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南昌航空大學科技學院學士學位論文 目 錄 1. 前言 1 1.1設計課題 1 1.2 裝載機的發(fā)展歷史 1 1.3 裝載機工作機構的特點 1 1.4裝載機工作機構的用途 2 2. 裝載機裝載過程分析 3 2.1裝載過程描述： 3 2.2裝載機的裝載阻力計算 3 3. 裝載機工作機構的設計 7 3.1工作機構對鏟斗運動的要求 7 3.2 鏟斗的機構設計 7 3.3 斗容的計算和尺寸確定 8 3.4工作機構桿件系統(tǒng)的配制與設計 10 4. 裝載機工作機構受力分析 14 4.1工作機構的最大受力工況與最大外載荷的確定 14 4.2工作機構最大鏟取力與鏟斗臂最大舉升的確定 14 5. 工作機構穩(wěn)定性能分析 22 5.1 穩(wěn)定性指標 22 5.2機器縱向穩(wěn)定性能分析 23 5.3 裝載機橫向穩(wěn)定性分析 25 6. 液壓缸設計計算 29 6.1 鏟斗上的側卸油缸設計 29 6.2 拉伸油缸的設計 30 總結 33 參考資料 34 致謝 35 1.前言 1.1設計課題 此次設計的課題為裝載機工作機構設計，要求該裝載機裝載能力大，機動性好安全可靠，生產率較高，其斗柄是曲線的，鏟斗的提起和傾斜由油缸的動作來實現(xiàn)。 1.2 裝載機的發(fā)展歷史 裝載工作是整個地下采礦的重要環(huán)節(jié)，其工作量最繁重，費時最多，對采礦生產率影響極大。消耗于這一工序的勞動量占循環(huán)時間的30%-40%。 正因為如此，國外許多的國家十分重視裝載機械的開發(fā)推廣與使用。裝載機開始制造是在90多年前。最早的裝載機是在馬拉的農用拖拉機前部裝上鏟斗而成.。自身帶有動力的裝載機，是在1920年初出現(xiàn)的，其鏟斗安裝在兩根垂直立柱上，鏟斗的舉升和下落是用鋼繩來操縱的。從1930年開始，裝載機的機構得到較大的改進。1939年出現(xiàn)了比較先進的輪胎式裝載，在40年代裝載機得到了更大的發(fā)展。1944年，開始用液壓代替鋼繩控鏟斗。1947年裝載機發(fā)展成四輪驅動。1950年出現(xiàn)了第一臺帶有液力變矩器的輪胎式裝載機，它使裝載機能夠很平穩(wěn)地插入料堆并且使作增快，同時插入運動，發(fā)動機不會因插入阻力大而熄火。1960年出現(xiàn)了第一臺鉸接式裝載機，這使裝載機轉向性能大大改善，增加了它的機動性能性和縱向穩(wěn)定性。60年代的電動裝載機。這是裝載機設計的一個新的突破，它進一步增加了裝載機的使用范圍。今后裝載機的發(fā)展趨勢是通過工作機構尺寸的增加和機構的改進進一步增加了生成力。 1.3 裝載機工作機構的特點 裝載機工作機構由潺斗，鏟臂，鏟斗座，升降油缸（兩個左右對稱）側卸油缸，拉斗油缸組成。裝載機在工作過程中，鏟斗是沿料堆底部插入料堆的，斗尖在料堆內運動，軌跡如圖1-1所示。 圖1-1 鏟斗軌跡 由于鏟斗沿料堆底部插入料堆所以插入阻力大，阻力方向與機體的推進方向相反，從而使得裝載機有足夠的重量和牽引力來克服插力。以得到足夠的插入深度，鏟斗插入料堆后，在開始提升的瞬間，料堆對提升的阻力很大，以后就迅速的降低，故在提斗的過程中工作機構承受的負載很不均勻，尖峰負荷大。但它易于卸載，故效率高，在鏟斗臂的左右對稱的布置兩個升降油缸，完成鏟斗的提升過程，鏟斗上安裝一個側卸油缸。用來卸下鏟斗內的物料，鏟斗和鏟斗座采用焊接的方法聯(lián)結在一起，再用銷軸與鏟斗臂連接整個機構是四連機構完成裝卸過程。 1.4裝載機工作機構的用途 工作機構是裝載機用以直接完成裝載工作的機構，是裝、運、卸一體的聯(lián)合設備。由于鏟斗即可作取料構件，又可作運料貯料和卸料物件，從而簡化了整機結構使用靈便。 2.裝載機裝載過程分析 2.1裝載過程描述： 鏟斗挖掘土壤的過程很類似金屬切削過程（如圖2-1，圖2-2）。斗刃切入后物料對切入的阻力取 決于物料的性質和狀態(tài)，以及斗刃的刃角γ。 