zl50輪式裝載機工作裝置結構畢業(yè)設計

1、太原科技大學畢業(yè)設計說明書第1章 輪式裝載機概述1.1用途及其分類裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港口等工程的土石方工程機械，他的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料及其他筑路用散狀物料等，主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也可以對巖石、硬土進行輕度鏟掘作業(yè)。如果換不同的工作裝置，還可以完成推土、起重、裝卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，瀝青和水泥混凝土料場的集料、裝料等作業(yè)。由于它具有作業(yè)速度快，機動性好，操作輕便等優(yōu)點，因而發(fā)展很快，成為土石方施工中的主要機械之一。裝載機一般可按以下特點來分類。按行走裝置的不同可分為輪胎式和履帶式；按機架結構形式的不同可分

2、為整體式和鉸接式；按使用場所的不同分為露天用裝載機和井下用裝載機。按發(fā)動機功率分為；小型（74kw）、中型（74-147kw）、大型（147-515kw）、特大型（515kw）。按傳動形式分為；機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動、電傳動。按行走結構分為；輪胎式裝載機；（1）鉸接式。（2）整體式車架裝載機。和履帶式裝載機。按裝載方式分為；前卸式、回轉式和后卸式。國產裝載機的型號一般用字母Z表示，第二個字母L代表輪式裝載機，無L表示履帶式裝載機，后面數(shù)字代表額定載重量。如ZL50，代表額定載重量為50KN的輪胎式裝載機。但須指出，各生產廠家也有自己獨特的類型和表示方法。1.2 裝載機的主要技術性能和

3、參數(shù)裝載機的主要參數(shù)有發(fā)動機額定功率、額定載重量、機重；最大崛起力、卸載高度和鏟斗的收斗角和卸載角度、工作裝置動作三項和等。（1） 鏟斗容量一般鏟斗的額定容量，為鏟斗平裝容量與堆尖部分體積之和，用“”來表示。（2） 額定載重量指在保證裝載機穩(wěn)定工作前提下，鏟斗的最大載重量，單位為“kg”。（3） 發(fā)動機額定功率發(fā)動機機額定功率又稱為發(fā)動機標定功率或總功率，是表明裝載機作業(yè)能力的一項重要參數(shù)。發(fā)動機功率分為有效功率和總功率，有效功率是指在29攝氏度和746mmHg（1mmHg=133.322Pa）壓力情況下，在發(fā)動力飛輪上實有功率（亦稱飛輪功率）。國產裝載機上所標的功率一般為總功率，即包括發(fā)動機

4、有效功率和風扇、燃油泵、潤化油泵、濾清器等輔助設備所消耗的功率。單位為“KW”。（4） 整機質量（工作質量） 指裝載機裝備應有的工作裝置和隨機工具，加足夠燃油、潤滑油、液壓系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)亦加足夠液體，并且?guī)в幸?guī)定形式和尺寸的空載鏟斗和司機標定質量時的主機質量。它關系到裝載機使用的經濟性、可靠性和附著性能，單位為“kg”。（5） 最大行駛速度 指鏟斗空載，裝載機行駛于堅硬的水平面上，前進和后退各擋能達到最大速度，它影響裝載機的生產和安裝施工方案，單位為“km/h”。（6） 最小轉彎半徑指自輪胎中心或后輪外側或鏟斗外側所構成的弧線至回轉中心的距離，單位為“mm”（7） 最大牽引力 指裝載機驅動輪緣

5、上所產生的推動車輪前進的作用力。裝載機的附著質量越大，則可能產生的最大牽引力越大，單位為“KN”。（8） 最大崛起力12977 指鏟斗切削刃的底面水平并高于底部基準平面20mm時，操縱提升液壓缸或轉斗液壓缸在鏟斗切削刃最前面一點向后100mm處產生的最大向上鉛垂力，單位為“KN”。（9） 最大卸載高度 指動臂處于最高位置，鏟斗卸載角為45度時，從地面到切削刃最低點之間的垂直距離，單位為“mm”。（10） 卸載距離 一般指在最大卸載高度時從裝載機機體最前面一點到斗刃之間的水平距離，單位為“mm”。（11） 工作裝置三項和指鏟斗提升、下降、卸載、三項時間的總和，單位為“s”。1.3 輪式裝載機應用

6、技術發(fā)展裝載機自20世紀20年代問世以來，一直處于不斷發(fā)展之中。傳動系從機械式傳動到液力機械傳動、全液壓傳動和電傳動，目前廣泛采用液力機械傳動。20世紀40年代開始出現(xiàn)全輪驅動的裝載機，60年代中開始出現(xiàn)鉸接式轉向裝載機。這些結構形式已為大、中型裝載機普遍采用。隨著電子技術的發(fā)展，到80年代，裝載機進入了機電液一體化得新發(fā)展階段。現(xiàn)代裝載機在整機性能、作業(yè)能力、可靠性以及操作舒適性等方面都有了很大的提高。經過30年的發(fā)展，我國裝載機的結構和性能都有了較大提高，產品技術水平普遍達到國際20世紀70年代末期水平，有的產品已達到國際20世紀80年代初期或接近當今國際水平。近年來，國內外裝載機的發(fā)展趨

