ZL50型裝載機的工作裝置設(shè)計

ZL50型裝載機的工作裝置設(shè)計第一章1.1Z150裝載機的概述裝載機主要用來鏟、裝、卸、運土和石料一類散狀物料，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。它的用途十分廣泛，不僅對散狀物料可以進行鏟裝、搬運、卸載及平整作業(yè)，也可以進行輕度掘進工作，而且若換裝相應(yīng)的工作裝置，還可以進行推土、起重、裝卸木料及鋼管等作用，因此，它廣泛應(yīng)用到建筑、鐵路、公路、水電、港口、礦山、農(nóng)田基本建設(shè)及國防等工程中，對于減輕勞動強度，加快工程建設(shè)速度，提高工程質(zhì)量起著重要的作用。ZL50為輪式裝載機額定載重量為50KNoZL50系列輪式裝載機是一種高效率的工程機械，具有結(jié)構(gòu)先進，性能可靠，機動性強，操縱方便等優(yōu)點。廣泛應(yīng)用于礦山，建筑工地，道路修建，水利工程，港口，貨場，電站以及其他工業(yè)部門，進行裝載，推土，鏟挖，起重，牽引等多種作業(yè)。對加快工程建設(shè)速度減輕勞動強度提高工程質(zhì)量降低工程成本都發(fā)揮著重要作用，因此近兒年來無論在國內(nèi)還是國外裝載機品種和產(chǎn)量都得到迅速發(fā)展，成為工程機械的主導(dǎo)產(chǎn)品之一。2裝載機工作裝置設(shè)計要求裝載機的鏟掘和裝卸物料作業(yè)是通過工作裝置的運動實現(xiàn)的。裝載機的工作裝置由鏟斗、動臂、搖臂、連桿及轉(zhuǎn)斗油缸和動臂油缸等組成。鏟斗與動臂通過連桿或托架與轉(zhuǎn)斗油缸較接，用于裝卸物料；動臂、車架與動臂油缸較接，用于升降鏟斗；鏟斗的翻轉(zhuǎn)和動臂的升降采用液壓操縱?；驹O(shè)計要求：設(shè)計時要求由鏟斗、搖臂、連桿、轉(zhuǎn)斗油缸、動臂、動臂油缸及車架互相較接所構(gòu)成的連桿機構(gòu)，應(yīng)保證在裝載機作業(yè)時滿足以下兒點。(1)：鏟斗的平移能力，及當(dāng)轉(zhuǎn)斗油缸閉鎖，動臂在動臂在動臂油缸的作用下提升，連桿機構(gòu)能使鏟斗保持平移或使斗底平面與水平面夾角的變化控制在允許的范圍，以免裝滿物料的鏟斗由于傾斜而抖落物料。(2)：一定大小的卸載角，及當(dāng)動臂處于任何作業(yè)位置時，在轉(zhuǎn)斗油缸的作用下通過連桿機構(gòu)使鏟斗繞絞點轉(zhuǎn)動，并且卸載角不小于45度(3)：鏟斗的自動放平能力，即在動臂下降時，鏟斗能自動方平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高生產(chǎn)率裝載機工作裝置的設(shè)計內(nèi)容包括：根據(jù)作業(yè)對象和工作條件確定工作裝置的結(jié)構(gòu)類型；完成鏟斗、動臂及連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進行強度計算與校核；完成工作裝置液壓系統(tǒng)的設(shè)計。通過對輪式裝載機的工作裝置進行優(yōu)化設(shè)計，其科技成果在滿足設(shè)計任務(wù)的同時，應(yīng)做到產(chǎn)品設(shè)計的數(shù)字化、智能化、模塊化和注重綠色設(shè)計。按照設(shè)計要求進行加工制造、使用保護、維修的同時，設(shè)計目標(biāo)預(yù)期應(yīng)達到：(1)具有較強的作業(yè)能力，鏟斗插入料堆的阻力要??；(2)在料堆中鏟掘的能力大、能耗?。?3)工作機構(gòu)的各桿件受力狀態(tài)良好，強度壽命合理；（4）結(jié)構(gòu)和工作尺寸適應(yīng)生產(chǎn)條件需要，效率高；（5）結(jié)構(gòu)簡單緊湊，制造和維修容易，操作使用方便。尺寸設(shè)計要求：試設(shè)計ZL50型裝載機反轉(zhuǎn)連桿機構(gòu)工作裝置。已知該工作裝置的鏟斗容量仁3nA卸載高度比2.85m,鏟斗寬度歷2.94m,上下?lián)u臂為曲線型，動臂按曲線型結(jié)構(gòu)考慮，其轉(zhuǎn)角5=90°oAe=l.5,A==1.2,A.=0.14,Ab=0.4,y=50°,Yi=8\3裝載機的主要技術(shù)性能參數(shù)標(biāo)志裝載機的主要技術(shù)性能參數(shù)有鏟斗容量、額定載重量、發(fā)動機額定功率、整機質(zhì)量、最大行駛速度、最小轉(zhuǎn)彎半徑、最大牽引力、最大掘起力、最大卸載高度、卸載距離、工作裝置動作三項和等。ZL50型的參數(shù)如下：鏟斗容量：一般指鏟斗的額定容量，為鏟斗平裝容量與堆尖部分體積之和，3m3o額定荷重：指在保證裝載機穩(wěn)定工作的前提下，鏟斗的最大荷重，50KNo發(fā)動機額定功率：發(fā)動機額定功率乂稱發(fā)動機標(biāo)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°C和746mmHg（lmmHg=133.322Pa）壓力情況下，在發(fā)動機飛輪上實有的功率（也稱飛輪功率）。國產(chǎn)裝載機上所標(biāo)有的功率一般指總功率，即包括發(fā)動機有效功率和風(fēng)扇、燃油泵、潤滑油泵、濾清器等輔助設(shè)備所消耗的功率。164kwo整機質(zhì)量（工作質(zhì)量）：指裝載機設(shè)備應(yīng)有的工作裝置和隨機工具，加足燃油，潤滑系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)都加足液體，并且?guī)в幸?guī)定形式和尺寸的空載鏟斗和司機標(biāo)定質(zhì)量（75kg±3kg）時的主機質(zhì)量。它關(guān)系到裝載機使用的經(jīng)濟性、可靠性和附著性能,170kno最大行駛速度?指鏟斗空載,奏載機行駛于堅硬的地面上，前進和后退各檔能達到最大速度,它影響裝載機的生產(chǎn)率和安排施工方案，（0~10）km/ho最小轉(zhuǎn)彎半徑：指自輪胎中心或后輪外側(cè)或鏟斗外側(cè)所構(gòu)成的弧線至回轉(zhuǎn)中心的距離，6680mmo最大牽引力：指裝載機驅(qū)動輪緣上所產(chǎn)生的推動車輪前進的作用力。裝載機的附著質(zhì)量越大，則可能產(chǎn)生的最大牽引力越大，140kNo最大卸載高度：出動壁處于最高位置，鏟斗傾角為45°時，從地面到斗刃最低點之間的垂直距離，2850nun。卸載距離：一般指在最大卸載高度時，從裝載機本體最前面一點（包括輪胎或車架）到斗刃之間的水平距離，1430nun。工作裝置動作三項：指鏟斗提升、下降、卸載三項時間的總和，單位為s。

