ZL60輪式反轉六連桿裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖

ZL60輪式反轉六連桿裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖,zl60,輪式,反轉,連桿,裝載,機工,裝置,設計,開題,cad ZL60輪式反轉六連桿裝載機工作裝置設計 摘 要 裝載機是工程機械的主要機種之一，主要用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方施工。它具有重量輕、機動靈活、效率高、維修方便等特點；它既可進行鏟裝作業(yè)，又可用作短途運輸。對于加快工程建設速度，減輕勞動強度，提高工程質量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用。裝載機的工作裝置對于裝載機來說是重中之重，所以工作裝置的設計好壞直接影響到裝載機的使用壽命以及工作效率等。 這次設計采用先進的現(xiàn)代設計方法，對這種輪式裝載機的工作裝置進行了總體設計到零部件設計。主要包括輪式裝載機工作裝置的關鍵零部件，如鏟斗、連桿機構以及轉斗油缸、舉升油缸等，并對重要零件進行了剛度、強度分析。應用UG軟件對輪式裝載機工作裝置整體進行設計，并用它對本次設計進行立體展示表達。在設計過程中，必須使工作裝置運動平穩(wěn)、無干涉、無死點、無自鎖、有足夠的強度；動臂從最底位置到最大卸載高度的舉升過程中，保證鏟斗中物料不灑落；在卸載后，動臂下放至鏟掘位置鏟斗能自動放平。 關鍵字：3.3m3斗容；輪式裝載機；反轉六連桿機構；工作裝置；強度校核 Abstract As one of the main types of construction machinery, loader is mainly used for earthwork construction of highway, railway, building, hydropower, port, mine and other construction projects. Characterized by light weight, flexibility, high efficiency and convenient maintenance, it can not only carry out scooping but also be used for short-distance transportation, as well as plays an important role in speeding up the engineering construction, reducing labor intensity, improving the quality of the project and reducing the cost of the project. For a loader, the working device is the most important, therefore, the design of the working device directly affects the life length and efficiency of a load. The design of the modern use of advanced design methods, wheel loaders working on such a device design to design components. It mainly includes key parts of wheel loader's working device, such as bucket, link mechanism, rotary bucket cylinder and lifting cylinder etc., and the rigidity and strength of key parts are analyzed. Application of UG software installed on the wheel loader work for the overall design and its use of this design three-dimensional display of expression. In the process of design, the working device must be worked smoothly without interference, dead spot or self-lock and with sufficient strength. During the lifting process of boom from the bottom to the maximum uninstall height, the material in the