摘 要 輪式裝載機是用于裝載散料為主的工程機械設備，由于輪式裝載機經(jīng)常工 作在各種復雜的工況下，這就要求輪式裝載機具有良好的適應性和可靠性，尤其 是工作裝置的各種設計參數(shù)直接影響裝載機的整機性能，因此對輪式裝載機的設 計提出了嚴格的要求。本課題對輪式裝載機工作裝置的運動學、動力學進行深入 的研究，以提高裝載機作業(yè)效率，對輪式裝載機的整機設計具有特別重要的意義。 主要進行了以下幾方面的研究：首次，對工作裝置運動學進行分析,掌握工作裝 置的設計規(guī)律,為六連桿機構優(yōu)化分析奠定了理論基礎。 其次，對裝載機工作裝 置進行動力學分析,確定典型工況的約束條件,并進行載荷計算。 裝載機廣泛 應用于房屋建筑、公路 建設、水利工程、國防建 設和工礦運輸 等作業(yè)。作為一種通用工程機械，它對減輕繁重的體力勞動，保證工程質量，提 高勞動生產率來說起著不可替代的作用川。然而裝載機的使用主要集中在露天和 地下工程隧道上，對于煤礦井下尤其是小型煤礦這樣生產能力小、機械化程度低、 勞動程度大、瓦斯含量高、工作環(huán)境狹窄的情況，裝載機的使用依然是一個不可 逾越的鴻溝。但是隨著防爆柴油牽引機車的研制成功和產業(yè)化，以及虛擬樣機技 術的日益成熟，使得小型裝載機的設計成為了可能。 關鍵詞：ZL30 裝載機動臂；優(yōu)化設計；裝載機連桿；裝載機搖臂；裝載機 鏟斗 I Abstract The wheel loader is used to load bulk primarily project mechanical device. Because the wheel loader day-to-day work undereachkindofcomplexoperating mode, this requestwheelloaderhasthegoodcompatibilityandthereliability. Eachkindofdesignvariableofworkingdeviceaffectstheloaderperformancedir ectly. Therefore the strict request should be set to the wheel loader design.Kinematics, dynamics, the simulation optimization as well as the finite elementof working device are all researched. Then, the loader work efficiency can beenhanced, and has the vital significance to the wheel loadercompletemachinedesign.Accordingtotheabovedevelopments,following several aspects to study:Firstly, we carry on the analysis to the working device kinematics, graspingworking device design method, has laid the rationale for six link motiongearoptimizationanalysis.Secondly,dynamics analysis of the working device canbe carried on. And typical operating mode constraint condition and computation of load can be researched. In order to carry out th e finite element analysisof lift arm, a lot of bases can be provided. At l ast, lift arm of ZL50 loaderis carried on the finite element analysis and is also optimized. Key words: ZL30loadm achine stirarm ;op timal de sign; lo adm achine II link pole; loadmachine shakear m; loadmac hineshovel. 目 錄 摘 要……………………………………………………………………I ABSTRACT………………………………………………………………. II 目 錄……………………………………………………………………錯 誤！未定義書簽。 第 1 章 前 言…………………………………………………………1 1.1 裝載機簡介…………………………………………………………………1 1.2 國外發(fā)展狀況………………………………………………………………2 1.3 國內發(fā)展概況………………………………………………………………4 第 2 章 方案選擇………………………………………………………5 2.1 裝載機的主要設計參數(shù)……………………………………………………5 2.2 裝載機工作裝置簡介………………………………………………………6 2.3 工作裝置連桿機構類型……………………………………………………7 2.4 對工作裝置的設計要求……………………………………………………9 2.5 裝載機的典型作業(yè)工況……………………………………………………9 2.6 