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第1章 緒 論 1.1 裝載機概述 裝載機主要用于鏟裝石灰、土壤、煤炭和其他散狀物料。裝載機不僅可以完成挖掘作業(yè)，還可以執(zhí)行一些其他任務，如推平和起重等。它具備自重輕、機動靈活、效率高等特點，所以用途廣泛。 1.2 裝載機應用技術發(fā)展 1.2.1 國外裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 (1) 產(chǎn)品已經(jīng)形成系列化，成品更新速度快，并且朝著大型化、小型化方向發(fā)展； (2) 裝載機的成套化、系列化、多品種化已經(jīng)成為當下市場的主流； (3) 裝載機上采用新的結構、新的技術，可以使裝載機的性能日趨完善； (4) 開發(fā)各種工作裝置以滿足市場需求； (5) 易于維修、保養(yǎng)，注重環(huán)保。 1.2.2 國外裝載機發(fā)展趨勢 (1) 系列化，特大型化； (2) 多用途，微型化； (3) 廣泛使用液壓技術，廣泛使用微電子和信息技術，提高裝載機的技術含量； (4) 不斷創(chuàng)新結構上的設計； (5) 安全性、舒適性和可靠性也是國外企業(yè)的賣點。 1.2.3 國內(nèi)裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 中國的裝載機制造技術與國外的一些國家還有一定的差距。雖然國內(nèi)裝載機生產(chǎn)企業(yè)確實數(shù)量多，而且還仍呈現(xiàn)增長趨勢，但國內(nèi)大多企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新產(chǎn)品的能力比較的弱，導致產(chǎn)品的更新能力也隨之減弱，適應裝載機市場需求的能力變差。在裝載機制造方面，國內(nèi)關鍵部件技術不能滿足要求，技術裝備和生產(chǎn)能力也較低。與發(fā)達國家相比，我國裝載機在操縱靈活性和舒適性方面較差。國內(nèi)裝載機有以下幾個特點： (1) 產(chǎn)品質(zhì)量不穩(wěn)定，科技含量低 國內(nèi)生產(chǎn)的裝載機產(chǎn)品質(zhì)量不穩(wěn)定：國產(chǎn)裝載機的傳動系統(tǒng)是出現(xiàn)大故障的主要部位，而在液壓系統(tǒng)中主要出現(xiàn)一些小毛病。裝載機制造技術普遍也比較低，現(xiàn)在處于較低水平。 (2) 設備的靈活性、舒適性較差 可以體現(xiàn)裝載機工作效率的主要是它的靈活性。由于制造等原因，裝載機各部件不能自如的運作，工作起來顯得不夠靈活，工作效率低。 國內(nèi)裝載機駕駛室噪聲控制問題還沒有得到很好的解決；密封問題也尚未得到的解決，這些問題都需要進一步的改進和完善。 (3) 產(chǎn)品用途單調(diào)，產(chǎn)品規(guī)格中小型化 國內(nèi)生產(chǎn)的裝載機功能較少、用途較單一，主要是因為國內(nèi)生產(chǎn)的裝載機只能配置幾種附屬作業(yè)裝置，在這方面的技術水平不高。盡管已經(jīng)能生產(chǎn)了0.4噸到10噸 的裝載機，但是裝載機的產(chǎn)量仍然主要在1噸到5噸的范圍內(nèi)。國內(nèi)生產(chǎn)企業(yè)無法生產(chǎn)微型，大型，超大型的產(chǎn)品，導致產(chǎn)品中小型化。 1.2.4 國內(nèi)裝載機發(fā)展趨勢 由于我國歷史與國情等原因，目前國內(nèi)裝載機生產(chǎn)企業(yè)與西方發(fā)達國家的一些制造企業(yè)的生產(chǎn)水平仍存在較大差距?，F(xiàn)在國產(chǎn)裝載機正在處于一個十分重要的過渡期，國內(nèi)各個廠家也在加大對技術方面的投入。中國裝載機制造業(yè)現(xiàn)在有下面幾個發(fā)展趨勢： (1) 大小型裝載機受到了一些客觀條件與市場需求的限制，所以無法大量的生產(chǎn)制造，廠商對這方面的投入也不是很注重。 (2) 通過優(yōu)化每個系統(tǒng)，以提高每個系統(tǒng)的性能。動力系統(tǒng)的減震、工作裝置的性能指標優(yōu)化、冷卻系統(tǒng)結構優(yōu)化、工業(yè)設計等。引進國外最先進的傳動系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)技術，使國內(nèi)裝載機生產(chǎn)更先進。 (3) 提高安全性、舒適性。通過設計，駕駛室內(nèi)提供了ROPS和FOPS功能，使國內(nèi)裝載機能夠通過國際安全要求認證。 (4) 降低裝載機駕駛室與裝載機對外部環(huán)境的噪聲，減少尾氣排放，強化裝載機的環(huán)保指標，讓國內(nèi)的裝載機綠色化。 - 61 - 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 工作裝置是裝配到裝載機上，是裝載機上的關鍵組件之一，它能夠使裝載機完成鏟取、裝載及卸載等作業(yè)。