圖2-1 挖掘過程圖 圖2-2 鏟裝過程圖 斗刃切入后，在刃的物料被壓縮，變形以致破壞原來結構，而改變堆存狀況，這種改變取決于物料的性質和狀態(tài)，斗刃的幾何形狀，切削角δ和切削厚度c，同時物料與斗底間的相對運動也產生摩擦阻力，其大小取決于物料與斗底的摩擦系數(shù)和斗刃的后角θ。此外，由于刃前形成小堆而后才能進入斗內，這種物料間的內摩擦阻力取決于物料的性質和狀態(tài)，物料的內摩擦系數(shù)和斗的運動軌跡。 鏟斗插入礦堆后，礦堆變形A1B1CDE（見鏟裝過程圖）包括三部分：第一滑移體A1B1FE。變形較明顯；第二滑移體CDEF變形不夠明顯；壓實區(qū)，在刃前ED，相當于斗刃的延長，壓實區(qū)的大小與裝載工作阻力的大小有密切關系。壓實區(qū)的大小取決與礦石的物理機械性質，礦堆高度，鏟斗插深度以及鏟斗的形狀和尺寸等因素。當斗刃插入礦堆時物料擠壓，剪切產生變形阻力，物料與斗臂間的摩擦阻力以及物料內摩擦阻力等等阻力的綜合，便是裝載阻力。 2.2裝載機的裝載阻力計算 裝載機的裝載阻力包括插入阻力和鏟取阻力，其插入阻力計算式 Wen = K len1.25B 千克 式中 K-------與物料的性質塊度，堆高和鏟斗形狀與關的系數(shù) K = K1 K2 K3 K4 K1-------物料塊度與松散度系數(shù) K2-------物料性質系數(shù) K3-------堆高系數(shù) K4-------鏟斗斗形系數(shù) Len------鏟斗一次插入深度， 單位：厘米 B--------鏟斗寬度， 單位：厘米 鏟取阻力計算式： Msp0=1.1Wen[0.4(X-1/3Len)+Y] 公斤·米 式中： Wen---------插入阻力， 單位：公斤 Len---------鏟斗插入深度， 單位： 米 X，Y--------斗尖距鏟斗回轉中心的直角坐標系植，單位：米 鏟取阻力矩Msp隨著鏟斗回轉角a的增大而減小，其變化規(guī)律為雙曲線（見下圖2-3） Msp= Msp0（1-Can） 式中 n= C= 圖2-3 力矩Msp隨著鏟斗回轉角a的變化曲線 式中Ma1-------鏟斗離開巖堆時，由物料重力產生的阻力矩 根據查表得： K1=1.3 K2=0.10 K3=1.10 K4=1.5 則 K =K1 K2 K3 K4 =1.3x0.10x1.10x1.5 =0.2145 取鏟斗一次插入深度Len =83.5cm 所以插入阻力為Wen=Klen1.25B =02145x82.51.25x2200x0.1 =0.2145x248.6x220 =11704.088(公斤) 根據工作機構總圖確定X,Y的值 X-------鏟斗回轉中心O點離斗刃的水平距離 Y--------鏟斗回轉中心O與地面的垂直距離 得X=1.15m Y=0.3m 帶入有關數(shù)據計算鏟取力，有 Msp0=1.1Wen[0.4(X-1/3Len)+Y] =1.1x11704.1x[0.4x(1.15-1/3x0.825)+0.3] =8368.43(公斤?米) 3.裝載機工作機構的設計 3.1工作機構對鏟斗運動的要求 鏟斗機工作時，鏟斗的運動是由動臂油缸，惻卸油缸和機體的行走部共同控制的。在一個工作循環(huán)中鏟斗要完成的動作有： 1） 將鏟斗放平由機體的行走部將鏟斗推入料堆。 2） 邊推進邊翻轉鏟斗使鏟斗使物料充滿鏟斗。 3） 當鏟斗裝滿物料后，將鏟斗轉正并舉臂到適當?shù)奈恢米骱眠\送的準備。 4） 由機體的行走部將物料運送到卸載點。 5） 將鏟斗對準卸載口進行翻斗卸載。 6） 將鏟斗正位并下降動臂準備返回。 7） 返回到卸載點 8） 將鏟斗放平到插入位置進行下一個工作循環(huán)。 為了使操作方便和提高勞動生產率，鏟斗臂上對稱地布置兩個油缸鏟斗上安裝有一個油缸使的得整個動作協(xié)調。 3.2 鏟斗的機構設計 鏟斗是用來切削，收集，運輸，卸出物料的不見。它設計的合理與否直接影響到裝載機的身產率，能量消耗及工作的可靠性。 