轮式装载机工作装置设计要求

① 装载机工作装置的有限元分析的难点在哪

1、 引言
装载机是工程机械的主要机种之一，广泛用于建筑、矿山、水电、桥梁、铁路、公路、港口、码头等国民经济各部门。国外装载机发展迅速，而我国装载机在设计上存在很多问题，其中主要集中在可靠性、结构设计强度等方面[1,2]。由于采取“类比试凑”等设计方法在一定程度上存在盲目性，容易形成设计中的“人为”应力集中点，造成机构整体强度的削弱甚至破坏。按这种设计生产出的产品，外观上看上去很强壮、刚性很好，但却有内在的设计缺陷，使用过程中常因工作装置结构强度等原因，产生开焊、甚至断裂等破坏，致使工作装置报废，造成重大经济损失。
本文将以SDZ20型装载机为例，建立有限元模型，在典型工况下用MARC软件进行静态结构分析，获得工作装置整体的应力及变形分布。其结论对该种结构的优化设计有一定的指导意义。
2、 工作装置结构受力破坏与力学特征
2.1工作装置的结构
工作装置由铲斗、动臂、横梁、支撑、摇臂、拉杆等组成。各构件之间由铰销联接，有相对转动。为了增强摇臂、支撑的刚度，在摇臂及支撑之间有筋板连接，在计算时，可以将其视为一体。动臂上铰点与装载机前车架铰接，中部铰点与举臂油缸铰接；摇臂上铰点与翻斗油缸铰接。用MARC对其做有限元静力分析中，认为工作装置各铰接处没有相对转动。动臂是工作装置的主要受力部件，其截面形状为矩形；又因其长、宽方向远大于厚度方向，故可以用板壳元对动臂进行离散。横梁截面为箱形，为焊接结构。摇臂和支撑也是焊接结构，其焊接板的截面均为矩形。考虑各构件的厚度远小于其它两个方向的厚度，可以认为均为板类零件。
2.2结构受力与破坏特征
装载机整体结构为对称结构。分析装载机插入、铲起、举升、卸载等的作业过程可知，装载机载初铲时，工作装置受力最大。在整个工作过程中受到的外界载荷为不变载荷，主要是物料的重量以及机构自重。由于物料种类和作业的条件不同，装载机工作时铲斗切削刃并非均匀受载，一般可以简化为两种极端情况：（1）认为载荷沿切削刃均匀分布，并以作用在铲斗切削刃中点的集中载荷来代替均布载荷，称其为对称受载情况；（2）非对称受载情况，由于铲斗偏铲、料堆密集情况不均，使载荷偏于铲斗一侧，通常将其简化为集中载荷作用在铲斗最边缘的斗齿上。这两种处理方法都是偏于安全的。当结构受力超过其极限载荷，材料发生塑性变形直至开裂（焊接部位）或断裂。
3、 有限元模型的建立及边界条件
工作装置作为装载机的主要工作部件，强度和刚度必须有充分的保证。根据工作装置的结构特征，建立起与其对应的有限元模型。
3.1单元类型的选取有限元网格划分
工作装置的各板厚度均匀，且长宽相比较小的多。根据经典薄壳理论假设，厚度小于中面轮廓尺寸1/5的为薄板。因此可以采用空间板壳单元进行网格划分。考虑四边形单元比三角形单元具有更高的计算精度，而三角形单元比四边形单元更利于拟合过渡，所以采用四边形单元与三角形单元混合进行网格划分。
有限元网格按照“均匀应力区粗划、应力梯度大的区域细划”的原则进行划分。按照给定尺寸自动划分后，对局部（如尖角和轴承孔等部位）进行细划。有限元模型如图2所示。
3.2边界条件的施加
边界条件包括两方面：边界载荷和边界约束。取额定装载量，按静力等效的原则将力施加在铲斗尖内移约100mm处中部。在初铲转斗时，可认为举臂油缸和翻斗油缸都不动，动臂的两个铰销部位和摇臂的铰销部位无相对移动。
3.2.1边界载荷
额定装载为2×104N。联合铲取的工况进行加载。根据以上假设，可以计算出铲斗所受水平力Rx和垂直力Ry。
水平力（即插入阻力）的大小由装载机的牵引力确定
Rx=Pkpmax=4000N 式中，Pkpmax为装载机的牵引力。
垂直力（即铲起阻力）大小受装载机的纵向稳定条件的限制。
Ry=GL1/L=58800x1300/2615.8=26974N 式中，G——装载机自重，为6000kg（58800N）。
L1——中心到前轮水平距离，为1300mm。
L——垂直力作用点到前轮水平距离，为2615.8mm 。
考虑到铲斗的特殊性，对其变形及破坏不予考虑。根据圣维南原理，局部载荷不影响远处应力场的分布，可以知道，在铲斗尖部附近所施加的点载荷不会影响除去铲斗外的工作装置的应力分布。所以这种加载方式是可行的。
3.2.2边界约束
根据假设，举臂油缸和翻斗油缸不动。这样，在油缸与工作装置的铰接处和动臂与前车架的铰接处分别施加对应的边界条件。
3.3材料性能参数的确定
SDZ20型装载机工作装置构件所用的材料为16Mn（包括动臂、摇臂、支撑、横梁和各筋板、加强板）和Q235（拉杆），变形在弹性范围内，对应各构件分别施加所需材料常数：
4、 结果分析
用MARC软件对工作装置进行有限元分析，得到整个工作装置的整体应力应变场、变形场分布，图3给出了工作装置的局部等效应力分布。
由结果可知，该装置的结构完全满足了强度要求。各构件情况是：动臂的危险点在动臂下铰点及动臂与举臂油缸铰接处附近，应力值已经分别达到142.5MPa和118.9MPa，偏载时应力值达到184.5 MPa和153.6 MPa，是正载时的1.29倍，且偏载的一侧与横梁焊接部分出现应力集中，其值已达到100 MPa；摇臂的危险点在摇臂与拉杆铰接处，应力已达91.7 MPa；横梁的危险点在横梁与动臂的铰接处，应力值已达65.2 MPa；拉杆的危险点在与摇臂铰接处，应力值已达107.2 MPa。同时，在偏载时，动臂承载了由于偏载所产生的大部分扭矩，而其他构件在偏载时的应力集中相对减小。即使这样，最大值仍远小于屈服应力，设计是偏于安全的。