第二章、,斗的設(shè)計第二章、,斗的設(shè)計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。鏟斗直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時，它被推壓插入料堆鏟取物料，工作條件惡劣，要承受很大的沖擊力和劇烈的磨損，因此鏟斗設(shè)計質(zhì)量對裝載機的作業(yè)能力有較大的影響。為了保證鏟斗的設(shè)計質(zhì)量，首先應(yīng)當(dāng)合理的確定鏟斗的結(jié)構(gòu)及幾何尺寸，以降低鏟斗插入物料的阻力。其次要保證鏟斗有足夠的強度、剛度、耐磨性，使之具有合理的使用壽命。2.1鏟斗的設(shè)計要求(1)：插入及掘進阻力小，效率高(2)：具有足夠的強度、剛性和耐磨性(3)：適應(yīng)鏟裝不同種類和重要的物料，備有不同結(jié)構(gòu)的形式和斗容的鏟斗(4)：鏟斗的裝滿性好2鏟斗的結(jié)構(gòu)形式根據(jù)裝載物料不同，切削刃有直線型和非直線型。前者形式簡單，有利于鏟平地面，但鏟裝阻力較大。后者乂有V形和弧形等，由于這種刃中間突出，鏟斗插入料堆時可使插入力集中作用在斗刃的中間部分，所以插入阻力較小，容易插入料堆，并有利于減少偏載插入，但鏟斗裝滿系數(shù)要比前者小鏟斗斗力上可以有斗齒，也可以沒有斗齒。若斗刃上裝有斗齒時，斗齒將先于切削力插入料堆，由于它比壓大，所以比不帶齒的切削刃易于插入料堆，插入阻力能減小20%左右，特別是對料堆比較密實、大塊較多的情況，效果尤為顯著，因此礦用裝載機一般都是帶斗齒。斗齒結(jié)構(gòu)分為整體式和分體式兩種，一般斗齒是用高銃鋼制成的整體式,用螺栓固定在鏟斗斗刃上，中小型裝載機多采用這種形式。為便于斗齒磨損后更換和節(jié)約斗齒金屬，也有使用雙段斗齒的，如圖3T所示。圖3-1雙段斗齒1—齒尖；2一齒坐； 3—鋼銷這種斗齒的齒尖與齒坐的配合面為錐面，兩者配合情況良好。裝配時，先置入有彈性的金屬橡皮，然后再從上邊或從下邊往方形銷孔中打入鋼銷3即可。由于拆卸方便，齒尖一邊磨損后可以翻轉(zhuǎn)再使用，從而延長使用壽命。大型裝載機由于作業(yè)條件差、斗齒磨損嚴重，故常采用這種分體式斗齒。斗齒的形狀和間距對切削阻力是有影響的。一般中型裝載機鏟斗的斗齒間距為250?300mm左右，太大時由于切削刃將直接參與插入工作，使阻力增大，太小時，齒間易于卡住石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比段而寬的齒插入阻力小，但太窄乂容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500?600kg為宜。2.3鏟斗的基本參數(shù)的確定

該工作裝置的鏟斗容量匕二3 該工作裝置的鏟斗容量匕二3 卸載高度后2.85m,鏟斗寬度后2.94m,上下?lián)u臂為曲線型，動臂按曲線型結(jié)構(gòu)考慮，其轉(zhuǎn)角6二90°。A=1.5,A==1.2,Ak=0.14,AD=0.4,/=50°,/i=8°。(1)鏟斗的寬度B:鏟斗的寬度應(yīng)大于裝載機兩前輪外側(cè)間的寬度，每側(cè)要寬出50?lOOnim。否則，產(chǎn)狀物料或者分層鏟取土?xí)r，所形成的階梯地面不僅會損傷輪胎的側(cè)面，而且還會引起輪胎的打滑影響牽引力的發(fā)揮。(2)鏟斗回轉(zhuǎn)半徑R0鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑是指鏟斗與動臂轉(zhuǎn)校的中心B與切削刃之間的距離。由于鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑不僅影響鏟起力的大小，而且與裝載機的卸載高度和卸載距離等總體參數(shù)有關(guān)，所以鏟斗的其他參數(shù)都是根據(jù)它來確定。鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑Ro按以下公式計算：0.5乃1---I18OJBq《0.52g(2Z+\cos/Jsiny-0.5乃1---I18OJ式中：Ap幾何斗容量容，取31n3；Bo鏟斗內(nèi)側(cè)寬度,取2890m；1鏟斗斗底長度系數(shù)，1.5；九z后壁長度系數(shù)，1.2；九k擋板高度系數(shù)，0.14；九r圓弧半徑系數(shù)，0.4：7。張開角，取50°；力擋板與后壁間的夾角，取8。。根據(jù)以上參數(shù)得到：_ 3x10a9f r—5 —5FT?289010.5xl.5(1.2+0.14xcos8°)sin50°-0.42cot---0.5乃(1一說j=1307.73mmR0=1307.73(3)鏟斗的斷面參數(shù)斗底長度Lg：是指由鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離：Lg=&&=L5R=1961.595mm后斗臂長度lz：指出后斗壁上緣到與斗底相交點的距離Lz=A2R0=1.2&=1569.276mm擋板高度1k：斗上緣到斗底圓弧與后壁相切點的距離：口=4及=0.14Ko=183.08mm圓弧半徑RI：R=2國=0.4R=523.092nnii鏟斗與動臂較銷距斗底的高度4:4=(0.06?0.12)1^三0.09Ko=117.7imi鏟斗側(cè)壁切削刃相對于斗底的傾角4=5°°?6°°。在選擇八時，應(yīng)保證側(cè)壁切削刃與擋板的夾角為9?！?。因此取。產(chǎn)55°,切削角5。=35°。(4)斗容的計算1：幾何斗容（平裝斗容）Vg無擋板的面積：-9A?=10ABo=2.818m3式中：A）由鏟斗的幾何劃分可得974983.43有擋板的面積：-9（ .2、=10ABo-jab\/=3.174m3式中：A為有擋板的面積a擋板到刮平線的高度，可近似為擋板的高度a=183.08mmb為鏟斗刀刃與擋板最上部之間的距離b=1485.44mm

