ZL60型輪式裝載機正轉六連桿工作機構設計【含CAD圖紙、說明書】

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So, world of loader varieties, production, etc, with great importance to develop strength, make its development. This design is five cubic versal six-freedom heavy-tonnage loader, Design and calculation of the sequence is: contain calculation, The design of bucket, The calculated and checked, Cylinder design and check for the cost calculation. Through a series of design calculation to the design of the basic data, so as to realize the optimum ratio of the loader, institution of optimization. The loader is a common construction machine. It achieves the turning and lifting of the bucket by hydraulically driving the working device to complete the loading, lifting, and unloading of the load. The loader can effectively reduce labor intensity and increase labor efficiency. In modern construction construction, it is widely used in road construction, material transportation and other fields, and has become one of the essential engineering machinery. This paper designs the working device of the ZL60 loader, including the calculation of the dimensions of buckets, booms, linkage mechanisms and components, and the calculation of the strength of the working device using the force analysis method. Keywords: loader; ZL60; forward six-bar mechanism; working device 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 裝載機概述 1 1.2 鏟斗結構設計及材料選擇 1 1.2.1 斗體形狀 1 1.2.2 切削刃的形狀 1 1.2.3 斗側壁的形狀 1 1.2.4 斗底 2 第2章 工作機構的總體設計 3 2.1 設計參數 3 2.2 裝載機的工作過程 3 2.3 裝載機的結構形式 4 2.4 自由度的計算 5 第3章 鏟斗幾何形狀的確定 7 3.1 鏟斗容量的計算 8 3.2 斗齒的選擇與位置的初步確定 10 第4章 工作裝置的的設計計算 11 4.1 動臂的設計 11 4.2 連桿機構設計 11 4.3 六桿機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數設計 12 第5章 工作機構的強度計算 17 5.1 計算位置 17 5.2 外載荷的確定 17 5.3 工作裝置的受力分析 19 5.4 工作裝置的強度校核 23 5.4.1 動臂 23 5.4.2 鉸銷 26 5.4.3 連桿 28 5.4.4 搖臂 29 5.4.5 油缸 31 5.5 緩沖裝置設計 32 附 錄 33 參考文獻 35 致 謝 37 第1章 緒 論 1.1 裝載機概述 裝載機是我們生活中一種常見的工程機械，它通過液壓驅動工作裝置實現斗的翻轉和升降，來完成裝載機的裝卸。