bucket must be ensured not to spill out, and the bucket can be leveled down automatically when the boom is lowered to the digging position after unloading. Key words: 3.3m3 bucket capacity; Wheel loader; Reversing six-bar mechanism; Working device; Strength checking 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 裝載機概述 1 1.2 裝載機應用技術發(fā)展 1 1.2.1 國外裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.2 國外裝載機發(fā)展趨勢 1 1.2.3 國內裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.4 國內裝載機發(fā)展趨勢 2 第2章 裝載機工作裝置總體設計 3 2.1 工作裝置的總體結構與布置 3 2.2 工作裝置連桿機構的結構形式與特點 3 2.3 工作裝置自由度的計算 5 第3章 裝載機工作裝置設計 7 3.1 鏟斗設計 7 3.1.1 鏟斗的結構形式 7 3.1.2 鏟斗斷面形狀和基本參數(shù)確定 8 3.1.3 鏟斗容量的計算 10 3.2 工作裝置連桿系統(tǒng)設計 12 3.2.1 機構分析 12 3.2.2 尺寸參數(shù)設計 13 3.3 工作裝置靜力學分析 21 3.3.1 外載荷確定原則 21 3.3.2 鏟斗形心的確定 21 3.3.3 外載荷的計算 25 3.4 工作機構的受力分析與計算 28 3.4.1 裝載機的幾種工況 28 3.4.2 聯(lián)合鏟裝時的受力分析 28 3.4.3 工作機構主要零件的強度計算及液壓缸的確定 32 3.4.4 搖臂及連桿的計算 34 3.4.5 關于潤滑 42 第4章 UG軟件的應用 45 4.1 仿真和優(yōu)化 45 4.2 零件設計 46 4.3 產品設計 48 第5章 實體模型的制作 51 總 結 53 附 錄 55 參考文獻 57 致 謝 59  第1章 緒 論 1.1 裝載機概述 裝載機主要用于鏟裝石灰、土壤、煤炭和其他散狀物料。裝載機不僅可以完成挖掘作業(yè)，還可以執(zhí)行一些其他任務，如推平和起重等。它具備自重輕、機動靈活、效率高等特點，所以用途廣泛。 1.2 裝載機應用技術發(fā)展 1.2.1 國外裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 (1) 產品已經形成系列化，成品更新速度快，并且朝著大型化、小型化方向發(fā)展； (2) 裝載機的成套化、系列化、多品種化已經成為當下市場的主流； (3) 裝載機上采用新的結構、新的技術，可以使裝載機的性能日趨完善； (4) 開發(fā)各種工作裝置以滿足市場需求； (5) 易于維修、保養(yǎng)，注重環(huán)保。 1.2.2 國外裝載機發(fā)展趨勢 (1) 系列化，特大型化； (2) 多用途，微型化； (3) 廣泛使用液壓技術，廣泛使用微電子和信息技術，提高裝載機的技術含量； (4) 不斷創(chuàng)新結構上的設計； (5) 安全性、舒適性和可靠性也是國外企業(yè)的賣點。 1.2.3 國內裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 中國的裝載機制造技術與國外的一些國家還有一定的差距。雖然國內裝載機生產企業(yè)確實數(shù)量多，而且還仍呈現(xiàn)增長趨勢，但國內大多企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新產品的能力比較的弱，導致產品的更新能力也隨之減弱，適應裝載機市場需求的能力變差。在裝載機制造方面，國內關鍵部件技術不能滿足要求，技術裝備和生產能力也較低。與發(fā)達國家相比，我國裝載機在操縱靈活性和舒適性方面較差。國內裝載機有以下幾個特點： (1) 產品質量不穩(wěn)定，科技含量低 國內生產的裝載機產品質量不穩(wěn)定：國產裝載機的傳動系統(tǒng)是出現(xiàn)大故障的主要部位，而在液壓系統(tǒng)中主要出現(xiàn)一些小毛病。裝載機制造技術普遍也比較低，現(xiàn)在處于較低水平。 (2) 設備的靈活性、舒適性較差 可以體現(xiàn)裝載機工作效率的主要是它的靈活性。由于制造等原因，裝載機各部件不能自如的運作，工作起來顯得不夠靈活，工作效率低。 國內裝載機駕駛室噪聲控制問題還沒有得到很好的解決；密封問題也尚未得到的解決，這些問題都需要進一步的改進和完善。 (3) 產品用途單調，產品規(guī)格中小型化 國內生產的裝載機功能較少、用途較單一，主要是因為國內生產的裝載機只能配置幾種附屬作業(yè)裝置，在這方面的技術水平不高。