工程機械綜合課程設計-裝載機鏟斗結(jié)構(gòu)設計

工程機械綜合課程設計裝載機鏟斗結(jié)構(gòu)設計姓名：學號：班級：指導老師：二0一一年十二月目錄1裝載機的主要性能參數(shù)--------------------------------------32鏟斗設計------------------------------------------------------5鏟斗參數(shù)確實定--------------------------------------------------63動臂設計------------------------------------------------------10搖臂-------------------------------------------11鏟斗平移性————————————124反轉(zhuǎn)斗四連桿機構(gòu)設計---------------------------------------144.1斗四連桿設計---------------------------------------------144.2運動學和動力學分析------------------------------------175工作裝置內(nèi)力計算——————————————20選定特征工況及外載荷分配計算————-20工作裝置受力分析——————————216心得體會------------------------------------------------237參考文獻-------------------------------------------------251裝載機的主要技術性能和參數(shù)裝載機的主要參數(shù)有發(fā)動機額定功率、額定載重量、機重；最大崛起力、卸載高度和鏟斗的收斗角和卸載角度、工作裝置動作三項和等。一般鏟斗的額定容量，為鏟斗平裝容量與堆尖局部體積之和，用“〞來表示。指在保證裝載機穩(wěn)定工作前提下，鏟斗的最大載重量，單位為“kg〞。發(fā)動機機額定功率又稱為發(fā)動機標定功率或總功率，是說明裝載機作業(yè)能力的一項重要參數(shù)。發(fā)動機功率分為有效功率和總功率，有效功率是指在29攝氏度和746mmHg〔1mmHg=133.322Pa〕壓力情況下，在發(fā)動力飛輪上實有功率〔亦稱飛輪功率〕。國產(chǎn)裝載機上所標的功率一般為總功率，即包括發(fā)動機有效功率和風扇、燃油泵、潤化油泵、濾清器等輔助設備所消耗的功率。單位為“KW〞。1.4整機質(zhì)量〔工作質(zhì)量〕指裝載機裝備應有的工作裝置和隨機工具，加足夠燃油、潤滑油、液壓系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)亦加足夠液體，并且?guī)в幸?guī)定形式和尺寸的空載鏟斗和司機標定質(zhì)量時的主機質(zhì)量。它關系到裝載機使用的經(jīng)濟性、可靠性和附著性能，單位為“kg〞。指鏟斗空載，裝載機行駛于堅硬的水平面上，前進和后退各擋能到達最大速度，它影響裝載機的生產(chǎn)和安裝施工方案，單位為“km/h〞。指自輪胎中心或后輪外側(cè)或鏟斗外側(cè)所構(gòu)成的弧線至回轉(zhuǎn)中心的距離，單位為“mm〞指裝載機驅(qū)動輪緣上所產(chǎn)生的推動車輪前進的作用力。裝載機的附著質(zhì)量越大，那么可能產(chǎn)生的最大牽引力越大，單位為“KN〞。指鏟斗切削刃的底面水平并高于底部基準平面20mm時，操縱提升液壓缸或轉(zhuǎn)斗液壓缸在鏟斗切削刃最前面一點向后100mm處產(chǎn)生的最大向上鉛垂力，單位為“KN〞。