工程机械综合课程设计-装载机铲斗结构设计

工程机械综合课程设计-装载机铲斗结构设计 工程机械综合课程设计 装载机铲斗结构设计 姓 名: 学 号: 班 级: 指导老师: 二 0 一 一 年十 二 月 目 录 - 1 - 1 装载机的主要性能参数--------------------------------------3 2 铲斗设计------------------------------------------------------5 2.1铲斗设计要求-----------------------------------------------5 2.2铲斗的结构形式--------------------------5 2.3铲斗参数的确定--------------------------------------------------6 3 动 臂 设 计------------------------------------------------------10 3.1动臂长度确定------------------------------------------10 3.2-摇臂-------------------------------------------11 3.3铲斗平移性————————————12 4 反转斗四连杆机构设计---------------------------------------14 4.1 斗四连杆设计---------------------------------------------14 4.2 运动学和动力学------------------------------------17 5 工作装置内力计算——————————————20 5.1选定特征工况及外载荷分配计算————-20 5.2工作装置受力分析——————————21 6 心得体会------------------------------------------------23 7 参 考 文 献-------------------------------------------------25 1装载机的主要技术性能和参数 - 2 - 装载机的主要参数有发动机额定功率、额定载重量、机重;最大崛起力、 卸载高度和铲斗的收斗角和卸载角度、工作装置动作三项和等。 1.1铲斗容量 3m一般铲斗的额定容量，为铲斗平装容量与堆尖部分体积之和，用“”来表示。 1.2额定载重量 指在保证装载机稳定工作前提下，铲斗的最大载重量，单位为“kg”。 1.3发动机额定功率 发动机机额定功率又称为发动机标定功率或总功率，是表明装载机作业能力的一项重要参数。发动机功率分为有效功率和总功率，有效功率是指在29摄氏度和746mmHg(1mmHg=133.322Pa)压力情况下，在发动力飞轮上实有功率(亦称飞轮功率)。国产装载机上所标的功率一般为总功率，即包括发动机有效功率和风扇、燃油泵、润化油泵、滤清器等辅助设备所消耗的功率。单位为“KW”。 1.4整机质量(工作质量) 指装载机装备应有的工作装置和随机工具，加足够燃油、润滑油、液压 系统和冷却系统亦加足够液体，并且带有规定形式和尺寸的空载铲斗和司机 标定质量时的主机质量。它关系到装载机使用的经济性、可靠性和附着性能， 单位为“kg”。 1.5最大行驶速度 指铲斗空载，装载机行驶于坚硬的水平面上，前进和后退各挡能达到最 大速度，它影响装载机的生产和安装施工，单位为“km/h”。 1.6最小转弯半径 指自轮胎中心或后轮外侧或铲斗外侧所构成的弧线至回转中心的距离，单位 为“mm” 1.7最大牵引力 指装载机驱动轮缘上所产生的推动车轮前进的作用力。装载机的附着质 量越大，则可能产生的最大牵引力越大，单位为“KN”。 1.8最大崛起力12977 指铲斗切削刃的底面水平并高于底部基准平面20mm时，操纵提升液压 - 3 - 缸或转斗液压缸在铲斗切削刃最前面一点向后100mm处产生的最大向上铅垂力，单位为“KN”。 