【正文】 。一般對裝載機工作裝置的設(shè)計要求有： 1) 動臂舉升過程中，鏟斗上翻角(或稱收斗角)的變化盡量小，保持物料不撒落；2) 動臂舉升時刃切削軌跡符合工況要求，且鏟掘時掘起力變化規(guī)律符合工作要求；3) 連桿系統(tǒng)在整個運動過程中，不得出現(xiàn)“死點”和“撕裂現(xiàn)象，工作機構(gòu)各構(gòu)件之間，不允許發(fā)生“干涉”；4) 傳動角的變化范圍有一定的限制，以保證工作裝置傳力性能良好；5) 機構(gòu)傳動應省力，作業(yè)時所消耗的功率要盡量??；6) 轉(zhuǎn)斗油缸活塞桿伸長不變，當動臂油缸從最高位置到最低位置時，鏟斗應能自動呈插入料堆狀態(tài)，以簡化司機操作；7) 保證在動臂舉升的任意位置上都能卸載，即鏟斗卸料角大于45176。3．2結(jié)構(gòu)形式選擇 裝載機工作裝置分為有鏟斗托架和無鏟斗托架兩種基本結(jié)構(gòu)形式。裝載機的鏟掘和裝卸物料作業(yè)是通過其工作裝置的運動來實現(xiàn)的。整個工作裝置鉸接在車架7上。動臂與車架、動臂油缸鉸接，用以升降鏟斗。 工作裝置結(jié)合國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢和樣機的結(jié)構(gòu)形式，本設(shè)計采用第二種結(jié)構(gòu)形式——無鏟斗托架的工作裝置。根據(jù)搖臂——連桿數(shù)目及鉸接位置的不同，可組成不同形式的連桿機構(gòu)。因此裝載機工作裝置結(jié)構(gòu)形式的選擇，既要考慮架構(gòu)簡單，又要考慮作用性質(zhì)與鏟掘方式來確定。卸料后動臂下降時又能使鏟斗自動放平。這樣按組成工作裝置連桿機構(gòu)構(gòu)件的數(shù)目不同，綜合國內(nèi)外裝載機工作裝置的結(jié)構(gòu)型式，主要有七種類型，即按連桿機構(gòu)的構(gòu)件數(shù)不同，分為三桿式、四桿式、五桿式、六桿式和八桿式等；按輸入和輸出桿的轉(zhuǎn)向是否相同又分為正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)連桿機構(gòu)等本設(shè)計結(jié)合裝載機的使用范圍及設(shè)計任務書的要求，選用反轉(zhuǎn)的四連桿機構(gòu)3．3工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計內(nèi)容包括：（1）.鏟斗的設(shè)計。（3）.確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸行程。工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計是一個比較復雜的問題，因為組成工作裝置的各構(gòu)件的尺寸及位置的相互影響，可變性很大。因此，只有在綜合考慮各種因素的前提下，對工作裝置進行運動和動力學分析，通過多方案比較，才能最后選出最佳構(gòu)件尺寸及鉸接點的位置，使所設(shè)計的工作裝置不僅滿足使用要求，而且具有較高的技術(shù)經(jīng)濟指標。設(shè)計步驟如下：1）鏟斗的結(jié)構(gòu)分析比較和型式的確定；2）根據(jù)鏟斗要求的斗容，確定幾何形狀及幾何參數(shù)；3）根據(jù)卸載高度和距離的要求，以及裝載機本身的實際條件，確定動臂的形狀、長度和車架的鉸接位置；4）設(shè)計連桿機構(gòu)。 對鏟斗的設(shè)計應滿足如下要求：(a)對減少切削阻力和裝載阻力有利；(b)要有足夠的強度、剛度和耐磨性；(c)應盡量考慮耐磨件和易損見的更換方便；(d)根據(jù)鏟斗所裝物料的不同，設(shè)計不同形式和容易的鏟斗。根據(jù)所設(shè)計的要求，本設(shè)計選用直線形帶齒鏟斗.〈2〉鏟斗的斷面形狀和基本參數(shù)的確定鏟斗的斷面形狀由斗的圓弧半徑r、張開角、后壁高h和底壁長l等四個參數(shù)確定（圖21） 鏟斗的基本參數(shù)鏟斗的主要參數(shù)指鏟斗寬度，鏟斗回轉(zhuǎn)半徑，分別用B、R表示。參照樣機和計算得鏟斗的寬度B=2992 mm.，由此得鏟斗的內(nèi)側(cè)寬度B0=2940鏟斗的斷面形狀由斗的圓弧半徑R，張開角，后壁高度h，底壁長L和鏟斗寬度B五個參數(shù)確定見圖有關(guān)參數(shù)如下：鏟斗斗底長度系數(shù)： 后壁長度系數(shù)： 擋板高度系數(shù)：斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數(shù)：= 擋板與后斗壁之間的夾角： 斗底和后斗壁之間的夾角： c．確定回轉(zhuǎn)半徑RR是指鏟斗與動臂鉸點與鏟斗切削刃之間的距離，它的選取直接影響掘起力的大小，卸載高度，鏟斗尺寸及總體的布置，還是其他參數(shù)確定的依據(jù)，計算公式如下： （3—1）式中Vs是指幾何平裝斗容，由任務書給定；將以上數(shù)據(jù)代入（4—24）得R=1345 mm，取R=1340 mm。