【正文】 Px = (2) 垂直力 PZ 參考 臨工 工 ZL50 同類樣機， 選取 PZ = 120K N 兩側(cè)受力均為 PZ =60KN (3) 單側(cè)動臂受力 Pax ， Pby 由于對稱工況，在假設(shè)條件下，兩動臂受力大小相同，所以可取工裝的一側(cè)進行受力分析 則 Pax = Px/2 = Pby = PZ/2 =30KN 圖 43 工作裝置受力分析 取鏟斗為分離體，根據(jù)平衡原理計算鏟斗的受力 ∑ MG=0 PF=(Pxa h1+ Pyb l1) /(h2 cosα 1+l2 sinα 1) ∑ y=0 xG= Pxa+ PF cosα 1 ∑ y=0 yG= － PF sinα 1+ Pby 取連桿為分離體，因連桿為二力桿件，故 PF=PE (受拉力 ) 取搖臂為分離體，根據(jù)平衡原理，搖臂的受力為： ∑ MD=0 PC= PE (l4 sinα 2+ h3 cosα 2) /（ h4 cosα 3－ l3 sinα 3） ∑ x=0 xD= PC cosα 3+PE cosα 2 ∑ y=0 yD=PE sinα 2－ PC sinα 3 取動臂為分離體： ∑ MA=0 PH=( yD l6+yG l7xD h5+xG h7)/( h6 cosα 4+ l5 sinα 4 ) ∑ x=0 xA= PHcosα 4 +xD+xG ∑ y=0 yA= yD+yG－ PH sinα 4 有前面敘述 的可以得到： 405?Bl mm 13121 ?l mm 292?l mm ?h mm 4202 ?h mm ?? ? 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 30 ?? ? 03?l mm ?l mm 6723 ?h mm 5704 ?h mm ?? ? ?? ? ?h mm 6795 ?l mm ?l mm 20487 ?l mm ?h mm 6786 ?h mm 把上 值代入以上公式可以得： PF =115KN xG= yG= PE=115KN PC= xD=260KN yD=－ 31KN PH= xA= yA= 偏載工況 把偏載工況轉(zhuǎn)化為作用在鏟斗中點的集中力和，個附加力偶。 圖 44 偏載工況受力分析 α =40176。 則由 MT=1000N/ω，ω =2π n/60 () 得 MT= 如圖 42 所示： (a)水平 對稱工況 (b)垂 直對稱工況 (c)水平垂直對稱同時作用工況 (a)水平 偏載工況 (b)垂直偏載工況 (c) 水平垂直偏載 同時作用工況 圖 42 工作裝置外載荷工況 工作裝置受力分析 在確定了裝載機典型作業(yè)工況和鏟斗所受外載荷后，便可進行工作裝置的受力分析，以求出相應(yīng)工況下工作裝置各構(gòu)件的受力。～ 5176。 如圖 314 所示，當(dāng)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 C C C C4 也就惟一地被確定下來。 。 (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大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 23 連的四桿機構(gòu) GFEB(即 GF2E2B)的尺寸，如圖 314 所示。 ④ 以 G’點為圓心，順時針旋轉(zhuǎn)鏟斗，使鏟斗口與 x 軸平行，即得到鏟斗最高舉升位置圖（即工況Ⅲ）。 前傾角。以保證鏟斗能卸凈物料； (3) 作業(yè)時與其他的構(gòu)件無運動干涉； (4) 使駕駛員工作方便，安全及視野寬闊。 綜上分析可知，反轉(zhuǎn)六桿工作機構(gòu)優(yōu)點較多，能比較理想地滿足鏟、裝、卸作業(yè)要求，所以它在露天裝載機和地下鏟運機上 都得到廣泛的應(yīng)用。 (6) 正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu) 正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)見圖 312 ( f )。為了增大掘起力，需提高液壓系統(tǒng)壓力或加大轉(zhuǎn)斗油缸直徑，這樣質(zhì)量會增大。 正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu)的主要缺點是機構(gòu)復(fù)雜，不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。為了減少動臂的重量，動臂的斷面尺寸 可 按等強度設(shè)計。的可選范圍內(nèi)，故合適。除此之外， 也可以按圖 39 利用幾何關(guān)系可求出動臂的長度： ? ?? ? ? ?? ? 2m a x2m i n 39。? =6176。其具體位置可用作圖方法來確定，根據(jù)鏟斗形狀、幾何尺寸及鏟斗與地面應(yīng)保持的角度α可以確定下鉸點1B 的下限位置 Bh （見圖 39），然后將鏟斗轉(zhuǎn)置運輸位置并留出定間隙，繪出輪胎位置，再根據(jù)最大卸載高度 maxsH 、最小卸載 minsl 及卸載角度β要求，可以確定下鉸點上限位置。