【正文】 e=570mm；GF 與鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑 R 的夾角為 100176。；搖臂的夾角∠CBE=145176。大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 第四章 工作裝置受力分析及強(qiáng)度計(jì)算 確定計(jì)算位置及典型工況進(jìn)行工作裝置的強(qiáng)度設(shè)計(jì)，首先要分析裝載機(jī)的工作情況，裝載機(jī)的作業(yè)環(huán)境是都變的，其作業(yè)工況也是多種多樣的，因此必須選定經(jīng)常使用的受力最不利的作業(yè)位置和工作裝置受力最大的典型工況來進(jìn)行工作裝置的強(qiáng)度計(jì)算，這樣技能滿足使用條件，又不浪費(fèi)材料，比較經(jīng)濟(jì)。 計(jì)算位置的確定裝載機(jī)有時(shí)工作在水平地面上，也有時(shí)工作在洼地或斜坡上，但分析裝載機(jī)鏟掘、運(yùn)輸、提升及卸載等作業(yè)過程，發(fā)現(xiàn)裝載機(jī)在水平面上作業(yè)時(shí)，工作裝置受力最大。因此，選擇裝載機(jī)在水平地面上作業(yè)時(shí)動臂處于最低位置，鏟斗斗底與地面成 3176。～5176。傾角，裝載機(jī)將以 34Km/h 的速度接近料堆，并進(jìn)行鏟掘作業(yè)，以此作為計(jì)算位置。（如圖 41） 典型工況選取和外載荷的計(jì)算由于鏟裝物料的種類和作業(yè)條件不同載，裝載機(jī)實(shí)際作業(yè)時(shí)不可能使鏟斗切削刃均勻受裝，但可簡化為兩種極端受載情況：一是對稱載荷，載荷沿切削刃均勻分布，計(jì)算時(shí)可用一個(gè)作用在斗刃中部的集中載荷來代替；二是偏心載荷，由于鏟斗偏鏟或物料的不均勻性而導(dǎo)致物料對鏟斗的載荷產(chǎn)生不均勻分布，使載荷偏于鏟斗一側(cè)，形成偏心載荷，此時(shí)，通常將其簡化后的集中載荷加在鏟斗側(cè)邊的第一個(gè)斗齒上。裝載機(jī)在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況。 ① 鏟斗水平插人料堆，工作裝置油缸閉鎖，此時(shí)可認(rèn)為鏟斗斗刃只受水平插人阻力的作用。 ② 鏟斗水平插人料堆，翻轉(zhuǎn)鏟斗（操縱轉(zhuǎn)斗缸）或舉升動臂（操縱動臂舉升缸）（圖 41）大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 鏟取物料時(shí)，認(rèn)為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。③ 鏟斗邊插入邊收斗或邊插入邊舉臂進(jìn)行鏟掘時(shí)，認(rèn)為鏟斗斗齒受水平插人阻力與垂直掘起阻力的同時(shí)作用。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。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(shí)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(shí)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(jī)典型作業(yè)工況和鏟斗所受外載荷后，便可進(jìn)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。 對稱載荷工況對稱載荷工況可簡化成平面靜定系統(tǒng)計(jì)算，但需要作如下假定。① 忽略鏟斗和支承橫梁對工作裝置各構(gòu)件受力和變形的影響。根據(jù)這個(gè)假設(shè)，由于工作裝置構(gòu)件均為對稱構(gòu)件（對稱于機(jī)器的縱軸線） ，當(dāng)載荷是對稱作用時(shí)，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(dú)取一側(cè)桿件系統(tǒng)并視為平面力系進(jìn)行受力分析，即大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 ，X2x1R?yy21R?② 每一側(cè)連桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件軸線均假設(shè)在同一平面內(nèi)，所有作用力都通過各桿件斷面彎曲中心，忽略各桿件因不在同一平面內(nèi)所引起的扭矩，計(jì)算時(shí)可以用構(gòu)件的中軸線來代替實(shí)際構(gòu)件。