ZL50型裝載機的工作裝置設計第一章1.1 zl50裝載機的概述裝載機主要用來鏟、裝、卸、運土和石料一類散狀物料，也可以對巖石、硬土進行輕度鏟掘作業。如果換不同的工作裝置，還可以完成推土、起重、裝卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，瀝青和水泥混凝土料場的集料、裝料等作業。由于它具有作業速度快，機動性好，操作輕便等優點，因而發展很快，成為土石方施工中的主要機械。它的用途十分廣泛，不僅對散狀物料可以進行鏟裝、搬運、卸載及平整作業，也可以進行輕度掘進工作，而且若換裝相應的工作裝置，還可以進行推土、起重、裝卸木料及鋼管等作用，因此，它廣泛應用到建筑、鐵路、公路、水電、港口、礦山、農田基本建設及國防等工程中，對于減輕勞動強度，加快工程建設速度，提高工程質量起著重要的作用。ZL50為輪式裝載機額定載重量為50KN。ZL50系列輪式裝載機是一種高效率的工程機械，具有結構先進，性能可靠，機動性強，操縱方便等優點。廣泛應用于礦山，建筑工地，道路修建，水利工程，港口，貨場，電站以及其他工業部門，進行裝載，推土，鏟挖，起重，牽引等多種作業。對加快工程建設速度減輕勞動強度提高工程質量降低工程成本都發揮著重要作用，因此近幾年來無論在國內還是國外裝載機品種和產量都得到迅速發展，成為工程機械的主導產品之一。1.2 裝載機工作裝置設計要求裝載機的鏟掘和裝卸物料作業是通過工作裝置的運動實現的。裝載機的工作裝置由鏟斗、動臂、搖臂、連桿及轉斗油缸和動臂油缸等組成。鏟斗與動臂通過連桿或托架與轉斗油缸鉸接，用于裝卸物料；動臂、車架與動臂油缸鉸接，用于升降鏟斗；鏟斗的翻轉和動臂的升降采用液壓操縱。基本設計要求：設計時要求由鏟斗、搖臂、連桿、轉斗油缸、動臂、動臂油缸及車架互相鉸接所構成的連桿機構，應保證在裝載機作業時滿足以下幾點。(1)：鏟斗的平移能力，及當轉斗油缸閉鎖，動臂在動臂在動臂油缸的作用下提升，連桿機構能使鏟斗保持平移或使斗底平面與水平面夾角的變化控制在允許的范圍，以免裝滿物料的鏟斗由于傾斜而抖落物料。(2)：一定大小的卸載角，及當動臂處于任何作業位置時，在轉斗油缸的作用下通過連桿機構使鏟斗繞絞點轉動，并且卸載角不小于45度(3)：鏟斗的自動放平能力，即在動臂下降時，鏟斗能自動方平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高生產率裝載機工作裝置的設計內容包括：根據作業對象和工作條件確定工作裝置的結構類型；完成鏟斗、動臂及連桿機構的結構設計，并進行強度計算與校核；完成工作裝置液壓系統的設計。通過對輪式裝載機的工作裝置進行優化設計，其科技成果在滿足設計任務的同時，應做到產品設計的數字化、智能化、模塊化和注重綠色設計。按照設計要求進行加工制造、使用保護、維修的同時，設計目標預期應達到：（1）具有較強的作業能力，鏟斗插入料堆的阻力要小；（2）在料堆中鏟掘的能力大、能耗小；（3）工作機構的各桿件受力狀態良好，強度壽命合理；（4）結構和工作尺寸適應生產條件需要，效率高；（5）結構簡單緊湊，制造和維修容易，操作使用方便。尺寸設計要求: 試設計ZL50型裝載機反轉連桿機構工作裝置。已知該工作裝置的鏟斗容量Vp=3 m3，卸載高度H=2.85m，鏟斗寬度B=2.94m，上下搖臂為曲線型，動臂按曲線型結構考慮，其轉角=90。g=1.5，z=1.2，k=0.14，b=0.4，=50，1=8。1.3 裝載機的主要技術性能參數標志裝載機的主要技術性能參數有鏟斗容量、額定載重量、發動機額定功率、整機質量、最大行駛速度、最小轉彎半徑、最大牽引力、最大掘起力、最大卸載高度、卸載距離、工作裝置動作三項和等。ZL50型的參數如下：鏟斗容量： 一般指鏟斗的額定容量，為鏟斗平裝容量與堆尖部分體積之和，3 m3 。額定荷重：指在保證裝載機穩定工作的前提下，鏟斗的最大荷重，50KN。發動機額定功率：發動機額定功率又稱發動機標定功率或總功率，是表明裝載機作業能力的一項重要參數。發動機功率分為有效功率和總功率，有效功率是指在29C 和746mmHg（1mmHg=133.322Pa）壓力情況下，在發動機飛輪上實有的功率（也稱飛輪功率）。國產裝載機上所標有的功率一般指總功率，即包括發動機有效功率和風扇、燃油泵、潤滑油泵、濾清器等輔助設備所消耗的功率。164kw。整機質量（工作質量）：指裝載機設備應有的工作裝置和隨機工具，加足燃油，潤滑系統、液壓系統和冷卻系統都加足液體，并且帶有規定形式和尺寸的空載鏟斗和司機標定質量（75kg3kg）時的主機質量。它關系到裝載機使用的經濟性、可靠性和附著性能，170 kn 。最大行駛速度：指鏟斗空載，裝載機行駛于堅硬的地面上，前進和后退各檔能達到最大速度，它影響裝載機的生產率和安排施工方案，(010) km/h 。