圖 37是額定容量鏟斗的橫截面，其中擋板 DN 高為ɑ ,CD 是鏟斗開口長 b,IH 是斗尖至鏟斗側(cè)壁的高度 c。如前所述，鏟斗的斗容量已經(jīng)系列化，其計算也已標(biāo)準(zhǔn)化，計算方法如下。調(diào)整參數(shù)，根據(jù)調(diào)整后的各值與 R之比分別計算 g? 、 Z? 、 K? 、r? 值，然后代入式 ()，即可確定新鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑 R。所 以 是 保護輪胎不受損傷，底壁相對地面應(yīng)有一定傾角，以減少摩擦阻力并保護底壁。常見鏟斗結(jié)構(gòu)如圖 33所示。 所以鏟斗的設(shè)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，合理的確定鏟斗的幾何形狀和尺寸。嚴(yán)格要求鏟斗舉升平 動是很困難的 。 ⑥ 空載運輸工況 卸載結(jié)束后，裝載機再由卸載點空載返回裝載點。 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 7 圖 32 裝載機工作裝置組成 1鏟斗； 2連桿； 3搖臂； 4動臂 輪式裝載機工作過程 輪式裝載機是一種鏟、裝、運、卸一體化的自行式設(shè)備，它的工作過程由 六種工況組成。 最大掘起阻力 發(fā)生在鏟斗開始提升時，并假定作用在 鏟斗斗刃上，隨著動臂的提升，掘起阻力逐漸減小。由于物料性質(zhì)和工作機構(gòu)工作方式的不同，工作阻力有不同的計算方法，一般工作阻力通常分別按插人阻力和掘起阻力進行計算 。 而 各總成性能的協(xié)調(diào)如何，則又取決于總體參數(shù)及各總成部件的匹配情況及其布置的合理性，如果在設(shè)計過程中缺乏全局觀點，而對總體參數(shù)及各總成部件的匹配考慮不周，或者注意不夠，即便所設(shè)計的各部件結(jié)構(gòu)是先進的，性能是良好的，但組合在一起不一定能獲得整機的良好性能。 ① 大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制。此次的設(shè)計任務(wù)就是裝載機的重要組成部分 —— 工作裝置。應(yīng)用 ADAMS 軟件設(shè)計裝載機，首先是虛擬樣機模型的建模，然后是樣機仿真，在本設(shè)計中， 我們對工作裝置設(shè)計計算和虛擬樣機建模 ，使用 ADAMS 對其進行模擬仿真控制，而其工作裝置用 ProE 進行了建模 ，可以根據(jù)設(shè)計者要求來進行調(diào)整，從而方便了設(shè)計者的不同需求。 ADAMS 是 一款虛擬樣機技術(shù)軟件，其強大的機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)大大簡化了機械產(chǎn)品的設(shè)計過程 ,縮短了產(chǎn)品開發(fā)的周期和成本 ,明顯提高了產(chǎn)品質(zhì)量。 近年來，裝載機的品種和產(chǎn)量在國內(nèi)外都得到了迅 猛的發(fā)展。其發(fā)展體現(xiàn)出以下一些趨勢。 裝載機是由許多部件組合起來的一個有機整體，其整機性能不僅取決于每個部件的品質(zhì)，而且主要取決于各部件之 間的相互協(xié)調(diào)，這種相互協(xié)調(diào)是通過總體設(shè)計實現(xiàn)的，所以裝載機總體設(shè)計對它的銘機性能起決定性作用。 (表 21)最初設(shè)計參數(shù) 序號 基本參數(shù)名稱 單位 LG952L ZL50CⅡ 設(shè)計 ZL50 1 額定斗容量 m3 3 2 額定載重量 t 5 5 5 3 最大卸載高度 mm 3197 ≧ 2910 3180 4 對應(yīng)卸載距離 mm 1214 ≧ 1350 1274 5 輪距 mm 2250 2240 2250 6 軸距 mm 2760 2245 2450 7 功率 kw 162 162 162 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 4 裝載機的插入阻力與掘起阻力的確定 裝載機的工作阻力是多種阻力的合力。掘 起阻力同樣與物料的種類、塊度、松散程度、密度、物料之間及物料與鏟斗之間的摩擦阻力有關(guān)。這個機構(gòu)實質(zhì)是兩個四桿機構(gòu)。 ⑤ 卸載工況 在卸載點，在舉升工況下操作轉(zhuǎn)斗缸翻轉(zhuǎn)鏟斗，向溜井倉或運輸車輛中卸載，鏟斗 物料卸凈后下放動臂，使鏟斗恢復(fù)至運輸位置。 ② 鏟斗由運輸工況被舉升到最高卸載位置的過程中，為避免鏟斗中物料撒出，要求鏟斗作“平移運動”。鏟斗直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時，它被推壓插人料堆鏟取物料，工作條件惡劣，要承受很大的沖擊力和劇烈的磨損，因此鏟斗的設(shè)計質(zhì)量對裝載機的作業(yè)能力有較大影 響。 輪式裝載機的鏟斗斷面形狀一般為“ U” 形，用鋼板焊接而成。如果鏟斗寬度小于兩輪外側(cè)間的寬度，則鏟斗鏟取物料后形成的料堆階梯會損傷輪胎側(cè)壁，并增加行駛時輪胎的阻力。 