm,初选lKQ又lll,l（0.7～.8）ld2=80mm（10MN）初选KQ铲斗油MK缸缸NQ径D3=120mm及MN活塞杆直径得lMNlMKlKQ450mm,初选lNQ350mm（11）初选各连杆长度2.3动臂干涉及合理性检查（1）校核动臂三角形ABC是否存在干涉l5L1min2790mml7;l5l71790mmL1min;l7L1min860mml5;因为l7L1max;l53650mml5L1max2230mml7;l7L1max440mml5;所以动臂三角形ABC不存在干涉。（2）动臂机构设计的合理性12l52l722l52L21max2l72L21maxl54l74L41max0.8k42l52l722l52L21min2l72L21minl54l74L41min1将中的前述各值代入得k40.470.8，所以动臂机构设计合理。第三章典型工况下的受力分析对动臂的强度分析应以动臂可能承受的最大载荷的工况作为计算工况，根据经验初步可以选定如下2个：工况1：如图所示，该工况动臂油缸全缩、动臂处于最低位置，动臂与斗杆铰接点、斗杆与铲斗铰接点、斗齿尖三点一线且垂直于停机面，即斗齿尖处于最大挖掘深度位置。工况2：动臂油缸和斗杆油缸的作用力臂最大、铲斗油缸工作、工作装置处于发挥最大挖掘力姿态。3.1工况1下各铰接点的受力分析此姿态的示意图如图3-1所示：图3-13.1.1YZ平面上的受力分析取铲斗和斗杆为研究对象，受力如图3-2所示：图3-2连杆传动比为ir1r3,r2l3其中：r1为铲斗液压缸对N点的作用力臂；r2为连杆HK对N点的作用力臂；r3为连杆HK对Q点作用力臂，此三个力臂都可由示意图3-1测出；l3为铲斗的回转半径，已由前面求出。故可得i=0.14。挖掘机的理论挖掘力F'w3F3i，F3为铲斗油缸提供的力；根据F34D32P0(D32d32)P24得F3=389.4KN，进而得F'w3=54.5KN（1）隔离出铲斗对Q点取矩Fw3l3F'w3l3G3r'3其中：r'3为铲斗绕Q点转动的重力力臂；G3为铲斗及土壤重量，取26KN；得Fw3=61.7KN。（2）求E点受力根据图3-2，对F点取矩，有Fw3(l2l3)G2h2FEh30,其中：h2为铲斗和斗杆重力G2对F点的力臂，可由示意图3-1得出；h3为斗杆油缸作用力对F点的力臂，可由示意图3-1得出；G2为铲斗及斗杆的总重量，G2=38KN。解得：FE=523KN（3）求F点受力Fy0,Fz0，得FFY125.4KN,FFZ557.1KN。（4）求B点受力对动臂受力分析，如图3-3:对C点取矩有图3-3F'FZh4F'FYh5G1h6FDh7FBh80其中：h4为力F'FY对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h5为力F'FZ对Q点的作用力臂，h6为动臂重力对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h7为铲斗油缸作用力FD对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h8为动臂油缸作用力FB对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出。根据作用力与反作用力的关系有：F'FYFFY=125.4KN,F'FZFFZ=557.1KN,FDFE=523KN，各力的方向如图3-3所示：得FB=1107KN，单个油缸所承受的压力F'B=FB/2=553.5KN动臂油缸闭锁力FBmaxD12P0'=572.3KN，故F'BFE，所以铲斗油缸能承受此4力。（2）求F点的受力依据FY0FZ0,得FFY=-666.1KN,FFZ=385.6KN（3）求B点的受力对动臂进行受力分析，受力图如图3-7：图3-7对C点取矩，有FBl5FDh3G1h4FFZ'h5FEY'h60其中：h3为力FD对C点的作用力臂；h4为G1对C点的作用力臂；h5为力FFZ'对C点的作用力臂；h6为FFY'对C点的作用力臂；这些值可以从图3-5上得出；G1为动臂的重力，取G1=20.33KN。又FD605.4KNG120.33KNFFZ'FFZ385.6KNFFY'FFY666.1KN，得FB162.3KN。