本課題的性能參數(shù)…………………………………………………………11 第 3 章 ZL30 裝載機工作裝置六桿機構的優(yōu)化設計………………12 3.1 工作裝置六桿機構優(yōu)化設計設計變量的選擇……………………………12 3.2 工作裝置六桿機構優(yōu)化設計目標函數(shù)的定………………………………13 3.3 六桿機構工作裝置優(yōu)化設計約束條件的確定……………………………13 III 第 4 章 工作裝置鏟斗設計……………………………………………17 4.1 鏟斗的設計…………………………………………………………………17 4.2 斗齒的設計…………………………………………………………………18 第 5 章 裝載機工作裝置連桿系統(tǒng)設計………………………………19 5.1 確定動臂長度、形狀與車架的鉸接位置…………………………………19 5.2 動臂形狀的選擇……………………………………………………………21 5.3 確定動臂油缸鉸接位置……………………………………………………21 5.4 連桿機構的設計……………………………………………………………22 第 6 章 工作裝置的靜力學計算………………………………………27 6.1 外載荷的確定原則…………………………………………………………27 6.2 外載荷的計算………………………………………………………………27 結 論……………………………………………………………………30 參考文獻……………………………………………………………….31 致 謝……………………………………………………………………32 附件 1……………………………………………………………………33 附件 2……………………………………………………………………44 IV V 1.1 裝載機簡介 第1章 前 言 裝載機是 一種作業(yè)效率高，用途廣泛的工程機械，它可以用來鏟裝、搬運、卸載、 平整散裝物料,也可以對巖石、硬土等進行輕度的鏟掘工作。 如果更換相應的工 作裝置，還可以進行推土、起重、裝卸木料和鋼管等作業(yè)。因此，裝載機被廣泛 應用于建筑、公路、鐵路、水電、港口、礦山 及國防等工程中，對加快工途程建 設速度、減輕勞動強度、提高工程質量、降低成本具有重要作用。在國內外，無 論是種類上還是在產量方面裝載機都得到迅速發(fā)展，成為工程機械的重要機種之 一。如圖1.1 所示 圖1.1 ZL30C 裝載機 裝載機按行走裝置不同可分為輪胎式和履帶式兩種。輪胎式裝載機簡稱輪式 裝載機，它由車架、工作裝置、動力裝置、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉 向系統(tǒng)、制 動系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)等組成。 按使用場合不同可分為露天用裝載機和井下用裝載機（鏟運機）。國內外生 產和使用的裝載機絕大多數(shù)是露天輪式裝載機，井下用鏟運機結構簡單，是根據(jù) 井下巷道的工作條件，對發(fā)動機的排污和消聲，整機高度和工作裝置以及駕駛操 作系統(tǒng)的布置等提出特殊要求后，在露天用裝載機基礎上變型設計而成的。 按傳動形式不同可分為機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動和電傳動四種。 大中型裝載機都采用液力機械傳動，輪式裝載機的液力變矩器有一級三元件液力 變矩器、雙渦輪液力變矩器、變量雙泵輪液力變矩器、雙導輪液力變矩器四種。 按裝載方式不同可分為前卸式、后卸式、側卸式和回旋式。輪式裝載機基本 1 上都是前卸式。 按轉向方式不同可分為整體式和鉸接式。前者利用偏轉后輪或前輪轉向，或 者同時偏轉前后輪轉向；后者采用鉸接車架，利用前后車架之間的相對偏轉進行 轉向。國產ZL 系列輪式裝載機絕大多數(shù)采用鉸接式結構。 輪式裝載機起源于美國，它從一種簡單的裝料附屬設備發(fā)展成為高效能多用 途的建筑機械已有63 年歷史，半個多世紀以來，技術不斷進步，工作性能不斷 提高，應用范圍也越來越廣泛。特別是近十年來，輪式裝載機的技術發(fā)展更快， 以其機動性為例，據(jù)1985 年報導，輪式裝載機行駛速度可達36km/h，而1987 年， 德國澤特麥伊(Zettelmeyer)公司SuperZI_601 輪式裝載機的行駛速度已經(jīng)提高 到60km/h。 由于輪式裝載機的技術不斷進步、性能不斷提高、應用范圍不斷擴大，使用 可靠性、機動性和裝載堅硬物料的適應性得到人們的共識，已成為建筑工程、露 天礦山的主要裝載設備。目前開發(fā)的了一些大型輪式裝載機，具有結構先進、性 能優(yōu)越。自動化水平高的特點。21 世紀將會有效率更高、造價更低、維修更方 便、舒適性更好的自動化、智能化輪式裝載機推向市場。 在今后相當長的時間內，輪式裝載機仍將是工程建設機械中最重要的機種之 一，國內年需求量持續(xù)穩(wěn)定地保持在2 萬臺左右，但國內裝載機生產廠家在急劇 膨脹，競爭更趨激烈，各生產廠家紛紛開發(fā)新產品，來迎接市場的挑戰(zhàn)。 1.2 國外發(fā)展狀況 由于輪式裝載機的技術不斷進步、性能不斷提高、應用范圍不斷擴大, 使用 可靠性、機動性和裝載堅硬物料的適應性得到人們的共識, 已成為建筑工程、露 天礦山的主要裝載設備。目前國外開發(fā)了一些大型輪式裝載機, 具有結構先進、 性能優(yōu)越、自動化水平高的特點。21 世紀將會有效率更高、造價更低、維修更 方便、舒適性更好的自動化、智能化輪式裝載機推向市場。 目前國外工程機械發(fā)展總的趨勢是:發(fā)展快，水平高。