【正文】 時，還要防止前述各種機構運動被破壞的現(xiàn)象 。 令 GF 桿為最短桿， BG 桿為最長桿， 搖臂的夾角不大于 ?30 ，長短臂的比例為 fe ： ? ? DLe ~? , ? ? DLf ~? 由上述可得： a=293mm， d=364mm， c= ， b= 在確定 E， F 這兩點時 要綜合考慮如下四點要求： ① E 點不可與前橋相碰，并有足夠的最小離地高度； ② 工況 I（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角和倍力系數(shù)； ③ 工況 II（鏟裝工況）時， EF 桿與 GF 桿的夾角必須小于 170176。以免機構運動時發(fā)生自鎖； ④ 工況 IV（高位卸載工況）時， EF 桿與 GF桿的傳動角也必須大于 10176。若上 述所得 E 點和 F 點不滿足要求，可調整 a、 b、 c 長度，直至滿意為止。即可。但加長 BC 段，必將減小鏟斗和搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況的要求，并且使轉斗油缸行程過長。 2） 確定 D 點 ： 轉斗油缸與機 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。 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，轉斗油缸的長度均分別保 持不變，所以 D 點必為 2C 點和 3C 點連線的垂直平分線與 1C 和 4C 點連線的垂直平分線的交點。AH 不可能取得太大，它還受到油缸行程的限制。這是因為，鏟斗開始從料堆中提升時阻力矩最大，這樣可獲得較大的初始舉升工作力矩。這樣做，可使動臂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夠。由于鏟裝物料的種類和作業(yè)條件不同， 裝載機實際作業(yè)時不可能使鏟斗切削刃均勻受載，但可簡化為兩種極端受載情況：一是對稱載荷，二是偏心載荷。 ② 鏟斗水平插入料堆，反轉鏟斗（操縱轉斗缸）或舉升動臂（操縱動臂舉升缸）鏟取物料時，認為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。 鏟斗受力分析 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： （ 1）認為鏟斗及動臂橫梁不影響動臂的受力和變形 （ 2）認為動臂軸線與搖臂連桿軸線處于同一平面內 根據(jù)這個假設，由于工作裝置構件均為對稱構件，當載荷是對稱作用時，兩側桿件受力相等，各為相應工況外載荷的一半，可單獨取一側桿件系統(tǒng)并視為平面力系進行受力分析，即： ?? 21 Xx RR 1/2 Rx ， 21 yy RR ? =1/2Ry 2 噸小型液壓裝載機工作裝置設計 第 28 頁 圖 鏟斗受力分析 對于鏟斗，有： 111 2 1 20 c o s s inxyGF R h R lMP a h a l?? ? ? ?? 式 （ ） ? ?10 c osG x Fx x R P a? ? ? ? ?? 式 （ ） 10 sinG y Fy y R P a? ? ? ?? 式 （ ） 鏟斗的受力 如 圖可知，它受到水平的阻力和向 下的掘起阻力，在驗證各構件的強度時，按最大的工作條件下的力來計算，由已知性能參數(shù)得知最大牽引力為 15KN ，最大掘起力為21KN，所以對鏟斗的力的分析可簡化在一個平面上，又因它是單連桿雙動臂機構，所以假設在一個平面 ， 求出 39。Gy 。21GG yy ? 由圖可知 參數(shù)數(shù)值： KNRX 15? , KNRy 21? mmRh ?? mml ? mml ? 二 OO 九 屆 機械設計制造 及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 第 29 頁 mmh ? 1 ?? 1 ?? 得出： ??? ????FP= ? ?39。 ???Gy = KN10? （負號表示與假設的力方向相反） 得到： KNxG ??， KNyG 5210 ?? 搖臂受力分析 圖 搖臂受力簡圖 如圖可知： ? ?? ? ????33342423 s i nc os s i nc os0 alah alahPPM ECD 式 （ ） 320 c o s c o sD C Ex x P a P a? ? ? ?? 式 （ ） 2 噸小型液壓裝載機工作裝置設計 第 30 頁 230 sin sinD E Cy y P a P a? ? ? ?? 式 （ ） 連桿 受力 分析 圖 連桿受力 因連桿為二力構件，所以 FE PP? （受拉力） 式 （ ） 動臂分析及強度校核 圖 動臂受力簡圖 得到： 6 7 5 76 4 5 40 c o s s inD G D GAH y l y l x h x hMP h a l a? ? ?? ? ? ?? 