② 轮式装载机的结构及工作原理

如图所示为轮式装载机总体结构示意图，装载机一般由车架、动力传动系统、行走装置、工作装置、转向制动装置、液压系统和操纵系统等组成。发动机1的动力经变矩器2传给变速箱14，再由变速箱把动力经传动轴13及16分别传到前后桥10，以驱动车轮转动。内燃机动力还经过分动箱驱动液压泵3工作。工作装置由动臂6、摇臂7、连杆8、铲斗9、动臂液压缸12和摇臂液压缸5组成。动臂一端铰接在车架上，另一端安装了铲斗，动臂的升降由动臂液压缸来带动，铲斗的翻转由转斗液压缸通过摇臂和连杆来实现。车架11由前后两部分组成，中间用铰销4连接，依靠转向液压缸可以使前后车架绕铰销相对转动，以实现转向。从装载机的总体结构图可以看出，装载机可分为：动力系统、机械系统、液压系统、控制系统。装载机作为一个有机整体，其性能的优劣不仅与工作装置机械零部件性能有关，还与液压系统、控制系统性能有关。动力系统：装载机原动力一般由柴油机提供，柴油机具有工作可靠、功率特性曲线硬、燃油经济等特点，符合装载机工作条件恶劣，负载多变的要求。机械系统：主要包括行走装置、转向机构和工作装置。液压系统：该系统的功能是把发动机的机械能以燃油为介质，利用油泵转变为液压能，再传送给油缸、油马达等转变为机械能。控制系统：控制系统是对发动机、液压泵、多路换向阀和执行元件进行控制的系统。液压控制驱动机构是在液压控制系统中，将微小功率的电能或机械能转换为强大功率的液压能和机械能的装置。它由液压功率放大元件、液压执行元件和负载组成，是液压系统中进行静态和动态分析的核心。

③ 装载机的工作装置有哪些部分

�0�2�0�2�0�2 装载机是一种作业效率很高的铲装机械，它不仅能对松散物料进行装、运、卸作业，还能对爆破后的矿石以及土壤作轻度的铲掘丁作。如果交换相应的工作装置后，还可以完成挖土、推土、起重及装卸等丁作。因此，装载机被广泛应用于建筑工程施工中。装载机主要由工作装置、行走装置、发动机、传动系统、转向制动系统、液J系统、操作系统和辅助系统组成。 �0�2�0�2�0�2 装载机的工作装置主要由动臂、摇臂、铲斗、连杆等部件组成。动臂和动臂油缸铰接在前车架上，动臂油缸的伸或缩使丁作装置举升或下降，从而使铲斗举起或放下。转斗油缸的伸或缩使摇臂前或后摆动，再通过连杆控制铲斗的上翻收斗或下翻卸料，由于作业的要求，在装载机的工作装置设计中，应保证铲斗的举升平移和下降放平，这是装载机工作装置的一个重要特性。这样就可减少操作程序，提高生产率。