如國外工程機械產品在集 成電路、微型計算機及電子監(jiān)控技術等方面都有廣泛的應用 ,一些節(jié)能新技術得 到了推廣 ,可靠性、安全性、舒適性、環(huán)保性能得到了高度重視 ,并向大型化和 微型化方向發(fā)展。借鑒國外工程機械產品的發(fā)展趨勢 ,我國工程機械產品的發(fā)展 走勢應是:大力發(fā)展機電一體化產品 ,實現(xiàn)裝載機工作狀態(tài)的自動監(jiān)測和控制 , 2 實現(xiàn)平地機的激光導平自動控制 ,實現(xiàn)在有毒、有危險環(huán)境下工程機械作業(yè)的遙 控;大力提高產品的質量、可靠性和技術水平;大力發(fā)展品種;大力加強新技術的 應用 ,改善駕員的工作條件。其主要的發(fā)展趨勢有： （1）系列化、特大型化 系列化是工程機械發(fā)展的重要趨勢。國外著名大公司逐步實現(xiàn)其產品系列化進程, 形成了從微型到特大型不同規(guī)格的產品。與此同時,產品更新?lián)Q代的周期明顯縮 短。所謂特大型工程機械,是指其裝備的發(fā)動機標定功率超過7355kW ,主要用于 大型露天礦山或大型水電工程工地。產品特點是科技含量高,研制與生產周期較 長,投資大市場容量有限,市場競爭主要集中少數(shù)幾家公司。 （2）多用途、微型化 為了全方位地滿足不同用戶的需求,國外工程機械在朝著系列化、特大型化 方向發(fā)展的同時,已進入多用途、微型化發(fā)展階段。推動這一發(fā)展的因素首先源 于液壓技術的發(fā)展——通過對液壓系統(tǒng)的合理設計,使得工作裝置能夠完成多種 作業(yè)功能;其次,快速可更換聯(lián)接裝置的誕生——安裝在工作裝置上的液壓快速 可更換聯(lián)接器,能在作業(yè)現(xiàn)場完成各種附屬作業(yè)裝置的快速裝卸及液壓軟管的自 動聯(lián)接,使得更換附屬作業(yè)裝置的工作在司機室通過操縱手柄即可快速完成。一 方面,工作機械通用性的提高,可使用戶在不增加投資的前提下充分發(fā)揮設備本 身的效能,能完成更多的工作;另一方面,為了盡可能地用機器作業(yè)替 代人力勞動, 提高生產效率,適應城市狹窄施工場所以及在貨棧、碼頭、倉庫、艙位、農舍、 建筑物層內和地下工程作業(yè)環(huán)境的使用要求,小型及微型工程機械有 了用武之地, 并得到了較快的發(fā)展。 （3）安全、舒適、可靠 駕駛室將逐步實施ROPS 和FOPS 設計方法,配裝冷暖空調。全密封及降噪處 理的”安全環(huán)保型”駕駛室,采用人機工程學設計的司機座椅可全方位調節(jié),以及 功能集成的操縱手柄、全自動換擋裝置及電子監(jiān)控與故障自診斷系統(tǒng),以改善司 機的工作環(huán)境,提高作業(yè)效率。 （4）節(jié)能與環(huán)保 為提高產品的節(jié)能效果和滿足日益苛刻的環(huán)保要求,國外工程機械公司主 要從降低發(fā)動機排放、提高液壓系統(tǒng)效率和減振、降噪等方面入手。目前,卡特 3 彼勒公司生產功率為15～10 150kW 的柴油發(fā)動機。其中6 缸、7. 2L 、自身質 量588kg、功率為131～205kW 的3126B 型環(huán)保指標最好,滿足EPA Tier Ⅱ和EU Stage Ⅱ排放標準。 1.3 國內發(fā)展概況 裝載機工作裝置主要由鏟斗和支持鏟斗進行裝載作業(yè)的連桿系統(tǒng)組成。工 作裝置是裝載機的執(zhí)行構件，它是工作裝置的重要部件。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，鏟斗的設計質量對裝載機的作業(yè)能力有 較大影響。為了保證鏟斗的設計質量，首先應當合理的確定鏟斗的結構及幾何形 狀，以降低鏟斗插入物料的阻力。其次要保證鏟斗具有足夠的強度，剛度，耐磨 性，使其具有合理的使用壽命。 鏟斗在上下極限位置的后傾角，運輸位置后傾角，最大卸載高度后傾角及 工作過程中斗口與地面夾角應同時考慮而且均應追求完美：鏟斗在上下極限位置 的后傾角相差不能超過15 度；為保證在任何位置滿斗物料無散落，鏟斗在運輸 位置的后傾角應大于45 度，小于49 度，在最大卸載高度時應盡量使斗口平面與 地面平行，此時其后傾角應大于51 度，小于60 度。 隨著我國國民經(jīng)濟快速持續(xù)增長，能源問題日漸突出?！耙悦禾繛橹黧w，電 力為中心”是我國能源工業(yè)發(fā)展的基本方針。2004 年以來的全國煤炭產量增長， 絕大部分是依靠小煤礦的增長而實現(xiàn)的，增長比重接近 60%。由此可見小型 煤礦的產量在我國煤炭行業(yè)中的重要性。然而我國煤礦井下裝載除了具備綜采設 備的大型礦井采用采煤機裝載外，其它類型煤礦尤其是小型煤礦的裝載主要依靠 人工裝載，人工裝載勞動強度很大，工作效率極低，作業(yè)安全性極差。這不但使 小型煤礦的安全問題受到了質疑，同時也嚴重地影響著作為我國主要能源之一的 煤炭生產產量。防爆柴油牽引機車的廣泛使用，為小型防爆裝載機的使用提供了 廣闊的前景。因此盡快開發(fā)具有裝載效率高、作業(yè)機動性大、靈活性高的小型載 機成為提高煤礦井下機械化作業(yè)的重要途徑。 4 第2章 方案選擇 2.1 裝載機的主要設計參數(shù) 裝載機總體參數(shù)的選擇就是對裝載機主要性能提出總體的要求，作為整機和 總戍部件設計的依據(jù)。 裝載 機總體參數(shù)主要包括 ：發(fā)動機功率、工作 裝置油泵功率，載重量 ，斗 容，裝載機自重，車速，牽引力，鏟起力，提臂和轉斗時間，軸距、輪距，鉸銷 位置(餃接式轉向)，重心位置或軸荷分配，最大卸載高度、卸載距離，最小轉向 半徑，輪胎尺寸，整機外形尺寸等。 