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抓料機小臂及抓爪設計
摘要
所謂抓料機機械臂，就是將機械臂安裝在一個固定立柱上，立柱及駕駛室部分可以360°旋轉(zhuǎn)，機械臂可以隨著立柱旋，通過機械臂末端的抓斗進行抓料作業(yè)。這種結(jié)構(gòu)使機械臂擁有更大的操作性和動作空間，使它具有更廣闊的應用前景。目前抓料機正向著人性化、小型化、多樣化方向發(fā)展，其應用也越來越廣泛，幾乎滲透到所有領(lǐng)域。
抓料機主要由小臂、旋轉(zhuǎn)機構(gòu)、液壓裝置、抓斗等部分組成。本次設計主要是關(guān)于抓料機小臂及抓斗的設計，小臂及抓斗是直接完成抓取物料任務的裝置，對其進行全面的通用性設計研究對推動國內(nèi)抓料機發(fā)展具有十分重要的意義。
本設計本文介紹抓料機的小臂和抓抖部分研究意義、現(xiàn)狀及發(fā)展。全面收集了國內(nèi)外抓料機小臂及抓斗設計的資料，對抓料機的各種工況進行了分析，總結(jié)了抓料機小臂及抓斗的設計要求。分別對小臂、抓斗及鏈接機構(gòu)進行了較為詳細的設計，這其中就包括了各部分尺寸的計算及與選型。最后對小臂在一些特殊工況下進行了校核。
關(guān)鍵字：抓料機 小臂 抓斗 設計
Abstract
The so-called feeder grasping manipulator, the robotic arm is mounted on a fixed column , the column and the cab section can be rotated 360 ° , with the robotic arm can spin column , by the end of the robotic arm grab be caught feeding operations. This structure allows the robot arm has greater maneuverability and action space , it has a broader application prospects. Currently grab feeder is toward humane , miniaturization, the direction of diversification , its application more widely , into almost all fields.
Feeder caught mainly by the arm, rotating mechanism , hydraulic equipment , grab other components. This design is mainly about grasping arm and grab feeder design , arm and grab the device directly to complete the task of fetching materials , its comprehensive study of universal design to promote the development of domestic feeder great catch significance.
This paper describes the design of feeder arm grab and grip portion shaking significance, status quo and development. A comprehensive collection of domestic feeder arm and grab grab design information on the feeder to catch various conditions were analyzed , summarized and grab grab feeder arm design requirements . Respectively, arm , grab and link organizations for a more detailed design , and these include the size of each part of the calculation and the selection. Finally, in some special conditions on the forearm was checked .
Keywords: Grab feeder Arm Grab Design
目 錄
摘要 I
Abstract II
第一章 緒論 1
1.1 設計選題的意義 1
1.2 國內(nèi)外液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀 1
1.2.1 國外液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀 1
1.2.2 國內(nèi)液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀 2
1.3 本設計的主要內(nèi)容及目標 3
1.3.1 設計的主要內(nèi)容 3
1.3.2 設計的關(guān)鍵問題 3
1.3.3 設計過程中的已知參數(shù) 3
第二章 總體方案設計 4
2.1 機型選擇及特點分析 4
2.1.1 所用機型的適用范圍 4
2.2 小臂及抓斗構(gòu)成 4
2.3 各組成結(jié)構(gòu)形式的初選 6
2.3.1 小臂結(jié)構(gòu)形式的初選 6
2.3.2 抓斗結(jié)構(gòu)形式的初選 6
2.3.3 小臂及抓料部分鏈接機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式的初選 7
2.4 原始幾何參數(shù)的確定 8
第三章 運動學分析 10
3.1 小臂的運動分析 10
3. 2 連接機構(gòu)的運動分析 10
3. 3 抓爪的運動分析 12
第四章 參數(shù)的計算及校核 14
4.1 小臂基本參數(shù)的確定 14
4.1.1 小臂參數(shù)的計算及選擇應考慮的因素 14
4.1.2 小臂液壓缸的最大作用力臂及的計算 14