④ 开铲车怎样控制好铲斗

在设计工作装置时，为了防止装载机在运输物料时撒料，通过调整翻斗缸与前车架连接的较点位置，使工作装置从地面收斗位置到规定运输位置的高点这一段园弧运动。

铲斗的收斗限位块始终是紧紧靠在动臂上的，这样可以保护工作装置兔受冲击，防止物料微落，而且可以简化驾驶员的操作，不用地面收斗后，到运位置时，再操作一下收斗动作。

这常说的靠挡块功能通过运动轨迹

仔细分析发现，具有该功能的工作装置如果没有收斗限位块的限制，工作装置从地面收斗位置到规定运位置的高点这一段园运动中，铲斗与动臂的相对夹角是逐新减小的。

在实际工作中，由于收斗限位块的限制，铲斗迫使拉杆去拉动臂，将翻斗缸缸活塞杆压回去。翻斗缸活塞杆被压回去是通过斗缸缸前腔补油进油，后腔泄荷阀回油实现的。

一般来说，后腔泄荷阀的开启压力是工作液压系统的系统压力的1.25倍。所以，工作装置从地面收斗位置到规定运输位置的高点这一段运动中，有可能有一点拉杆所收的拉力、摇臂所受的湾矩比地面起工况所受的相应力还大。

⑤ 轮式装载机工作原理

装载机是一种广泛应用于公路、铁路、港口、码头、煤炭、矿山、水利、国防等工程和城市建设等场所的铲土运输机械。它对于减轻劳动强度，加快工程建设速度，提高工程质量起着重要的作用。那么装载机的工作原理是什么?发展前景如何呢?下面yjbys对其结构及工作原理做简单介绍。

结构及工作原理：

上图为轮式装载机总体结构示意图，装载机一般由车架、动力传动系统、行走装置、工作装置、转向制动装置、液压系统和操纵系统等组成。发动机1的动力经变矩器2传给变速箱14，再由变速箱把动力经传动轴13及16分别传到前后桥10，以驱动车轮转动。内燃机动力还经过分动箱驱动液压泵3工作。工作装置由动臂6、摇臂7、连杆8、铲斗9、动臂液压缸12和摇臂液压缸5组成。动臂一端铰接在车架上，另一端安装了铲斗，动臂的升降由动臂液压缸来带动，铲斗的翻转由转斗液压缸通过摇臂和连杆来实现。车架11由前后两部分组成，中间用铰销4连接，依靠转向液压缸可以使前后车架绕铰销相对转动，以实现转向。

功能： 其主要功能是对松散物料进行铲装及短距离运输作业。它是工程机械中发展最快、产销量及市场需求最大的机种之一。我们平时看到最多的是轮式装载机，与它相对的是履带式的装载机。与履带式的相比它具有机动性能好，不破坏路面，操作方便等优点。所以轮式装载机得到广泛的应用。本文的研究对象均为轮式装载机。

从装载机的总体结构图可以看出，装载机可分为：动力系统、机械系统、液压系统、控制系统。装载机作为一个有机整体，其性能的优劣不仅与工作装置机械零部件性能有关，还与液压系统、控制系统性能有关。动力系统：装载机原动力一般由柴油机提供，柴油机具有工作可靠、功率特性曲线硬、燃油经济等特点，符合装载机工作条件恶劣，负载多变的要求。机械系统：主要包括行走装置、转向机构和工作装置。液压系统：该系统的功能是把发动机的机械能以燃油为介质，利用油泵转变为液压能，再传送给油缸、油马达等转变为机械能。控制系统：控制系统是对发动机、液压泵、多路换向阀和执行元件进行控制的系统。液压控制驱动机构是在液压控制系统中，将微小功率的电能或机械能转换为强大功率的液压能和机械能的装置。它由液压功率放大元件、液压执行元件和负载组成，是液压系统中进行静态和动态分析的核心。