鏟斗的結構設計，一般應滿足下列條件，在斗體盡可能輕的條件下，保證鏟斗有足夠的強度和剛度；鏟斗的結構形狀應保證鏟斗插入物料堆時阻力最小；耐摩擦對易損斗齒更換方便等。 為減小鏟斗插入物料堆的阻力，盡量避免無效容積及順利卸載的要求，鏟斗形狀通常是前臂高與后臂，前臂上部作為圓弧狀，并裝有一組齒，鏟斗下部較上部略寬，四角呈圓弧狀以方便卸載，避免大塊堵塞，后臂與斗底的夾角要成鈍角，即可避免可效容積又可使斗底鉸點抬高，方便開斗。 鏟斗前臂直接切入物料，要求材質耐磨，強度高，一般用錳鋼（ZG35Mn）鑄造，并在其切削部位焊有硬質合金。 鏟斗后臂與斗體相連接，并支承整個斗體，故后臂多用碳鋼鑄造并鑄有加強的筋條。 斗體的兩側板連接前后臂，使之成一方箱，因其磨損受力較前后臂小，故小型鏟斗用焊件式鑄造，而大型鑄斗兩側臂采用前后臂延長兩側，再用塞柱焊接在一起。 斗的后臂固定著斗與斗柄，拉桿的鉸及提升滑輪的鉸座等。 斗齒它可減小挖掘阻力。斗齒的形狀應根據物料的物理，機械性質正確選擇斗齒的最大厚度是鏟斗加強厚度的2.2-2.3倍。斗齒是磨損嚴重的易損件。故通常用耐磨材料鑄造。 鏟斗按其結構可分鉚結構，鑄造，焊接，鑄-焊聯(lián)合合金鋼板鎧裝。 鉚結構鏟斗的優(yōu)點是制造容易，接個便宜。求點是強度差（鉚釘易松動），主要用于小型挖掘機上。 鑄造鏟斗：整體鑄造的鏟斗，強度較鉚結構的高，但其自重較大，適用于小型挖掘機上。 焊接鏟斗：前臂和側臂是鋼板焊接，而后臂通常是鑄造。其特點是自重較小。對單斗挖掘機，在動力不變的條件下，用焊接鏟斗代替鑄造鏟斗，鏟斗容積平均可增大1/3（即3米3增大4米3；6米3增大8米3；9米3增大12米3），這是提高挖掘機生產率的途徑之一。但一般鋼板焊接的鏟斗，僅用于輕型挖掘機。 鑄-焊聯(lián)合制造，外面包以合金鋼板的鏟斗，適用與大型鏟斗（如斗容﹥12米3）。 根據設計要求，本設計采用焊接鏟斗。 3.3 斗容的計算和尺寸確定 3.3.1斗容的計算 1) 幾何斗容： 按美國汽車工程師學會（SAE）標準前端式裝載幾何斗容EK（單位為m3）由下式確定斗背上擋板的鏟斗斗容為： EK=SBBH-2/3h2b 式中 : S-------------鏟斗橫斷面面積， m2 BBH---------鏟斗的內臂寬， m; h-----------擋板高度， m; b------------斗刃刃口與擋板最部之間的距離， m； 2）額定斗容： 按SAE標準，對于斗背上裝有擋板的鏟斗 ES=EK+b2BBH/8- b2(h+c)/6 式中C-----物料“堆積”高度，m其確定方法如下圖，由斗刃刃口和擋板最下部之間作一連線，再由料堆尖端M點作直線MN與CD垂直，將MN垂線向下延長，與斗刃刃口和擋板最下部之間的連線相交，此點與料堆尖端之間的距離，使表示物料堆積高度C。 鏟斗橫斷面積如圖3-1： 圖3-1 鏟斗橫斷面積簡化計算圖 1-擋板 2-斗刃 3-鏟斗橫斷面積 鏟斗橫斷面面積和斗容 1） 將已知的橫斷面分成若干塊，方法如下： 找出鏟斗底部的內圓弧部分的中心G點，通過G點作BE線與CD線平行，然后找出鏟斗橫斷面面內從圓弧過渡到直線的過渡點A、F再分別連A、G和F、G這樣就把鏟斗的橫斷面分成四塊。 按設計要求鏟斗的額定斗容為1立方米。 2) 預估各部分尺寸如下： 鏟斗內臂寬BBH=1800mm b=1200mm R=300mm GK=320mm BE=500mm AB=130mm h=160 mm EF=100mm ∠AGF=135。 扇形面積 AGFA=ЛR2x135/360=3.14x30x30/360 =1060(cm2) 三角形面積 ABGA=0.5AbxR=0.5x13x30=195(cm2) 三角形面積GEFC=0.5EfxR=0.5x10x30=150(cm2) 梯形面積 BCDEB=0.5x（BE+CD）x GK=0.5x(50+120)x32=2720(cm2) 3） 求總面積： S=1060+195+150+2720+4125=4125（cm2） 幾何斗容： EK=SBBH-2/3(h2b) =4125x180-2/3(16x16x120) =742500-20480 =722020(cm3) =0.722(m3) 額定斗容： ES=EK+b2BBH/8-b2/8(h+c) =0722x106=120x120x180/8-120x120/6(16+31) =0.9496(m3) 符合設計額定斗容1立方米的設計要求。 