ZL50D裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖

ZL50D裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖,zl50d,裝載,機工,裝置,設計,開題,cad ZL50D裝載機工作裝置設計 摘 要 裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方施工機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。 輪式裝載機是以輪胎式拖拉機為基礎車體，加裝鏟斗作為工作裝置的一種土方工程機械。裝載機的工作裝置由鏟斗、連桿、搖臂、動臂、轉斗油缸、舉升油缸組成。裝載機工作裝置的合理性直接影響裝載機的生產效率、工作負荷、動力與運動特性等。 本文參閱了大量裝載機設計的參考書，選擇反轉六連桿機構作為所設計的裝載機的工作裝置的結構。根據任務書中的要求，利用經驗公式計算確定鏟斗的結構參數，利用圖解法確定動臂與鏟斗、動臂與搖臂、動臂與機架、連桿與鏟斗、連桿與搖臂等各個鉸接點的位置，并對鏟斗的幾種典型工況的受力情況進行了詳細分析，對工作裝置的主要部件進行強度校核。最后利用AutoCAD對裝載機工作裝置的各零部件的結構參數進行詳細的結構設計。 關鍵詞：裝載機；機械化；工作裝置  Abstract Loader is a kind of earthwork construction machinery which is widely used in highway, railway, construction, hydropower, port, mine and other construction projects. It is mainly used to shovel and load soil, sand, lime, coal and other bulk materials, and can also do light digging operation for ore and hard soil. Wheel loader is a kind of earthwork machinery which is based on tire tractor and equipped with bucket as working device. The working device of loader consists of bucket, connecting rod, rocker arm, boom, bucket cylinder and lifting cylinder. The rationality of loader working device directly affects the production efficiency, working load, power and motion characteristics of loader. In this paper, referring to a large number of reference books of loader design, the reverse six bar linkage mechanism is selected as the structure of the loader working device. According to the requirements of the task book, the structural parameters of the bucket are calculated by empirical formula, and the positions of the articulated points such as boom and bucket, boom and rocker arm, boom and frame, link and bucket, link and rocker arm are determined by graphic method. The stress conditions of several typical working conditions of the bucket are analyzed in detail, and the strength of the main components of the working device is checked. Finally, the structural parameters of each part of loader working device are designed in detail by using AutoCAD. Key words: loader; mechanization; working device 目錄 第1章 緒論 1 1.1 國內輪式裝載機發(fā)展概況 1 1.2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 2 第2章 裝載機工作裝置總體設計 5 2.1 工作裝置的總體結構與布置 5 2.2 工作裝置連桿機構的結構形式與特點 6 2.3 工作裝置自由度的計算 10 2.4 工作裝置總體設計 12 第3章 ZL50D裝載機工作裝置設計 13 3.1 工作裝置的設計要求 13 3.1.1 工作裝置工作性能 