7、勢可歸結為如下幾個方面。1. 產品形成系列，規(guī)格向兩頭延伸。產品開發(fā)形成系列，并在發(fā)展大型輪胎式裝載機的同時向小型化發(fā)展，產品系列化成套化、多種化成為主流。大小規(guī)格向兩頭延伸并向高卸位、遠距離作業(yè)方向發(fā)展。2. 技術不斷創(chuàng)新，產品性能日趨完善。采用新結構、新技術，以改進和完善整機性能，提高機器的自動化和智能化水平，作業(yè)更為精確、快捷，并降低能耗。產品普遍采用了高性能發(fā)動機和自動換擋變速器、大流量負荷傳感液壓系統(tǒng)、防滑差速器、多片濕式盤式制動器、行走顛簸減震等技術，工作裝置連桿機構推陳出新，各種自動功能更趨成熟、完善。3. 向機電液一體化、電子化方向發(fā)展。隨著電子技術、計算機技術的進步與不斷發(fā)展

8、，為保證機器的可靠性、安全性和節(jié)能，進入20世紀80年代以來，已將一些電子技術、智能技術用在裝載機等一些工程機械上，以提高機器的各種性能和作業(yè)質量。4. 裝載機的輪胎化。由于輪胎式裝載機具有重量輕，速度快，機動靈活，效率高，維修方便等一系列優(yōu)點，所以發(fā)展較快，其品種規(guī)格、數(shù)量遠比履帶式裝載機多。1.4 輪式裝載機現(xiàn)代設計方法簡介1.4.1 裝載機設計方法的發(fā)展現(xiàn)狀20 世紀70年代以來，隨著現(xiàn)代科學技術的迅猛發(fā)展，尤其是微電子、新材料、集成技術的發(fā)展，使傳統(tǒng)的工程機械產品功能、結構發(fā)生了重大變化，機、電、液一體化、模塊化、智能化已成為工程機械產品的發(fā)展趨勢。新技術的應用和發(fā)展，尤其是計算機技術

9、的發(fā)展和廣泛應用深刻影響著工程和機械的設計開發(fā)過程。工程機械的設計水品對產品的先進性和競爭力起著決定性的影響，并決定了70%-80%的制造成本和銷售服務成本，而工程設計的費用往往只占最終產品成本的一小部分，因而產品設計是決定產品性能、質量、水品和經濟效益的重要環(huán)節(jié)。目前，國外裝載機生產廠家在其產品的設計過程中廣泛采用了現(xiàn)代設計方法，并高度應用了計算機技術和現(xiàn)代電子信息技術。傳統(tǒng)的設計方法是以經驗總結為基礎，運用力學和數(shù)學而形成的經驗、公式、圖表、設計手冊等作為設計依據，通過經驗公式、近似系數(shù)或類比等方法進行設計?，F(xiàn)代設計方法是以電子計算機為手段，運用工程設計的新理論新方法，使計算機結果達到最優(yōu)

10、化，使設計過程實現(xiàn)高效化和自動化，主要包括以下內容：計算機輔助設計，優(yōu)化設計?？煽啃栽O計，有限元分析，動態(tài)設計，動態(tài)仿真，并行設計，模塊化設計，機、電、液一體化設計，反求工程設計，綠色設計，工業(yè)藝術造型設計，人機工程學設計，價值分析，機械系統(tǒng)設計等。應用現(xiàn)代設計方法可以適應市場激烈的競爭，提高設計質量并大大縮短設計周期，提高企業(yè)競爭力。 我國的工程機械行業(yè)起步較晚，我國現(xiàn)代輪式裝載機起始于20世紀60年代中期的Z435型。經過幾年努力，在吸收當時世界最先進的輪式裝載機技術基礎上，成功開發(fā)了功率為162KW的交接式輪式裝載機，定型為Z450（即后來的ZL50），并于1971年12月18日正式通過

11、專家鑒定。這樣誕生了我國第一臺鉸接式輪式裝載機。1978年，天津工程和機械研究所根據原機械部要求，制定出以柳工Z450型為基型的我國輪式裝載機系列標準，就這樣制定出了以柳工Z450型為基型的我國ZL輪式裝載機系列標準，這是我國裝載機發(fā)展史上的重大轉折點，到70年代末、80年代初我國裝載機制造企業(yè)已增加至20家，初步形成了我國裝載機行業(yè)。到目前為止，我國輪式裝載機已發(fā)展到了第三代，但最基本的結構任然是Z450（ZL50）型演變而來。第二代變化不是很大，第三代變化稍大一些。目前我國已經成為世界上裝載機的產銷大國，但是我國輪式裝載機的設計德整體水平還處于經驗設計時期，近十年的工程機械技術發(fā)展，大部分

12、都是通過技術引進實現(xiàn)的，許多廠家的設計工作人就是以技術模仿，降低零部件的成本（提高國產化率）為主?，F(xiàn)代技術設計還不足，難以與世界先進水平的企業(yè)在國際上進行競爭，導致這種現(xiàn)狀的原因除了歷史的原因之外，還存在著企業(yè)認識不足，缺乏將科技成果轉化為現(xiàn)實生產力的有效地、健全的機制。1.4.2 裝載機設計的發(fā)展趨勢裝載機現(xiàn)代設計和開發(fā)是面向市場和用戶的，是設計、制造、銷售全過程的決定性環(huán)節(jié)，是技術創(chuàng)新最主要的部分，設計開發(fā)過程始于市場需求分析的綜合，研究競爭對手的發(fā)展戰(zhàn)略，形成設計開發(fā)的目標，并綜合考慮法律、生態(tài)環(huán)境、人文習慣及技術約束條件進行的設計開發(fā)。綜合當前市場需求和科技應用的最新前沿以及裝載機技術