最小轉彎半徑：指自輪胎中心或后輪外側或鏟斗外側所構成的弧線至回轉中心的距離，6680 mm 。最大牽引力：指裝載機驅動輪緣上所產生的推動車輪前進的作用力。裝載機的附著質量越大，則可能產生的最大牽引力越大，140 kN 。最大卸載高度：指動壁處于最高位置，鏟斗傾角為45時，從地面到斗刃最低點之間的垂直距離，2850 mm 。卸載距離：一般指在最大卸載高度時，從裝載機本體最前面一點（包括輪胎或車架）到斗刃之間的水平距離，1430 mm 。工作裝置動作三項:指鏟斗提升、下降、卸載三項時間的總和，單位為 s 。第二章、鏟斗的設計 鏟斗是工作裝置的重要部件，裝載機工作時用它直接鏟掘、裝載、運輸和傾卸物料。鏟斗直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時，它被推壓插入料堆鏟取物料，工作條件惡劣，要承受很大的沖擊力和劇烈的磨損，因此鏟斗設計質量對裝載機的作業能力有較大的影響。為了保證鏟斗的設計質量，首先應當合理的確定鏟斗的結構及幾何尺寸，以降低鏟斗插入物料的阻力。其次要保證鏟斗有足夠的強度、剛度、耐磨性，使之具有合理的使用壽命。2.1 鏟斗的設計要求 (1)：插入及掘進阻力小，效率高 (2)：具有足夠的強度、剛性和耐磨性 (3)：適應鏟裝不同種類和重要的物料，備有不同結構的形式和斗容的鏟斗 (4)：鏟斗的裝滿性好2.2 鏟斗的結構形式 根據裝載物料不同，切削刃有直線型和非直線型。前者形式簡單，有利于鏟平地面，但鏟裝阻力較大。后者又有V形和弧形等，由于這種刃中間突出，鏟斗插入料堆時可使插入力集中作用在斗刃的中間部分，所以插入阻力較小，容易插入料堆，并有利于減少偏載插入，但鏟斗裝滿系數要比前者小鏟斗斗刃上可以有斗齒，也可以沒有斗齒。若斗刃上裝有斗齒時，斗齒將先于切削刃插入料堆，由于它比壓大，所以比不帶齒的切削刃易于插入料堆，插入阻力能減小20%左右，特別是對料堆比較密實、大塊較多的情況，效果尤為顯著，因此礦用裝載機一般都是帶斗齒。斗齒結構分為整體式和分體式兩種，一般斗齒是用高錳鋼制成的整體式，用螺栓固定在鏟斗斗刃上，中小型裝載機多采用這種形式。為便于斗齒磨損后更換和節約斗齒金屬，也有使用雙段斗齒的，如圖3-1所示。 圖3-1 雙段斗齒 1齒尖； 2齒坐； 3鋼銷這種斗齒的齒尖與齒坐的配合面為錐面，兩者配合情況良好。裝配時，先置入有彈性的金屬橡皮，然后再從上邊或從下邊往方形銷孔中打入鋼銷3即可。由于拆卸方便，齒尖一邊磨損后可以翻轉再使用，從而延長使用壽命。大型裝載機由于作業條件差、斗齒磨損嚴重，故常采用這種分體式斗齒。斗齒的形狀和間距對切削阻力是有影響的。一般中型裝載機鏟斗的斗齒間距為250300mm左右，太大時由于切削刃將直接參與插入工作，使阻力增大，太小時，齒間易于卡住石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比段而寬的齒插入阻力小，但太窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500600kg為宜。2.3 鏟斗的基本參數的確定該工作裝置的鏟斗容量Vp=3 m3，卸載高度H=2.85m，鏟斗寬度B=2.94m，上下搖臂為曲線型，動臂按曲線型結構考慮，其轉角=90。g=1.5，z=1.2，k=0.14，b=0.4，=50，1=8。（1）鏟斗的寬度B: 鏟斗的寬度應大于裝載機兩前輪外側間的寬度，每側要寬出50100mm。否則，產狀物料或者分層鏟取土時，所形成的階梯地面不僅會損傷輪胎的側面，而且還會引起輪胎的打滑影響牽引力的發揮。（2）鏟斗回轉半徑R0鏟斗的回轉半徑是指鏟斗與動臂轉鉸的中心B 與切削刃之間的距離。由于鏟斗的回轉半徑不僅影響鏟起力的大小，而且與裝載機的卸載高度和卸載距離等總體參數有關，所以鏟斗的其他參數都是根據它來確定。鏟斗的回轉半徑 R0 按以下公式計算： 式中： Vp 幾何斗容量容，取3m；B 0 鏟斗內側寬度，取2890m；lg 鏟斗斗底長度系數，1.5；l z后壁長度系數，1.2；l k擋板高度系數，0.14；lr 圓弧半徑系數，0.4；g0 張開角，取50；g1 擋板與后壁間的夾角，取8。根據以上參數得到：R0=1307.73(3) 鏟斗的斷面參數斗底長度Lg：是指由鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離：后斗臂長度lz：指出后斗壁上緣到與斗底相交點的距離擋板高度lk：斗上緣到斗底圓弧與后壁相切點的距離：圓弧半徑R1：鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度:鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角。