按照行走裝置的不同可以分為履帶式裝載機和輪胎式裝載機。前者一般應用于大載荷、惡劣環(huán)境的工況中，后者應用于一般工況中，在此工況更能發(fā)揮出它機動性能好的特點。裝載機可以有效地降低勞動強度，提高勞動效率。在現代化施工建設中，它廣泛應用于道路施工、土方開挖、物料運輸等領域，己成為不可缺少的工程機械之一。 ZL系列輪式裝載機是一種結構先進、性能可靠、操作性強，使用方便的高效工程機械。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(yè)部門，進行裝載，推土，鏟挖，起重，牽引等多種作業(yè)。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(fā)揮著重要作用，因此近幾年來國內外裝載機品種和產量都得到迅速發(fā)展，成為工程機械的主導產品之一。 1.2 鏟斗結構設計及材料選擇 1.2.1 斗體形狀 輪胎式裝載機的鏟斗斗容較大，截面形狀一般為“U”型，采用鋼板焊接而成。 從整個斗體形狀來看，鏟斗基本可以分成“淺斗”和“深斗”兩種類型。在斗容相同時，前者鏟斗開口尺寸較大，斗底深度較小，即斗前壁較短，而后者相反。 淺底鏟斗插入料堆的深度較小，相應的插入阻力也小，容易裝滿，但運輸時易撒料；由于淺底鏟斗前懸增大，影響車輛行駛的平穩(wěn)性。而深底鏟斗則恰恰相反。相比之下，定點裝載用淺斗，而運輸距離較大時，采用深底鏟斗較為適宜。 綜上所述，本次設計的地下礦用裝載機的鏟斗選用淺底斗型。 1.2.2 切削刃的形狀 切削刃有兩種，一種是直線型，另一種是非直線型。直線型形式簡單，有利于鏟平地面和鏟裝小塊松散的物料。插入阻力較大。但鏟斗的裝滿系數較好。如果在斗刃上裝上鏟斗齒，則容易插入密實的料堆或翹起大塊物料，斗齒磨損后也容易更換或補修。鏟斗較寬者多采用直線型。本次設計的鏟斗切削刃采用帶斗齒的直線型刃。 1.2.3 斗側壁的形狀 側壁有弧線型的側刃和直線型的側刃。裝載機中使用直線型的側刃比較普遍，因大容量的鏟斗寬度大，側刃形狀對插入阻力影響的比重小。鏟斗的后壁較短。側刃的傾角為銳角。 因為側刃參與插入工作，為減小插入阻力側壁前刃與斗前壁成銳角是合理的。 1.2.4 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良好的流動性，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二倍，以免卡住大塊物料。若取物料與鋼板的摩擦系數f=0.4，則摩擦角=22o，所以張開角必須大44o。 由于鏟斗在工作的過程中會直接與礦石產生摩擦，工作條件非常惡劣，特別是鏟斗前壁易磨損，因此。采用高強度合金鋼做唇板或堆焊與鏟斗的斗刃前沿，并經過熱處理以增加其耐磨性。為了提高鏟斗的剛度，在鏟斗的后壁與斗底等處有加強板或加強筋。 本次設計的鏟斗各切削刃和壁均采用16Mn鋼材，以保證其耐磨性和強度、剛度等各方面的要求。 第2章 工作機構的總體設計 2.1 設計參數 表2-1 設計參數 斗容/m3 額定載重量 /t 最大鏟取力/kN 最 大 牽 引 力/KN 最小卸載距離/mm 最大卸載高度/mm 機體外形長 度 機體外形寬 度 機體外形高 度 輪 胎 規(guī) 格 /in 液壓系統(tǒng)工作壓力/MPa 3.3 6 180 165 1250 3100 8593 2814 3435 24.5-25 30 2.2 裝載機的工作過程 裝載機采掘和卸載貨物的作業(yè)是通過工作裝置的移動實現的。裝載機的工作裝置主要由鏟斗，動臂、搖臂、連桿及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗以鏟裝物料；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，連桿使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的旋轉采用液壓操作。 （1）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(yè)時能滿足： 1) 鏟斗的平移能力，即當轉斗油缸閉鎖，動臂在動臂油缸的作用力下提升時。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內。以免裝滿物料的鏟斗由于傾斜而灑落物料。 2) 一定大小的卸荷角，即當動臂處于任何作業(yè)位置時，在轉斗油缸的作用下通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動，并且卸荷角不小于45度。 