4.1.3 小臂其它相關(guān)尺的計算 15
4.2 小臂的結(jié)構(gòu)設計和強度校核 15
4.2.1 小臂的受力分析 15
4.2.2 小臂受最大彎矩工況位置的受力分析 16
4.2.4 小臂內(nèi)力圖的繪制 23
4.2.5 小臂寬度、鋼板厚度、許用應力的選取 24
4.2.6 小臂危險截面處高度h的計算 25
4.3抓斗基本參數(shù)的確定 26
4.3.1 抓斗主要參數(shù)的計算 26
4.3.2 爪形尺寸的計算 27
4.3.3轉(zhuǎn)角范圍確定 27
4.4 小臂與抓斗部分鏈接機構(gòu)參數(shù)確定 28
4.5抓斗旋轉(zhuǎn)機構(gòu)參數(shù)確定 29
4.5.1旋轉(zhuǎn)器總成的選用 29
4.5.2抓斗上下盤尺寸確定 29
4.6抓斗翻轉(zhuǎn)油缸參數(shù)確定 30
4.6.1油缸缸工作壓力計算 30
4.6.2 液壓缸主要參數(shù)的確定 31
4.6.3 液壓缸強度的較核 32
4.7銷軸與襯套的設計 32
4.7.1銷軸的設計 32
4.7.2 襯套的設計 33
總結(jié) 34
參考文獻 35
致謝 36
附錄： 37
42
第一章 緒論
1.1 設計選題的意義
我國是一個發(fā)展中國家，在遼闊的國土上正在進行大規(guī)模的經(jīng)濟建設，這就需要大量的土石方施工機械為其服務，而液壓抓料機是最重要的一類土石方施工機械。因此，可以肯定液壓抓料機的發(fā)展空間很大?？梢灶A見，隨著國家經(jīng)濟建設的不斷發(fā)展，液壓抓料機的需求量將逐年大幅度增長。今后幾年我國液壓抓料機行業(yè)將會有一個很大的發(fā)展，液壓抓料機的年產(chǎn)量將會以高于20％的速度增長。
中國抓料機市場自1997年開始已進入了一個較快的發(fā)展時期， 2001年與2000年比較，全國抓料機的產(chǎn)、銷量分別增長55％和56％。截止到2002年8月底全國抓料機的銷量已超過13000臺，超過了2001年全年的銷售數(shù)。2003年全國液壓抓料機的銷售量超過18000臺。顯然，抓料機在整個工程機械行業(yè)中是產(chǎn)、銷量增長最快的機種之一。
而在抓料機中最為重要的就是關(guān)于工作裝置設計，因為抓料機的工作裝置能夠最為明顯的體現(xiàn)機器的工作能力和工作壽命，所以設計工作可靠，性能好，成本低，效率高，維護使用方便的工作裝置就顯得格外重要。
本文以實際項目抓料機的機械臂（小臂）為研究對象。設計抓料機的小臂的結(jié)構(gòu)。所謂抓料機機械臂，就是將機械臂安裝在一個固定立柱上，立柱及駕駛室部分可以360°旋轉(zhuǎn)，機械臂可以隨著立柱旋，通過機械臂來實現(xiàn)一些動作如抓取，可以在機械臂的末端的抓抖進行抓料作業(yè)。這種結(jié)構(gòu)使機械臂擁有更大的操作性和動作空間，使它具有更廣闊的應用前景。目前抓料機正向著人性化、小型化、多樣化方向發(fā)展，其應用也越來越廣泛，幾乎滲透到所有領(lǐng)域。
1.2 國內(nèi)外液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀
抓料機在未來工業(yè)用途中，應用將會越來越廣。不止是工業(yè)，其他的一些領(lǐng)域的應用將是發(fā)展的必然趨勢，通過對機械臂系統(tǒng)研制，積累了比較豐富的設計經(jīng)驗，相信經(jīng)過不斷的發(fā)展和改進，抓料機將走向成熟和使用化。未來的機械臂會有更優(yōu)的性能質(zhì)量比；更強的環(huán)境適應能力；更高的智能性。
1.2.1 國外液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀
國外抓料機生產(chǎn)歷史較長，液壓技術(shù)的不斷成熟使抓料機得到全面的發(fā)展。德國是世界上較早開發(fā)研制抓料機的國家；美國是繼德國以后生產(chǎn)抓料機歷史最長、數(shù)量最大、品種最多和技術(shù)水平處于領(lǐng)先地位的國家；日本抓料機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展上起來的，其主要特點是在引進、消化先進技術(shù)的基礎上，通過大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的；韓國是抓料機生產(chǎn)的后起之秀，20世紀70年代開始引進技術(shù)，由于產(chǎn)業(yè)政策進入國際市場，并已擠入國際液壓抓料機的主要生產(chǎn)國之一。
當前，國際上抓料機的生產(chǎn)正向大型化、微型化、多能化和專用化的方面發(fā)展。
1.2.2 國內(nèi)液壓抓料機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀
早在1958年國內(nèi)便開始了抓料機的研制開發(fā)工作，隨后開發(fā)出一系列比較成熟的產(chǎn)品。當時出于受配件如、液壓件及企業(yè)自身條件的影響，其質(zhì)量和產(chǎn)量遠未達到應有的水平，與國外同類產(chǎn)品相比也存在較大差距。
到了80年代末和90年代初，世界各工業(yè)發(fā)達國家液壓抓料機技術(shù)水平得到了迅速的提高，突出表現(xiàn)在追求高效率(同一機重的抓料機功率普遍提高，液壓系統(tǒng)流量增大作業(yè)循環(huán)時間減小，作業(yè)效率大大提高)；高可靠性和追求司機操作的舒適性。
國內(nèi)原有的數(shù)家抓料機專業(yè)生產(chǎn)廠為了生存和發(fā)展，利用自身的實力和豐富的抓料機生產(chǎn)經(jīng)驗，紛紛在工廠的技術(shù)改造、試驗研究、新產(chǎn)品開發(fā)方面下大功夫。有的新開發(fā)的產(chǎn)品(也包括某些已生產(chǎn)多年的老產(chǎn)品)為了提高作業(yè)的可靠性，干脆采用了進口的液壓件和發(fā)動機，甚至于整個傳動系統(tǒng)都按照采用國外元件來設計，這種經(jīng)過改型或新設計開發(fā)的抓料機其工作可靠性和作業(yè)效率得到很大的提高。這樣，引進和消化國外的不少技術(shù)，在技術(shù)方面都有了長足的進步。