根據(jù)以上假設(shè)，就可將工作裝置這樣一個(gè)空間超靜定結(jié)構(gòu)，簡化為一般平面問題進(jìn)行受力分析。計(jì)算工作裝置各構(gòu)件受力時(shí)，首先以鏟斗為受力分離體，去掉約束以反力代替，然后，根據(jù)構(gòu)件中的連接順序，依次求出各構(gòu)件的受力。這樣，根據(jù)平面靜力學(xué)公式可列出工作裝置各構(gòu)件的靜力學(xué)計(jì)算平衡方程式。對稱水平力與垂直力確定(1) 水平力 Px 的確定a) 發(fā)動機(jī)扭矩 MT參考同類樣機(jī)，?。喊l(fā)動機(jī)功率 N=160Kw， 轉(zhuǎn)速 n=2200r/min。 則由 MT=1000N/ω，ω=2 πn/60 ()得 MT= mb) 驅(qū)動輪動力半徑 rd r d= r –Δb ()式中 r—輪胎的自由半徑，由輪胎規(guī)格 可知，輪胎寬度 B= 英寸=，輪輞直徑 d=25 英寸=，斷面高度與寬度之比 H/B 取 ，則輪胎的自由半徑 ro=(d+2H)/2=； Δ—系數(shù)，一般取 Δ=~，取 Δ=；b—輪胎的斷面寬度，b=.則 rd=c)驅(qū)動力矩 Mk Mk=M2　 iM η ()式中 M2——渦輪軸輸出轉(zhuǎn)矩，則 M2=KMT ，取變矩系數(shù) K=4；iM ——機(jī)械傳動部分總傳動比（自變矩器輸出軸至驅(qū)動輪）iM=rd/vT=2200；η M——機(jī)械傳動系和履帶驅(qū)動段效率，取 η M =. 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 則 Mk=449=m對于輪式機(jī)械， PK=Mk/ rd 則有 PK=所以，水平力 Px=PKP=PKPf 式中 Pf——滾動阻力，P f=fGS 取滾動阻力系數(shù) f=，總重力 GS=50KN則 Px = (2) 垂直力 PZ 參考 臨工工 ZL50 同類樣機(jī)，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(jìn)行受力分析 則 Pax = Px/2 = 　　 P by = 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(jì)算鏟斗的受力 ∑M G=0 PF=(Pxah1+ Pybl1) /(h2cosα 1+l2sinα 1) ∑y=0 xG= Pxa+ PFcosα 1 ∑y=0 yG= －P Fsinα 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：∑M D=0 PC= PE(l4sinα 2+ h3cosα 2) /（h 4cosα 3－l 3sinα 3） ∑x=0 xD= PCcosα 3+PEcosα 2 ∑y=0 yD=PEsinα 2－P Csinα 3 大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 取動臂為分離體：∑M A=0 PH=( yDl6+yGl7xDh5+xGh7)/( h6cosα 4+ l5sinα 4 ) ∑x=0 xA= PHcosα 4 +xD+xG ∑y=0 yA= yD+yG－P Hsinα 4 有前面敘述的可以得到：mm mm mm mm mm 405?Bl132?l92?l ?h??? mm mm mm mm ?? mm mm mm mm .l 87lmm mm 把上值代入以上公式可以得：?h68?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(diǎn)的集中力和，個(gè)附加力偶。由于裝載機(jī)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?yàn)樽蟆⒂腋椎挠吐肥遣⒙?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。集中力所引起的各桿件受力計(jì)算如同對稱工況一樣，可以視為一平面力系。附加力偶則在動臂上產(chǎn)生扭矩和側(cè)彎矩?，F(xiàn)以水平和垂直偏載工況為例計(jì)算動臂與車架鉸接點(diǎn)由于附加力偶所引起的外載荷。(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 ，M x=NL 。大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 33 圖 44 偏載工況受力分析α=40176。力偶對動臂的作用可分解成一個(gè)扭矩 MK 和一個(gè)側(cè)彎矩 MG，以矢量式表示，即 ()Gxx?? ()yy式中 —由 所引起的對動臂的彎矩，KyxM,yx, ()?cosxK? ()inyM—分別表示由 所引起的對動臂的側(cè)彎矩，Kyx, yx, ()?sixG? ()coyxα—?jiǎng)颖蹘缀屋S線與水平面的夾角。