汽車裝載機的設計-輪式裝載機

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With the advantages of operating speed, high efficiency, good mobility, it is widely used in highway, railway, construction, utilities, ports and mines, construction of national defense construction. The loader works through the movement of working device, composed of shovel, moving parts, connecting rod, rocker arm and hydraulic system. The shovel is used for loading and unloading materials, which moves up and down by the cooperation between movable arm and lifting cylinder, and the rotating movement of which is realized by the combination of rolling cylinder, rolling arm and connecting rod. The toothed shovel is used, which has the advantages of simple structure, better characteristics to smooth, and easy entering the gap due to the concentrating force on the tip of the shovel. The connecting rod is designed in detailed, involving the calculation of size and force of moving arm and connecting rod as well as the check of strength for key parts. The stress analysis method is used to calculate and analyze, in addition, the hydraulic system is designed in this paper. Keywords: loader; working device; shovel; connecting rod mechanism; moving arm 47 1緒論 1.1研究目的與意義 裝載機是一種用途非常廣泛的工程機械，它不僅可以進行輕度的鏟掘工作，而且還可以對散狀物料進行鏟運、搬移、裝卸及平整作業(yè)，而且若換裝適當?shù)墓ぷ餮b置，還可以進行平整路基、起重、裝卸木料等原材料。因此它被廣泛用于建筑、鐵路、水電、公路、機場、港口、礦山、碼頭、國防及農(nóng)田基本建設等工程中。對加快工程建設的速度，減輕工人的勞動強度，提高建設工程的質(zhì)量、降低工程建設成本具有重要的作用，所以裝載機在全球范圍內(nèi)不論是在產(chǎn)品類型或是產(chǎn)量方面都得到迅速發(fā)展。 裝載機主要用來裝載、鏟運土和石料等一類散狀物料，也可以對碎石、土層進行適度的鏟掘作業(yè)。如果換對應的工作裝置，還可以完成起重、裝卸、推土等其他物料的作業(yè)。在公路施工中主要用于路基工程的平整，瀝青和土石等原材料的集中、裝載等作業(yè)。由于它具有運轉速度快，行動方便，操作靈敏等優(yōu)點，因而發(fā)展很快，成為基礎設施建設中的主要機械。 近幾年來，隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，挖掘裝載機市場也快速發(fā)展，業(yè)內(nèi)人士普遍看好裝載機的未來市場發(fā)展。從當前情況分析，我國正處在能源設施、道路交通、水利工程、以及大規(guī)模城市化建設等各方面基礎設施建設的后期，幾年前大量投入使用的高速公路、鐵路等基礎設施，正逐漸進入保養(yǎng)維護期，城市建設也由“大拆大建”逐漸向”精雕細刻”轉變。人們對城市建設道路質(zhì)量與天然氣管道，自來水管道的維護要求越來越高，這些將超過人力的勞動強度與水平。隨著在建大型工程的先后完工，今后基礎設施的建設將是不斷完善已有的基礎。最近一段時期內(nèi)大型基礎設施的開建將逐步減少，但改建、修繕、擴建等小型工程將不斷增多，小型的工程機械將在以后的經(jīng)濟建設中發(fā)揮更大的作用。