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
L22l82l922×COSθ2×l8×l9θ2COS1（L22l82l92）2×l8×l9由上图的几何关系知
38
φ2maxθ2maxθ2mi
则斗杆的作用力臂
39
e2l9Si
∠DEF
310
显然斗杆的最大作用力臂e2maxl9，此时θ2COS1（l9l8），L2sqr（l82l92）
33铲斗的运动分析
铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、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∠HNGCOS1（l152l142L32）2×l15×l14α30∠HGNCOS1（L32l152l142）2×L3×l14
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fα32∠HNGπ∠MNG∠MGNπα22α30在三角形HNQ中
挖掘机工作装置结构设计
311
L272l132l2122×COSα23×l13×l21∠NHQCOS1（l212l142L272）2×l21×l14在三角形QHK中
312
α27∠QHKCOS1（l292l272L242）2×l29×l27在四边形KHQN中
313
∠NHK∠NHQ∠QHK
314
铲斗油缸对N点的作用力臂r1r1l13×Si
α32连杆HK对N点的作用力臂r2r2l13×Si
∠NHK而由r3l24，r4l3有3连杆机构的总传动比
315316
i（r1×r3）（r2×r4）
317
显然317式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2mi
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
φ3α7α24α26α10其中，在三角形NFQ中
318
α7∠NQFCOS1（l212l22l162）2×l21×l2
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L3mi
时，可分别求得铲斗的最大和最小转角θ3max
和θ3mi
，于是得铲斗的瞬间转角φ3θ3θ3mi

320
铲斗的摆角范围φ3θ3maxθ3mi

321
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f挖掘机工作装置结构设计
（3）斗齿尖运动分析
图33铲斗连杆机构传动比计算简图
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f挖掘机工作装置结构设计
见图34所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1、L2、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∠CFQπα3α4α6θ2
322
在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有：
l82l62l122×COS∠DCF×l1×l6
323
l62l82l122×COSα3×l1×l8α3r