指動臂處于最高位置，鏟斗卸載角為45度時，從地面到切削刃最低點之間的垂直距離，單位為“mm〞。一般指在最大卸載高度時從裝載機機體最前面一點到斗刃之間的水平距離，單位為“mm〞。指鏟斗提升、下降、卸載、三項時間的總和，單位為“s〞?！?〕插入及崛起力小，作業(yè)效率高。〔2〕鏟斗工作條件惡劣，時常承受很大的沖擊載荷及劇烈的磨削，要求鏟斗具有足夠的強度和剛度及耐磨性。〔3〕根據(jù)所鏟物料的種類及重度不同，設計不同結(jié)構(gòu)型式及不同斗容的鏟斗。鏟斗是工作裝置的重要部件，裝載機工作時用它直接鏟掘、裝載、運輸和傾卸物料。鏟斗的結(jié)構(gòu)形狀尺寸及參數(shù)對插入阻力，崛起阻力及生產(chǎn)率有著很大的影響，所以鏟斗設計就是根據(jù)裝載機的主要用途和作業(yè)條件從減小插入阻力、掘起阻力及提高生產(chǎn)率出發(fā)，合理地選擇鏟斗的結(jié)構(gòu)形狀，正確確實定鏟斗的尺寸參數(shù)。鏟斗結(jié)構(gòu)型式的選擇；一般鏟斗由切削刃、斗底、側(cè)臂及后斗臂組成。鏟斗切削刃的形狀通常分為直線型和非直線型〔V型或弧形〕。直線型切削刃結(jié)構(gòu)簡單，有良好的平地性能，適用與堆積比擬松散的物料?；【€形鏟斗側(cè)刃的插入阻力比直線形側(cè)刃要小，但具有弧線形側(cè)刃鏟斗的側(cè)壁較淺，物料易從倆側(cè)撒落，影響鏟斗的裝滿。綜上所述，此裝載機的鏟斗切削刃的形狀選擇直線型。鏟斗的形狀對鏟裝阻力和粘性物料卸凈性有著較大的影響。對于主要用于鏟裝土方工程的裝載機，希望斗底圓弧半徑大些，斗底長度短些，以改善泥土在斗內(nèi)的流動性，減少物料在斗內(nèi)的運動阻力。而對于主要用于鏟裝流動性較差的巖石裝載機，希望采用圓弧半徑較小，矮而深的鏟斗。這種鏟斗貫入性好，可減少鏟斗插入料堆的阻力，同時也改善了司機的視野。但過深的鏟斗會引起斗底太長，因而造成崛起力變小。2.3鏟斗參數(shù)確實定鏟斗的主要參數(shù)是鏟斗寬度和鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑。鏟斗外側(cè)寬度B應大于裝載機每邊輪胎外側(cè)寬度5-10cm(取5cm)否那么鏟裝物料或分層鏟取土時，所形成的階梯地面不僅會損傷輪胎的側(cè)面，而且還會引起輪胎打滑影響牽引力發(fā)揮。所以：B=L+2××B+2×50其中L為輪距---輪胎斷面寬度,輪胎規(guī)格為23.5-25〔此輪胎為低壓輪胎23.5表示輪胎斷面寬度，25表示輪輞直徑，單位都為英寸1英寸=25.4厘米〕×25.4=597mm所以B=2250+2××597+2×50=2947mmBo=Bg-2?a其中：Bo---鏟斗內(nèi)側(cè)寬度a---鏟斗所用鋼板厚度取20mm所以Bo=3007-2×10=2907mm鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑是指鏟斗與動臂轉(zhuǎn)鉸的中心G與切削刃之間的距離，由于鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑不僅影響崛起力的大小，而且與裝載機的卸載高度和卸載距離等總體參數(shù)有關，所以鏟斗的其他參數(shù)斗是根據(jù)他來確定的。鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑按下式計算：〔2-1〕其中：---幾何斗容，〔〕,〕,,---鏟斗內(nèi)側(cè)寬度〔m〕，=2907m---鏟斗斗底長度系數(shù)，取=1.4-1.5，---后斗臂長度系數(shù)，取=1.1-1.2，---擋板高度系數(shù)，取=0.12-0.14，---斗底與后斗臂直線間的圓弧半徑系數(shù)，取=0.35-0.40，---斗底與后斗壁之間的夾角，取=,(有的推薦)。