13 3.1.2 對工作裝置的要求 13 3.2 鏟斗設計 13 3.2.1 鏟斗的結構形式 14 3.2.2 鏟斗的分類 16 3.2.3 鏟斗斷面形狀和基本參數確定 16 3.2.4 鏟斗容量的計算 19 3.3 工作裝置連桿系統(tǒng)設計 21 3.3.1 機構分析 22 3.3.2 尺寸參數設計 23 3.3.3 連桿系統(tǒng)運動分析 32 3.4 工作裝置靜力學分析及強度校核 36 3.4.1 靜力學分析 36 3.5 工作裝置的受力分析 41 第4章 工作結構主要零件的強度計算 47 4.1 動臂強度計算 47 4.1.1 動臂的形狀選擇 47 4.1.2 動臂材料選擇 48 4.1.3 動臂的初步設計 48 4.1.4 強度計算 48 4.1.5 強度校核 50 4.2 液壓缸設計 53 4.2.1 液壓缸的類型和結構 53 4.2.2 液壓缸基本參數設計 54 結 論 55 參考文獻 57 致 謝 59 第1章 緒論 1.1 國內輪式裝載機發(fā)展概況 20世紀60年代初，我國裝載機產業(yè)開始興起。1960年，我國上海港口機械廠制造了我國歷史上第一臺裝載機，它的額定功率為67KW，斗容量為1m3。它的驅動方式應用了單橋驅動，變速箱齒輪滑動齒輪變速。在1964年，Z435型裝載機由廈門工程機械廠和天津工程機械研究所測繪并制造，它的斗容量為1.7m3 ，額定功率為100.57KW。在1962年天津交通局和天津工程機械化研究所參照國外剛剛出現的鉸接式裝載機,于1965年共同設計了Z425型=鉸接式裝載機。1970年，在天津工程機械研究所和柳州工程機械廠合作，制造了ZL50型裝載機，它的額定功率為163KW，斗容量為3m3。其采用雙渦輪變矩器、動力換擋行星變速箱的液力機械傳動方式，反“Z”字形連桿機構的工作裝置及鉸接轉軸。，由于液力機械化傳動式裝載機存在某些問題，例如：拖啟動、熄火轉向及排氣制動等問題，為了解決這些問題又自行設計了“三合一”的機構。ZL50型裝載機在實踐考核中，表現出了性能良好、結構先進的特點。而ZL100、ZL40、ZL30、ZL20裝載機系列產品也是在ZL50的基礎上設計發(fā)展起來的，并在這個系列的基礎上逐步設計出了DZL50型供地下礦坑和DZL40型隧道施工用的地下裝載機變型產品。通過近40年的發(fā)展，我國裝載機從無到有，產品種類及產量從少到多，已經形成獨立的系列產品和行業(yè)門類。在1980年生產企業(yè)只有20家經過20多年的發(fā)展現在已有100余家，初步形成了約19個型號的系列產品，并在工程機械中占有主要地位。主要生產廠家為：廈工、柳工、龍工、徐工、常林、臨工、山工、成工、宜工、鄭工、武林、朝工、山河智能等，長時間的裝載機生產經驗、較強的實力、較高的市場占有率和較好的售后服務，讓這些廠家在市場中各自占有一席之地。由于其在“八五”、“九五”期間在技術革新方面資金投入較多使得其發(fā)揮出了較大的效力和作用，讓整個企業(yè)變得更有活力。在這之后輪式裝載機行業(yè)出現了井噴式的發(fā)展也就是在“十五”期間，據數據顯示在2000年以前25年內裝載機銷量增長率平均為17.86%，而在2001-2004年增長率平均為46.98%，這大大超過前25年的平均增長率；2006年中國裝載機26家主要企業(yè)共銷售119895臺，同比增長13.3% 。 - 1 - 中國的小型裝載機制造現在在行業(yè)的發(fā)展有一定的利潤空間，設備體積小，結構簡單，零部件生產較簡單，進入門檻低。另外，我國小型裝載機存在許多需要改進的地方，如：傳輸系統(tǒng)技術水平太低，工作效率低，不利于節(jié)能減排，環(huán)境保護等；同時在液壓轉向方面是最好的和最優(yōu)先的全液壓轉向系統(tǒng)，變速操縱機械轉向液壓助力轉向等。我認為這些都是小的技術方向發(fā)展的未來。目前有一些傳統(tǒng)的裝載機生產廠家開始生產小型裝載機，如徐廈工新余廈工集團，徐工集團，江蘇柳工等。我認為制造商進入小設備行業(yè)不會對他們構成威脅，反而會促進行業(yè)的發(fā)展。新興國經濟建設使我們國家的城市化進程變得更快，勞動力的需求越來越緊缺，勞動力成本也越來越高，裝載機作為一個靈活的，廉價的機械設備，將成為高成本和低效率的手工勞動的替代品，特別是在西部大開發(fā)，這種產品將有廣闊的潛在市場。因此，小型裝載機將有良好的發(fā)展前景。 1.2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 早在第二次工業(yè)革命時期國外輪式裝載機就已出現，其發(fā)展到今天，無論是技術、設計、制造還是銷售、服務等都已經非常成熟。國外著名的生產廠家有卡特彼勒、山貓、凱斯、約翰·迪爾、利勃海爾等。在2000年以前在中國市場正處于發(fā)展較弱期，輪式裝載機全球需求量約為74500臺。其中，中國是最大的地區(qū)市場，其后依次是歐洲、北美洲和日本。到2005年，市場環(huán)境急劇變化:?全球需求量幾乎翻一番，達14.2萬臺，中國市場需求急劇增加成為世界上最大的市場。2005年卡特彼勒、小松、沃爾沃、CNH和迪爾的總產量占該年總產量的75%，而10年前5大制造商只占54%，目前這5大制造商在國際市場中所占份額的總和仍在增加。因此，國際市場掌握在少數制造商的手里。?國外輪式裝載機一方面往大型化發(fā)展，如：卡特彼勒公司90年代初推出Cat966F輪式裝載機，時隔1年又推出Cat980F輪式裝載機，它增加了斗容和功率，改善了性能、提高了可靠性。