盡管已經能生產了0.4噸到10噸 的裝載機，但是裝載機的產量仍然主要在1噸到5噸的范圍內。國內生產企業(yè)無法生產微型，大型，超大型的產品，導致產品中小型化。 1.2.4 國內裝載機發(fā)展趨勢 由于我國歷史與國情等原因，目前國內裝載機生產企業(yè)與西方發(fā)達國家的一些制造企業(yè)的生產水平仍存在較大差距。現(xiàn)在國產裝載機正在處于一個十分重要的過渡期，國內各個廠家也在加大對技術方面的投入。中國裝載機制造業(yè)現(xiàn)在有下面幾個發(fā)展趨勢： (1) 大小型裝載機受到了一些客觀條件與市場需求的限制，所以無法大量的生產制造，廠商對這方面的投入也不是很注重。 (2) 通過優(yōu)化每個系統(tǒng)，以提高每個系統(tǒng)的性能。動力系統(tǒng)的減震、工作裝置的性能指標優(yōu)化、冷卻系統(tǒng)結構優(yōu)化、工業(yè)設計等。引進國外最先進的傳動系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)技術，使國內裝載機生產更先進。 (3) 提高安全性、舒適性。通過設計，駕駛室內提供了ROPS和FOPS功能，使國內裝載機能夠通過國際安全要求認證。 (4) 降低裝載機駕駛室與裝載機對外部環(huán)境的噪聲，減少尾氣排放，強化裝載機的環(huán)保指標，讓國內的裝載機綠色化。 - 75 - 第2章 裝載機工作裝置總體設計 2.1 工作裝置的總體結構與布置 工作裝置是裝配到裝載機上，是裝載機上的關鍵組件之一，它能夠使裝載機完成鏟取、裝載及卸載等作業(yè)。它是自帶液壓缸的多連桿機構。 工作裝置是由兩個獨立的運動機構組成：動臂舉升機構與多連桿機構。主要由鏟斗、連桿、動臂、上下?lián)u臂、轉斗油缸、動臂舉升油缸、托架等組成。 2.2 工作裝置連桿機構的結構形式與特點 目前裝載機上使用最為廣泛的是六連桿機構工作機構。它的機構傳遞方案如圖2-1所示。其中，目前未在裝載機使用的是圖b 所示的方案；由圖a 所示方案形成的工作裝置，是以三鉸構件1為動臂、構件2為鏟斗、構件3為連桿、構件4為搖臂、構件5為轉斗油缸、構件6為機架。 圖2-1 六桿機構的構成方案 以下是一些最廣泛設計的裝載機設計類型。它是根據(jù)轉斗油缸布置位置的不同設計的。轉斗油缸可以作為裝載機工作裝置其中的連桿機構： (1) 轉斗油缸前置式正轉六桿機構（圖2-2a） 以圖2-1a的構件3作為轉斗油缸時，它的優(yōu)點在于裝載機的轉斗油缸可以直接連接到搖臂上。缺點就是在翻轉鏟斗時，是轉斗油缸小腔進油，通過的小腔作用來實現(xiàn)翻轉，這樣鏟斗的鏟掘力就會相對較小。 圖2-2 六桿機構工作裝置的結構形式 (2) 轉斗油缸后置式正轉六桿機構（圖2-2b） 以圖2-1a中的構件5作為轉斗油缸，并將裝載機的轉斗油缸放在動臂的上方。機構的傳動比大于轉斗油缸前置式的傳動比，并且前懸小于轉斗油缸前置式的?；钊谐瘫绒D斗油缸前置式的短。缺點是：轉斗油缸后置式的轉斗油缸與車架的鉸接點位置過高，這會影響駕駛員的視野并且在操作方面給駕駛員造成不便。 (3) 轉斗油缸后置式正轉六桿機構（圖2-2c） 使用圖2-1a中構件5作為轉斗油缸，并將轉斗油缸安裝在動臂下方，以便當裝載機用于鏟掘收斗作業(yè)時，使用油缸的大腔進行工作，產生更大的掘起力，并且鏟斗易于翻轉。 (4) 轉斗油缸后置式反轉六桿機構（圖2-2d） 將圖2-1a中的構件5為轉斗油缸并將其安裝在動臂的上。該機構主要有以下幾個優(yōu)點：一是鏟斗插入料堆時（第一工況時）轉斗油缸的大油腔注油，多連桿機構的傳力比可以設計成較大的值。因此鏟斗可以獲得較大的掘起力，使得鏟斗翻轉時比較容易；二是多連桿機構各構件的尺寸合理設計；三是工作裝置連桿的結構十分緊湊，前懸也很小，所以駕駛員的視野會更好。缺點是在搖臂與連桿的位置處于鏟斗與前橋之間的狹窄位置，容易造成構件之間發(fā)生干涉，無法滿足市場需求。 (5) 轉斗油缸后置式反轉六桿機構（圖2-2e） 以圖2-1a 的構件3作為轉斗油缸并將其布置在靠近鏟斗的地方。 2.3 工作裝置自由度的計算 圖2-3為反轉六桿機構工作裝置各連桿結構簡圖。 圖2-3 工作裝置平面桿系結構簡圖 該機構中活動構桿件數(shù)n=8，低副數(shù)目Pi=11，高副數(shù)目Ph=0。這樣，通過平面機構的自由度的計算公式，反轉六桿機構工作裝置的自由度為 F=3n-2Pi-Ph=2 (2-1) 第3章 裝載機工作裝置設計 3.1 鏟斗設計 3.1.1 鏟斗的結構形式 (1) 斗體形狀 從鏟斗的整體形狀來看，鏟斗分為兩種形式：深底和淺底。淺底鏟斗比深底鏟斗更容易裝滿，但在運輸過程中淺底鏟斗容易溢出物料。相比之下，淺底鏟斗更適合定點裝卸，深底鏟斗適合遠距離的運輸。 (2) 切削刃形狀 切削刃分為兩種類型：直線型和非直線型；前者設計比后者的要簡單，這樣會有利于鏟平地面，但鏟裝的阻力要比后者的大。非直線型切削刃主要有兩種類型：V形和弧形。