動臂與鏟斗的連接點的位置應盡量使鏟斗在鏟掘位置時布置在靠近切削刃與地面。下鉸點靠近地面，可減少在作業(yè)時，由插入阻力所引起的附加力矩（見圖22）此力矩將影響掘起力值。下鉸點距斗底高度一般可取h=(～)R.鏟斗上鉸點位置將在連桿機構(gòu)設(shè)計中確定。初步取距下鉸點距離為300mm處,具體位置由運動圖中確定。前者結(jié)構(gòu)簡單，腹板變形小，重量輕，而且動臂的受力情況較好，后者可以使工作裝置的布置更為合理。其具體設(shè)計將在后面的設(shè)計中寫到。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時工作機構(gòu)的9個鉸接點的位置來實現(xiàn)。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坐標里，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈3~5度前傾角，本設(shè)計選對5度。l 以G點為圓心，使鏟斗順時針轉(zhuǎn)動，至鏟斗斗口與x軸平行為止，即工況II。作圖時，應使輪胎前緣與工況II時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的是使機構(gòu)緊湊，前懸小，但一般不小于50mm；輪胎中心Z的y坐標值等于輪胎的工作半徑：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（普通輪胎取1，），；——輪胎變形系數(shù)（—，寬面輪胎取 ）。l 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。因為G和G’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GG’的垂直平分線上。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—1/2處。由圖中可以獲得動臂長度L=取L=3100mm5）確定動臂與搖臂的鉸接點BB點的位置是一個十會關(guān)鍵的參數(shù)。如圖所示，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。 (2)連桿機構(gòu)的設(shè)計1）.工作裝置連桿機構(gòu)的選型按組成連桿機構(gòu)的桿件個數(shù)，可分為四、六、八連桿機構(gòu)，六連桿機構(gòu)較為常用。按運動狀態(tài)可分為正連桿機構(gòu)和反連桿機構(gòu)，正連桿機構(gòu)是主從動件的運動方向相同，反連桿機構(gòu)反之，由以上的特點可知，正連桿機構(gòu)不易干涉。 Z型反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu) 正傳六桿機構(gòu)正反連桿機構(gòu)的比較如下：正連桿機構(gòu) 反連桿機構(gòu)a. 發(fā)生的最大掘起力在時； a. 發(fā)生的最大掘起力在時；b. 卸料速度快； b. 卸料速度慢；c. 收斗速度快； c. 收斗速度慢；d. 地面收斗角?。? d. 地面收斗角較大f. 無法實現(xiàn)自動平放； f. 有可能實現(xiàn)自動平放；e. 動臂、搖干的形狀規(guī)則。根據(jù)以上比較我們初步選用反轉(zhuǎn)的六連桿機構(gòu)。確定F，E兩點時，既要考慮對機構(gòu)運動學的要求，如必須保證鏟斗在各工況時的轉(zhuǎn)角，又要注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的掘起力，同時，還要防止前述各種機構(gòu)運動被破壞的現(xiàn)象。 工作裝置參數(shù)分析l 按雙搖桿條件設(shè)計四桿機構(gòu)令GF桿為最短桿，BG桿為最長桿，即必有 GF+BG＞FE+BE如圖所示，若令GF=a，F(xiàn)E=b,BE=c,BG=d,并將不等 號兩邊同除以d，經(jīng)整理可得下式，即 ＜1初步設(shè)計時，上式各什可按下式選取因為d值已由BG確定，所以由上面兩式即可求得a,b,c三值。具體做法見圖。C點和D點的布置直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。但加長BC段，必將減小鏟斗和搖臂的轉(zhuǎn)角比，造成鏟斗轉(zhuǎn)角難以滿足各個工況的要求，并且使轉(zhuǎn)斗油缸行程過長。以點一般取在B點上方，BC與BE夾角可取，并注意使工況I時搖臂BC與轉(zhuǎn)斗油缸CD趨近垂直；C點運動不得與鏟斗干擾，其高度不能影響司機視野。l 確定D點轉(zhuǎn)斗油缸與機架的鏟接點D，是依據(jù)鏟斗由工況II舉升到工況III過程為平動和四工況IV下降到工況I時能自動放平這兩大要求來確定的。