13、發(fā)展的新趨勢，裝載機的設計發(fā)展體現(xiàn)以下趨勢。（1） 產品設計數(shù)字化。 現(xiàn)代設計的一個重要特色就是計算機的使用，目前，CAD/CAE技術已經成為企業(yè)技術進步的標志，隨著計算機技術的飛速發(fā)展，存儲能力的不斷增強，工程軟件水平的日益提高，數(shù)據庫的完備和網絡技術出現(xiàn)，使企業(yè)可以較少的投入，較短的周期開發(fā)出高質量、高性價比的產品，使企業(yè)可以對市場需求迅速作出反應，提高企業(yè)的生存能力和競爭力。隨著CAD/CAE技術深入而廣泛的應用，設計過程中產生的大量數(shù)據、混亂的數(shù)據流以及多重管理（PDM）并進行企業(yè)管理重組。實施PDM，企業(yè)可以創(chuàng)建、管理和控制整個產品周期的信息，從設計到投產，經授權的產平開發(fā)人員可以方

14、便地訪問設計和制造數(shù)據，從而控制從設計到投產、審核、修改直至發(fā)布產品的全過程。（2） 產品設計智能化。由于設計過程中除了計算、繪圖、分析以外，還有許多工作需要發(fā)揮人的創(chuàng)造性，綜合運用多種學科的專門知識和豐富的實踐經驗才能解決。計算機的進一步發(fā)展而產生的人工智能技術，如專家系統(tǒng)和人工神經網絡技術在這方面得到了廣泛應用。設計專家系統(tǒng)就是把設計領域中的知識收集起來，建立一個專家知識庫，采用一定的推理方法和規(guī)則，完成設計要求。專家系統(tǒng)可以把某一領域內諸多專家所具備的專門知識和經驗積累在一起，形成一個全面性的專家，利用集體智慧來解決處理問題，尤其是模糊機械分析設計方法學的提出和在專家系統(tǒng)中應用使得設計水

15、平躍上了一個新的臺階。人工神經網絡是一種模仿人類神經系統(tǒng)的數(shù)學模型，由于采用并行連接結構和并行處理機制，使得網絡具有很強的容錯性以及自學、自組織、自適應能力，因此得到了廣泛的應用。神經網絡在設計中的應用還處于開始階段，在設計中，利用專家系統(tǒng)和神經網絡的長處，將專家系統(tǒng)和神經網絡結合起來，組成神經網絡專家設計系統(tǒng)，以此來提高設計者的決策判斷能力，加快設計速度，減少設計失誤，這已成為發(fā)展方向。（3） 應用并行設計工程。 并行設計工程是指集成地、并行地處理產品設計、分析、制造及其相關過程的系統(tǒng)方法。并行設計改變了傳統(tǒng)的串行方法，使得在設計階段就可能有制造和銷售人員的介入和彼此信息的交換。并行工程可以

16、在產品開發(fā)初期考慮到產品全生命周期，在大限度地滿足用戶的需求。并行工程強調系統(tǒng)集成，不僅注重企業(yè)內部的技術信息集成，也重視與企業(yè)外部供應商、銷售代理和最終用戶之間的信息交換和集成。（4） 采用模塊化設計。 采用搭積木、模塊化的設計技術將有利于進行多品種、多規(guī)格的產品開發(fā)，使得在零部件通用性高的基礎上能夠組合出不同性能、規(guī)格、層次以及具有價格競爭力的產品。模塊的設計過程不僅要求具有可選擇比較的零部件庫，而且還應具有各種性能匹配計算優(yōu)化的工程軟件庫。這種模塊化得設計具有方案選擇，性能優(yōu)劣的評價系統(tǒng)，也能進行成本估算。這對工程機械的多品種、多層次開發(fā)具有廣闊的前景。 第2章 主要構件的結構設計和參數(shù)

17、確定2.1鏟斗設計2.1.1 鏟斗設計要求 （1）插入及崛起力小，作業(yè)效率高。 （2）鏟斗工作條件惡劣，時常承受很大的沖擊載荷及劇烈的磨削，要求鏟斗具有足夠的強度和剛度及耐磨性。 （3）根據所鏟物料的種類及重度不同，設計不同結構型式及不同斗容的鏟斗。2.1.2鏟斗的結構形式鏟斗是工作裝置的重要部件，裝載機工作時用它直接鏟掘、裝載、運輸和傾卸物料。鏟斗的結構形狀尺寸及參數(shù)對插入阻力，崛起阻力及生產率有著很大的影響，所以鏟斗設計就是根據裝載機的主要用途和作業(yè)條件從減小插入阻力、掘起阻力及提高生產率出發(fā)，合理地選擇鏟斗的結構形狀，正確的確定鏟斗的尺寸參數(shù)。鏟斗結構型式的選擇；一般鏟斗由切削刃、斗底、