國內(nèi)抓料機行業(yè)近年來雖有很大發(fā)展，但與國外抓料機行業(yè)發(fā)達國家相比仍存在許多不足，其原因除了國內(nèi)抓料機加工水平落后之外，抓料機設計水平與發(fā)達國家相比也有較大的差距，尤其是一些先進設計技術(shù)的掌握和應用。國內(nèi)眾多的研究人員和單位對抓料機工作裝置設計進行了不少研究，開發(fā)了其設計軟件，他們的研究基本上局限于解決某些問題，即工作裝置的幾何參數(shù)、運動參數(shù)和力參數(shù)等的解決。關(guān)于工作裝置設計參數(shù)分析和在CAD上其自動設計的綜合研究文獻還沒有。因此，開發(fā)出的軟件缺少通用性，不能使用于抓料機工作裝置的一些通用問題的解決，對工程機械這個行業(yè)不具有通用性。特別是國內(nèi)，CAD在許多企業(yè)還停留在輔助制圖的程度上，當然也有部分企業(yè)用CAD進行空間布置設計。雖然部分軟件也有一定的分析計算能力，但是遠遠不能達到設計需要，對液壓抓料機進行分析的大型通用軟件目前市場上還很少。經(jīng)過近十年的研究，獲得了一些成果，但是研究還不夠深入，有些研究結(jié)果已進入實際應用過程中。目前研究液壓抓料機工作裝置設計的重點在于，為了使抓料機設計人員從繁忙的計算中解脫出來，現(xiàn)有工作裝置機構(gòu)的計算機輔助計算和優(yōu)化設計，即大多數(shù)的液壓抓料機工作裝置設計研究在現(xiàn)有機構(gòu)的基礎上局限進行的，在這種情況下開發(fā)出一個專業(yè)的工作裝置設計工具和軟件顯得非常的重要。
1.3 本設計的主要內(nèi)容及目標
1.3.1 設計的主要內(nèi)容
本課題主要研究抓料機的機械臂小臂及抓抖的設計，具體包括以下幾個方面：
（1）計算小臂的強度、剛度；
（2）計算液壓支點；
（3）小臂及抓料部分的鏈接機構(gòu)；
（4）抓抖的旋轉(zhuǎn)機構(gòu)。
1.3.2 設計的關(guān)鍵問題
（1）關(guān)于抓料機總體設計，就是各種整體參數(shù)和局部參數(shù)的計算，這中間就 包括動臂，小臂及挖斗的主要參數(shù)的計算。
（2）液壓抓料機工作裝置各主要機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案的確定，這包括幾方面的內(nèi)容，首先就是關(guān)于動臂和小臂的選型。其次就是動臂，小臂和挖斗的油缸的布置如何確定。第三就是各個鉸鏈點如何確定。
（3）作用力的計算，這其中包括油缸的作用力，還有各種挖掘力。
（4）各種強度的校核。其中動臂的校核尤為重要，還有小臂的強度校核。
1.3.3 設計過程中的已知參數(shù)
最大額定起重量： 3t
最大起重力矩： 110KN.m
最大起重量時作業(yè)幅度： 2.5m
電動機功率： 75Kw
最大回轉(zhuǎn)速度： 3.0r/min
可配抓斗容積（視物料而定）： 2~5m3
主要液壓件的型號規(guī)格：
（1）液壓泵：PVC80RC06
（2）多路閥： KYB株式會社
（3）回轉(zhuǎn)驅(qū)動：200-A-T8-6
（4）油缸
主臂油缸：Ф125/Ф80x752-1163
副臂油缸：Ф125/Ф80x1196-1700
抓斗翻轉(zhuǎn)油缸：Ф100/Ф55x996-1350
第二章 總體方案設計
2.1 機型選擇及特點分析
本設計中，我選的是TZ06-DGZ70機固定式抓料機，是一種采用液壓傳動并以一個抓斗進行抓取作業(yè)機械，它是機械傳動單斗挖掘機的基礎上發(fā)展而來的，是目前抓料機中重要的品種。
2.1.1 所用機型的適用范圍
在建筑工程，交通工程，露天工程，水利施工及現(xiàn)代軍事工程中都廣泛采用，是各種土石方施工中重要的機械設備。由抓料機在構(gòu)造和性能上有較多的優(yōu)越性，因此近年來發(fā)展迅速，在中小型抓料機中，已取代了機械傳動抓料機，成為工程機械的主要機種。
2.2 小臂及抓斗構(gòu)成
鉸接式反鏟是單斗液壓抓料機最常用的結(jié)構(gòu)型式，大臂、小臂和抓斗等主要部件彼此鉸接，在液壓缸的作用下各部件繞鉸點擺動，完成抓取、提升和卸土等動作，圖2.1為抓料機最常用的小臂及抓斗構(gòu)成
1－小臂；2-抓斗翻轉(zhuǎn)油缸；3-連桿；4-搖桿；5-抓斗上盤連接板；6-回轉(zhuǎn)機構(gòu)；
7-抓斗下盤連接板；8-抓爪油缸；9-抓斗；10-小臂油缸；11-大臂；
圖2.1 小臂及抓斗構(gòu)成圖
抓料機的小臂是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，抓斗是由鋼板與圓鋼焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，不考慮抓爪的旋轉(zhuǎn)可以對小臂及抓爪進行適當簡化處理。則可知液壓抓料機的小臂與鏈接機構(gòu)是由小臂，連桿、搖桿、抓斗上盤、抓斗翻轉(zhuǎn)油缸組成的具有一自由度的四桿機構(gòu)，而抓爪前后爪均是由抓爪、抓爪油缸、抓斗下盤組成的具有一自由度的搖桿機構(gòu)，處理具體簡圖2.2所示。進一步簡化圖如2.3所示。
圖2.2小臂及抓斗的結(jié)構(gòu)簡圖
1-小臂 2-抓斗翻轉(zhuǎn)油缸 3-搖桿 4-連桿 5-連接盤
6-抓爪油缸 7-抓爪 8-小臂油缸 9-大臂
圖2.3 小臂及抓斗結(jié)構(gòu)簡化圖
抓料機的小臂及抓斗經(jīng)上面的簡化后實質(zhì)是一組平面連桿機構(gòu)，自由度是4，即抓斗與抓爪的幾何位置由抓斗翻轉(zhuǎn)油缸油缸長度L5、抓爪油缸長度L12、L12’、小臂油缸長度L14，當L5、L12、L12’、L14為某一確定的值時，小臂、抓斗、抓爪的位置也就能夠確定。
2.3 各組成結(jié)構(gòu)形式的初選
2.3.1 小臂結(jié)構(gòu)形式的初選
小臂也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)抓料機采用整體式小臂。在本設計中由于不需要調(diào)節(jié)小臂的長度，故也采用整體式直小臂。
2.3.2 抓斗結(jié)構(gòu)形式的初選
抓斗是重型機械的一種取物裝置，主要用來就地裝卸大量散粒物料，用于河口、港口、車站、礦山、林場等處。
通過查閱資料，收集到抓斗形態(tài)矩陣圖如下：