取---擋板與后斗臂之間的夾角，取EQ=-，取=代入個數(shù)據(jù)解得；=1112—1936mm取=1200mm斗底長度是指鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離=EQ?=1680-1836取=1680mm后斗臂長度是指后斗臂上緣到與斗底交點的距離=1320-1440mm取=1430mm擋板高度144-168mm取=160mm鏟斗圓弧半徑==420-480mm取=450mm鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度。==172-210mm取=200mm鏟斗側(cè)壁切削刃相對于斗底的傾角，在選擇時，要使側(cè)壁切削刃與擋板的夾角為，切削刃的削尖角計算面積：=+EQ+++〔2-2〕——扇形AGF的面積?！苯侨切蜧FN的面積?！苯侨切蜧AC的面積。---直角三角形CGN的面積?！苯侨切蜟GN的面積。幾何斗容鏟斗斷面面積計算：圖中：GF=GA=R=450mmFN=-456mmCA=-701mmCN==1334mmCG==832mmNG==641mm=其中==+EQ+++額定斗容鏟斗的橫截面面積計算：擋板DN高為a，CD是鏟斗開口斗長b，IH是斗尖至鏟斗側(cè)壁的高度c，根據(jù)美國汽車工程師手冊規(guī)定IH垂直于CD，且IK=CK/2=b/4.按照通常的設計要求，擋板DN應垂直于側(cè)壁CN，所以.因而；〔2-3〕鏟斗的開口長b的計算；〔2-4〕代入數(shù)據(jù)得；與任務書所給接近，所以，斗所選參數(shù)合理。3動臂的設計確實定由作圖法來確定,要保證鏟斗位于運輸狀態(tài)時不與前輪磕碰,圖中測得=2900mm,=采用曲線型單板動臂,這種結(jié)構(gòu)使工作裝置布置更為合理,它能較好的改善動臂的受力情況.單板動臂結(jié)構(gòu)簡單,工藝性好。時阻=1\*GB3①動臂油缸的鉸接位置Ｈ，Ｈ點一般選在約為動臂長靠A點45％處，且在動臂兩鉸接點的連線上。以便留出鉸座位置，油缸與車架的連接采用油缸中部與車架鉸點的連結(jié)分式。=2\*GB3②考慮到聯(lián)合鏟裝〔邊插入邊舉臂〕的工況，需在滿足Ｍ點最小離地高度的前提下，令插入狀態(tài)的工況時，AH與MH起于垂直，這樣做是因為鏟斗開始從物料堆提升力最大，這樣可獲得最大的初始舉升力矩。搖臂由EF桿和ED桿組成，其中ｅ＝CB=850mmｃ＝EB=1000mm兩桿的夾角選取之所以下桿長上桿短是因為下桿長上桿短能實現(xiàn)比擬大的的傳動比。這樣，轉(zhuǎn)斗油缸的行程比擬小。

圖2.10機構(gòu)確定圖?鏟土運輸機械設計?知，只要滿足：w=α+β+φ〔2-8〕鏟斗就具備了平移性，由作圖:故知到時，鏟斗相對于動臂過了φ角，而由到卸載位置時，鏟斗恰好轉(zhuǎn)過α+β角度，因此符合鏟斗平移性。w—鏟斗轉(zhuǎn)動范圍，鏟斗上翻角。α—鏟斗前傾角。β—鏟斗卸載角。φ—動臂轉(zhuǎn)動角。4反轉(zhuǎn)斗連桿機構(gòu)的設計根據(jù)題目的設計要求可得，要求工作裝置設計成斗四連桿機構(gòu)，此機構(gòu)的動力學特點是在產(chǎn)掘位置時的傳動角大，轉(zhuǎn)斗液壓缸以大腔作用，能產(chǎn)生較大的崛起力。我設計反轉(zhuǎn)六連桿工作裝置，采用以動臂為固定件的圖解法來設計連桿機構(gòu)，把六連桿分成兩個四連桿機構(gòu)〔即斗四連桿和斗油缸四連桿機構(gòu)〕分別設計。