（4）求C点的受力根据FY0FZ0得FCY=23.2KN，FCZ=231.2KN。3.2.2XY平面受力分析XY平面的受横向力Fx作用如图3-7所示：图3-7求横向力作用下在F和C处产生的横向力FCX和FFXFCX=MTZFFX=MTZrvrv其中rv为斗齿尖至回转中心的垂直距离，可以图纸中测出；从而求得FCX=29.8KN，FFX=-29.8KN横向力作用下在F处和C处产生的附加弯矩和附加扭矩为：MCX=118.8KNMTC=180.9KNMMFX=47.6KNMT=114.5KNMF偏载在横向平面产生的弯矩为：bM'FXM'CXFw3=91.8KNM2第四章动臂的力图4.1工况1下的力图根据第三章的受力分析，可得该工况下的YZ平面的轴力图、YZ平面的剪力图、YZ平面的弯矩图、XY平面的剪力图、XY平面的弯矩图及扭矩图如图4-1的（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）所示：(a）（b)（c）(d)(e）（f）图4-14.2工况2下的力图根据第三章的受力分析，可得该工况下的YZ平面的轴力图、YZ平面的剪力图、YZ平面的弯矩图、XY平面的剪力图、XY平面的弯矩图及扭矩图如图4-2的（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）所示：(a)(b)(c)(d)(e)(f)图4-2根据上两个工况的力图可以得出，工况1姿态下，动臂受力更大，且受力最大的位置为动臂弯折处（B点),故可按工况1动臂的受力状况对动臂进行结构设计。第五章动臂的结构设计及校核根据上一章的分析可知，动臂的受力为弯扭组合状态，在这拟用第三强度理论对其进行设计及校核。根据经验初选动臂钢板的材料为低合金钢16Mn，其屈服极限s=350MPa，初选安全系数S=1.5；初步选择动臂底板的宽度b=420mm，底板的厚度n=18mm。由于上动臂所受的载荷较大，取上下动臂侧板的厚度m1=18mm，参考有关机型，初选动臂拐弯处截面高度h=500mm。动臂拐弯处截面如图5-1所示：图5-15.1正应力计算与校核（1）YZ平面弯矩产生的正应力1计算MBmax1WX其中：MBmax可由平面弯矩图看出，其值为477KNm；WX为X向抗弯截面系数，其值为IX，Ix惯性矩；h/2又IX1[bh3(b2m1)(h2n)3]12把上述初选值带入即可得IX12.08104m4，进而得出1=98.7MPa。（2）XY平面弯矩产生的正应力2计算M'Bmax2WZ其中：M'Bmax可由工况1下XY平面弯矩图看出，其值为352.4KNm，WZ为Z向抗弯截面系数，其值为IZ；b/2又IZ1[hb3(h2n)(b2m1)3]，12把上述初选的值代入即可得IZ9.2104m4，进而得出2=80.4MPa（3）轴力产生的正应力3N3S1其中：N为轴力，其值为1008KN；S1为危险截面面积S1bh(b2m1)(h2n)；将b,h,m1,n的值代入即可得S=0.0318m2，从而得3=31.7MPa1综上可得此工况下，动臂危险截面所受的正应力12398.780.431.7210.8MPa5.2切应力计算与校核（1）YZ平面剪力产生的切应力1根据薄壁闭合截面的剪力切应力公式，确定Sx*：S*X1m1(1h)2(1bn)n(1h1n)22222将初选值代入上式即可得Sx*=1.4103m3，又最大切应力为：1FS*XnIX将上述值代入即得1=11.3MPa。（2）XZ平面剪力产生的切应力2根据薄壁闭合截面的剪力切应力公式，确定Sz*：S*Z1n(1b)2(1hn)m1(1b1m1)=1.4103m322222将初选值代入上式即可得S*z=1.4103m3，从而可得此时最大切应力F'S*Z=4.9MPa。m1IZ（3）扭矩产生的切应力3根据薄壁闭合截面在扭矩下的切应力流公式得到抗扭截面系数Wt：Wt2bhn=7.56103m3根据3TWtT根据扭矩图可得，其值为180.9KNm，从而可得3=41.5MPa，由于1和2无法在同一点取到最大值，由于2值较小，我们将其忽略得最大切应力为：352.8MPa。依据第三强度理论：232[][]s350234MPaS1.5将上述求得的和代入上式有232229MPa<[]所以所设计的弯曲部分截面满足第三强度理论。