【文章內容簡介】 業(yè)時間。另一方面，可以避免鏟斗復位不準而引起的的作業(yè)阻力增加。對于小型裝載機工作裝置，由于經濟性限制，鏟斗的自動放平性主要在設計階段完成，即通過合理確定連桿的桿長比例力求解決。8） 卸載性：滿足卸載高度和卸載距離要求，保證動臂在任何位置都能卸凈鏟斗中的物料。工作裝置的卸載性就是當動臂處于任何作業(yè)位置時，在轉斗缸作用下，應保證鏟斗的卸料角均大于45度，即所謂的“任意位置卸料的可能性”。但從實際情況出發(fā)，認為動臂在運輸位置以下時，鏟斗的卸料角小于45度，也還是可以使用的。因為裝載機很少在低位卸料。在工作裝置的設計中，卸料性主要受限轉斗缸的最小結構長度及其行程。9） 總體布置要求:工作裝置的極限工作空間、最大卸載高度及最大卸料距離等應滿足整機性能要求。10） 在滿足作業(yè)要求的前提下，工作結構簡單、自重輕、受力合理、強度高；應保證駕駛員具有良好的工作條件，確保工作安全、視野良好、操作簡單和維修方便。11） 工作裝置的動力性就是鏟斗處于地面鏟掘位置時，工作裝置應有較高的力傳動比，以保證有較大的掘起力。動力性好，可充分發(fā)揮整機及其液壓系統(tǒng)的工作能力，在液壓系統(tǒng)壓力不變的前提下，可獲得較大的掘起力，在設計階段通過調整各桿長度之間的比例，而獲得較好的動力性。除此之外，表征工作裝置的性能指標還有舉升性能、卸料傳動性能及舉升顫動性能等。 工作裝置的結構計算包括: (1)確定計算位置。 (2)選取工作裝置受力最大的典型工況，確定外載荷 (3)對工作裝置進行受力分析。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，工作裝置受力最大。取鏟斗斗底與地面的前傾角為5度并假定外載荷作用在鏟斗切削刃上的鏟掘位置為計算位置，如圖22所示。圖22 裝載機的鏟掘位置圖 由于物料種類和作業(yè)條件的不同，裝載機實際作業(yè)是不可能使鏟斗切削刃均勻受載，一般可以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點的集中載荷來代替均勻載荷，稱為對稱受載情況。(2)非對稱受載情況，由于鏟斗偏鏟、料堆密實程度不均，使載荷偏于鏟斗一側形成偏載情況，通常將其簡化成集中載荷作用在鏟斗最邊的斗齒上。 裝載機在鏟掘過程中通常有如下三種受力情況。 (1)鏟斗水平插入料堆，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(靠動臂油缸工作)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升動臂鏟掘時，此時認為水平力與垂直力同時作用在鏟斗的切削刃上。綜上述分析可得到如下六種工作裝置的典型工況，如圖23所示。圖23 工作裝置受載的典型工況圖1水平力（即插入阻力）的大小有裝載機的牽引力確定，其最大值為對于輪胎式（由文獻[32]可知）：== (21)式中 裝載機空載時的最大牽引力； 裝載機使用重量； 附著系數；2 對稱垂直力的工作狀況如圖23(b)所示；垂直力（既鏟起阻力）的大小受到裝載機的縱向穩(wěn)定條件所限制，其最大值為 = (22)式中 G裝載機空載時自重 L1裝載機重心到前輪與地面接觸點的水平距離 l垂直力的作用點到前輪與地面接觸點的水平距離3 對稱水平力與垂直力同時作用得工況，如圖23(c)所示；此時垂直力是水平力為發(fā)動機扣除工作裝置油泵功率后所能發(fā)出的牽引力（由文獻[32]可知）水平力為= (23)式中 發(fā)動機凈功率（馬力） 產生垂直力N所消耗的工作油泵功率 發(fā)動機至驅動輪之間的頭檔總傳動比；對于液力機械傳動應，包括變距器的變距系數k； 發(fā)動機的轉速（轉/分）； 傳動效率；對液力機械應包括變矩器效率； 車輪滾動半徑m。4 水平偏載的工況5 垂直偏載的工況6 水平偏載與垂直偏載同時作用的工況后三種典型工況的力的計算方法同前，所不同的是僅力作用點假設作用在鏟斗邊齒尖上。