因此小型的土木工程建設中的人力將逐步由機器替代，這些轉變將由沿海發(fā)達地區(qū)向內(nèi)陸逐步進行。 裝載機將使機械化的進程逐步推進到工程建設中，逐步的取代人力在工程建設中的勞動；同時其可靠的工作穩(wěn)定性、快捷的裝運方式、靈活的機動性，使其可以取代市政部門現(xiàn)有的不適宜我國市政建設中小型工程的大型工程機械，可以說在我國現(xiàn)階段以及以后的相當長時間中，裝載機在我國現(xiàn)代化的工程建設中將發(fā)揮重要的作用。 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 目前我國裝載機行業(yè)，產(chǎn)品正在向高技術水平、高質(zhì)量、高可靠性方向發(fā)展。特別是向高效、節(jié)能、安全、微電子技術、環(huán)保及變量全液壓系統(tǒng)、雙動力模式等方向在快速發(fā)展。同時裝載機類型向大型、小型，特別是大型及多用途,專用型方向發(fā)展。同時性能正在逐步接近世界水平，產(chǎn)品已開始出口到包括歐盟、北美等發(fā)達地區(qū)在內(nèi)的世界各地。在制造技術方面正在向“精細化”方向發(fā)展。同時，各主要主機制造企業(yè)及主要配套件企業(yè)都致力于發(fā)展更高技術水平的傳動件、液壓件、電氣元件等主要基礎件，我國裝載機的發(fā)展已進入了一個新階段[1]。 美國CAT公司生產(chǎn)的CAT挖掘裝載機系列有416、428、438、438D、442D等十幾種機型，該系列產(chǎn)品的主要特點是采用了負載敏感系統(tǒng)，即系統(tǒng)采用了斜盤變量軸由柱塞泵以及帶有梭閥信號反饋的多路閥，泵一閥系統(tǒng)組成了一個信號反饋系統(tǒng)。這個系統(tǒng)具有以下特征：在允許的工作負載范圍內(nèi)，在閥的操縱開啟的任何位置，均可實現(xiàn)流量的基本穩(wěn)定，而不受負載影響。這樣油泵始終輸出和負載相適應的壓力和流量，而沒有多余的流量溢出，從而保證了合理的功率匹配，并且使液壓油的溫升降低，保證了系統(tǒng)的正常工作。 Case工廠的挖掘裝載機有580L、580Super、580SuperL、590Super等十幾種機型，其產(chǎn)品以定量系統(tǒng)為主，580Super型挖掘裝載機是該公司的關鍵產(chǎn)品，其特點是多用途、易保養(yǎng)、安全、舒適；底盤為整體式，有可卸挖斗用、軸向調(diào)整挖斗用和裝載用等三種底盤；裝備了前、后各四檔的動力變速箱，且允許在全功率時改變車輛的行駛方向；回轉油缸的直徑加大，改善和提高了挖掘性能，有兩輪或四輪驅(qū)動供選用[2]。 將鏟斗的回轉半徑尺視作基本參數(shù)，鏟斗尺寸通過多個系數(shù)計算而得的設計計算方法有一定的缺陷。提出的新設計方法以能反應鏟斗形狀的參數(shù)為基本參數(shù)來設計鏟斗幾何形狀，該設計方法能直觀反映基本參數(shù)對鏟斗尺寸的影響，有助于利用微機進行輔助設計[3]。 用仿生方法提出鏟斗積土清除裝置， 并對裝置的運動與受力進行了分析，給出機構優(yōu)化設計方案。經(jīng)模型與實型試驗證明此裝置清土效果好，可提高作業(yè)生產(chǎn)率20％。 裝載機在鏟裝粘性土質(zhì)時，鏟斗卸載時粘性土壤積附于鏟斗斗底，使卸載不徹底，影響裝載機的作業(yè)生產(chǎn)率。據(jù)統(tǒng)計鏟斗內(nèi)粘附積土可達額定鏟裝量的25%，可降低作業(yè)生產(chǎn)率達40%。如果能在鏟裝過程中，及時有效地清除斗底粘附積土，追求鏟斗容量的最大化，將大大提高鏟裝工作效率。 裝載機工作裝置是裝載機鏟裝物料的裝置，它的結構和性能直接影響整機的工作尺寸和性能參數(shù)，合理的工作裝置將對裝載機的工作負荷、動力與運動特性、生產(chǎn)效率等直接產(chǎn)生影響，因此在裝載機的設計中工作裝置的設計將是設計中的重點，反轉六桿機構是裝載機工作裝置中最為常用的機構[4]。 目前裝載機工作裝置連桿的設計方法，無非是因循一般連桿機構的位置綜合，側重考慮平移性、卸料性、少考慮放平性，抓了卸料性與平移性的矛盾，也抓了卸料性與動力性的矛盾，而疏漏了卸料性與放平性這對矛盾，這是值得在今后的設計和研究中去進一步尋求解決的。 通過建立幾種不同型式鏟斗容量計算的統(tǒng)一數(shù)學模型，推導出鏟斗容量的精確計算公式，利用復合形法對鏟斗結構參數(shù)進行了優(yōu)化設計，通過可視化顯示設計結果，為準確計算斗容及合理設計鏟斗結構提供了理論基礎。 對輪式裝載機工作裝置轉斗六連桿機構鉸點位置的設計傳統(tǒng)的方法是類比試湊法。這種方法在設計過程中盲目性較大，設計效率較低，效果較差，難于求得理想方法。