QS1+S2+S3+S1+S5式中S1—扇形AGF的面積，單位rm；S2一直角三角形△GFN,單位m2；S3一直角三角形△GAC,單位m2；S4一三角形△CGN,單位m2；S5一直角三角形△CND,單位m2可知A=974983.43 ,A=1109923.462:額定斗容(堆裝斗容)工無擋板鏟斗的斗容-9fb2B0b3^gI8 24J=3.479m3式中：b為鏟斗刀刃與斗背最上部之間的距離；出-且為物料按2：1的坡度堆8 24裝的體枳有擋板鏟斗的額定斗容?戶。-[粵_"+b))=3.733m3裝的體枳有擋板鏟斗的額定斗容?戶。-[粵_"+b))=3.733m3式中：c為物料堆積的高度；鳴-98 6c」b+T=其中4 2后3=0.463mI, b /]w-(a+b)為物料按2：1的坡度堆積的體積。(c)(a)第三章.工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)裝載機用途、作業(yè)條件及技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)等擬定購設(shè)計任務(wù)書的要求，選定了工作裝置的結(jié)構(gòu)形式后,

額定斗容：

額定載重量：整機質(zhì)量輪 距軸 距定了工作裝置的結(jié)構(gòu)形式后,

額定斗容：

額定載重量：整機質(zhì)量輪 距軸 距輪胎規(guī)格

最大卸載高度

最小卸載距離便可進行工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計3m350KN17t2200mm2760mm23.5—252850mm1430nmi工作裝置敗結(jié)構(gòu)設(shè)計包括:1）確定動臂長度、形狀及與車架的較接位置。2）確定動臂油缸的較接位置及動臂油缸的行程。3）連桿機構(gòu)（由動臂、鏟斗、轉(zhuǎn)斗油缸、搖臂一一連桿或托架等組成）的設(shè)計。工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)滿足以下要求：1）保證滿足設(shè)計任務(wù)書中所規(guī)定的使用性能及技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)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等。2）保證作業(yè)時與其它構(gòu)件無運動干涉。3）保證駕駛員有良好的勞動條件，如工作安全、視野開闊、操作簡便等。工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計是一個比較復(fù)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。對于選定的結(jié)構(gòu)形式，在滿足上述要求下,可以有各種各樣的構(gòu)件尺寸及較接點位置。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學(xué)和動力學(xué)分析，通過多方案比較，才能最后選出最佳構(gòu)件尺寸及較接點位置，使所設(shè)計的工作裝置不僅滿足使用要求，況且具有較高的技術(shù)經(jīng)濟指標(biāo)。3.1工作裝置連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式與特點由裝載機工作裝置的自由度分析可知，工作裝置的連桿機構(gòu)均為封閉運動鏈的單自由度的平面低副運動機構(gòu)，其桿件數(shù)目應(yīng)為4、6、8、10、……等。對裝載機工作裝置而言，盡管桿件數(shù)目越多越能實現(xiàn)復(fù)雜的運動，但同時較接點的數(shù)目也隨之增加，結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，就越難在動臂上進行布置。因此，實際上裝載機工作裝置的連桿機構(gòu)多為八桿以下機構(gòu)。這樣，按組成工作裝置連桿機構(gòu)構(gòu)件數(shù)不同，裝載機工作裝置可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿機構(gòu)；按輸入與輸出