在選擇時，應保證側壁切削刃與擋板的夾角為。因此取0=550，切削角0=350。(4) 斗容的計算 1：幾何斗容（平裝斗容）無擋板的面積：式中：由鏟斗的幾何劃分可得974983.43有擋板的面積：式中：為有擋板的面積a擋板到刮平線的高度，可近似為擋板的高度a=183.08mmb為鏟斗刀刃與擋板最上部之間的距離b=1485.44mm其中a、b、由下圖的幾何關系和角度關系可確定A=S1+S2+S3+S4+S5 式中 S1扇形AGF 的面積,單位m2； S2直角三角形GFN，單位m2； S3直角三角形GAC，單位m2；S4三角形CGN，單位m2； S5直角三角形CND，單位m2可知=974983.43，=1109923.462: 額定斗容（堆裝斗容）無擋板鏟斗的斗容式中：b為鏟斗刀刃與斗背最上部之間的距離；為物料按2：1的坡度堆裝的體積有擋板鏟斗的額定斗容式中：c為物料堆積的高度；為物料按2：1的坡度堆積的體積。其中第三章. 工作裝置的結構設計根據裝載機用途、作業條件及技術經濟指標等擬定購設計任務書的要求，選定了工作裝置的結構形式后，便可進行工作裝置的結構設計。額 定 斗 容： 3 m3額 定 載 重 量： 50 KN 整 機 質 量： 17 t 輪 距： 2200 mm 軸 距： 2760 mm 輪 胎 規 格： 23.525 最大 卸載 高度： 2850 mm 最小 卸載 距離： 1430 mm 工作裝置敗結構設計包括： 1)確定動臂長度、形狀及與車架的鉸接位置。 2)確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程。 3)連桿機構(由動臂、鏟斗、轉斗油缸、搖臂連桿或托架等組成)的設計。工作裝置的結構設計應滿足以下要求： 1)保證滿足設計任務書中所規定的使用性能及技術經濟指標的要求，如最大卸載高度、最大卸載距離、在任何位置都能卸凈物料并考慮可換工作裝置等。 2)保證作業時與其它構件無運動干涉。 3)保證駕駛員有良好的勞動條件，如工作安全、視野開闊、操作簡便等。工作裝置的結構設計是一個比較復雜的問題，因為組成工作裝置的各構件的尺寸及位置的相互影響，可變性很大。對于選定的結構形式，在滿足上述要求下，可以有各種各樣的構件尺寸及鉸接點位置。因此，只有在綜合考慮各種因素的前提下，對工作裝置進行運動學和動力學分析，通過多方案比較，才能最后選出最佳構件尺寸及鉸接點位置，使所設計的工作裝置不僅滿足使用要求，況且具有較高的技術經濟指標。3.1工作裝置連桿機構的結構形式與特點由裝載機工作裝置的自由度分析可知，工作裝置的連桿機構均為封閉運動鏈的單自由度的平面低副運動機構，其桿件數目應為4、6、8、10、等。對裝載機工作裝置而言，盡管桿件數目越多越能實現復雜的運動，但同時鉸接點的數目也隨之增加，結構越復雜，就越難在動臂上進行布置。因此，實際上裝載機工作裝置的連桿機構多為八桿以下機構。這樣，按組成工作裝置連桿機構構件數不同，裝載機工作裝置可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿機構；按輸入與輸出桿轉向不同，又可分為正轉和反轉機構。正轉機構是指輸入與輸出桿的轉向相同；反轉機構是指輸入與輸出桿的轉向相反。綜合國內外裝載機工作裝置可知，其連桿機構典型結構主要有下列幾種。1、 正轉八桿機構 機構在轉斗缸大腔進油時轉斗鏟取，所以鏟取力較大；各構件設計合理時，鏟斗能獲得較好的舉升平動性能；連桿機構的傳動比較大，鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈，速度快；因傳動比大，還可以適當減小連桿機構的尺寸，因而可以改善司機的視野。機構結構較復雜，鏟斗自動放平性較差。組成一個自由度的平面八桿機構共有16種基本結構形式。由于連桿機構要布置在動臂上，所以有可能作為裝載機工作裝置的僅有兩種方案：其一，是由2個四鉸構件和6個兩鉸構件組成（a）；其二，是由1個四鉸構件、2個三鉸構件和5個兩鉸構件組成（f）。可見，八桿機構的結構形式很多，需進行選擇使用。目前，裝載機工作裝置八桿機構有以下兩種結構形式：由b組成的工作裝置如圖a、b所示。由e組成的工作裝置如圖c所示。 八桿機構的構成方案 八桿機構工作裝置的結構形式2、 六桿機構 六桿機構工作裝置是目前裝載機上使用最為普及的一種結構形式。對于單自由度的六桿機構，只能有兩個三鉸構件和4個兩鉸構件組成，其傳遞方案如圖所示。其中，圖b 所示方案目前在裝載機上尚未采用；圖a 所示方案形成的工作裝置，是以三鉸構件1為動臂、構件2為鏟斗、構件4為搖臂、構件6為機架。 