0033-ZL15型輪式裝載機工作裝置設計【全套5張CAD圖】
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附件：
動臂、鏟斗運動仿真：
#include "stdio.h"
#include "math.h"
#include "graphics.h"
#define pi 3.1415926
main()
{
float l1 , l2 , l3 , l4 , a , b;
int x1 , y1 , x2 , y2 , x3 , y3 , x4 , y4;
int gdriver=DETECT,gmode;
initgraph (&gdriver ,&gmode , "c:\\mydocuments\\tc");
cleardevice();
line(20,460,400,460);
line(20,460,20,20);
circle(20,230,3);
circle(20,320,3);
l1=sqrt(pow(119,2)+pow(130,2));
l2=sqrt(pow(210,2)+pow(230,2));
x2=(int)(12*sin(135*(pi/180)));
y2=(int)(230-12*cos(135*(pi/180)));
l3=sqrt(pow((250-x2),2)+pow((460-y2),2));
l4=sqrt(pow((240-x2),2)+pow((y2-430),2));
x1=(int)(l1*sin(135*(pi/180)));
y1=(int)(230-l1*cos(135*(pi/180)));
circle(250,460,3);
circle(240,460,3);
line(x2,y2,250,460);
line(x2,y2,240,430);
line(240,430,250,460);
b=60*(pi/180);
for(a=70*(pi/180);a<145*(pi/180);a+=pi/180)
{cleardevice();
line (20,460,400,460);
line(20,460,20,20);
circle(20,230,3);
circle(20,320,3);
line(20,230,x1,y1);
line(x1,y1,x2,y2);
circle(x2,y2,3);
line(20,320,x1,y1);
circle(x1,y1,3);
x3=x2+l3*sin(a);
y3=y2+l3*cos(a);
x4=x2+l4*sin(a+b);
y4=y2+l4*cos(a+b);
circle(x3,y3,3);
circle(x4,y4,3);
line(x2,y2,x3,y3);
line(x2,y2,x4,y4);
line(x3,y3,x4,y4);
getch();
}
for (a=135*(pi/180);
a>50*(pi/180);
a-=pi/120)
{
line (20,460,400,460);
line (20,460,20,20);
circle(20,230,3);
circle(20,320,3);
x1=(int)(l1*sin(a));
y1=(int)(230-l1*cos(a));
circle(x1,y1,3);
line(20,320,x1,y1);
line(20,230,x1,y1);
x2=(int)(12*sin(a));
y2=(int)(230-12*cos(a));
circle(x2,y2,3);
line(x1,y1,x2,y2);
getch();
}
getch();
}
鉸接四桿機構會引起不穩(wěn)定運動的證明
不穩(wěn)定機構在它的運動范圍內有兩個平衡點，它們在很多系統(tǒng)中都很重要，如閥，開關和節(jié)拍。不穩(wěn)定機構由于能量儲存和動作特征相結合并必須同時考慮而難設計。這篇論文研究的是不穩(wěn)定機構如四桿機構，它在聯(lián)接處有扭轉彈力，理論上硬質機構的性質已經有所改善來保證不穩(wěn)定機構的轉動。設計師用這些知識可以解決大量的不穩(wěn)定機構的運動與能量需求問題。舉例說明在不穩(wěn)定機設計中理論的作用。