式 （ ） 二 OO 九 屆 機械設計制造 及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 第 31 頁 40 c o sA H D Gx x P a x x? ? ? ? ?? 式 （ ） 40 sinA D G Hy y y y P a? ? ? ? ?? 式 （ ） 如圖： 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。 （ 1） 確定危險斷面 圖 動臂內力 計算簡圖 根據(jù)所求得各段內力即可進行危險斷面的強度校核。校核動臂的強度時，根據(jù)其受力分析知：當裝載機同時具有最大牽引力和最大掘起力的工作狀態(tài)時，動臂具有受力最大、工作面最危險的情況。 G 點和 A 點的受力直接影響鉸銷的強度是否滿足工作要求， H 點的受力直接影響動臂的穩(wěn)定性和強度要求，經(jīng)分析知斷面 mm?39。 如圖 圖 動臂內力分析圖 a—軸力圖； b—剪力圖； c—彎矩圖 斷面上作用有彎曲應力、正應力和剪應力，以其合成應力所表示的強度條件為： ? ?H H AZNMNWA? ? ? ?? ? ? ? ? 式 （ ） ? ?m a x 1 .5 HAQA???? 式 （ ） 式中： HM ——計算斷面 39。mm? 處的軸向力； A——側動臂斷面 39。mm? 處對 z 軸的抗彎斷面系數(shù)， 26iHW ??? ； i? ——側動臂斷面 39。mm? 的高度。 KNN HA i n517c o ??????? KNQ HA o s517s i ??????? mKNM HA ???? 6 323????????ANWM HAH? = 強度計算中所用的許用應力 ??? 按下式選取，即： ? ? sn?? ? 式 （ ） 式中： s? — 為材料的屈服極限， 由于 國內裝載機工作裝置的動臂常用 Mn16 鋼，M Pas 3 6 0~3 3 0?? ，搖 臂材料常用 235Q 鋼， MPas 240~210?? ； N— 安全系數(shù) ，設計手冊給出 n=~，考慮工程機械工作繁重，作業(yè)條件惡劣及計算上的誤差，一般取 n=2. ? ? MP ans 1152330 ??? ?? 由此可見： ? ? M P aM P a ??? ?? ，強度滿足要求。 同理可對 I 點的截面進行校核，結果也合理。 2 噸小型液壓裝載機工作裝置設計 第 34 頁 連桿 連桿在裝載機作業(yè)過程中，連桿有時受拉，有時受壓，需要同時進行強度計算和壓桿穩(wěn)定性驗算。 銷軸分析和強度校核 驗算彎曲強度和擠壓強度，如圖 ： 圖 銷軸受力分析 1 圖 銷軸受力分析 2 二 OO 九 屆 機械設計制造 及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 第 35 頁 銷軸的彎曲應力： ? ?12W PLW???? 式 （ ） 式中： 1P ——計算載荷，為鉸接點所受載荷的一半； 2L ——銷軸的計算長度，且 daLL2121 12 ???， （見圖 2） W——銷軸的抗彎斷面系數(shù)， 3321 dW ?? 銷軸支座的擠壓應力為： ? ??? ??dLPm 111 式 （ ） 軸銷套的擠壓應力為： ? ??? ??dLPm 312 式 （ ） 式中： L3為軸套的支承長度 ， m。 經(jīng) 校核 可知：動臂、軸銷、軸套和銷軸支座均能滿足設計要求。 主要元件包括： （ 1） 動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向整個液壓系統(tǒng)提供動力。葉片泵運行平穩(wěn)、噪聲小、容積效率高，但其工作壓力低，吸油能力差，對液壓油的污染比較敏感，僅用在小型裝載機上。齒輪泵成本低、體積小、工作可靠、對液壓油的污染不太敏感，廣泛應用在各種類型的裝載機上。裝載機在作業(yè)時塵土大，油缸往復動作頻繁，油缸活塞桿暴露在外面，并直接承受沖擊，故對油缸的耐壓、耐磨、耐熱和密封都有較高的要求。外部泄漏是工作裝置動作遲緩，并且容易使塵土侵入；內部泄漏則造成工作裝置軟弱無力、鏟斗位置自動傾斜，特別是裝載機在滿載運輸時，由于動臂油缸內部泄漏使動臂下落，造成鏟斗中物料的撒落。根據(jù)控制功能的不同，液壓閥可分為壓 力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。根據(jù)控制方式不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。由于裝載機本身的振動大，經(jīng)常連續(xù)作業(yè)，液壓系統(tǒng)油溫比較高，尖峰壓力大，所以對油管和接頭提出耐熱、耐壓、耐振的要求。 裝載機的工作裝置多數(shù)是裝在機架上的六連桿機構，它和轉向機構同為液壓傳動。如圖 2 噸小型液壓裝載機工作裝置設計 第 38 頁 圖 裝載機液壓系統(tǒng) 1—濾油器； 2—轉斗滑閥； 3—發(fā) 動機； 4—工作油泵； 5—輔助油泵； 6—轉向油泵； 7—油箱； 8—穩(wěn)流閥； 9—溢流閥； 10—轉向閥； 11—轉向油缸； 12—動