3) 鏟斗的自動放平能力，即在動臂下降時，鏟斗能自動放平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高生產率。 （2）裝載工作對工作機構設計的要求 輪胎式裝載機是一種裝運卸作業(yè)聯(lián)合一體的自行式機械，它的工作過程由5種工作狀態(tài)或工況組成： 1) 工況I——插入狀態(tài) 動臂下放，鏟斗放置地面，斗尖觸地，鏟斗前壁對地面呈3-5°前傾角；開動裝載機鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。 2) 工況II——鏟裝狀態(tài) 工況I以后，轉動鏟斗，鏟取物料，待鏟斗口翻轉至近似水平為止。 3) 工況III——重載運輸狀態(tài) 舉升動臂，待工況II之鏟斗升高到適合位置(以斗底離地的高度不小于最小允許距離為準)，然后驅動裝載機，載重駛向卸載點。 4) 工況IV—一卸載狀態(tài) 在卸載點，舉升動臂將鏟斗移至卸載位置；翻轉鏟斗，向運輸車輛或固定料倉卸載；卸載后，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。 5) 工況V——空載運輸狀態(tài) 卸載結束后，裝載機由卸載點空載返回裝載點。在露天礦或工地，通常輪胎式裝載機是向載重汽車卸裁，出于裝載點和卸載點距離很近，卸載位置較高，所以一般稱作“定點高位卸載”。 （3）工作裝置的結構設計應滿足以下要求： 1) 確保滿足設計任務書中所規(guī)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，可在任何位置都能卸凈物料并考慮可換工作裝置。 2) 保證作業(yè)過程中任何構件不與其它構件干涉。 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個構件尺寸幾位置的相互影響，可變性很大。對于選定的結構形式，在滿足上述條件下可以有各種各樣的構件尺寸及鉸接點位置。通過對各種方案的比較，選出最佳構件的尺寸及鉸接點位置，使所設計的工作裝置不僅滿足使用要求，而且具有較高的技術經濟指標。 2.3 裝載機的結構形式 裝載機按組成連桿機構的數目可以分為六連桿和八連桿，連桿構件數目多，機構的鉸接點就多，結構越復雜，因此超過八連桿的機構在裝載機上一般不采用。根據連桿機構的運動可以分為正轉連桿機構和反轉連桿工作機構。如圖2-1就是反轉連桿工作裝置。正轉連桿機構的搖臂與鏟斗轉動方向相同，而反轉連桿工作裝置的搖臂與鏟斗轉動方向相反。 正轉連桿機構工作裝置的運動特性是：在鏟斗底面略低于地面時是最大掘起力，即鏟斗轉角為負值時，適宜于挖掘地面，鏟斗卸荷時前傾角速度大，易于抖落物料，但沖擊較大。 反轉連桿工作裝置的運動特點是：最大掘起力是在鏟斗底略高于地面后翻轉時發(fā)揮出來，而且最大鏟起力比正轉連桿機構大。反轉連桿機構在鏟裝物料轉斗時掘起力大，易于進行掘起作業(yè)，適用于一次鏟掘法鏟裝，但是不適于進行往上耙料的作業(yè)，鏟斗卸載時前傾最后階段速度降低，卸載平穩(wěn)、沖擊小，但難于抖落砂土；由于連桿數目少，傳動比小，為了提高搖臂傳動比，必需增大尺寸，這不僅使卸載時連桿易碰自卸卡車貨槽側壁，而且還造成駕駛員視野不好；鏟斗在最高卸載位置卸載后，下降動臂鏟斗易于自動放平。 圖2-1 反轉六連桿工作機構 圖2-2 正轉連桿工作機構 2.4 自由度的計算 由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成。轉斗機構有轉斗油缸、搖臂、連桿、鏟斗、動臂和機架六個部分組成。實際上它由兩個正轉四桿部件組成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可把機架視為輸入桿，把鏟斗視為輸出桿，由于機架和鏟斗轉向相反，故稱為正轉六桿機構?；顒訕嫾鸵粋€移動副，則正轉桿工作機構的活動構件數n=8， 運動低副數 ，機構的自由度數F為： 因為兩個油缸均為原動件，故整個機構有確定的運動。 第3章 鏟斗幾何形狀的確定 鏟斗是工作機構的主要組成部分。由于它與物料直接接觸，它是一個裝卸的工具和容器，所以它的形狀、各部結構、幾何尺寸、質量、強度等等。全嚴重影響著整機的生產能力、功率和效率等。 這種設計，是主要依據“減少裝載工作阻力，滿足生產率需求?！蓖瑫r做到在不同工作條件下不易撒料，具有良好的耐磨性、抗沖擊性，和良好的強度。 