1.9最大卸载高度 指动臂处于最高位置，铲斗卸载角为45度时，从地面到切削刃最低点之间的垂直距离，单位为“mm”。 1.10卸载距离 一般指在最大卸载高度时从装载机机体最前面一点到斗刃之间的水平距离，单位为“mm”。 1.11工作装置三项和 指铲斗提升、下降、卸载、三项时间的总和，单位为“s”。 2.铲斗设计 - 4 - 2.1铲斗设计要求 (1)插入及崛起力小，作业效率高。 (2)铲斗工作条件恶劣，时常承受很大的冲击载荷及剧烈的磨削，要求铲斗具有足够的强度和刚度及耐磨性。 (3)根据所铲物料的种类及重度不同，设计不同结构型式及不同斗容的铲斗。 2.2铲斗的结构形式 铲斗是工作装置的重要部件，装载机工作时用它直接铲掘、装载、运输和倾卸物料。铲斗的结构形状尺寸及参数对插入阻力，崛起阻力及生产率有着很大的影响，所以铲斗设计就是根据装载机的主要用途和作业条件从减小插入阻力、掘起阻力及提高生产率出发，合理地选择铲斗的结构形状，正确的确定铲斗的尺寸参数。 铲斗结构型式的选择; 一般铲斗由切削刃、斗底、侧臂及后斗臂组成。铲斗切削刃的形状通常分为直线型和非直线型(V型或弧形)。直线型切削刃结构简单，有良好的平地性能，适用与堆积比较松散的物料。弧线形铲斗侧刃的插入阻力比直线形侧刃要小，但具有弧线形侧刃铲斗的侧壁较浅，物料易从俩侧撒落，影响铲斗的装满。综上所述，此装载机的铲斗切削刃的形状选择直线型。 铲斗的形状对铲装阻力和粘性物料卸净性有着较大的影响。对于主要用于铲 R装土方工程的装载机，希望斗底圆弧半径大些，斗底长度短些，以改善泥土1 在斗内的流动性，减少物料在斗内的运动阻力。而对于主要用于铲装流动性较差的岩石装载机，希望采用圆弧半径较小，矮而深的铲斗。这种铲斗贯入性好，可减少铲斗插入料堆的阻力，同时也改善了司机的视野。但过深的铲斗会引起斗底太长，因而造成崛起力变小。 2.3 铲斗参数的确定 铲斗的主要参数是铲斗宽度和铲斗的回转半径。 1.铲斗宽度 铲斗外侧宽度 B应大于装载机每边轮胎外侧宽度5-10cm(取5cm)否则铲g 装物料或分层铲取土时，所形成的阶梯地面不仅会损伤轮胎的侧面，而且还会引 - 5 - 起轮胎打滑影响牵引力发挥。 所以: B=L+2×0.5×B+2×50 g 其中L为轮距 B---轮胎断面宽度,轮胎规格为23.5-25(此轮胎为低压轮胎23.5表示轮W 胎断面宽度，25表示轮辋直径，单位都为英寸1英寸=25.4厘米) B=23.5×25.4=597mm W 所以B=2250+2×0.5×597+2×50=2947mm g Bo=Bg-2•a 其中: Bo---铲斗内侧宽度 a---铲斗所用钢板厚度取20mm 所以Bo=3007-2×10=2907mm 2.铲斗的回转半径 R铲斗的回转半径是指铲斗与动臂转铰的中心G与切削刃之间的距离，由0 于铲斗的回转半径不仅影响崛起力的大小，而且与装载机的卸载高度和卸载距离 R等总体参数有关，所以铲斗的其他参数斗是根据他来确定的。铲斗的回转半径0按下式计算: VpR, o,,，，,,,,200，，B0,5，cossin ctg 0,51 ,,,,,,,,,,,Ogzk10b,,02180,,，，,,(2-1) 其中: 33VHmmVV---几何斗容，(), 为额定斗容(任务书给出为2.8), V,PHP1.2 3m=2.3, BB---铲斗内侧宽度(m)，=2907m 00 ,,---铲斗斗底长度系数，取=1.4-1.5， gg ,,---后斗臂长度系数，取=1.1-1.2， ZZ - 6 - ---挡板高度系数，取=0.12-0.14， ,,KK ---斗底与后斗臂直线间的圆弧半径系数，取=0.35-0.40， ,,bb 0000r,---斗底与后斗壁之间的夹角，取=,(有的推荐) 。 ,,55-6548 5200 0取 ,,500 00o---挡板与后斗臂之间的夹角，取=-， ,,510 取= ,5111 代入个数据解得; RR=1112—1936mm 取=1200mm 00斗底长度L是指铲斗切削刃到斗底与后斗壁交点的距离 g RL=•,=1680-1836 取L=1680mm gg0g 后斗臂长度L是指后斗臂上缘到与斗底交点的距离 z L=，，1320-1440mm 取L=1430mm ,R,1,1,1,2R,zzz00 挡板高度L z 144-168mm 取L=160mm ，，L,,R,0,12 -0,14R,kkk0o 铲斗圆弧半径R 1 RR=，，=420-480mm 取=450mm ,R,0,35,0,40R11b00 h铲斗与动臂铰销距斗底的高度。 b hh，，=0,06-0,12R=172-210mm 取=200mm bb0 00,铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角a,50-60，在选择时，要使侧壁切削刃10 o00与挡板的夹角为，切削刃的削尖角,,30-40 900 斗形如图2.1所示 - 7 - 3.计算斗容 计算面积: SSS=S+S++S+ (2-2) p35124 S——扇形AGF的面积。 1 S——直角三角形GFN的面积。 2 S——直角三角形GAC的面积。 3 S---直角三角形CGN的面积。 4 S——直角三角形CGN的面积。 5 几何斗容铲斗断面面积计算: RRLL-456mm CA=-701mm 图中:GF=GA=R=450mm FN=,,gz,,tantan22 22L，L-2LLcos, CN==1334mm gzgz 2,,,,R2222,,，,，-GACARLCG==832mm NG==641mm GF，FNg,,,tan,,2,, - 8 - ,202= S，，，，GF180,,,0,22m1360 ,,,,11R2,, ,，,,,0,102mSGFFNRLZ2,22,,tan,,2,, 12 S,GA,CA,0,15m32 12m=O.199 其中 ，，，，，，，，S,LL,CN,CGL,NGL,CN，CG，NG42 12mS= NP,CN,0,1152 2mS=++S++S=0.781 SSSp35124 3m V,S,B,2,27PpO 额定斗容铲斗的横截面面积计算: 挡板DN高为a，CD是铲斗开口斗长b，IH是斗尖至铲斗侧壁的高度c，根 据美国汽车工程师手册规定IH垂直于CD，且IK=CK/2=b/4.按照通常的设计要求， 挡板DN应垂直于侧壁CN，所以.因而; ,CKH~,CND 1bac,IK，KH,b， 2242b-a (2-3) 铲斗的开口长b的计算; 2222CN,NO，CO,2NOcos,,L，L-2LL-2cos,gzgz 22222 b,CN，ND,L，L，L-2LLcos,zgkgz (2-4) 代入数据得; a=0.16m c=0.417m CD=b=1.3446m 22bBb330，， V,S,B,2,27mV,V，,a，c,2,79mPPHP086V与任务书所给接近，所以，斗所选参数合理。 H - 9 - 3 动臂的设计 LD3.1动臂长度的确定 由作图法来确定,要保证铲斗位于运输状态时不与前轮磕碰,图中测得 o=2900mm,=总体尺寸见图2.8 L,80D 图2.8动臂长度的确定 - 10 - 图2.9动臂形状 3.11动臂形状结构选择 采用曲线型单板动臂,这种结构使工作装置布置更为合理,它能较好的改善动臂的受力情况.单板动臂结构简单,工艺性好。 3.12确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸行程 时阻?动臂油缸的铰接位置,，,点一般选在约为动臂长靠A点45,处，且在动臂两铰接点的连线上。以便留出铰座位置，油缸与车架的连接采用油缸中部与车架铰点的连结分式。 ?考虑到联合铲装(边插入边举臂)的工况，需在满足,点最小离地高度的前提下，令插入状态的工况时，AH与MH起于垂直，这样做是因为铲斗开始从物料堆提升力最大，这样可获得最大的初始举升力矩。 3.2摇臂 摇臂由EF杆和ED杆组成，其中 ,,CB=850mm ;,EB=1000mm - 11 - 0两杆的夹角选取 160 之所以下杆长上杆短是因为 ? 下杆长上杆短能实现比较大的的传动比。 ? 这样，转斗油缸的行程比较小。 