【正文】 過去基本沿用類比法進行設(shè)計，工作繁瑣、設(shè)計精度低、周期長，且不易獲得各項性能指標都比。大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 37 第五章 工作裝置的建模及仿真分析輪式裝載機是一種用途較廣的施工機械，其工作裝置是完成鏟、裝、運、卸等作業(yè)并帶有液壓缸的空間多桿機構(gòu)。由計算結(jié)果，安全系數(shù)均大于 2，所以搖臂銷強度滿足要求。 鉸銷強度的校核裝載機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密封圈，密封圈可以防止?jié)櫥瑒┬孤┘皦m土進入，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。以動臂危險斷面 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)力所表示的強度條件為 ()??????NZHAWMσ ()??式中 —計算斷面 mm’處對 z 軸的彎矩；H—計算斷面 mm’處的軸向力；ANA—側(cè)動臂斷面 mm’處截面積， ；HAi???W—計算斷面 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。圖 46 為以對稱水平載荷為例作出的動臂內(nèi)力圖。如，GI 段和 IJ 段：軸向力 ()iGii ayxsnco??剪力 ()iiiQss?彎矩 ()iGii layxM)cossn(??式中 —動臂各段折線與水平方向的夾角；ia—動臂各折線段長度。此時，動臂可看作是支承在車架 A 點和動臂油缸上鉸接點 H 的雙支點懸臂變截面曲梁。；合成扭矩 ()KyxKM??合成側(cè)彎矩 ()GyxG 工作裝置強度校核在求得工作裝置各主要構(gòu)件受力的基礎(chǔ)上，計算各構(gòu)件的內(nèi)力，并進行危險斷面的大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 34 強度校核。力偶對動臂的作用可分解成一個扭矩 MK 和一個側(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—動臂幾何軸線與水平面的夾角。(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 。附加力偶則在動臂上產(chǎn)生扭矩和側(cè)彎矩。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。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 31 則 Mk=449=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，取：發(fā)動機功率 N=160Kw， 轉(zhuǎn)速 n=2200r/min。計算工作裝置各構(gòu)件受力時，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。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，即大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 30 ，X2x1R?yy21R?② 每一側(cè)連桿機構(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，計算時可以用構(gòu)件的中軸線來代替實際構(gòu)件。 對稱載荷工況對稱載荷工況可簡化成平面靜定系統(tǒng)計算，但需要作如下假定。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。 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 29 鏟取物料時，認為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。裝載機在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況。傾角，裝載機將以 34Km/h 的速度接近料堆，并進行鏟掘作業(yè)，以此作為計算位置。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。大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 28 第四章 工作裝置受力分析及強度計算 確定計算位置及典型工況進行工作裝置的強度設(shè)計，首先要分析裝載機的工作情況，裝載機的作業(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行工作裝置的強度計算，這樣技能滿足使用條件，又不浪費材料，比較經(jīng)濟。所以由計算法和圖解法可以確定連桿個鉸點位置和長度如圖 314 即可知：大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 27 鏟斗上下鉸點的距離 GF=a=420mm連桿 FE 的長度 FE=b=920mm；搖臂的長搖臂長度 BE=c=800mm；搖臂的短搖臂長度 BC=e=570mm；GF 與鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑 R 的夾角為 100176。因為鏟斗由工況Ⅱ舉升到工況Ⅲ或由工況Ⅳ下放到工況Ⅰ的運動過程中，轉(zhuǎn)斗油缸的長度均分別保持不變，所以 D 點必為 C2 點和 C3 點連線的垂直平分線與 C1 和 C4 點連線的垂直平分線的交點。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?！?80176。 C 點和 D 點的布置汽接影響到鏟斗舉升平動和自動放平性能，對掘起力和動臂舉升阻力的影響都較大。所以?。篴=420mm，c=800mm 有 a、c 、d 長度可得 b 的取值范圍取 b=920mm。即傳動角大于 10176。 ()?????dcK)~4(539因為 d 值已由 BG 確定，所以由式()和式()即可求得 a、b、c 三值。為此，建議按下述方法進行設(shè)計。(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連的四桿機構(gòu) GFEB(即 GF2E2B)的尺寸，如圖 314 所示。如圖 314 所示，根據(jù)分析和經(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 的垂直平分線左側(cè)盡量靠近工況Ⅱ時的鏟斗處。5) 確定動臂與搖臂的鉸接點 B B 點的位置是一個十分關(guān)鍵的參數(shù)。