介紹
一個活動機構在它的運動范圍內有兩個平衡位置，這是很多機構所要求的，但是活動機構在設計中存在許多問題，尤其是機構運動與能量積累特點有關。而且，通常情況下運動與能量存儲會發(fā)生在一個靈活轉動部件上。這篇論文講的是要設計一個簡單的轉動機構，研究機構的運動和不穩(wěn)定機構之間的基本關系的必要性。
許多人已經討論了大量的轉動機構的特征，包括運動機構特征的設計。最近，他們對微型轉動機構特別感興趣，它需要的用來控制開關的動力是由轉動機構提供的，而不需要維持運轉。不穩(wěn)定微型閥，微型開關，微型繼電器，甚至是一個小的纖維開關都已經證明了這一點。有人建議用一個轉動系統(tǒng)來提供裝配微小零件的彈力，在穩(wěn)定系統(tǒng)中這項工作也正進展。這篇論文是研究機構的結構來保證不穩(wěn)定機構的執(zhí)行，這是不存在的例子。
問題的研究
以上的每個轉動機構在運動過程中都存儲和釋放能量，事實上，所有的不穩(wěn)定系統(tǒng)需要某種形式的能量儲存，因為，穩(wěn)定點發(fā)生在能量最小處。不穩(wěn)定機械系統(tǒng)典型地靠拉緊時儲存的能量來獲得不穩(wěn)定運動。不穩(wěn)定機構表現(xiàn)的順從的方式得到不穩(wěn)定執(zhí)行運動，因為活動桿件允許活動桿件和能量儲存合并為一體。另外，有許多優(yōu)點，如減少零件數，減少摩擦，反沖和損耗。
然而，不穩(wěn)定機械的設計并非機械的，需要分析機構轉動和儲存的能量，為解決這個問題，以上提到的機械中的許多用一個簡單梁來獲得不穩(wěn)定運動的情況。但是，這個方法簡單，不能讓設計者靈活的控制滑動力或穩(wěn)定狀態(tài)的位置，尤其是對小橫梁?？渴Ｓ嗟囊稽c拉力和改變的很多的參數減少彎曲。
鉸鏈模型提供了一個簡單的方法來模擬復雜的非直線偏斜的機構。它能大約地說明一個用了一個或一個以上螺栓聯(lián)接的機構的力偏斜的特征。聯(lián)接的扭轉彈力模仿部件的剛度，如圖1所示。這個類型的模型用運了短且彎曲的旋軸，端部用螺栓固定，或直構件用螺栓固定。連桿的長度和彈簧的剛度都綜合地用運。
鉸鏈模型在精確分析與轉動機構和能量儲存特點的綜合用運已經被充分地證明，但是為了研究分析目前的問題，人們已經意識到許多類型的機構可能表示連桿被彎曲的彈簧螺栓聯(lián)接。因此，這篇論文將提醒我們用固定的帶有彎曲彈簧的結構在一個或多個聯(lián)接處檢查機構的轉動和運行情況，然后這個；運行的結果可能會用到固定結構或不穩(wěn)定結構中。這要依賴于執(zhí)行結果或設計者的要求。
不穩(wěn)定機構的穩(wěn)定性。機械中部件的彎曲或是彎曲彈簧要求有力的運動。當沒有外部力來保證力機構位置的時候，機構處于平衡位置。如果在小干擾之后系統(tǒng)又回到原來位置，機構就是穩(wěn)定的，但是，如果小干擾使系統(tǒng)改變了原來的位置就不穩(wěn)定。潛能和機構的穩(wěn)定性可以用拉格朗日定理聯(lián)系起來。如果符合最小潛能，平衡位置就是穩(wěn)定的，這條定理導致了更多的不穩(wěn)定機構形式上的定義，一個不穩(wěn)定機構在轉動范圍內包括兩個最小能量點。
用鉸鏈固定的模型的潛能方程可以簡單地建立，對有聯(lián)接的桿，它的潛能方程為；
(1)
式中k是彎曲彈簧系數，θ是連桿的轉角，或桿件的彎曲角度，機構的潛能是儲存在各個桿件中的潛能之和。平衡點可以通過確定機械位置的找，它是第一次找到偏移量為零的位置。在這些點中第二次的偏移量將決定平衡位置的穩(wěn)定性，正值則符合。
分析機構的方法 如圖2所示無鉸鏈的四桿機構，圖中有四根桿長度分別是r1,r2,r3,r4,四個扭轉彈簧系數分別是k1,k2,k3和k4，每根桿和地面的夾角為θ1，θ2，θ3，θ4，定義地面為第一根桿，認為扭轉彈簧不扭曲，機構中的位置決定于θ20，θ30，θ40，不穩(wěn)定機構的設計要保證有不穩(wěn)定結構存在。所以，可能要單獨檢查每個彈簧來確定是否有一個彈簧在機構中保證機構能執(zhí)行運動。這要選擇一個非零參數，而其它的都為零，這種潛能方程可能不同，它的偏移量等于零，方程的解決定于平衡位置。因此，可以這樣描述解決問題的方法：在一般的四桿鉸鏈機構中找到扭轉彈簧位置，該機構在轉動過程中要有兩個平衡點。