它是自帶液壓缸的多連桿機構。 工作裝置是由兩個獨立的運動機構組成：動臂舉升機構與多連桿機構。主要由鏟斗、連桿、動臂、上下?lián)u臂、轉(zhuǎn)斗油缸、動臂舉升油缸、托架等組成。 2.2 工作裝置連桿機構的結構形式與特點 目前裝載機上使用最為廣泛的是六連桿機構工作機構。它的機構傳遞方案如圖2-1所示。其中，目前未在裝載機使用的是圖b 所示的方案；由圖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3為連桿、構件4為搖臂、構件5為轉(zhuǎn)斗油缸、構件6為機架。 圖2-1 六桿機構的構成方案 以下是一些最廣泛設計的裝載機設計類型。它是根據(jù)轉(zhuǎn)斗油缸布置位置的不同設計的。轉(zhuǎn)斗油缸可以作為裝載機工作裝置其中的連桿機構： (1) 轉(zhuǎn)斗油缸前置式正轉(zhuǎn)六桿機構（圖2-2a） 以圖2-1a的構件3作為轉(zhuǎn)斗油缸時，它的優(yōu)點在于裝載機的轉(zhuǎn)斗油缸可以直接連接到搖臂上。缺點就是在翻轉(zhuǎn)鏟斗時，是轉(zhuǎn)斗油缸小腔進油，通過的小腔作用來實現(xiàn)翻轉(zhuǎn)，這樣鏟斗的鏟掘力就會相對較小。 圖2-2 六桿機構工作裝置的結構形式 (2) 轉(zhuǎn)斗油缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構（圖2-2b） 以圖2-1a中的構件5作為轉(zhuǎn)斗油缸，并將裝載機的轉(zhuǎn)斗油缸放在動臂的上方。機構的傳動比大于轉(zhuǎn)斗油缸前置式的傳動比，并且前懸小于轉(zhuǎn)斗油缸前置式的?；钊谐瘫绒D(zhuǎn)斗油缸前置式的短。缺點是：轉(zhuǎn)斗油缸后置式的轉(zhuǎn)斗油缸與車架的鉸接點位置過高，這會影響駕駛員的視野并且在操作方面給駕駛員造成不便。 (3) 轉(zhuǎn)斗油缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構（圖2-2c） 使用圖2-1a中構件5作為轉(zhuǎn)斗油缸，并將轉(zhuǎn)斗油缸安裝在動臂下方，以便當裝載機用于鏟掘收斗作業(yè)時，使用油缸的大腔進行工作，產(chǎn)生更大的掘起力，并且鏟斗易于翻轉(zhuǎn)。 (4) 轉(zhuǎn)斗油缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構（圖2-2d） 將圖2-1a中的構件5為轉(zhuǎn)斗油缸并將其安裝在動臂的上。該機構主要有以下幾個優(yōu)點：一是鏟斗插入料堆時（第一工況時）轉(zhuǎn)斗油缸的大油腔注油，多連桿機構的傳力比可以設計成較大的值。因此鏟斗可以獲得較大的掘起力，使得鏟斗翻轉(zhuǎn)時比較容易；二是多連桿機構各構件的尺寸合理設計；三是工作裝置連桿的結構十分緊湊，前懸也很小，所以駕駛員的視野會更好。缺點是在搖臂與連桿的位置處于鏟斗與前橋之間的狹窄位置，容易造成構件之間發(fā)生干涉，無法滿足市場需求。 (5) 轉(zhuǎn)斗油缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構（圖2-2e） 以圖2-1a 的構件3作為轉(zhuǎn)斗油缸并將其布置在靠近鏟斗的地方。 2.3 工作裝置自由度的計算 圖2-3為反轉(zhuǎn)六桿機構工作裝置各連桿結構簡圖。 圖2-3 工作裝置平面桿系結構簡圖 該機構中活動構桿件數(shù)n=8，低副數(shù)目Pi=11，高副數(shù)目Ph=0。這樣，通過平面機構的自由度的計算公式，反轉(zhuǎn)六桿機構工作裝置的自由度為 F=3n-2Pi-Ph=2 (2-1) 第3章 裝載機工作裝置設計 3.1 鏟斗設計 3.1.1 鏟斗的結構形式 (1) 斗體形狀 從鏟斗的整體形狀來看，鏟斗分為兩種形式：深底和淺底。淺底鏟斗比深底鏟斗更容易裝滿，但在運輸過程中淺底鏟斗容易溢出物料。相比之下，淺底鏟斗更適合定點裝卸，深底鏟斗適合遠距離的運輸。 (2) 切削刃形狀 切削刃分為兩種類型：直線型和非直線型；前者設計比后者的要簡單，這樣會有利于鏟平地面，但鏟裝的阻力要比后者的大。非直線型切削刃主要有兩種類型：V形和弧形。這種切削刃在插入時具有相對較小的阻力并且易于插入料堆中，并且對于減小偏執(zhí)載荷的插入也是有利的。 (3) 斗齒 斗齒是安裝或焊接在鏟斗斗刃上的，有的斗刃也不安裝或焊接斗齒。如果將鏟斗的斗刃上安裝或焊接了斗齒后，則首先將斗齒插入料堆中。由于安裝或焊接斗齒的比壓大，所以帶齒的比不帶齒的切削刃更容易插入料堆里。當料堆的密度更大時，效果更加明顯。 斗齒結構分為兩種：分體式和整體式。一般斗齒都是用高錳鋼制成的整體式，用螺栓固定在鏟斗斗刃上，圖3-1是整體式斗齒。 圖3-1 整體式斗齒 (4) 鏟斗側刃 由于鏟斗側刃要參與插入工作，為了減小插入阻力，側壁前刃通常與鏟斗的前壁形成銳角?；【€或折線側刃鏟斗的插入阻力小于直線形側刃的插入阻力，但具有弧線或折線形側刃鏟斗的側壁較淺。物料容易從兩側撒落，影響鏟斗的堆裝量。 (5) 斗底 為了使鏟裝的物料在鏟斗內(nèi)能有良好的流動性，鏟斗底部的圓弧半徑應不宜過小，前后壁夾角應大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(shù)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(zhì)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：耐磨和耐沖擊的中錳合金鋼材料 3.1.2 確定鏟斗斷面形狀和基本參數(shù) (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(shù)確定，如圖3-2所示。 圖3-2 鏟斗斷面基本參數(shù)圖 后壁高h是指鏟斗的上邊緣至圓弧與后壁切點之間的距離。 底壁長l是指鏟斗底壁的直線部分的長度。l如果增加，鏟斗鏟入料堆深度也變大，鏟斗容易裝滿，但掘起力將由于力臂的增加而減小。從試驗中可知，插入阻力隨著鏟斗入料堆的深度而急劇增加。l長同樣也會降低卸載高度。l如果縮短，則掘起力大；并且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度較小，縮短工作時間，但會降低鏟斗容量。對于主要裝載輕質(zhì)物料的鏟斗，l可選擇較的大值；對于裝載巖石的鏟斗，應取小些。 鏟斗張開角γ 是鏟斗后壁和底壁之間的角度，一般在45°到52°之間。 本次設計的具體參數(shù)初始設置如下： 鏟斗圓弧半徑r：500mm 底壁長l：700mm 后壁高h：400mm 張開角γ：50° (2) 鏟斗基本參數(shù)的確定 設定好上述鏟斗斷面參數(shù)后，根據(jù)老師給定的參數(shù)，本次設計鏟斗的總寬度B為3100mm，鏟斗壁厚為20mm。 在設計鏟斗時，鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑R （即鏟斗與動臂鉸接點到切削刃之間的距離）被用作基本參數(shù)。鏟斗的其他參數(shù)作為R的函數(shù)。鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑R可按照式（3-1）計算。 圖3-3 鏟斗尺寸參考 （m） (3-1) 式中 鏟斗平裝斗容，3m3 鏟斗內(nèi)側寬度，3.02m 鏟斗斗底長度系數(shù)，=1.40~1.53 后壁長度系數(shù)，=1.1~1.2 擋板高度系數(shù)，=0.12~0.14 圓弧半徑系數(shù)，，取值范圍(0.35~0.4) 張開角，為45°~52°取50° 擋板與后壁間的夾角5°~10°（無擋板取0） 圖3-3中各參數(shù)含義如下： 鏟斗圓弧半徑，m Lg 斗底長度，是指從鏟斗切削刃到鏟斗底部延長線與鏟斗后壁延長線交點的距離，m (3-2) KZ 后壁長度，是指從后壁上緣到后壁延長線與斗底延長線交點的距離，m Kk 擋板高度，m 調(diào)整每個參數(shù)后，每個值可以通過與R值之比，分別計算出、、、值，=1.4，=1.2,=0.13,=0.4 然后，代入公式（3-1），可以確定鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑R，并且可以計算得出R≈1314mm 即可得出 Lg=1.4×1314=1839.6mm Lz=1.2×1314=1576.8mm Lk=0.13×1314=170.8mm 通常，鏟斗側壁切削刃相對于鏟斗底壁的傾角=50°~60°。鏟斗與動臂鉸接點距離斗底壁的高度為 h=（0.06~0.12）R=78.84~157.68mm (3-3) r=525.6mm S=0.957 m2 3.1.3 鏟斗容量的計算 在設計任務書里已經(jīng)給出來了鏟斗的斗容，并且鏟斗的參數(shù)是根據(jù)鏟斗的斗容制定下的，因此，下面只描述用于計算鏟斗斗容的算法公式。 (1) 平裝容量 根據(jù)公式（3-4）計算鏟斗的平裝容量（見圖3-4）。 對于有防溢板的鏟斗 VS=SB0-23a2b=3.87 (3-4) 式中 有擋板的鏟斗橫截面面積，m2 鏟斗內(nèi)側寬度，m 擋板高度，m 斗刃刃口與擋板最上部之間的距離，m 對于無防溢板的鏟斗 Vs'=S'B0（m3） (3-5) 式中 不裝擋板的鏟斗橫截面面積，m2 圖3-4 鏟斗容量計算 (2) 額定容量 鏟斗的額定容量（見圖3-4）按照式（3-6）計算。 對于有防溢板的鏟斗 Vr=Vs+b2B08-b26a+c=3.44 (3-6) 式中 c 物料堆積高度，m 對于無防溢板的鏟斗 Vr'=Vs'+b2B08-b324 3.44-3.33.3=4.24%<5% 該結果在誤差范圍內(nèi)，所以該方案合理。 (3) 判斷鏟斗類型： 對于淺底鏟斗為： LB=425~475·3Vr (3-7) 對于深底鏟斗為： LB=620~665·3Vr LB3Vr=457.1 所以此鏟斗為淺底鏟斗。 3.2 工作裝置連桿系統(tǒng)設計 3.2.1 機構分析 轉(zhuǎn)斗機構主要由六個部分組成：轉(zhuǎn)斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD。實際上，它由兩個反轉(zhuǎn)四桿機構GFEB和BCDA（圖中GF2E2B和BC2DA）串聯(lián)組成。當舉升動臂時，如果假定動臂是固定桿，則可以將機架AD視為輸入桿。把鏟斗GF看作輸出桿。因為AD和GF轉(zhuǎn)向相反，所以叫反轉(zhuǎn)六桿機構。 舉升機構主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構成。 圖3-5 反轉(zhuǎn)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 3.2.2 尺寸參數(shù)設計 由于圖解法更直觀，更易于掌握，因此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(xiàn)。 3.2.2.1 確定動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A (1) 確定坐標系 如圖3-6所示，先選取坐標系并確定尺寸比例1:45。 (2) 畫鏟斗圖 鏟斗橫截面的設計輪廓按比例繪制在坐標系xOy中。斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈3°~5°的前傾角。這是鏟斗插入料堆時位置，即插入工況。 圖3-6 動臂上三鉸接點設計 (3) 確定動臂與鏟斗的鉸接點G 因為G點的x坐標值越小，轉(zhuǎn)斗掘起力就越大，所以G點靠近O點是有利的。但是，它受鏟斗底部和最小離地高度的限制，不能任意減小；當G點的y坐標值增加時，鏟斗在料堆中的鏟取區(qū)域增加，并且裝載的物料量很大。然而，連桿與鏟斗之間的鉸接點F距離減小，從而掘起力減小。 綜合考慮各種因素，根據(jù)坐標圖上插入工況的鏟斗實際位置，為了確保G點在y軸的坐標值yG=250~350mm，并且x軸坐標值xG盡可能小，在不干涉斗底的前提下，人為確定指標圖上的G點。初定G點坐標為（1300，300）。 yG=300mm (4) 確定動臂與機架的鉸接點A ① 以G點作為圓心，順時針旋轉(zhuǎn)鏟斗，直到鏟斗斗口O'O''與x軸平行，即鏟裝工況。 ② 把已經(jīng)選定的輪胎外輪廓畫在指標圖上（輪胎外輪廓的直徑約為1700mm）。在繪圖時，鏟斗裝載狀態(tài)下輪胎前緣與鏟斗后壁之間的間隙應盡可能小。輪胎中心Z的y坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk =800mm。 (3-8) 式中 yz Z點的y坐標值，mm dw 輪輞直徑，mm =25in bw 輪胎寬度，mm =24.5in Hbw 輪胎斷面高度和寬度的比例（普通輪胎取1，寬面輪胎取0.83，超寬面輪胎取0.64）。取Hbw=0.83 輪胎變形系數(shù)（普通輪胎為0.1至0.16，寬面輪胎為0.05至0.1）。 取=0.16 ③ 根據(jù)老師給定的最大卸載高度hx，最小卸載距離lx和卸載角度αx，繪制卸載到最高位置時鏟斗的位置圖，即高位卸載工況，并令此時斗尖為O4，G點位置為G'，如圖3-7所示。 ④ 以G'點作為圓心，順時針旋轉(zhuǎn)鏟斗，使鏟斗開口平行于X軸。 ⑤ 連接G G'并作其垂直平分線。 A點在平分線上的位置應盡可能的低一些，以提高裝載機整體的工作穩(wěn)定性，降低機器的整體高度，并改善駕駛員的視野。一般來說，A點位于前輪的右上角，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（3932，2064）。 A點位置的變化可以通過移動點G'點位置和輪胎中心Z點的位置來執(zhí)行。 3.2.2.2 確定動臂與搖臂的鉸接點B B點是一個十分關鍵的位置參數(shù)。如圖3-7所示，通過分析，根據(jù)以往的經(jīng)驗，一般取B點在AG連線的上方和A點的水平線下方，并在AG的垂直平分線的左側，盡可能靠近鏟裝工況時的鏟斗。相對于前輪胎，B點位于其輪廓的左上角。裝載機的工作裝置的設計確定B點的坐標為（1977，1828）。在UG中顯示如圖3-7和圖3-8所示。 圖3-7 動臂鉸接點A的確定 圖3-8 動臂鉸接點的三維顯示 3.2.2.3 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點F、E的確定 由于G與B已經(jīng)定下來，因此定F與E點實際上是確定連接到鏟斗的四連桿機構GFEB的尺寸，如圖3-9所示。 根據(jù)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 (3-9) 如圖3-10所示，若令GF=a，F(xiàn)E=b，BE=c，BG=d，并將式（3-9）不等號兩邊同時除以d，整理后得到下式，即 K=bd+cd-ad<1 (3-10) 上式各值可按式（3-11）選取，由G（1300，300）、B（1977，1827）點的坐標得到d=1670mm (3-11) 由式（3-8）選取K=0.950 得到，a=0.39d=651mm c=0.6d=1000mm，代入（3-11） 得到，b=1271mm。 