要合 理選擇上述參數(shù)，就 必須熟悉與所設計裝 載機同類型的各種裝載 機的 結構、性能和主要參數(shù)，并要掌握一定的使用和維修知識，再根據(jù)所設計裝載機 的主要用途、作業(yè)和生產要求，從整機性能出發(fā)合理選擇上述參數(shù)。 設計要求：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， 最小卸載距離和各個位置的卸載角等要求；在運動學方面，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。 在設計反轉六連桿工作機構時，要注意的是，一定要保證機構在各種工況的 各個位置都能正常工作，不得出現(xiàn)“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等機構運 動被破壞的現(xiàn)象。 比較法就是參考國內外已有的同類型機種的參數(shù)尺寸，結合我們要設計機型 的具體要求，參照確定其參數(shù)尺寸。應當指出，比較法并不是簡單地照抄和不加 分析地采用，而是應選用國內外已有的先進機型，并通過實踐證明它的性能是好 的或較好的；從國內的制造：[藝、使用和工作條件，以及材質等實際情況出發(fā)； 吸收已有的成功經(jīng)驗，貫徹“洋為中用”的原則，取其精華，去其糟粕。 以額定載重量Q為基本參數(shù)的計算式 發(fā)動機飛輪馬力 Nf = 28.614Q + 63.62 裝載機自重（噸）W = 4.057q + 1.97 最大卸載高度（米）Hmax = 0.315Q + 2.37 最小轉向半徑 （按機器最外側計算）（米） Rmin = 0.226Q + 6.33 5 裝載機全長Lt （米）Lt = 0.502Q + 4.53 裝載機寬度Bn （米）Bn = 0.218Q + 1.73 裝載機高度（按駕駛室高度）（米） Hh = 0.128Q + 2.96 按上式計算，誤差在3%——10%左右。 （1）最大卸載高度 指動臂在最大舉升高度，鏟斗斗底與水平面成45 度角 卸載時，其斗刃最低點距離地面的高度。 （2）鏟斗最大舉升高度 指鏟斗舉升到最高位置卸載時，鏟斗后壁擋板頂部 運動軌跡最高點到地面的距離。 （3）卸載角 鏟斗被舉到最大高度卸載時，鏟斗地板與水平面間的夾角α。 設計時要保證鏟斗在任何舉升高度都能凈卸載物料，就要保證在任何舉升高度都 能滿足α≧45°。 （4）后傾角 裝載機處于運輸工況時，鏟斗底板與水平面間的夾角β。后傾 角過小，但不影響鏟斗的裝滿程度，而且使鏟斗舉升初期物料向前散落；后傾角 過大，使鏟斗舉升后期物料向后散落。一般取β=40°～45°，鏟斗舉升過程中 允許后傾角在15 度內變動。 2.2 裝載機工作裝置簡介 裝載機工作裝置主要由鏟斗和支持鏟斗進行裝載作業(yè)的連桿系統(tǒng)組成。工作 裝置是裝載機的執(zhí)行構件，它是工作裝置的重要部件。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，鏟斗的設計質量對裝載機的作業(yè)能力有較 大影響。為了保證鏟斗的設計質量，首先應當合理的確定鏟斗的結構及幾何形狀， 以降低鏟斗插入物料的阻力。其次要保證鏟斗具有足夠的強度，剛度，耐磨性， 使其具有合理的使用壽命。 鏟斗在上下極限位置的后傾角，運輸位置后傾角，最大卸載高度后傾角及工 作過程中斗口與地面夾角應同時考慮而且均應追求完美：鏟斗在上下極限位置的 后傾角相差不能超過15 度；為保證在任何位置滿斗物料無散落，鏟斗在運輸位 置的后傾角應大于45 度，小于49 度，在最大卸載高度時應盡量使斗口平面與地 面平行，此時其后傾角應大于51 度，小于60 度。 6 工作裝置的鉸點分布是一個比較復雜的問題，因為組成工作裝置的各構件位 置相互影響，可變性很大，只有綜合考慮各種因素，對工作裝置進行運動學和動 力學的分析，通過各種方案的反復比較，才能得出更為理想的鉸點布置方案，而 技術經(jīng)濟指標則是分析計算中的一個重要方面。由于前車架、動臂和搖臂在加工 過程中都有大型組焊工裝和鏜銑工裝以保證其加工精度，因此優(yōu)化只集中在鏟斗 和翻斗液壓缸上，由于鏟斗上部與搖臂外形的空間非常緊張，因此鏟斗的夾角必 須減少以讓出空間。 2.3 工作裝置連桿機構的類型 綜合國內、外輪式裝載機的工作裝置的形式，主要有7 種 （1）轉斗油缸后置式反轉六桿機構 這種機構有如下優(yōu)點：a.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，所以可獲得較大的崛起力； b.恰當?shù)倪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 的自動放平； c.機構十分緊湊，前懸小，司機視野好。唯一的缺點就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)生構件互相干涉。如圖2.1 所示。 圖2.1 反轉六連桿工作裝置 （2）轉斗油缸前置式正轉六桿機構 此機構的轉斗油缸與鏟斗和搖臂直接連接， 該工作機構由兩個平行四桿機構組成，它可使鏟斗具有很好的平動性能。這種機 構的主要缺點是轉斗時油缸小腔進油，崛起力相對較小；連桿系統(tǒng)傳動比小，使 7 得轉動油缸活塞行程大，油缸加長，卸載速度不如八連桿；由于轉斗油缸前置， 使得工作機構前懸增大，影響整機穩(wěn)定性和行駛的平穩(wěn)性；也不能實現(xiàn)鏟斗的自 動放平。 （3）轉斗油缸后置式正轉六桿機構 此種機構與上述機構相比，前懸大、傳動比 較大、活塞行程較小。