六桿機構的構成方案根據轉斗油缸布置位置的不同，可以作為裝載機工作裝置的六桿機構，常見的有以下幾種結構形式：1） 轉斗缸前置式正轉六桿機構（圖a） 以圖的構件3為轉斗缸，其優點是轉斗缸直接與搖臂相連接，易于設計成兩個平行的四連桿機構，鏟斗平移性較好；同八桿機構相比，結構簡單，司機視野較好。缺點是轉斗時油缸小腔進油，鏟掘力相對較小；連桿機構傳力比小，使得轉斗缸活塞行程較大，轉斗缸加長，卸載程度不如八桿機構；由于轉斗缸前置，使得工作裝置的整體重心外移，增大了工作裝置的前懸量，影響整機的穩定性和行駛時的平穩性；鏟斗不易實現自動放平。 六桿機構工作裝置的結構形式2） 轉斗缸后置式正轉六桿機構（b） 以圖a 的構件5為轉斗缸，并布置在動臂的上方。與轉斗缸前置式相比，機構前懸較小，傳動比較大，活塞行程較短；有可能將動臂、轉斗缸、搖臂和連桿機構的中心線設計在同一平面內，從而簡化了結構，改善了動臂和鉸銷的受力狀態。缺點是：轉斗缸與車架的鉸接點位置較高，影響了司機的視野，其他同前置式。3） 轉斗缸后置式正轉六桿機構（圖c） 仍以構件5為轉斗缸，但將其布置在動臂下方。在鏟掘收斗作業時，以油缸大腔工作，故能產生較大的掘起力。但組成工作裝置的各構件不易布置在同一平面內，構件受力狀態較差。4） 轉斗缸后置式反轉六桿機構（圖d） 以圖a 的構件5為轉斗缸，將其布置在動臂上面，轉斗缸小腔作用時進行鏟掘。這種機構又稱為“Z”形連桿機構（Z-bar Linkage）。該機構具有以下優點：一是，鏟斗插入時轉斗缸大腔進油，并且連桿機構的傳力比可以設計成較大值，故可獲得較大的掘起力；二是，合理設計連桿機構各構件的尺寸，不僅可以得到良好的鏟斗平移性能，而且可以實現鏟斗的自動放平；三是，結構十分緊湊，前懸小，司機視野好。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗和前橋之間的狹窄部位，各構件間易于發生干涉。5） 轉斗缸后置式反轉六桿機構（圖e） 以圖a 的構件3為轉斗缸，布置在靠近鏟斗處，鏟掘時靠小腔作用。現在這種機構很少用。3、正轉四桿機構（圖a） 該機構結構最為簡單，易于設計成鏟斗舉升平動；前懸較小。缺點是鏟掘轉斗時油缸小腔作用，輸出力較小；連桿機構的傳力比難以設計成較大值，所以鏟掘力相對較小；轉斗缸行程較大，油缸結構較長；鏟斗卸載時，活塞桿易與鏟斗底部相碰，減小了卸載角；機構不易實現鏟斗自動放平。4、 正轉五桿機構（圖b） 該機構是在正轉四桿機構的基礎上，在活塞桿和鏟斗之間增加一根短連桿演變而成的，從而克服了正轉四桿機構卸載時活塞桿易與斗底相碰的不足。當鏟斗端平時，短連桿與活塞桿靠油缸拉力和鏟斗重力拉成一直線，合為一桿；而當鏟斗卸料時，短連桿能相對活塞桿轉動，從而避免了活塞桿與斗底相碰。a）正轉四桿機構 b）正轉五桿機構本工作裝置選取的是：轉斗油缸后置式反轉六桿機構，這種機構有兩大優點： 1.轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統的倍力系數能設計成較大值。所以可以獲得相當大的鏟取力； 2.恰當地選擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現鏟斗自動放平。 此外，結構十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構的突出優點。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發生構件相互干擾。3.2反轉六連桿機構反轉六桿工作機構由轉斗機構和動臂舉升機構組成轉斗油缸FG、搖臂DEF、連桿CD、鏟斗BC、動臂 BEA 、機架AG六個構件組成，由于AG和BC轉向相反，所以此機構稱為反轉六桿機構，當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞 G 點做定軸運動；當轉斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將做復合運動，即一邊隨動臂對 A 進行牽引運動，同時有相對動臂繞 G 點作相對運動。 反轉六桿機構簡圖反轉六連桿的運動分析：若把油缸分解成兩個活動構件和一個移動副，則反轉六桿機構放入活動構件數為 n=8，運動低副數 PL=11,應用計算機構自由度公式 F=3n-2PL ，可得其自由度為 2。因為油缸均為運動件，所以整個機構有確定的運動。尺寸參數設計的圖解法： 圖解法是在初步確定了最大卸載高度、最小卸載距離、卸載角、輪胎尺寸和鏟斗幾個尺寸等整機參數后進行的，它通過坐標圖上確定工況二時工作機構的9個鉸接點的位置來實現。