運用各種創(chuàng)造技法，對可變元素進行變換(即尋找作用效應)，建立理論上，中任意兩個元素的組合就形成了某一種抓斗的工作原理方案。盡管可變元素只有A、B兩個，但理論上可以組合出5 X 5=25種理方案，其中包括明顯不能組合在一起的方案。經(jīng)分析得出明顯不能組合在一起的方案:A2B22、A4B1、A 4B 22、A4B3、A4B4、A5B1、A5B21、 A5B3、A5B4，把這些方案排除，剩16種方案，而常見的一些抓斗工作原理方案基本包含在這16種內(nèi)，A1B1組合，就是耙集式抓斗的工作原理方案。除此之外，這16種方案中包含一些創(chuàng)新型的抓斗。
方案評價過程是一個方案優(yōu)化的過程，希望所設計的方案能最好地體現(xiàn)設計務書要求，并將缺點消除在萌芽狀態(tài)，為此，從矩陣表中抽象出抓斗的評價準則為:
A—抓取力大，適應難抓物料B—可在空中任一位置啟閉
C—裝卸效率高D—技術(shù)先進
E—結(jié)構(gòu)易實現(xiàn)F—經(jīng)濟性好，安全可靠
動力源采用液壓和氣壓的抓斗性能比較
液壓傳動相比氣壓傳動具有明顯的優(yōu)點，液壓傳動的抓斗功率密度大，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，調(diào)速度性能好，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、可靠，能自行潤滑，易實現(xiàn)復雜控制。氣壓傳動明顯的優(yōu)點是:結(jié)構(gòu)簡單，維護使用方便，成本低，工作壽命長，工作介質(zhì)(壓縮空氣)的傳輸簡單，且易獲得。 對于抓斗設計，要求抓取能力強，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊，經(jīng)濟性好，維護方便。通過分析比較，權(quán)衡主次，選擇液壓傳動作為控制動力源較優(yōu)。
經(jīng)過篩選，剩三種方案，即A1B3、A2B3、A3B3。將這三種方案大概構(gòu)思，畫出其簡圖分別如圖A、圖B、圖C所示。
A1B3組合為液壓雙穎板或多穎板抓斗，需二個或二個以上液壓缸。
A2B3組合為液壓長撐桿雙穎板或多穎板抓斗，只需一個液壓缸。
A3B3組合為液壓剪式抓斗，二個液壓缸。
通過以上的分析，經(jīng)過評價、篩選確定了這三種抓斗原理方案。對這三種方案，可以對照設計任務書作進一步定性分析。
A1B3、A2B3、A3B3性能比較：
A1B3能較好地滿足設計要求，其不足是結(jié)構(gòu)稍復雜;A2B3無法防止散漏這至關(guān)重要的性能要求; A3B3液壓缸行程大，這在技術(shù)上很難實現(xiàn)，故最后確定A1B3為最佳原理設計方案。
2.3.3 小臂及抓料部分鏈接機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式的初選
本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的抓斗油缸行程下能得到較大的抓斗轉(zhuǎn)角，改善了機構(gòu)的傳動特性。該布置1桿與2桿的鉸接位置雖然使抓斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠的抓斗平均翻轉(zhuǎn)力和抓取力。如圖2.5所示。
1-抓斗 2-旋轉(zhuǎn)器 3-抓斗上盤 4-連桿 5-搖桿 6-小臂
圖2-5 抓斗與小臂連接布置圖
小臂以及抓抖的鏈接機構(gòu)可以進行360°旋轉(zhuǎn)，使得抓料動作有更大的操作空間，旋轉(zhuǎn)機構(gòu)是通過中間的旋轉(zhuǎn)器總成連接抓斗上下盤實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)器總成內(nèi)包含有液壓馬達、旋轉(zhuǎn)軸承以及回轉(zhuǎn)油閥。其中液壓馬達用于驅(qū)動回轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)軸承用于支撐抓斗及抓取的貨物，回轉(zhuǎn)油閥用于過渡連接抓爪油缸的管路避免抓手旋轉(zhuǎn)時管路纏繞限制回轉(zhuǎn)角度。本設計的旋轉(zhuǎn)器總成直接從市場采購不需單獨設計。如圖2.6所示。
1-抓斗上盤 2-旋轉(zhuǎn)器 3-抓斗下盤
圖2-6 抓斗與小臂連接的旋轉(zhuǎn)機構(gòu)
2.4 原始幾何參數(shù)的確定
（1）大臂與小臂的長度比K1
由于所設計的挖機適用性較強，一般不替換小臂及抓斗，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。
（2） 抓斗斗容與主參數(shù)的選擇
斗容在任務書中已經(jīng)給出：q =2~5 m3
按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=1600mm
（3） 小臂及抓斗液壓系統(tǒng)主參數(shù)的初步選擇
各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力和“三化“要求。初選大臂油缸內(nèi)徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。小臂油缸的內(nèi)徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。抓斗油缸的內(nèi)徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選大臂油缸行程L1=1000mm，小臂油缸行程L2=1500mm，抓斗油缸行程L3=1300mm。并按經(jīng)驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。參照任務書的要求選擇小臂及抓斗液壓系統(tǒng)的工作壓力P=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。
第三章 運動學分析
3.1 小臂的運動分析
如下圖3-2所示，D點為小臂油缸與大臂的鉸點點，F(xiàn)點為大臂與小臂的鉸點，E點為小臂油缸與小臂的鉸點。小臂的位置參數(shù)是L2，這里只討論小臂相對于大臂的運動，即只考慮L2的影響。
O-小臂油缸與大臂的鉸點點 A-大臂與小臂的鉸點 B-小臂油缸與小臂的鉸點 θ-小臂擺角.
