【正文】 國內裝載機工作裝置的動臂常 16Mn 鋼，其 =3600 公斤／厘米。在此截面上作用有彎曲應力和正應力： ? ??? ??? FNWM 式中 M—— 計算斷面上的彎矩； N—— 計算斷面上的軸向力； W—— 計算斷面的抗彎斷面系數(shù)； F—— 計算斷面的截面積。 4． 4 強度校核 根據(jù)計算工況及其受力分析，即可按強度理論對工作裝置主 要構件進行強度校核。 根據(jù)求得的各鉸點的 坐標，可得： 0433?? 0544?? IJ=311 JK=540 Pk=PF=6． 78t 由∑ Mj=0 可得： 0s in..s in..P 413K ???? IJPJK 431 sin. sin.. ? ??? IJJKPP K = 0? =9． 9t 由∑ X=0 可得： 0)2490c o s (.s i n. 30041 ???????? KJ PPX ? )2490c o s (.s i n. 30041 ?????? KJ PPX 00 23c o ? =14． 25t 由∑ Y=0 可得： 0c o s)2490s i n (. 41300 ??????? PPY KJ ? )2490c o s (.s i n. 30041 ?????? KJ PPY =(900240430) 如圖 4． 7，取動臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析動臂受 根據(jù)求得的各鉸點的 坐標，可得： 05 23?? 20205?h 21203?I 2164?h 3184 ?I 27435 ?I 1956 ?I 對 A 點取矩，得： 0..... 44633 ????????? IYhXIPIYhX jjGBB 644633 ..... I IYhXIPIYhXP jjGBBG ?????????? = 此外，根據(jù)前面的計算可知： tPP EE ???? tXX BB ??? tYY BB ??? tXX JJ ??? tYY JJ ???? 由∑ X=0 可得： 0c o i n. 53 ?????????? GBEJA PXPIXX ? BEGJA XPPXX ????????? 66 s i i n =+ = 由∑ Y=0 可得： 0s i o s 56 ?????????? GBEBA PYPYY ? BEGJA YPPYY ????????? 60 c o i n = = 根據(jù)力平衡原理，可知 L、 H 兩鉸接點所受的力分別與 I、 G 兩點所受的力大小相等、方向相反。根據(jù)求得的各鉸點的坐標，可得： 0451?? 0272?? 0156?? 0257?? CD=526 DF=486 由∑ MD=0 可得： 0s i n..c o s..s i n..X 711c ???????? DFpCDYCD FC(2) 由∑ X=0 可 得 ： 0c o ss 27c ?????? Dp (3) 由∑ y=0 可 得 ： 0s i o 27c ????? FD Pp (4) 將式子（ 1）、（ 2）、（ 3）、（ 4）聯(lián)立： ???????????????????????????????????????????ccFDcFDcFccqyqxYYcXXcPPYPPXDFPCDYCDXIRhRIYchc0s i o s.0c o i n.0s i n..c o s..s i n..0....X27276111122 將各已知參數(shù)代入，求解可得： Xc= Yc= Pd= Pf= 由∑ X=0 可得 0RX B ?? Xcax－ Xcax ?? RX B =3+ = 由∑ y=0 可得 0Y B ??? qyRYc qyR?? YcYB = = 如圖 4． 5，取支桿為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析支桿受力。 通過上面的分析與假設，就能將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為平面問題進行受力分析。 由于工作裝置是一個受力較復雜的空間超靜定系統(tǒng)，為簡化 計算，通常要作如下假設： 1)在對稱受載工況，由于工作裝置是一個對稱結構，故兩動 臂受的載荷相等。 167。 5．受垂直偏載的作用工況： 垂直力之大小與工況 (2)相同。 2． 對稱垂直力的作用工況 垂直力 (即鏟起阻力 )的大小受裝載機縱向穩(wěn)定條件的限制， 其最大值為： RY=額定載重量． 2=5． 6t(2) 3． 對稱水平力與垂直力同時作用工況： 此 時垂直力由式 (2)給出，水平力取發(fā)動機扣除工作油泵功 率后，裝載機所能發(fā)揮的牽引力 Pkp。 綜合上述分析，可以得到如下幾種工作裝置的典型工況： 1。 2)鏟斗水平插入料堆后，翻轉鏟斗 (靠轉斗油缸工作 )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。形成偏載情況時，通常是將其簡化后的 集中載荷加在鏟斗側邊第一斗齒上。 167。 4． 1 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 5。 代入上式可得： ???????? ??? 2 8318039c 00B ＋ =1284mm ???????? ???? 2 8318039s i 00B =3892mm 若要滿足 Hmax 和 Imin，要求，必須有下列各式成立： m a x4x s inh hOBY B ???? ? m a x4x c o sI IOGXX q z B ????? ? 式中： OB—— 鏟斗尖 0至 B點距離； Xqz —— 前輪軸心的 X軸坐標值； RL—— 輪胎充氣半徑； 4? —— 工況 4時 OB 對 X 軸的方向角，它可用下式計算： )5~3(a rc t a n 004 ??? BBXY?? )5~3(1284260a rc t a n45 000 ??? =52 hx=3892— 1085的坐標為： ?????? ??? 