采用優(yōu)化理論借助于計算機輔助設計，可以提高裝載機工作裝置設計質(zhì)量和效率。因此，進行了裝載機工作裝置轉斗六連桿機構運動學分析，考慮了各類約束，建立了真實性較高的數(shù)學模型，并選擇了外點法進行優(yōu)化計算，對實例的計算和分析，驗證了該方法的正確性[5]。 未來10年，我國基礎設施建設仍將大規(guī)模發(fā)展，對裝載機的需求仍將不斷增長。由于工程量大、投資面廣、工程標準高、時間緊迫。施工單位在追求施工效率和成本的基礎上，對設備運行的安全性、可靠性也越來越看重，因而對裝載機產(chǎn)品的數(shù)量與質(zhì)量都提出了更高的要求。中國裝載機行業(yè)市場競爭激烈。只有深入了解裝載機行業(yè)的現(xiàn)狀，密切關注其發(fā)展動態(tài)，并以此作為新產(chǎn)品研發(fā)的方向，這樣才能使裝載機制造企業(yè)在激烈的市場競爭中立于不敗之地。 2設計方案 2.1設計要求 充分了解汽車裝載機的鏟斗類型與結構、工作裝置傳動機構的優(yōu)缺點，設計出一種額定載重為3000kg，額定鏟斗容量為2m3的汽車裝載機。 2.2輪式裝載機總體參數(shù)的確定 輪式裝載機的總體參數(shù)包括裝載機的基本尺寸參數(shù)和主要性能參數(shù)。基本尺寸參數(shù)包括外形尺寸、輪胎尺寸、軸距、輪距等；性能參數(shù)包括裝載機自重、發(fā)動機功率、鏟斗容量、額定載重、動臂提升時間、鏟斗卸料時間、最大卸載高度及最大卸載距離等。 表2-1 最初設計參數(shù) 序號 基本參數(shù)名稱 單位 設計尺寸 1 額定斗容量 m3 2 2 額定載重量 kg 3000 3 最大卸載高度 mm 2900 4 對應卸載距離 mm 1250 5 輪距 mm 1850 6 軸距 mm 2925 7 功率 kW 85 8 動臂提升時間 s 5 9 鏟斗卸料時間 s 1.5 10 外形尺寸 mm 7125×2440×2849 （長×寬×高） 11 裝載機自重 kg 9500 2.3鏟斗結構、形狀的確定 2.3.1 鏟斗介紹 裝載機的工作裝置主要是鏟斗與連桿機構組成，鏟斗作為工作裝置的執(zhí)行構件直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時裝載機將它被推壓插入料堆鏟取物料，要承受較大的阻力和較強的磨損，因此設計出鏟斗的質(zhì)量對裝載機的工作質(zhì)量有很大的影響。所以鏟斗的設計就是根據(jù)裝載機的主要用途和作業(yè)條件，從而減少插入阻力，掘起阻力及提高生產(chǎn)率，同時合理的選擇鏟斗的幾何形狀和尺寸。 2.3.2 鏟斗的結構形式 鏟斗通常用耐磨、低碳、高強度鋼板焊接而成。由斗后壁、斗底、擋板、護板、耐磨板、角板、側壁切削刃、切削刃、支角組成。 因為鏟斗與物料直接接觸，尤其是鏟裝巖石、砂石等堅硬物料時，斗壁與斗前緣承受較大阻力磨損較大，因此，這兩部位采用堆焊硬質(zhì)合金或耐磨的高錳鋼等優(yōu)質(zhì)材料。 本次設計采用堆焊TDP-1(35)型合金，硬度HR(35以上），支角、耐磨板、加強角板和側切削刃均由高強度耐磨板材料制造，其中支角和耐磨板是易換件，以提高鏟斗的使用壽命。鏟斗前緣的斗齒是用ZG13Mn鑄成型斗齒或65Mn鍛制后熱處理，由于斗齒磨損較快，磨損達到一定程度時要易于更換。 輪式裝載機的鏟斗斷面形狀一般為“U”形，用鋼板焊接而成。常見鏟斗結構如圖2-1所示。 (a)直線形斗刃鏟斗 (b)V形斗刃鏟斗 (c)直線形帶齒鏟斗 (d)弧形帶齒鏟斗 圖2-1 常見鏟斗結構 鏟斗由斗底、側壁、斗刃及后壁等部分組成，如圖2-2所示。 圖2-2輪式裝載機鏟斗結構 1—防滋板； 2—連接耳； 3—斗后壁． 4—斗前壁； 5—斗側壁； 6—切削刃； 7—斗齒； 8—斗側刃 本次設計鏟斗采用直線形帶斗齒的切削刃如圖2-1(d)所示，其特點是結構簡單，適于鏟裝較松散的物料，具有良好的平地性能，帶有斗齒的鏟斗在鏟斗插入、料堆時，減少刀刃與料堆的作用面積，使插入力集中在斗齒上，容易插入縫隙。 2.4 工作裝置連桿機構的選擇 2.4.1 輪式裝載機工作裝置設計要求 1. 基本要求 設計出的裝載機應具有較強的作業(yè)能力，插入工況時阻力要小，鏟掘料堆的鏟掘力較大。工作裝置的各構件具有良好的受力狀態(tài)，較長的工作壽命。尺寸和結構能夠適應不同的生產(chǎn)條件，較高的工作效率，整體結構簡單緊湊，制造及維修容易，操作使用方便。 2.特殊要求 ①保證必要的卸載距離、卸載高度和卸載角。輪式裝載機要求鏟斗從運輸工況至最高位置之間的任一高度都能卸載干凈，因此，鏟斗各瞬時的卸載角都> 45°。根據(jù)設計任務書中的規(guī)定，鏟斗在最高位置卸載時，最大卸載高度為2950㎜，卸載距離為1300㎜。 ②鏟斗能自動放平。