圖3-2 小臂機構(gòu)擺角計算簡圖
在三角形DEF中
L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9
θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] (3-8)
由上圖的幾何關(guān)系知
φ2max =θ2 max-θ2min (3-9)
則小臂的作用力臂
e2 =l9Sin∠DEF (3-10)
顯然小臂的最大作用力臂e2max = l9，此時θ2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92）
3. 2 連接機構(gòu)的運動分析
抓斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論抓斗相對于小臂的運動，如圖3-5所示，G點為抓斗油缸與小臂的鉸點，F(xiàn)點為小臂與大臂的鉸點Q點為抓斗與小臂的鉸點，v點為抓斗的抓爪點，K點為連桿與抓斗的餃點，N點為曲柄與小臂的鉸點，M點為抓斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點[1]。
（1） 抓斗連桿機構(gòu)傳動比i
利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)：
在三角形HGN中
α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14]
α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14]
α32 = ∠GMN = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 (3-11)
在三角形HNQ中
l 272 = l142 + l212 + 2×COSα23×l14×l21
∠HNQ = COS-1[（l212+l142- l272）/2×l21×l14] (3-12)
在三角形QHK中
α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] (3-13)
在四邊形KHQN中
∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-14)
抓斗油缸對N點的作用力臂r1
r1 = l13×Sinα32 (3-15)
連桿HK對N點的作用力臂r2
r2 = l13×Sin ∠NHK (3-16)
而由r3 = l24，r4 = l3 有[3]
連桿機構(gòu)的總傳動比
i = （r1×r3）/（r2×r4） (3-17)
顯然3-17式中可知，i是抓斗油缸長度L3的函數(shù)，用L3min代入可得初傳動比i0，L3max代入可得終傳動比iz。
（2） 抓斗相對于小臂的擺角φ3
抓斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為
φ3 =α7+α24+α26+α10 (3-18)
其中，在三角形NFQ中
α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2] (3-19)
α10暫時未定，其在后面的設計中可以得到。
當抓斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得抓斗的最大和最小轉(zhuǎn)角θ3max和θ3min，于是得抓斗的瞬間轉(zhuǎn)角:φ3 = θ3-θ3min (3-20)
抓斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min (3-21)
圖3-3 抓斗連桿機構(gòu)傳動比計算簡圖
3. 3 抓爪的運動分析
見圖3-4所示，抓爪V點的坐標值XV和YV，是L1 、L2、L3的函數(shù)只要推導出XV和YV的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導如下:
由F點知：
α32= ∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 (3-22)
在三角形CDF中：∠DCF由后面的設計確定，在∠DCF確定后則有：
l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6 (3-23)
l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8
α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8 (3-24)
在三角形DEF中
L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9
圖3-4 抓爪坐標方程推導簡圖
則可以得小臂瞬間轉(zhuǎn)角θ2
θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] (3-25)
α4、α6在設計中確定。
由三角形CFN知：
l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） (3-26)
由三角形CFQ知：
l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） (3-27)
由Q點知：