問題的解表明簡單設計的工具加工不穩(wěn)定結構如同一系列定理指導不穩(wěn)定結構，由一系列定理說明不穩(wěn)定機構的運行結果，用定理論證以上解。
定理指導不穩(wěn)定結構的運動
根據Grashof準則，四桿機構分為Grashof機構和非 Grashof機構，Grashof
準則可以用數學式描述：
（2）
式中s,l,p和q分別是最長最短，和兩根長度處于中間的桿。Grashof準則2將方程分為
符合不等式的為 機構，反之為非 機構。另外，邊為機構是對于方程左邊和右邊相等的一系列機構。變位機構將回和其它 機構類型不同地處理，所以這里有三種機構： 機構，邊為機構和非機構。
Grashof不等式機構
定理1 當且僅當四桿機構的一個聯(lián)接處的扭轉彈簧位于最短桿對面，并且不彎曲彈簧與其對面的兩桿在一條直線上的狀態(tài)不符時，它運動起來和鉸鏈桿模型機構一樣不穩(wěn)定。
準則1.1 當且僅當四桿Grashof機構有一個扭轉彈簧位于最短桿對面，并且不彎曲彈簧與其對面的兩桿在一條直線上的狀態(tài)不符時，它將不會平衡。
論證. 通過對一般的有一個聯(lián)接的四桿機構的潛能方程分析，證明定理1，分析最小潛能方程的解決定機構轉動是否能達到每個最小值，因為前面論證的鉸鏈機構的精度，結果是相當地適合任何機構。因此準則1和定理1.1同樣的論據。
以上定理可以通過考慮Grashof機構的轉動來決定哪個螺栓聯(lián)接要在兩個位置保持相對大小一樣的角度。但是，更多的嚴密的論據給設計者更多的信息去認識自然和穩(wěn)定位置的設定方法。
能量方程發(fā)分析，對于任何四桿機構，能量方程是每個彈簧潛能的和
(3)
式中
(4)
選擇θ2為獨立的變量，第一個偏移量為：
(5)
因為這個機構可能被反轉以使它的每個桿是地面一樣固定的，只有一個彈簧位置需要分析，選擇位置4是因為方程簡單，而且θ2這個獨立變量沒在表達ψ4的方程中出現(xiàn)，如果k4不為零，方程為：
0= （6）
方程中的第一部分θ4-θ40=0，使機構有兩種符合的裝配方法，那就是說，任何長度r1,r2,r3r 和r4的桿，第四根桿的初始角θ40，有兩個不同的機械位置，假設θ40不符合要求，機構可以被裝配，如圖3，按準確的位置可以這樣列方程
（7）
方程的解是
或 （8）
式中
（9）
θ20，θ30分別是第二，第三根桿的初始交，但是如果θ20=θμ，這兩組解就相同了，和θ40的例子一樣。
方程（6）的第二部分偏移量為
（10）
如果 方程有兩組解：
θ2=θ3
θ2=θ3+π
因此，當第二根桿和第三根桿在同一條直線上時，偏移量為零，根據方程（10）的偏移量為零時，第二，三根桿也在同一條直線上，也就是說機構是變位機構。
對解的解釋
從以上分析可知，彈簧放在四桿機構的任何一個桿件上第一個偏移量的潛能方程都有四組解。前兩組在方程（8）中給出，是機構的穩(wěn)定位置，另兩組解在方程（11）中，是不穩(wěn)定位置，除非θ40象以上定義的那樣是極值。這時，方程（7）有唯一解，和方程（11）總的解相同。因此，潛能方程在整個轉動過程中最多有兩個準確值---一個穩(wěn)定位置和一個不穩(wěn)定位置。這就證明了一個四桿機構的彈簧聯(lián)接的對桿同軸是就會穩(wěn)定。
雖然對任何長度桿件的機構和彎曲彈簧都有可能有兩個穩(wěn)定位置，但是除了以上討論的極值，有些結構達不到穩(wěn)定狀態(tài)，也就是說，一個機構總可以在穩(wěn)定位置裝配。但是裝配后不一定穩(wěn)定。為了證明這點，認為一個機構在不穩(wěn)定位置，這時與彈簧聯(lián)接的對桿在一條直線上。即當θ2=θ3時，機構達到平衡點，
（12）
相似地，如果θ2和θ3相差π弧度，方程為
（13）
方程(12)的第二個條件和方程(13)的第一個條件可以同時用任意的四桿機構證明，式中可知任意兩桿的長度小于等于另外兩桿的和，要想證明這個不等式，可以組裝一個符合不等式地機構。最長的桿也要小于等于另外兩桿之和，表達式為
s+p+q>l （14）