鏟斗在最高位置卸載后，轉斗油缸閉鎖，動臂下放，鏟斗能自動變成插入工況的功能成為“鏟斗自動放平”。 ③鏟斗由運輸工況被舉升到最高卸載位置的過程中，為使物料不易從鏟斗中撒出，鏟斗應作“平移運動”。從不易撒料這一目的出發(fā)，并非要絕對平動，只要在這一過程中把鏟斗的傾角控制在一定范圍內(nèi)就可以，設計時一般控制在10°以內(nèi)。 ④盡量減小工作機構的高度、長度、前懸(即工作機構重心至整機重心的距離)，以提高裝載機在各種工況下的平穩(wěn)性和增加司機的視野。 ⑤輪式裝載機的工作機構屬于連桿機構，在設計過程中要防止各個工況出現(xiàn)構件相互干擾、“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等現(xiàn)象；各處傳動角不得小于10°；在滿足各項工作性能的前提下，盡可能使機構倍力系數(shù)增加。 2.4.2 工作裝置連桿機構類型的選擇 綜合國內(nèi)、外輪式裝載機的工作裝置的形式，主要有七種類型的連桿機構。按輸入桿和輸出桿的轉向是否相同又分為正傳和反轉連桿機構；按工作機構的構件數(shù)不同，可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿連桿機構。 1、動臂可伸縮式三桿機構 動臂借助油缸可以進行收縮是此種機構相比于以下六種機構最大的特點。本種機構由動臂的伸縮來實現(xiàn)鏟斗插入料堆，這樣就解決了靠機器的行進來實現(xiàn)插入工況嚴重磨損輪胎的問題；卸載工況時可以將動臂伸出，使卸載距離與卸載高度增加；運輸物料時為了減小前懸，可以將動臂縮回，提高裝載機在行進中的平穩(wěn)性。此種機構的缺點是具有復雜的結構，不能自動放平鏟斗。 2、正轉四桿機構 此種連桿機構是7種之中最為簡單的一種，四桿機構易于實現(xiàn)鏟斗的平動舉升，具有較小的前懸。缺點是難以設計出較大倍力系數(shù)的連桿系統(tǒng)，且轉斗油缸由小腔進油，輸出力較小，因此轉斗油缸活塞行程較大，油缸尺寸??；而且在卸載時鏟斗斗底同活塞桿容易發(fā)生相碰，得到較小的卸載角。為了兩者之間不發(fā)生碰撞，需要把鏟斗斗底制造成凹狀，這樣就使斗容縮小，制造困難增加，鏟斗的自動放平也不能實現(xiàn)。 3、正轉五桿機構 為了避免正轉四桿機構在卸載物料時鏟斗斗底易與活塞桿發(fā)生碰撞的缺陷，在鏟斗斗底與活塞桿之間增設一根短連桿，這樣就使得正傳四桿機構轉變?yōu)檎D五桿機構。鏟斗鏟取物料時，活塞桿與短連桿在鏟斗自重力和油缸拉力作用下成一條直線，這樣兩桿就如同一桿；鏟斗在卸載時短連桿與活塞桿之間發(fā)生相對轉動，使活塞桿與鏟斗斗底不再相碰。正傳四桿機構的其它缺點仍出現(xiàn)在此種機構中。 4、轉斗油缸后置式反轉六桿機構 此種機構與其它結構相比有如下優(yōu)點：a.結構非常緊湊，前懸較小，司機具有較好的視野；b.合理的確定各構件尺寸，不僅能提高鏟斗的平動性能，而且還可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平；c.連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值，轉斗油缸大腔進油時翻轉鏟斗，可以使掘起力增大。缺點是連桿和搖臂布置在前橋與鏟斗之間的狹小空間，各構件之間容易發(fā)生干涉。 5、轉斗油缸前置式正轉六桿機構 此機構的轉斗油缸直接與搖臂、鏟斗相連，正轉六桿機構由兩個相互平行的四桿機構組成，因此它可以提高鏟斗的平動性能。與八桿機構相比結構簡單，司機可以獲得更好的視野。缺點是轉動鏟斗時油缸由小腔進油，掘起力較小；機構的傳動比較小，使轉斗油缸行程增大，油缸加長，因此卸載速度比八桿機構??；而且前置轉斗油缸，使工作機構前懸增大，影響整機平衡性和行駛的穩(wěn)定性；鏟斗的自動放平不能實現(xiàn)。 6、轉斗油缸后置式正轉六桿機構 后置轉斗油缸與前置油缸相比，活塞行程較短、傳動比較大、前懸較大；可能使搖臂、動臂、連桿、轉斗油缸在位于同一平面內(nèi)，使工作結構簡化，同樣使鉸銷與動臂的受力狀態(tài)有了改善。缺點是轉斗油缸和車架的鉸接點位置較高，司機不能獲得較好的視野；翻轉鏟斗時由油缸小腔進油，掘起阻力較小，為了增大掘起力，需要加大轉斗油缸直徑或提高液壓系統(tǒng)壓力，如此就會使質(zhì)量增加。 7、正轉八桿機構 此機構在轉斗油缸大腔進油時轉斗鏟取，所以掘起力較大；各構件尺寸配置合理時，鏟斗具有較好的舉升平動性能；連桿系統(tǒng)具有較大的傳動比，使鏟斗具有較大的卸載速度與卸載角，使鏟斗卸載速度增加、卸載較完全；由于傳動比大，可以在一定范圍內(nèi)減小連桿系統(tǒng)的尺寸，以使司機可以獲得更好的視野，但是一定要在適當范圍內(nèi)，否則連桿系統(tǒng)傳動比較小時，影響掘起力發(fā)揮。