目前，全世界約有400臺（功率大于750kw）大型輪式裝載機應用在露天礦山和建筑工程，與大型自卸汽車配套使用。另一方面，小型輪式裝載機以機動靈活、效率高、多功能和價格低廉贏得市場，發(fā)展甚快。如：日本古河公司生產的FL30-1型輪式裝載機斗容0.34m3、機重2.3t；小松公司的 WA30-l型斗容0.34m3、柴油機功率20kw；豐田織機公司的斗容0.17m3、機重1t等。這些微型裝載機適用于建筑工地和地下礦山挖溝、平地、堆料等。國外小型裝載機及小型多功能裝載機，包括挖掘裝載機在內，市場份額已相當大，美國的山貓牌小型多功能裝載機車銷量在5萬臺左右，還有美國的凱斯、約翰·迪爾、卡特彼勒、英國的JCB等公司的挖掘裝載機及小型多功能裝載機年銷量都在萬臺以上。 - 3 - 第2章 裝載機工作裝置總體設計 2.1 工作裝置的總體結構與布置 裝載機工作裝置是一種帶液壓缸的空間多桿連機構以完成裝卸作業(yè)。工作裝置是組成裝載機的關鍵部件之一，其工作性能的好壞由設計水平的高低決定，同時也會影響整機的工作效率與經濟性指標。 裝載機工作裝置分為有鏟斗托架和無鏟斗托架兩種基本結構形式，如下圖2-1、2-2所示。它由運動相互獨立的兩部分組成連桿機構和動臂舉升機構，主要由鏟斗、動臂、連桿、上下搖臂、轉斗油缸、動臂舉升油缸、托架、液壓系統(tǒng)等組成。 圖2-1 有鏟斗托架式 圖2-2 無鏟斗托架式 1—鏟斗；2—動臂；3—連桿；4—下搖臂；5—上搖臂；6—轉斗缸；7—動臂舉升油缸；8—前車架；9—鏟斗托架 帶鏟斗托架的工作裝置，其動臂及連桿的下鉸接點與鏟斗托架鉸接，上鉸接點與前車架支座鉸接；轉斗油缸鉸接在托架上部，活塞桿及托架下部與鏟斗鉸接。由托架、動臂、連桿及前車架構成一個平行四邊形連桿機構，使得轉斗缸閉鎖時，動臂在舉升過程中，鏟斗始終保持平動。無鏟斗托架的工作裝置，其動臂下鉸接點與鏟斗鉸接，上鉸接點與前車架支座鉸接；轉斗缸一端與前車架鉸接，另一端與上搖臂鉸接；連桿一端與搖臂鉸接，另一端與鏟斗鉸接；搖臂鉸接在動臂上。 動臂舉升缸一般采用立式（又稱豎式）或臥式（又稱橫式）布置形式，常見有兩種連接方式：一種是油缸頂端與前車架鉸接（圖2-3）；另一種是油缸中部通過銷軸與前車架鉸接（圖2-4）。鏟斗是裝載物料的容器，通常具有兩個鉸接點，一個與動臂下鉸接點鉸接，另一個與連桿鉸接。操縱轉斗缸實現鏟斗的裝載或卸料；操縱舉升油缸實現動臂和鏟斗升降運動。 圖2-3 立式布置形式 圖2-4 臥式布置形式 2.2 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。由裝載機工作裝置結構分析可知，桿件數目越多越能實現復雜的運動，但是鉸接點的數目也變得更多，結構越復雜，在動臂上布置的難度也相應增加。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。輸入與輸出桿的轉向相同的被稱為正轉機構；輸入與輸出桿的轉向相反的被稱為反轉機構。綜合國內外各類型的裝載機工作裝置來看，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處于鏟取狀態(tài)，此時會有較大鏟取力；各構件設計越合理，鏟斗的舉升平動性能就越好；由于連桿機構的傳動比較大，使得鏟斗卸載角較大、卸載速度較高，因此卸載干凈，速度快；又因為有較大傳動比，還可以適當減小連桿機構的尺寸，因而司機的視野會變得更大。但是機械結構會較為復雜，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（圖2-5a）；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（圖2-5b~f）?？梢?，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： 1）由圖2-5b組成的工作裝置如圖2-6a、b所示。 2）由圖2-5e組成的工作裝置如圖2-6c所示。 圖2-5 八桿機構的構成方案 圖2-6 八桿機構工作裝置的結構形式 2、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2-7所示。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。 圖2-7 六桿機構的構成方案 3、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）把轉斗缸放在前面的正轉六桿機構（圖2-8a）以圖2-7的構件3為轉斗缸，其優(yōu)點是轉斗缸直接與搖臂相連接，兩個四連桿機構各自形成平行四邊形結構，使鏟斗能夠自由平移；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??；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；由于把轉斗缸放在前邊，使得工作裝置的整體重心外移，增大了工作裝置的前懸量，這樣整機在行駛的時候平穩(wěn)性會有所降低；而且鏟斗也不易實現自動放平。 圖2-8 六桿機構工作裝置的結構形式 （2）把轉斗缸放在后邊的正轉六桿機構（圖2-8b） 以圖2-7a 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，使結構變得簡單了，動臂和鉸銷的受力情況也有所改善。