這種切削刃在插入時具有相對較小的阻力并且易于插入料堆中，并且對于減小偏執(zhí)載荷的插入也是有利的。 (3) 斗齒 斗齒是安裝或焊接在鏟斗斗刃上的，有的斗刃也不安裝或焊接斗齒。如果將鏟斗的斗刃上安裝或焊接了斗齒后，則首先將斗齒插入料堆中。由于安裝或焊接斗齒的比壓大，所以帶齒的比不帶齒的切削刃更容易插入料堆里。當料堆的密度更大時，效果更加明顯。 斗齒結構分為兩種：分體式和整體式。一般斗齒都是用高錳鋼制成的整體式，用螺栓固定在鏟斗斗刃上，圖3-1是整體式斗齒。 圖3-1 整體式斗齒 (4) 鏟斗側刃 由于鏟斗側刃要參與插入工作，為了減小插入阻力，側壁前刃通常與鏟斗的前壁形成銳角。弧線或折線側刃鏟斗的插入阻力小于直線形側刃的插入阻力，但具有弧線或折線形側刃鏟斗的側壁較淺。物料容易從兩側撒落，影響鏟斗的堆裝量。 (5) 斗底 為了使鏟裝的物料在鏟斗內能有良好的流動性，鏟斗底部的圓弧半徑應不宜過小，前后壁夾角應大于物料與鋼板的摩擦角的2倍，以免卡住大塊物料。若取物料與鋼板的摩擦因數(shù)f =0.4，則摩擦角φ≈22°，所以張開角必須大于44°。 綜上所述，針對我的鏟斗設計性質如下： 斗體材料：低碳、耐磨、高強度鋼板 斗刃形狀：直線形斗刃 斗刃材料：耐磨和耐沖擊的中錳合金鋼材料 3.1.2 確定鏟斗斷面形狀和基本參數(shù) (1) 鏟斗的斷面形狀 鏟斗的斷面形狀由鏟斗圓弧半徑r、底壁長l、后壁高h和張開角γ四個參數(shù)確定，如圖3-2所示。 圖3-2 鏟斗斷面基本參數(shù)圖 后壁高h是指鏟斗的上邊緣至圓弧與后壁切點之間的距離。 底壁長l是指鏟斗底壁的直線部分的長度。l如果增加，鏟斗鏟入料堆深度也變大，鏟斗容易裝滿，但掘起力將由于力臂的增加而減小。從試驗中可知，插入阻力隨著鏟斗入料堆的深度而急劇增加。l長同樣也會降低卸載高度。l如果縮短，則掘起力大；并且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度較小，縮短工作時間，但會降低鏟斗容量。對于主要裝載輕質物料的鏟斗，l可選擇較的大值；對于裝載巖石的鏟斗，應取小些。 鏟斗張開角γ 是鏟斗后壁和底壁之間的角度，一般在45°到52°之間。 本次設計的具體參數(shù)初始設置如下： 鏟斗圓弧半徑r：500mm 底壁長l：700mm 后壁高h：400mm 張開角γ：50° (2) 鏟斗基本參數(shù)的確定 設定好上述鏟斗斷面參數(shù)后，根據(jù)老師給定的參數(shù)，本次設計鏟斗的總寬度B為3100mm，鏟斗壁厚為20mm。 在設計鏟斗時，鏟斗的回轉半徑R （即鏟斗與動臂鉸接點到切削刃之間的距離）被用作基本參數(shù)。鏟斗的其他參數(shù)作為R的函數(shù)。鏟斗的回轉半徑R可按照式（3-1）計算。 圖3-3 鏟斗尺寸參考 （m） (3-1) 式中 鏟斗平裝斗容，3m3 鏟斗內側寬度，3.02m 鏟斗斗底長度系數(shù)，=1.40~1.53 后壁長度系數(shù)，=1.1~1.2 擋板高度系數(shù)，=0.12~0.14 圓弧半徑系數(shù)，，取值范圍(0.35~0.4) 張開角，為45°~52°取50° 擋板與后壁間的夾角5°~10°（無擋板取0） 圖3-3中各參數(shù)含義如下： 鏟斗圓弧半徑，m Lg 斗底長度，是指從鏟斗切削刃到鏟斗底部延長線與鏟斗后壁延長線交點的距離，m (3-2) KZ 后壁長度，是指從后壁上緣到后壁延長線與斗底延長線交點的距離，m Kk 擋板高度，m 調整每個參數(shù)后，每個值可以通過與R值之比，分別計算出、、、值，=1.4，=1.2,=0.13,=0.4 然后，代入公式（3-1），可以確定鏟斗的回轉半徑R，并且可以計算得出R≈1314mm 即可得出 Lg=1.4×1314=1839.6mm Lz=1.2×1314=1576.8mm Lk=0.13×1314=170.8mm 通常，鏟斗側壁切削刃相對于鏟斗底壁的傾角=50°~60°。鏟斗與動臂鉸接點距離斗底壁的高度為 h=（0.06~0.12）R=78.84~157.68mm (3-3) r=525.6mm S=0.957 m2 3.1.3 鏟斗容量的計算 在設計任務書里已經給出來了鏟斗的斗容，并且鏟斗的參數(shù)是根據(jù)鏟斗的斗容制定下的，因此，下面只描述用于計算鏟斗斗容的算法公式。 (1) 平裝容量 根據(jù)公式（3-4）計算鏟斗的平裝容量（見圖3-4）。 對于有防溢板的鏟斗 VS=SB0-23a2b=3.87 (3-4) 式中 有擋板的鏟斗橫截面面積，m2 鏟斗內側寬度，m 擋板高度，m 斗刃刃口與擋板最上部之間的距離，m 對于無防溢板的鏟斗 Vs'=S'B0（m3） (3-5) 式中 不裝擋板的鏟斗橫截面面積，m2 圖3-4 鏟斗容量計算 (2) 額定容量 鏟斗的額定容量（見圖3-4）按照式（3-6）計算。 對于有防溢板的鏟斗 Vr=Vs+b2B08-b26a+c=3.44 (3-6) 式中 c 物料堆積高度，m 對于無防溢板的鏟斗 Vr'=Vs'+b2B08-b324 3.44-3.33.3=4.24%<5% 該結果在誤差范圍內，所以該方案合理。 (3) 判斷鏟斗類型： 對于淺底鏟斗為： LB=425~475·3Vr (3-7) 對于深底鏟斗為： LB=620~665·3Vr LB3Vr=457.1 所以此鏟斗為淺底鏟斗。 3.2 工作裝置連桿系統(tǒng)設計 3.2.1 機構分析 轉斗機構主要由六個部分組成：轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD。實際上，它由兩個反轉四桿機構GFEB和BCDA（圖中GF2E2B和BC2DA）串聯(lián)組成。當舉升動臂時，如果假定動臂是固定桿，則可以將機架AD視為輸入桿。把鏟斗GF看作輸出桿。因為AD和GF轉向相反，所以叫反轉六桿機構。 舉升機構主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構成。 圖3-5 反轉六桿機構簡圖 I-插入工況 II-鏟裝工況 III-最高位置工況 IV-高位卸載工況 V-低位卸載工況 3.2.2 尺寸參數(shù)設計 由于圖解法更直觀，更易于掌握，因此通過在坐標圖上確定鏟裝工況（圖3-6）時工作裝置的9個鉸接點的位置來實現(xiàn)。 3.2.2.1 確定動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A (1) 確定坐標系 如圖3-6所示，先選取坐標系并確定尺寸比例1:45。 (2) 畫鏟斗圖 鏟斗橫截面的設計輪廓按比例繪制在坐標系xOy中。斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈3°~5°的前傾角。這是鏟斗插入料堆時位置，即插入工況。 圖3-6 動臂上三鉸接點設計 (3) 確定動臂與鏟斗的鉸接點G 因為G點的x坐標值越小，轉斗掘起力就越大，所以G點靠近O點是有利的。但是，它受鏟斗底部和最小離地高度的限制，不能任意減?。划擥點的y坐標值增加時，鏟斗在料堆中的鏟取區(qū)域增加，并且裝載的物料量很大。然而，連桿與鏟斗之間的鉸接點F距離減小，從而掘起力減小。 綜合考慮各種因素，根據(jù)坐標圖上插入工況的鏟斗實際位置，為了確保G點在y軸的坐標值yG=250~350mm，并且x軸坐標值xG盡可能小，在不干涉斗底的前提下，人為確定指標圖上的G點。初定G點坐標為（1300，300）。 yG=300mm (4) 確定動臂與機架的鉸接點A ① 以G點作為圓心，順時針旋轉鏟斗，直到鏟斗斗口O'O''與x軸平行，即鏟裝工況。 ② 把已經選定的輪胎外輪廓畫在指標圖上（輪胎外輪廓的直徑約為1700mm）。在繪圖時，鏟斗裝載狀態(tài)下輪胎前緣與鏟斗后壁之間的間隙應盡可能小。輪胎中心Z的y坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk =800mm。 (3-8) 式中 yz Z點的y坐標值，mm dw 輪輞直徑，mm =25in bw 輪胎寬度，mm =24.5in Hbw 輪胎斷面高度和寬度的比例（普通輪胎取1，寬面輪胎取0.83，超寬面輪胎取0.64）。取Hbw=0.83 輪胎變形系數(shù)（普通輪胎為0.1至0.16，寬面輪胎為0.05至0.1）。 取=0.16 ③ 根據(jù)老師給定的最大卸載高度hx，最小卸載距離lx和卸載角度αx，繪制卸載到最高位置時鏟斗的位置圖，即高位卸載工況，并令此時斗尖為O4，G點位置為G'，如圖3-7所示。 ④ 以G'點作為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗開口平行于X軸。 ⑤ 連接G G'并作其垂直平分線。 A點在平分線上的位置應盡可能的低一些，以提高裝載機整體的工作穩(wěn)定性，降低機器的整體高度，并改善駕駛員的視野。一般來說，A點位于前輪的右上角，與前軸心水平距離為軸距的1/3~1/2處。最終定下A點的坐標為（3932，2064）。 A點位置的變化可以通過移動點G'點位置和輪胎中心Z點的位置來執(zhí)行。 3.2.2.2 確定動臂與搖臂的鉸接點B B點是一個十分關鍵的位置參數(shù)。如圖3-7所示，通過分析，根據(jù)以往的經驗，一般取B點在AG連線的上方和A點的水平線下方，并在AG的垂直平分線的左側，盡可能靠近鏟裝工況時的鏟斗。相對于前輪胎，B點位于其輪廓的左上角。裝載機的工作裝置的設計確定B點的坐標為（1977，1828）。在UG中顯示如圖3-7和圖3-8所示。 圖3-7 動臂鉸接點A的確定 圖3-8 動臂鉸接點的三維顯示 3.2.2.3 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點F、E的確定 由于G與B已經定下來，因此定F與E點實際上是確定連接到鏟斗的四連桿機構GFEB的尺寸，如圖3-9所示。 