α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10 (3-28)
在三角形CFQ中：
l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3
α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] (3-29)
在三角形NHQ中：
l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21
α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] (3-30)
在三角形HKQ中：
l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24
α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] (3-31)
在四邊形HNQK：
∠NQH =α24 +α26 (3-32)
α20 = ∠KQV，其在后面的設計中確定。
在列出以上的各線段的長度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。
第四章 參數(shù)的計算及校核
4.1 小臂基本參數(shù)的確定
4.1.1 小臂參數(shù)的計算及選擇應考慮的因素
第一：保證小臂液壓缸有足夠的斗齒抓取力。一般來說希望液壓缸在全行程中產(chǎn)生的斗齒抓取力始終大于正常抓取阻力；液壓缸全伸時的作用力矩應足以支撐滿載斗和小臂靜止不動；液壓缸作用力臂最大時產(chǎn)生的的最大斗齒抓取力大于要求克服的最大抓取阻力。
第二：保證小臂液壓缸有必要的閉鎖能力。對于以轉(zhuǎn)斗抓取力為主的中小型反鏟，選擇小臂機構(gòu)參數(shù)時必須注意轉(zhuǎn)斗抓取時小臂液壓缸的閉鎖能力，要求在主要抓取區(qū)內(nèi)轉(zhuǎn)斗液壓缸的抓取力能得到充分的發(fā)揮。
第三：保證小臂的擺角范圍。小臂的擺角范圍大致在——之間。大在滿足工作范圍和運輸要求的前提下此值應盡可能小些，對以小臂抓取為主的中型機更應注意到這一點。一般說小臂愈長，其擺角也可稍小。當小臂液壓缸和轉(zhuǎn)斗液壓缸同時伸出最長時，抓斗前壁與大臂之間的距離應大于10cm。
4.1.2 小臂液壓缸的最大作用力臂及的計算
根據(jù)小臂抓取阻力計算，并參考國內(nèi)外同型機器小臂抓取力值，按要求的最大抓取力確定小臂液壓缸的最大作用力臂，取整個小臂為研究對象，可得小臂油缸最大作用力臂的表達式為：
=
=643 mm
圖4.1 小臂機構(gòu)參數(shù)計算簡圖
如圖4.1所示，小臂液壓缸初始力臂與最大力臂之比是小臂擺角的余弦函數(shù)，則存在以下式子。
可見已定時愈大，和就愈小，即平均抓取力就越小。要得到較大的的平均抓取力，就要盡量減少，初取=
由圖4.1的幾何關(guān)系有：
=
=1712.92 mm
而 =1.61712.92=2740.67 mm
同樣由圖4.1所示可知，由余弦定律知：
=
=2311 mm
4.1.3 小臂其它相關(guān)尺的計算
小臂上取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍（如圖2.2），一般在——之間，初定=，同樣的大臂上的也是結(jié)構(gòu)尺寸，并按結(jié)構(gòu)因素分析，可初選=。
4.2 小臂的結(jié)構(gòu)設計和強度校核
4.2.1 小臂的受力分析
小臂要受到彎矩的作用，故要找出小臂的最大彎矩進行設計計算。根據(jù)分析和以往的實驗表明，在抓斗進行抓取時，產(chǎn)生小臂最大彎矩的工況為抓取最大重物WK同時重物離小臂與大臂的鉸接點最遠時（此時重物最重，力臂最長故小臂的所受彎矩最大）；
小臂所受最大彎矩工況位置，其滿足以下條件：
1） 小臂中心線處于水平位置。
2） 抓斗中心線處于水平位置。
3） 抓爪與抓斗下盤鉸點和抓爪最前端連線處于水平位置。
4） 抓斗抓取最大重物。
圖4.2 小臂最大彎矩工況時的小臂及抓斗簡圖
4.2.2 小臂受最大彎矩工況位置的受力分析
在上述工況下小臂存在最大的彎矩，受到的應力也最大。
該工況的具體簡圖如圖4.2所示，取小臂及抓斗為研究對象，如圖4.3所示，在該工況下存在的力有：小臂及抓斗各部件所受到的重力；作用在抓斗上的抓取力，包括切向阻力，法向阻力，側(cè)向阻力。
HK-連桿 HN-擺桿 C-大臂下鉸點 A-大臂油缸下鉸點 B-大臂與大臂油缸的交點 F-大臂上鉸點 D-小臂油缸上鉸點 E-小臂油缸下鉸點 G-抓斗油缸下鉸點 Q-抓斗下鉸點 K-抓斗上鉸點 V-抓斗抓爪
當處于以上位置時，由圖4.3可知以下的角度關(guān)系。
根據(jù)前面的已知的角度可求得：=，由圖4.2所示可知，向量CF可以表示為：
向量
=
圖4.3 F點坐標計算簡圖
由前面的計算結(jié)果可知，，
在中=
通過上式可解得=
同樣在前面我已經(jīng)確定了 在四邊形CDEF中
=
由以上的角度關(guān)系可表達出向量FV,設向量FV與X軸的夾角為，則根據(jù)圖2.2可知：
則取正值就是
向量 FV=
=3580.86
連桿機構(gòu)的總傳動比為r，抓斗油缸對N點的作用力臂為； 連桿HK對N點的作用力臂為； 連桿對Q點的作用力臂為； 抓斗對Q點的作用力臂；
則可得此時抓斗的理論抓取力：
切向阻力：
抓斗的重心到Q點的水平距離為
=
取抓斗為研究對象，如圖4.3所示，并對Q點取矩，則有：
代入數(shù)值可得：
法向阻力的求解：