图2.10 机构确定图 - 12 - 3.3铲斗平移性 《铲土运输机械设计》知，只要满足: w=α+β+φ (2-8) GF//GFGFGF11iiii1铲斗就具备了平移性，由作图:故知到时，铲斗相对于动 GF1臂过了φ角，而由到卸载位置时，铲斗恰好转过α+β角度，因此符合铲斗平移性。 w—铲斗转动范围，铲斗上翻角。 α—铲斗前倾角。 β—铲斗卸载角。 φ—动臂转动角。 - 13 - 4 反转斗连杆机构的设计 根据题目的设计要求可得，要求工作装置设计成斗四连杆机构，此机构的动力学特点是在产掘位置时的传动角大，转斗液压缸以大腔作用，能产生较大的崛起力。我设计反转六连杆工作装置，采用以动臂为固定件的图解法来设计连杆机构，把六连杆分成两个四连杆机构(即斗四连杆和斗油缸四连杆机构)分别设计。 连杆机构设计要求: (1)铲斗运动轨道符合作业要求。 (2)满足动臂在任意位置都能卸载，即卸载角。 (3)连杆机构的传动角尽可能大，以提高传动效率。 (4)作业时，各构件间无运动干涉。 4.1 斗四连杆机构的设计 1.斗四连杆机构的设计要求: (1)满足斗(相对动臂)的转角范围，在转角范围内，传动 角大于10?转 角范围比较大。传动角取得比较大较难，但传动角最小值时，连杆机构受载不大，因此传动角可小些，但不得小于10?。如图4 —0 ,,,,,,，，,:,:,4050,shsh ,,,:,:,:,:4550,7590, ？:在左右。,180 γ=50? L=0.89m AA=3.5m 12 β=5.7? L’=3.6m OA=2.55m 1 - 14 - (2)斗四连杆机构传动比应符合掘起力变化规律要求。即在铲掘位置附近力传动比比较大，以保证有足够的掘起力。 (3)连杆尺寸要适当，考虑结构布置的可能性和合理性。 4 .2 运动学与动力学分析 1.运动学特点: (1)动臂提升时，收斗角变化不大，因而在不增加动臂在最高位置的收斗的条件下，可加大动臂在下部位置的收斗角，这样即可提高铲掘是的装满程度，避免撒料。 (2)卸料时，转斗角速度小，易于控制卸料速度，减少卸料冲击。图4—1所示是正转连杆机构和反转连杆工作装置在动臂处于举升高度时铲斗卸载速度随铲斗转角的变化曲线，很明显，在铲斗卸载的后期(铲斗切削刃与水平面夹角γ<0)反转连杆的卸载速度显著下降。 - 15 - (3)易于实现自动效率，铲斗自顶部降至地面时，无需操纵 转斗油缸，铲斗自动回到铲掘位置，简化操作，提高功效。 - 16 - 由图4—2可以看成两个四连杆机构组合而成的(转斗缸四连杆机构ABCD和斗四连杆机构DEFG)，由两种不同的线条标出。 4.2 运动学与动力学分析 斗四连杆机构是双摇杆机构，其最长杆d与最短杆a之和应大于是b与c长度之和，即 a，d,b，c a—铲斗上下铰点连线长 b—斗上铰点和下摇臂连杆长 c—下摇臂长 d—摇臂铰支点与动臂下铰点之连线长度。 1)斗四连杆机构斗铰线的最大转角范围 当机构杆件长度确定后，为保证最小传动角? 10?，则该机构所容许的最大转动范围ω也就确定了。 斗四连杆机构的最小传动角的位置有两个，如图4—3所示: - 17 - 一个是当斗铰线a在右端极限位置，a、b杆所夹的锐角为最小传动角，作辅助线e 得到: 220eabab,，,2cos170 be应用余弦定律,0可得 sinsin170, bd/sin170:,,arcsin22 abab,,,,,,,, ，,，:2cos170,,,,,,,,dddd,,,,,,,, D杆与e线之夹角 222dec，,,arccos,2de 222 bacba,,,,,,,,,,12cos170，，,,:,,,,,,,,,,ddddd,,,,,,,,,,arccos,22abba,,,,,,,,22cos170，，,:,,,,,,,,dddd由此可得，a杆在右端极限位置b杆夹角为10?时，a杆与d杆,,,,,,,, 之最大夹角为: ,,,,，max 另一个是斗铰线在左端位置，当摇臂c转至d杆相重合时，由解析几何可以证明，a,b杆所夹之锐角为最小传动角γmin.