3.4工作機構桿件系統(tǒng)的配制與設計 由于裝載機歌德工作機構實際上就是一個四連桿機構，根據工作條件對鏟斗在工作循環(huán)各階段的要求，確定鏟斗在其運動軌跡上應有的位置來確定設計系統(tǒng)，使它盡可能的滿足鏟斗這個桿件在運動上的要求。 設計方法： 3.4.1確定鏟斗的工作位置 假設鏟斗是ab桿，根據工作需要確定鏟斗在工作過程中要求的五個位置，即鏟斗的插入位置（a,b位置），向上翻轉到正位（a,b位置）升舉到中間（a’b3’位置）升舉到卸載高度（a’’b4’’位置），翻斗卸載（a’’b5’’位置）和返回原位ab1位置。 確定鏟斗插入位置（ab1）時，應使斗前臂與地面約有的傾角。為了得到較大的翻斗鏟取力，還應使ab1相對b1c的位置有較大的翻斗力臂。 確定鏟斗上的翻到正位（ab2）時，應使斗口水平向上，鏟斗的后臂與車輪有適當?shù)拈g隙。確定鏟斗與地面的相對位置時，應考慮鏈輪有5%的滾動半徑變形量，應使斗底與地面約有200-300mm的間隙。 鏟斗升舉過程中，為了使鏟斗運動平穩(wěn)，不撒礦，應盡量使鏟斗平移而無轉動，也就是使為只a’b3’//a’，b4’。在a’’b5’’卸載時，應使前臂與地面的傾角有45度。以上的卸載角并且斗尖的位置符合對卸載高度和卸載距離的要求。 因點a’,a’’,a 都在以g為圓心的圓弧上，所以還應根據機器結構的可能性，在確定a點三個位置的同時確定動臂的回轉g。 3.4.2求ab1桿相對ag桿的運動位置 按上述五個位置，將動臂ag桿視為不動，求出ab1桿相對動臂ag桿的五個運動位置ab1,ab2,ab3,ab4,ab5。在這五個位置中ab1及ab2按鏟斗插入和轉正的位置定出 ab3位置，按保持鏟斗平易，因此動臂轉角θ/2即鏟斗相對動臂轉θ/2角，即∠b2a3=θ/2定出b3點。同樣的道理∠b3a4=θ/2定出b4點，再按卸載時b4’’b5’’=b4b5即可定出 b5點的位置。 圖3-2 四桿機構運動圖 3.4.3求四桿機構ab2c2d 仍將動臂視為固定桿。先根據結構條件估選d點位置，再以d為心作c2 點的運動軌跡的最低點不低于斗底距地面的高度。當僅用一個翻斗油缸時，c2點的位置不應碰到前橋差速器。c2點選取后，則桿b2c2長初步確定。據初選的b2c2由點b5使b5c5=b2c2確定c5點位置。應使c5點不越過點b5與點d的連線。因當c5點在b5嗲與點d的連線上 時。鏟斗的卸載角達到最大，所以選取的c5距b5d的距離應符合在低位卸載時，仍能使卸載角不小于45。的需要。點c5及連桿b2c2長度確定后，據b2c2=b3c3,=b1c1=b4c4即可定出c1,c3,c4。 3.4.4 求四桿機構de2fg 四桿機構ab2c2d求得后，就可以開始求桿機構de2fg，在此四桿中，固定桿dg（既動臂上的兩個鉸點）為已知，還知道當桿e2d的轉角為∠e3de3時，桿件fg相對固定桿dg的轉角為θ/2（實際上是動臂dg相對機架fg轉了θ/2角）。當桿ed轉角為∠e3de4時，桿fg又轉了θ/2。當翻斗油缸活塞桿收縮即連桿e2f縮短時，鏟斗進行卸載。卸載后，桿ed反轉∠e5de1，桿fg反轉θ角，使鏟頭恢復到原始的插入位置，然后求符合這些條件的四桿機構。 4.裝載機工作機構受力分析 4.1工作機構的最大受力工況與最大外載荷的確定 進行工作的受力分析時，應首先根據工作機構選擇受力最大工況，并按受力最大工況下的外載荷進行受力分析。在裝載機的工作循環(huán)中，鏟斗的插入是靠行走機構將鏟斗推入料堆的，在鏟，提斗斜載和降斗的諸工況中，鏟斗 在插入后提斗的鏟挖物料工況，是工作機構受力最大的工況，在此工況下，由于物料種類和作業(yè)條件的不同，對外載荷可簡化成載荷沿鏟斗斗刃均布的對稱受載情況和由于鏟斗 偏鏟斗，料堆密實程度不均造成的偏載荷情況。