18、側臂及后斗臂組成。鏟斗切削刃的形狀通常分為直線型和非直線型（V型或弧形）。直線型切削刃結構簡單，有良好的平地性能，適用與堆積比較松散的物料。V型切削刃中間突出，在鏟斗插入料堆時，在切削刃的中部形成很大的比切力，容易插入堆料，且對中性較好。但平地性能和裝滿系數(shù)均不如直線型切削刃鏟斗。弧線形鏟斗側刃的插入阻力比直線形側刃要小，但具有弧線形側刃鏟斗的側壁較淺，物料易從倆側撒落，影響鏟斗的裝滿。綜上所述，此裝載機的鏟斗切削刃的形狀選擇直線型。鏟斗的形狀對鏟裝阻力和粘性物料卸凈性有著較大的影響。對于主要用于鏟裝土方工程的裝載機，希望斗底圓弧半徑大些，斗底長度短些，以改善泥土在斗內的流動性，減少物料在斗內

19、的運動阻力。而對于主要用于鏟裝流動性較差的巖石裝載機，希望采用圓弧半徑較小，矮而深的鏟斗。這種鏟斗貫入性好，可減少鏟斗插入料堆的阻力，同時也改善了司機的視野。但過深的鏟斗會引起斗底太長，因而造成崛起力變小。2.1.3 鏟斗參數(shù)的確定 鏟斗的主要參數(shù)是鏟斗寬度和鏟斗的回轉半徑。1.鏟斗寬度鏟斗外側寬度 B應大于裝載機每邊輪胎外側寬度5-10cm(取5cm)否則鏟裝物料或分層鏟取土時，所形成的階梯地面不僅會損傷輪胎的側面，而且還會引起輪胎打滑影響牽引力發(fā)揮。所以： B=L+2×0.5×B+2×50 其中L為輪距-輪胎斷面寬度,輪胎規(guī)格為23.5-25（此輪胎為低壓輪胎

20、23.5表示輪胎斷面寬度，25表示輪輞直徑，單位都為英寸1英寸=25.4厘米）=23.5×25.4=597mm所以B=2250+2×0.5×597+2×50=2947mmBo=Bg-2a其中： Bo-鏟斗內側寬度 a-鏟斗所用鋼板厚度取20mm所以Bo=3007-2×10=2907mm2.鏟斗的回轉半徑鏟斗的回轉半徑是指鏟斗與動臂轉鉸的中心G與切削刃之間的距離，由于鏟斗的回轉半徑不僅影響崛起力的大小，而且與裝載機的卸載高度和卸載距離等總體參數(shù)有關，所以鏟斗的其他參數(shù)斗是根據他來確定的。鏟斗的回轉半徑按下式計算： （2-1）其中：-幾何斗容，（）

21、, 為額定斗容（任務書給出為2.8）, =2.3, -鏟斗內側寬度（m），=2907m-鏟斗斗底長度系數(shù)，取=1.4-1.5， -后斗臂長度系數(shù)，取=1.1-1.2， -擋板高度系數(shù)，取=0.12-0.14， -斗底與后斗臂直線間的圓弧半徑系數(shù)，取=0.35-0.40， -斗底與后斗壁之間的夾角，取=,(有的推薦) 。取 -擋板與后斗臂之間的夾角，取=-， 取=代入個數(shù)據解得；=11121936mm 取=1200mm斗底長度是指鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離=1680-1836 取=1680mm后斗臂長度是指后斗臂上緣到與斗底交點的距離=1320-1440mm 取=1430mm擋板高度14

22、4-168mm 取=160mm鏟斗圓弧半徑=420-480mm 取=450mm鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度。=172-210mm 取=200mm鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角，在選擇時，要使側壁切削刃與擋板的夾角為，切削刃的削尖角斗形如圖2.1所示圖2.1 斗容3.計算斗容計算面積：=+ （2-2）扇形AGF的面積。直角三角形GFN的面積。直角三角形GAC的面積。-直角三角形CGN的面積。直角三角形CGN的面積。幾何斗容鏟斗斷面面積計算：圖中：GF=GA=R=450mm FN=-456mm CA=-701mm CN=1334mmCG=832mm NG=641mm= =O.199 其中=+=0.7

23、81額定斗容鏟斗的橫截面面積計算：擋板DN高為a，CD是鏟斗開口斗長b，IH是斗尖至鏟斗側壁的高度c，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.按照通常的設計要求，擋板DN應垂直于側壁CN，所以.因而； （2-3）鏟斗的開口長b的計算； （2-4）代入數(shù)據得；a=0.16m c=0.417m CD=b=1.3446m 與任務書所給接近，所以，斗所選參數(shù)合理。2.2工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計2.2.1.工作裝置連桿機構的類型1.裝載機的工作裝置按結構型式分為有鏟斗托架和無鏟斗托架兩種。有鏟斗托架的工作裝置如圖2.2所示，這種結構型式工作裝置的優(yōu)點是，托架、動臂、連桿

24、及車架鉸座可以構成平行四邊形連桿機構，這樣在轉斗油缸閉鎖的情況下，提升動臂時，鏟斗始終保持平移，鏟斗內物料不易灑落。但也存在缺點，如動臂的前端裝有比較重的托架和轉斗油缸，使得裝載機的載重量減小。圖2.2 有鏟斗托架 無鏟斗托架的工作裝置如圖2.3所示，前端沒有很重的托架，克服了有鏟斗托架工作裝置的缺點，所以目前廣泛應用。所以選擇無鏟斗托架的工作裝置。 圖2.3 無鏟斗托架無鏟斗托架的工作裝置連桿的形式很多，按組成連桿機構的數(shù)目可以分為：六連桿（如圖2.4 a,b,c,f）和八連桿(如圖2.4 d,e)。連桿構件數(shù)目越多，使得鉸點多，結構復雜，因此超過八連桿的連桿機構在裝載機中不多用，故選擇六連