缺點是：轉斗缸與車架的鉸接點位置較高，司機的視野會受到影響，其他同前置式。 （3）轉斗缸后置式正轉六桿機構（圖2-8c）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(yè)時，此時油缸工作腔為大腔，會擁有較大的掘起力。但組成工作裝置的各構件最好不要布置在同一平面內，構件受力狀態(tài)較差。 （4）轉斗缸后置式反轉六桿機構（圖2-8d） 以圖2-7a 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(yōu)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。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(fā)生干涉。 （5）轉斗缸后置式反轉六桿機構（圖2-8e） 以圖2-7a 的構件3為轉斗缸，布置在靠近鏟斗處，鏟掘時靠小腔作用?，F在這種機構很少用。 (a) (b) 圖2-9 工作裝置結構形式 a）正轉四桿機構 b）正轉五桿機構 4、正轉四桿機構（圖2-9a） 該機構結構最為簡單，前懸較小。缺點是鏟掘轉斗時油缸小腔作用，輸出力較?。贿B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。 5、正轉五桿機構（圖2-9b） 該機構是在正轉四桿機構的基礎上，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。 2.3 工作裝置自由度的計算 由于裝載機工作裝置的總體結構是縱向對稱，各構件又是通過互相平行的銷軸連接的。因此，可將其簡化為帶液壓缸的平面低副多桿機構，不計各桿件的自重，并假設各鉸接點的摩擦力為零來進行對裝載機工作裝置的運動學分析。 圖2-10所示，為典型的反轉六桿機構和正轉八桿機構工作裝置的桿系結構簡圖。圖中，UG為動臂位置角；即動臂上、下鉸接點的連線與垂直線的夾角，以繞動臂上鉸接點逆時針方向為正，反之為負；U為鏟斗位置角，即鏟斗斗底與水平線正向的夾角為正，反之為負。 圖2-10 工作裝置平面桿系結構簡圖 a）反轉六桿機構 b）正轉八桿機構 對于反轉六桿機構的工作裝置（圖2-10a），它由舉升機構GHI、油缸四連桿機構DEFG和鏟斗四連桿機構ABCD等組成。其中，活動桿件數n=8，低副數11，高副數0。這樣，由平面機構自由度的計算公式可得，反轉六桿機構工作裝置的自由度 2 當轉斗缸閉鎖時，動臂在舉升缸的作用下舉升或下降鏟斗，此時該工作裝置的自由度為1，舉升缸為原動件；當舉升缸閉鎖，動臂處于某一特定作業(yè)位置不動時，在轉斗缸的作用下，通過一平面六桿機構使鏟斗繞其鉸點轉動，此時該工作裝置的自由度也是為1，轉斗缸為原動件。 對于正轉八桿機構的工作裝置（圖2-10b），它由舉升機構IMN、油缸四連桿機構IFHJ、鏟斗四連桿機構ABCD和中間四連桿機構DEGF等組成。同樣可得，正轉八桿機構工作裝置的自由度F=2。 2.4 工作裝置總體設計 由設計任務書和設計要求，對于本次ZL50裝載機的設計采取以下方案： 在鏟斗部分，采用無鏟斗托架式結構；油缸的布置形式為立式布置形式。同時考慮到實際工作中的運用情況，它的連桿機構采用的是反轉六桿機構。 主要參數： 鏟斗容量： 3 m3 額定載重量： 5 t 發(fā)動機額定功率： 154 kw 整機質量： 16.3 t 以上是為總體的參數，鏟斗的取值主要通過到老師傅和現場測量的經驗得到；在連桿系統(tǒng)各個鉸接點的確定時，采用的是圖解法，確定其坐標的位置；液壓系統(tǒng)中的轉斗油缸和舉升油缸主要是通過行程和鉸接點的確定從液壓件中選取的，具體的設計如第三章所述。 第3章 ZL50D裝載機工作裝置設計 3.1 工作裝置的設計要求 3.1.1 工作裝置工作性能 工作裝置的結構和性能直接影響工程機械整機的工作尺寸和性能參數，工作裝置的合理性直接影響整機的工作效率、生產負荷、動力與運動特性、不同工況下的作業(yè)效果、工作循環(huán)的時間、外形尺寸和發(fā)動機功率等。不同類型工程機械的工作裝置的組成是不同的。 裝載機的工作過程包括：插入工況、鏟裝工況、重載運輸工況、舉升工況、卸載工況、空載運輸工況。裝載機的工作裝置主要由鏟斗、動臂、連桿、搖臂、轉斗油缸和舉升油缸組成。裝載機工作裝置主要由鏟斗和支持鏟斗進行裝載作業(yè)的連桿系統(tǒng)組成，依靠這套裝置裝載機可以對汽車、火車進行散料裝載作業(yè)，也可以對散料進行短距離運輸作業(yè)，還可以進行平地修路等作業(yè)。把鏟斗更換成專門的裝置，還可以進行其他的裝載作業(yè)。 3.1.2 對工作裝置的要求 工作裝置在設計時應滿足以下要求 （1）角度要求：滿足工作循環(huán)中對鏟斗各個工作位置的角度要求，達到所要求的卸載高度與卸載距離。 （2）運動要求：在工作循環(huán)中速度與加速度變化合理，油缸活塞行程為最佳，工作裝置運動平穩(wěn)、無干涉、無死點、無自鎖，動臂從最低位置到最大卸載高度的舉升過程中，保證鏟斗中的物料無撒落，在卸載后，動臂下放至鏟掘位置，鏟斗能自動放平。 （3）結構要求：結構要求簡單緊湊，承載元件數量（包括油缸）盡量少，前懸小。 （4）動力性要求：連桿機構具有較高的力傳遞效率，以保證工作裝置產生較大的插入力、掘起力和舉升力。 3.2 鏟斗設計 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(yè)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。 