其最大的缺點就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，掘起力較小。為了增大掘起力，需要增大掘 起力，需要提高液壓系統(tǒng)壓力或加大轉斗油缸直徑，這樣質量會增大。 （4）正轉八桿機構 此機構在轉斗油缸大腔進油時轉斗鏟取，所以崛起力較大； 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，影響崛起力發(fā)揮。但是此機構的主要缺點就是機構復 雜，不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。如圖2.2 (a)(b) 所示。 圖 2-2 a 八桿工作裝置 圖2.2 b 八桿工作裝置 （5）正轉四連桿 這是多種連桿機構中較為簡單的一種，但是它的主要缺點就是 8 轉斗的油缸小腔進油，油缸輸出力較??；又因連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)難以設計出較大 值，所以轉斗油缸活塞行程較大，油缸尺寸較??；此外，在卸載時活塞桿易于斗 底相撞，所以卸載角減小。為避免碰撞，需要把斗底制造成凹形，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。經(jīng)過綜合分析，選擇 反轉六桿機構。 2.4 對工作裝置的設計要求 根據(jù)裝載機的使用狀況 ，一般地對其工作裝置的設計要求主要包括以下幾個方 面: （1） 鏟運功能 鏟斗運動軌跡符合作業(yè)要求并正常完成鏟掘、裝卸功能。 （2） 平移性 動臂提升過程中，鏟斗保持平移運動，以免斗中物料撒落。 （3） 掘起力 希望鏟掘力大，且鏟掘時掘起力變化規(guī)律符合工作要求。 （4）干涉性 工作機構各構件之間不允許發(fā)生運動干涉。 （5） 傳動角 傳動角符合某限制范圍，以保證工作裝置的傳力性能良好。 （6） 機構效率 機構傳動省力，作業(yè)時消耗功率要盡量小。 （7） 自動放平 從最高卸料位置到最低鏟掘位置時，鏟斗能自動呈插入料堆狀 態(tài)。 （8） 卸載性 滿足卸載高度和卸載距離要求，保證動臂在任何位置都能卸凈鏟 斗中的物料。 （9） 總體布置要求 工作裝置的極限工作空間、最大卸料高度及最大卸料距離 等應滿足整機性能要求__ （10） 輔助要求 在滿足作業(yè)要求的前提下，工作結構簡單、自重輕、受力合理、 強度高;應保證駕駛員具有良好的工作條件，確保工作安全、視野良好、操作簡 單和維修方便。 2.5 裝載機的典型作業(yè)工況 （1）鏟掘工況Ⅰ 動臂下放至下限位置，鏟斗水平放置地面，斗尖觸地，開動裝 載機，鏟斗借助牽引力插入料堆，鏟斗水平插入料堆足夠深度后，裝載機停止運 動，向后轉斗或提升動臂，以裝滿物料。如圖2.3 所示。 9 圖2.3 鏟掘工況 （2）運輸工況Ⅱ 完成工況Ⅰ之后，轉動鏟斗，鏟取物料，操作轉斗缸實現(xiàn)收斗， 然后轉斗油缸閉鎖，舉升動臂，將鏟斗舉高到適當?shù)倪\輸位置，然后驅動裝載機， 載重駛向卸料點。如圖2.4 所示。 圖2.4 運輸工況 （3）最高位置工況Ⅲ 保持轉斗缸長度不變，操作舉升缸，將動臂升至上限位置。 如圖2.5 所示。 圖2.5最高位置工況 （4）高位卸載工況Ⅳ 在上限舉升工況Ⅲ下，操作轉斗缸翻轉鏟斗，向運輸車輛 或固定料倉卸料。卸料結束后，操作舉升缸下放動臂，實現(xiàn)鏟斗自動放平，再次 進入鏟裝工況，進行下一工作循環(huán)過程。如圖2.6 所示。 10 2.6 本課題的性能參數(shù) 額定斗容量 1.8 m3 額定載荷 3000kg 最大掘起力 108kN 最大牽引力 95kN 整機質量 10600kg 最大卸載高度 2946mm 舉升全高 4050mm 圖2.6 高位卸載工況 卸載距離(最大卸載高度時) 1056mm 軸距 2500mm 輪距 1750mm 最小離地間隙 390mm 最小轉彎半徑 5300mm 鏟斗高位自動放平性能 有 工作裝置提升、前傾、下降三項和 <12s 整機外形尺寸 長*寬*高mm 7260*2960*3220 11 第 3 章 ZL30 裝 載機工作裝置六桿機構的優(yōu) 化設計 目前，國內在進行裝載機工作裝置設計時，一般都采用較為傳統(tǒng)的“類比試 湊法”，“經(jīng)驗法”等這些方法存在許多嚴重的缺點，最主要是由于試湊過程盲 目性很大。致使設計效率很低效果很差，難于求得理想方案。 為了顯著的提高設計質量和效率，就必須采用優(yōu)化理論借助電子計算機進行 工作裝置的優(yōu)化設計。為此，很多單位在機械優(yōu)化設計理論的指導下可對裝載機 的優(yōu)化設計產生了濃厚的興趣，并做了大量的研究工作，取得了一定的成績，然 而，令人遺憾的是，無論從理論上還是實踐上都尚未有一種統(tǒng)一的，完善的和行 之有效的工作裝置優(yōu)化設計數(shù)學模型。綜合已有的研究成果，我們可以發(fā)現(xiàn)：優(yōu) 化設計模型的建立及優(yōu)化方法的選擇都不盡相同。由于工作裝置的設計需要滿足 諸多方面性能的要求，使得優(yōu)化設計的約束條件具有復雜性和多樣性。 3.1 工作裝置六桿機構優(yōu)化設計設計變量的選擇 3-1 反轉六桿機構工作裝置分析模型 如圖 3-1 所示，選取工作裝置處于地面鏟掘位置時的作業(yè)工況作為工作裝置優(yōu)化 設計的標定工況。當組成工作裝置的各構件長度及其相互間的位置確定之后，工 12 作裝置的結構形式就可以確定。通過分析發(fā)現(xiàn)，要得到一個確定的工作裝置方案 至少需要十個設計變量，即 R2,R4,R5,R6,R8,UG1,UG2,UD1,UD3,UA1。