該機構結構較復雜，不易使鏟斗自動放平是該種機構的主要缺點。 綜上所述，轉斗油缸后置式反轉六桿機構具有較多優(yōu)點，可以最大限度的滿足裝載機的鏟、裝、卸的功能要求，因此反轉六桿機構在裝載機的工作裝置中廣泛使用[6]。 反轉六桿工作機構簡圖如圖2-3所示，它由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成。 圖2-3 反轉六桿機構五種工況運動示意圖 3鏟斗的設計 3.1裝載機阻力的計算 裝載機的工作阻力是多種阻力的合力。由于物料性質(zhì)和工作機構工作方式的不同，工作阻力有不同的計算方法，工作阻力主要是：鏟斗插入料堆時的插入力；動臂提升時的鏟起力。 3.1.1插入阻力 插入阻力就是鏟斗插人料堆時，料堆對鏟斗的反作用力如圖3-1所示。插人阻力由鏟斗底外表面和物料的摩擦阻力組成，側壁內(nèi)表面、鏟斗底與物料的摩擦阻力，物料對兩側斗壁的切削刃和鏟斗前切削刃阻力。這些阻力與鏟斗的結構形狀、鏟斗插人料堆的深度、料堆高度、物料的種類等有關。計算上述阻力比較困難，一般按以下經(jīng)驗公式來計算總插人阻力。 圖3-1料堆對鏟斗的反作用力 公式（3-1） —鏟斗插入阻力（N）； —被鏟掘物料的塊度及松散程度影響系數(shù)；對于小塊物料(碎石和沙礫) —物料種類影響系數(shù)；同理取 —料堆高度影響系數(shù)；其值取中間值 —鏟斗形狀系數(shù)，一般在1.1～1.8之間，對于前刃不帶齒的斗，取較大值,本機是帶 齒的斗且較大，則取 —鏟斗插入料堆深度(cm)，在一次鏟掘法時，取等于0.7～0.8斗底長度，在配合鏟掘法 時，取等于0.25～0.35斗底的長度，取mm=47.84cm —鏟斗寬度 (cm)。cm 則有，，，，， 代入式3-1 =45941.78N 3.1.2掘起阻力 掘起阻力是指鏟斗插入料堆適當深度后，提升油缸工作舉起動臂時，料堆對鏟斗的反作用力。鏟斗插入料堆深度后，用動臂提舉鏟斗，鏟起阻力由鏟斗寬度和鏟斗斗底插入科堆深度的矩形面積上的物料來確定。 鏟起阻力同樣受到物料的濕度、溫度、塊度、容積比重、松散性，物料之間及物料與斗壁摩擦之間的影響。鏟斗剛剛開始提升時的鏟起阻力最大，鏟起阻力隨著動臂的提升逐漸減小。 鏟斗開始提升時的鏟起阻力可按下式確定： 公式（3-2） ——鏟斗插入料堆深度(m)； ——鏟斗寬度(m)； ——鏟斗開始提升時物科的剪切阻力(KN/m)，取值為25KN/m； 3.2 鏟斗基本參數(shù)的確定 設計過程中，將鏟斗的回轉半徑R(即鏟斗與動臂鉸接點至切削刃之間的距離)作為基本參數(shù)，鏟斗的其他參數(shù)則作為R的函數(shù)。 R是鏟斗的回轉半徑，不僅鏟斗底壁的長度受其直接影響，而且斗容的大小與轉斗時掘起力也受其直接影響，所以它是一個與整機總體有關的參數(shù)。鏟斗的回轉半徑尺寸可按式3-5確定。 鏟斗寬度的確定。如果鏟斗寬度小于裝載機輪胎外側的距離，那么裝載機外側與輪胎會同物料產(chǎn)生摩擦，使裝載機的前進阻力增大，因此鏟斗寬度應大于裝載機輪胎外側的距離，每側超出75cm，因此鏟斗寬度為2440mm。 圖3-2 鏟斗的尺寸參數(shù) 3.2.1計算回轉半徑R 由圖3-5可以看出，鏟斗橫截面積 公式（3-3） 而鏟斗幾何斗容 公式（3-4） 若斗容量為額定容量，則回轉半徑R為 公式（3-5） —設計任務書給的鏟斗額定容量，； —鏟斗內(nèi)側寬度，m,mm —鏟斗斗底長度系數(shù)，，取1.45； —后斗壁長度系數(shù)，，取1.15； —擋板高度系數(shù) ，，取0.13 —圓弧半徑系數(shù)，，取0.36； —擋板與后斗壁間夾角，，??； —斗底與后斗壁間夾角（即張開角），，取； 公式（3-6） 為額定斗容與平裝斗容的比例系數(shù)，取1.2 綜上所述，代入數(shù)據(jù)計算的 鏟斗的斷面形狀參數(shù)： 鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角，此處??； 在選擇時使側壁切削刃與擋板的夾角為，切削刃的削尖角 鏟斗中部切削刃與背板上緣之間的距離： 公式（3-7） =1.81m 擋板高度 公式（3-8） 鏟斗圓弧半徑 公式（3-9）鏟斗上的動臂鉸銷距斗底的高度 公式（3-10） 后斗壁長度 公式（3-11） 斗底長度 公式（3-12） 3.2.2 斗容的計算 鏟斗容量是裝載機的總體參數(shù)之一，鏟斗幾何尺寸初步確定后，應立即進行斗容計算，以檢驗其是否滿足給定的斗容要求，若計算值與要求值不符，則需修改有關尺寸，直至滿足要求為止。如圖3-3所示： 圖 3-3斗容的計算 1平裝斗容：無擋板鏟斗的計算: 公式（3-13） 對于裝有擋板的鏟斗： 公式（3-14） 2額定斗容：鏟斗堆裝的額定斗容是指斗內(nèi)堆裝物料的四邊坡度均為1：2。 