装载机国内外发展状况和存在的难题：

目前，国外多功能物流装备及其相关技术正日益的完善，并朝着系列化、大型化、微型化、多用途等方向发展。国际知名厂商(如山猫，凯斯，卡特彼勒、小松、利渤海尔、沃尔沃等)一则广泛应用微电子技术与信息技术，完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统，如应用电子监控和自动报警系统，用于物料精确装、载、运作业的GPS定位与重量自动称量装置;二则采用特殊降噪材料、噪声抑制方法等，消除或降低装载机工作时的机器噪声;三则通过不断改善电喷装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量，研究无污染、经济型、环保型的动力装置;四则优化工作装置的结构设计，如由单一的“Z”型连杆机构演变出八杆平行机构、TP连杆机构和“ERASLINK”机构(单动臂铸钢结构)，以及O&K公司专为小型多功能装载机而设计的LEAR连杆机构等，为了提高装载机的作业生产率，相继研制出许多功能超强的系统，例如：动力电子控制/管理系统，自动调节发动机输出功率;发动机自动控制系统，当装载机处于非作业工况是，自动降低发动机转速，减少燃料消耗及发动机噪音;关键信息显示系统等。

我国装载机行业的'主导产品，基本上都是以柳工70年代初开发的ZL50为基础发展起来的，属国际60年代技术水平。进入80年代消化吸收美国Caterpillar、日本小松等先进技术，逐步开发成功了我国第二代装载机产品。我国的第二代产品与国际先进产品相比，在机电一体化、操纵舒适度、作业效率等方面有较大差距，差距最大的是产品可靠性，国产多功能装载机整机可靠性差(平均无故障工作时间不足400小时)，缺乏核心技术、主要关键部件都依赖进口、产品单一，产品档次低。虽然国内装载机及相关技术研究工作起步较晚，但是发展速度很快，如多功能装载机的销售量已经占据了世界装载机市场的半壁江山，我国已成为世界多功能装载机第一产销大国。

目前我国装载机行业已经出现了第三代产品。第三代产品的整机可靠性有很大的提高，各主要性能指标基本上能与国际先进水平接轨。但是在可靠性、舒适度、作业效率及制造水平等发面和国外先进水平还有相当差距。第四代产品在第三代的基础上也已出现，进一步优化了整机的性能及配置，电控箱、湿式制动器等技术得到了应用，并形成了各企业的专有技术及专利技术，使产品以崭新的面目推向市场。这些都将是进一步促进我国装载机行业的技术进步。

装载机的发展趋势：

微电子技术与信息技术将得到广泛应用，进一步完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统及故障诊断系统;采用单一吸声材料、噪声抑制方法等消除或降低机器噪声;通过不断改进电喷装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量。除了上述这些外，还有：多功能铲斗、松土器、液村锤、扫雪器等多种工作装置，体积小、功率大、轻巧灵活、燃油经济性更好，增大驾驶室尺寸和玻璃窗面积，提高室内的气压以防尘，改善控制系统和操纵杆的位置，提高操作环境的舒适性，降低操作者的劳动强度以及美化外观造型等。特别的由于我国挖掘装载机起步晚，不论是产品品种、性能参数还是使用可靠性、售后服务等都和国外存在着相当大的差距。因此，它的发展趋势是引进国外的先进技术开发出高质量、多功能、多品种、多规格的系列产品以提高产品的市场竞争力;加强基础元件、部件的生产和质量，尤其是提高液压元件的质量，以达到满足产品可靠性要求的前提下降低产品成本;提高产品售后服务质量。

参考文献：

王国彪 《国外轮式装载机技术的发展现状》

宋占伟，闻邦椿 《装载机电子控制技术的发展及应用》

朱长亮 《我国轮式装载机产品的发展》

王国彪，王岩松，马铸 《轮式装载机的现状与技术发展》

⑥ 关于ZL40装载机的铲斗的参数计算

轮式装载机工作装置设计中，要对其各个部件的强度进行计算，方法很多，算出的结果也很精确，但如果外载荷选择不当，计算将是没有用的。本文对轮式装载机工作装置计算工况，计算载荷进行讨论，提出外载荷的求解方法。