小臂及抓斗所受重力對C點的力矩有：
把，，的值代入上式得：
到C點的距離為：
=
=2808.89 mm
到C點的距離為：
法向阻力決定于大臂油缸閉鎖力，
取整個小臂及抓斗為研究對象，則有：
即
把以上求得的數(shù)值全部該式可求得：
N
小臂油缸作用力的求解：
向量FQ在X軸上的模量：
=
=
如圖4.2所示，取小臂（帶斗和連桿機構(gòu)）為研究對象，則有：
將已知量代入數(shù)值可得：
解得： =2.3N
而些時的小臂閉鎖力為：
，略大于說明閉鎖力中夠
橫向抓取力的求解：
橫向抓取力由回轉(zhuǎn)機構(gòu)制動器所承受，即的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩，故先要計算出制動力矩。
地面附著力矩：
=
=
在所設計的液壓抓料機中采用的是液壓制動，由經(jīng)驗公式求得回轉(zhuǎn)機構(gòu)的最制動力矩：
Q點作用力與作用力矩，，，的求解：
取連桿機構(gòu)為研究對象，如圖4.5所示，則有：
NH-搖臂 HK-連桿 G3-抓斗油缸推力 RK-連桿的作用力 RN-搖臂的作用力
圖4.5連桿機構(gòu)的計算簡圖
即
即
其中
將這些數(shù)值代入到上式中就可以得到：
解上兩式得：
如圖4.4所示，取整個抓斗為研究對象，以V點為新坐標的原點，VQ為軸，過V點與VQ垂直的直線為，建立坐標，則有：
即
代入數(shù)值得：
解得：
即
代入數(shù)值得：
解得：
即
代入數(shù)值得：
解得：
即
代入數(shù)值得：
解得：
N點的作用力與力矩，及的求解：
取曲柄和連桿為研究對象，如圖4.6所示：則有：
NH-搖臂 HK-連桿 F3-抓斗油缸推力RK-連桿沿HK方向的作用力
RNy-搖臂沒HK方向的作用力
圖4.6 曲柄和連桿的受力圖
即
代入數(shù)值得：
如圖可知：
同樣根據(jù)圖可知：
代入數(shù)值得：
F點作用力與作用力矩的求解：
以小臂為研究對家，進行受力分析計算，以F為原點，F(xiàn)N為X軸，以垂直FN的FY為Y軸進行分析：
即
即
另外
代入數(shù)值得：
同樣由圖可知：
=
=
=
=
則總力矩M：
=
=
4.2.4 小臂內(nèi)力圖的繪制
根據(jù)最大彎矩工況所求出的小臂所受到的力和力矩，可以分別繪制出在最大彎矩工況下內(nèi)力圖。對于最大彎矩工況，小臂的內(nèi)力圖包括橫向力，小臂平面內(nèi)外的彎矩和剪力；最大彎矩工況下小臂的軸向力N圖，如圖4.8（單位：N）
圖4.8 最大彎矩工況下小臂N圖
最大彎矩工況小臂的圖，如圖4.9（單位：N）
圖4.9 最大彎矩工況下小臂圖
最大彎矩工況下小臂的圖，如圖4.10（單位：）
圖4.10 最大彎矩工況下小臂的
由前面的受力分析知，在通過F點且與小臂下底板垂直的截面所受到的應力最大，是危險截面，故首先要對該截面進行計算，然后以此為基礎再求解其它尺寸。
4.2.5 小臂寬度、鋼板厚度、許用應力的選取
由經(jīng)驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，取小臂寬度
抓料機所用的鋼板的厚度在我國一般為8——15 mm，初選底板厚度
側(cè)板厚度 如圖4.13所示
如圖4.13 小臂截面
在抓料機選用的結(jié)構(gòu)鋼材一般選16Mn，其有足夠的屈服極限和良好的機械性能，其屈服極限，在小臂中安全系數(shù)，則小臂的許用應力為：
4.2.6 小臂危險截面處高度h的計算
危險截面的有效面積為：
=
= （4.1）
該截面對Z軸的慣性矩
（4.2）
=
該截面對Y軸的慣性矩：.
（4.3）
=
橫截面的總面積：
（4.4）
該橫截面受到的最大正應力：
（4.5）
該截面受到最大的彎曲正應力，。
（4.6）
（4.7）
則截面所受到軸向拉應力與彎曲應力合成后有：
（4.8）
由于剪應力的大小相對于彎矩所產(chǎn)生的彎曲正應力要上得多，為簡化計算，在計算中簡應力忽略不計，僅在校核中用，則有：
（4.9）
由式4.1、4.2、4.3、4.4、4.5、4.6、4.7、4.8、4.9可解得：
有了危險截面的結(jié)構(gòu)尺寸，再結(jié)合前面的基本心尺寸，就可以利用軟件小臂繪制出。這樣小臂的所有尺寸就已經(jīng)基本確定。
4.3抓斗基本參數(shù)的確定
4.3.1 抓斗主要參數(shù)的計算
抓斗的主要參數(shù)包括抓斗的寬度b，轉(zhuǎn)動半徑（抓爪開閉時繞抓爪銷轉(zhuǎn)動的半徑）。這兩個參數(shù)都可以用經(jīng)驗公式進行計算：
抓斗寬度的計算：
抓斗轉(zhuǎn)動半徑的計算：
4.3.2 爪形尺寸的計算
根據(jù)抓斗主要參數(shù)可進一步設計計算爪形其它的結(jié)構(gòu)尺寸，如圖5.3所示
圖5.3抓斗爪形計算尺寸
圖中三角形OGE為等腰三角形，OA段直線，AB弧為拋物線，A點到直線EB的距離為H，拋物線定點高度為L，一般取H=L，根據(jù)一般的取值范圍，斗尖角=
斗側(cè)臂角，包角。
計算的抓料機抓斗的各種參數(shù)。
4.3.3轉(zhuǎn)角范圍確定
由最大抓取高度和最大卸載高度的分析，可以得到初始轉(zhuǎn)角
代入數(shù)值得：
解得：
最大轉(zhuǎn)角，其不易太大，太大會使斗齒平均抓取力降低，初選=
4.4 小臂與抓斗部分鏈接機構(gòu)參數(shù)確定
圖4.4 抓斗連接機構(gòu)計算簡圖
-搖臂的長度，-連桿的長度；-抓斗的長度；-小臂的長度；F-小臂的下鉸點；G-抓斗油缸的下鉸點；N-搖臂與小臂的鉸接點；K-抓斗的上鉸點；Q-抓斗的下鉸點。
