【正文】 ortant, therefore the work installment design is good and bad affects directly the car loader service life as well as the working efficiency and so on . Although in the present market car loader already day by day was mature, but carried on the improvement design to it still to have the extremely vital significance, in particular loader work installment. Loading the machine work equips of turn the container six connect pole organization is from press with liquid an urn of, the container mutually connection of two four connect the pole organization type loads the machine at homework, is pressed by the liquid of changes an urn lengths to makes the container acquired requests of accept the Cape of the container with unload to anticipate the pole in inside in organization a length and its construction parameter certain empress, need to make the some and particular calculation to that organization, the accuracy that to judge the organization the worked circulation the speed changes with acceleration the reasonable。第一代產品幾十年來沿續(xù)至今，全國幾乎使用同一套圖紙，有些技術力量薄弱的廠家，仍把其當作主導產品推向市場。但由于在動管前端裝有較重的托架，所以減少了鏟斗的載重量。缺點是當鏟斗鏟裝物科時油缸的小腔工作，因而使鏟斗油缸的缸徑與重量增大。非直線型切削刃有v型和弧型等，裝載機用得較多的是v型斗刃。因此鏟斗的其它參數(shù)依據(jù)它來決定。工作裝置的結構設計應滿足以下要求： 1)保證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、在任何位置都能卸凈物料并考慮可換工作裝置等。圖3—1 鉸接點B的確定 動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點B、E、A的確定 確定坐標系如圖32所示，先在坐標紙上選取直角坐標系，沖選定長度比例尺。 確定動臂與搖臂的鉸接點E E點位置是一個十分關鍵的參數(shù)。假設鏟斗在最大卸載高度卸載時搖臂和連桿CD處在極端位置，即鉸接點C、D、E位于同一條直線上，則連桿CD的最小長度 b=。所以，在相同條件下，中間鉸接式油缸的最小輸出力矩要比底部鉸接式油缸的最小輸出力矩大。 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，裝載機在鏟掘物料時，工作裝置的受力最大，所以取鏟斗斗底與地面的前傾角為時的鏟取位置(圖4—1)作為計算位置，且假定外裁荷作用在鏟斗的切削刃上。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，如圖(3—23a)所示，其上作用的載荷取相應工況外載荷之半進行計算，即： （4—5）在偏載工況中(圖3—22d、e、f)，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 (圖4—3b)： （46）由于，所以取進行計算。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(shù)，使日常維修工作所消耗的時間及費用減少。如工作裝置的動臂油缸不動，靠轉斗油缸轉動鏟斗而進行鏟掘作業(yè)時，則轉斗油缸所產生的作用力為主動作用力，動臂油缸所承受的作用力為被動作用力。因此，可直接利用本章第四節(jié)強度計算中六種工況的計算結果，取其中的最大值作為轉斗油隨和動臂油缸的被動作用力。動臂升降自動限位機構的作用是把動臂油缸控制閥放于提升(或下降)位置，提升(或下降)到一定高度時，動臂油缸控制閥自動地返回中立位置。由于轉斗油缸控制閥尚未回到中立位置，故油泵繼續(xù)向轉斗油缸供油，造成液壓系統(tǒng)的壓力超過過載悶調出壓力，過載悶打開，避免機構損壞。 由于則 在系列中取D=250mm. 3）確定活塞桿直徑d 速比，壓力較大時選用大值，此處取則， （5—3） 圖51 油缸主動力的計算簡圖 取系列值d=180mm. 4)計算油缸壁厚 （5—4） 式中：py——試驗壓力，取24MPa； [σ]——許用應力，油缸材料選用45號鋼，其σb=700MPa，n=5,即 所以 在系列中取δ= 根據(jù)上述數(shù)據(jù)選用油缸型號為HSGF250/180——354x854. 