因為本次設計的3.3m3的裝載機是用于露天場合作業(yè)的，一般為定點高位卸載。所因此，在卸載時采用鏟斗前卸式方式，在鏟取物料時，采取底取式方式。 鏟斗幾何形狀的確定及斗容中心的計算： 鏟斗基本參數的確定： 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3-1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3-1 鏟斗尺寸參考 （3-1） 式中 ~鏟斗平裝斗容，3 ~鏟斗內側寬度，3.03m ~鏟斗斗底長度系數， ~后壁長度系數， ~擋板高度系數， ~圓弧半徑系數， (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3-1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，，，， 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mm 即可得出 =1.4×1314=1839.6mm =1.2×1314=1576.8mm =0.13×1314=170.8mm 一般取鏟斗側壁切削刃相對斗底壁的傾角。鏟斗與動臂鉸接點距離斗底壁的高度=（0.06~0.12）R=78.84~157.68mm。 r=525.6mm S=0.957 m2 3.1 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。 平裝容量 鏟斗的平裝容量（見圖3-2）按照式（3-2）計算。 對于有防溢板的鏟斗 (3-2) 式中有擋板的鏟斗橫截面面積，m2 鏟斗內側寬度，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 （m3） 式中不裝擋板的鏟斗橫截面面積，m2 圖3-2 鏟斗容量計算 額定容量 鏟斗的額定容量（見圖3-2）按照式（3-3）計算。 對于有防溢板的鏟斗 （3-3） 式中c物料堆積高度，m 對于無防溢板的鏟斗 （m3） 3.44-3.33.3=4.24%<5% 該結果在誤差范圍內，所以該方案合理。 判斷鏟斗類型： 對于淺底鏟斗為： LB=425~475·3Vr 對于深底鏟斗為： LB=620~665·3Vr 所以此鏟斗為淺底鏟斗。 3.2 斗齒的選擇與位置的初步確定 鏟斗切削刃上裝有斗齒時，斗齒將先于切削刃插入物料堆，由于它比壓力（即單位長度插入力）大，所以比不帶斗齒的切削刃易于插入物料堆，插入阻力能減小20％。特別是對于物料堆的塊度較大、較密實的情況下，效果尤為顯著。因此，這次設計的輪胎式裝載機的鏟斗帶有斗齒。而斗齒的形狀和間距對切削阻力是有影響的。當間距太大時，由于切削刃將直接參與插入工作，使阻力增大；若間距太小時，也將增加工作阻力，因為齒間易卡住石塊。 參考同類型其他鏟斗的情況和一般的裝載機鏟斗間距，這里取斗齒間距為300mm。 因為長而窄的斗齒比短而寬的斗齒插入阻力小。但豆豉太窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500～600kg為宜。所以本次設計的斗齒寬定為50mm。 第4章 工作裝置的的設計計算 4.1 動臂的設計 （1）動臂的形狀與結構 動臂的形狀一般可以分為直線形和曲線形兩種，如圖4-1所示。直線形動臂不僅結構簡單，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，一般用于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。 圖4-1 動臂結構形式圖 動臂的斷面結構有單板、雙板和箱型三種形式。單板動臂結構簡單、工藝性好、但其中強度和剛度較低，在小型裝載機中采用較多，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。 （2）動臂長度 按圖利用幾何關系, 可以求出動臂的長度。 （mm） （4-1） 式中：——鏟斗最小卸載距離，1250mm； Ro——鏟斗的回轉半徑，； ——鏟斗回傳半徑與斗底的夾角；； ——鏟斗最大卸載高度時最大卸載角，通常?。蝗?； ——動臂與車架鉸接點到裝載機前面外廓水平距離； ——最大卸載高度，3100mm。 計算得： 4.2 連桿機構設計 連桿機構是由鏟斗、動臂、連桿、搖臂和轉斗油缸等組成，該機構的設計是個較復雜的問題。對已定結構型式的連桿機構，在滿足使用要求的情況下，各構件可以設計成各種尺寸及不同鉸接點位置，構件尺寸及鉸接點的位置可變性較大。