25、桿機構。 圖2.4 無鏟斗托架的工作裝置連桿的形式按連桿機構運動方向可以分為正轉連桿工作裝置和反轉連桿工作裝置。正轉連桿機構的主動構件（搖臂）與被動構件（鏟斗）轉動方向相同，而反轉連桿工作裝置的主動構件與被動構件的轉動方向相反。正轉連桿工作裝置的運動特點是：最大掘起力在鏟斗底面略低于地面時，即鏟斗轉角為負值時，適宜于挖掘地面，鏟斗卸載時前傾角速度大，易于抖落物料，但是沖擊大，提起鏟斗時的掘起力比反轉連桿的小。 反轉連桿工作裝置的運動特點是：最大掘起力是在鏟斗底面略高 于地面后翻時候發(fā)揮出來，而且最大鏟起力比正轉連桿機構大。因此反轉連桿工作裝置不利于地面以下的挖掘。 綜上所述，選擇無鏟斗托架反轉

26、六連桿工作裝置。2.轉斗油缸后置式反轉六桿機構這種機構有兩大優(yōu)點：（1）轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值。所以可以獲得相當大的鏟取力；（2）恰當?shù)剡x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗自動放平。這是其它6種工作機構所望塵莫及的。 此外，結構十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構的突出優(yōu)點。缺點足搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾，設計時需特別精心。2.2.2.工作裝置結構設計根據裝載機的用途、作業(yè)條件及技術經濟指標等擬訂的設計任務書的要求，選定了工作裝置結構形式以后，可開始進行工作裝置的結構設計。1. 工作裝置結

27、構組成工作機構的基本給構如圖所示。鏟斗1、動臂2、連桿3、搖臂4、轉斗油缸5、舉升動臂油缸6等組成。整個工作機構鉸接在車架7上。 圖2.5 裝載機工作裝置圖2.輪胎式裝教機工作過程；輪胎式裝載機是一種裝運卸作業(yè)聯(lián)合一體的自行式機械，它的工作過程由5種工作狀態(tài)或工況組成：1）工況I插入狀態(tài)動臂下放，鏟斗放置地面，斗尖觸地，鏟斗前壁對地面呈3 5前傾角；開動裝載機鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。2) 工況II鏟裝狀態(tài)工況I以后，轉動鏟斗，鏟取物料，待鏟斗口翻轉至近似水平為止。3)工況III重載運輸狀態(tài)舉升動臂，待工況II之鏟斗升高到適合位置(以斗底離地的高度不小于最小允許距離為準)，然后驅動裝載機，

28、載重駛向卸載點。4)工況IV一卸載狀態(tài)在卸載點，舉升動臂使鏟斗至卸載位置；翻轉鏟斗，向運輸車輛或固定料倉卸載；卸畢，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。5)工況V空載運輸狀態(tài)卸載結束后，裝載機由卸載點空載返回裝載點。通常輪胎式裝載機是向載重汽車卸裁，出于裝載點和卸載點距離很近，卸載位置較高，所以一般稱作“定點高位卸載”。3裝載工作對工作機構設計的要求；（1）工作裝置的結構設計包括：1）確定動臂的長度、形狀及車架的鉸接位置。2）確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程。3）連桿機構（動臂、鏟斗、轉斗油缸、搖臂和連桿構成）（2）工作裝置的結構設計應滿足以下要求：1） 保證滿足設計任務書中所規(guī)定的使用性能

29、及技術經濟指標的要求，如最大卸載高度、最大卸載距離，在任何位置都能卸凈物料并考慮可換工作裝置。2）保證作業(yè)過程中任何構件不與其它構件干涉。工作裝置的結構設計是一個比較復雜的問題，因為組成工作裝置的各個構件尺寸幾位置的相互影響，可變性很大。對于選定的結構形式，在滿足上述條件下可以有各種各樣的構件尺寸及鉸接點位置。通過多種方案的比較，選出最佳構件的尺寸及鉸接點位置，使所設計的工作裝置不僅滿足使用要求，而且具有較高的技術經濟指標。目前，在實際設計工作中，參考同類樣機結構，采用比較法設計。下面以連桿式的工作裝置為例來進行分析。2.2.3 機構分析反轉六桿工作機構由轉斗機構和動臂舉升機構組成轉斗油缸CD

30、,搖臂CBE連桿FE鏟斗GF動臂 GBA 機架AD六個構件組成，由于AD和GF轉向相反，所以此機構稱為反轉六桿機構。 舉升機構主要由舉臂油缸HM和動臂GBA構成，若將整個反轉機構放置在直角坐標系中，只要確定出九個鉸鏈點GFEBCDAH和M的位置就可求得工作機構連桿系統(tǒng)中個構件的尺寸參數(shù)值。1.尺寸參數(shù)的圖解圖解法是在初步確定了最大卸載高，最小卸載距離，卸載角等參數(shù)后進行的。 (1).動臂與鏟斗，搖臂，機架的三個鉸鏈點GBA的確定 1)定坐標系 先在坐標紙上選取直角坐標系XOY，并選定長度比例。2)畫鏟斗圖 把已畫好的鏟斗橫截面外廓圖按比例畫在坐標里，斗尖對準O點，與X軸成度的前傾角。此時鏟斗插