3.2.1 鏟斗的結構形式 鏟斗的形狀和尺寸參數對插入阻力、鏟取阻力、轉斗阻力和生產率都有著很大的影響。同一個鏟斗有兩種容積標志：一是物料裝平時的容積，稱為平裝斗容；二是物料裝滿堆高后的容積，稱為堆裝斗容。機器銘牌上標稱的斗容通常為堆裝的容積。鏟斗由斗底、側壁、斗刃及后壁等部分組成。鏟斗的斗刃還分為帶齒和不帶齒的兩種。鏟斗的斷面形狀一般為“U”形，用鋼板焊接而成。 （1）斗體形狀 從整個斗體形狀看來，鏟斗基本可以分成“淺底”和“深底”兩種類型。在斗容量相同的情況下，前者開口尺寸較大，斗底深度較小，即斗前壁較短，而后者正好相反。 淺底鏟斗插入料堆的深度較小，相應的插入阻力也較小，容易裝滿，但運輸行駛時容易撒落物料；由于前懸增大，影響車輛行駛平穩(wěn)性。而深底鏟斗則恰恰相反。相比之下，定點裝載使用淺底鏟斗，而運輸距離較大則采用深底鏟斗較為合適。 斗體常用低碳、耐磨、高強度鋼板焊接制成。 （2）切削刃的形狀 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。 礦用輪式裝載機工作條件惡劣，任務繁重，插入和掘起阻力都很大，偏載工況對工作機構的強度影響嚴重，所以多選用非直線形切削刃，并以V形切削刃為佳。斗刃材質是即耐磨又耐沖擊的中錳合金鋼材料，側切削刃和加強角板都用高強度耐磨鋼材料制成。 （3）斗齒 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(jié)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(yè)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250~300mm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500~600kg為宜。 （4）鏟斗側刃 因為側刃參與插入工作，為減小插入阻力，側壁前刃應與斗前壁成銳角，弧線或折線側刃鏟斗的插入阻力比直線形側刃要小，但具有弧線或折線形側刃鏟斗的側壁較淺，物料易于從兩側撒落，影響鏟斗的裝滿。為了不使斗容減小太多，一般可將連接前后斗壁的側壁刃口設計成弧形。 （5）斗底 斗前壁與斗后壁用圓弧銜接，構成弧形斗底。為了使物料在斗中有很好的流動性，斗底圓弧半徑不宜太小，前后壁夾角不應小于物料與鋼板的摩擦角的2倍，以免卡住大塊物料。若取物料與鋼板的摩擦因數f =0.4，則摩擦角φ≈22°，所以張開角必須大于44°。 綜上所述，針對我的鏟斗設計性質如下： 斗體材料：低碳、耐磨、高強度鋼板 斗刃形狀：直線形斗刃 斗刃材料：耐磨又耐沖擊的中錳合金鋼材料 3.2.2 鏟斗的分類 鏟斗按照卸載方式一般可以分為整體前卸式、側卸式、推卸式和底卸式等數種。 （1）整體前卸式鏟斗 整體前卸式鏟斗的突出優(yōu)點是結構簡單，工作可靠，有效裝載容積大，但需要有較大的卸載角才能將物料卸凈。通常情況下，絕大多數前端式這裝載機都是用這種鏟斗。 （2）側卸式鏟斗 這種鏟斗沒有側板，插入阻力小，裝載效率高，特別是在裝載機用于填溝或在狹窄場地往側旁的運輸設備進行裝載作業(yè)時，其優(yōu)點就更加顯著了。 （3）推卸式鏟斗 它可以彌補整體前卸式鏟斗卸載高度不足，在裝載機其他尺寸參數相同的情況下，能夠顯著提高卸載高度和增加卸載距離；特別適用于卸出小顆粒粘性物料。與整體前卸式鏟斗相比，推卸式鏟斗的結構復雜一些，且需要用動力推卸，但具有以上的一些優(yōu)點，在地下作業(yè)時多被采用。 （4）底卸式鏟斗 底卸式鏟斗是用動力打開斗底卸載的，同推卸式鏟斗一樣可以提高卸載高度，但結構也是比較復雜。 以為考慮到成本和產品的實用性，以及在工作中遇到的情況，本次的設計所采用的是整體前卸式的鏟斗卸載方式。 3.2.3 鏟斗斷面形狀和基本參數確定 （1）鏟斗的斷面形狀 鏟斗的斷面形狀由鏟斗圓弧半徑r、底壁長l、后壁高h和張開角γ四個參數確定，如圖3-2所示。 圖3-2 鏟斗斷面基本參數圖 圓弧半徑r越大，物料進入鏟斗的流動性越好，有利于較少物料裝入斗內的阻力，卸料快而干凈。但r過大，斗的開口大，不易裝滿，且鏟斗外形較高，影響駕駛員觀察鏟斗斗刃的工作情況。 后壁高h是指鏟斗上緣至圓弧與后壁切點間的距離。 底壁長l是指斗底壁的直線段長度。l長則鏟斗鏟入料堆深度大，斗容易裝滿，但掘起力將由于力臂的增加而減小。由試驗得知，插入阻力隨鏟入料堆的深度而急劇增加。l長同樣會減小卸載高度，短則掘起力大，且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小，還可以減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時間，但會減小斗容。對裝載輕質物料為主的鏟斗，l可選擇大些，對于裝載巖石的鏟斗，應取小些。 鏟斗張開角γ 為鏟斗后壁與底壁之間的夾角，一般取45°到52°之間。適當減小張開角并使斗底壁對地面有一定斜度，可減小插入料堆時的阻力，提高鏟斗的裝滿程度。 鏟斗的寬度應大于裝載機兩個前輪外側間的寬度，每側要寬出50~100mm。如鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所行成的料堆階梯會損傷到輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。 