圖3-9 連桿、搖臂、轉(zhuǎn)斗油缸尺寸設計 3.2.2.4 確定E和F點位置 確定這兩個點位置必須考慮一下四個要求： (1) E點不得與裝載機的前軸發(fā)生碰撞，并且要使它與地面有足夠小距離； (2) 插入工況時，使EF桿與GF桿盡可能垂直，以便獲得更大的傳動角和倍力系數(shù)； (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桿和GF桿之間的傳動角也必須大于10°。 如圖3-10所示，將鏟斗去插入工況，以B點為圓心，以BE=c為半徑畫??；人工初選E點，使其落在B點右下角的圓弧上；然后分別以E點和G點為中心，分別用FE=b和GF=a繪制半徑的圓弧得到交點，即為F。 圖3-10 連桿端部鉸接點設計 3.2.2.5 確定轉(zhuǎn)斗油缸與搖臂和機架的鉸接點C和D (1) 確定C點 從作用力的傳遞開始，可以肯定搖臂BC段長一些更加的好，這可以增加轉(zhuǎn)斗油缸的推力并增加挖掘力。但是，如果BC部分延長，鏟斗和搖臂之間的角度比將減小。因此初步設計時，一般取 BC≈(0.7~1.0)BE (3-12) 點C通常位于點B左上角。BC與BE之間的角度為∠CBE=130°~180°。另外請注意，當達到插入工況時，搖臂BC接近轉(zhuǎn)斗油缸CD趨近垂直。C點運動不得干涉鏟斗，其高度不得影響駕駛員的視野。 在此確定BC=0.67BE=680mm，并且BC與BE之間的角度為∠CBE=130°。 (2) 確定D點 如圖3-10所示，當鉸接點G、F（即F2）、E（即E2）、B、C（即C2）被確定之后，然后，鏟斗分別在工況I、II、III、IV時的C點的位置C1、C2、C3、C4也就唯一的確定。 當鏟斗從工況II舉升到工況III或工況IV時，下放到工況I的運動過程中，轉(zhuǎn)斗油缸的長度始終保持不變，因此D點必須在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上。 最后，D點設計在A點的左下角。這樣設計不僅會給裝載機工作裝置提供良好的平移性能，而且動臂在舉升過程中，還可以降低舉升外阻力矩。D點的固定坐標值為（3537，1885）。 (3) 確定動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點H點及M 動臂舉升油缸布置在前軸和前后車架的鉸接點之間的狹窄空間內(nèi)。 通過上述確定了裝載機工作裝置的每個鉸接點的位置。在設計良好的外形前提下，基于UG軟件繪圖，本次設計中 ZL60裝載機的各個工作狀況如下圖： 圖3-11 I 插入工況 圖3-12 II 鏟裝工況 圖3-13 III 最高位置工況 圖3-14 IV 高位卸載工況 3.3 工作裝置靜力學分析 3.3.1 外載荷確定原則 在鏟掘作業(yè)過程中，裝載機通常具有以下三種受力工作狀況： (1) 鏟斗水平插入料堆中，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。 (2) 鏟斗水平插入料堆，翻轉(zhuǎn)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。 (3) 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，如圖3-15所示。 圖3-15 工作裝置外載荷工況 3.3.2 鏟斗形心的確定 以C點為原點進行計算 (1) 三角形形心的確定 由圖可得 yC1=403mm xC1=888mm (2) 扇形形心的確定 圖3-16 扇形形心 x=2/3 (3-13) 式中， 用弧度表示，=0.72π，r=525mm 由此可得 x=317mm x=xsin=287mm y=r-xc2cos65°=403mm (3) 三角形ODB的形心確定 圖3-17 三角形ODB形心的確定 y=175mm x=1088mm (4) 三角形OEB的形心確定 OBD=25° BC=y/sin12.5°=808mm y= BC·sin(65-15)=618mm x= BC·cos50°=519mm 由以上各式該形心在x軸和Y軸上的坐標為 x=888mm y=403mm x=287mm y=403mm x=913mm y=175mm x=519mm y=618mm DH=1.212m (5) 鏟斗重心坐標為： 根據(jù)幾何關系有 A=1/21.8391.212=1.11443m A=0.36R=0.31244m A=A=1/20.5251.127=0.2958m 由此可得鏟斗重心坐標為 X=A1x1-(A3x3+A4x4-A2x2)A1+A2-A3-A4 (3-14) 代入數(shù)據(jù)得：X=785mm Y=A1y1-(A3y3+A4y4-A2y2)A1+A2-A3-A4 (3-15) 代入數(shù)據(jù)得：Y=407mm 即鏟斗形心坐標為（785，407）。 (6) 鏟斗在堆裝狀態(tài)下的物料重心 ① 已知：C0(785，407) AD=1213mm MD=1481mm 根據(jù)幾何關系得三角形DNM重心坐標為（218，720），三角形ADM重心（506，839）。 ② 堆裝狀態(tài)物料重心 圖3-18 鏟斗的形心 xc=A1x1+A2x2+A3x3A1+A2+A3 代入數(shù)據(jù)得 x=632mm 同理可得 y=516mm 式中， A——鏟斗橫斷面面積； A——的面積； A——物料堆高面積。 x1，y1——鏟斗橫斷面形心坐標； x2，y2——的形心坐標； x3，y3——物料堆高形心坐標； 由于（632，516）和鏟斗形心坐標（785，407）接近，因此選物料和鏟斗重心坐標為（710，460）。 3.3.3 外載荷的計算 (1) 插入阻力 根據(jù)一般方法難以計算上述阻力，通常根據(jù)以下經(jīng)驗公式確定： Fx=9.8K1K2K3K4BL1.25 （N） (3-16) 式中 K1 物料塊度與松散程度系數(shù)，見附錄附表1 K2 物料性質(zhì)系數(shù)，見附錄附表2 K3 料堆高度系數(shù)，見附錄附表3 K4 鏟斗形狀系數(shù)， 寬斗 B1.5 m K3=1.1 ～1.4； 小斗 B（0.5～1.3）m K4=1.6～1.8；取1.4 B 鏟斗寬度，305cm L 鏟斗一次插入深度，48cm(最大插入深度可取鏟斗前壁長的0.6~0.7倍) 得到： Fx=9.8×1×0.2×0.8×1.4×305×481.25=84591.3（N） (2) 掘起阻力 鏟斗開始舉升時物料的剪切力按下式計算 FZ=2.2KBLC （N） (3-17) 式中 K 開始舉升鏟斗時物料的剪切應力；此值是通過試驗測定的，塊度為0.1~0.3m的松散花崗巖，它的剪切應力平均值可取K=35000Pa。 B 鏟斗寬度，m Lc 鏟斗插入料堆的深度，m 得到： Fz=2.2×35000×3.05×0.48=112728（N） (3) 轉(zhuǎn)斗阻力矩 當鏟斗翻轉(zhuǎn)鏟取物料時，在鏟斗充分插入料堆轉(zhuǎn)斗的最初時刻，轉(zhuǎn)斗靜阻力矩具有最大值，用Ma0表示，此時鏟斗轉(zhuǎn)角a=0；之后，當鏟斗靜阻力矩隨著鏟斗的翻轉(zhuǎn)角a的變化而按雙曲線特性變化（見圖3-19），一直到鏟斗前切削刃離開料堆坡’面線為止(a=a')。開始鏟取時(a=0)的靜阻力矩Ma0為 Ma0=1.1Fx[0.4(x-14L)+y] (3-18) 式中 Fx 開始轉(zhuǎn)斗時的插入阻力，165000N(取最大牽引力值) x 鏟斗回轉(zhuǎn)中心與斗刃的水平距離，1.3m y 鏟斗回轉(zhuǎn)中心與地面的垂直距離，0.3m L 鏟斗的插入深度，0.48m Ma0=1.1Fx[0.4(x-14L)+y] =1.1×165000×[0.4×(1.3－0.25×0.48)+0.3] =140118（N·m） 圖3-19 轉(zhuǎn)斗靜阻力矩與鏟斗轉(zhuǎn)角的關系 掘起阻力矩Ma隨著鏟斗回轉(zhuǎn)角a的增加而減小。當鏟斗回轉(zhuǎn)a角后，轉(zhuǎn)斗阻力矩Ma為 Ma=Ma0(1-can) (3-19) 式中 n=lg(2Ma0-Ma'ma0)lga'3 c=1(a')n×Ma0-Ma'Ma0 a’ 鏟斗離開料堆時的翻轉(zhuǎn)角度 Ma' 鏟斗離開料堆時，由物料重力產(chǎn)生的阻力矩，N·m 轉(zhuǎn)斗阻力矩計算：開始轉(zhuǎn)斗的阻力矩為 MZ=Ma+(Gm+GC)LC (3-20) 式中 MZ 轉(zhuǎn)斗阻力矩，N·m Ma0 開始轉(zhuǎn)斗靜阻力矩，140118N·m Gm 裝載機額定載重量重力，6000 N Gc 鏟斗自重力 取鏟斗底厚20mm，后臂和擋板厚20mm，側板厚15mm 根據(jù)鏟斗各機構尺寸計算鏟斗體積為： V=0.1804 ρ鋼=7900Kg/m3 GC=ρvg=14253(N) LG 鏟斗中心至回轉(zhuǎn)中心C的水平距離（圖3-20），0.6m 得到 MZ=Ma+(Gm+GC)LC =140118+（60000+14253）×0.6 =184669.8（N·m） 圖3-20 作用在轉(zhuǎn)斗連桿上力的確定 作用在轉(zhuǎn)斗連桿上的力FF：鏟斗充分插入料堆后開始轉(zhuǎn)斗時，作用在鏟斗與鏟斗連桿鉸銷上的力為FF（圖3-20）。 3.4 工作機構的受力分析與計算 3.4.1 裝載機的幾種工況 (1) 重載鏟斗舉升至最高位置； (2) 重載鏟斗舉升至最大水平幅度； (3) 聯(lián)合鏟裝工況； 3.4.2 聯(lián)合鏟裝時的受力分析 圖3-21 鏟斗受力分析 (1) FF求解 由圖可知 a=710mm b=1300mm c=650mm y=300mm 以G為支點，有力矩方程 Gm+Gc2×a+Fsh2×b+Fin2×y=FF×sin80×c (3-21) 代入數(shù)據(jù)得 FF=461866N FF=FE（方向相反） (2) FG求解 圖3-22 G點的受力分析 經(jīng)過計算知F1E1水平，因此有FF與Fin/2方向一致。