其中由設計經(jīng)驗可知：
則有：
和的確定
抓斗的最大抓取力阻力應該等于小臂的最大抓取力，即
粗略的計算小臂抓取平均阻力
抓取阻力所做的功：
= （5.1）
由圖5.4可知，抓斗油缸推力所做的功：
= （5.2）
由功能守恒知抓斗油缸推力所做的功應該等于抓斗抓取阻力所做的功；
（5.3）
將式5.1和式5.2代入5.3中計算可得：
則：
剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構(gòu)尺寸，其應滿足以下幾個條件：
在三角形GFN中利用余弦定律：
代入數(shù)值得：
4.5抓斗旋轉(zhuǎn)機構(gòu)參數(shù)確定
第二章以進行過說明，旋轉(zhuǎn)機構(gòu)是通過中間的旋轉(zhuǎn)器總成連接抓斗上下盤實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)器總成內(nèi)包含有液壓馬達、旋轉(zhuǎn)軸承以及回轉(zhuǎn)油閥。本設計的旋轉(zhuǎn)器總成直接從市場采購不需單獨設計。下面主要對旋轉(zhuǎn)機構(gòu)中抓斗上下盤的尺寸進行設計說明。
4.5.1旋轉(zhuǎn)器總成的選用
旋轉(zhuǎn)器總成直接從市場采購不需單獨設計，型號為SE25-50。
4.5.2抓斗上下盤尺寸確定
根據(jù)前述關(guān)于小臂與抓斗鏈接機構(gòu)、抓斗相關(guān)尺寸的計算配比得出抓斗上下盤尺寸確定如下：
圖4.5 抓斗上下盤計算簡圖
4.6抓斗翻轉(zhuǎn)油缸參數(shù)確定
4.6.1油缸缸工作壓力計算
手爪要能抓起工件必須滿足：
（4-6）
式中，-----為所需夾持力；
-----安全系數(shù)，通常取1.2~2；
-----為動載系數(shù)，主要考慮慣性力的影響可按估算，為機械手在搬運工件過程的加速度，，為重力加速度；
-----方位系數(shù)，查表選??；
-----被抓持工件的重量 3000；
帶入數(shù)據(jù)，計算得： ；
理論驅(qū)動力的計算： （4-7）
式中，----為柱塞缸所需理論驅(qū)動力；
----為夾緊力至回轉(zhuǎn)支點的垂直距離；
-----為扇形齒輪分度圓半徑；
-----為手指夾緊力；
---齒輪傳動機構(gòu)的效率，此處選為0.92；
其他同上。帶入數(shù)據(jù)，計算得
計算驅(qū)動力計算公式為：
（4-8）
式中，-----為計算驅(qū)動力；
---安全系數(shù)，此處選1.2；
---工作條件系數(shù)，此處選1.1；
其他同上。帶入數(shù)據(jù)，計算得：
而液壓缸的工作驅(qū)動力是由缸內(nèi)油壓提供的，故有
（4-9）
式中，---為柱塞缸工作油壓；
----為柱塞截面積；
經(jīng)計算，所需的油壓約為：
4.6.2 液壓缸主要參數(shù)的確定
針對本設計是一個機械手的特點考慮，機械手系統(tǒng)的剛度及其穩(wěn)定性是很重要的。因此，先從剛度角度進行液壓缸缸徑的選擇，以盡量優(yōu)先保證機械手的結(jié)構(gòu)和運動的穩(wěn)定性、安全性。至于液壓缸的工作壓力和缸的工作速度，放在液壓系統(tǒng)設計階段，通過外部的液壓回路、采用合適的調(diào)速回路和元件來實現(xiàn)。經(jīng)過仔細分析，綜合考慮各方面的因素，初步確定液壓缸的基本參數(shù)如下；
表3-2 抓斗油缸缸參數(shù)
缸內(nèi)徑
壁厚
直徑
行程
工作壓力
100
10
55
354（996～1350）
15~25
4.6.3 液壓缸強度的較核
（1）缸筒壁厚的較核
當 D/時，液壓缸壁厚的較核公式如下：
（4-10）
式中，----為缸筒內(nèi)徑；
----為缸筒試驗壓力，當缸的額定壓力時，取為；
----為缸筒材料的許用應力，，為材料抗拉強度，經(jīng)查相關(guān)資料取為650，為安全系數(shù)，此處?。?
帶入數(shù)據(jù)計算，上式成立。因此液壓缸壁厚強度滿足要求。
（2）活塞桿直徑的較核
活塞桿直徑的較核公式為
（4-11）
式中， -----為活塞桿上作用力；
-----為活塞桿材料的許用應力，此處；
帶入數(shù)據(jù)，進行計算較核得上式成立，因此活塞桿的強度能滿足工作要求。
4.7銷軸與襯套的設計
4.7.1銷軸的設計
由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應力強度作為銷軸的基本尺寸的設計，抗壓強度與抗彎強度用于校核用。
由于
則 （4.1）
在設計計算時，應以所有工況中銷軸所受到的剪應力最大值對銷軸進行設計。
在本設計中，銷軸所選用的材料為40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機械性能。銷軸設計成一端帶軸肩，另一端設計成成帶有內(nèi)螺紋盲孔，與六角法蘭式螺栓連接，由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇=160MPa。代入到式6.1中得：
小臂各銷軸的尺寸：
抓斗各銷軸的尺寸：
六角法蘭式螺栓選用由銷軸的直徑進行選擇。銷軸的設計如圖6.1所示：
圖4.10 銷軸
4.7.2 襯套的設計
為使襯套耐磨，減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金。襯套的厚度為5mm
與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配合。則各銷軸