1：動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A的確定首先建立坐標系畫鏟斗圖如:把已經設計好的鏟斗橫截面外輪廓圖按比例畫入坐標系里，斗尖對原點，斗臂與x軸成5度，插入物料里，即工況一；確定動臂與鏟斗的鉸接點G:G點離x坐標值越小，轉斗掘進力就越大，但他受到斗底和最小離地距離高度的限制，不能隨意減小，而y的坐標值增大時，斗在料堆中鏟取面積增大，裝的物料就多了，這樣就縮小G點與鏟斗鉸接點f的距離，使掘進力下降。綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據坐標上工況一時的鏟斗實際狀況保證G點y軸坐標值yg=250300mm和x軸坐標值x值盡可能小而且不與斗底接觸干涉前提下G的坐標為（1287.2，0）確定動臂與機架的鉸接點A:以G鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為之為工況二。把輪胎畫到外輪廓坐標上，做圖時間隙盡可能小，目的是機構緊湊、前懸小但一般不小于50mm；輪胎中心z的y坐標的值應該等于輪胎的工作半徑。式中，為Z點的y的坐標值；為輪輞的直徑；為輪胎的寬度；為輪胎斷面高度和寬度的比，一般為1；為輪胎變形系數(0.10.16)。 根據給定的最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出卸載的位置，即工況四，并令此時斗尖和G點 連接倆個G點并作垂直平分線，A在倆點連線上。A點在垂直平分線上的點盡量第一點，以提高穩定性，改善視線，一般A點在輪的右上方，到z中心點的水平距離是前輪軸距的，得1000，即A到中心為1000mm。 B點位置是一個十分關鍵的參數。它對連桿機構的傳動比、倍力系數、連桿機構的布置以及轉斗油缸的長度等都有很大影響。如圖47所示，根據分析和經驗，一般取B點在AG連線上方，其在AG連線上的投影點距A點45%處。相對前輪胎，G點在其外廓的左上部。2 連桿與鏟斗和搖臂的倆個鉸接點F、E的確定因為G、B兩點已被確定，所以再確定F和E點實際上是為了是終確定與鏟斗相聯的四桿機構GFEB的尺寸。 確定B 、E兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，如必須保證鏟斗在各工況時的轉角，又要注意動力學要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的鏟取力，同時，還要防止前述各機構運動被破壞的現象。為此，建議按下述方法進行設計：按單搖桿條件設計六桿機構，連桿與鏟斗鉸點F的位置影響連桿的受力和轉斗油缸的行程，選擇時主要考慮當鏟斗處于地面挖掘位置情況下，轉斗油缸作用在連桿EF的有效分力較大，以發揮比較大的掘起力。通常GF與鏟斗回轉半徑之間的夾角=100o120o,取=113;GF=（0.130.14）l,GF=0.142913=410.（見圖33）。搖臂和連桿要傳遞比較大的插入和轉斗阻力，因此在設計時不僅考慮運動關系，而且還應考慮它們的強度和剛度。搖臂是形狀以及長短臂的比例關系及鉸點E的位置的確定，主要考慮連桿的受力情況及它們在空間布置的方便和可能性，同時轉斗油缸的行程及連桿的長度也不要過大。搖臂可做成直的也可做成彎曲的形狀。彎曲搖臂的夾角一般不大于30o，否則使構件受力不良。搖臂與動臂的鉸點E布置在動臂兩鉸點的連線AB的中部偏上為m處。設計時初步取m=(0.110.18)lE，m=0.152913=440.lB=(0.450.50)lE，CB=（0.220.24）lD，CB=0.232913=670。BE=（0.290.32）lE , BE=0.322913=874。完成上述構件尺寸選擇后，就可用下述作圖方法來確定連桿EF的長度、轉斗油缸與車架的鉸點D及行程。根據已經選定的工作裝置連桿機構的尺寸參數，畫出動臂和鏟斗在地面時鏟斗后傾的位置及搖臂和動臂的鉸點B；將動臂由最低到最高位置時的轉角分成若干等分，提升動臂到不同的角度，并保持后傾鏟斗的平移性，依次畫出GF的相應位置：、，并使它們互相平行；然后畫出鏟斗在最大卸載高度時的卸載位置（取卸載角），在這里=50取得。假設鏟斗在最大卸載高度卸載時搖臂和連桿EF處在極端位置，即鉸接點F、E、B位于同一條直線上，則連桿EF的最小長度 b=。根據搖臂的結構尺寸和鏟斗在任意位置能卸凈物料這一條件，作出鏟斗在不同卸載位置時所對應的搖臂與轉斗油缸活塞桿鉸接點位置，連接各點得一曲線，過點作此曲線的內包圓弧，則圓弧的圓心D即為與車架的交接點，圓弧的半徑D既為轉斗油缸的最小安裝尺寸。 