r — 鏟斗的圓 弧半徑， m； Rr )~(? gL — 斗底長度，指鏟斗切削刃至斗底延長線與后斗壁延線交點的距離 ， m, ? ?RRL gg ~?? ? ZL — 后壁長度，是指由后斗壁上緣至后壁延長線交點的距離 ， m， ? ?RRL KZ ~?? ? KL — 擋板高度 ， m， ? ?RRL KK ~?? ? 由式 (34)可知，當(dāng) rV 、 0B 已知，只要初選 g? 、 Z? 、 K? 、 r? ，系數(shù)值和 ? 、 1? 值，即可求得新鏟斗的基本參數(shù)。 鏟斗容量計算 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(yīng)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(guān)尺寸，直至滿足要求為止。 (1) 堆積高度 c 的計算 利用公式 ()計算鏟斗容量時，式中 c 的計算可參照圖 37用下述方法進行。其上限位置應(yīng)保證鏟斗有最大卸載高度、卸載角度及最小卸載距離。sin ?? 即 39。) + = 動臂長度 Dl 的確定 (1) 動臂長度計算 動臂鉸點位置確定之后，按定比例作圖即可直接求得。 maxsH =3180mm 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 17 AH = Bl = 把參數(shù) 代入公式 （ ） 則求得： Dl =2895mm= (2) 動臂轉(zhuǎn)動的角度 ? ? ???? ? ，在 80~90176。許多裝載機采用單板，這種動臂機構(gòu)簡單，工藝性好，但抵抗受扭的剛性較差；大中型裝載機多采用雙板形或箱形斷面結(jié) 構(gòu)的動臂，可 以改善單板動臂受扭剛度不好的影響。此機構(gòu)在轉(zhuǎn)斗油缸大腔進油時轉(zhuǎn)斗鏟取，所以掘起力較大；各構(gòu)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)傳動比較大，鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈、速度快；由于傳動比大，還可適當(dāng)減小連桿系統(tǒng)尺寸，因而司機視野得到改善 ，但是一定要“適當(dāng)”，否則易使連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)減小，影響掘起力發(fā)揮。缺點是轉(zhuǎn)斗油缸與車架的鉸接點位置較高，影響司機視野；轉(zhuǎn)斗時油缸小腔進油，掘起力相對較小。為避免碰撞，需把斗底制造成凹形，因而既減小了斗容，又增加了制造困難，而且鏟斗也不能實現(xiàn)自動放平。這種機構(gòu)的缺點是既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗自動放平，結(jié)構(gòu)亦比較復(fù)雜。）； (2) 在動臂提升高度范圍內(nèi)的任意位置 ,鏟斗的卸載角不小于 45176?！?5176。 ③ 根據(jù)給定的最大卸載高度 xh 、最小卸載距離 xl 和卸載角 x? ，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況Ⅳ，并令此時斗尖為 4O ， G 點位置為 G’，如圖 314 所示。相對前輪胎， B 點在其外廓的左上部。 ，以免機構(gòu)運動時發(fā)生自鎖； ④ 工況 Ⅳ (高位卸載工況 )時， EF 桿與 GF 桿的傳動角也必須大于 10176。 2）確定 D 點 轉(zhuǎn)斗油缸與機架的鉸接點 D，是依據(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時能自動放平這兩大要求來確定的。因此，選擇裝載機在水平地面上作業(yè)時動臂處于最低位置，鏟斗斗底與地面成 3176。 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型的受力作用工況，就可得到鏟斗六種典 工況。 對稱水平力與垂直力確定 (1) 水平力 Px 的確定 a) 發(fā)動機扭矩 MT 參考同類樣機，?。喊l(fā)動機功率 N=160Kw， 轉(zhuǎn)速 n=2200r/min。 (如圖 44) 把作用在斗邊齒上的外力（垂直力 N 和水平力 P）轉(zhuǎn)化為作用在鏟斗中心的水平集中力 P、垂直集中力 N 和力偶 My=PL ， Mx=NL 。由于裝載機無論是轉(zhuǎn)斗缸還是舉升缸，在作業(yè)中，左、右缸的作用力總是相等的（因為左、右缸的油路是并聯(lián)的） , 因而可假定附加力偶僅作用在鏟斗、動臂和橫梁上，其他桿件不受此力偶的影響。根據(jù)這個假設(shè)，由于工作裝置構(gòu)件均為對稱構(gòu)件（對稱于機器的縱軸線），當(dāng)載荷是對稱作用時，兩側(cè)桿件受力相等，各為相應(yīng)工況外載荷的一半，可單獨取一側(cè)桿件系統(tǒng)并視為平面力 系進行受力分析，即 XX2x1 R21RR ??，yy2y1 R21RR ?? 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 28 ②