裝載機工作裝置設計

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裝載機工作裝置設計,,,主要技術指標,最大牽引力：138KN；爬坡能力：；使用質(zhì)量：17500kg;鏟斗容量：3.0；額定載荷：50kN；額定功率：154.5kw／2200rpm；低檔速度：10km／h；高檔速度：34km／h；倒檔速度:13km／h；最大掘起力:160kn；最大卸載高度：3200mm；最小卸載距離：1250mm,1 .結構型式選擇,反轉(zhuǎn)連桿機構的工作裝置：當機構運動時，鏟斗與搖臂的轉(zhuǎn)動方向相反稱為反轉(zhuǎn)連桿機構。轉(zhuǎn)斗油缸大缸進油時轉(zhuǎn)斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值，所以獲得較大的掘起力，恰當?shù)剡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)鏟斗的自動平放；結構緊湊，前懸小，司機視野好。,2. 鏟斗的基本參數(shù)確定,設計時，把鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑作為基本參數(shù)，由于鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑不僅影響鏟起力和插入阻力的大小，而且與整機的總體參數(shù)有關。因此鏟斗的其它參數(shù)依據(jù)它來決定。,2.1鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑可按下式計算,式中Vp為幾何斗容量，Bo為內(nèi)鏟斗寬度，λ為鏟斗各部分系數(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：后斗壁長度是指出后斗壁上緣到與斗底相交點的距離 擋板高度鏟斗圓弧半徑鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度:鏟斗側(cè)壁切削刃相對于斗底的傾角 。在選擇時，應保證側(cè)壁切削刃與擋板的夾角為90°。因此取=600，切削角δ0=300。,,2.2 額定斗容的計算,鏟斗斗容的誤差率所以鏟斗的設計合格。,3 動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點B、E、A的確定,3.1 動臂與鏟斗的交接點的確定畫鏟斗圖：把已設計好的鏟斗橫截面外輪廓按比例畫在坐標里，斗尖對準坐標原點O，斗前臂與x軸呈3°前傾角。此為鏟斗插入料堆時位置，即工況Ⅰ。由于B點的x坐標值越小，轉(zhuǎn)斗鏟取力就越大，所以B點靠近O 點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減小；而坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣就縮小了B點與連桿鏟斗鉸接點C的距離，使鏟取力下降。綜合考慮各種因素的影響，在保證B點與Y軸坐標值yb和x軸坐標值盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在坐標圖上人為地把B點初步確定下來，取 G 點的坐標為(1300,250)。,,3.2動臂與機架的交接點A的確定 (1) 以B點為圓心，使鏟斗順時針轉(zhuǎn)動48°，即工況Ⅱ。(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Ⅱ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y軸坐標值應等于輪胎的工作半徑：（3）根據(jù)給定的最大卸載高度 、最小卸載距離和卸載角畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況Ⅳ,,,,,,(4) 連接 G 并作垂直平分線。因為 G 和 點同在以 A 點為圓心，動臂 AG 長為半徑的圓弧上，所以 A 點必在的垂直平分線上。 A 點在垂直平分線的位置應盡量低些,般取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的 1/3～1/2 處。因此，我取 A 點坐標為(3900，2097)。,,3.34)確定動臂與搖臂的鉸接點 GG 點的位置是一個十分關鍵的參數(shù)，它對連桿機構的傳動比、倍力系數(shù)、連桿機構的布置以及轉(zhuǎn)斗油缸的長度都有很大影響。根據(jù)分析與經(jīng)驗，一般取 G 點在 AB連線的上方，過 A 點的水平線下方，并在 AB 的垂直平分線上左側(cè)靠近工況Ⅱ時的鏟斗處。相對于前輪胎，G點在其外廓的左上部。通過作圖，設計出 G點坐標為(2065,1696)。,,4三維建模,,,,,,,,,5工作裝置的強度計算,5.1外載荷的確定裝載機的鏟掘過程通?？煞秩缦氯N受力情況： 1） 斗水平插入料堤，工作裝置油缸閉鎖，此時認為鏟斗切削刃只受到水平力的作用。 2) 鏟斗水平插入料堆后，翻轉(zhuǎn)鏟斗(靠轉(zhuǎn)斗油缸工作) 或提升動臂(靠動臂油缸工作)鏟掘時，此時認為鏟斗切削刃只受到垂直力的作用。 3) 鏟斗邊插入邊轉(zhuǎn)斗或邊插入邊提臂鏟掘時，此時認為水平力與垂直力同時作用在鏟斗的切削刃上。,綜合上述分機可以得到如下六種工作裝置的典型工況 1.對稱水平力的作用工況。 2.對稱垂直力的作用工況。 3.對稱水平力與垂直力同時作用的工況。 4.受水平偏載的作用工況。 5.受垂直偏載的作用工況，垂直力之大小與工況(2)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(c)相同。,,,5.2工作裝置的受力分析,1) 在對稱受載工況中，由于工作裝置是個對稱結構，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，則可取工作裝置結構的一例進行受力分析。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：此處根據(jù)已知取——裝載機空載時的最大牽引力，——插入力。,2）. 對稱垂直力的作用工況垂直力(即鏟起阻力)的大小受裝載機縱向穩(wěn)定條件的限制，其最大值為式中 W——裝載機滿載時的自重；L1——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。,,3） 在偏載工況中，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 ：由于 所以取 進行計算。,,4)通過上面的分析與假設，就能將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為平面問題進行受力分析。 a)取鏟斗為分離體，根據(jù)平衡原理，分析鏟斗的受力,,b)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： 由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。 c)取搖臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分橋搖臂的受力:d)取動臂為脫離體，根據(jù)平衡原理，分析動臂的受力:,,,5.3工作裝置的強度校核,5.31連桿連桿的強度校核：式中F——軸向力A——連桿截面積連桿材料選用16Mn鋼，其屈服極限σs=350MPa，即[σ]= σs/n=360/1.8=200MPa取連桿截面為圓形截面，直徑D=80mm，則壓桿穩(wěn)定校核：連桿的材料取16Mn鋼，查表可得：E=210MPa,σs=350MPa,σp=280MPa,a=461MPa,b=2.568MPa則,將連桿簡化成一端鉸支一端固定的梁，即μ=0.7，則因為λλ1,所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。由經(jīng)驗公式知因為λλ2,所以σcr=σs=350MPa Fcr=A?σcr=1758KN 由于鏟斗額定載荷為50KN，斗重為7.487KN，所以連桿壓力為：Fmax=(50+7.487)cos7o=57KN 所有 滿足壓桿穩(wěn)定的要求。,,5.32搖臂搖臂的危險截面處于E點附近，在次截面上作用有彎曲應力和正應力，計算方法與動臂相同，將搖臂主軸線分成DE、EF段分別計算其內(nèi)力。DE段：軸向力剪力彎矩搖臂材料選用16Mn，其屈服極限σs=360MPa，n=1.8,則[σ]=360/1.8=200MPa截面M——M處的正應力和剪應力按如下公式計算：,,因為動臂計算斷面多為矩形，則E點橫截面圖形見圖4—8。 將此截面在AutoCAD中做成面域，查詢可得所以EF段；軸向力剪力彎矩,和DE段一樣，此處截面N——N如圖4—8。,