對于無擋板鏟斗的額定斗容： 公式（3-15） 對于有擋板鏟斗的額定斗容： 公式（3-16） c--物料的堆積高度，為物料按2:1的坡度角堆裝的體積，c可有作圖法確定，即由料堆頂點作直線垂直于刮平線（刀刃與擋板高度連線），如圖3-4所示。 圖3-4參數(shù)c的確定方法 得 代入式3-16得： 斗容誤差的計算： 公式（3-17） 所以設計的鏟斗符合要求。 4 工作連桿裝置的設計 4.1 圖解法設計尺寸參數(shù) 圖解法是設計連桿系統(tǒng)參數(shù)最有效的方法，因此本設計中也選擇用圖解法來解決設計中遇到的參數(shù)問題。圖解法是在初步確定了鏟斗幾何尺寸、卸載角、最小卸載距離、最大卸載高度等整機主要參數(shù)后進行的，通過在坐標圖上確定工況Ⅱ時工作機構的9個鉸接點的位置來實現(xiàn)。 4.1.1 動臂與鏟斗搖臂、機架的三個鉸接點的確定 1 確定坐標系，畫鏟斗圖 如圖4-1所示，選取直角坐標系XOY，并選定長度比例尺。把已設計好的鏟斗橫截面圖畫在坐標系里，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與X軸呈4°前傾角。此為鏟斗插入料堆時的位置，即工況Ⅰ。 圖 4-1 動臂上A、G兩點的設計簡圖 2 確定動臂與鏟斗的鉸接點G 由于G點的X坐標值越小，轉斗崛起力就越大，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??；而G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，但縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使崛起力下降。 綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據(jù)坐標圖上工況Ⅰ時的鏟斗實際情況，在保證G點Y軸的坐標值YG=250～350mm和X軸坐標值盡可能小的而且不與斗底干涉的前提下，我取G點的坐標為(1100,280)。 3 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，即工況Ⅱ。 ②把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。應使輪胎前緣與工況Ⅱ時的鏟斗后壁的間隙盡量小些。履帶中心Z的坐標值應等于履帶的工作半徑。 公式（4-1） 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； —輪胎變形系數(shù)。 查文獻得，，，，。代入上式解得：。 ③根據(jù)給定的最大卸載高度，最小卸載距離，以及卸載角，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況Ⅳ，令此時斗尖為，G點位置為。 ④以為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與X軸平行，即得到鏟斗最高位置圖，即工況Ⅲ。 ⑤連接GG`并作垂直平分線。因為G和G`點同在以A點為圓心，動臂AG長為半徑的圓弧上，所以A點必在的垂直平分線上。 A點在垂直平分線的位置應盡量低些，一般取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/3～1/2處。因此，我取A點坐標為(3388，2177)。 4.1.2 動臂與搖臂鉸接點的確定 動臂與搖臂鉸接點B點的位置是一個十分關鍵的參數(shù)，它對連桿機構的傳動比、倍力系數(shù)、連桿機構的布置以及轉斗油缸的長度都有很大影響。根據(jù)分析與經(jīng)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的垂直平分線上，并在AG的垂直平分線上左側靠近工況Ⅱ時的鏟斗處。相對于前輪胎，B點在其外廓的左上部。通過作圖，設計出B點坐標為(1704,1471)。 4.1.3 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點的確定 因為G、B兩點已被確定，所以在確定連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點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4-2所示。 圖4-2 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計 確定F、E兩點時，既要考慮對機構的要求，又要注意動力學的要求，同時，還要防止前述各種機構被破壞的現(xiàn)象。 