桿轉(zhuǎn)向不同，乂可分為正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)機構(gòu)。正轉(zhuǎn)機構(gòu)是指輸入與輸出桿的轉(zhuǎn)向相同;反轉(zhuǎn)機構(gòu)是指輸入與輸出桿的轉(zhuǎn)向相反。綜合國內(nèi)外裝載機工作裝置可知，其連桿機構(gòu)典型結(jié)構(gòu)主要有下列兒種。1、正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu)機構(gòu)在轉(zhuǎn)斗缸大腔進油時轉(zhuǎn)斗鏟取，所以鏟取力較大;各構(gòu)件設(shè)計合理時，鏟斗能獲得較好的舉升平動性能；連桿機構(gòu)的傳動比較大，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；因傳動比大，還可以適當(dāng)減小連桿機構(gòu)的尺寸，因而可以改善司機的視野。機構(gòu)結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，鏟斗自動放平性較差。組成一個自由度的平面八桿機構(gòu)共有16種基本結(jié)構(gòu)形式。由于連桿機構(gòu)要布置在動臂上，所以有可能作為裝載機工作裝置的僅有兩種方案：其一，是由2個四校構(gòu)件和6個兩校構(gòu)件組成(a)；其二，是由1個四錢構(gòu)件、2個三錢構(gòu)件和5個兩校構(gòu)件組成(f)o可見，八桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式很多，需進行選擇使用。目前，裝載機工作裝置八桿機構(gòu)有以下兩種結(jié)構(gòu)形式：由b組成的工作裝置如圖a、b所示。由e組成的工作裝置如圖c所示。八桿機構(gòu)的構(gòu)成方案八桿機構(gòu)的構(gòu)成方案八桿機構(gòu)工作裝置的結(jié)構(gòu)形式2、六桿機構(gòu)六桿機構(gòu)工作裝置是目前裝載機上使用最為普及的一種結(jié)構(gòu)形式。對于單自由度的六桿機構(gòu)，只能有兩個三校構(gòu)件和4個兩校構(gòu)件組成，其傳遞方案如圖所示。其中，圖b所示方案目前在裝載機上尚未采用；圖a所示方案形成的工作裝置，是以三較構(gòu)件1為動臂、構(gòu)件2為鏟斗、構(gòu)件4為搖臂、構(gòu)件6為機架。根據(jù)轉(zhuǎn)斗油缸布置位置的不同，可以作為裝載機工作裝置的六桿機構(gòu)，常見的有以下幾種結(jié)構(gòu)形式：1）轉(zhuǎn)斗缸前置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)（圖a）以圖的構(gòu)件3為轉(zhuǎn)斗缸，其優(yōu)點是轉(zhuǎn)斗缸直接與搖臂相連接，易于設(shè)計成兩個平行的四連桿機構(gòu)，鏟斗平移性較好；同八桿機構(gòu)相比，結(jié)構(gòu)簡單，司機視野較好。缺點是轉(zhuǎn)斗時油缸小腔進油，鏟掘力相對較?。贿B桿機構(gòu)傳力比小，使得轉(zhuǎn)斗缸活塞行程較大，轉(zhuǎn)斗缸加長，卸載程度不如八桿機構(gòu)；由于轉(zhuǎn)斗缸前置，使得工作裝置的整體重心外移，增大了工作裝置的前懸量，影響整機的穩(wěn)定性和行駛時的平穩(wěn)性；鏟斗不易實現(xiàn)自動放平。六桿機構(gòu)工作裝置的結(jié)構(gòu)形式2）轉(zhuǎn)斗缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)（b）以圖a的構(gòu)件5為轉(zhuǎn)斗缸，并布置在動臂的上方。與轉(zhuǎn)斗缸前置式相比，機構(gòu)前懸較小，傳動比較大，活塞行程較短；有可能將動臂、轉(zhuǎn)斗缸、搖臂和連桿機構(gòu)的中心線設(shè)計在同一平面內(nèi)，從而簡化了結(jié)構(gòu)，改善了動臂和錢銷的受力狀態(tài)。缺點是：轉(zhuǎn)斗缸與車架的較接點位置較高，影響了司機的視野，其他同前置式。3）轉(zhuǎn)斗缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)（圖c）仍以構(gòu)件5為轉(zhuǎn)斗缸，但將其布置在動臂下方。在鏟掘收斗作業(yè)時，以油缸大腔工作，故能產(chǎn)生較大的掘起力。但組成工作裝置的各構(gòu)件不易布置在同一平面內(nèi)，構(gòu)件受力狀態(tài)較差。4）轉(zhuǎn)斗缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)（圖d）以圖a的構(gòu)件5為轉(zhuǎn)斗缸，將其布置在動臂上面，轉(zhuǎn)斗缸小腔作用時進行鏟掘。這種機構(gòu)乂稱為“Z”形連桿機構(gòu)（Z-barLinkage）o該機構(gòu)具有以下優(yōu)點：一是，鏟斗插入時轉(zhuǎn)斗缸大腔進油，并且連桿機構(gòu)的傳力比可以設(shè)計成較大值，故可獲得較大的掘起力；二是，合理設(shè)計連桿機構(gòu)各構(gòu)件的尺寸，不僅可以得到良好的鏟斗平移性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平；三是，結(jié)構(gòu)十分緊湊，前懸小，司機視野好。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗和前橋之間的狹窄部位，各構(gòu)件間易于發(fā)生干涉。5）轉(zhuǎn)斗缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)（圖e） 以圖a的構(gòu)件3為轉(zhuǎn)斗缸，布置在靠近鏟斗處，鏟掘時靠小腔作用?，F(xiàn)在這種機構(gòu)很少用。3、正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)（圖a）該機構(gòu)結(jié)構(gòu)最為簡單，易于設(shè)計成鏟斗舉升平動；前懸較小。缺點是鏟掘轉(zhuǎn)斗時油缸小腔作用，輸出力較小；連桿機構(gòu)的傳力比難以設(shè)計成較大值，所以鏟掘力相對較??；轉(zhuǎn)斗缸行程較大，油缸結(jié)構(gòu)較長;鏟斗卸載時，活塞桿易與鏟斗底部相碰，減小了卸載角；機構(gòu)不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。4、正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)（圖b）該機構(gòu)是在正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)的基礎(chǔ)上，在活塞桿和鏟斗之間增加一根短連桿演變而成的，從而克服了正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)卸載時活塞桿易與斗底相碰的不足。當(dāng)鏟斗端平時，短連桿與活塞桿靠油缸拉力和鏟斗重力拉成一直線，合為一桿；而當(dāng)鏟斗卸料時，短連桿能相對活塞桿轉(zhuǎn)動，從而避免了活塞桿與斗底相碰。a）正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)b）正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)本工作裝置選取的是：轉(zhuǎn)斗油缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)，這種機構(gòu)有兩大優(yōu)點：.轉(zhuǎn)斗油缸大腔進油時轉(zhuǎn)斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設(shè)計成較大值。所以可以獲得相當(dāng)大的鏟取力：.恰當(dāng)?shù)剡x擇各構(gòu)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。此外，結(jié)構(gòu)十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構(gòu)的突出優(yōu)點。缺點是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(gòu)件相互干擾。.2反轉(zhuǎn)六連桿機構(gòu)

反轉(zhuǎn)六桿工作機構(gòu)由轉(zhuǎn)斗機構(gòu)和動臂舉升機構(gòu)組成轉(zhuǎn)斗油缸FG、搖臂DEF、連桿CD、鏟斗BC、動臂BEA、機架AG六個構(gòu)件組成，由于AG和BC轉(zhuǎn)向相反,所以此機構(gòu)稱為反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)，當(dāng)舉升油缸閉鎖時，啟動轉(zhuǎn)斗油缸，鏟斗將繞G點做定軸運動；當(dāng)轉(zhuǎn)斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將做復(fù)合運動，即一邊隨動臂對A進行牽引運動，同時有相對動臂繞G點作相對運動。若把油缸分解成兩個活動構(gòu)件和一個移動副，則反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)放入活動構(gòu)件數(shù)為n=8,運動低副數(shù)Pl=11，應(yīng)用計算機構(gòu)自由度公式F=3ii-2Pl,可得其自由度為