通過以上的介紹，結合從現場采集來的大概參數，本次設計的具體參數初定如下： 鏟斗圓弧半徑r： 350mm 底壁長l： 700mm 后壁高h： 400mm 張開角γ： 48° （2）鏟斗基本參數的確定 在定下了以上的斷面參數后，從現場的參考數據得到，本設計鏟斗的總寬度B為2900mm，并且鏟斗壁厚為30mm。 設計時，把鏟斗的回轉半徑R （即鏟斗與動臂鉸接點至切削刃間的距離），如圖3-3所示，作為基本參數，鏟斗的其他參數作為R的函數。它的大小不僅直接影響鏟斗底壁的長度，而且還直接影響轉斗時掘起力及斗容的大小，所以它是一個與整機總體有關的參數。鏟斗的回轉半徑R可按照式（3-1）計算。 圖3-3 鏟斗尺寸參考 式中 —鏟斗平裝斗容，2.5m3 —鏟斗內側寬度，2.840m —鏟斗斗底長度系數，=1.40~1.53 —后壁長度系數，=1.1~1.2 —擋板高度系數，=0.12~0.14 —圓弧半徑系數， —張開角，為45°~52° —擋板與后壁間的夾角（無擋板取0） 圖3-3中各參數含義如下： —鏟斗圓弧半徑，m —斗底長度，是指由鏟斗切削刃至斗底延長線與斗后壁延長線交點的距離，m —后壁長度，是指由后壁上緣至后壁延長線與斗底延長線交點的距離，m —擋板高度，m 調整參數，根據調整后的各值與R之比分別計算、、、值，=1.5，=1.1， =0.12 然后代入式（3-1），即可確定鏟斗的回轉半徑R，通過計算得出1140mm 即可得出 =1.5×1140=1710mm =1.1×1140=1254mm =0.12×1140=136.8mm 一般取鏟斗側壁切削刃相對斗底壁的傾角=50°~60°。鏟斗與動臂鉸接點距離斗底壁的高度=（0.06~0.12）R。 3.2.4 鏟斗容量的計算 由于本次設計的鏟斗容量是在設計任務書中體現出來的，并且鏟斗的參數都是根據鏟斗容量而定下的，所以如下只介紹的是它的算法公式。 3.2.5幾何斗容(平裝斗容) 鏟斗平裝的幾何斗容可按下式確定。 對于裝有擋板的鏟斗： （3-1） 根據有關計算有 （3-2） A—鏟斗橫斷面面積，如圖2—5中所示陰影面積 —鏟斗內壁寬(m)， a—擋板高度(m)； b—斗刃刃口與擋板最上部之間的距離(m)。 3.2.6 額定斗容(堆裝斗容) 鏟斗堆裝的額定斗容是指斗內堆裝物料的四邊坡度均為1：2，此時額定斗容可按下式確定。 （3-3） 式中 c—物料堆積高度(米)。 物料堆積高度c可由作圖法確定(圖2—5)：根據科堆坡度角可得料堆尖端點肘，再由d4點作直線d4N與Go垂直，將n4N垂線向下延長，與斗刃刃口和擋板最下端之間的連線相交，此交點與料堆尖端之間的距離，即為物料堆積高度G。 圖3-4 裝載機斗容計算圖 （3-4） 鏟斗斗容的誤差率 （3-5） 所以鏟斗的設計合格。 圖3-5 設計鏟斗 3.3 工作裝置連桿系統(tǒng)設計 通過在第二章中的工作裝置連桿機構的結構形式與特點的介紹，綜合本次設計的基本要求和設計任務，所選取的結構形式為反轉六桿機構結構形式。 3.3.1 機構分析 反轉六桿工作機構簡圖如圖3-6所示，它由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成。 轉斗機構由轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構件組成。實際上，它由兩個反轉四桿機構GFEB和BCDA（即圖中GF2E2B和BC2DA）所串聯而成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD和GF轉向相反，所以叫反轉六桿機構。 舉升機構主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構成。 若把油缸分解成兩個活動構件和一個移動副，則反轉六桿工作機構的活動構件數n=8，運動低副數PL=11，由自由度公式F=3n-2PL，得到自由度為2。因為兩個油缸均為運動件所以整個機構具有確定的運動。 當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞G點作定軸轉動；當轉斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將作復合運動，即一邊隨動臂對A點作牽連運動，同時又相對動臂繞G點作相對轉動。 其材料為低碳、耐磨、高強度鋼。 圖3-6 反轉六桿機構簡圖 I-插入工況 II-鏟裝工況 III-最高位置工況 IV-高位卸載工況 V-低位卸載工況 3.3.2 尺寸參數設計 因為圖解法比較直觀，易于掌握，故采用圖解法設計，它通過在坐標圖上確定鏟裝工況（圖3-6）時工作裝置的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 1）確定坐標系 如圖3-7所示，先選取坐標系并確定尺寸比例1：40。 2）畫鏟斗圖 把設計好的鏟斗橫截面外廓按比例在坐標系xOy中畫出，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈3°~5°的前傾角。此為鏟斗插入料堆時位置，即插入工況。 圖3-7 動臂上三鉸接點設計 3）確定動臂與鏟斗的鉸接點G 由于G點的x坐標值越小，轉斗掘起力就越大，所以G點靠近O點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減?。欢鳪點的y坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使得掘起力下降。 