根據提升動臂過程中鏟斗保持平移的特性畫出相應的搖臂與轉斗油的鉸接點位置得一曲線，以鉸接點D為圓心，過點做此曲線的外包圓弧，圓弧N的半徑D，即為轉斗油缸的最大安裝距離，轉斗油缸的行程，按下式計算： （33）當連桿機構和鉸接點位置確定以后，根據上述作圖法所確定的轉斗油缸與車架鉸接點D及轉斗油缸的行程，一般當轉斗油缸閉鎖的情況下提升動臂的過程中，鏟斗在任何位置時的后傾角都不在地面時后傾角大，在動臂提升范圍內后傾角通常允許相差15o。鏟斗卸載角通常隨卸載高度的降低而稍有減小，若鏟斗的卸載角小于45o時，可減小BC或的長度來滿足對卸載角的要求。要實現動臂提升到最大卸載位置卸載后，動臂下放到地面時鏟斗即自動放平，只要湊成連桿機構使鏟斗由最高位置到地面過程中，上翻角即可.舉升油缸與動臂和機架的鉸接點H及M點的確定動臂舉升油缸的布置應本著舉臂時工作力矩大、油缸穩定性好、構件互不干擾、整機穩定性好等原則來確定。綜合考慮這些因素，一般舉升油缸都布置在前橋與前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。如圖3-4所示，一般H點選定在AG聯線附近或上方，并取。AH不可能取得太大，它還受到油缸行程的限制。考慮到聯合鏟裝(邊抓入邊舉臂)工況的需要，在滿足M點最小離地高度要求的前提下，令工況時HM近似于水平，一般取HM與水平線成10o15o夾角。這是機械優化設計的結果。M點往前橋方向靠是比較有利的。這樣做，可使動臂油缸在動臂整個舉升過程中，舉升工作力臂大小的變化較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升到最高位置時的舉升力不足，因為此時工作力臂往往較小或最小。但是，采用底部鉸接式油缸時，要使M點前移是比較困難的，它受前橋限制，支座布置也較麻煩，如圖所示，為克服M點前移的困難，可采取M點上移(即加大)和H點向B點方向前移的辦法，使舉升動臂油缸幾乎呈水平狀態，計算證明，這樣布置也能得到較好的舉升特性。3.3動臂的形狀與結構 動臂形狀一般可以分為直線形和曲線形兩種。直線形動臂結構簡單，制造容易，并且受力情況較好，通常正轉式連桿工作裝置采用較多；曲線形動臂，一般反轉式連桿采用較多，這種結構形式的動臂可以使工作裝置的布置更為合理。動臂的斷面結構形式有單板、雙板和箱型三種。單板動臂結構簡單、工藝性好、但其強度和剛度較低，小型裝載機采用較多，大、中型裝載機對動臂的強度和剛度要求較高，則多采用雙板或箱型斷面的, 動臂。為了減輕工作裝置的重量，動臂的斷面尺寸一般按等強度來設計。 3.4結構的模型設計通過以上的設計，確定了各個鉸接點的位置，同時設計好了的外形前提下，在ProE軟件畫圖為基礎:第四章、工作裝置的強度計算工作裝置的強度計算包括：（1）確定計算位置；（2）選取工作裝置受力最大的典型工況，確定外載荷；（3）對工作裝置進行受力分析；4.1 計算位置 分析裝載機插入料堆、鏟起、提升、卸載等作業過程可知，裝載機在鏟掘物料時，工作裝置的受力最大，所以取鏟斗斗底與地面的前傾角為5度時的鏟取位置作為計算位置，且假定外裁荷作用在鏟斗的切削刃上。由于物料種類和作業條件的不同，裝載機實際作業時不可能使鏟斗切削刃均勻受載，但可簡化為兩種極端情況：認為載荷沿切削刃均勻分布，并以作用在鏟斗切削刃中部的集中載荷來代替其均布載荷，稱為對稱受載情況；由于鏟斗偏鏟、料堆密實程度不均，使載荷偏于鏟斗一例。形成偏載情況時，通常是將其簡化后的集中栽荷加在鏟斗側邊第一斗齒上。裝載機在鏟掘作業過程中，通常有以下三種受力工況：鏟斗水平插入料堆，工作裝置油缸閉鎖，此時可認為鏟斗斗刃只受水平插入阻力的作用。鏟斗水平插入料堆，翻轉鏟斗或舉升動臂鏟取物料時，認為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。鏟斗邊插入邊收斗或邊插入邊舉臂進行鏟掘時，認為鏟斗斗齒受水平插入阻力與垂直掘起阻力的同時作用。如果將對稱載荷和偏載情況分別與上述三種典型受力工況相組合，就可得到鏟斗六種典型的受力作用工況1. 對稱水平力的作用工況(圖42a)水平力(即插入阻力PC)的大小由裝載機的牽引力決定，其水平力的最大值為： (41)此處根據已知取 （42）裝載機空載時的最大牽引力， 插入力。2. 對稱垂直力的作用工況(圖42b)垂直力(即鏟起阻力)的大小受裝載機縱向穩定條件的限制(圖321)，其最大值為 （4-3）式中 W裝載機滿載時的自重； 裝載機重心到前輪與地面接觸點的距離；在此處取軸距的四分之一靠前。 （44） 式中L 軸距。 W整車重量。 W1滿載時前橋負荷，取整機重量的75。3對稱水平力與垂直力同時作用的工況(圖42g)此時垂直力由式(43)給出，水平力取發動機扣除工作油泵功率后，裝載機所能發揮的牽引力。