【文章內容簡介】 卸料時鏟斗刃口降落的高度小，還可減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時問，但這會減小斗容。根據(jù)任務書要求以及老師建議，可選擇大些。鏟斗張開角γ為鏟斗后壁與底壁間的夾角，一般取45176。～52176。適當減小張開角并使斗底壁對地面有一定斜度，可減小插入料堆時的阻力，提高鏟斗的裝滿程度。鏟斗的寬度應大于裝載機兩前輪外側間的寬度，每側要寬出50～l00mm。如鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所形成的料堆階梯會損傷輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。②鏟斗基本參數(shù)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之間的距離)作為基本參數(shù)，鏟斗的其他參數(shù)則作為R的函數(shù)。R是鏟斗的回轉半徑(見圖35)，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(shù)。鏟斗的回轉半徑尺寸可按下式計算。圖35 鏟斗參考尺寸 （m） (31)式中 Vr—鏟斗的額定容量，m179。；—鏟斗的內側寬度，m；λg—鏟斗的斗底長度系數(shù)，λg=～； λz—后壁的長度系數(shù)，λz=～；λk—擋板的高度系數(shù)，λk=；λr—圓弧的半徑系數(shù)，λr==～；γ—張開角,為45176?！?2176。；γ1—擋板與后壁間的夾角，選擇γ1時應使側壁切削刃與擋板的夾角為90176。在設計當中，鏟斗的額定容量由設計任務書給出Vr=3m179。鏟斗的內側寬度 =b++(～)2a (m) (32)式中b裝載機輪距，m； 輪胎寬度，m；a鏟斗側壁切削刃厚度，m。查閱資料，山特牌ZL50輪式裝載機圖冊，得b=， =，a=，關于(～),=。設計參數(shù)的選擇，由經(jīng)驗獲取，λg=，λz=，λk=，λr=，γ=48176。，γ1=13176。通過上述參數(shù)的選擇，帶入(31)式中，得到R=。③鏟斗截面各邊尺寸計算斗底長度：Lg=Rλg==， (33)斗后壁長度：Lz=Rλz==， (34)擋板高度：Lk=Rλk==， (35)斗底圓弧半徑：r=Rλr==， (36)鏟斗容量計算與誤差判斷鏟斗容量是裝載機的總體參數(shù)之一，鏟斗的斗容量已經(jīng)系列化，其計算也以標準化。①鏟斗容量計算設計鏟斗的額定容量： (m) (37)式中 S—鏟斗平裝容量橫截面，；a—擋板高度， m；b—鏟斗開口長，m；c—堆積高度，m。(a)鏟斗平裝容量橫截面S的計算：如圖38所示，鏟斗平裝容量橫截面積S由5塊基本幾何圖形組成。圖36 鏟斗截面計算計算式為 （38）式中 S1—扇形AGF的面積，m2；S2—直角三角形△GFN，m2；S3—直角三角形△GAC，m2；S4—三角形△CGN，m2；S5—直角三角形△CND，m2。由圖48知：S1== S2== S3= m2 S4== m2 S5= Lkm2綜上所得： S=(b)鏟斗開口長b和堆積高度c的計算鏟斗開口長b的計算： CN= b=堆積高度c的計算：圖49是額定容量鏟斗的橫截面積，其中擋板DN高為a，CD是鏟斗開口長b，IH是斗尖至鏟斗側壁的高度c。根據(jù)美國汽車工程師手冊規(guī)定IH垂直于CD，且IK=CK/2=b/，擋板DN應垂直于斗側壁CN，所以△CKH∽△CND。則 c=IK+KH=圖37 額定容量鏟斗的橫截面鏟斗容量計算代入(37)式中，得 179。②鏟斗的容量誤差判斷 式中 則 所以所設計的鏟斗容量符合設計要求。鏟斗上下鉸接點位置的確定鏟斗的下鉸接點即與動臂的連接鉸接點。當鏟斗在鏟掘位置時，應盡量使該點靠近切削刃與地面。下鉸接點靠近鏟斗切削刃，則轉斗時力臂小，有利于增加作用在斗刃上的掘起力。下鉸接點靠近地面，可減少在作業(yè)時的鏟入阻力。下鉸接點距斗底高度h=(～)R。 鏟斗的上鉸接點即鏟斗與拉桿或連桿的連接鉸點。上鉸接點與下鉸接點的距離(稱斗鉸連線)不宜過大，否則將增加鏟斗連桿機構的尺寸，給結構布置帶來一定困難。參考市場同類機型及設計需求連桿機構選用反轉六連桿機構。這種機構有兩大優(yōu)點：轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值，所以可以獲得相當大的鏟掘力；恰當?shù)倪x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗自動產(chǎn)品，這是其他類型工作機構鎖望塵莫及的。此外，結構十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構的突出優(yōu)點。