31、入料堆的位置工礦I。3)確定動臂與鏟斗的鉸鏈點G 由于G點的X坐標值越小轉斗鏟取力就越大，G點的Y坐標值取200mm圖2.6 反轉六桿工作機構簡圖2. 定動臂與機架的銨接點A 以G為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為止。即工況II，輪胎前緣與工況時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的使機構緊湊，前懸小。但一般不小于50mm，此處取100mm。輪胎中心Z的y坐標值應等于輪胎的工作半徑。的計算公式為； （2-5）式中；-Z點的y坐標值，mm-輪輞直徑，mm-輪胎寬度，mmH/-輪胎斷面高度與寬度之比（普通輪胎取1，）-輪胎變形系數(shù)（普通輪胎為0.1-0.16，寬面輪胎取0.05-0.1）任務書

32、中所給輪胎規(guī)格為23.5-25，此輪胎為低壓輪胎23.5表示輪胎斷面寬度，25表示輪輞直徑，單位都為英(1英寸=25.4厘米).=23.5×25.4=597mm =25×25.4=635mm代入數(shù)據得；=818-854mm 取=820mm（a）根據最大卸載高度和最小卸載距離和卸載角畫出工礦，G點位置為G。以G點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與x軸平行，即得鏟斗被舉升到最高位，即工況圖III。(b)連接G和 G，作G G的垂直平分線，A點必在垂直平分線上，且A點取在前輪的右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/31/2處。（取距離為940mm）5確定動臂與搖臂的鉸接點B B點位

33、置是一個十分關鍵的參數(shù)。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。經驗一般B點在AG連線的上方，過A點水平線下方，相對于前輪外廓，B點在其左上方。6.連桿與鏟斗和搖臂兩個鉸接點EF的確定確定EF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礦時的轉角又要注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時輸出較大的力，同時還要考慮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，并令GF桿為最短桿，BG為最長桿，即必有： GF+BG>FE+BE （2-6）若令GF=a,FE=b,BE=c,BG=d,并將上式兩邊同時除以d得下式： （2-7）初步設計

34、時，上式可在下列值內選?。篸值由圖中測量得1650mm代入數(shù)據得。a=510850mm, 取700mm c=6801360mm 取1000mmb=EF=1380mm （2）E,F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時，使EF桿盡處與G桿垂直，這樣可獲得較大的傳動角和倍力系放；3)工況時，EF與GF兩桿的夾角必須小于170度，即傳動角不能小于l0度，以免機構運動時發(fā)生自鍘；4)工況IV時，EF與GF桿的傳動角也必須大于l 0度。具體作法有兩種：（1）初選E點法 如圖49所示，鏟斗取工況I 。以B點為圓。以BEc為半徑畫?。蝗藶榈爻踹xE點，使其落

35、在B點右下方的弧段上；再分別以B點和G點為圓心，以FEb和GFa分別為半徑畫弧，得交點，即為F。（2）圖解法 分別以B點和G點為圓心，c和分別為半徑畫弧，其交點為E；再分別以G和E點為圓心，a和b為半徑畫弧，則其交點必為F。如下圖所示： 圖2.7 連桿端部鉸接點設計 若上述所得E和F點均滿足要求則罷，否則，可調整a、b、c長度，重新作圖，直至滿意為止。但是，同時滿足上述四點要求是不易的，尤其若保證EF上GF是很難的，所以，設計時，一般使不小于70即可。 （3）為了防止機構出現(xiàn)“死點”、“自鎖”或“撕裂”設計時還應滿足下列不等式： 工況l時 GF十FEGE 工況IV肘 FE十BEFB7.轉斗油缸

36、與搖臂和機架的鉸鏈點C和D的確定（1）確定C點從力傳動效果出發(fā)，顯然使搖臂BC段長一些有利，那樣可以增大轉斗油缸的作用力臂，使攫取力相應的增加。但增加BC段，必將減小鏟斗與搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各工礦的要求，并且使轉斗油缸行程過長。因此初步設計?。捍霐?shù)據得； BC=700-1000mm 取850mmC點一般取在B左上方，BC與BE夾角可?。ㄈ?60度），并使工礦一時搖臂與轉斗油缸趨近垂直，C點運動不得與鏟斗干擾。（2）確定D點轉斗油缸與機架的鉸鏈點D的確定，是依據工礦舉升到工礦過程為平動，由工礦到工礦時為啟動放平這兩大要求來確定的。當以上鉸鏈點確定下來后，則鏟斗在各工礦的C位置也

37、唯一的被確定下來。因為鏟斗油缸由工礦舉升到或由放到工礦的過程中，轉斗油缸的長度均分別保持不變，所以D點必為和點連線的垂直平分線與和連線的垂直平分線的交點。8.舉升油缸與動臂和機架的鉸接點H及M的確定舉升油缸布置應本著工作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構件互不干擾、整機穩(wěn)定性好的原則來確定。一般H點選在AG連線上方，并取H點大約在45%處。AH 不能取太大，它受到油缸行程的限制。M點盡量與地保持最小高度，并且望前橋方向靠是比較有利的，這樣舉升工作力臂大小變化比較小。2.3 動臂的設計1.動臂長度的確定由作圖法來確定,要保證鏟斗位于運輸狀態(tài)時不與前輪磕碰,圖中測得=2900mm,=總體尺寸見圖2.8圖2.