2。因為油缸均為運動件，所以整個機構(gòu)有確定的運動。尺寸參數(shù)設(shè)計的圖解法：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、輪胎尺寸和鏟斗幾個尺寸等整機參數(shù)后進行的，它通過坐標(biāo)圖上確定工況二時工作機構(gòu)的9個較接點的位置來實現(xiàn)。1：動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個較接點G、B、A的確定首先建立坐標(biāo)系畫鏟斗圖如:把已經(jīng)設(shè)計好的鏟斗橫截面外輪廓圖按比例畫入坐標(biāo)系里，斗尖對原點，斗臂與x軸成5度，插入物料里，即工況一；確定動臂與鏟斗的較接點G:G點離x坐標(biāo)值越小，轉(zhuǎn)斗掘進力就越大，但他受到斗底和最小離地距離高度的限制，不能隨意減小，而y的坐標(biāo)值增大時，斗在料堆中鏟取面積增大，裝的物料就多了，這樣就縮小G點與鏟斗較接點f的距離，使掘進力下降。綜合考慮各種因素的影響，設(shè)計時，一般根據(jù)坐標(biāo)上工況一時的鏟斗實際狀況保證G點y軸坐標(biāo)值yg=250~300mm和x軸坐標(biāo)值x值盡可能小而且不與斗底接觸干涉前提下G的坐標(biāo)為（1287.2,0）確定動臂與機架的錢接點A:以G鏟斗順時針轉(zhuǎn)動，至鏟斗斗口與x軸平行為之為工況二。把輪胎畫到外輪廓坐標(biāo)上，做圖時間隙盡可能小，目的是機構(gòu)緊湊、前懸小但一般不小于50mm：輪胎中心z的y坐標(biāo)的值應(yīng)該等于輪胎的工作半徑。H—為輪胎斷面高度上4y:=yd=_H—為輪胎斷面高度上式中，"為Z點的y的坐標(biāo)值；a為輪輛的直徑；h.為輪胎的寬度;和寬度的比，一般為1;2為輪胎變形系數(shù)（0」?0」6）。小*=yd=3小*=yd=3+凱（1一為=854.8mm根據(jù)給定的最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出卸載的位置，即工況四，并令此時斗尖和G點連接倆個G點并作垂直平分線，A在倆點連線上。A點在垂直平分線上的點盡量第一點，以提高穩(wěn)定性，改善視線，一般A點在輪的右上方，到z中心點的水平距離是前輪軸距的;?/，得1000,即A到中心為1000mm。B點位置是一個十分關(guān)鍵的參數(shù)。它對連桿機構(gòu)的傳動比、倍力系數(shù)、連桿機構(gòu)的布置以及轉(zhuǎn)斗油缸的長度等都有很大影響。如圖4—7所示，根據(jù)分析和經(jīng)驗，一般取B點在AG連線上方，其在AG連線上的投影點距A點45%處。相對前輪胎，G點在其外廓的左上部。2連桿與鏟斗和搖臂的倆個錢接點F、E的確定因為G、B兩點已被確定，所以再確定F和E點實際上是為了是終確定與鏟斗相聯(lián)的四桿機構(gòu)GFEB的尺寸。確定B、E兩點時，既要考慮對機構(gòu)運動學(xué)的要求，如必須保證鏟斗在各工況時的轉(zhuǎn)角，乂要注意動力學(xué)要求，如鏟斗在鏟裝物料時應(yīng)能輸出較大的鏟取力，同時，還要防止前述各機構(gòu)運動被破壞的現(xiàn)象。為此，建議按下述方法進行設(shè)計：按單搖桿條件設(shè)計六桿機構(gòu)，連桿與鏟斗較點F的位置影響連桿的受力和轉(zhuǎn)斗油缸的行程，選擇時主要考慮當(dāng)鏟斗處于地面挖掘位置情況下，轉(zhuǎn)斗油缸作用在連桿EF的有效分力較大，以發(fā)揮比較大的掘起力。通常GF與鏟斗回轉(zhuǎn)半徑之間的夾角甲=100°?120°,取qj=113°;GF=(0.13?0.14)1、gF=0.14X2913=410.(見圖3——3)o搖臂和連桿要傳遞比較大的插入和轉(zhuǎn)斗阻力，因此在設(shè)計時不僅考慮運動關(guān)系，而且還應(yīng)考慮它們的強度和剛度。搖臂是形狀以及長短臂的比例關(guān)系及校點E的位置的確定，主要考慮連桿的受力情況及它們在空間布置的方便和可能性，同時轉(zhuǎn)斗油缸的行程及連桿的長度也不要過大。搖臂可做成直的也可做成彎曲的形狀。彎曲搖臂的夾角一般不大于30。，否則使構(gòu)件受力不良。搖臂與動臂的錢點E布置在動臂兩較點的連線AB的中部偏上為m處。設(shè)計時初步取m=(0.ll-O.18)lE,m=0.15X2913=440.1b=(0.45-0.50)1e,CB=(0.22~0.24)1D,CB=0.23X2913=670oBE=(0.29-0.32)1E,BE=0.32X2913=874o完成上述構(gòu)件尺寸選擇后，就可用下述作圖方法來確定連桿EF的長度、轉(zhuǎn)斗油缸與車架的較點D及行程。根據(jù)已經(jīng)選定的工作裝置連桿機構(gòu)的尺寸參數(shù)，畫出動臂和鏟斗在地面時鏟斗后傾45°的位置及搖臂和動臂的錢點B；將動臂由最低到最高位置時的轉(zhuǎn)角0分成若干等分，提升動臂到不同的角度，并保持后傾鏟斗的平移性，依次畫出GF的相應(yīng)位置：G]F]、G2F2……@耳，并使它們互相平行；然后畫出鏟斗在最大卸載高度時的卸載位置（取卸載角4=45°?50°）,在這里0=50取得GjF；。假設(shè)鏟斗在最大卸載高度卸載時搖臂和連桿EF處在極端位置，即較接點F、E、B位于同一條直線上，則連桿EF的最小長度b=B1F1-Co根據(jù)搖臂的結(jié)構(gòu)尺寸和鏟斗在任意位置能卸凈物料這一條件，作出鏟斗在不同卸載位置時所對應(yīng)的搖臂與轉(zhuǎn)斗油缸活塞桿較接點位置C；,連接F；各點得一曲線，過F；點作此曲線的內(nèi)包圓弧N,則圓弧的圓心D即為與車架的交接點，圓弧N'的半徑DC；既為轉(zhuǎn)斗油缸的最小安裝尺寸R1mli。根據(jù)提升動臂過程中鏟斗保持平移的特性畫出相應(yīng)的搖臂與轉(zhuǎn)斗油的較接點位置G得一曲線，以較接點D為圓心，過C點做此曲線的外包圓弧N,圓弧N的半徑DC,即為轉(zhuǎn)斗油缸的最大安裝距離&_，轉(zhuǎn)斗油缸的行程L，按下式計算：L= & <3-3）當(dāng)連桿機構(gòu)和較接點位置確定以后，根據(jù)上述作圖法所確定的轉(zhuǎn)斗油缸與車架較接點D及轉(zhuǎn)斗油缸的行程L，一般當(dāng)轉(zhuǎn)斗油缸閉鎖的情況下提升動臂的過程中，鏟斗在任何位置時的后傾角都不在地面時后傾角大，在動臂提升范圍內(nèi)后傾角通常允許相差15%鏟斗卸載角通常隨卸載高度的降低而稍有減小，若鏟斗的卸載角小于45。時，可減小BC或L的長度來滿足對卸載角的要求。要實現(xiàn)動臂提升到最大卸載位置卸載后，動臂下放到地面時鏟斗即自動放平，只要湊成連桿機構(gòu)使鏟斗由最高位置到地面過程中，上翻角刃=4+0即可.舉升油缸與動臂和機架的較接點H及M點的確定動臂舉升油缸的布置應(yīng)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。綜合考慮這些因素，一般舉升油缸都布置在前橋與前后車架的較接點之間的狹窄空間里。如圖3-4所示，一般H點選定在AG聯(lián)線附近或上方，并取AH不可能取得太大，它還受到油缸行程的限制?？紤]到聯(lián)合鏟裝（邊抓入邊舉臂）工況的需要，在滿足M點最小離地高度要求的前提下，令工況1時HM近似于水平，一般取HM與水平線成10。?15。夾角。這是機械優(yōu)化設(shè)計的結(jié)果。M點往前橋方向靠是比較有利的。這樣做，可使動臂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。但是，采用底部較接式油缸時，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，如圖所示，為克服M點前移的困難，可采取M點上移（即加大11卜1）和H點向B點方向前移的辦法，使舉升動臂油缸兒乎呈水平狀態(tài)，計算證明，這樣布置也能得到較好的舉升特性。3.3動臂的形狀與結(jié)構(gòu)動臂形狀一般可以分為直線形和曲線形兩種。直線形動臂結(jié)構(gòu)簡單，制造容易,并且受力情況較好，通常正轉(zhuǎn)式連桿工作裝置采用較多；曲線形動臂，一般反轉(zhuǎn)式連桿采用較多，這種結(jié)構(gòu)形式的動臂可以使工作裝置的布置更為合理。動臂的斷面結(jié)構(gòu)形式有單板、雙板和箱型三種。單板動臂結(jié)構(gòu)簡單、工藝性好、但其強度和剛度較低，小型裝載機采用較多，大、中型裝載機對動臂的強度和剛度要求較高，則多采用雙板或箱型斷面的，動臂。為了減輕工作裝置的重量，動臂的斷面尺寸一般按等強度來設(shè)計。3.4結(jié)構(gòu)的模型設(shè)計通過以上的設(shè)計，確定了各個較接點的位置，同時設(shè)計好了的外形前提下，在ProE軟件畫圖為基礎(chǔ):第四章、工作裝置的強度計算工作裝置的強度計算包括:（1）確定計算位置；（2）選取工作裝置受力最大的典型工況，確定外載荷;（3）對工作裝置進行受力分析；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度時的鏟取位置作為計算位置，且假定外裁荷作用在鏟斗的切削刃上。由于物料種類和作業(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載，但可簡化為兩種極端情況：①認為載荷沿切削刃均勻分布，并以作用在鏟斗切削刃中部的集中載荷來代替其均布載荷，稱為對稱受載情況；②由于鏟斗偏鏟、料堆密實程度不均，使載荷偏于鏟斗一例。形成偏載情況時，通常是將其簡化后的集中栽荷加在鏟斗側(cè)邊第一斗齒上。裝載機在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況：①鏟斗水平插入料堆，工作裝置油缸閉鎖，此時可認為鏟斗斗刃只受水平插入阻力的作用。②鏟斗水平插入料堆，翻轉(zhuǎn)鏟斗或舉升動臂鏟取物料時，認為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。③鏟斗邊插入邊收斗或邊插入邊舉臂進行鏟掘時，認為鏟斗斗齒受水平插入

