【正文】 1? =8176。鏟斗與 動臂鉸銷（稱下鉸接點）距斗底壁的高度 Rh )~(? 。 鏟斗容量計算 鏟斗容量是裝載機的總體參數(shù)之一，鏟斗幾何尺寸初步確定后，應立即進行斗容計算，以檢驗其是否滿足給定的斗容要求，若計算值與要求值不符，則需修改有關尺寸，直至滿足要求為止。 (1) 平裝斗容 鏟斗的平裝容量（見圖 36 ）按式 ()計算。 大學畢業(yè)設計 13 圖 37 額定斗容鏟斗的橫截面 圖 36 鏟斗容量計算 (2) 額定容量 額定容量（見圖 36）按式（ ）計算。用人工設計鏟斗截面很繁瑣，修改也很麻煩，而用計算機輔助設計鏟斗的截面既簡單、迅速又準確。 (1) 堆積高度 c 的計算 利用公式 ()計算鏟斗容量時，式中 c 的計算可參照圖 37用下述方法進行。根據美國汽車工程師手冊規(guī)定 IH垂直于 CD，且 IK=CK/2 =b/4 。因而 mmab babKHIKc 405241 22 ?????? () (2) 鏟斗的開口長 b的計算 由圖 37 知 ?? c os2c os2 2222 ZgZg LLLLNOCOCONOCN ??????? mmLLLLLNDCNb ZgZKg 1330c os222222 ??????? ? 大學畢業(yè)設計 14 圖 38 鏟斗 截面計算 (3) 鏟斗橫截面 S 的計算 如圖 38 所示，鏟斗平裝容量橫截面面積 S由 5塊基本幾何圖形組成。 動臂鉸點位置的確定 大學畢業(yè)設計 15 動臂鉸點位置的確定，應在總體參數(shù)己確定后，以及鏟斗主要尺寸確定后進行。其上限位置應保證鏟斗有最大卸載高度、卸載角度及最小卸載距離。 圖 39 確定動臂鉸點位置及長度計算圖 動臂與機架的連結點 A(上鉸點 )應在 BB1 連線的垂直平分線上。 A 點與前輪中心的距離為 Al ， Al 增大則動臂增長而動臂回轉角ψ將會減小，大學畢業(yè)設計 16 且動臂伸出距離減小，提高裝載機在鏟斗最人伸出時的穩(wěn)定性。（如圖 39 所示）。sin ?? 即 39。 動臂處于最低位置時，鏟斗斗底與地面成 35176。則下鉸點 B 的下限位置： hB=Rsin(α ’ +δ ) = sin(6176。 )= 在 230~300mm的范圍內，故合理。) + = 動臂長度 Dl 的確定 (1) 動臂長度計算 動臂鉸點位置確定之后，按定比例作圖即可直接求得。s i n39。? — 鏟斗回轉半徑與斗底夾角，單位度 ； ? — 鏟斗最大卸載高度時的最大卸載角，單位度 ； Bl — 動臂與車架連接鉸點到裝載機前面外廓部分（輪胎）的水平 距離，單位 m； maxsH — 最大卸載高度，單位 m； AH — 動臂與車架連接鉸點高度，單位 m； Dl — 動臂的長度，單位 m 。? =6176。 maxsH =3180mm 大學畢業(yè)設計 17 AH = Bl = 把參數(shù) 代入公式 （ ） 則求得： Dl =2895mm= (2) 動臂轉動的角度 ? ? ???? ? ，在 80~90176。 (3) 驗算最小距離 2 6 6m in ??? BDs lll mm 可近似的看作 1274mm, Dl 的長度滿足總體尺寸的要求 。如圖 310 所示 。 而這次設計選著曲線形動臂。許多裝載機采用單板，這種動臂機構簡單，工藝性好，但抵抗受扭的剛性較差；大中型裝載機多采用雙板形或箱形斷面結 構的動臂，可 以改善單板動臂受扭剛度不好的影響。 本次設計采用的是曲線形單 板動臂，這樣不但結構簡單容易制造，而且經濟性好。按工作機構的構件數(shù)不同，可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿連桿機構。 7 種連桿機構如圖 312 所示。此機構在轉斗油缸大腔進油時轉斗鏟取，所以掘起力較大；各構件尺寸配置合理時，鏟斗具有較好的舉升平動性能；連桿系統(tǒng)傳動比較大，鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈、速度快；由于傳動比大，還可適當減小連桿系統(tǒng)尺寸，因而司機視野得到改善 ，但是一定要“適當”，否則易使連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)減小，影響掘起力發(fā)揮。 (2)轉斗油缸前置式正轉六桿機構 轉斗油缸前置式正轉六桿機構見圖 312(b) 。它比八桿機構簡單，司機視野較好。 (3)轉斗油缸后置式正轉六桿機構 轉斗油缸后置式正轉六桿機構見圖 312(c)。缺點是轉斗油缸與車架的鉸接點位置較高，影響司機視野；轉斗時油缸小腔進油，掘起力相對較小。 (4)轉斗油缸后置式反轉六桿機構 轉斗油缸后置式反轉 六桿機構見圖 312(d)。缺點是 搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄空間，容易發(fā)生構件相互干涉。它是 7 種連桿機構最簡單的一種，容易保證四桿機構實現(xiàn)鏟斗舉升平動，此機構前懸較小。為避免碰撞，需把斗底制造成凹形，因而既減小了斗容，又增加了制造困難，而且鏟斗也不能實現(xiàn)自動放平。為克服正轉四桿機構卸載時活塞桿易與斗底相碰的缺點，在活塞桿與鏟斗之間增加一根短連桿，從而使正轉四桿機構變成為正轉瓦桿機構。此機構的其他缺點仍如正轉四 桿機構。 它的最大特點是動臂可借助油缸 1 進行伸縮。這種機構的缺點是既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗自動放平，結構亦比較復雜。因此 ,本次設計工作裝置采用反轉六桿連桿機構。在運動學方面，必須滿足鏟斗舉升平動、自動放平、最大卸載高度、最小卸載跟離和各個位置的卸載角等要求；在動力學方面，主要是在滿足挖掘力、舉升力和生產率的要求前提下，使轉斗油缸和舉升油缸的所需輸出力及功率盡量減小。目前，工作裝置連桿機構尺寸參數(shù)的設計主要有兩種方法，即圖解法和解析法。）； (2) 在動臂提升高度范圍內的任意位置 ,鏟斗的卸載角不小于 45176。 (5) 最小傳動角不小于 10186。 連桿機構尺寸參數(shù)設 計及鉸點位置確定 圖解法比較直觀，易于掌握，是目前工程設計時常用的一種方法。 (1) 動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點 G 、 B 、 A 的確定 1) 確定坐標系如圖 313 所示，先在坐標紙上選取直角坐標系 xOy，并選定長度比 μ 。