1 按雙搖桿條件設計四桿機構 令GF為最短桿，BG桿為最長桿，即必有 GF+BG>FE+BE 公式（4-2） 如圖4-2所示，若令，，，，，并將式(4-2)不等號兩邊同時除以，經(jīng)整理上式得下式，即 公式（4-3） 其中值由確定，即。 初步設計時，式(4-3)中各值可按式(4-4)中選取。 此次設計中取 K=0.952，a=467mm，c=868mm,b=855mm。 公式（4-4） 2 確定E點和F點的位置 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，并且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比角和倍力具體做法如下： 如圖4-3所示，鏟斗取工況Ⅰ。分別以B點和G點為圓心，以c和分別為半徑畫弧，其交點為E；再分別以G點和E點為圓心，a和b半徑畫弧，則其交點必為F。 圖 4-3 連接端部鉸接點設計 作圖所得，在鏟裝工況下，即工況Ⅰ下，E點坐標為(1984，650),F點坐標為(1050,548)。 為了防治機構出現(xiàn)“死點”，“自鎖”或“撕裂”現(xiàn)象，設計時應滿足下列不等式。 工況Ⅱ時： GF+FE>GE 公式（4-5） 工況Ⅳ時： FE+BE>FB 公式（4-6） 檢驗E與F點位置設計： ①工況Ⅱ時，GF=467mm，F(xiàn)E=855mm，GE=1292mm，因此滿足GF+FE>GE。 ②工況Ⅳ時，F(xiàn)E=855mm，BE=868mm，F(xiàn)B=1114mm，因此滿足FE+BE>FB。 綜上所得，E點與F點設計位置滿足要求。 4.1.4 轉斗油缸與搖臂和機架的鉸接點的確定 在圖4-3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 從力的傳遞出發(fā)，顯然使搖臂BC長一些有利，那樣可以增大轉斗油缸作用力臂，使掘起力相應增大。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，并且使轉斗油缸行程過長。初步設計時，一般取 BC≈(0.7～1.0)BE 公式（4-7） 因此，取BC=0.96，BE=830mm。BC與BE夾角（即搖桿折角）可取∠CBE = 130°～180°,再次取∠CBE=175°，C點運動不與鏟斗干擾。 2、確定D點 轉斗油缸與機架的鉸接點D，是根據(jù)鏟斗由工況Ⅱ舉升到工況Ⅲ過程為平動和由工況Ⅳ下降到工況Ⅰ能自動放平這兩大要求來確定的。 如圖4-2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也就唯一的被確定下來。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點C1和C4點連線的垂直平分線的交點。 研究證明，D點設計在A點的左下方較好，D的固定坐標為(2965,1913)。 4.1.5動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點的確定 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，一般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。 一般動臂舉升油缸與動臂的鉸接點H選定在AG連線附近或上方，并取AHAG/3。因此，取工況Ⅰ時的H坐標為(2441,1405),AH=1237mm。 考慮到聯(lián)合鏟裝工況(邊插入邊舉臂)的需要，在滿足動臂舉升油缸與車架鉸接點M最小離地高度要求的前提下，令工況Ⅰ時AH與MH趨于垂直。這樣可以使鏟斗開始從料堆中提升時阻力距最大，獲得較大的初始工作力矩。 M點往前橋方向靠近是比較有利的。這樣做，可使動臂舉升油缸在動臂整個舉升過程中，舉升工作力臂大小的變化往往較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升最高位置時的舉升力不足，因此此時工作力臂往往較小或最小。 綜上所述，我取M點在A點正下方1383mm處。 經(jīng)過上述的各步作圖，整個工作裝置連桿機構的尺寸參數(shù)設計完畢。為了進一步檢驗鏟斗的平動質(zhì)量，在工況Ⅱ、Ⅲ之間選擇2個位置進行檢驗鏟斗的轉角，所得結果鏟斗轉較差小于10°，則證明設計合理[7]。 4.2 工作裝置強度計算 4.2.1確定工作裝置的計算位置 裝載機作業(yè)工況不同，工作裝置的受力情況也不一樣。因此，進行工作裝置強度計算時。只要其受力最大時的計算位置，選取工作裝置受力最大的典型工況，來對工作裝置進行強度計算。 通過分析裝載機鏟斗插入料堆、鏟起、提升、卸載等作業(yè)過程可知，裝載機在地面鏟掘物料時，工作裝置的受力最大，所以對裝載機進行受力分析，可選取裝載機在水平地面上鏟斗斗底與地面的夾角為3-5度鏟掘時的鏟取位置作為計算位置，且假設外載荷作用在鏟斗的切削刃上[9]。 