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1、ZL20裝載機工作裝置設計,工作裝置概述,裝載機是一種常用的鏟土運輸機械，廣泛應用于土木、建筑、水利、礦山等工程，起著減輕勞動強度、提高施工效率和質量的重要作用。,分類及發(fā)展概況 大、中、小型裝載機,,裝載機的多功能,結構與工作原理,,,裝載機的工作裝置由鏟斗、動臂、搖臂、連桿（或托架）及液壓系統(tǒng)所組成。 結構型式,工作裝置設計,工作裝置是帶有液壓缸的空間多桿機構，是完成裝缷作業(yè)的主要執(zhí)行部件。 按有無鏟斗托架分，工作裝置可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿機構。 按輸入桿和輸出桿的轉向分，可分為正轉機構（輸入桿件與輸出桿件轉向相同）和反轉機構（輸入桿件和輸出桿件轉向相反）。,,,,,目前國內采

2、用較多是反轉六連桿。這種機構形式簡單、尺寸緊湊。當鏟斗鏟掘物料時由于是反轉機構，轉斗油缸大腔進油工作，可以獲得較大的鏟掘力。 也就是說，鏟起同樣重量的物料，轉斗油缸的尺寸可以設計得較小。而且轉斗油缸后置，使司機有較好的視野。反轉六連桿機構多用于中小型裝載機工作裝置中。,主要參數,額定載重量mr=2000 kg 鏟斗額定容量vr= 1m3 最大卸載高度hmax=2600 mm 最小卸載距離Lsmin=900 mm 裝載物料密度=2000 kg/m3 平裝容量vs與額定容量vr關系：vs=vr/1.2 額定容量vr額定重量mr關系： vr=mr/,鏟斗設計,鏟斗基本參數的確定 鏟斗設計時既要滿足斗

3、容要求又要注意提高鏟斗鏟裝性能，其結構參數的計算模型用下圖表示。,鏟斗斷面形狀,鏟斗的斷面形狀由鏟斗圓弧半徑r、底壁長l 、后壁高h和張開角四個參數確定。 圓弧半徑r越大，物料進入鏟斗的流動性越好，有利于減少物料進入斗內的阻力，卸料時干凈而且快捷。但r過大，斗的開口較大時，不易轉滿，而且鏟斗外形較高，將影響駕駛員觀察鏟斗斗刃的工作情況。,底壁是指斗底壁的直線段長度。長則鏟斗鏟入料堆深度大，斗易裝滿。但掘起力將由于力臂的增加而減小，插入的阻力也將隨鏟斗鏟入料堆的深度而急劇增加。長亦會減小卸載高度。短則掘起力大，且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小，還可減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時間，但會減小斗容。,

4、鏟斗張開角為鏟斗后壁與底壁間的夾角，一般取4552。適當減小張開角并使斗底壁對地面有一定斜度，可以減小插入料堆時的阻力，提高鏟斗的裝滿程度。 鏟斗的寬度應大于裝載機兩前輪外側間的寬度，每側要寬出50l00mm。如鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所形成的料堆階梯會損傷輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。,鏟斗尺寸設計主要包括斷面尺寸的確定和斗容量的誤差判斷兩部分，其設計流程圖如圖,,設計鏟斗時，鏟斗的回轉半徑R(即鏟斗與動臂鉸接點至切削刃間的距離)作為基本參數，鏟斗的其他參數為R的函數。 鏟斗的回轉半徑R 的大小不僅影響鏟斗底壁的長度，而且還影響轉斗時掘起力及斗容的大小，所以它是一個

5、與整機總體有關的參數。鏟斗的回轉半徑尺寸按下式計算。,,（1）鏟斗的回轉半徑R的確定,式中 VS 鏟斗平裝斗容量 (m3)； B。鏟斗內側寬度(m)； g 鏟斗斗底長度系數，通常 Z 后斗壁長度系數，通常 K擋板高度系數，通常 r斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數，通 常 ； 1 擋板與后斗壁問的夾角，通常 ； 選擇1時應使側壁切削刃與擋板的夾角為90； 張開角，斗底和后斗壁間的夾角， 通常,,,,,,斗底長度： Lg=Rg=(1.41.5)R， 斗后壁長度：Lz=Rz=(1.11.2)R， 擋板高度： Lk=Rk=(0.120.14)R， 斗底圓弧半徑：r=Rr=(0.