～ 5176。此為鏟斗插人料堆時位置，即工況 Ⅰ 。綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據坐標圖上工況工時的鏟斗實際狀況，在保證 G 點 y 軸坐標 值 Gy =250～ 350mm 和 x軸坐標值 Gx 盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在坐標圖上人為地把 G 點初步確定下來。 ②把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。 ③ 根據給定的最大卸載高度 xh 、最小卸載距離 xl 和卸載角 x? ，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況Ⅳ，并令此時斗尖為 4O ， G 點位置為 G’，如圖 314 所示。 ⑤ 連接 GG’并作其垂直平分線?？傻?A 點坐標。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。相對前輪胎， B 點在其外廓的左上部。 圖 314 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計 確定 F、 E 兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，如必須保證鏟斗在各工況時的轉角，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運動被破壞的現(xiàn)象。 1) 按雙搖桿條件設計四桿機構 令 GF 桿為最短桿， BG 桿為最長桿，即必有 GF+BGFE + BE [1] () 如圖 314 所示，若令 GF =a 、 FE=b 、 BE=c、 BG =d ，并將式 ()不等號兩邊同 除以 d，經整理可得下式，即 K=b／ d﹢ c／ d﹢ a／ d1 () 初步設計時，上式各值可按式 (39)選取。 因為 d=： a=～ ， c=～ 2) 確定 E 和 F 點位置 這兩點位置的確定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（插人工況）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。 所以取： a=420mm， c=800mm有 a、 c、 d 長度可得 b 的取值范圍取 b=920mm。 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?！?180176。 2）確定 D 點 轉斗油缸與機架的鉸接點 D，是依據鏟斗由工況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 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。 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： 大學畢業(yè)設計 25 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 與鏟斗的回轉半徑 R的夾角為 100176。大學畢業(yè)設計 26 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，比較經濟。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。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。 裝載機在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況。 ② 鏟斗水平插 人料堆，翻轉鏟斗（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。 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。 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。根據這個假設，由于工作裝置構件均為對稱構件（對稱于機器的縱軸線），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 XX2x1 R21RR ??，yy2y1 R21RR ?? 大學畢業(yè)設計 28 ② 每一側連桿機構各構件軸線均假設在同一平面內，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所引起的扭矩，計算時可以用構件的中軸線來代替實際構件。 計算工作裝置各構件受力時，首先以鏟斗為受力分離體，去掉約束以反力代替，然后，根據構件中的連接順序，依次求出各構件的受力。 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， 轉速 n=2200r/min。 m b) 驅動輪動力半徑 rd r d= r –Δ b () 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)驅動力矩 Mk Mk=M2 iM η () 式中 M2—— 渦輪軸輸出轉矩，則 M2=K MT ，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動輪） iM= rd/vT= 2200 ； η M—— 機械傳動系和履帶驅動段效率，取η M =. 則 Mk=4 49 =由于裝載機無論是轉斗缸還是舉升缸，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。附加力偶則在動臂上產生扭矩和側彎矩。 (如圖 44) 把作用在斗邊齒上的外力（垂直力 N 和水平力 P）轉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 ， Mx=NL 。 力偶對動臂的作用可分解成一個扭矩 MK和一個側彎矩 MG， 以矢量式表示，即 GxKxx MMM ?? 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