小型履帶液壓挖掘機工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其運動學(xué)分析-資料下載頁

　　

【正文】 回轉(zhuǎn)中心的距離；Wk—回轉(zhuǎn)平臺制動可承受的最大力矩。MT的值根據(jù)附著力矩M?來確定[6]，僅靠液壓制動時可取MT=0．5~0．7M?。其中M?的表達(dá)式如下：式中： G———整機重量(t)；?——附著系數(shù)，. 工作裝置結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹 典型工況的選擇是對結(jié)構(gòu)進(jìn)行性能分析的基礎(chǔ)。典型工況是確定關(guān)鍵參數(shù)，計算載荷的基礎(chǔ)，是對結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計分析的重要依據(jù)。 反鏟裝置的斗桿結(jié)構(gòu)強度主要為彎矩所控制，故經(jīng)驗工況計算位置根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿和動臂可能產(chǎn)生的最大彎矩的工況來確定。從對多種失效工作裝置分析來看，斗桿和動臂的危險斷面最大應(yīng)力發(fā)生在采用鏟斗挖掘工況下。因此在以下工況都是按照鏟斗挖掘?qū)λ鼈冞M(jìn)行受力計算的。本次得經(jīng)驗工況是依據(jù)文獻(xiàn)三，六以及七進(jìn)行確定的。 斗桿結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹(動臂液壓缸全縮)；b．斗桿液壓缸作用力臂最大(斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90176。)；c．鏟斗斗齒尖位于F、Q兩鉸點連線的延長線上，即F，Q，V三點共線；d．斗齒遇障礙作用有側(cè)向阻力WK 。；b．斗桿液壓缸作用力臂最大；c．鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力位置(連桿機構(gòu)傳動比最大)。 動臂結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹 工況一(動臂液壓缸全縮)；b．F，Q，V三點共線，并且鉛直；c．鏟斗以最大工作推力挖掘。 工況二，與斗桿工況二相同 斗桿的力學(xué)分析 斗桿工況1受力計算及內(nèi)力圖的繪制 該工況簡圖如下，取工作裝置為研究對象，忽略工作裝置的重力，在工況下工作裝置受到鏟斗上的切向阻力W1和側(cè)向阻力WK. 圖19 斗桿第一工況時的工作裝置簡圖 其中C動臂下鉸點；A 動臂油缸下鉸點；B動臂與動臂油缸鉸點；F動臂上鉸點；D斗桿油缸上鉸點；E斗桿下鉸點；G鏟斗油缸下鉸點；Q鏟斗下鉸點；K鏟斗上鉸點；V鏟斗斗齒尖在該工況下，F(xiàn),Q,V三點共線，由前面的公式得到i=.齒尖V坐標(biāo)的求取：動臂油缸全縮時∠DFC=∠DFZ+∠ZFC=5176。+27176。=32176。，其中∠EFQ=147176。斗桿油缸力臂最大時∠EFD=176。因而可以得到FV與水平線的夾角為－176。鏟斗油缸的理論推力：該工況下切向挖掘阻力斗齒側(cè)向阻力WK的計算：以鏟斗為研究對象，在xoy平面內(nèi)，連桿HK和切向阻力對Q點的力矩為0，即∑MQ=0,取斗桿油缸為研究對象，在xoy平面內(nèi)，∑MG=0,根據(jù)連桿機構(gòu)K點處受力平衡可計算得到取斗桿，鏟斗以及連桿機構(gòu)為研究對象，在xoy平面內(nèi)，∑MF=0,令動臂對斗桿的力為F21，設(shè)該力在FQ方向（X軸）的分力為F12x，在FQ垂線方向（y軸）的分力為F12y，則得到斗桿工況1內(nèi)力圖的繪制根據(jù)以上的受力分析，通過計算可以繪制斗桿的軸力圖，剪力圖，彎矩圖。圖20 斗桿工況1軸力N圖圖21 斗桿工況1xoy平面剪力Q圖。圖22 斗桿工況1xoy平面彎矩M圖。圖23 斗桿工況1xoz平面剪力Q圖圖24 斗桿工況1xoz平面彎矩M圖 斗桿工況2受力計算以及內(nèi)力圖的繪制采用同樣的方法分析斗桿工況2的力，計算得到各力如下：內(nèi)力圖的繪制：圖25 斗桿工況2軸力N圖圖26 斗桿工況2xoy平面剪力Q圖。圖27 斗桿工況2xoy平面彎矩M圖。 斗桿強度校核取過N點，G點，F(xiàn)點的截面為危險截面，如下圖所示，在斗桿裝配圖中可以得到三個危險的具體尺寸。