裝載機除了上述六種典型工況外，尚需驗算切土工況，即裝載機利用轉斗油缸作用力把鏟斗刀刃強制切入土中，其極限情況是整機繞后輪接地點轉動，前輪抬起。在鏟斗斗刃作用有垂直向上的作用力，則 = (24)式中裝載機自重； 裝載機重心至后輪軸線的水平距離； 斗尖至后輪軸線的水平距離。 確定了計算位置及外載荷后，便可對工作裝置的受力情況進行分析。工作裝置是一個受力比較復雜的空間超靜定結構，在國內，目前還是用簡化辦法，把空間超靜定系統(tǒng)簡化為平面靜定系統(tǒng)來計算，并輔以測試手段加以校核驗證。 為簡化計算作如下假定（由文獻[34]可知） (1)忽略鏟斗和支撐橫梁對工作裝置各構建受力和變形的影響。根據這個假設，在對稱受載的工況中，如圖23(a)、 (b)、 (c)利用工作裝置的對稱性，故兩臂承載相等，可取工作裝置的一側進行分析，如圖24(a)所示。其上作用的載荷取相應工況外載之半進行計算，即: ； ； 在非對稱偏載工況中，如圖23(d)， (e)，(f)近似地用求簡支梁支座反力的方法求出左、右動臂平面內的等效力如圖24(b)所示。其上作用的載荷為: ； 和 。由于 ； ；所以取與進行計算。（a） 工作裝置一側受力分析圖（b） 左右動臂平面內的等效力示意圖圖24 工作裝置受力分析計算圖(2)認為動臂軸線與連桿——搖臂軸線處于同一平面內，所有作用力都通過桿件(除鏟斗外)斷面的彎曲中心。即略去了由于安裝鉸支座而產生的附加扭矩，從而可以用直線、折線或曲線來代替實際的構件。根據上面的假定及分析，就能夠將工作裝置這樣一個復雜的空間超靜定結構簡化為平面問題進行受力計算。工作裝置的受力計算，可用解析法或圖解法，下面以工況3為例對工作裝置各構件上的力進行分析和計算如圖25 (a)所示，取鏟斗為分離體，根據鏟斗靜力平衡方程可求出作用在鏟斗上的外力，即 (25) (26) (27)解方程得 (28) (29) (210)由于連桿是一個桿件，故 ，此時受拉力，如圖25(b)所示同理，如圖25(c)所示，根據搖臂靜力平衡方程式，可求出搖臂桿上的外力，既由 (211)由 (212) 由 (213)解方程得： (214) (215) (216)取動臂為脫離體，根據平衡原理，分析動臂受力如圖25(d)所示：同理可求得： (217) (218) (219)根據計算工況及其對工作裝置各構件進行受力分析后所計算出的外力，便可對動臂、搖臂、連桿、鏟斗等零部件進行有限元分析及強度計算（由文獻[34]可知）。 表21 工作裝置受力分析時各符號的物理意義 目前大多數裝載機的工作裝置只有兩種油缸即動臂油缸和轉斗油缸；而推壓(變幅)油缸則采用較少。動臂油缸與轉斗油缸的作用力分為兩種情況。一種是油缸推動機構運動時的作用力稱為主動作用力(簡稱工作力或作用力)，其最大值決定于液壓系統(tǒng)的工作壓力和油缸直徑(活塞作用面積)；另一種是工作裝置工作時作用于閉鎖狀態(tài)下油缸上的作用力，稱為被動作用力，其最大值取決于液壓系統(tǒng)過載閥的壓力值和承載活塞面積。如工作裝置的動臂油缸動，靠轉斗油缸轉動鏟斗而進行。圖25 工作裝置受力分析圖鏟掘作業(yè)時，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。當油缸最大被動作用力大于外載荷的作用時，油缸無回縮現象，否則因過載閥打開溢流而使油缸發(fā)生回縮。 油缸作用力的分析與確定是裝載機設計中的重要內容之一。分析裝載機的工作情況可知，為保證裝載機能正常而有效的工作，油缸作用力應能保證裝載機工作時發(fā)揮最大的鏟起力；使鏟斗裝滿。同時動臂油缸的作用力還應保證把滿斗的物料提升到所需的卸載高度與卸載距離。所以最大鏟起力是確定油缸作用力的依據。 裝載機的最大鏟起力受其穩(wěn)定條件限制，在一般情況下，由圖23(b)所示的縱向穩(wěn)定條件計算，即 (220)式中G裝載機空載時的自重 裝載機重心到前輪與地面接觸點的水平距離L垂直力的作用點到前輪與地面接觸點的水平距離裝載機的最大鏟起力 分別取鏟斗、連桿、搖臂為分離體如圖26