綜合考慮各種因素的影響，根據坐標圖上插入工況的鏟斗實際狀況，在保證G點y軸坐標值yG=250~350mm和x軸坐標值xG盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在指標圖上人為的把G點初步定下來。初；定G點坐標為（1130，260）。 4）確定動臂與機架的鉸接點A ①以G點為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為止，即鏟裝工況。 ②把已選定的輪胎外廓畫在指標圖上（輪胎外廓直徑約為1600mm）。作圖時，應使輪胎前緣與鏟裝工況時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的是使機構緊湊、前懸小，但一般不小于50mm；輪胎中心Z的y坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk=600mm 。 （3-6） 式中 —Z點的y坐標值，mm —輪輞直徑，mm —輪胎寬度，mm —輪胎斷面高度與寬度之比（普通輪胎取1，寬面輪胎去0.83，超寬面輪胎取0.64） —輪胎變形系數（普通輪胎為0.1~0.16，寬面輪胎取0.05~0.1） ③根據給定的最大卸載高度hx，最小卸載距離lx和和卸載角，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即高位卸載工況，并令此時斗尖為O4，G點位置為，如圖3-7所示。 ④以點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與x軸平行，即得到鏟斗最高舉升位置圖。 ⑤連接并作其垂直平分線。因為G和點同在以A點為圓心，動臂AG長為半徑的圓弧上，所以A點必須在的垂直平分線上。 A點在平分線的位置應盡可能低一些，以提高整機工作的穩(wěn)定性，減小機器高度，改善司機視野。一般A點取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/3~1/2處。最終定下A點的坐標為（3230，2110）。 A點位置的變化，可借挪動點和輪胎中心Z點的位置來進行。 5）確定動臂與搖臂的鉸接點B B點的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的影響。如圖3-7所示，根據分析和經驗，一般取B點在AG連線的上方，過A點的水平線下方，并在AG的垂直平分線左側盡量靠近鏟裝工況時的鏟斗處。相對前輪胎，B點在其外廓的左上部。本次設計所確定B點坐標為（1680，1565）。顯示如圖3-8和圖3-9所示。 圖3-8 動臂鉸接點A的確定 圖3-9 動臂鉸接點的三維顯示 （2）連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點F、E的確定 因為G、B兩點已被確定，所以再確定F點和E點實際上是為了最終確定與鏟斗相連的四桿機構GFEB的尺寸，如圖3-10所示。 確定F、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個工況時的轉角，又要注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的掘起力，同時，還要防止前述各種機構運動被破壞的現象。 1）按雙搖桿條件設計四桿機構 令GF桿為最短桿，BG為最長桿，即有 GF+BG > FE+BE （3-7） 如圖3-10所示，若令GF=a，FE=b，BE=c，BG=d，并將式（3-5）不等號兩邊同時除以d，整理后得到下式，即 （3-8） 上式各值可按式（3-7）選取，由G（1130，260）、B（1680，1565）點的坐標得到d=1415mm （3-9） 由式（3-9）選取K=0.950 得到 a=0.3d=425 c=0.58d=830，代入（3-8） 得到 b=948 。 圖3-10 四連桿機構GFEB尺寸 2）確定E和F點位置 這兩點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：①E點不可與前橋相碰，并有足夠的最小離地高度；②插入工況時，使EF桿盡量與GF桿垂直，這樣可獲得較大的傳動角和倍力系數；③鏟裝工況時，EF桿與GF桿的夾角必須小于170°，即傳動角不能小于10°，以免機構運動時發(fā)生自鎖；④高位卸載工況時，EF桿與GF桿的傳動角也必須大于10°。 如圖3-11所示，鏟斗去插入工況，以B點為圓心，以BE=c為半徑畫??；人為的初選E點，使其落在B點右下方的弧線上；再分別以E點和G點為圓心，以FE=b和GF=a分別為半徑畫弧，得到交點，即為F。 圖3-11 連桿端部鉸接點設計 如圖所示的得到了E和F點的位置，由于各種工況的情況不定，所以在這就不具體說明此時情況的坐標值。 （3）轉斗油缸與搖臂和機架的鉸接點C和D點的確定 在圖3-10中，如果確定了C點和D點，就最后確定了與機架連接的四桿機構BCDA的尺寸。C點和D點的布置直接影響到鏟斗舉升平動和自動放平性能，對掘起力和動臂舉升阻力的影響都較大。 1）確定C點 從力傳遞效果出發(fā)，顯然使搖臂BC段長一些有利，那樣可以增大轉斗油缸作用力臂，使掘起力相應增加。但加長BC段，必將減小鏟斗和搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況的要求，并且使得轉斗油缸行程過長。