6、350.40) 當VS 、 B。已知，只要初選g 、Z 、Z 、r 系數值和、1，可求得鏟斗的基本參數。調整參數，根據調整后的各值與R之比分別計算g 、Z 、Z 、r值，然后代入R計算式，既可確定新鏟斗的回轉半徑R。由R和計算出來的系數值，即可確定新鏟斗的其它參數值。 一般取鏟斗側壁切削刃相對斗底壁的傾角0=50 60 。鏟斗與動臂鉸銷距斗底壁的高度h= (0.060.12)R。,（2）鏟斗截面各邊尺寸計算,鏟斗斗容量計算與誤差判斷,Vr-Vh 式中 S鏟斗平裝容量橫截面，m2； a擋板高度，a=Lk，m； b鏟斗開口長，m； c堆積高度，m。 鏟斗平裝容量橫截面S的計算： 鏟斗

7、平裝容量橫截面面積S由5部分圖形組成，如圖所示。 式中 S1扇形AGF的面積，m2； S2直角三角形GFN，m2； S3直角三角形GAC，m2； S4三角形CGN，m2； S5直角三角形CND，m2。,,,,工作裝置連桿機構設計,工作裝置連桿機構的設計任務是確定各連桿的尺寸和相互間的位置關系，以滿足設計任務中規(guī)定的使用性能及技術經濟指標。由于連桿尺寸以及銷軸的相互影響，連桿機構可變形很大，可變參數很多，目前大多采用圖解法或類比法加以確定。,機構分析,工作機構由轉斗機構和動臂舉升機構兩部分組成。 轉斗機構由轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構

8、件組成。實際上，是由兩個反轉四桿機構GFEB和BCDA所串聯而成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD和GF轉向相反，所以稱為反轉六連桿機構。,反轉六連桿工作機構組成 轉斗油缸CD 搖臂CBE 連桿FE 鏟斗GF 動臂GBA 機架AD,設計要求,在運動學方面滿足鏟斗舉升平移性、自動放平性、最大卸載高度、最小卸載距離和各個位置的卸載角等要求； 在動力學方面滿足挖掘力(鏟取力)、舉升力和生產效率的要求前提下，使轉斗油缸和舉升油缸的所需輸出力及功率盡量減少。各個位置必須保證工作機構正常工作，不得出現“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等機構運動被破

9、壞的現象。,鉸接點的確定,工作裝置連桿機構尺寸參數的設計有圖解法和解析法，本次設計采用圖解法和類比以確定各鉸接點的位置。 將反轉六連桿機構放到直角坐標系XOY中，只要確定出某一典型工況時的九個鉸接點A,B,C,D,E,F,G,H,M坐標值，則可以求得工作裝置連桿機構中各構件的尺寸參數值。,工作裝置機構各鉸接點的選擇,把已經設計好的鏟斗橫截面圖按比例畫在XOY坐標里，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與X軸呈3050前傾角。為工況I，即鏟斗插入料堆時的位置。 在此基礎上選擇下列各點：,運輸狀態(tài)時G點的選擇,工況I時的G點選擇，由于X坐標值越小，鏟斗的鏟取力就越大。所以G點的選取盡可能小，而Y的坐標值也盡

10、可能的小，由于受整機離地間隙和斗底的限制，一般根據坐標圖上工況I時的鏟斗實際狀況，Y軸值一般取250350mm, X軸值取盡可能不與斗底干涉的位置，把G點確定下來。 ZL20裝載機Y的坐標值130mm左右。,Y,O,X,(1) 以G點為圓心，將鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口 OO與x軸平行為止，即工況。 (2)把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。作圖時，應使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 ；輪胎中心Z的yz軸坐標值應等于輪胎的工作半徑：,yz,A點的選擇,一般A點選擇前輪的右上方，它的選擇是在工況、時，G點與G連線的垂直平分線上，且一般選擇在與前軸