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。l 動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點H點及M點的確定動臂舉升油缸的布置應本著舉臂時工作力矩大,油缸穩(wěn)定性好，構(gòu)件互不干擾，整機穩(wěn)定性好等原則來確定。如圖所示，一般動臂舉升油缸與動臂的鉸接點H選定在AG連線附近或上方，并取AH≥AG/3 ?？紤]到聯(lián)合鏟裝（邊插入邊舉臂）工況的需要，在滿足動臂舉升油缸與車回鉸接點M最小離地高度要求的前提下，令工況I時AH與MH趨于垂直。M點往前橋方向靠是比較有利的。但是，采用底部鉸接式油缸時，要使M點前移是比較困難的，它受前橋限制，支座布置也較麻煩。計算證明，這樣布置也能得到較好的舉升特性。：由圖可得相差4度＜10度，符合裝載機要求的平移條件，所以該連桿機構(gòu)能保證在鏟斗上翻，動臂舉升時，鏟斗平移不會倒撒物料，該機構(gòu)可以采用。（2）.選取工作裝置受力最大的典型工況，確定外載荷。（4）.主要零件的強度校核。4. 3計算工況與外載荷的確定4．3．1計算工況的確定（1）由于作業(yè)條件的不同，裝載機實際作業(yè)時不可能使鏟斗切削刃均勻受力，但可簡化為兩種情況：（a）對稱受載情況；（b）偏載情況。不論是偏載還是對稱載荷都將通過鏟斗的兩個鉸銷傳到動臂上（2）裝載機鏟掘過程通常分為如下三種情況；（a）鏟斗水平插入料堆，工作油缸閉鎖，此時認為鏟斗切削刃只受水平力的作用。（c）鏟斗邊插入辦轉(zhuǎn)斗后邊插入邊提臂鏟掘時，此時認為水平力與垂直力同時作用在鏟斗的切削刃上。 工作裝置外載荷計算工況（3）對稱載荷工況外載荷集中作用在鏟斗斗刃的中部，動臂是對稱布置的對稱結(jié)構(gòu)，則兩動臂受力大小相同，因此可取外載荷的一半作為一側(cè)工作裝置的計算載荷，即 。我們只討論a，b，c三種工況。工況c是受垂直載荷和水平載荷作用后輪離地工況。我們認為c工況是轉(zhuǎn)斗掘起使后輪離地。我們?nèi)〈斯r為工作裝置中動臂的計算工況，并把此工況作為工況A。4．3．2外載荷的確定外載荷的確定在強度計算中非常重要的。對水平力計算，文獻[1]、[2]沒有給出具體計算方法，文獻[3]中考慮系統(tǒng)油壓的影響。水平力的計算，應扣除在這種工作壓力時發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的牽引力。（1）. 載荷作用點的確定鏟斗承受的水平載荷水平作用在斗刃的中間。 外載荷作用點（2）.工況A載荷的確定 （a）.垂直載荷的確定由圖1知式中：——裝載機整機重量；——裝載機重心到前輪中心距離；——作用點到前輪中心距離。 垂直載荷計算簡圖 工作裝置機構(gòu)簡圖（a）. 由穩(wěn)定性確定的載荷：==534 kN（b）.由轉(zhuǎn)斗缸最大工作壓力確定的載荷：= =式中：D——轉(zhuǎn)斗缸直徑（如是雙缸再乘以2）；P——轉(zhuǎn)斗缸最大工作壓力。4．4工作裝置的受力分析與強度校核 4．4．以鏟斗為分離體: 將代入上式得:===132KN因連桿EF為二力桿件,所以=(受拉力)(圖2101a) 計算得=== 計算得:===56kN 工作裝置受力分析4．4．2動臂的強度計算在對稱載荷下,動臂可看作是支承在車架A點和動臂油缸上鉸點H的雙支點懸臂變截面曲梁。IJ。HA等四個區(qū)段,(見圖) 動臂內(nèi)力計算圖從而用下列公式求出每段的內(nèi)力Q, N, M值式中 ——動臂各段軸線與水平面夾角。具體參數(shù)如下圖所示: 動臂各參數(shù)GI段 ===IJ段 ===JH段 ===HA段 == =根據(jù)所求出的各段內(nèi)力進行危險斷面的強度校核,根據(jù)經(jīng)驗通常動臂的材料選用16Mn鋼, ,危險斷面在IJ段上,現(xiàn)取IJ折線上的mm斷面來進行校核計算?！嬎銛嗝?mm)處的軸向力?！獋?cè)動臂(mm)斷面處的鋼板厚度。 同理可算出==由以上結(jié)果可知該動臂結(jié)構(gòu)完全滿足強度要求。故搖臂強度符合要求。（1）強度校核 =（2）壓桿穩(wěn)定校核拉桿的臨界壓力值為:故拉桿強度也符合要求?！N軸的計算長度,且。銷軸支座的擠壓應力銷軸套的擠壓應力式中——軸套的支承長度。其中, d=45mm。 =。將以上數(shù)據(jù)代入上面各式得:銷軸支座的擠壓應力銷軸套的擠壓應力由以上計算可以看出,銷軸符合強度要求。裝載機后輪離地,轉(zhuǎn)斗油缸作用力即以此平衡條件作為計算位置。則： = 263kN （2）.確定取。 k==411kN 油缸最大行程由CAD圖中量得＝2100mm＝1500mm＝21001500＝600mm由以上計算數(shù)據(jù)類比樣機選取轉(zhuǎn)斗油缸尺寸為:D=160 mm , d=90 mm。 =。5．3系統(tǒng)壓力的選擇系統(tǒng)壓力調(diào)為