式中slpq如方程（2）中定義的，代數不等式為
l-q ≤ s+p （15）
l-p ≤s+q
l-s ≤ p+q
另外，由于l為最長桿，可得以下不等式：
p-s10t。
三．裝載機的作業(yè)方式：
裝載機是循環(huán)作業(yè)式的工程機械。它的一個作業(yè)循環(huán)由駛進料堆、鏟取、后退、轉向、駛進卸料目標和卸料等動作構成。其中，對物料的鏟取方法和作業(yè)時運輸車輛的配置方案，將影響生產率的高低。
1． 鏟取方法：裝載機對物料的鏟取方法有一次鏟取法和復合鏟取法兩種。
（1）一次鏟取法：鏟斗一次插入料堆，一次收斗而裝滿鏟斗的鏟取方法。作業(yè)時裝載機從正前方駛進料堆，邊進邊放下鏟斗，在料堆前1m處使鏟斗落到地面，處于浮動位置，斗刃能觸及料堆時，加大油門緩緩插入料堆，然后鏟斗上翻，提升動臂到運輸位置再倒退駛出。該法是最簡單常用方法，比較適用于阻力比較小的松散料堆。
（2）復合鏟取法：裝載機前進插入料堆的同時，鏟斗與提臂相配合鏟取物料的方法。這樣鏟取切削阻力小，容易裝滿鏟斗，適合鏟裝切削阻力較大的物料。
2． 作業(yè)配置方案：裝載機與運輸車輛的作業(yè)配置方案，主要取決于現(xiàn)場的條件、運輸車與裝載機的數量和類型。廣泛使用的有“I形”、“V形”、“L形”作業(yè)方法。
（1）“I”形作業(yè)法：運輸車平行與工作面并往復地前進和后退，所以也稱之為穿梭作業(yè)法。
這種作業(yè)方式可減少裝載機改變方向的次數，如果裝載機與運輸車配合的好，會有較好的生產率。
（2）“V”形作業(yè)法：運輸車與工作面成60度的角度，裝載機裝滿鏟斗后，在倒車駛離工作面的過程中，并調轉駛向料堆，進入下一次的作業(yè)循環(huán)。
這種作業(yè)方式可以得到較短的工作循環(huán)時間，故應用十分廣泛。
（3）“L”形作業(yè)法：運輸車垂直于工作面，裝載機鏟裝物料后，倒退并翻轉90度，然后向前駛向料堆進行下次鏟裝。
這種作業(yè)方式在運距較短時，一個司機可輪換在兩輛運輸車上工作，以減少人力。這種作業(yè)方式適用寬廣的作業(yè)場合。
第五章 裝載機工作裝置設計
5.1 工作裝置結構分析
裝載機采掘和卸載貨物的作業(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、連桿及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗以鏟裝物料；動臂和動臂油缸的作用是提升鏟斗并使之與車架連接；轉斗油缸通過搖臂，連桿使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的轉動采用液壓操作。
由動臂、動臂油缸、鏟斗、轉斗油缸、搖臂、連桿及車架相互鉸鏈而成的機構，在裝載機工作時需要保證：當動臂處于某種作業(yè)位置不動時，在轉斗油缸的的作用下，通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動；當轉斗油缸閉鎖時，動臂在動臂油缸的作用下提升或下降鏟斗過程中，連桿機構應該能使鏟斗在提升過程中保持平動或與地面的夾角變化控制在很小的范圍，以免裝滿料的鏟斗由于鏟斗傾斜而使物料灑落；而在動臂下降時，又自動將鏟斗放平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高生產效率。
一. 結構形式的選擇
裝載機的工作裝置的結構形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其動臂和連桿的后端與車架的支座鉸鏈，動臂和連桿的前端與鏟斗托架鉸鏈，托架上部鉸接轉斗油缸，其活塞桿幾托架下部與鏟斗鉸接。當托架、動臂、連桿及車架支座構成的是平行四連桿機構，則在動臂提升、轉斗油缸閉鎖時，鏟斗始終保持平動，斗內物料不會灑落。
無鏟斗托架的工作裝置，結構比較簡單，同時，由于轉斗油缸及鏟斗都是直接鉸接在托架上，所以鏟斗的轉動角較大。但是，動臂前端的較重的托架減少了鏟斗的載重量。根據搖臂、連桿數目及鉸接位置的不同，可組成不同形式的連桿機構，鏟斗的鏟起力P隨鏟斗轉角a的變化關系，傾斜時的角速度大小以及工作裝置的運動特性也不同。因此，裝載機工作裝置的結構形式的選擇，既要考慮結構簡單，也要考慮作業(yè)性質和挖掘方式來確定。