因此，可 選擇上述變量作為工作裝置反轉六桿機構優(yōu)化設計變量，即 X1 = 【R2,R4,R5,R6,R8,UG1,UG2,UD1,UD3,UA1】T = 【x1,x2,x3,x4,x5,x6,x7,x8,x9,x10】T 3.2 工作裝置六桿機構優(yōu)化設計目標函數(shù)的確定 對確定型號的裝載機來說，因其最大崛起力受到整機參數(shù)的限制。因此，在 工作裝置的優(yōu)化設計中，如果一味的追求崛起力最大，有很大的盲目性；而且， 在功率一定的情況下，工作裝置的崛起力與崛起速度存在著一種反比關系，這將 導致崛起效率的降低。而在追求高效率的今天，只以崛起力最大作為優(yōu)化設計的 目標函數(shù)顯然是不合適的，并且在實際工作過程中，裝載機是很少在最大崛起力 狀態(tài)下工作。通常，在滿足一定的崛起力條件下提高鏟斗的崛起速度，可以優(yōu)化 出更加完善的工作裝置。因此，對工作裝置的連桿機構而言，其優(yōu)化設計的目標 函數(shù)確定為在追求工作裝置連桿機構傳力比最大的同時，使轉斗缸的行程達到最 短。即在考慮到工作裝置特性的基礎上，為提高其動力與經(jīng)濟性，取下列目標函 數(shù)作為優(yōu)化目標： F(X1) = ω1μf1( X1)+ω2(XR74(X1)-CC) （3-2） 式中 ω1，ω2-對應分目標函數(shù)的加權因子，它的取值可體現(xiàn)各分目標函數(shù)的重 要程度，ω1+ω2=1； μf1(X1)-連桿機構的傳動比； XR74(X1)-最不易卸料位置時，轉斗缸的卸料長度。 3.3 工作裝置六桿機構優(yōu)化設計約束條件的確定 1.邊界約束 根據(jù)整 機尺寸及工作裝 置布置的可能性 要求，設計中應給 出各 設計變量允許變化的空間范圍。這些限制設計變量的取值范圍，稱為邊界約束。 邊界約束的選取帶有一定的經(jīng)驗性，一般應考慮以下因素： 1）選取邊界約束時，應在充分了解設計變量與性能之間的關系的基礎上， 綜合考慮性能約束，目標函數(shù)的性質，不要使二者過于矛盾，以便使優(yōu)化計算少 走彎路，提高計算效率。 2）考慮結構設計實現(xiàn)的可能性，以獲得真正可行的設計方案。 13 3）考慮整機總體參數(shù)的要求 ，以獲得與總體參數(shù)相匹配的邊界約束。 4）考慮上機時間的要求，一般來說，邊界約束所取的范圍 越大，與最優(yōu)解 的離散程度越高，則計算時所需的機時越多；反之機時越少。 5）分析同類機型工作裝置現(xiàn)有的結構尺寸，估計最優(yōu)解可 能出現(xiàn)的近似解 范圍，使邊界約束的中心盡量靠近最優(yōu)解。 在充分考慮了上述因素后，對于連桿機構，設置了十個設計變量的上限和下 限，共二十個邊界約束條件，即 Xmin≤Xi≤Xmax i=1,2,3,4,…,10 (3-3) 式中 Xmin，Xmax-分別為連桿機構設計變量 Xi 的上，下限。 在具體計算時，設計變量上，下限的取值，一方面，可參考同噸位的現(xiàn)有裝 載機工作裝置的結構尺寸進行選擇；兩一方面，可采用優(yōu)選設計法進行確定。 2.性能 約束 性能 約束是指 某些性 能或 設計要求 所退到 出來的 一些約 束條 件。它的建立保證了工作裝置的作業(yè)性能。性能約束一般包括以下組成部分： （1）平移性約束 所謂平移性，是指在動臂舉升過程中的鏟斗收斗角的變化 特性。一般以動臂下限，運輸位置和上限位置時鏟斗的收斗角來度量。為保證鏟 斗裝滿物料，根據(jù)鏟斗位置時鏟斗的收斗角應大于 46°；上限位置 時鏟斗的收 斗角應小于 62°。同時，必須保證任意位置收斗角之差不大于 15°。 需指出，滿足上述條件并不一定能保證裝滿物料的顫抖在舉升過程中物料部 撒落。這是因為在動臂舉升過程中，鏟斗最大收斗角位置一般不與上限位置重合。 因此，為了確保鏟斗的平移性，必須設立鏟斗最大收都叫機器位置的約束。 若假設運輸位置和上限位置時鏟斗的收斗角分別為 UA5 和 UA6，則由公式 U = f63（UG,R7,X1） 可得：UA5 = f63 （UG7,YR7,X1） （3-4） UA6 = f63 （UG6,YR7,X1） （3-5） 所以，可建立如下約束條件，即 UA5-U7≥0 ( 3-6 ) U5+UA5-UA6≥0 ( 3-7 ) UA6-UA5≥0 ( 3-8 ) U10-UA6≥0 ( 3-9 ) 14 U9-(UA7-UA6) ≥0 (3-10) 式中 U5-上限位置收斗角與運輸位置收斗角之差值，即 U5=UA6-UA5,一般 取 U5≤20°； U7-運輸位置收斗角的限定值，取 U7≥46°； U9-最大收斗角與上限 位置收斗角之差的上限值，即 UA7-UA6≤U9，亦稱 收斗角回擺限定值，一般取 U9≤5°； U10-上限位置收斗角限定值，即 UA6≤U10，取 U10≤62°； UA7-最大收斗角，由一維優(yōu)化法求得 （2）靠檔塊約束 所謂靠檔塊，是指動臂從下限位置到運輸位置過程中，鏟 斗始終靠在動臂的檔塊上。這樣可帶來如下好處： 1）當運輸過程中鏟斗與障礙物相撞時，強烈的撞擊力可直接傳給動臂，可 以保護工作裝置的其他薄弱構件不遭破壞。 2）由于在物料的運輸過程中鏟斗靠緊檔塊，從而避免因運輸中出現(xiàn)鏟斗“點 頭”現(xiàn)象而物料撒落。 3）司機操作時，運輸位置不一定是設計的運輸位置，常常是在其附近的位 置；由于鏟斗處處靠檔塊，就可以保證實際運輸位置的斗缸長度，從而保證了連 桿機構理論上的平移性。 4）可以避 免某些工 作裝置在 運輸位置 下落動臂 時出現(xiàn)的 機構嚴重干 涉現(xiàn) 象。 