動臂油缸的選擇 1）動臂油缸主動力的確定 由圖51所示，當轉斗油缸閉鎖，動臂油缸產生最大崛起力時其主動力按下式計算： （5—5）式中 ：K2——考慮連桿機構摩擦損失的系數(shù)，取K2＝； ——最大鏟起力； ——動臂自重，在CAD中求得其面積，并算出體積從而求得Gs約為30KN； n——轉斗油缸數(shù)。將此截面在AutoCAD中做成面域，查詢可得 所以 圖4—7 搖臂強度計算簡圖EF段；軸向力剪力彎矩 圖4—8 搖臂E點截面形狀圖和DE段一樣，此處截面N——N如圖4—8。 （MPa） （4—38）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）。4．受水平偏載的作用工況(圖4—2d)5．受垂直偏載的作用工況(圖4—2e)垂直力之大小與工況(b)相同。4. 工作裝置的強度計算工作裝置的強度計算包括：1)確定計算位置。這樣做，可使動臂油缸在動臂整個舉升過程中，舉升工作力臂大小的變化較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升到最高位置時的舉升力不足，因為此時工作力臂往往較小或最小。搖臂與動臂的鉸點E布置在動臂兩鉸點的連線AB的中部偏上為m處。 (5)連接B并作其垂直平分線．因為B和點同在以A點為圓心，動臂AB長為半徑的圓弧上，所以A點必在B的垂直平分線上。 不管用什么方法確定各鉸接點的坐標值，但最終都必須滿足對工作機構設計提出的各種要求。3. 工作裝置的結構設計根據(jù)裝載機用途、作業(yè)條件及技術經濟指標等擬定購設計任務書的要求，選定了工作裝置的結構形式后，便可進行工作裝置的結構設計。因此，鏟斗轉鉸銷的位置以近于刃口處為好，在極端時也有將轉鉸銷布置在鏟斗內部，如圖2—4所示。 根據(jù)裝載物料的容重，鏟斗做成三種類型； —／米3的物料(如砂、碎石、松散泥土等)：增加斗容的鏟斗，—，／米3左右的物料(如煤、煤渣等)；減少斗容的鏟斗，~，用來裝載容重大于2噸／米3的物料(如鐵礦石、巖石等)。雙連桿機構的結構較復雜，轉斗油缸也難于布置在動臂下方， 但搖臂——連桿的傳動比較大，因此搖臂——連桿尺寸可以減小，駕駛員的視野較好，鏟起力變化曲線平緩(圖1—2a曲線②)，適于利用鏟斗及動臂復合鏟掘的作業(yè)(圖1—2c)。其動臂和連桿的后端與車架支座鉸接，動臂和連桿的前端與鏟斗托架鉸接，托架上部鉸接轉斗油缸體，其活塞桿及托架下部與鏟斗鉸接。卸料后動臂下降時又能使鏟斗自動放平。裝載機工作裝置的轉斗六連桿機構是由與液壓缸，鏟斗相關聯(lián)的兩個四連桿機構組合而成。The oil a piston route of travel is the best value。第二三代產品主要是對工作裝置進行優(yōu)化，改變外觀造型。 國產ZL3Z1—160裝載機均采用有鏟斗托架的工作裝置。國產zK4—10裝載機的工作裝置就是采用這種正轉雙連桿機構。這種切削刃由于中間突出，在插入料堆時，插入力可以集中作用在斗刃中間部分，易于插入料堆，同時對減少“偏裁切入”有一定的效果。鏟斗的回轉半徑R可按下式計算 （21）使用平裝斗容計算公式：式中 ——幾何斗容量 ( 圖2—4中所示陰影斷面 ) ，由設計任務書給定(米3)；B。 2)保證作業(yè)時與其它構件無運動干涉。 畫鏟斗圖 把已設計好的鏟斗橫截面外輪廓按比例畫在坐標里，斗尖對準坐標原點O，斗前臂與x軸呈前傾角。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等都有很大影響。根據(jù)搖臂的結構尺寸和鏟斗在任意位置能卸凈物料這一條件，作出鏟斗在不同卸載位置時所對應的搖臂與轉斗油缸活塞桿鉸接點位置，連接各點得一曲線，過點作此曲線的內包圓弧，則圓弧的圓心G即為與車架的交接點，圓弧的半徑G既為轉斗油缸的最小安裝尺寸。 確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程確定動臂油缸與動臂及車架的鉸接點H、M的位置(圖3—5)，通常參考同類樣機，同時考慮動臂油缸的提升力臂與行程的大小選定。 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。(圖4—3b)中 (4—7) 2）計算鏟斗重量GD。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： （4—51）——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La、d的意義如圖4—6所示； （4—52） W——銷軸的抗彎斷面系數(shù)， 。當油缸最大被動作用力大于外載荷的作用力時，油缸無回縮現(xiàn)象，否則因過載閥打開而溢流，使油缸發(fā)生回縮。據(jù)此可以確定液壓系統(tǒng)過載閥的調定壓力。動臂升降的自動限位機構通常采用動臂油缸控制閥自動復位結構。時，鏟斗上的擋塊4與動臂或橫梁上相應的檔塊相碰(圖6—1b)鏟斗即停止上翻。當油缸大腔進油，活塞桿承受推力P1 （5—2）即式中：D——油缸內徑； p——系統(tǒng)壓力；η——油缸機械效率，對于橡膠密封η=。因為動臂計算斷面多為矩形，則 （MPa） （4—39）E點橫截面圖形見圖4—8。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) （4—37）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(shù)(m3) F——計算斷面的截面積(m2)。 3．對稱水平力與垂直力同時