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾，設計時需要特別精心。根據(jù)裝載機的用途、作業(yè)條件及技術經(jīng)濟指標等擬定的設計任務書的要求。選定了工作裝置結構形式以后，可開始進行工作裝置的機構設計。工作機構的基本結構如圖所示。鏟斗、動臂、連桿、搖臂、轉斗油缸、舉升油缸等組成。整個工作機構鉸接在車架上。圖38 輪式裝載機工作裝置輪式裝載機功過過程輪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30～50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—卸載狀態(tài)在卸載點，舉升動臂使鏟斗至卸載位置；翻轉鏟斗，向運輸車輛或固定料場卸載；卸畢，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。 I插入狀態(tài) II鏟裝狀態(tài)Ⅲ重載狀態(tài) Ⅳ卸載狀態(tài)圖39工作工況圖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，通常輪式裝載機是向載重汽車卸載，出于裝載點和卸載點距離很近，卸載位置較高，所以一般稱為“定點高位卸載”。工作裝置的結構設計包括：①確定動臂的長度、形狀及車架的鉸接位置。②確定動臂油缸的鉸接位置及其行程。③連桿機構（動臂、鏟斗、轉斗油缸、搖臂和連桿組成）。④工作裝置的結構設計應滿足以下要求：（a）保證滿足設計任務書中所規(guī)定的使用性能及技術經(jīng)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和換工作裝置。（b）保證作業(yè)過程中任何構件不與其他構件干涉。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，通過多種方案的比較，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(jīng)濟指標。機構分析輪式裝載機工作裝置連桿機構的設計任務是確定各連桿的尺寸和相互的位置關系，以滿足設計任務中的規(guī)定的使用性能及經(jīng)濟技術指標。由于連桿機構尺寸以及銷軸位置的相互影響，連桿機構可變性很大，同時又要受結構限制，可變參數(shù)很多，因而無法單純采用理論計算的方法來確定，目前大多數(shù)采用圖解法并配合統(tǒng)計或類比法加以確定轉斗機構由轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿EF、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構件組成。實際上，它是由兩個反轉四桿機構組成—GFEB和BCDA串聯(lián)而成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可以把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD與GF轉向相反，所以把此機構稱作反轉六桿機構。舉升油缸主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構成。若把油缸分解成兩個活動構件和一個移動副，則反轉六桿機構放入活動構件數(shù)為n=8，運動低副數(shù)應用計算機構自由度公式F=3n2，可得其自由度為2。因為油缸均為運動件，所以整個機構有確定的運動。當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞G點做定軸運動；當轉斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將做復合運動，即一邊隨動臂對A進行牽引運動，同時有相對動臂繞G點作相對運動。圖解法設計尺寸參數(shù)圖解法是在初步確定了最大卸載高度、最小卸載距離、卸載角、輪胎尺寸和鏟斗幾何尺寸等整機主要參數(shù)后進行的，通過在坐標圖上確定工況Ⅱ時工作機構的9個鉸接點的位置來實現(xiàn)。(1)動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A的確定1)確定坐標系，畫鏟斗圖如圖310所示，選取直角坐標系xOy，并選定長度比例尺把已設計好的鏟斗橫截面圖畫在坐標系里，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈5176。前傾角。此為鏟斗插入料堆時的位置，即工況Ⅰ。