有 FG=(Fin2+FF)2+[Fsh2+Gc+Gm2]2 (3-22) 代入數(shù)據(jù)得 FG=329037N θ=arctan(Fin/2+FFFsh2+Gc+Gm2) (3-23) 代入數(shù)據(jù)得：θ=72° (3) 分離搖桿，取B為支點，有力矩方程： FE×LBE×sinα3=Fc×LBCsinα2 (3-24) 由此可得 Fc=FE×LBE×sinα3LBC×sinα2 代入數(shù)據(jù)得 Fc=600910N (4) 求解FB 圖3-23 FB的分解 經(jīng)過計算 FE與Fc夾角為23.8°。 根據(jù)幾何關系有： FE2+FC2-2FE×FCcos17.5=FB2 可得 FE=4618662+6009102-2×230933×461866×cos156.2° =1040331N (5) FE，F(xiàn)B夾角求解 β=arccos(FE2+FB2-FC22FBFE) (3-25) 代入數(shù)數(shù)據(jù)得 β=arccos(4618662+10403312-60091022×1040331×461866) =13° (6) 分離動臂，以A為支點，有 FB×LM+FH×LAN=FG×LAG (3-26) 圖3-24 動臂受力分析 式中，——A點到FB的作用線的距離 ； ——點到的作用線的距離 ； ——點到的作用線的距離 ； 經(jīng)過計算得AG與水平線夾角為33.5，F(xiàn)G與水平線夾角為18，因此有FG與AG連線的夾角為51.5。所以有 LAQ=AGsin51.5 =2512mm 由前面已求得FB與水平線的夾角為13，AB與水平線的夾角為7。 所以有FB與AB夾角為6。 LAM=ABsin6°=1969sin6°=206mm 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取AH=800mm 由(3-23)得，有 FH=FG×FAQ-FB×LAMLAN =329037×2512-520165.5×206800 =968758N (7) 求解FA XA=FHcos33.5°+FB2cos13°-FGsin72° =968758×cos33.5°+520165.5×cos13°-329037×sin72° =1001734.5N YA=-(FHsin33.5°+FB2sin13°-FGcos72°) =-(968758sin33.5°+520165.5sin13°-329037cos72°) =-316003N 因此有 FA=XA2+YA2 FA=1050394N 那么FA與水平線夾角γ為 γ=arccos XA/YA (3-27) γ=45.4° 3.4.3 工作機構主要零件的強度計算及液壓缸的確定 說明：對于裝載機的每個工作機構，在計算裝載機工作強度時應使用第四強度理論： σ=(σn+σμ)2+3τk2≤σs/n (3-28) 工作初步計算 σmax=MW+FS≤σs/n (3-29) 式中，n——為安全系數(shù)，n=1.8~2.3。 (1) 動臂強度計算 動臂可以看作是支撐在車架的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，將動臂危險取為動臂油缸上H處截面。則 σmax=MW+FS≤σs/n 取n=2。 W=BHA23 (3-30) S=2BH (3-31) M=FAsin42.5°×LAN F= FAcos42.5°=774431N BσsHA2-FHA-6M=0 (3-32) 得 HA≥F±F2+24BσsM2Bσs (3-33) 式中，M=1050394sin42.5°0.8=567709N·m σs——屈服極限，MPa； 45鋼σs=353MPa； B——鋼板厚度，取B=40mm HA≥774431+7744312+24×0.04×353×567709×1062×0.04×353×106≥519mm 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取HA=560mm (2) 轉(zhuǎn)斗油缸的選擇 F1=FC=600910N 工作壓力取 P=30MPa ① 直徑的選擇 根據(jù)國家系列，P1推=603186N,P1拉=412334N 查表得,活塞桿直徑d=90mm； 缸體內(nèi)徑D1=160mm。 ② 行程的選擇 經(jīng)過計算得其行程為：S=405mm； 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取S=600mm。 根據(jù)經(jīng)驗公式 L+SL=1.6~1.7 (3-34) 代入數(shù)據(jù)得：L=850~1000mm (3) 動臂油缸的選擇 ① 直徑的選擇 F2=FH=968758N 工作壓力取P=30MPa； 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取液壓缸桿徑D2=150mm 液壓缸內(nèi)徑D3=220mm F=1140398N 取S=750mm； 根據(jù)經(jīng)驗公式（3-31）， =1.6-1.7 代入數(shù)據(jù)得：L=1071~1250mm ② 行程的選擇 經(jīng)過計算以及根據(jù)同類型產(chǎn)品，所以行程取S=750mm。 