11、水平距離為軸距的1/31/2處。并且盡可能低一些，提高整機的穩(wěn)定性，改善司機的視野。,,(3)根據最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出鏟斗在最高位卸載的位置，即工況IV，如圖所示。 (4)以G點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗斗口與x軸平行，即鏟斗被舉升到最高位置圖(工況)。 (5)連接GG并作其垂直平分線，因為G和G點同在以A點為圓心，動臂AB長為半徑的圓弧上，所以A點必在GG的垂直平分線上。,G,G,A點位置盡可能低一點，以提高整機工作的穩(wěn)定性，減小機器高度，改善司機視野。一般，A點取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/31/2處。 A點位置的變化，可挪動G點和輪胎中心Z點的位置來

12、調整。,A,G,Z,G,動臂的回轉角通常取=8090。 本例取=89,,動臂長度的確定： 本例取2300mm左右。,確定動臂長度,B點的選擇：,一般取B點在AG連線的上方，過A點水平線的下方，并在AG的垂直平分線左側盡量靠近工況時的鏟斗處。相對前輪胎，B點在其外廓的左上部。B點選擇的好壞，對連桿機構的傳動比、倍力系數、連桿機構的布置以及轉一斗油缸的長度等都有很大的影響。,A,G,B,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的四桿機構GF2E2B的尺寸。,E, F點的選擇：,,確定F 、E兩點時，既要滿足機構運動學的要求，保證鏟斗在各工況時的轉角，又要滿足動力學要

13、求，鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的鏟取力，同時，還要防止前述各機構運動被破壞的現象。建議按下述方法進行設計。 按雙搖桿條件設計四桿機構 令GF為最短桿，BG為最長桿，有 GF+BGFE+BE 令GF=a，FE=b, BE=c, BG=d，并將上式不等號兩邊同時除以d ,經整理可得下式，即,,初步設計時，上式各值按下式選取。 K=0.9500.995 a=(0.30.5)d c=(0.40.8)d d值已由BG確定，所以即可求出a、b、c三值。,,E, F點的選擇：,可在B、 G兩點己確定的情況下，除按LGF為最短桿、LBG為最長桿、而且滿足LGF +LBG LEF

14、 +LBE的條件外，還應滿足E點不可與前橋或前車架相碰，并有足夠的離地高度； 工況I時，EF桿盡量與GF桿垂直，可以獲得較大的傳動角和倍力系數； 工況時EF桿與GF桿的夾角必需小于1700，LGF + LEF LGE，以免發(fā)生機構自鎖、死點、撕裂； 工況IV時EF桿與GF桿的夾角必須大于100 ，LEF + LBE LBF 。, C、D點的選擇：,C點和D點的布置直接影響到鏟斗舉升平移性和自動放平性能，對鏟取力和動臂舉升阻力有較大的影響。從力傳動效果出發(fā)，顯然搖臂LBC段長一些有利，可以增加轉斗油缸作用力臂，使鏟取力相應增加，但增加LBC必將減少鏟斗和搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況

15、要求，轉斗油缸過長。 初步設計時，一般應滿足LBC (0.71.0) LBE，C點一般取B點的左上方(工況I)，并滿足CBE=1300 1800、BC桿與CD桿盡量垂直，C點不與鏟斗干擾、不影響司機的視野。 D點是依據自動放平和平移性這兩大要求來確定的，在轉斗油缸長度保持不變的條件下，從工況IV下降到工況I過程中C1和C4連線的乖直平分線和從工況II到工況III過程中C2和C3連線的垂直平分線的交點就是D點。研究證明的D點應在A點的左下方為較好，這樣平移性能好，減小動臂舉升外阻力矩，有利于舉升油缸的設計。, H, M點的選擇：,一般動臂舉升油缸都布置在前橋與前后車架的鉸接點之間的空間里，H一般