第七章稳定性校核7.1整体稳定性校核7.1.1平面整体稳定性校核根据动臂的力图可知，上动臂属于压弯构件。对于压弯构件的整体稳定性验算可以根据下式计算：N+MyzmaxMxzmax[]A(1N(1N)Wz)Wx0.9NEz0.9NEx其中：N—构件的轴向力；—按构件的最大长细比选取的轴心压杆稳定系数；NEx、NEz—构件对x和z轴的欧拉临界载荷；—轴压稳定系数的修正系数；当算得的结构长细比x(z)<85时对应的轴的基本弯矩可不增大，这时可以按下面简化公式用于整体稳定性验算：NMyzmaxMxzmax[]+WxWzA因此可以通过先判断x(z)的大小，进而选取公式进行求解。下面开始计算长细比x(z)的值，由于由于在XZ平面上动臂可认为是两端固定，故查表取1取0.5，在YZ平面上动臂视作两端铰接，查表取1，根据公式：=112lImin/A其中：1——根据承载方式而定的等截面柱的长度系数；——依截面变化情况确定的两断铰接变截面柱的长度换算系数；——变截面柱的长度；Ixmin——构件毛截面的最小惯性矩；——构件毛截面面积；由于YZ平面取的1更大，故在YZ平面上稳定性更差，所以此验算只需验算YZ平面的稳定性即可，即公式中的变为x，Imin变为Ixmin。又Ixmin1.38104m4，l=2.72m，A=0.084m2，查表取2=1.15，将这些值代入公式12l，最终得x=78.7<85，故可以按照简化公式进行计算。Imin/A验算NMyzmaxMxzmax[]，公式中N=1008KN，查表取=0.643，+AWxWz再根据第五章的求解，即得18.7+98.7+80.4=197.8MPa<[]，故动臂满足整体稳定性要求。7.1.2侧向屈曲整体稳定性校核对于箱型梁结构，若梁的高宽比h3（b为两腹板之间的距离），则梁的整bh500体稳定性不需要验算。由于此设计的动臂高宽比1.193，故不需要对b420其再进行验算。7.2局部稳定性校核板的局部稳定性与其宽厚比有关，由于动臂中翼缘板和腹板的厚度保持不变，在动臂弯曲段其宽度最大且受力最大，因此若出现局部失稳则必定先出现在动臂弯曲段。对此段截面进行局部稳定性校核可以保证动臂各处的局部稳定性。7.2.1翼缘板的局部稳定性翼缘板的局部稳定性验算公式如下：b1500又在此动臂结构中：b1b2m14203621.350，因此翼缘板符合局0n18部稳定性要求，无需加强。7.2.2腹板的局部稳定性腹板的局部稳定性验算公式如下：b65又在此动臂结构中b420m123.365，因此腹板符合局部稳定性要求，无18需加强。综上：此动臂的整体稳定性及局部稳定性都符合要求。第八章焊缝校核根据上面的分析我们知道，动臂的主体为箱型结构，由腹板和翼缘板焊接形成，在这里我们用角焊缝的形式连接翼缘板和腹板，其他的铰接点采用对接焊缝的形式进行连接。由于角焊缝没有必要做无损探伤，一般角焊缝采用二级或三级焊缝，在这动臂腹板与翼缘板之间的角焊缝我们采用三级焊缝。由于焊缝和母材的力学性能应保持一致，因此焊缝的纵向拉压许用应力[h]与许用切应力[h]为：[h][]234MPa[h][]350165.5MPa22根据动臂强度校核的结果，有12398.780.431.7210.8MPa[h]1352.8MPa[h]根据动臂的力图及弯矩图可知，在动臂弯折部分以外的部分，动臂受力迅速减小，故动臂腹板与翼缘板之间的焊接是安全的。腹板与翼缘板之间的焊缝参照角焊缝

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选取即可，尺寸见图纸。现对铲斗油缸与动臂铰接位置D处的焊缝及铰点F点处的焊缝强度进行分析。根据D处的受力分析得知，D处焊缝主要承受的是切应力。取焊缝的焊脚高hf10mmlf400mmFD46.7MPa[h]h0.7hf4lf故此焊缝尺寸合理。在铰点F点附近取截面如图8-1：图8-1根据第五章的力图及该截面的相关尺寸，可以求得此截面所受的正应力和切应力为：=143.7MPa<[h]=20.8MPa<[h]根据第三强度理论32[]此时232143.72320.82148.1MPa[]，故此处焊缝设计安全。综上，动臂各结构件间的焊缝安全，其尺寸参照标准见图纸。