15 2 2 2 (YR +R ) +R5 - R6 UGg =UG1 -arccos( ) （3-11） 圖 3-2 所示 鏟斗靠擋塊約束 由圖 3-2 可以很直觀的看出：工作裝置在下限收斗位置，如果 F 點處于 G,E 兩點的線之上，那么動臂在舉升過程中， 當 G,F,,E 三點處于一條直線上時，由 于 UD 角達到其最大值，而使得 UA 角變?yōu)樽钚　６?，隨著動臂的不斷舉升， UA 又逐漸增大。這樣一來，如果位置 G,F,E 三點重合于一條直線的位置設計在 運輸位置附近，那么就使得動臂從下限位置到運輸位置的舉升過程中，鏟斗緊緊 的靠在動臂的檔塊上，即使 AB 桿緊靠在 AD 桿上。 令 2 R5 ( R6 +YR7 ) UG8 =UG7 +UG2 （3-12） 這樣，可建立靠擋塊約束，即 U 4 -UG1 -UG9 30 （3-13） 而動臂從下限位置至運輸位置的舉升過程中，鏟斗相對動臂的轉角 UA4 為 UA4 = UA5 + UG4-UG7-U2 (3-14) 所謂靠擋塊約束也是相對的。為避免靠擋塊約束帶來的 干涉現(xiàn)象，必須建 立相應的不干涉性約束，即 UA4≥0 （3-15） U 4 -UA4 30 （3-16） 其中，U4 為滿足靠擋塊性能時，運輸位置斗背相對動臂干涉角的限定值。 U4 應取充分小，一般取 U4≤3。這樣，可使得下限位置至運輸位置的舉升過程 中，鏟斗相對動臂的轉角充分小。由于整個工作裝置各構件裝配過程中存在著很 多間隙。這些間隙的消除足以抵消 U4 微小干涉量，而它帶來的好處卻很大。 式（3-16）的建立還帶來了其他好處，即 U4 的取值可改變運輸位置收斗角 及整個舉升過程收斗角的變化規(guī)律，使得優(yōu)化方案的平移性更適合于設計方案。 16 4.1 鏟斗的設計 第4章 裝 載機 鏟斗的設計 （1）鏟斗的截面形狀 圖4.1 鏟斗截面 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4.1 所示。鏟斗的寬度應大于裝載機兩前輪外側間的寬度，每側腰寬出 50-100mm，選定80mm。如鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所 形成的物料堆階梯會損傷輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。 （2）鏟斗基本參數(shù)的確定 設計時，把鏟斗的回轉半徑R 作為基本參數(shù)，鏟斗的其他參數(shù)則作為R 的函數(shù)。 式中， Vs ——鏟斗平裝容量，單位：立方米，取Vs=1.8 B0 ——鏟斗內側寬度，單位：米，B0=2.96 （4-1） λg ——鏟斗斗底長度系數(shù)，λg =1.40-1.53，取λg =1.46 17 λz ——后壁長度系數(shù)，λz =1.1-1.2，取λz =1.15 λk——擋板高度系數(shù)，λk =0.12-0.14，取λk =0.13 λr ——圓弧半徑系數(shù) λr =0.35-0.4，取rλ =0.38 γ ——張開角，為45 度-52 度，取48 度 γ1——擋板與后壁間的夾角 取30 度 根據(jù)公式3-1公式得 R = 0.95 m 斗底長度L g =λg R=1.46X0.95=1.39m 后壁長度L z =λz R=1.15X0.95=1.10m 擋板高度L k =λk R=0.13X0.95=0.12m 圓弧半徑r=λr R=0.38X0.95=0.36m 4.2 斗齒的設計 鏟斗 斗刃上可以由斗齒，也可以沒有斗齒。若斗刃上裝有斗齒，斗齒將先于 切削刃插入料堆，由于它比壓大（即單位長度插入力大），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，效果尤為明顯。所以選擇帶斗齒的鏟斗。 斗齒結構分整體式和分體式兩種。一般斗齒是用高錳鋼制成的整體式，用螺 栓固定在鏟斗斗刃上。 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250~500mm 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，齒間易卡住石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比短而寬的齒插入阻力 小，但太窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500~600kg 為宜。所以 選擇齒間距為370mm，斗齒寬度為93mm，斗齒長度為400mm。 18 第 5 章 裝載機工作 裝置連桿系統(tǒng)設計 5.1確定動臂長度、形狀與車架的鉸接位置 1．動臂與車架鉸接點位置的確定采用比較法設動胃與車架的鉸接點位置 A， 如圖 5-1 所示。兩動臂鉸接點 A 在橫向平面內的距離 bA 可根據(jù)裝載機的輪距、 并考慮動臂油缸的外形尺寸確定。 動臂鉸接點 A 在縱向平面內的位置可由 A 點到前輪中心的距離 LA 及斗的上 下兩個極限位置來確定。當動臂長度一定時，LA 的大小影響裝載機的卸裁距離。 在滿足卸載距離的情況下，從調整對整機的作用力矩出發(fā)，·以及不 使工作裝置 前面過于突出， 一般希望 21 大一些，使 A 點水平位置盡量靠近裝載機的重心。 這對于采用托架式四連桿機構的工作裝置及整體式車架的裝載機比較容易實現(xiàn)。 但對于反轉連桿機構的工作裝置以及鉸接式車架的裝載機，A 點布置太后給駕駛 室的布置帶來困難。設計時可參考同類樣機選取，并在總體布置時確定。 