16、選在AG連線的LAH1/3處。LAH不要取得太大，它已還要受油缸行程的限制，而M點一般選定在靠近前橋的地方。,裝載機的作業(yè)條件是復雜多變的，即使在同樣的作業(yè)條件下，由于工作位置及作業(yè)工況不同，工作裝置的受力情況也不一樣，因此工作裝置的強度計算包括： 1.確定受力最大的計算位置； 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.對工作裝置的主要構件進行強度校核。,工作裝置的強度計算,裝載機工作裝置受力分析,裝載機作業(yè)條件復雜，又加上工作裝置及作業(yè)工況不同受力情況也不一樣。因此，進行工作裝置強度計算時必須確定其受力最大的位置即選取工作裝置受力最大的典型工

17、況對工作裝置進行分析。,工作裝置強度校核位置的確定,分析裝載機鏟掘、運輸、提升及卸載等作業(yè)過程，發(fā)現裝載機在水平面鏟掘物料時工作裝置受力最大。因此，對工作裝置進行受力分析時可選取工作裝置在水平面作業(yè)，鏟斗斗底與地面夾角為3 5鏟掘時作為計算位置。,工作裝置典型工況選擇及外載荷確定,裝載機在鏟掘過程中使工作裝置受力最大有以下3種情況： 裝載機沿水平面運動，工作裝置油缸閉鎖，鏟斗插入料堆。 鏟斗水平插入料堆足夠深度后，裝載機停止運動，然后轉斗或提升動臂。 裝載機在水平面上勻速運動，鏟斗水平插入料堆一定深度后，邊插入邊轉斗或邊插入邊轉動臂。 由于作業(yè)場地，作業(yè)條件和作業(yè)對象的不同，裝載機在實際作業(yè)時

18、，切削受力十分復雜。固簡化如下：,對稱變載：即認為外載荷是沿鏟斗切削刃均勻分布。 偏載：認為集中載荷完全由場地一側第一顆齒所承受。 由以上所述分析，使工作裝置某些構件受力最大有以下六種典型工況：,,,,此種工況鏟斗的水平載荷由裝載機牽引力決定。水平力最大值按下式計算： (3.1) 式中 裝載機空載時驅動輪上最大切線牽引力 裝載機空載時滾動阻力 裝載機的附著重量 附著系數,,,,,,. 對稱水平受力工況,此工況垂直載荷受裝載機的縱向穩(wěn)定條件限制，其最大值為： (3.2) 式中 裝載機自重， 裝載機重心到前輪接地點距離，

19、 垂直作用力的作用點到前輪接地點距離。,,,,,. 對稱垂直受力工況,,,此時的水平力通常在此工況下按發(fā)動機所能傳到裝載機驅動輪上的牽引力計算 .水平偏載工況 此時水平力按水平受力工況 .垂直偏載工況 此時垂直力按垂直受力工況,,,.對稱水平力和垂直力同時作用的工況,施加載荷,工作裝置所受的外載荷為： px = G = 52136 N 式中，G為裝載機的自重（kg）； 為附著系數 py = GL1/L = 47795 N 式中， L1為裝載機重心到前輪的水平距離（m） L為裝載機鏟斗斗刃到前輪的水平距離(m),在確定了裝載機典型工況和鏟斗所受外載荷后，接下來進行工作裝置的受力分

20、析，以便求出相應工況下工作裝置各構件的受力。在受力分析時我們把六種典型工況綜合起來按兩大類分析，即對稱工況和偏載工況。 對稱工況 對稱載荷工況可簡化成平面靜定系統(tǒng)計算，但需要作如下規(guī)定 忽略鏟斗和支撐橫梁對工作裝置各構件受力和變形的影響。 每一側連桿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心線來代替實際構件。,工作裝置受力分析,通過以上假設，就能將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為一個簡單的平面力系進行分析。,,,根據各典型工況受力分析求出各構件的作用力，畫出彎距圖，找出其危險斷面，按強度理論對工作裝置主要構件進行強度校核。,（四）工作裝置的強度校核,