圖 310 動臂上三鉸接點的設計2）確定動臂與鏟斗的鉸接點G由于G點的x坐標值越小，轉斗崛起力就越大，所以G點靠近O點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減小；而G點的y坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使崛起力下降。綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據(jù)坐標圖上工況Ⅰ時的鏟斗實際情況，在保證G點y軸的坐標值yG=250～350mm和x軸坐標值盡可能小的而且不與斗底干涉的前提下，我取G點的坐標為(1300,250)。3)確定動臂與機架的鉸接點A以G點為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為止，即工況Ⅱ。 把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。應使輪胎前緣與工況Ⅱ時的鏟斗后壁的間隙盡量小些。輪胎中心Z的坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk。 (39)式中 —Z點的y坐標值，mm；—輪輞直徑，mm；—輪胎寬度，mm；H/—輪胎斷面高度與寬度之比；—輪胎變形系數(shù)。查文獻得， =635mm，=597mm，H/=1，=。代入上式解得：=855mm。根據(jù)給定的最大卸載高度=2900mm，最小卸載距離=1300mm，以及卸載角=50176。，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況Ⅳ，令此時斗尖為，G點位置為。以為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與x軸平行，即得到鏟斗最高位置圖，即工況Ⅲ。 連接G并作垂直平分線。因為G和點同在以A點為圓心，動臂AG長為半徑的圓弧上，所以A點必在的垂直平分線上。A點在垂直平分線的位置應盡量低些，一般取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/3～1/2處。因此，我取A點坐標為(3900，2097)。 4)確定動臂與搖臂的鉸接點B B點的位置是一個十分關鍵的參數(shù)，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都有很大影響。根據(jù)分析與經(jīng)驗，一般取B點在AG連線的上方，過A點的水平線下方，并在AG的垂直平分線上，并在AG的垂直平分線上左側靠近工況Ⅱ時的鏟斗處。相對于前輪胎，B點在其外廓的左上部。通過作圖，設計出B點坐標為(2065,1696)。(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，所以在確定F點和E點實際上是為了最終確定與鏟斗相連的四桿機構GFEB的尺寸，如圖311所示。圖311 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計 確定F、E兩點時，既要考慮對機構的要求，又要注意動力學的要求，同時，還要防止前述各種機構被破壞的現(xiàn)象。1）按雙搖桿條件設計四桿機構令GF為最短桿，BG桿為最長桿，即必有 GF+BGFE+BE (310)如圖311所示，若令，GF=a,FE=b,BE=c,BG=d,并將式(310)不等號兩邊同時除以d，經(jīng)整理上式得下式，即 (311)其中d值由BG確定，即d=1636mm。初步設計時，(311)式中各值可按式(412)中選取。 K=～ a=(～)d (312) c=(～)d所以得K=，a=654mm，c=982mm,b=1200mm。2）確定E點和F點的位置這兩點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：E點不可與前橋相碰，并且有足夠的最小離地高度；插入工況時，使EF桿盡量與GF桿垂直，這樣可獲得較大的傳動比角和倍力系數(shù)；鏟裝工況時，EF與GF桿的夾角必須小于170176。，即傳動角不能小于10176。，以免機構運動時發(fā)生自鎖；高位卸載工況時， EF桿與GF桿的傳動角也必須大于10176。具體做法如下：如圖312所示，鏟斗取工況Ⅰ。分別以B點和G點為圓心，以c和分別為半徑畫弧，其交點為E；再分別以G點和E點為圓心，a和b半徑畫弧，則其交點必為F。圖 312 連接端部鉸接點設計作圖所得，在鏟裝工況下，即工況Ⅰ下，E點坐標為(2535，833),F點坐標為(1337,903)。為了防治機構出現(xiàn)“死點”，“自鎖”或“撕裂”現(xiàn)象，設計時應滿足下列不等式。工況Ⅱ時： GF+FEGE (313)工況Ⅳ時： FE+BEFB