4受水平偏載的作用工況(圖42d)5受垂直偏載的作用工況(圖42e)垂直力之大小與工況(b)相同。6受水平偏載與垂直偏載同時作用的工況(圖42f)水平力與垂直力的大小與工況(c)相同。4.3 工作裝置的受力分析在確定了計算位置及外載荷的大小后，便可進行工作裝置的受力分橋。由于工作裝置是一個受力較復雜的空間超靜定系統，為簡化計算，通常要作如下假設：1) 在對稱受載工況中(圖42 a、b、c)，由于工作裝置是個對稱結構，故兩動臂受的載荷相等。同時略去鏟斗及支承橫梁對動臂受力與變形的影響，則可取工作裝置結構的一例進行受力分析，如圖(323a)所示，其上作用的載荷取相應工況外載荷之半進行計算，即： （45）在偏載工況中(圖322d、e、f)，近似地用求簡支粱支反力的方法，求出分配于左右動臂平面內的等效力 (圖43b)： （4-6）由于，所以取進行計算。(圖43b)中 (47) 2）計算鏟斗重量GD。鏟斗的重量由兩部分組成，一部分是圍成鏟斗的板的重量G1，另一部分是筋板、吊耳等附屬裝置的重量G，估算G的值為10G1，則 (48) 又 (49) 式中S1鏟斗側壁的面積， t鏟斗壁厚， S2斗底和后斗壁的面積， SK檔板面積， 鋼板的密度（取=7850kg/m3）， g重力加速度（取g=10N/Kg），由前述可得 S1=0.975m2 t=0.025m S2=6.894 m2 SK=0.538 m2 代入各項數據可得： 3)認為動臂軸線與連桿搖臂軸線處于同一平面，則所有的作用力都通過構件(除鏟斗外)斷面的彎曲中心，即略去了由于安裝鉸座而產生的附加的扭轉，從而可以用軸線、折線或曲線來代替實際構件。 通過上面的分析與假設，就能將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為平面問題進行受力分析。工作裝置的受力分橋，就是根據上述各種工況下作用在鏟斗的外力，用解析法或圖解法求出對應工況下工作裝置各構件的內力。下面以工況(c)為例進行受力分析，其他工況與此類同。(a)水平偏載（Pxa=464.6KN,PZa=0） 如圖44a所示，取鏟斗為脫離體，根據平衡原理，分析鏟斗的受力：由 （410） （411） 由 （412） 所以 （413） 由 (414) 則 （415） 如圖324b所示，取連桿為脫離體，根據平衡原理，作用于連桿兩端的力大小相等，方向相反，即： （416）由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。如圖44c所示，取搖臂為脫離體，根據平衡原理，分橋搖臂的受力； 由 （417） (418)由 （419）由 （420）如圖324d所示，取動臂為脫離體，根據平衡原理，分析動臂的受力： 由 （421）由 （422）由 （423）b）垂直偏載（Pxa=0,Pza=167.9KN）與求水平偏載一樣，如圖44a所示，取鏟斗為脫離體，根據平衡原理，分析鏟斗的受力：由 （424） （425）由 （426）所以 （427）由 （428）則 （429） 如圖324b所示，取連桿為脫離體，根據平衡原理，作用于連桿兩端的力大小相等，方向相反，即： （430）由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。如圖44c所示，取搖臂為脫離體，根據平衡原理，分橋搖臂的受力； 由 （430） (431)由 （432）由 （433）如圖324d所示，取動臂為脫離體，根據平衡原理，分析動臂的受力： 由 （434）由 （435） 由 （436）比較兩種工況可知第5種典型工況受力比較大，故取第5種工況為例進行強度計算。4.4 工作裝置的強度校核根據計算工況及其受力分析，即可按強度理論對工作裝置主要構件進行強度校核。4.4.1動臂動臂可看成是支承在前車架A點和動臂油缸上鉸點H點的雙支點懸臂梁(圖45)，為簡化計算，將動臂主軸線分為BI、IJ、JA等折線，分別求各段內的內力Q、N、M的值。動臂的危險斷面一般在H點附近，在此斷面上作用有彎曲應力和正應力： (MPa) （437）式中 M計算斷面上的彎矩（）； N計算斷面上的軸向力(N)； W計算斷面的抗彎斷面系數(m3) F計算斷面的截面積(m2)。 （MPa） （438）式中 Q計算斷面的剪力(N)； SZmax計算斷面中性軸Z處的靜矩（m3）； JZ計算斷面時對中性軸Z的慣性矩（m4）； b計算斷面的寬度（m）。因為動臂計算斷面多為矩形，則 （MPa） （439）圖45 動臂強度校核圖強度計算中許用應力按下式選取 （440）式中 s材料的屈服極限，國內裝載機工作裝置的動臂以及搖臂多采用16Mn鋼，其s=360MPa； n安全系數，設計手冊中規定n1.11.5，考慮工程機械工作繁重，作業條件惡劣及計算上的失誤，一般取n1.5，此處取n=1.8。