根據(jù)雙搖桿條件設計四桿機構 令GF桿為最短桿，BG為最長桿，即有 GF+BG > FE+BE (3-9) 如圖3-10所示，若令GF=a，F(xiàn)E=b，BE=c，BG=d，并將式（3-9）不等號兩邊同時除以d，整理后得到下式，即 K=bd+cd-ad<1 (3-10) 上式各值可按式（3-11）選取，由G（1300，300）、B（1977，1827）點的坐標得到d=1670mm (3-11) 由式（3-8）選取K=0.950 得到，a=0.39d=651mm c=0.6d=1000mm，代入（3-11） 得到，b=1271mm。 圖3-9 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計 3.2.2.4 確定E和F點位置 確定這兩個點位置必須考慮一下四個要求： (1) E點不得與裝載機的前軸發(fā)生碰撞，并且要使它與地面有足夠小距離； (2) 插入工況時，使EF桿與GF桿盡可能垂直，以便獲得更大的傳動角和倍力系數(shù)； (3) 鏟裝工況時，EF桿與GF桿的夾角必須小于170°，即傳動角不能小于10°，以免機構運動時發(fā)生自鎖； (4) 高位卸載工況時，EF桿和GF桿之間的傳動角也必須大于10°。 如圖3-10所示，將鏟斗去插入工況，以B點為圓心，以BE=c為半徑畫?。蝗斯こ踹xE點，使其落在B點右下角的圓弧上；然后分別以E點和G點為中心，分別用FE=b和GF=a繪制半徑的圓弧得到交點，即為F。 圖3-10 連桿端部鉸接點設計 3.2.2.5 確定轉斗油缸與搖臂和機架的鉸接點C和D (1) 確定C點 從作用力的傳遞開始，可以肯定搖臂BC段長一些更加的好，這可以增加轉斗油缸的推力并增加挖掘力。但是，如果BC部分延長，鏟斗和搖臂之間的角度比將減小。因此初步設計時，一般取 BC≈(0.7~1.0)BE (3-12) 點C通常位于點B左上角。BC與BE之間的角度為∠CBE=130°~180°。另外請注意，當達到插入工況時，搖臂BC接近轉斗油缸CD趨近垂直。C點運動不得干涉鏟斗，其高度不得影響駕駛員的視野。 在此確定BC=0.67BE=680mm，并且BC與BE之間的角度為∠CBE=130°。 (2) 確定D點 如圖3-10所示，當鉸接點G、F（即F2）、E（即E2）、B、C（即C2）被確定之后，然后，鏟斗分別在工況I、II、III、IV時的C點的位置C1、C2、C3、C4也就唯一的確定。 當鏟斗從工況II舉升到工況III或工況IV時，下放到工況I的運動過程中，轉斗油缸的長度始終保持不變，因此D點必須在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上。 最后，D點設計在A點的左下角。這樣設計不僅會給裝載機工作裝置提供良好的平移性能，而且動臂在舉升過程中，還可以降低舉升外阻力矩。D點的固定坐標值為（3537，1885）。 (3) 確定動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點H點及M 動臂舉升油缸布置在前軸和前后車架的鉸接點之間的狹窄空間內。 通過上述確定了裝載機工作裝置的每個鉸接點的位置。在設計良好的外形前提下，基于UG軟件繪圖，本次設計中 ZL60裝載機的各個工作狀況如下圖： 圖3-11 I 插入工況 圖3-12 II 鏟裝工況 圖3-13 III 最高位置工況 圖3-14 IV 高位卸載工況 3.3 工作裝置靜力學分析 3.3.1 外載荷確定原則 在鏟掘作業(yè)過程中，裝載機通常具有以下三種受力工作狀況： (1) 鏟斗水平插入料堆中，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，如圖3-15所示。 圖3-15 工作裝置外載荷工況 3.3.2 鏟斗形心的確定 以C點為原點進行計算 (1) 三角形形心的確定 由圖可得 yC1=403mm xC1=888mm (2) 扇形形心的確定 圖3-16 扇形形心 x=2/3 (3-13) 式中， 用弧度表示，=0.72π，r=525mm 由此可得 x=317mm x=xsin=287mm y=r-xc2cos65°=403mm (3) 三角形ODB的形心確定 圖3-17 三角形ODB形心的確定 y=175mm x=1088mm (4) 三角形OEB的形心確定 OBD=25° BC=y/sin12.5°=808mm y= BC·sin(65-15)=618mm x= BC·cos50°=519mm 由以上各式該形心在x軸和Y軸上的坐標為 x=888mm y=403mm x=287mm y=403mm x=913mm y=175mm x=519mm y=618mm DH=1.212m (5) 鏟斗重心坐標為： 根據(jù)幾何關系有 A=1/21.8391.212=1.11443m A=0.36R=0.31244m A=A=1/20.5251.127=0.2958m 由此可得鏟斗重心坐標為 X=A1x1-(A3x3+A4x4-A2x2)A1+A2-A3-A4 (3-14) 代入數(shù)據(jù)得：X=785mm Y=A1y1-(A3y3+A4y4-A2y2)A1+A2-A3-A4 (3-15) 代入數(shù)據(jù)得：Y=407mm 即鏟斗形心坐標為（785，407）。 (6) 鏟斗在堆裝狀態(tài)下的物料重心 ① 已知：C0(785，407) AD=1213mm MD=1481mm 根據(jù)幾何關系得三角形DNM重心坐標為（218，720），三角形ADM重心（506，839）。 ② 堆裝狀態(tài)物料重心 圖3-18 鏟斗的形心 xc=A1x1+A2x2+A3x3A1+A2+A3 代入數(shù)據(jù)得 x=632mm 同理可得 y=516mm 式中， A——鏟斗橫斷面面積； A——的面積； A——物料堆高面積。 x1，y1——鏟斗橫斷面形心坐標； x2，y2——的形心坐標； x3，y3——物料堆高形心坐標； 由于（632，516）和鏟斗形心坐標（785，407）接近，因此選物料和鏟斗重心坐標為（710，460）。 3.3.3 外載荷的計算 (1) 插入阻力 根據(jù)一般方法難以計算上述阻力，通常根據(jù)以下經驗公式確定： Fx=9.8K1K2K3K4BL1.25 （N） (3-16) 式中 K1 物料塊度與松散程度系數(shù)，見附錄附表1 K2 物料性質系數(shù)，見附錄附表2 K3 料堆高度系數(shù)，見附錄附表3 K4 鏟斗形狀系數(shù)， 寬斗 B1.5 m K3=1.1 ～1.4； 小斗 B（0.5～1.3）m K4=1.6～1.8；取1.4 B 鏟斗寬度，305cm L 鏟斗一次插入深度，48cm(最大插入深度可取鏟斗前壁長的0.6~0.7倍) 得到： Fx=9.8×1×0.2×0.8×1.4×305×481.25=84591.3（N） (2) 掘起阻力 鏟斗開始舉升時物料的剪切力按下式計算 FZ=2.2KBLC （N） (3-17) 式中 K 開始舉升鏟斗時物料的剪切應力；此值是通過試驗測定的，塊度為0.1~0.3m的松散花崗巖，它的剪切應力平均值可取K=35000Pa。 B 鏟斗寬度，m Lc 鏟斗插入料堆的深度，m 得到： Fz=2.2×35000×3.05×0.48=112728（N） (3) 轉斗阻力矩 當鏟斗翻轉鏟取物料時，在鏟斗充分插入料堆轉斗的最初時刻，轉斗靜阻力矩具有最大值，用Ma0表示，此時鏟斗轉角a=0；之后，當鏟斗靜阻力矩隨著鏟斗的翻轉角a的變化而按雙曲線特性變化（見圖3-19），一直到鏟斗前切削刃離開料堆坡’面線為止(a=a')。開始鏟取時(a=0)的靜阻力矩Ma0為 Ma0=1.1Fx[0.4(x-14L)+y] (3-18) 式中 Fx 開始轉斗時的插入阻力，165000N(取最大牽引力值) x 鏟斗回轉中心與斗刃的水平距離，1.3m y 鏟斗回轉中心與地面的垂直距離，0.3m L 鏟斗的插入深度，0.48m Ma0=1.1Fx[0.4(x-14L)+y] =1.1×165000×[0.4×(1.3－0.25×0.48)+0.3] =140118（N·m） 圖3-19 轉斗靜阻力矩與鏟斗轉角的關系 掘起阻力矩Ma隨著鏟斗回轉角a的增加而減小。當鏟斗回轉a角后，轉斗阻力矩Ma為 Ma=Ma0(1-can) (3-19) 式中 n=lg(2Ma0-Ma'ma0)lga'3 c=1(a')n×Ma0-Ma'Ma0 a’ 鏟斗離開料堆時的翻轉角度 Ma' 鏟斗離開料堆時，由物料重力產生的阻力矩，N·m 轉斗阻力矩計算：開始轉斗的阻力矩為 MZ=Ma+(Gm+GC)LC (3-20) 式中 MZ 轉斗阻力矩，N·m Ma0 開始轉斗靜阻力矩，140118N·m Gm 裝載機額定載重量重力，6000 N Gc 鏟斗自重力 取鏟斗底厚20mm，后臂和擋板厚20mm，側板厚15mm 根據(jù)鏟斗各機構尺寸計算鏟斗體積為： V=0.1804 ρ鋼=7900Kg/m3 GC=ρvg=14253(N) LG 鏟斗中心至回轉中心C的水平距離（圖3-20），0.6m 得到 MZ=Ma+(Gm+GC)LC =140118+（60000+14253）×0.6 =184669.8（N·m） 圖3-20 作用在轉斗連桿上力的確定 作用在轉斗連桿上的力FF：鏟斗充分插入料堆后開始轉斗時，作用在鏟斗與鏟斗連桿鉸銷上的力為FF（圖3-20）。 3.4 工作機構的受力分析與計算 3.4.1 裝載機的幾種工況 (1) 重載鏟斗舉升至最高位置； (2) 重載鏟斗舉升至最大水平幅度； (3) 聯(lián)合鏟裝工況； 3.4.2 聯(lián)合鏟裝時的受力分析 圖3-21 鏟斗受力分析 (1) FF求解 由圖可知 a=710mm b=1300mm c=650mm y=300mm 以G為支點，有力矩方程 Gm+Gc2×a+Fsh2×b+Fin2×y=FF×sin80×c (3-21) 代入數(shù)據(jù)得 FF=461866N FF=FE（方向相反） (2) FG求解 圖3-22 G點的受力分析 經過計算知F1E1水平，因此有FF與Fin/2方向一致。