連桿機構(gòu)設計要求：〔1〕鏟斗運動軌道符合作業(yè)要求?！?〕滿足動臂在任意位置都能卸載，即卸載角?！?〕連桿機構(gòu)的傳動角盡可能大，以提高傳動效率?！?〕作業(yè)時，各構(gòu)件間無運動干預。4.1斗四連桿機構(gòu)的設計1.斗四連桿機構(gòu)的設計要求：滿足斗〔相對動臂〕的轉(zhuǎn)角范圍，在轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，傳動角大于10°轉(zhuǎn)角范圍比擬大。傳動角取得比擬大較難，但傳動角最小值時，連桿機構(gòu)受載不大，因此傳動角可小些，但不得小于10°。如圖4—0γ=50°LA1A2=β°L’OA1〔2〕斗四連桿機構(gòu)傳動比應符合掘起力變化規(guī)律要求。即在鏟掘位置附近力傳動比比擬大，以保證有足夠的掘起力?！?〕連桿尺寸要適當，考慮結(jié)構(gòu)布置的可能性和合理性。4.2運動學與動力學分析1.運動學特點：〔1〕動臂提升時，收斗角變化不大，因而在不增加動臂在最高位置的收斗的條件下，可加大動臂在下部位置的收斗角，這樣即可提高鏟掘是的裝滿程度，防止撒料?！?〕卸料時，轉(zhuǎn)斗角速度小，易于控制卸料速度，減少卸料沖擊。圖4—1所示是正轉(zhuǎn)連桿機構(gòu)和反轉(zhuǎn)連桿工作裝置在動臂處于舉升高度時鏟斗卸載速度隨鏟斗轉(zhuǎn)角的變化曲線，很明顯，在鏟斗卸載的后期〔鏟斗切削刃與水平面夾角γ<0〕反轉(zhuǎn)連桿的卸載速度顯著下降。〔3〕易于實現(xiàn)自動效率，鏟斗自頂部降至地面時，無需操縱轉(zhuǎn)斗油缸，鏟斗自動回到鏟掘位置，簡化操作，提高成效。由圖4—2可以看成兩個四連桿機構(gòu)組合而成的〔轉(zhuǎn)斗缸四連桿機構(gòu)ABCD和斗四連桿機構(gòu)DEFG〕，由兩種不同的線條標出。4.2運動學與動力學分析斗四連桿機構(gòu)是雙搖桿機構(gòu)，其最長桿d與最短桿a之和應大于是b與c長度之和，即a＋d＞b＋ca—鏟斗上下鉸點連線長b—斗上鉸點和下?lián)u臂連桿長c—下?lián)u臂長d—搖臂鉸支點與動臂下鉸點之連線長度。1〕斗四連桿機構(gòu)斗鉸線的最大轉(zhuǎn)角范圍當機構(gòu)桿件長度確定后，為保證最小傳動角≧10°，那么該機構(gòu)所容許的最大轉(zhuǎn)動范圍ω也就確定了。斗四連桿機構(gòu)的最小傳動角的位置有兩個，如圖4—3所示：一個是當斗鉸線a在右端極限位置，a、b桿所夾的銳角為最小傳動角，作輔助線e得到： 可得D桿與e線之夾角由此可得，a桿在右端極限位置b桿夾角為10°時，a桿與d桿之最大夾角為：另一個是斗鉸線在左端位置，當搖臂c轉(zhuǎn)至d桿相重合時，由解析幾何可以證明，a,b桿所夾之銳角為最小傳動角γmin.其值可由三角關系求得：如上述求得的γmin≥10°，那么說明該機構(gòu)斗鉸線a在左端位置均能滿足傳動角要求。由于我們不希望斗四桿機構(gòu)出現(xiàn)正、反轉(zhuǎn)變化，故其極限位置是當c、b桿拉直時，此時a、d之夾角為：如上述求得γmin＜10°，那么說明該機構(gòu)為保證傳動角≥10°，c與d桿不可能到達重合位置?？闪瞀胢in=10°，應用三角關系可求得φmax。由上述斗鉸線的兩個極限位置即可求得該機構(gòu)所允許的最大轉(zhuǎn)角范圍ωmaxωmax=φmax＋τmax3.斗四連桿機構(gòu)的最大力傳動比斗四連桿機構(gòu)在運動時，連桿b的力作用線把旋轉(zhuǎn)運動的桿件轉(zhuǎn)動中心連線分為兩端如圖4—4所示，由力學三心定理可知：分截點即為a、c桿件的相對瞬心，那么二桿件角度之比等于該二桿件相對瞬心距離的反比。