圖 5-1 各鉸接點的位置 如圖5-2所示，當動臂在最低 位置時，動臂與鏟斗的鉸接點Bl應盡量靠近輪 胎， 當鏟斗處于上翻位置時使其與輪胎有一定的間隙，而確定Bl點的位置。 當 動臂在最高舉升位置時，動臂與鏟斗的鉸接點B 2可由最大卸載高度Hmax及此 時的卸載距離3來確定 19 2 2 2 圖 5-2 動臂計算簡圖 （a）動臂結構布置示意圖 （b）動臂布置幾何圖解 顯然，在縱向平面內A點應在B1B2兩點連線的中垂線mm上，再根據(jù)lA之大小 作垂線nn，直線mm與nn之交點即為所求的A點。 2.動臂長度的確定 在5-2中，AB為動臂長度，Bn為動臂與鏟斗鉸接點至斗尖的連線。當動臂提 升到最大卸載高度Hmax,使鏟斗處于最小卸載距離S時，利用所示的幾何關系，從 三角形AB’I可求出動臂長度lAB lAB = a +b +c +2c(b sin g-a cos g) （5-1） 式中 a = lA+R+S; B = Hmax – HA c*c=HB*HB + LB*Lb r = a’1 + a’’ hA-動臂與車架鉸接點A的高度； lA-交接點A到前輪中心的水平距離； R-前輪半徑； S-鏟斗的最小卸載距離； Hmax ——鏟斗最大卸載高度 Hb lb為鏟斗的結構參數(shù)，由鏟斗設計決定。 根據(jù)3——1的公式求出動臂長度Lab = 1983mm 20 按式(5—1)求出 動臂長度后， 可根據(jù)上述參數(shù)， 按比例用作 圖法進行如 下校核：是否滿足總體尺寸的要求；是否能保證鏟斗位于運輸狀態(tài)時不與前輪相 碰。如不能滿足，可調整鉸接點 A 的位置，重新計算或者在總體尺寸允許的情 況下增加動臂長度。 5.2 動臂形狀的選擇 動臂 按其縱向中線形狀可 分為直線型與曲線型 兩種(圖 5-3 )。前者結 構簡 單，腹板變形小，重量輕，而且動臂的受力情況較好，后者可使工作裝置的結構 布置更為合理。 圖 5-3 動臂形狀 動臂 的斷面尺寸由強度分 析確定，為減輕工作 裝置重量，通常多按等 強度 梁設計動臂斷面尺寸。 動臂 斷面的結構形式有單 板，雙板和箱形三種 。大型裝載機的動臂多 采用 雙板或用箱形結構。因為這種動臂形式能較好地改善動臂的受力情況，消除了單 板動臂因搖臂支承力作用使動臂承受附加扭矩的影響。 5.3 確定動臂油缸鉸接位置 確定動臂油缸與動臂及車架的鉸接點 H、M 的位置(圖 5-4)，通常參考同類 樣機，同時考慮動臂油缸的提升力臂與行程的大小選定。H 點一般選在約為動臂 長度的三分之一處，且在 動臂兩鉸接點的連線之 上，以便留出餃座位置 (對曲線 型動臂而言)。動臂油缸與車架有兩種連接方式：油缸下端與車架鉸接(圖 5-4) 油 缸中部或上端與車架鉸接(圖 5-4b)。 后者在動臂提升過程中，由于油缸下端的 擺動，可以使動臂油缸的提升力臂變化較小，效率較高。但不論那種連接方式， 都要使動臂油缸的下端到地面的距離 Fz7n 滿足裝載機離地間隙的要求。此外， 在采用動臂油缸下端擺動的連接方式時，要注意油缸下端在擺動過程中不與機體 21 發(fā)生干涉。 圖 5 – 4 動臂油缸的鉸接位置 （a）油缸下端與車架鉸接 （b）油缸中部或上端與車架鉸接 5.4 連桿機構的設計 1．設計要求 從完成鏟掘、裝卸這一基本作業(yè)要求出發(fā)，連桿機構的設計要求是： 1)當單獨操縱動臂油缸提升鏟斗時，由動臂、鏟斗、搖臂——連桿及轉斗 油缸(圖 5—1)等所組成 的連桿機構，應能保證裝滿物料的鏟斗無泄漏地從地面提 升到最大卸載高度，如圖 5—9 所示，亦即要求鉸接點 B 與 C 的連線 BC 在提升 過程中平行移動。 平行 四連桿機構可以準確 地滿足這一要求，但 由于受結構布置的限制 及同 時要滿足其它方面的要求等原因，多數(shù)裝載機的工作裝置都采用非平行四連桿機 構，因此在動臂提升過程中，鏟斗或多或少要向后翻轉一些，動臂在上、下極端 位置時鏟斗的后傾角一般允許相差 15°，所以只能近似地滿足這一要求。 鏟斗的后傾角“(圖 5-5 )應大于 45°，以保證滿斗物料無撒落。通常在地面 運輸位置時取“＝45°~ 49°，在最大卸載高度時，應使斗口平面與地面平行， 通常取 α‘＝51°一 60° 2)要 保證在動臂 提升高度范圍 內的任意位 置都可以卸凈 物料，即要 求轉斗 油缸有足滿的行程，在任意位置時都能使鏟斗的前傾角 αl＞45°(圖 5-6 )。 22 圖 5-5 滿斗物料提升示意 圖 5-6 鏟斗的前傾角 此外，在設計連桿機構時，除了從上述運動方面考慮外，還應使連桿機構有 效地傳遞作用力。為此，在選擇連桿機構中的構件尺寸時，應盡量使力的作用方 向與鉸接點的運動方向的夾角——壓力角犀不應太大。根據(jù)機構設計經(jīng)驗，對于 鉸接連桿機構，海值應小于 60。。否則壓力角太大，工作時的有效分力太小，且 使鉸銷軸承受較大的擠壓力。 由于機 構運動過程中，壓 力角是變化的，所 以有效分力也是變化 的。設計 時應盡量保 證在鏟掘 阻力最大 時所產生的 有效分力 也最大， 以發(fā)揮較大 的鏟起 力。因此，不同形式的連桿機構，其鏟起力的變化曲線也不同。 2．連桿機構中的構件尺寸及鉸接點位置的確定 如圖 5-7 所示，對于反轉連桿式的工作裝置，其連桿機構的設計主要是確 定：搖臂與連桿的尺寸及餃接點 G 和 C 的位置；轉斗油缸與車架的鉸接點 D 的 位置及轉斗油缸的行程等。搖臂和連桿要傳遞較大的轉斗油缸作用力，所以設計 時要同時從運動與受力兩方面考慮。通常都是參考同類樣機按比例選取，然后從 運動與受力兩方面進行校核并修改，使之滿足工作裝置的作業(yè)要求。 搖臂的形狀(夾角 6)、長短臂的比例(FG／EG)及鉸接點 G 的位置(圖 5-7 ) 的確定，主要是考慮連桿機構的空間布置，避免相互之間的干涉，同時連桿長度 與轉斗油缸行程也不要過大。