因為 G 和 G’點同在以 A 點為圓心，動臂 長為Dl半徑的圓弧上，所以 A 點必在 GG’的垂直平分線上。4O④ 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） 。作圖時，應(yīng)使輪胎前緣與工況Ⅱ時鏟斗后壁大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 24 的間隙盡量小些，目的使機構(gòu)緊湊、前懸小，但一般不小于 50mm ；輪胎中心 Z 的 y 坐標值應(yīng)等于輪胎的工作半徑 。4) 確定動臂與機架的鉸接點 A① 以 G 點為圓心，使鏟斗順時針轉(zhuǎn)動，至鏟斗斗口 OO’與 x 軸近似平行為止，即工況Ⅱ。3) 確定動臂與鏟斗的鉸接點 G 由于 G 點的 x 坐標值越小，轉(zhuǎn)斗掘起力就越大，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?。欢?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，但這樣縮小 G 點與連桿鏟斗鉸接點 F 的距離，使掘起力下降。前傾角。 圖 313 動臂上三鉸接點設(shè)計2) 畫鏟斗圖把已設(shè)計好的鏟斗橫截面外廓圖按比例畫在 xOy 坐標里，斗尖對準坐標原點 O，斗前壁與 x 軸呈 3176。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，它通過在坐標圖上確定工況Ⅱ（見圖 313）時工作機構(gòu)的 9 個鉸接點的位置來實現(xiàn)。以便提高傳動效率和減少鉸銷的擠壓應(yīng)力。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。所以在設(shè)計時要滿足一下幾點：(1) 動臂從最低位置到最大卸載高度的提升過程中，保證斗中料不撒落，鏟斗后傾角的變化盡量小（一般不超過 15176。在設(shè)計反轉(zhuǎn)六桿工作機構(gòu)時，要注意的是，一定要保證機構(gòu)在各種工況的各個位置都能正常工作，不得出現(xiàn)“死點” 、 “自鎖”和“機構(gòu)撕裂”等機構(gòu)運動被破壞的現(xiàn)象。 連桿機構(gòu)的設(shè)計要求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(gòu)設(shè)計提出的各種要求。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)要大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 22 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。這種機構(gòu)的鏟斗插人工況是靠動臂伸出實現(xiàn)的，它解決了靠機器行走插人易使輪胎嚴重磨損問題；卸載時可伸出動臂，以獲得較大的卸載高度和卸載距離；而運輸工況時可縮回動臂，以減小前懸，從而提高了行駛的穩(wěn)定性。 (7) 動臂可伸縮式三桿機構(gòu)動臂可伸縮式三桿機構(gòu)見圖 312 ( g ) 。當鏟斗翻轉(zhuǎn)鏟取物料時，短連桿與活塞桿在油缸拉力和鏟斗重力作用下成一直線，如同一桿；當鏟斗卸載時，短連桿能相對活塞桿轉(zhuǎn)動，避免了活塞桿與斗底相碰。 (6) 正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)見圖 312 ( f )。缺點是轉(zhuǎn)斗的油缸小腔進油，油缸輸出力較小，又因連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)難以設(shè)計出較大值，所以轉(zhuǎn)斗油缸活塞行程大，油缸尺寸??；此外，在卸載時活塞桿易與斗底相碰，所以卸載角減小。(5) 正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu) 正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)見圖 312 ( e )。這種機構(gòu)有如下優(yōu)點：a .轉(zhuǎn)斗油缸大腔進油時轉(zhuǎn)斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設(shè)計成較大值，所以可獲得較大的掘起力；b.恰當?shù)剡x擇各構(gòu)件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平； (a)正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu) (b)轉(zhuǎn)斗油缸前且式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)(c)轉(zhuǎn)斗油缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu) (d)轉(zhuǎn)斗油缸后里式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)(e)正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu) (f)正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 21 (g)動胃可伸縮式三桿機構(gòu)圖 312 輪式裝載機工作裝置機構(gòu)類型1—動臂伸縮油缸． 2—轉(zhuǎn)斗油缸． 3—動份舉升油缸． 4—鏟斗后開口油缸c．結(jié)構(gòu)十分緊湊，前懸小，司機視野好。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。此種機構(gòu)與上述前置式油缸相比，前懸較大、傳動比較大、活塞行程較短；有可能將動臂、轉(zhuǎn)斗油缸、搖臂和連桿設(shè)計在同一平面內(nèi)，從而簡化了結(jié)構(gòu)，改善了動臂和鉸銷的受力狀態(tài)。這種機構(gòu)的缺點是轉(zhuǎn)斗時油缸小腔進油，掘起力相對較??；連桿系統(tǒng)傳動比小，使得轉(zhuǎn)斗油缸活塞行程大，油缸加長，卸載速度不如八桿機構(gòu)；由于轉(zhuǎn)斗油缸前置，使工作機構(gòu)前懸增大，影響整機穩(wěn)定性和行駛的平穩(wěn)性；也不能實現(xiàn)鏟斗的自動放平。此機構(gòu)的轉(zhuǎn)斗油缸與鏟斗和搖臂直接連接，該工作機構(gòu)由兩個平行四桿機構(gòu)組成，它可使鏟斗具有很好的平動性能。正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu)的主要缺點是機構(gòu)復(fù)雜，不易實