即ωc/ωa=x/(d-x)如果不計摩擦的損失，得：ωcMc=ωaMa那么：Ma/Mc=x/(d-x)式中Ma，Mc—分別為桿件a、c的力矩。式中可見，x值越大，那么Ma/Mc值越大，設計要求鏟掘位置時x值在極大值附近。斗四連桿機構(gòu)各桿長度確定后，x值有如下關系。設連桿b的兩端點在d桿為x軸的直角坐標系中的坐標分別為〔x1,y1)和〔x2,y2),可列出連桿直線方程由圖4—4可見：代入上式經(jīng)簡化得令即可求得該機構(gòu)在x到達極限值時的斗鉸線a與d桿的夾角EJ，在此位置，該機構(gòu)獲得最大力傳動比。5工作裝置內(nèi)力計算5.1選定特征工況及外載荷分配計算1、選取裝載機在水平面上作業(yè)，鏟斗斗底與地面的夾角為，鏟掘時，作為計算位置，并假設外載荷作用在切削刃上，在實際裝載作業(yè)中，經(jīng)?？赡艹霈F(xiàn)的惡劣工況是：鏟斗在裝載機牽引力的作用下，先插入物料堆最大深度，轉(zhuǎn)斗鏟裝時，插入阻力均到達最大值，力作用點均處在鏟斗切削刃的一端，裝載機鏟裝工作時，斗尖可能產(chǎn)生最大〔極限〕插入阻力和最大〔極限〕鏟取阻力分別為和。2、由于作業(yè)場地、作業(yè)條件及作業(yè)對象不同，裝載機在實際作業(yè)的時候，鏟斗切削刃所承受的載荷情況十分復雜，且變化范圍也相當大，因此，斗切削刃上的載荷不可能均布，為了計算方便，將其簡化為兩種極端情況。A：對稱受載：即認為外載荷是沿鏟斗切削刃均勻分布，并以作用于切削刃中點的集中載荷來代替其均勻分布載荷。B：偏載情況：由于鏟斗偏載或者是物料密實度不均勻，使載荷偏于鏟斗的一側(cè)，形成偏載工況時，我們認為簡化后的集中載荷完全由鏟斗一側(cè)承受。：斗寬2947㎜5.2工作裝置受力分析①對稱水平受力工況：受限于裝載機的最大牽引力，其值按下式計算：=≤〔3-1〕式中：—裝載機附著重量，由地面條件決定〔N〕.φ—附著系數(shù)?！b載機定載時驅(qū)動輪上最大的切線牽引力〔N〕?！b載機定載時滾動阻力〔N〕。查?工程機械底盤設計?φ值取0.75考慮到一般實際裝載機重及參考同類機型，本設計取約為17噸，由于裝載機此時工作時為全輪驅(qū)動，所以主動行走輪軸上受重力即為機重。∴=××10××N〔3-2〕②對稱垂直受力工況，這中工況，垂直載荷〔掘起力〕受裝載機的縱向穩(wěn)定條件限制。其最大值為Pz=GsL1/L=17000×10×27×2485=55.4KN〔3-3〕－。－。。查?鏟土運輸機械設計?可知，滿載時，裝載機前橋負荷占裝載機機重的72﹪-78%，取75%。后橋負荷占裝載機總重的22%-28%，取25%。那么重心距前輪距離為1/3的軸距長。任務書給出軸距為2830mm∴=1/3×2830=943㎜L：垂直力在作用點到前輪接地距離從圖中測得L=2330㎜代入數(shù)據(jù)得；68.8KN③垂直偏載工況.對于偏載工況，近似地用簡支梁方法求解，可求出分配在左右動臂平面內(nèi)的等效力和。b=輪距－－2×1/2輪胎寬度－2×輪胎內(nèi)側(cè)距動臂距離b=2250-2×1/2×597-2×100=1453㎜a==(2947-1453)/2=747㎜(注：輪胎內(nèi)側(cè)到動臂中心線要有80～100㎜的距離。此處取100mm)∴==[(1453+747)/1453]×68.8=104.17KN=與原設定方向相反。④水平偏載工況同理：×〔N〕==(1453+747)/12750=193KN××=-65.5KN與原設定方向相反。6致謝致謝大學三年生活即將隨著畢業(yè)設計的結(jié)束而結(jié)束，也就意