5.2 鏟斗設計
一．鏟斗結構形式的選擇
鏟斗是直接用來切削、收集、運輸和卸出物料，裝載機工作時的插入能力及鏟掘能力是通過鏟斗直接發(fā)揮出來的，鏟斗的結構形狀及尺寸直接影響裝載機的作業(yè)效率和工作可靠性，所以減少切削阻力和提高作業(yè)效率是鏟斗設計的主要要求。鏟斗是在惡劣的環(huán)境下工作承受很大的沖擊載荷和劇烈的磨損，所以要求鏟斗具有足夠的強度和剛度，同時要耐磨。
根據裝載物料的容重，鏟斗做成三種類型：正常斗容的鏟斗用來裝載容重1.4～1.6噸/米的物料（如砂、碎石、松散泥土等），增加斗容的鏟斗，斗容一般為正常斗容的1.4～1.6倍，用來采掘容重1.0噸/米左右的物料（如煤、渣等）；減少斗容的鏟斗，斗容為正常的0.6～0.8，用來裝載斗容重大于2噸/米的物料（如鐵礦石、巖石等）。用于土方工程機械的裝載機，因作業(yè)對象較廣，因此多采用正常斗容的通用鏟斗，一般適應鏟裝不同物料的需要。
鏟斗切削刃的形狀根據鏟掘物料的種類不同而不同，一般分為直線型或非直線型兩種。直線型切削刃簡單并利于地面刮平作業(yè)，但切削阻力較大。非直線型切削刃有V型和弧型等，裝載機用的較多是V型斗刃。這種切削刃由于中間突出，在插入料堆時，插入力可以集中作用在斗刃中間部分，易于插入料堆；同時減少“偏載切入”有一定的效果。但鏟斗的裝滿系數要小于直線型斗刃的鏟斗。
裝有斗齒的鏟斗，在裝載機作業(yè)時，插入力有斗齒分擔，形成較大的比壓，利于插入密實的料堆疏松物料，便于鏟斗的插入，斗齒磨損后容易更換。因此，對主要用于鏟裝巖石或密實物料的裝載機，其鏟斗均裝有斗齒。用于插入阻力較小的松散物料或粘性物料，其鏟斗可以不裝斗齒。
斗齒的形狀對切削阻力的影響：對稱齒型的切削阻力比不對稱的大；長而狹窄的齒比寬而短的切削阻力小?；【€型側刃的插入阻力比直線型側刃小，但弧線型側刃容易從兩側泄漏物料，不利于鏟斗的裝滿適宜于鏟裝巖石。對主要用于土方工程的裝載機，在設計鏟斗時要考慮斗體內的流動性，減少物料在斗體的移動或滾動阻力，同時要有利于在鏟裝粘性物料是有良好的倒空性。
鏟斗底板的弧度(圓弧半徑，見圖)越大，鏟掘時泥土的流動性越好，但對于流動性差的巖石等，則應將底邊加長而弧度減小，使鏟斗容積加大，比較容易鏟取。但是當底邊過長，則鏟斗的鏟起力變小，且鏟斗插入料堆的插入阻力與刃口的插入深度成比例的急劇增加，如圖所示。相反，如底邊短，不但鏟斗的鏟起力大，而且卸載時，斗刃口的降落高度小，也易于將物料卸凈。因此，鏟斗轉鉸銷的位置以近于刃口處為好。
二．鏟斗容積
一）． 鏟斗基本參數的確定
鏟斗寬度應大于裝載機輪胎寬度，每側為mm，以便保護輪胎側壁，減少行使阻力。
在確定鏟斗各部分尺寸時，一般把鏟斗的回轉半徑R作為基本參數。著是因為它直接影響鏟斗前壁的長度，前壁長度的鏟斗要求插入深度大，插入力大，卸載時所占的高度空間大，而且直接影響鏟斗鏟取力和斗容的大小。
式中 ： ——幾何4容量(圖3—18小所示陰影斷面)，由設計任務書給定(米)
B。——鏟斗內側寬度(米)；
——鏟斗斗底長度系數，通常＝1.4-1.5，
鏟斗基本參數圖
——后斗壁長度系數，通常＝1.1-1.2，
——擋板高度系數，通常＝0.12-0.14；
——斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數，通常＝0.35-0.40；
——擋板與后斗壁問的夾角，通常rl＝5-10；
——斗底和后斗壁間的夾角，通常r。＝48-52， (有推薦55-65)
由計算得：
選取
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：=1528mm
后斗壁長度是指后斗壁上緣到與底相交點的距離：
=1216mm
擋板高度：
=143mm
鏟斗圓弧半徑：
=386mm
鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度：
=165mm
鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角。在選擇時，擋板的夾角為90。