其值可由三角关系求得: 222bac,,,,,,1，,,222,,,,,,abdc，,，，ddd,,,,,,,arccosarccos,, 如上述minba2ab,,,,2,,,,dd,,,, 求得的γ ?10?，则说明该机构斗铰线a在左端位置均能满min 足传动角要求。由于我们不希望斗四杆机构出现正、反转变化，故其极限位置是当c、b杆拉直时，此时a、d之夹角为: 222bacbc,,,,,,,,,,,，,,12222,,,,,,,,,,()adbc，,，，，ddddd,,,,,,,,,,,,arccosarccos,maxa2ad2d - 18 - 如上述求得γmin,10?，则说明该机构为保证 传动角?10?，c与d杆不可能达到重合位置。可令γmin=10?，应用三角关系可求得φmax。 由上述斗铰线的两个极限位置即可求得该机构所允许的最大转角范围ωmax ωmax=φmax，τmax 3.斗四连杆机构的最大力传动比 斗四连杆机构在运动时，连杆b的力作用线把旋转运动的杆件转动中心连线分为两端如图4—4所示，由力学三心定理可知:分截点即为a、c 杆件的相对瞬心，则二杆件角度之比等于该二杆件相对瞬心距离的反比。即 ωc/ωa=x/(d-x) 如果不计摩擦的损失，得: ωcMc=ωaMa 则:Ma/ Mc=x/(d-x) 式中Ma ，Mc—分别为杆件a、c的力矩。 式中可见，x值越大，则Ma/ Mc值越大，设计要求铲掘位置时x值在极大值附近。 斗四连杆机构各杆长度确定后，x值有如下关系。 设连杆b的两端点在d杆为x轴的直角坐标系中的坐标分别为(x,y)和(x,y),可列出连杆直线方程 1122 - 19 - yyyy,, ,121 xxxx,, 121 令可得出连杆与杆交点yd,0,x值 xyxy,, x=1221 yy, 21 由图4—4可见: xaEJ,cos1 yaEJ,sin1 xdCBJ,,cos2 yCBJ,,sin2 代入上式经简化得 c sin()sinBJEJEJ,，xd, cd/dsinsinBJEJ， ad/ 式中222222 scbsda，,，, BJ,,arccosarccos 22scsd22 dsadadEJ,，,2cosx,0dEJ 令即可求得该机构在x达到极限值时的斗铰线a与d杆 的夹角EJ，在此位置，该机构获得最大力传动比。 - 20 - 5 工作装置内力计算 5.1 选定特征工况及外载荷分配计算 1、选取装载机在水平面上作业，铲斗斗底与地面的夹角为，铲掘时，作3:为计算位置，并假设外载荷作用在切削刃上，在实际装载作业中，经常可能出现的恶劣工况是:铲斗在装载机牵引力的作用下，先插入物料堆最大深度h，转max斗铲装时，插入阻力均达到最大值，力作用点均处在铲斗切削刃的一端，装载机铲装工作时，斗尖可能产生最大(极限)插入阻力和最大(极限)铲取阻力分别为p和p。 xz 2、由于作业场地、作业条件及作业对象不同，装载机在实际作业的时候，铲斗切削刃所承受的载荷情况十分复杂，且变化范围也相当大，因此，斗切削刃上的载荷不可能均布，为了计算方便，将其简化为两种极端情况。 A:对称受载: 即认为外载荷是沿铲斗切削刃均匀分布，并以作用于切削刃中点的集 中载荷来代替其均匀分布载荷。 B:偏载情况: 由于铲斗偏载或者是物料密实度不均匀，使载荷偏于铲斗的一侧，形 成偏载工况时，我们认为简化后的集中载荷完全由铲斗一侧承受。 斗宽2947? 已知: 5.2 工作装置受力分析 5.21各种工况的分析 ?对称水平受力工况: pp 受限于装载机的最大牵引力，其值按下式计算: ,x G，,p= pp,? ,xmaxkfmax (3-1) G 式中: —装载机附着重量，由地面条件决定(N). , φ—附着系数。 p —装载机定载时驱动轮上最大的切线牵引力(N)。 kmax - 21 - —装载机定载时滚动阻力(N)。 pf 查《工程机械底盘设计》φ值取0.75 考虑到一般实际装载机重及参考同类机型，本设计取约为17吨，由于装载机此时工作时为全轮驱动，所以主动行走轮轴上受重力即为机重。 45 ?