圖28 斗桿危險截面 截面1的幾何性質(zhì)以及應(yīng)力計算圖29 截面1經(jīng)計算截面面積A=10180mm2該截面對Z軸的靜矩Sz=117180mm 3截面形心yc=sz/A=12mm zc=0該截面對形心軸的慣性矩IZC=28750000mm4 IyC=19643000mm4該截面對形心軸的抗彎截面模量為WZC=Izc/ymax=28750000mm4/83mm=346385mm3WyC=Iyc/zmax= 19643000mm4/75mm=262000mm3斗桿工況1應(yīng)力計算：由前面的應(yīng)力圖知道在該截面處所受應(yīng)力如下：軸力N=141355N。剪力Q=20140N彎矩My=12760Nm，Mz=4834Nm故各應(yīng)力為：σz=MZ/WZC=4834Nm/346385mm3=σy=My/WyC=12760Nm/262000mm3=σN=N/A=141355N/10180mm2=t=Q/A=20140N/10180mm2=按第4強度理論合成應(yīng)力為。 截面2的幾何性質(zhì)以及應(yīng)力計算圖30 截面2經(jīng)計算截面面積A=11340mm2該截面對Z軸的靜矩Sz=11000mm 3截面形心yc=sz/A≈1mm zc=0即形心坐標(biāo)系與參數(shù)坐標(biāo)系幾乎重合。該截面對形心軸的慣性矩IZC=349000000mm4 IyC=34790000mm4該截面對形心軸的抗彎截面模量為WZC=Izc/ymax=349000000mm4/330mm=1058000mm3WyC=Iyc/zmax= 34790000mm4/75mm=463870mm3斗桿工況1應(yīng)力計算：由前面的應(yīng)力圖知道在該截面處所受應(yīng)力如下：軸力N=132720N。 剪力Q=43500N彎矩My=25520Nm， Mz=43030Nm故各應(yīng)力為：σz=MZ/WZC=43030Nm/1058000mm3=σy=My/WyC=25520Nm/463870mm3=σN=N/A=132720N/11340mm2=t=Q/A=43500N/11340mm2=按第4強度理論合成應(yīng)力為。 截面3的幾何性質(zhì)以及應(yīng)力計算圖31 截面3經(jīng)計算截面面積A=13800mm2該截面對Z軸的靜矩Sz=1052000mm 3截面形心yc=sz/A=76mm zc=0該截面對形心軸的慣性矩IZC=213500000mm4 IyC=33000000mm4該截面對形心軸的抗彎截面模量為WZC=Izc/ymax=213500000mm4/244mm=875000mm3WyC=Iyc/zmax= 33000000mm4/75mm=440000mm3斗桿工況1應(yīng)力計算：由前面的應(yīng)力圖知道在該截面處所受應(yīng)力如下：軸力N=118800N。 剪力Q=182950N彎矩My=28000Nm， Mz=57000Nm故各應(yīng)力為：σz=MZ/WZC=57000Nm/875000mm3=σy=My/WyC=28000Nm/440000mm3=σN=N/A=118800N/13800mm2=t=Q/A=182950N/13800mm2=按第4強度理論合成應(yīng)力為。構(gòu)成斗桿的材料為Q345[3],其屈服極限為345MPa，取安全系數(shù)為2，得到斗桿截面的許應(yīng)力為345MPa/2=。斗桿各危險斜面的應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，故斗桿是安全的。 動臂力學(xué)分析 動臂工況1受力計算及內(nèi)力圖的繪制 該工況簡圖如下，取工作裝置為研究對象，忽略工作裝置的重力，在工況下工作裝置受到鏟斗上的切向阻力W1。圖32 動臂第一工況時的工作裝置簡圖 該工況的鏟斗挖掘切向阻力與斗桿工況1切向挖掘阻力相等即W1=42000N。 取斗桿，鏟斗以及連桿機構(gòu)為研究對象，在xoy平面內(nèi)，∑MF=0,參照斗桿工況2計算出該工況下動臂對斗桿的力:而斗桿對動臂的力與動臂對斗桿的力大小相等，方向相反。取整個工作裝置為研究對象，在C點處所受力矩平衡即∑Mc=0,由整個工作裝置受力平衡得到機架C對動臂的力FCX=417,380N,FCY=30,510N根據(jù)以上計算出來的力畫出動臂的軸力圖，剪力圖，彎矩圖。圖33 軸力N圖圖34 剪力Q圖圖35 彎矩M圖 動臂強度校核取過ZB兩點點，以及D點的截面為危險截面，如下圖所示，在斗桿裝配圖中可以得到三個危險的具體尺寸。圖36 動臂危險截面圖 圖37 危險截面1 圖38 危險截面2 已知各危險截面的具體尺寸以及力、彎矩的大小。同理可以求出動臂第二個工況兩危險截面的合成應(yīng)力，經(jīng)計算截面構(gòu)成動臂的材料為Q345[3],其屈服極限為345MPa，取安全系數(shù)為2，得到斗桿截面的許應(yīng)力為345MPa/2=。斗桿各危險斜面的應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，故動臂是安全的。43 /