二） 斗容的計算
鏟斗的斗容量可以根據鏟斗的幾何尺寸確定。
1．幾何斗容(平裝斗容)
鏟斗平裝的幾何斗容可按下式確定：
對于裝有擋板的鏟斗：
米
式中： ——鏟斗橫斷面面積，如圖中所示陰影面積（米）算得為0.38m
——鏟斗內壁寬(米)，1.93m
——擋板高度(米)；1.43m
——斗刃刃口與擋板h之間的距離(米)。0.9m
=0.73m
2．額定斗容(堆裝斗容)
鏟斗堆裝的額定斗容vR是指斗內堆裝物料的四邊坡度均為1：2，此時額定斗容可按下式確定。
對于裝有擋板的鏟斗：
米
式中： c——物料堆積高度(米)。
物料堆積高度c可由作圖法確定：根據科堆坡度角可得料堆尖端點M，再由M點作直線MN與CD垂直，將MN垂線向下延長，與斗刃刃口和擋板最下端之間的連線相交，此交點與料堆尖端之間的距離，即為物料堆積高度C,如下圖所示。
5.3 工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數設計
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)的倍力系數能設計成較大值。所以可以獲得相當大的鏟取力；
（2）恰當地選擇各構件尺寸，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。
一．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。
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
臂(舉升)油缸6等組成。整個工作機構鉸接在車架7上。
裝載機工作裝置圖
二．裝載工作對工作機構設計的要求
（一）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，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。在露天礦或工地，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”。
地下礦山使用的輪胎式裝載機習慣上稱“井下鏟運機”。目前，鏟運機多數向溜井或礦倉卸載，運輸距離較長，卸載位置較低，所以一般被稱為“動點低位卸載”．
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）
4）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。
三．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,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值。
一） 寸參數的圖解
圖解法是在初步確定了最大卸載高，最小卸載距離，卸載角等參數后進行的。
（一） 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坐標值一般取mm
反轉六桿工作機構簡圖
4． 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。
即工礦II，Y值為
(mm)
輪胎選標準系列: 16-24 外直徑為146010mm，
（a）根據最大卸載高度h和最小卸載距離l和卸載角畫出工礦Ⅳ，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1/3～1/2處。
5．確定動臂與搖臂的鉸接點B
B點位置是一個十分關鍵的參數。它對連桿機構的傳動比，倍力系數，連桿機構的布置以及轉斗油缸的長度等都有很大影響。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。
（二）連桿與鏟斗和搖臂兩個鉸接點E﹑F的確定
確定E﹑F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
若令GF=a,FE=b,BE=c,BG=d,并將上式兩邊同時除以d得下式：
初步設計時，上式可在下列值內選?。?