阻力與垂直掘起阻力的同時作用。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，就可得到鏟斗六種典型的受力作用工況陽4——2察班機T信會甘免應(yīng)班空工戲E國才丫扣延立叔棉j 會點,（〃■）垂wg-茍.<”小、片開口五Mm-君.對稱水平力的作用工況（圖4-2a）水平力（即插入阻力Pc）的大小由裝載機的牽引力決定，其水平力的最大值為:Rx=PKPmax=Pc （4一1）此處根據(jù)已知取R=P=140KN （4—2）Prpm、一一裝載機空載時的最大牽引力，pc——插入力。.對稱垂直力的作用工況（圖4—2b）

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（圖3-21）,其最大值為Pz=17x1^)85一2850=50.98KN式中W——裝載機滿載時的自重;W=17tL一一裝載機重心到前輪與地面接觸點的距離；在此處取軸距的四分之一靠前。L(W-Wj

W(4—4)276O(1-75%)W /uL(W-Wj

W(4—4)W式中L——軸距。L=3427mmow 整車重量。W1——滿載時前橋負荷，取整機重量的75%。.對稱水平力與垂直力同時作用的工況（圖4—2g）此時垂直力由式（4—3）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。4-受水平偏載的作用工況（圖4—2d）.受垂直偏載的作用工況（圖4—2e）垂直力之大小與工況（b）相同。.受水平偏載與垂直偏載同時作用的工況（圖4—2f）水平力與垂直力的大小與工況（c）相同。4.3工作裝置的受力分析在確定了計算位置及外載荷的大小后，便可進行工作裝置的受力分橋。由于工作裝置是一個受力較復(fù)雜的空間超靜定系統(tǒng)，為簡化計算，通常要作如下假設(shè)：1）在對稱受載工況中（圖4—2a、b、c）,由于工作裝置是個對稱結(jié)構(gòu)，故兩動臂受的載荷相等。同時略去鏟斗及支承橫梁對動臂受力與變形的影響，則可取工作裝置結(jié)構(gòu)的一例進行受力分析，如圖（3—23a）所示，其上作用的載荷取相應(yīng)工況外載荷之半進行計算，即：