有 FG=(Fin2+FF)2+[Fsh2+Gc+Gm2]2 (3-22) 代入數(shù)據(jù)得 FG=329037N θ=arctan(Fin/2+FFFsh2+Gc+Gm2) (3-23) 代入數(shù)據(jù)得：θ=72° (3) 分離搖桿，取B為支點，有力矩方程： FE×LBE×sinα3=Fc×LBCsinα2 (3-24) 由此可得 Fc=FE×LBE×sinα3LBC×sinα2 代入數(shù)據(jù)得 Fc=600910N (4) 求解FB 圖3-23 FB的分解 經過計算 FE與Fc夾角為23.8°。 根據(jù)幾何關系有： FE2+FC2-2FE×FCcos17.5=FB2 可得 FE=4618662+6009102-2×230933×461866×cos156.2° =1040331N (5) FE，F(xiàn)B夾角求解 β=arccos(FE2+FB2-FC22FBFE) (3-25) 代入數(shù)數(shù)據(jù)得 β=arccos(4618662+10403312-60091022×1040331×461866) =13° (6) 分離動臂，以A為支點，有 FB×LM+FH×LAN=FG×LAG (3-26) 圖3-24 動臂受力分析 式中，——A點到FB的作用線的距離 ； ——點到的作用線的距離 ； ——點到的作用線的距離 ； 經過計算得AG與水平線夾角為33.5，F(xiàn)G與水平線夾角為18，因此有FG與AG連線的夾角為51.5。所以有 LAQ=AGsin51.5 =2512mm 由前面已求得FB與水平線的夾角為13，AB與水平線的夾角為7。 所以有FB與AB夾角為6。 LAM=ABsin6°=1969sin6°=206mm 根據(jù)同類型產品，取AH=800mm 由(3-23)得，有 FH=FG×FAQ-FB×LAMLAN =329037×2512-520165.5×206800 =968758N (7) 求解FA XA=FHcos33.5°+FB2cos13°-FGsin72° =968758×cos33.5°+520165.5×cos13°-329037×sin72° =1001734.5N YA=-(FHsin33.5°+FB2sin13°-FGcos72°) =-(968758sin33.5°+520165.5sin13°-329037cos72°) =-316003N 因此有 FA=XA2+YA2 FA=1050394N 那么FA與水平線夾角γ為 γ=arccos XA/YA (3-27) γ=45.4° 3.4.3 工作機構主要零件的強度計算及液壓缸的確定 說明：對于裝載機的每個工作機構，在計算裝載機工作強度時應使用第四強度理論： σ=(σn+σμ)2+3τk2≤σs/n (3-28) 工作初步計算 σmax=MW+FS≤σs/n (3-29) 式中，n——為安全系數(shù)，n=1.8~2.3。 (1) 動臂強度計算 動臂可以看作是支撐在車架的A點和動臂油缸上鉸接點H的雙支點懸臂變截面曲梁，為簡化計算，將動臂危險取為動臂油缸上H處截面。則 σmax=MW+FS≤σs/n 取n=2。 W=BHA23 (3-30) S=2BH (3-31) M=FAsin42.5°×LAN F= FAcos42.5°=774431N BσsHA2-FHA-6M=0 (3-32) 得 HA≥F±F2+24BσsM2Bσs (3-33) 式中，M=1050394sin42.5°0.8=567709N·m σs——屈服極限，MPa； 45鋼σs=353MPa； B——鋼板厚度，取B=40mm HA≥774431+7744312+24×0.04×353×567709×1062×0.04×353×106≥519mm 根據(jù)同類型產品，取HA=560mm (2) 轉斗油缸的選擇 F1=FC=600910N 工作壓力取 P=30MPa ① 直徑的選擇 根據(jù)國家系列，P1推=603186N,P1拉=412334N 查表得,活塞桿直徑d=90mm； 缸體內徑D1=160mm。 ② 行程的選擇 經過計算得其行程為：S=405mm； 根據(jù)同類型產品，取S=600mm。 根據(jù)經驗公式 L+SL=1.6~1.7 (3-34) 代入數(shù)據(jù)得：L=850~1000mm (3) 動臂油缸的選擇 ① 直徑的選擇 F2=FH=968758N 工作壓力取P=30MPa； 根據(jù)同類型產品，取液壓缸桿徑D2=150mm 液壓缸內徑D3=220mm F=1140398N 取S=750mm； 根據(jù)經驗公式（3-31）， =1.6-1.7 代入數(shù)據(jù)得：L=1071~1250mm ② 行程的選擇 經過計算以及根據(jù)同類型產品，所以行程取S=750mm。 3.4.4 搖臂及連桿的計算 (1) 經過討論可知，搖臂的危險斷面在B點所在截面，根據(jù)公式 圖3-25 危險校核 σmax=MW+FB2≤σ2 W=BHB23 S=2BHB M=Fc×LBC 代入數(shù)據(jù)得：M=204309N?m F=Fcsin90° 代入數(shù)據(jù)得：F=600910N 根據(jù)公式 B 可得公式：