2180c BB sBA ??＋ ?????? ??? 2180s i BB sBA ??＋ 式中： XB和 YB—— 工況 2時 B點的坐標值； BA? —— 工況 2 時動臂 AB 對 X軸的方向角 BB’＝ 2BA． sin 2s? ＝ 2 2743． sin2830 =3635mm 由圖 3— 1 可得 XB=1 125mm， YB=260mm， BA? =39。Hx，太大時，將增加卸載沖擊，損壞運輸車輛；過大，雖然有利于裝車，但加大了工作機構前懸，降低了整機穩(wěn)定性。由作圖可知，鏟斗可以實現(xiàn)舉升平動的要求。 302 ?? ，＝ 在設計時，一般在 65――85之間選取。 85。 ?。?=0。 通過上述步驟，確定出工作裝置上各鉸點的坐標，如圖 4． 1： A(0,2020) B（ 2120,260) C（ 2350,825） D(1940， 1200) E(1 760， 540) F(1 740， 2040) G(1004， 1020) H(0， 1435) I(300， 1489) J(324， 1 760) K(132， 2270) L（ 21， 1705） 五：鏟斗舉升平動分析及最大卸載高度、最小卸載距離的確定 1．鏟斗平動分析 若鏟斗要實現(xiàn)舉升近似平動的要求，則應有下列不等式成立： 021 10???－ 式中： 1? —— 工況 2時鏟斗對地位置角。實踐證明，只要保證 3 工況為平動，則其問各位置鏟斗轉角變化不會超過177。 經(jīng)過上述各步作圖，整個工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)即設計完畢，但最后還必須進一步檢驗一下鏟斗舉升平動的質量，因為上述方法只保證鏟斗在工況 2和工況 3 的轉角相等，而工況 2至工況 3之間各瞬時位置的轉角就不一定和 工況 2都一樣了，為此，可在 2和 3工況之間任選 1～ 2各位置，畫出已定的機構簡圖，然后檢驗鏟斗的轉角，如果相對工況 2的鏟斗轉角差小于或等于 10。計算證明，這樣布置也能得到較好的舉升特性。這樣做，可使舉升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。 AH不可能取得太大，它還受到油缸行程的限制。綜合考慮這些因素，一般舉聲油缸都布置在前橋與前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。 研究證明， L點設計在 A 點的右 下方較好，這樣不但平動性能好，而且動臂舉升時，可減小舉升外阻力矩，有利于舉升油缸的設計。所以，需經(jīng)過多次試湊方能奏效。將 11 L 12L 13LJ4L4 分別繞 1 1 1 14 旋轉，它們的交點就是下拉桿與機架的鉸接點 L。 2． 確定 L 點 下拉桿與機架的鉸接點 L，是依據(jù)鏟斗由工況 2 舉升到工況 3 過程為平動和由工況4下降到工況 1 時能自動放平這兩大要求來確定的。 三、轉斗油缸與搖臂的鉸接點 K 以及下拉桿與機架鉸接點 L 的確定 K 和 L 點的布置直接影響到鏟斗舉升平動和自動放平性能，對 鏟取力和動臂舉升阻力距的影響都較大。 I點不可與前橋相碰，并應有足夠的離地高度。 4．搖臂的確定 如圖 3． 1 KJ 與 JI夾角 (即搖桿折角 )可取 1 30～ 1 8039。 BE 的長度為動臂長度的 1／ 6～ 1／ 7。～ 2。 3。下拉桿的確定 根據(jù) 經(jīng)驗和分析，下拉桿的長度為動臂的 1／ 6～ l／ 7。長臂長度為 526mm，短臂長度為 486mrrl。 1～ 13倍。長度比為 1． 5左右。 1．上拉桿的確定 根據(jù)經(jīng)驗和分析，上拉桿的長、短臂夾角一般為 5。但作起來比較繁瑣。在連桿機構的設計中，要想獲得理想方案，需要結合總體布置，全面考慮各種因素，多方案的對連桿機構進行運動學及動力學分析比較，做大量的重復性工作，從中找出連桿 機構的最佳尺寸機構間最合理的鉸接位置。 二、連桿機構設計： 連桿機構的設計是一個比較復雜的問題，因為組成連桿機構各構件的位置及尺寸可變性較大，對于一定結構形式的連桿機構在滿足使用要求的條件下可以降格構件設計成各種各樣的尺寸及不同的鉸接點位置。單板動臂結構簡單、工藝性好、但其強度和剛度較低，小型裝載機較多采用，大中型裝載機對動臂的強度和剛度要求較高，則較多采用雙板和箱形的動臂。 ： 動臂形狀一般可分為直線形和曲線性兩種，直線形動臂結構簡單，制造容易，并且受力情況良好，通常正轉連桿工作裝置較多采用；曲線形動臂，一般反轉式連桿工作裝置采用較多，這種結構形式的動臂可使工作裝置的布置更為合理。 4．動臂長度的確定： 動臂鉸點位置確定以后，由下式可求出動臂的長度 Ld： ? ? ? ?20m a x20m i n0 )s i n()c os (R ???? ??????? RHHiRi AsBs minsi 一一鏟斗最小卸載距離 R。相對前輪胎， J 點在其外廓的左上部。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。 A點位置的變化，可借挪動 B4 點和輪胎中心 Z 點的位置來進行。一般， A點取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的 1／ 3～ l／ 2處。因為 B 和 B4 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 BB4的垂直平分線上。 (4)以 B4點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與 X 軸平行，即鏟斗被舉升到最高位置圖 (工況 3)。普通輪