P"=ip=ixl40=70KN,PJ =ix50.98=25.49KN2 2 2 2在偏載工況中(圖3—22d、e、f),近似地用求簡支粱支反力的方法，求出分配于左右動臂平面內(nèi)的等效力Ra與Rb(圖4—3b)：…a+bn…a+bc(4—6)P：=——Px『——Pza a(4—6)P：=Px-P；；P9=Pz-PS由于R：>R";R：>晦，所以取R；與對進行計算。圖4圖4一一3工作裝置受力分析筒圖工作裝置受力簡圖j(b)偏載芝力分析筒困(圖4—3b)中P；=2984+12871287xl40=464.6KNP/=2984+1287(4—7)1287x50.89=167.94KNb=P；=2984+12871287xl40=464.6KNP/=2984+1287(4—7)1287x50.89=167.94KN2)計算鏟斗重量Gd0鏟斗的重量由兩部分組成，一部分是圍成鏟斗的板的重量Gi，另一部分是筋板、吊耳等附屬裝置的重量AG,估算AG的值為10%Gi，則Gd=Gi+AG=Gi+10%G]=L1G] (4—8)又G]=(2SJ+S2t+SKt)/?g (4—9)式中Si一—鏟斗側(cè)壁的面積，t一一鏟斗壁厚，s2—斗底和后斗壁的面積，SK——檔板面積，p一—鋼板的密度(取p=7850kg/m3),g——重力加速度(取g=10N/Kg),由前述可得 Si=0.975nrt=0.025mS)=6.894m2AvSk=0.538m2代入各項數(shù)據(jù)可得：Q=(2x0.975+6.894+0.538)x0.025x7850xl0=69506NGd=1.1G1=1.1x69506=764566N=7.6457KN3)認為動臂軸線與連桿一一搖臂軸線處于同一平面，則所有的作用力都通過構(gòu)件(除鏟斗外)斷面的彎曲中心，即略去了由于安裝校座而產(chǎn)生的附加的扭轉(zhuǎn)，從而可以用軸線、折線或曲線來代替實際構(gòu)件。通過上面的分析與假設(shè)，就能將工作裝置這樣一個空間超靜定結(jié)構(gòu)，簡化為平面問題進行受力分析。工作裝置的受力分橋，就是根據(jù)上述各種工況下作用在鏟斗的外力，用解析法或圖解法求出對應(yīng)工況下工作裝置各構(gòu)件的內(nèi)力。下面以工況(c)為例進行受力分析，其他工況與此類同。(a)水平偏載(Pj=464.6KN,Pza=0)如圖4—a所示，取鏟斗為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析鏟斗的受力：由 =0Px-hj+P/-li=Pc(h2-co?1+l2-siuz1)(4—10)p_p；山十琛?Lh2-cos%+4?sin(4—11)_464.6x230.68+0(4—11)692xcos5J+0xsin5,=155.47KNZX=0,P；+Pc?co&i—Xb=0 (4—12)Xb=(弓+Reo必)所以 =(464.461x40% (4—13)=604.KN

￡z=0,P°?si嗎+Zb-Pg-醫(yī)=0ZB=［居一P；Si叫+，\.，/c-(L；.6457=-l40siih-5 2(4—14)(4—15)如圖3—24b所示，取連桿為脫離體，根據(jù)平衡原理，作用于連桿兩端的力(4—14)(4—15)大小相等，(4—16)Pc=Pd圖4—4工作裝置受力分析圖(4—16)Pc=Pd圖4—4工作裝置受力分析圖鏟斗脫離體.（b）連桿脫血體*《亡》搖臂脫離體,（d）動臂脫離體由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。如圖4-4c所示，取搖臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分橋搖臂的受力;

PD+14siiaz2+PDh3co&2=-PFl3si%+PFh4co%(4—18)PF=478KN(4—18)￡X=0,XE-PFcos%-PDcos%=0「?Xe=耳cos%+Pdcosa2=478xcos8°+155.47xcos5°=627KN￡z=0,-Ze+Pfsin%-Pdsin%=0「?Ze=耳sin%-PDsina2=478xsin8°-155.47xsill5°=80KN如圖3—24d所示，取動臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析動臂的受力:￡Ma=0,PH cosa4+15sinq)一XBh7-ZB17+ +ZE16=0s.Ph=XBh7+ZB17-XA-ZE16 (4(1%cos4+&?sina4)=443KN￡X=0Ka-Phc吟+Xb-Xe=由 Xa=Ph.c0%-Xb+Xe (4—2?)=443co〃54478627=577KN￡Z=0Za+Ph?s制+ZE—ZB=由 Zx—Zb—Ze—Phco (4—23)=-160KNb)垂直偏載(Pxa=0,Pza=167.9KN)與求水平偏載一樣，如圖4~4a所示，取鏟斗為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析鏟斗的受力：由^Mb=0Pq?h]+P：=Pc(h??co%iuzj (4一24)(4—25)(4—26)_Px?hj+Ez?1](4—25)(4—26)h2-cos% ,sinax=495KN由^X=0,P；+Pc.cosq-XB=0所以 Xb=(P2+Pc-co%) (4-27)=492KN由 ￡Z=O,P」sinZi+ZB-P：-，=0 (4—28)則 ZB=(p〉P「sin6+魯) (4-29)=-61KN如圖3—24b所示，取連桿為脫離體，根據(jù)平衡原理，作用于連桿兩端的力大小相等，方向相反,即：Pc=PD (4—30)由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。如圖4-4C所示，取搖臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分橋搖臂的受力；,\Me=0由乙 (4—30)PD+14siiiz2+PDh3cosr2=-PFl3siuz3+PFh4cosr3PF=735KN 0一31)￡X=0,XE-PFcos%-PDcos%=0由/.XE=PFcos%+PDcosa2 (4一32)=1220KN￡Z=0,-ZE+PFsin%-PDsin%=0由/.ZE=PFsina,-PDsina2 (4一33)=-50.6KN如圖3—24d所示，取動臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析動臂的受力：￡Ma=0,PH(1%cosa4+15sinq)一XBh7-ZB17+ +ZE16=0由，％=浮333 (4-34)(ligcos+15-sin6Z4)=200KN^X=0JCA-PHccr^+XB-XE=XA=PH-co^4-XB+XE (4—35)=921KN￡z=0Za+Ph?s制+ZE—ZB=由Zx=Zb-Zg-Phco&?=-41KN比較兩種工況可知第5種典型工況受力比較大，故取第5種工況為例進行強度計算。4.4工作裝置的強度校核根據(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(gòu)件進行強度校核。4.4.1動臂動臂可看成是支承在前車架A點和動臂油缸上較點H點的雙支點懸臂梁(圖4-5),為簡化計算，將動臂主軸線分為BI、IJ、JA等折線，分別求各段內(nèi)的內(nèi)力Q、N、M的值。動臂的危險斷面一般在H點附近，在此斷面上作用有彎曲應(yīng)力和正應(yīng)力：MNr1b=—+—<b(MPa) (4—37)WF式中M——計算斷面上的彎矩(N?m)；N——計算斷面上的軸向力(N):W一一計算斷面的抗彎斷面系數(shù)(n?)F一一計算斷面的截面積(nf)。(MPa)(4—38)=QSzmx?rr-|maxJzbxlO6(MPa)(4—38)式中Q一一計算斷面的剪力(N)；Szmax一—計算斷面中性軸Z處的靜矩(Ilf);Jz一一計算斷面時對中性軸z的慣性矩(m4)；b一一計算斷面的寬度(口1)。因為動臂計算斷面多為矩形，則_3Q