4.2.2 工作裝置載荷分析 1、水平受力 裝載機沿水平面運動，工作裝置油缸閉鎖，鏟斗插入料堆，此時認為物料對鏟斗的阻力水平作用在切削刃上，水平力的大小由裝載機的牽引力決定，其最大值按下式計算： 裝載機的最大插入阻力受附著力限制，所以要保證 公式（4-8） ——裝載機自重力； ——附著系數(shù)，附著系數(shù)一般在0.6—0.85之間，此處取0.75； ——滾動阻力系數(shù)，裝載機Ⅰ檔是取0.04,Ⅱ檔是取0.03，此處取0.04。 代入數(shù)據(jù)得： 即 45941.7866101 即牽引力大于阻力，符合設計要求 2 垂直力的作用工況 鏟斗水平插入料堆足夠深度后，裝載機停止運動，向后轉斗或提升動臂，此時認為掘起阻力垂直作用在切削刃上，且垂直載荷受裝載機的縱向穩(wěn)定性條件的限制，其最大值為： （N） 公式（4-9） 式中：——裝載機空載時的自重； ——裝載機重心到前輪與地面接觸點的距離； ——垂直力的作用點到前輪與地面接觸點的距離； 代入數(shù)據(jù)得： 所以： 即起掘力大于阻力，符合設計要求 4.2.3 工作裝置的受力分析 由工作裝置是一個受力較復雜的空間超靜定系統(tǒng)，為簡化計算，通常作如下假設： 1在對稱受載工況中，由于工作裝置是一個對稱結構，故兩動臂受的載荷相等。同時略去鏟斗及支撐橫梁對動臂受力與變形的影響，則可取工作裝置結構的一側進行受力分析，其上作用的載荷取相應工況外載荷之半進行計算，即： 公式（4-10） 公式（4-11） 2側連桿機構各構件軸線均假設在同一平面內(nèi)，所有作用力都通過各桿件斷面彎曲中心，忽略各桿件因不在同一平面內(nèi)所引起的扭矩，計算時可以用構件的中軸線來代替實際構件。 根據(jù)以上假設，就可以將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為一般平面問題進行受力分析。為了分析工作裝置各鉸接點的受力情況，可以選取一種簡單的受力工況進行分析，對于復雜的受力工況，可以簡化為幾種簡單的受力工況的幾何疊加。因此以水平垂直對稱同時作用的工況進行分析。 計算工作裝置各構件受力時，首先以鏟斗為受力分離體，去掉約束以反力代替，然后，根據(jù)構件中的連接順序，依次求出各構件的受力。此時，工作裝置各構件的受力簡圖如圖4-4所示，并規(guī)定任何構件中力的符號以拉力為正，壓力為負[11]。 （a） （b） 圖4-4 工作裝置受力分析 這樣，根據(jù)平面靜力學公式可列出工作裝置各構件的靜力學計算平衡方程式如下。 a 對于鏟斗，如圖4-4（a）所示，有 公式（4-12） =103431.7N 公式（4-13） = = 公式（4-14） = = b 連桿EF受力 如圖4-4（a）所示，因連桿為二力構件，所以 PF=PE=103431.7N (受拉力) 公式（4-15） c 搖臂受力 如圖4-4（a）所示： 公式（4-16） = =133471.1N 公式（4-17） = =228624.4N 公式（4-18） = = d 動臂受力分析 如圖4-4（b）所示： 公式（4-19） = =176766.6N 公式（4-20） = = 公式（4-21） = =49045.1N 4.2.4 工作裝置的強度校核 在求得工作裝置各主要構件受力的基礎上，計算各構件的內(nèi)力，并進行危險斷面的強度校核。 a 動臂 在對稱載荷的作用下，動臂可看作是支撐在車架A點和動臂油缸上鉸接點H的雙支點懸臂變截面曲梁。為簡化計算，將動臂主軸線分成GI、IJ、JH、HA等折線段，見圖4-5 圖4-5 動臂內(nèi)力計算 1）GI段 軸向力 NGI= 公式（4-22） = = 剪力 QGI= 公式（4-33） = = 彎矩 MI= 公式（4-24） =Nm = 2）IJ段 軸向力 NIJ= 公式（4-25） =N = 剪力 QIJ= 公式（4-26） = = 彎矩 MJ= 公式（4-27） = = 3）JH段 軸向力 NJH= 公式（4-28） = = 剪力 QJH= 公式（4-29） = = 彎矩 MH= 公式（4-30） = = 4）HA段 軸向力 NHA= 公式（4-31） = = 剪 力 QHA= 公式（4-32） = = 彎 矩 MA=0 公式（4-33） 根據(jù)所求出的各段內(nèi)力即可求出內(nèi)力圖，圖4-6為以對稱水平載荷為例做出的動臂內(nèi)力圖。 （a）軸力圖 （b）剪力圖 （c）彎矩圖 圖4-6 對稱載荷引起的動臂內(nèi)力圖 其危險斷面在H點附近為m-m斷面如圖4-5所示。在此斷面上作用有彎曲應力、正應力和剪應力，以其合成力所表示的強度條件為 公式（4-34） 公式（4-35） 把A==50382=