=G，,= 1.7××10×0.75 = 1.275× N p1010,xmax (3-2) ?对称垂直受力工况，这中工况，垂直载荷(掘起力)受装载机的纵向稳定条件限制。其最大值为 Pz=GsL1/L=17000×10×27×2485=55.4KN (3-3) G,。 装载机自重(N)S L,。 装载机重心到前轮接地点的距离1 。 L,垂直作用力P的作用点到前轮接地点的距离Z p 查《铲土运输机械设计》可知，满载时，装载机前桥负荷占装载机机重的210 72,-78%，取75%。后桥负荷占装载机总重的22%-28%，取25%。则重心距前轮距离为1/3的轴距长。任务书给出轴距为2830mm L ?=1/3×2830=943? 1 P L: 垂直力在作用点到前轮接地距离从图中测得 L=2330? Z 1700，10，943 代入数据得;68.8 KN P,,Zmax2330 ?垂直偏载工况. 对于偏载工况，近似地用简支梁方法求解，可求出分配在左右动臂平面内 abpp的等效力和。 - 22 - 图3.1垂直偏载 b=轮距,,2×1/2轮胎宽度,2×轮胎内侧距动臂距离 b=2250-2×1/2×597-2×100=1453? Bb,ga==(2947-1453)/2=747? 2 (注:轮胎内侧到动臂中心线要有80,100?的距离。此处取100mm) aab，?P==[(1453+747)/1453]×68.8=104.17 KN pZzb ba P==68.8-104.17=,35.37KN pp,Zzz 与原设定方向相反。 ? 水平偏载工况 同理: 图3.2水平偏载 5p =1.275×10(N) x aab，p =p=(1453+747)/12750=193 KN xxb b55ap ,,pp=1.275×10,1.93×10=-65.5 KN 与原设定方向xxx 相反。 - 23 - 6 致谢 致 谢 大学三年生活即将随着毕业设计的结束而结束，也就意味着我的人生中最重要的校园生活即将结束，通过这次短暂的毕业设计，使我的设计思维和做事及做人原则得到了很大的锻炼与提高。 在我做设计期间，主要经历了实习，可行性分析，计算和绘图等几个阶段。由于设计的内容是第一次接触，所以开始着手时候不是很顺利，整个设计过程中有很多反复计算，如设计装载机工作装置的工作部分确定各个铰接点位置的过程中走了一些弯路。到目前为止对设计不是非常满意，我所学知识有限没能弄懂某些知识点，在设计过程中，很多新的东西都是边翻资料边作设计，对有些知识掌握的不透，还需要在以后的工作学习过程中多实践学习。同时在设计过程中有粗心大意的时候，造成了一些影响，望老师谅解。 设计过程中，郭老师给予了细心的指导与帮助，使我克服了很多困难终于完成了论文的制作。郭老师广泛的知识、严谨求实的治学态度及兢兢业业的工作态度和忘我的敬业精神，给我留了深刻的印象。使我所遇到的困难得到了即时的解决。在此向所有的指导老师表示感谢～ - 24 - 参考文献 1(杨晋生 铲土运输机械设计[M]。北京:机械工业出版社，1981。 2(同济大学 重庆建筑工程学院 西安冶金建筑学院 铲土运输机械[M]。北京:中国建筑工业出版社。 1981 3(张洪 现代施工工程机械[M]。北京:机械工业出版社。2008。 4(赵新庄 祈贵珍 公路施工机械[M]。北京:人民交通出版社。2002 5(何正忠 装载机[M]。北京:冶金工业出版社。1999 6(杨占敏 王智明 张春秋 轮式装载机[M]。北京:化学工业出版社。2006 7. 王国彪 杨力夫.装载机工作装置优化设计[M].北京:机械工业出版社，1996 8. 陈育仪. 工程机械优化设计[M].北京:中国铁道出版社，1987 9. 孙靖民.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社，1990 10. 周松林. 装载机工作装置优化设计[J] 工程机械 2004(7) 11. 吴汉臣. 装载机连杆机构的运动分析[J].港口装卸，1982(3) 12(王受沆. 装载机举升机构的动力性能[J].工程机械，1986(10) - 25 -