由于對偏載荷的大小缺少數(shù)據，所以在計算中，往往按對稱受載計算后，以適當?shù)陌踩Ａ縼砜紤]偏載荷的影響。 4.2工作機構最大鏟取力與鏟斗臂最大舉升的確定 4.2.1最大鏟取力的確定 最大鏟取力即鏟斗斗尖接觸地面，鏟斗臂油缸向上升，鏟斗剛起時，起斗尖處產生的最大挖掘力。（SAE規(guī)定，在距離斗尖四英寸處產生的，最大垂直向上的力為最大鏟取力）。 圖4-1 地下礦用裝載機鏟取力與載重量經驗公式 圖4-1是根據三十八種地下礦用鏟運機的數(shù)據求得鏟取力與栽重量的經驗關系式。圖中的每一點是一種鏟運機的數(shù)據，圖中的直線是用均值法求得的直線式。 Pt=1.47+1.56GZ GZ-----------鏟斗的載重量， 噸 Pt-----------最大鏟取阻力， 噸 GZ=ρgv 其中v為斗容1立方米 g=9.8 m/s2 計算 ： Pt=1.47+1.56GZ =1.47+1.56x2.65x9.8x1 =41.98(噸) 4.2.2鏟斗臂的最大舉升力 鏟斗臂油缸升舉斗臂的力臂隨著鏟斗接近最高位置而減少，當鏟斗臂油缸將鏟斗升舉到最高位置時，斗內能夠被斗臂舉起的最大載荷重，就是鏟斗臂的最大舉升載荷。 最大舉升載荷應小于能夠使機體傾覆的傾翻載荷，其中鏟斗臂油缸的直徑便根據斗臂的最大升舉力來確定的。由此選DG-J160C-E1（左，右兩個）作為升降油缸。 鏟斗臂的最大舉升力應能夠滿足最大舉升載荷的要求和使用邊插入邊舉臂的鏟裝操作要求，在轉載機中，取傾翻載荷的85%作為動臂的最大舉升載荷。 P=1.7 Gz 其中Gz-------鏟斗臂的額定載重量， 公斤 計算代入數(shù)據 P=1.7 Gz =1.7x2.5x9.8x1 =44.19x9.8 =432.66(KN) 4.2.3.裝載機工作機構受力分析 鏟斗在料堆內運動時，所受的外阻力可分解成水平分量Pax及垂直分量Pay.(如圖所示)為便于進行計算取鏟斗所受的載荷為均分，動臂軸線與連桿及掛壁軸線處于同一平面內，略去由于鉸接座占有空間而產生的附加扭矩。將空間超靜定結構簡化為平面問題進行分析。 圖4-2 鏟斗阻力分解圖 取鏟斗為分離體，按力平衡可寫出方程。 按∑MB=0 得： Pax?h1+Pay?h =Pc(h2cosα1+h2 sinα1) ∴ Pc= Pax?h1+Pay?h 按∑X=0 得： Pax+ Pc cosα1-Pbx=0 ∴ Pbx=Pax+ Pc cosα1 按∑Y=0 得： Pby+ Pc sinα1 -Pay ∴ Pby=Pay- Pc sinα1 其中 N=Pax?V N=48.5Kw 總功率 V=3.1Km/h ∴Pax=N/V=5.75(噸) Pay=Gz+G 其中 Gz------鏟斗的額定裝載重 G-------鏟斗的自重 0.383噸 代入數(shù)據得： Pay=25.97+0.338=26.308（噸) 根據工作機構總圖，確定h1,l1,h2,l2, a各值 h1=300mm l1=550mm l2=1150mm a=35。 代入數(shù)據計算 PL,Pbx,Pby得 = = =58.88（噸） Pbx=Pax+Pc cosα =57.5+58.88xcos35。 =5398(噸) Pby=Pay-Pc sinα =26.308-58.88xsina35。 =-7.46(噸) 其中負號表示受力與圖示方向相反 計算得出的力PC就是拉斗油缸受力 4.3工作機構強度的校核 根據工作機構受力分析，將構件上的作用力求得后就可以進行強度校核。 4.3.1鏟斗臂： 將鏟斗臂看成是支承在固定箱體和鏟斗座上的雙支點懸梁（如下圖）。其危險斷面在D點附近上作用的應力為： σ = M/W + N/F ≤ [σ] 圖4-3 鏟斗臂受力分析圖 式中 　M-----計算端面上的彎矩； N-----計算斷面上的軸向力； W-----計算斷面上的抗彎斷面系數(shù)； F-----計算端面面積。 