所以設計出的連桿機構，并不都具有高的技術經濟指標。要想獲得連桿機構的最佳尺寸及構件最合理的鉸接位置，需要結合總體布置、構件的運動學及動力學分析，并綜合考慮各種因素進行方案比較，選擇較理想的方案。若運用優(yōu)化設計理論，借助計算機，則可以獲得更理想的設計方案。 連桿機構設計要求 1）有好的平移性，在動臂從最低到最高卸載高度的舉升過程中，鏟斗后傾角變化盡可能小，盡量接近平移運動，保證滿載鏟斗中的物料不撒落，一般相對地面的轉角差不大于15度；鏟斗在地面時的后傾角取45度左右；使在運輸位置時應該大于45度。通常在最大卸載高度時一般取47~61度。 2）有良好的卸載性，在動臂舉升高度范圍內的任意位置，鏟斗的卸載角，以確保能卸載干凈。 3）有良好的動力性，在設計構件尺寸的時候，為了保證連桿機構具有較高的力傳遞效率，斗桿機構要能滿足鏟掘位置傳動角接近90度，從而使有效分力大，以便有較大的掘起力；運輸位置傳動角小于170度，因為這個角太大會使鏟斗收不緊，以致在運輸途中物料容易撒落。斗搖壁應盡量短，否則，為了獲得一定的掘起力，勢必使缸搖臂較長，連桿機構尺寸增大，如果翻斗油缸行程較長的話，會造成卸料時間過長。 4）作業(yè)時與其他構件無運動干涉，保證駕駛員工作方便、視野寬闊。 4.3 六桿機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數設計 動臂的長度是連桿機構的主要參數，該參數不僅影響著連桿機構的運動和受力，而且與連桿的尺寸和鉸接點的位置有關，因此連桿機構的其他構件的尺寸可以依據該參數來確定。 正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 、機架六個構件組成，由于DF和BC轉向相同，所以此機構稱為正轉六桿機構。工作機構各鉸點的坐標值，最終必須使設計滿足對工作機構設計提出的各種要求。在運動學方面，必須滿足鏟斗能舉升運動，達到最大卸載高度，最小卸載距離和各個位置的卸載角等要求。在動力學方面，主要是滿足挖掘力、舉升力和生產率的要求前提下，使轉斗油缸和舉升油缸所需輸出力及功率盡量減少。 正轉六連桿工作機構的連桿系統(tǒng)的設計要特別注意的是：一定要保證機構在各種工況的各個位置都能正常工作，不的出現“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等機構運動被破壞的現象。 目前，連桿系統(tǒng)尺寸參數的設計主要有圖解法和解析法兩種方法。由于圖解法更為直觀，故這次設計采用圖解法計算。 圖解法是在初步確定了最大卸載高，最小卸載距離，卸載角，輪胎尺寸和鏟斗尺寸等參數后進行。 圖4-2 裝置機正轉六桿結構 正轉連桿機構（見圖4-2）的尺寸及鉸點位置確定：連桿CD的長度b，搖臂DE的長臂長度c和短臂長度e，鏟斗上兩個鉸接點BC之間的距離a，鉸接點E和鉸接點C的位置，轉斗油缸與車架的鉸點G的位置及轉斗油缸的行程等。 圖4-3 正轉六桿機構 （1）搖臂DE長度及鉸接點位置 連桿與鏟斗鉸點C的位置與連桿的受力和轉斗油缸的行程有關，選擇時主要考慮當鏟斗處于地面鏟掘位置時，轉斗油缸作用在連桿CD的有效分力較大，以發(fā)揮較大的掘起力。 通常BC與鏟斗回轉半徑之間的夾角； 搖臂DE和連桿CD要傳遞較大的插入和轉斗阻力，要充分考慮其強度和剛度。搖臂DE的形狀和長短臂的比例關系及鉸點E的位置，是由連桿機構的受力情況及它們在空間布置的方便性和可能性來確定的，同時轉斗油缸的行程及連桿CD的長度也不宜過大。搖臂可以做成直線形或彎曲形狀的。彎曲形搖臂夾角一般不大于30度，否則構件受力不良。鉸點E的位置，布置在動臂兩鉸點連線AB的中部偏上m處。 設計時初定： ； ; ； (4-2) ; 計算得： （2）確定連桿CD長度b及轉斗油缸在車架上的鉸接點G 在確定上述尺寸后，通過作圖法確定連桿CD的長度b，轉斗油缸在車架上的鉸接點G及其行程，如圖4.4所示。 根據已經選好的連桿機構尺寸參數，繪制出動臂和鏟斗在地面時，鏟斗后傾角45度的位置及搖臂和動臂的鉸點E。 將動臂從最低到最高位置的轉角等分成4部分，將動臂提升到不同的角度，并保持鏟斗的平移性，依次繪出的相應位置，并使它們彼此平行。 繪出鏟斗在最大卸載高度時的卸載位置，取卸載角45度，假設鏟斗在最大卸載高度卸載時搖臂DF和連桿CD處在極端位置，即鉸接點C、D、E位于一條直線上，則CD的最小長度。 然后根據已選定的連桿CD和搖臂DEF，繪出其相應的位置和，由此得出該位置搖臂與轉斗油缸的鉸點。 