α=40176。；合成扭矩 ()KyxKM??合成側(cè)彎矩 ()GyxG 工作裝置強(qiáng)度校核在求得工作裝置各主要構(gòu)件受力的基礎(chǔ)上，計(jì)算各構(gòu)件的內(nèi)力，并進(jìn)行危險(xiǎn)斷面的大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 34 強(qiáng)度校核。材料的屈服極限，國內(nèi)裝載機(jī)工作裝置的動臂常用 16Mn 鋼，σ S=330 ～360MPa ；搖臂材料常用 Q235 鋼，σ S= 210～240MPa 銷軸的材料常用 40Cr , σ S=800MPa 動臂在對稱載荷作用下。此時(shí)，動臂可看作是支承在車架 A 點(diǎn)和動臂油缸上鉸接點(diǎn) H 的雙支點(diǎn)懸臂變截面曲梁。為簡化計(jì)算，將動臂主軸線分成 GI、IJ 、 JH 、 HA 等折線段，見圖 45，求出每段的內(nèi)力 Q 、 N 、 M 值。如，GI 段和 IJ 段：軸向力 ()iGii ayxsnco??剪力 ()iiiQss?彎矩 ()iGii layxM)cossn(??式中 —?jiǎng)颖鄹鞫握劬€與水平方向的夾角；ia—?jiǎng)颖鄹髡劬€段長度。il根據(jù)所求出的各段內(nèi)力即可描繪出內(nèi)力圖。圖 46 為以對稱水平載荷為例作出的動臂內(nèi)力圖。(a)軸力圖 (b) 剪力圖 (c)彎矩圖圖 46 對稱載荷引起的動臂內(nèi)力圖圖 45 動臂內(nèi)力計(jì)算大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 35 然后進(jìn)行危險(xiǎn)斷面的強(qiáng)度校核。以動臂危險(xiǎn)斷面 mm’（見圖 46）為例，在此斷面上作用有彎曲應(yīng)力、正應(yīng)力和剪應(yīng)力，以其合成應(yīng)力所表示的強(qiáng)度條件為 ()??????NZHAWMσ ()??式中 —計(jì)算斷面 mm’處對 z 軸的彎矩；H—計(jì)算斷面 mm’處的軸向力；ANA—側(cè)動臂斷面 mm’處截面積， ；HAi???W—計(jì)算斷面 mm’處對 z 軸的抗彎斷面系數(shù)， ；???iW2—側(cè)動臂斷面 mm’處的鋼板厚度；?iH—斷面 mm’處的高度。通過公式計(jì)算得動臂的強(qiáng)度符合要求。 鉸銷強(qiáng)度的校核裝載機(jī)工作裝置上采用密封式鉸銷，它是在鉸銷軸套的端部加一個(gè)密封圈，密封圈可以防止?jié)櫥瑒┬孤┘皦m土進(jìn)入，因此可以延長軸銷和軸套的使用壽命及減少潤滑次數(shù)，使日常維修方便。此次設(shè)計(jì)中，銷的材料全選用 40Cr ，機(jī)械性能為 σ S=800 Mpa， 安全系數(shù) n=2a 搖臂銷強(qiáng)度校核 P1=PC/2=262/2KN 取 L2=W=πd 3/32= σ W=P1L2/W=， 則安全系數(shù) n=σ S/σ W2銷軸支座的擠壓應(yīng)力 σ jy=P1/L1d=218MPa銷軸套的擠壓應(yīng)力 σ jy= P1/L3d=218MPa此處 P1 是把作用在銷上的力看做集中應(yīng)力求解的，實(shí)際上銷的受力要分散的多。由計(jì)算結(jié)果，安全系數(shù)均大于 2，所以搖臂銷強(qiáng)度滿足要求。b 動臂缸銷強(qiáng)度校核P1 =PH/2= N W=πd 3/32= cm3L2 =1/2 L1+a+H/2=25/2++12=27mmσ W =P1L2/W= MPa大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 36 銷軸支座的擠壓應(yīng)力 σ jy= P1/L1d = 115 MPa銷軸套的擠壓應(yīng)力 σ jy= P1/L3d = 145MPa顯然，銷及軸套均滿足強(qiáng)度要求。大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 37 第五章 工作裝置的建模及仿真分析輪式裝載機(jī)是一種用途較廣的施工機(jī)械，其工作裝置是完成鏟、裝、運(yùn)、卸等作業(yè)并帶有液壓缸的空間多桿機(jī)構(gòu)。工作裝置設(shè)計(jì)水平的高低直接影響裝載機(jī)作業(yè)性能的好壞，進(jìn)而影響整機(jī)工作效率。過去基本沿用類比法進(jìn)行設(shè)計(jì)，工作繁瑣、設(shè)計(jì)精度低、周期長，且不易獲得各項(xiàng)性能指標(biāo)