38、8動臂長度的確定圖2.9動臂形狀 2.3.1動臂形狀結構選擇采用曲線型單板動臂,這種結構使工作裝置布置更為合理,它能較好的改善動臂的受力情況.單板動臂結構簡單,工藝性好。2.3.2確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸行程時阻動臂油缸的鉸接位置，點一般選在約為動臂長靠A點45處，且在動臂兩鉸接點的連線上。以便留出鉸座位置，油缸與車架的連接采用油缸中部與車架鉸點的連結分式。考慮到聯(lián)合鏟裝（邊插入邊舉臂）的工況，需在滿足點最小離地高度的前提下，令插入狀態(tài)的工況時，AH與MH起于垂直，這樣做是因為鏟斗開始從物料堆提升力最大，這樣可獲得最大的初始舉升力矩。2.4搖臂搖臂由EF桿和ED桿組成，其中CB=850

39、mmEB=1000mm兩桿的夾角選取之所以下桿長上桿短是因為 下桿長上桿短能實現(xiàn)比較大的的傳動比。 這樣，轉斗油缸的行程比較小。 圖2.10 機構確定圖2.5鏟斗平移性 鏟土運輸機械設計知，只要滿足：w=+ （2-8）鏟斗就具備了平移性，由作圖:故知到時，鏟斗相對于動臂過了角，而由到卸載位置時，鏟斗恰好轉過+角度，因此符合鏟斗平移性。w鏟斗轉動范圍，鏟斗上翻角。鏟斗前傾角。鏟斗卸載角。動臂轉動角。第3章 工作裝置內力計算3.1 選定特征工況及外載荷分配計算 1、選取裝載機在水平面上作業(yè)，鏟斗斗底與地面的夾角為，鏟掘時，作為計算位置，并假設外載荷作用在切削刃上，在實際裝載作業(yè)中，經?？赡艹霈F(xiàn)的惡

40、劣工況是：鏟斗在裝載機牽引力的作用下，先插入物料堆最大深度，轉斗鏟裝時，插入阻力均達到最大值，力作用點均處在鏟斗切削刃的一端，裝載機鏟裝工作時，斗尖可能產生最大（極限）插入阻力和最大（極限）鏟取阻力分別為和。 2、由于作業(yè)場地、作業(yè)條件及作業(yè)對象不同，裝載機在實際作業(yè)的時候，鏟斗切削刃所承受的載荷情況十分復雜，且變化范圍也相當大，因此，斗切削刃上的載荷不可能均布，為了計算方便，將其簡化為兩種極端情況。 A：對稱受載： 即認為外載荷是沿鏟斗切削刃均勻分布，并以作用于切削刃中點的集中載荷來代替其均勻分布載荷。 B：偏載情況： 由于鏟斗偏載或者是物料密實度不均勻，使載荷偏于鏟斗的一側，形成偏載工況時

41、，我們認為簡化后的集中載荷完全由鏟斗一側承受。 已知： 斗寬29473.2 工作裝置受力分析3.2.1各種工況的分析對稱水平受力工況： 受限于裝載機的最大牽引力，其值按下式計算：= （3-1） 式中： 裝載機附著重量，由地面條件決定（N）. 附著系數(shù)。 裝載機定載時驅動輪上最大的切線牽引力（N）。 裝載機定載時滾動阻力（N）。 查工程機械底盤設計值取0.75 考慮到一般實際裝載機重及參考同類機型，本設計取約為17噸，由于裝載機此時工作時為全輪驅動，所以主動行走輪軸上受重力即為機重。 = 1.7××10×0.75 = 1.275× N （3-2） 對稱垂直

42、受力工況，這中工況，垂直載荷（掘起力）受裝載機的縱向穩(wěn)定條件限制。其最大值為 Pz=GsL1/L=17000×10×27×2485=55.4KN （3-3） 。 查鏟土運輸機械設計可知，滿載時，裝載機前橋負荷占裝載機機重的72-78%，取75%。后橋負荷占裝載機總重的22%-28%，取25%。則重心距前輪距離為1/3的軸距長。任務書給出軸距為2830mm =1/3×2830=943 L： 垂直力在作用點到前輪接地距離從圖中測得 L=2330 代入數(shù)據得；68.8 KN 垂直偏載工況. 對于偏載工況，近似地用簡支梁方法求解，可求出分配在左右動臂平面內的等效

43、力和。圖3.1垂直偏載b=輪距2×1/2輪胎寬度2×輪胎內側距動臂距離b=2250-2×1/2×597-2×100=1453a=(2947-1453)/2=747(注：輪胎內側到動臂中心線要有80100的距離。此處取100mm)=(1453+747)/1453×68.8=104.17 KN =68.8-104.17=35.37KN 與原設定方向相反。 水平偏載工況同理： 圖3.2水平偏載 =1.275×（N） =(1453+747)/12750=193 KN =1.275×1.93×=-65.5 KN 與