在保持后傾鏟斗的平移性時，作出鏟斗在提升過程中的各位置及其相應的連桿機構位置，得出相應的搖臂與轉斗油缸鉸點的相對位置，連接各點得一曲線，作該曲線的外包弧M；則圓弧M的圓心G即為所求轉斗油缸在車架上的鉸點；半徑GF即為轉斗油缸的最大安裝長度。 同理，對鏟斗在不同卸載位置時的連桿機構位置進行確定，得出搖臂與轉斗油缸鉸點位置，連接各點得一曲線，作該曲線的內包圓弧N，則圓弧半徑為轉斗油缸的最小安裝長度。 于是轉斗油缸的行程可以按下式計算： （4-3） 當在轉斗油缸閉鎖情況下舉升動臂，鏟斗在任何位置時的后傾角都比鏟斗在地面時的后傾角大，在動臂舉升范圍內后傾角通常允許相差15度。鏟斗卸載角通常隨著卸載高度的降低而略有減小，若鏟斗的卸載角小于45度，可以通過減小BC或的長度來滿足對卸載角的要求。 當動臂舉升到最大卸載位置卸載后，動臂下降到地面時要求鏟斗能自動放平，只要湊成連桿機構鏟斗由最高卸載位置到地面過程中，鏟斗繞B點的上翻角等于即可。 （3）舉升油缸與動臂和機架的鉸接點H及I的確定 舉升油缸布置應本著工作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構件互不干擾、整機穩(wěn)定性好的原則來確定。 一般H點選在AG連線下方，并取AG≥AH/3。AH 不能取太大，它受到油缸行程的限制。I點盡量與地保持最小高度，并且往前橋方向靠是比較有利的，這樣舉升工作力臂大小變化比較小。 圖4-4 確定連桿機構的圖解法 第5章 工作機構的強度計算 5.1 計算位置 分析裝載機插入料堆、鏟起、提升、卸載等作業(yè)過程可知，當裝載機在鏟掘物料時，裝載機工作裝置的受很大的力，所以取鏟斗斗底與地面的前傾角為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。 5.2 外載荷的確定 由于物料種類和作業(yè)條件的不同，裝載機實際作業(yè)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： ①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； ②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。 裝載機的鏟掘過程通?？煞秩缦氯N受力情況： 圖5-1 典型工況 1）斗水平插入料堤，工作裝置油缸閉鎖，此時認為鏟斗切削刃只受到水平力的作用。 2) 鏟斗水平插入料堆后，翻轉鏟斗(靠轉斗油缸工作) 或提升動臂(靠動臂油缸工作)鏟掘時，此時認為鏟斗切削刃只受到垂直力的作用。 3) 鏟斗邊插入邊轉斗或邊插入邊提臂鏟掘時，此時認為水平力與垂直力同時作用在鏟斗的切削刃上。 綜合上述分機可以得到如下六種工作裝置的典型工況(圖5-1)： （1）.對稱水平力的作用工況(圖5-1a) 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： （5-1） 此處根據已知取 —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5-1b) 垂直力(即鏟起阻力)的大小受裝載機縱向穩(wěn)定條件的限制，其最大值為 （5-2） 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。 （5-3） 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5-1g) 此時垂直力，水平力取發(fā)動機扣除工作油泵功率后，裝載機所能發(fā)揮的牽引力。 （4）受水平偏載的作用工況(圖5-1d) （5）受垂直偏載的作用工況(圖5-1e) 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5-1f) 水平力與垂直力的大小與工況(c)相同。 5.3 工作裝置的受力分析 在確定了計算出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(tǒng)，為簡化計算，通常要作如下假設： （1) 在對稱受載工況中(圖5—2 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，其上作用的載荷取相應工況外載荷之半進行計算，即： 在偏載工況中，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 ： （5-4） 由于，所以取進行計算。 ， （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鋼板的重量G1，另一部分是筋板、吊耳等附屬裝置的重量ΔG，估算ΔG的值為10％G1，則 又 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， ρ——鋼板的密度（取ρ=7850kg/m3）， g——重力加速度（取g=10N/Kg）， 由前述可得 S1=0.957m2 t=0.01m S2=6.437 m2 SK=0.461 m2 代入各項數據可得： (3)考慮到動臂軸線與連桿——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 取鏟斗為分離體，根據平衡原理，分析鏟斗的受力： 由， （5-5） 由 如圖5-2b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： 圖5-2 受力分析 由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。 如圖5-2c所示，取搖臂為脫離體，根據平衡原理，分橋搖臂的受力； （5-6） 取動臂為脫離體，根據平衡原理，分析動臂的受力： （b）垂直偏載 與求水平偏載一樣，取鏟斗為脫離體，根據平衡原理，分析鏟斗的受力： 由 （5-7） 由 由 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： 由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。 取搖臂為脫離體，根據平衡原理，分橋搖臂的受力； 由 （5-8） 取動臂為脫離體，根據平衡原理，分析動臂的受力： 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。 5.4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。 5.4.1 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5-3)，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) （5-9） 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） 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） 圖5-3 動臂強度校核圖 強度計算中許用應力[σ]按下式選取 （5-10） 式中： σs—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σs=360MPa； n—安全系數，設計手冊中規(guī)定n≈1.1～1.5，考慮工程機械工作繁重，作業(yè)條件惡劣及計算上的失誤，一般取n﹥1.5，此處取n=1.8。 則 MPa BI段： 彎矩 （5-11） 軸向力 （5-12） 剪力 （5-13） 參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm，寬h=200mm則 m3 F=bh=0.06x0.2=12x10-3m2 IJ段彎矩： 軸向力： 剪力： m3 F=bh=0.06x0.45=27x10-3m2 5.4.2 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4—6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?jié)櫥瑒┬孤都皦m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： （5-14） ——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5-4所示； W——銷軸的抗彎斷面系數，。 銷軸支座的擠壓應力： 銷軸套的擠壓應力： （5-15） 式中——軸套的支承長度。 鉸銷材料選用40Cr,其σS=800MPa,則 MPa 圖5-4 鉸銷的強度校核 5.4.3 連桿 裝載機在作業(yè)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(wěn)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： （5-16） 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σs=350MPa，即 [σ]= σs/n=360/1.8=200MPa 作用在連桿上的作用力有： 則 m2 取連桿截面為圓形截面，直徑D=80mm，則 壓桿穩(wěn)定校核： 連桿的材料取16Mn鋼，查表可得： E=210MPa,σs=350MPa,σp=280MPa,a=461MPa,b=2.568MPa則： 將連桿簡化成一端鉸支一端固定的梁，即μ=0.7，則 因為λ<λ1,所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。