則 MPa BI段：彎矩 (441)軸向力 (442)剪力 (443)參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm，寬h=200mm則m3 (444)F=bh=0.06x0.2=12x10-3m2 (445)將式(441)(442) (443) (444)及(445)代入式（437）和(439)得： IJ段：彎矩 (446)軸向力 (447)剪力 (448)參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm，寬h=450mm則m3 (449)F=bh=0.06x0.45=27x10-3m2 (450)將式(446)(447) (448) (449)及(450)代入式（437）和(439)得： 4.4.2 鉸銷裝載機工作裝置鉸銷的一般結構形式及受力情況，如圖46所示。目前國內外一些工程機械工作裝置上采用密封式鉸銷。所謂密封式鉸銷，就是鉸銷軸套的端部加一個密封圈，密封圈可以防止潤滑劑泄露及塵土進入，因此可延長軸銷和軸套銷的使用壽命及減少定期潤滑的次數，使日常維修工作所消耗的時間及費用減少。工作裝置各鉸銷的強度計算都采用下面的計算公式：銷軸的彎曲應力： （451）銷軸的彎曲應力； 計算載荷，為鉸點所受載荷之半；銷軸彎曲強度計算的計算長度， ，式中L1、a、d的意義如圖46所示； （452） W銷軸的抗彎斷面系數， 。銷軸支座的擠壓應力： （4-53）銷軸套的擠壓應力： （454）式中軸套的支承長度。鉸銷材料選用40Cr,其S=800MPa,則 MPa現將各個鉸銷的參數列于下表：表41 鉸銷各參數及應力計算值4.4.3 連桿裝載機在作業過程中，連桿有時受拉，有時受壓，需要同時進行強度計算及壓桿穩定驗算。其計算根據工程力學中所講的方法進行。連桿的強度校核： （455）式中F軸向力 A連桿截面積連桿材料選用16Mn鋼，其屈服極限s=350MPa，即= s/n=360/1.8=200MPa作用在連桿上的作用力由圖324b中有：則 m2取連桿截面為圓形截面，直徑D=80mm，則 壓桿穩定校核：連桿的材料取16Mn鋼，查表可得：E=210MPa,s=350MPa,p=280MPa,a=461MPa,b=2.568MPa則 （456）將連桿簡化成一端鉸支一端固定的梁，即=0.7，則 （457） （458） 因為1,所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。由經驗公式知 （459） 因為2,所以cr=s=350MPa Fcr=Acr=1758KN （460）由于鏟斗額定載荷為50KN，斗重為7.487KN，所以連桿壓力為：Fmax=(50+7.487)cos7o=57KN （461）所以 （462）滿足壓桿穩定的要求。搖臂搖臂的危險截面處于E點附近，在次截面上作用有彎曲應力和正應力，計算方法與動臂相同，將搖臂主軸線分成DE、EF段分別計算其內力。如圖47。DE段：軸向力剪力彎矩 搖臂材料選用16Mn，其屈服極限s=360MPa，n=1.8,則=360/1.8=200MPa截面MM處的正應力和剪應力按如下公式計算： (MPa) （437）式中 M計算斷面上的彎矩（）； N計算斷面上的軸向力(N)； W計算斷面的抗彎斷面系數(m3) F計算斷面的截面積(m2)。 （MPa） （438）式中 Q計算斷面的剪力(N)； SZmax計算斷面中性軸Z處的靜矩（m3）； JZ計算斷面時對中性軸Z的慣性矩（m4）； b計算斷面的寬度（m）。因為動臂計算斷面多為矩形，則 （MPa） （439）E點橫截面圖形見圖48。將此截面在AutoCAD中做成面域，查詢可得 所以 圖47 搖臂強度計算簡圖EF段；軸向力剪力彎矩 圖48 搖臂E點截面形狀圖和DE段一樣，此處截面NN如圖48。參考文獻1 陳海虹，唐緒文.工程機械設計M.北京大學出版社，2016.82 秦四成.工程機械設計M.北京：科學出版社，2003.53 吳慶鳴，何小新，劉華英，等.工程機械設計M.武漢：武漢大學出版社，2006.44 程建輝.工程機械總體與工裝設計M.北京：國防工業出版社，2012.65 秦四成.現代工程機械設計技術及應用M.北京：化學工業出版社，2014.26 林慕義，張福生.車輛底盤構造與設計M.北京：冶金工業出版社，2007.17 趙克利，孔德文.底盤結構與設計M. 北京：化學工業出版社，2006.9.袁節膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肅芅蕿袈羋膁蚈羀