因為d值已經由—確定，所以可求得a、b、c三值。
d=1352mm, a=406mm～676mm, c=541～1081mm
這兩點位移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4—9所示，鏟斗取工況I 。以B點為圓。以BE＝c為半徑畫??；人為地初選E點，使其落在B點右下方的
弧段上；再分別以B點和G點為圓心，以FE＝b和GF＝a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：
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FE＞GE
工況IV肘 FE十BE＞FB
（三）轉斗油缸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。因此初步設計取：
C點一般取在B左上方，BC與BE夾角可取，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Ⅱ舉升到工礦Ⅲ過程為平動，由工礦Ⅳ到工礦Ⅰ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位置也唯一的被確定下來。因為鏟斗油缸由工礦Ⅱ舉升到Ⅲ或由Ⅳ放到工礦Ⅰ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。
（四） 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AG≥AG/3。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。
四．動臂形狀的選擇
動臂按其縱向中心線形狀分為直線型與曲線型兩種。前者結構簡單，腹板變形小，重量輕，而且動臂的受力情況好。后者可使工作裝置布置更為合理。
動臂的斷面尺寸由強度分析決定，為減輕工作裝置重量，通常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式、雙板式和箱體式三種。大型裝載機的動臂多采用雙板式或箱體式結構。因為這種動臂形式能較好的改善動臂的受力情況，消除了單板式動臂因搖臂支撐力作用使動臂承受附加扭矩的影響。此工作裝置是ZL45-40型裝載機的工作裝置，固采用雙板式曲線型結構，其具體參數見上述所示。
5.4 工作裝置強度計算
一．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5度時的鏟取位置作為計算位置，且假定外載荷作用在鏟斗的切削刃上。
二．外載荷的確定
由于物料種類和作業(yè)條件的不同，裝載機實際作業(yè)不可能使鏟斗切削刃均勻的受力，可將其轉化為兩種情況：1.認為載荷沿切削刃中部的集中載荷來代替均布載荷，稱為對稱受載的情況；2.由于鏟斗偏鏟，料堆密實程度不同，使載荷偏于鏟斗一側。形成偏載情況，通常將其簡化后的集中載荷加在鏟斗側邊第一斗齒上。
裝載機的鏟掘過程通常分為如下三種受力情況：
（1）鏟斗水平插入料堆，工作裝置油缸閉鎖，此時認為切削刃只受到水平力的作用。
（2）鏟斗水平插入料堆后，翻轉鏟斗（靠轉斗油缸工作）或提升動臂（依靠動臂油缸工作）鏟掘時，認為切削刃只受到垂直力的作用。
（3）鏟斗邊插入邊轉斗或邊提臂鏟掘時，認為水平力與垂直力同時作用在鏟斗切削刃上。
綜合上述分析，可以得到以下六種工作裝置的典型結構和工礦：
1．水平力的作用工況
水平力（即插入力阻力）的大小由裝載機的牽引力決定，起水平力的最大值為：
=5964(N)
式中：——裝載機空載時的最大牽引力
——插入力
2．垂直力的作用工況
垂直力（即鏟取阻力）的大小受裝載機的縱向穩(wěn)定條件限制，其最大值為：
0(N)
式中：——裝載機空載是的自重；
——裝載機重心到前輪與地面接觸點的距離；
——垂直力的作用點到前輪與地面接觸點的距離；
3．對稱水平力與垂直力同時作用的工況
此時垂直力由上式給出，水平力取發(fā)動機扣除工作油泵功率后，裝載機所能發(fā)出的牽引力。
4．偏載的作用工況。
5．受垂直力偏載的作用工況，垂直力大小與工況II相同。
6．受水平偏載與垂直偏載同時作用的工況，水平力與垂直力的大小與工況Ⅲ相同。
三．工作裝置受力分析
在確定了計算位置及外載荷的大小后，可進行工作裝置的受力分析。
（1）在對稱受載的工況下，由于工作裝置是個對稱結構，固兩動臂受的載荷相等。同時略去鏟斗及支撐橫梁對動臂與受力與變形的影響，則可取工作裝置；則一側進行分析，其上作用的載荷取相應工況外載荷的一半進行分析計算，即：
(N)
(N)
（2）在偏載的工況中，近似地用求簡支梁支反力的方法，求出分配于左右動臂平面內的等效力與：
；
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