由經驗公式知 因為λ<λ2,所以σcr=σs=350MPa Fcr=A?σcr=1758KN 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 滿足壓桿穩(wěn)定的要求。 5.4.4 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5-5。 DE段： 軸向力 剪力 彎矩 搖臂材料選用16Mn，其屈服極限σs=360MPa，n=1.8，則 [σ]=360/1.8=200MPa 截面M——M處的正應力和剪應力按如下公式計算： (MPa) （5-17） 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)。 （5-18） 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） E點橫截面圖形見圖5-5。 將此截面在AutoCAD中做成面域，查詢可得 所以 圖5-5 搖臂強度計算簡圖 EF段； 軸向力 剪力 彎矩 5.4.5 油缸 油缸是將液壓能轉換為機械能的一種執(zhí)行元件，主要用于要求實現往復直線運動或擺動運動的場合。它在礦山機械中常用的主要類型有往復式油缸包括活塞式、柱塞式。活塞式又分為單作用式和雙作用式。油缸的安裝方式根據支承環(huán)形式是不同，分為：法蘭式、耳環(huán)式和鉸軸式。 鉸軸式本次設計的鏟運機工作油缸，根據前面工作機構的尺寸確定已初步確定動臂油缸和轉斗油缸都采用耳環(huán)式。采用單活塞桿雙作用式往復油缸。這種油缸結構簡單，輸出力大，安裝維護方便，而且還可以實現擺動或非連續(xù)的回轉運 5.5 緩沖裝置設計 液壓缸的活塞桿具有一定的質量，在液壓力的驅動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產生很大的沖擊壓力和噪聲。采用緩沖裝置，可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端實現速度的遞減，直至為零。 緩沖裝置工作原理是使缸筒低壓腔內油液通過節(jié)流把動能轉換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外。 緩沖裝置的一般技術要求： (1) 緩沖裝置應能以較短的緩沖行程吸收最大的動能； (2) 緩沖過程中盡量避免出現壓力脈沖及過高的緩沖腔壓力峰值，使壓力的變化為漸變過程； (3) 緩沖腔內峰值壓力應力，（為供有油壓力）； (4) 動能轉變?yōu)闊崮苁褂鸵簻囟壬仙龝r，油液的最高溫度不應超過密封件的允許極限。 - 37 - 附 錄 附表1 物料塊與松散程度系數K1 物料塊度 細粒 小塊 接近300mm 小于400mm 小于500mm 松散不好時 K1 0.45~0.5 0.75 1.0 1.1 1.3 增大20%~40% 附表2 物料性質系數K2 散裝物料種類 密度（t/m3） 系數K2 散裝物料種類 密度（t/m3） 系數K2 磁鐵礦石 4.2~4.5 0.20 砂礫石 2.3~2.45 0.10 鐵礦石 3.2~4.8 0.17 爐渣 0.8~0.9 0.09 細粒花崗石 2.75~2.8 0.14 泥質頁巖 2.4~2.5 0.08 沙質頁巖 2.65~2.75 0.12 河沙 1.7 0.06 石灰石 2.65 0.10 煤 1.2~1.3 0.04~0.045 附表3 物料高度系數K3 料堆高度/m 0.4 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 K3 0.55 0.60 0.80 1.00 1.05 1.10 1.15 參考文獻 [1]孟凡旺,焦圣德,張光耀,趙塹.裝載機工作裝置優(yōu)化設計研究[J].建筑機械化,2018,39(02):26-28. 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