44、原設定方向相反。第4章 工作裝置強度計算工作裝置實際上是一個空間超靜定系統(tǒng)，受力情況復雜，精確計算比較繁瑣，為了簡便計算。我們作以下假設：1）認為鏟斗動臂橫梁不影響動臂得受力與變形。2）認為動臂軸線與搖臂、連桿軸線處于同一平面內。通過以上假設將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化成為一個簡單平面的平面力系。對于對稱受力工況，由于動臂是一個對稱結構，倆動臂受力相同，所以可取工作裝置的一側經行受力分析，并取外載荷一半經行計算，即； （4-1）對于偏載工況，近似地用簡只梁的方法，求出分配在左右動臂平面內的等效力和 （4-2）由于;,因此去，作為計算外載荷。外載荷求出后，用解析法或圖解法可以求出對應工

45、況下工作裝置內力，下面我們一第一工況為例進行內力計算，其他工況與此類同。4.1鏟斗 受力圖如下圖：圖4.1鏟斗受力圖以鏟斗為分離體，鏟斗兩側邊面積 =0.781×2=1.562鏟斗在寬度上的面積：寬=（CA+AF+FN） （4-3）其中CA=701mm FA=r 得FA=1020.5 FN=456mm =2947mmS寬=6.417取鋼材密度為，取側壁厚度為20mm，其他取10mm。GD=6.417×0.01×7800×10+1.562×0.02×7800×10=7441.98N=7.4KN3.7KN在鏟斗受力中 （4-4）

46、其中；Pax=104.17KN, =193KN =200mm LD=430mmL1=30mm h2=550m 代入數(shù)據得；=151 KN由 （4-5）得： 由 （4-6）12，13代入數(shù)據得；=323.4KN =142KN4.2連桿以連桿為研究對象，故將其分離，此時連桿受拉，受力如圖圖4.2連桿受力圖連桿EF為倆端鉸接中間不受力的二力桿此桿為，作用在他倆端的力,方向相反。4.3搖臂以搖臂為分離體.對B點取矩， （4-7）從圖中測得； = = =30mm =340mm =920mm =720mm代入數(shù)據得；水平方向力平衡;由 （4-8）代入數(shù)據得；=275 KN垂直方向力平衡由 （4-9）代入數(shù)

47、據得；=247 KN4.4動臂以動臂為分離體，受力如圖圖4.3動臂受力圖從圖中測得數(shù)據為；=1230mm =1550mm =1190mm 200mm =530mm 1670mm =作用在動臂上的力都向A點取矩， （4-10）代入數(shù)據得；=384 KN水平方向力平衡; （4-11）代入數(shù)據得；=310 KN垂直方向力平衡 （4-12）代入數(shù)據得；=-186 KN與原定方向相反。第5 章 工作裝置強度校核根據各典型工況受力分析所求出各構件的作用力，畫出彎矩圖，找出其危險斷面，按照強度理論對工作裝置的主要構體進行強度校核。 通常第6種典型工況各構件受力最大，但此工況情況基本不會出現(xiàn)取第5種工況作為校

48、核計算。5.1動臂校核 動臂相當于一個支撐在動臂油缸上鉸點H及車架A的雙鉸懸臂折線變截面梁。強度計算時，我們把它分成1-2，2-3，3-4，4-5四個區(qū)段，每段上作用有彎曲應力、剪應力和正應力。取1-2段為研究對象，圖5.1 動臂1-2截面把 、 做力的分解圖5.2，分解到沿著12桿和垂直12桿。得到、。圖5.2 動臂1-2截面受力然后做剪力圖如下圖5.3，當桿受到剪力時，有左上右下的趨勢時，剪力為正，畫在桿上方；有左下右上的趨勢時，畫在桿下方。于是：圖5.3剪力圖以12桿左段為研究對象，則2點時彎矩應為做彎矩圖時，彎矩使軸向上彎時，彎矩軸在上方，反之，彎矩使軸向下彎，彎矩在軸下方。彎矩圖如下

49、圖5.4圖5.4彎矩圖以2-3段為研究對象，以左段為研究對象.先將、簡化到2點，在將其分解，分解成沿著23桿和垂直23桿上，于是有如圖5.5圖5.5動臂2-3截面圖5.6動臂2-3截面受力圖做剪力圖如下圖圖5.7剪力圖2點彎矩為3點彎矩為彎矩圖如下圖圖5.8彎矩圖以4-5桿為研究對象，以右段為分離體圖5.9動臂4-5截面將、分解在沿著45桿的和垂直45桿的.圖5.10動臂4-5截面受力圖做剪力圖如圖圖5.11剪力圖4點彎矩為彎矩圖如圖圖5.12彎矩圖以3-4桿為研究對象，以右段為分離體，受力如圖 圖5.13 動臂3-4截面 將、簡化到4點，將、分解成沿著34桿的和垂直34桿的，如下圖圖5.14動臂3-4截面受力圖做剪力圖，圖5.15剪力圖做彎矩圖如下圖圖5.16彎矩圖作出動臂的剪力圖和彎矩圖下圖 圖5.17剪力圖圖5.18彎矩圖從上圖可以看出2、3、4點為危險點，其對應斷面為危險斷面。 不同形狀的截面，盡管面積相等，但慣性矩卻并不一定相等。所以選擇形狀