取過D點的端面m-m (如圖) 廁 M = -Pby(l1-l2) - Pbx(h1-h2) 　 N = Pbysina + Pbxcosa 　σm-n = M/W +N/F ≤ [σ] = 其中 Pbx = 53.98 （噸） Pby = 7.36 （噸） 根據工作機構總圖確定參數(shù)l1 ,l2 ,h1 ,h2 ,α. 得 : l1 =640 mm l2 =300 mm 　h2 =200 mm h1 =950 mm 　α =60o 其中 F = 180 x 310 = 55800 mm2 W =d3/32 =2924817.6 (mm3) 帶入公式有： σm-n = M/W + N/F = = =-0.014+0.059 =0.045（MPa） 很顯然，鏟斗臂強度滿足要求 4.3.2 銷軸 材料選擇 20 CrMnMo [σ] ≤ 885 MPa 圖4-4 鏟斗臂前頭銷軸圖 銷軸的彎曲應力 = ≤[σ] 式中　 -------- 銷應力軸的彎曲 ------------ 計算載荷， 為鉸點所受載荷的一半 ------------- 銷軸彎曲強度計算的計算長度 = W = 其中 =20 mm a=5mm d=50mm ∴ = =0.5x20+5+0.5x50 =400 (mm) W = =x3.14x(50x10-3) =12.27x10-6 (m3) P1=0.5x54.2=27.1(噸) = ==865.8 (Mpa) ≤885 Mpa 故滿足強度要求 4.3.3鏟斗 將鏟斗分離出來，把它看成是彎曲的薄板，其危險斷面在如圖4-5所示的斷面n-n則 圖4-5 鏟斗危險斷面圖 M = N = σm-n = M/W + N/F = 根據工作機構總圖確定h, l,, F的值 得 ： h=50 mm l=625 mm =60 F=35x2200=77000 (mm2) 其中=5.75（噸）； =25.97(噸) 代入數(shù)據得： = + =（0.4456+0.3185） =76.4 (Map) ≤835 Map 故鏟斗滿足強度要求、 5.工作機構穩(wěn)定性能分析 穩(wěn)定性能是指機器行走和工作時不致發(fā)生翻到和側滑，并且保持規(guī)定的行走方向的能力。穩(wěn)定性不僅影響作業(yè)和行走安全，而且與生產率有關， 只有良好的穩(wěn)定性，才能保證其他性能的充分發(fā)揮。此外穩(wěn)定性對減輕司機勞動強度有很大意義。 5.1 穩(wěn)定性指標 衡量穩(wěn)定性的指標是穩(wěn)定系數(shù)和穩(wěn)定角。穩(wěn)定系數(shù)是穩(wěn)定力矩和傾復力矩之比 K= Mst / Mo ≥1.1~1.3 根據機器平衡狀態(tài)的重要性對穩(wěn)定性系數(shù)有不同的具體要求 穩(wěn)定角是機器重心與支撐點連線的最大傾角 縱向傾角： tgδ= L/2Hc 橫向傾角： tgδ= B/2Hc 圖5-1工作機構穩(wěn)定性分析圖 穩(wěn)定角因機器工作機構狀態(tài)而改變，一般δ≥30 ~40 5.2機器縱向穩(wěn)定性能分析 裝載機受力圖5-2如下： 圖5-2 裝載機受力圖 基本阻力 　W=W01+W02 其中 　W01=z1μ1 　 W02= z2μ2 風阻力Ww1作用迎風面積的形心上，高度為h wi 插入阻力： Wen方向與運動相反 鏟取阻力：Wsp作用在斗尖上，垂直路面 動阻力： Wg 作用在Cg點，方向視加速度。 而定與路面平行，其值為 Wg=δG/g×dVw/dt 切向作用力 Pt1 和Pt2作用在車輪與路面的接觸點上，方向與運動方向相同。 