因此初步設計時，一般取 （3-10） C點一般取在B點左上方，BC與BE夾角可取∠CBE=130°~180°，并注意使插入工況時搖臂BC與轉斗油缸CD趨近垂直；C點運動不得與鏟斗干涉，其高度不能影響司機視野。 通過本次設計的基本要求，在這里確定BC=0.72BE=600mm，同時BC與BE夾角取值∠CBE=154°。 2）確定D點 轉斗油缸與機架的鉸接點D，是根據鏟斗由鏟裝工況舉升到最高位置工況過程為平動和由高位卸載工況下降到插入工況時能自動放平這兩大要求來確定的。 如圖3-10所示，當鉸接點G、F（即F2）、E（即E2）、B、C（即C2）被確定后，則鏟斗分別在工況I、II、III、IV時的C點的位置C1、C2、C3、C4也就唯一被確定了。 因為鏟斗由工況II舉升到工況III或由工況IV下放到工況I的運動過程中，轉斗油缸的長度分別保持不變，所以D點必為C2點和C3 點連線的垂直平分線與C1和C4點連線的垂直平分線的交點。 最終，D點設計在A點的左下方，這樣不但平動性能好，而且動臂舉升時，可減小舉升外阻力矩，有利于舉升油缸的設計。D點的固定坐標值為（3000，1850）。 (4）動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點H點及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(wěn)定性好、構件互不干擾、整機穩(wěn)定性好等原則來確定。綜合考慮這些因素，所以動臂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。 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，在軟件畫圖為基礎，得到本次設計中 ZL50裝載機的各個工況如下： 圖3-12 I 插入工況 圖3-13 Ⅱ 低位鏟裝工況 圖3-14 Ⅲ 低位卸載工況 圖3-15 Ⅳ 高位鏟裝工況 圖3-16Ⅴ 高位卸載工況 3.3.3 連桿系統(tǒng)運動分析 （1）鏟斗對地位置角 圖3-16所示為鏟斗位置角計算，A、B、G為動臂與機架、搖臂、鏟斗的鉸接點，D、C為轉斗油缸與機架、搖臂的鉸接點，E、F為連桿與搖臂、鏟斗的鉸接點。因為G點和F點同為一個鏟斗上的兩點，所以鏟斗在坐標系中的平面運動可用GF桿的平面運動來描述，而在鏟斗舉升過程中的各瞬時對地面的傾角，即鏟斗對地位置角，可用GF與地面的夾角來表示。由于在舉升過程中鏟斗做復合運動，所以可用運動合成的方法求得。 圖3-17 鏟斗位置角計算 在圖3-17中，取運輸工況為工作裝置連桿機構運動的初始位置，令為與地面固連的直角坐標系，x軸與地面平行，并在動臂上G點（動臂與鏟斗鉸接點）處建立一個隨動臂一起運動的動坐標系，則動臂被舉升時的鏟斗各瞬時對地位置角，可用下式計算： （3-11） 式中 --GF桿與動坐標系軸的夾角（方向角） --動臂ABG舉升時，在固定坐標系xOy中轉過的轉角 在動坐標系中，運用“向量投影法”，可求得以機架桿AD的方向角為自變量，鏟斗GF桿的方向角為因變量的函數方程式。 根據向量投影法的原理，可把四桿機構GFEB和BCDA當作兩個封閉的向量四邊形，各邊向量分別用GF、BE、GB、AD、CD、BC、BA表示，他們的模分別用GF、BE、GB、AD、CD、BC、BA表示，則在BCDA向量四邊形中有 AD－CD－BC+BA=0 （3-12） 將式（3-12）中各向量分別向軸和軸投影，則得到下列方程 （3-13） 式中、、、分別為各邊向量對軸的方向角。 變換式（3-13）為下式，即 （3-14） 將式（3-14）等號兩邊平方后，使兩方程相加，并令 （3-15） 和 （3-16） 則從式（3-13）中消去了，并將其變換成下列三角方程 （3-17） 將式（3-13）乘以，并設，則式（3-15）可化為 （3-18） 解式（3-15），得 或 （3-19） 同理，在向量四邊形GFEB中，有 BE－FE－GF+GB= 0 （3-20） 令 （3-21） 和 （3-22） 得三角方程 （3-23） 其解為 （3-24） 通過公式的計算和實際設計尺寸的情況，可得到在各個工況的對地位置角分別為： 插入工況：105°； 鏟裝工況：50°； 最高位置工況：57°； 高位卸載工況：131°。 因為在運動過程中，鏟斗的對地位置角是不斷變化的，在此只針對以上四種特殊情況的位置角代入了計算。 （2）最大卸載高度和最小卸載距離 鏟斗高位卸載時的卸載高度和卸載距離，必須分別不小于設計任務給定的最大卸載高度和最小卸載距離，否則將影響卸載效率，甚至不能進行高位卸載。太大時，將增加卸載沖擊，損壞運輸車輛；過大，雖然有利于裝車，但加大了工作機構前懸，降低了整機穩(wěn)定性。 如圖3-5所示，高位卸載時，鏟斗與動臂鉸接點的坐標為 （3-25） 式中 x1，x2—工況II時G點的x和y坐標值（1130，260） —工況II時動臂對x軸的方向角40° —動臂與鏟斗鉸接點分別在G點和點之間的距離，可用式（3-24）計算 =3291 （3-26） 即得到點的坐標為（985，3487） 若要滿足和要求，必須有下列各式成立 （3-27） （3-28） 式中 OG—鏟斗尖O點至G點距離1141mm —前輪軸心的x坐標值2873mm —輪胎工作半徑600mm —工況IV時OG對x軸的方向角，可用下式計算 =58° （3-29） 所以 =3487－1141×sin58° =2519 mm≥hmax（2500）滿足要求 =2873―600―985+1141cos58° =1893 mm≥lmin（150