ma_3Q

ma^2FxlO6(MPa)(4—39).L-CQ.L )圖4-5 動臂強度校核圖強度計算中許用應(yīng)力[。]按下式選取[cr]=- (4—40)n式中Os一—材料的屈服極限，國內(nèi)裝載機工作裝置的動臂以及搖臂多采用16Mn鋼，其Os=360MPa：n一一安全系數(shù)，設(shè)計手冊中規(guī)定n^l.1~1.5,考慮工程機械工作繁重，作業(yè)條件惡劣及計算上的失誤，一般取n>1.5,此處取n=1.8。360則[o-]= =200MPa1.8[r]=0.6[cr]=0.6x200=120MP;BI段:彎矩m=xbl1-zbl3=(492xsill110彎矩m=xbl1-zbl3=(492xsill110-61xcosll°)x448=15232Nem(4—41)N=XBcos。1+ZBsinpx軸向力=492cos15°+61siiil5°=495KNQ=XBsillPi+ZBcos/?1剪力=492sinll°+61cosl1°(4—42)(4—43)=154KN參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm,寬h=200nun則blr6_0.06x0.22

6=0.4xW3m3(4—44)F=bh=0,06x0.2=12xl03m2 (4—45)將式(4——41)(4——42)(4——43)(4——44)及(4——45)代入式(4——37)和(4——39))得:MN15232 495000 八.……cr=——+—= ； 7-+ ； 7-=79MPa<[cr]=200MPaWF0.4x10-3x1(/ 12xW3x106max3Q_ 3x1540002FxlOmax3Q_ 3x1540002FxlO6-2x12x10-3x106=19MPa<[r]=120MPaIJ段:彎矩=492x1.194+61x1.012-1220x0.166-50.6x0.184=437KNem(4—46)彎矩=492x1.194+61x1.012-1220x0.166-50.6x0.184=437KNem(4—46)N=(XB+Xb)cos/72+(Zb+ZE)sin/72軸向力=(492-1220)cos31°+(50.6-61)siii31° (4—47)=-629KNQ=(XB+XB)siii/72+(ZB+ZE)cos/72剪力 =(492-1220)sin31°+(50.6-6Dcos31° (4—48)=-384KN參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm,寬h=450mm則巾blr0.06x0.452i3W= = =2.0x103mF=bh=0.06x0.45=27xl0-3F=bh=0.06x0.45=27xl0-3nr(4—50)將式(4—46)(4—47)(4—48)(4—49)及(4—50)代入式(4—37)和(4—39))得:MN437000 -629000 八n(7=——+—= + =196MPa<[(71=200MPaWF2.0x10-3x10627xW3x106max3Q_ 3x3840002FxlOmax3Q_ 3x3840002FxlO6-2x27x10-3x106=16MPa<[r]=120MPa4.4.2校銷裝載機工作裝置較銷的一般結(jié)構(gòu)形式及受力情況，如圖4—6所示。目前國內(nèi)外一些工程機械工作裝置上采用密封式較銷。所謂密封式較銷，就是較銷軸套的端部加一個密封圈，密封圈可以防止?jié)櫥瑒┬孤都皦m土進入，因此可延長軸銷和軸套銷的使用壽命及減少定期潤滑的次數(shù)，使日常維修工作所消耗的時間及費用減少。工作裝置各校銷的強度計算都采用下面的計算公式：銷軸的彎曲應(yīng)力5V:。?⑸WL」(4—51)_5.75x104xQ.Q6(4—51)一 7.16x10"-=48.2MPa0一—銷軸的彎曲應(yīng)力;耳一一計算載荷，為欽點所受載荷之半；TOC\o"1-5"\h\zU一一銷軸彎曲強度計算的計算長度，L7=-L1+a+id,式中Li、a、d■ _2 2的意義如圖4—6所示；L-)=—L+ah—d-2 2=1x15+3+1x90 (4—52)2 2=55.5mm公0.06mW——銷軸的抗彎斷面系數(shù)，W=2加3。32銷軸支座的擠壓應(yīng)力*Y：(4-53)(4-53)銷軸套的擠壓應(yīng)力叫y：(4—54)%丫=強"[司(4—54)ya式中L3——軸套的支承長度。校銷材料選用40Q,其。s=800\IPa,則(7 800 「[cr]=-= =444MPan1.8現(xiàn)將各個校銷的參數(shù)列于下表：表4-1校銷各參數(shù)及應(yīng)力計算值… 初銷各桀 計釋猷各植力即加鄒fifidWli(odd)l?(wn)LjWa(hue)P:（陽）。7蚓。枝岫）r%信（段）45d3/32硝B9525703010496413208.8174別1C8020603010247.5297期.7103.150xlO-€D8020603010247.529T崩.7103.150x10sE血309035_101221431290.7_249,22兩靖F95257030_10367.5306,3崩.7128.98glH8D206030_ID_10012062.541.?50x10^A1如209030ID922308.5329.3219.52謝0吒堤4--6核銷強度計算筒圖（Q）中閭雙支承（如箱形動背結(jié)構(gòu)支（8）中間單支