由平衡方程列出矩方程 z1+G Hcsinα+δG/g×dVw/dt+wwih wi-Wsp（l3+l）-G l2cosα=0 又由于∑y=0 z1+ z2=Wsp+Gcosα 聯(lián)立以上兩式 Z1= G l2cosα- G Hcsinα-δG/g×dVw/dt-wwi+Wenh+Wsp（l3+ l2） L Z2 = G l2cosα+G Hcsinα+G/g×dVw/dt-wwi+wwih wi+Wspl3 L 從上式可以看出， 和 不僅與機器的結構系數(shù)有關 而且還與機器的各種狀態(tài)有關 即上坡時， Z1 減小 Z2 增大 下坡時， Z1 增大 Z2 減小 上坡行駛時，裝載機的穩(wěn)定極限狀態(tài)是前輪離開地面，機器繞后輪接地點b向后翻倒 即 z1=0 并且 dVw/dt，wwi，Wen Wsp 均為零 所以l2cosα- G Hcsinα=0 最大穩(wěn)定坡度為 為了安全起見，在使滑動的可能性先于翻倒的可能性 即 即 查表取φ=0.5φ ∴ 插入鏟斗時，裝載機的穩(wěn)定極限狀態(tài)與插力與鏟取時極為相似 即 Z2=0，此時=0，wwi=0 ∴ 最大卸載距離時，裝載機的穩(wěn)定極限狀態(tài)與插入與鏟取時極為相似。 既 Z2=0， =0，Wen i=0，Wsp=0 Gs-----------裝載機的翻倒載荷， Go----------- 額定載荷取翻倒載荷的一半 5.3 裝載機橫向穩(wěn)定性分析 圖5-3裝載機橫向穩(wěn)定性分析圖 裝載機外力： 兩側車輪的垂直支反力 和 ，裝載機的自重G 對C點取力矩平衡 得 對D點取力矩平衡 得 聯(lián)立以上兩式 得 當 時，即有側翻危險 ∴穩(wěn)定性條件為 ： ∴ 求出極限側坡 轉彎時的橫行穩(wěn)定性 轉彎時受力 假設重心Cg在AB的中點上 ，在Cg帶內除重力和阻力 Wgx之外，還增加了側向運動阻力 Wgx 和垂直軸的慣性力矩（動力矩） Mgz 假設轉半徑為R，轉向角為，據上述圖形關系 ∠ABD= 假設裝載機以等速轉彎 則 由力矩平衡關系，分別對A 點和B點取矩 ∴ 若Y1，Y2之一大于側向粘著力，將發(fā)生側滑而喪失穩(wěn)定性，所以防止側滑的穩(wěn)定性條件為： 下圖是不發(fā)生側滑的條件 圖5-4 側滑穩(wěn)定性圖 ∴ ∴ 既為產生橫向打滑的極限速度V1 如果不考慮轉彎時重心和輪距的變化， 則橫向側翻條件為： ∴ 既為產生側翻的極限速度V2 為保證安全，應使側滑先于側翻 即 ∴ 由于 =0.8 ∴ B＞1.6Hc ∴ H c＜ B/1.6=656 mm 對以上分析加以綜合管理。 縱向穩(wěn)定角 tgδ縱 =L/2Hc=1500/2X656=1.143 ∴ δ縱=arctg1.143=48.82 橫向穩(wěn)定角 tgδ橫=B/2Hc ∴tgδ橫 =10550/2X656=0.8 ∴ δ橫=arctg0.8=38.67 ∴ 可以預選 Hc =400 mm 這時δ縱 ，δ橫都滿足穩(wěn)定性要求。 6. 液壓缸設計計算 6.1 鏟斗上的側卸油缸設計 6.1.1．鏟斗裝滿物料后，不僅要靈活卸載，而且能夠自動復原，所以有這一系列動作必須由側卸油缸來完成，則所選的油缸類型為雙作用單桿液壓缸。另外，根據鏟斗的勞動強度應選用重型的活塞桿，查表選取DG系列的油缸。 由于鏟斗油缸安裝在鏟斗的背部，為便于安裝，應用單耳式安裝方式。 6.1.2鏟斗裝滿物料后，側卸油缸在卸載過程中對鏟斗的作用示意圖如下： 取惻卸油缸的安裝角 = 要使得油缸能夠卸載鏟斗內的物料 其最小的推力要等于（ 故側卸油缸的推力 將 KN = 計算得 （KN） 圖6-1 側卸油箱卸載過程中對鏟斗的作用示意圖 根據FKN 查表選取有關尺寸如下： 表6-1 缸徑（mm） 活 塞 桿 直徑 活塞面積 （） 推力 KN 拉力 KN 最大 行程 mm 大端 小端 14Mpa 16Mpa 14Mpa 16Mpa 100 55 78．50 54．75 109．9 125．6 76．65 87．6 4000 由上表，側卸油缸選用DG-J100C-E1型 6.1.3側卸油缸的驗算 液壓缸的推力F1 公式中----------工作壓力Mpa A1----------活塞的作用面積 其中 故側卸油缸強度滿足強度要求 6.2 拉伸油缸的設計 6.2.1鏟斗的鏟取物料的過程以及提起，皆由拉伸油缸來完成，根據它的勞動強度應選用雙作用單桿液壓缸。