3.4.4 搖臂及連桿的計算 (1) 經(jīng)過討論可知，搖臂的危險斷面在B點所在截面，根據(jù)公式 圖3-25 危險校核 σmax=MW+FB2≤σ2 W=BHB23 S=2BHB M=Fc×LBC 代入數(shù)據(jù)得：M=204309N?m F=Fcsin90° 代入數(shù)據(jù)得：F=600910N 根據(jù)公式 B 可得公式： HB≥F+F2+24BσsM2Bσs 式中，σs=353MPa，B=0.04m 代入數(shù)據(jù)得 HB≥600910+6009102+24×0.04×353×204309×1062×0.04×353×106=317mm 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取HB=350mm。 (2) 連桿的計算 ① 直徑的確定 根據(jù)公式 FE1/4πd2≤σsn 式中,連桿受力F=461866N，=353MPa n——安全系數(shù) (1.8~2.25)，取n=2； 由此可得 d≥4FEnπσs≥4×461866×2π×353×106≥0.058mm ② 穩(wěn)定性校核 根據(jù)公式 Pcr/FE≥nst (3-35) Pcr=π2EIl I=πd464 式中， E——彈性模量 E=210MPa； n——安全系數(shù) n=3~5，取n=3； l——即EF的長度 EF=1269mm； 由此可得 π2EIFEl2≥4 代入數(shù)據(jù)得 π2×210×109×πd4/64461866×1.2692≥3 從而可得 d≥43×461866×1.2692×64π3×210×109≥68.4mm 取d=70mm。 (3) 連桿銷軸計算 ① 彎曲強度計算 根據(jù)公式 σmax=M/W<σs/2 (3-36) W=πd332 (3-37) M=PL2 (3-38) 式中，P——計算載荷，為鉸點所受載荷的1/2，即 P=1/2FF=230933N 圖3-26 連桿銷軸 L2——銷軸計算長度， L2=1/2L1+a+1/4d d——連桿寬度；取=30mm，a=20mm 則L2=70mm； ——屈服極限，由于銷軸常用40Cr，=800MPa 因此有 d≥316×461866×0.07π×400×106≥74.4mm 故取d=80mm。 ② 銷軸、支座擠壓強度的計算 根據(jù)公式 σmz=p1L1d≤σs2 (3-39) 式中，σs——支座的擠壓屈服極限，σs =353MPa； 代入數(shù)據(jù)得 σmz=2309330.03×0.07=110×106≤176.5×106Pa 因此合適。 ③ 銷軸套擠壓應力的計算 根據(jù)公式 σmt=4P1d'd=4×2309330.07×0.08=165×106≤176.5×106 因此合適。 (4) G點銷軸的確定 ① 根據(jù)公式 σmax=MW≤σs/2 W=πd332 M=FGi2 l=a/2+b+c/2 式中，根據(jù)同類型產(chǎn)品，取c=20mm，b=20mm，a=40mm。 圖3-27 G點銷軸 因此有d=50mm。 根據(jù)公式 d≥364Mπσs 式中，——屈服極限，=800MPa； 因此有 d≥364FGlπσs 代入數(shù)據(jù)得d=60mm。 ② 銷軸支座擠壓應力的計算 根據(jù)公式 σmz=1/2FGad=329037/2 0.04×0.055 =75MPaMPa 因此合適。 ③ 銷軸套擠壓應力的計算 根據(jù)公式 σmt=1/2FGcd =3290372×0.02×0.055=68.5MPa 因此合適。 (5) C點銷軸的確定 ① 根據(jù)彎曲強度計算 圖3-28 C點銷軸 根據(jù)公式 σmax=MW≤σs/2 W=πd332 M=1/2F =1/2+a+701/2=70mm P1=1/2600910=300455N 代入數(shù)據(jù)可得 σmax=300455×0.07×32πd3≤σs/2 因此有 D≥332×300455×0.07π×400×106 D≥79.8mm 由活塞桿耳環(huán)查得：dc=80mm ② 銷軸套擠壓應力的計算 根據(jù)公式有： σmt=1/2Fcl1d =3004550.03×0.07 =143.1MPa≤176.5MPa 因此合適。 (6) 動臂鉸點A的確定 根據(jù)彎曲強度的計算 圖3-29 A點銷軸 根據(jù)公式 σmax=MW≤σs/2 其中有 W=πd332 M=1/2FAl2 式中，σs——屈服極限，σs=800MPa； FA=1050394N； l2=10+15+20=45mm； 代入數(shù)據(jù)得 d≥316×253905×0.05πσs≥67mm 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取d=70mm。 (7) 動臂鉸點B的確定 圖3-30 B點銷軸 根據(jù)公式 σmax=MW≤σs/2 其中有 W=πd332 (3-40) M=12FBl2 式中，——屈服極限，=800MPa； FB=520165.5N，l3 =80mm 代入