其中活塞桿應選用重型的，查表選取DG系列油缸。 為了方便拉伸油缸的安裝， 應選用單耳式安裝 6.2.2鏟斗裝滿物料后，拉深油缸剛開始將鏟斗拉起時，油缸的抗力F2達到最大值。 根據前面裝載機工作機構的受力分析，得： （KN） 圖6-2 油缸抗力圖 由于工作壓力為16Mpa. 根據Pc=577KN P2=16Mpa 選取的油缸的有關尺寸如下表 表6-2 缸徑（mm） 活 塞 桿 直徑 活塞面積 （） 推力 KN 拉力 KN 最大 行程 mm 大端 小端 14Mpa 16Mpa 14Mpa 16Mpa 280 150 615.72 439.04 862.05 985.20 614.66 702.46 4000 根據上表 選取拉伸油缸的型號為： DG- J280C-E1 拉伸油缸的強度校核： 根據： F2=P2A2 式中 F2—————油缸的拉力 KN P2---------------工作壓力 Mpa A2---------------液壓缸有桿腔作用面積 m2 -------------活塞的直徑 m2 -------------活塞桿直徑 m m = 附： （升降油缸） 表6-3 缸徑（mm） 活 塞 桿 直徑 活塞面積 （） 推力 KN 拉力 KN 最大 行程 mm 大端 小端 14Mpa 16Mpa 14Mpa 16Mpa 160 90 201．06 137．44 281．48 321．70 192．42 219．90 4000 根據最升力確定前面已敘述。 總 結 裝載機鏟掘和裝卸物料的作業(yè)是通過工作機構的運動實現(xiàn)的。 裝載機的工作機構由鏟斗、動臂、搖臂——連桿(或托架)及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗用以鏟裝物料；動臂和動臂油缸的作用是提升鏟斗并使之與車架連接；轉斗油缸通過搖臂——連桿(或托架)使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的轉動采用液壓操縱。由動臂、動臂油缸、鏟斗、轉斗油缸、搖臂——連桿(或托架)及車架相互鉸接所構成的連桿機構，在裝載機工作時要保證：當動臂處于某種作業(yè)位置不動時，在轉斗油缸作用下，通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動；當轉斗油缸閉鎖時，動臂在動臂油缸作用下提升或下降鏟斗過程中，連桿機構應能使鏟斗在提升時保持平移或斗底平面與地面的夾角變化控制在很小的范圍，以免裝滿物料的鏟斗由于鏟斗傾斜而使物料撒落；而在動臂下降時，又自動將鏟斗放平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高勞動生產率。 通過整個課題的研究工作，主要得出以下結論和成果: 1.通過AUTOCAD2007軟件對裝載機的工作機構進行了二維平面設計，對AUTOCAD軟件有了更深刻的理解和運用； 2.對這次設計的裝載機工作機構進行了總體設計到零部件設計。主要包括裝載機的工作機構的關鍵部件，如鏟斗，臂，液壓裝置等。并對重要零件進行了剛度、強度分析。 參考資料 [1] 李健成等. 礦山機械（裝載機部分）[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社, 1981 [2] 徐灝等. 機械設計手冊（第5卷）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社,2003 [3] 何正忠. 裝載機[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社, 1999 [4] 長沙礦山研究所露天裝載機組.露天裝載機[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 1974 [5] 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