1 计算位置和计算工况的确定
装载机工作装置强度计算中，应选择工作装置受力最大的位置为计算位置。分析装载机铲掘、运输，提升及卸载等作业过程，以装载机在水平面上铲掘物料时，工作装置受力最大。因此对工作装置强度计算应取装载机在水平面上作业，铲斗斗底与地面水平时为计算位置。
装载机工作装置计算工况，文献〔1〕、〔2〕中介绍了六种工况：①对称水平受力工况；②对称垂直受力后轮离地工况；③对称水平与垂直同时作用后轮离地工况；④水平受力偏载工况；⑤垂直受力偏载后轮离地工况；⑥水平偏载与垂直偏载后轮离地工况。对于④、⑤、⑥三种工况，由于偏载程度至今尚未研究清楚，若取极限位置进行强度计算，动臂板高应力区都达到了材料的屈服极限，这与实际测量数据出入较大，看来极限偏载工况的假设不尽合理，我们只讨论①、②、③种工况。根据对ZL30装载机工作装置进行强度分析，①、②种工况的应力大大小于第③种工况的应力，所以我们选工况③为计算工况。工况③是受垂直载荷和水平载荷作用后轮离地工况，由于目前载机设计中，转斗掘起力远远大于动臂掘起力，我们认为第③种工况是转斗缸掘起使后轮离地，当装载机继续铲装时，铲斗与动臂下铰点没有着地，动臂是个悬梁。我们取此工况为工作装置中动臂的计算工况，并把此工况作为工况A。另一种铲掘工况是铲斗与动臂的下铰点离地高度很小，在转斗作业时有可能接地成为一个支点，致使装载机的纵向稳定性增加，这种情况转斗缸力达到最大值，铲斗、拉杆、摇臂受力最大，我们把此工况作为B工况，为铲斗、拉杆、摇臂、销轴的计算工况。

2 外载荷的确定
外载荷的确定在强度计算中是非常重要的。对于工况A中垂直载荷的计算方法，我们的观点与文献〔1〕、〔2〕、〔3〕一致，即按静态倾翻载荷确定垂直力。对水平力计算，文献〔1〕、〔2〕没有给出具体计算方法，文献〔3〕中没有考虑系统油压的影响。目前有两种方法，一是不考虑系统压力对水平力的影响，取装载机最大插入力，此时力偏大；一是扣除系统最高压力时，发动机传到驱动轮上牵引力，此时力偏小。我认为水平力的计算，应扣除在这种工况下实际工作压力时发动机传到驱动轮上的牵引力。对于工况B中的载荷计算方法目前还没有资料报道。
2.1 载荷作用点的确定
铲斗承受的水平载荷Rx水平作用在斗刃的中间。根据GB10400-89掘起力定义，垂直载荷Rz作用在距斗刃100mm的中间，见图1。

图1 外载荷作用点

2.2 工况A载荷的确定
2.2.1 垂直载荷Rz的计算
由图1知

式中：Gs——装载机整机重量；
LA——装载机重心到前轮中心距离；
LB——R2作用点到前轮中心距离。
2.2.2 水平载荷Rx的计算
2.2.2.1 连杆机构的几何关系
(1)斗四杆机构见图2，经过推导有以下关系式

图2 斗四杆机构

（1）
（2）
（3）
α4＝α2－α3 （4）
α5＝180°－α1－α2 （5）
（6）
α7＝α6－α5 （7）
L4＝R0.sinα4 （8）
L5＝LO1.sinα3 （9）

(2)斗油缸四杆机构见图3，经推导有以下关系式

图3 斗油缸四杆机构

（10）
（11）
（12）
α12＝α10－α11 （13）
L6＝R5.sinα12 （14）

2.2.2.2 水平载荷Rx的计算见图4

图4 工作装置机构简图

（15）

式中：PT——转斗缸推力；
L1，L2，L3——结构参数；
L4，L5，L6——通过(1)～(4)式求得。

(工作装置是单转斗缸) (16)
(工作装置是双转斗缸) (17)

式中：p——工作压力；
D——转斗缸直径。
式(15)中有两个未知数PT，RX，但我们可以通过总体计算，导出RX和工作压力的关系式：
MB＝F1(p) (18)
RX＝F2(MB) (19)
即 RX＝F（p） （20）

式中：MB——工作泵消耗的扭矩(图5)。

图5 工作泵消耗扭矩

可以通过逐次求出RX的精确值。首先将RX＝0代入(15)式求出PT，通过(16)，(17)式求出p，再由(20)式求出RX。然后再把RX值代入(15)式重复上述计算，这样经过多次计算，当两次RX值接近时，认为此时RX值为精确值，我们用此法对ZL30装载机工作装置外载荷进行计算，RX＝65559N，而不考虑油压时RX＝92567N，按系统最大压力时RX＝48211N，显然这几种计算方法相差较大，最大与最小的值相差一倍多，所以我们认为按我们以上介绍的方法计算是确切的。
2.3 工况B载荷的确定见图6

图6 垂直载荷计算简图

工况B载荷RZ的确定，应按以动臂下铰点处为支承点，后轮离地时计算得出的RZ和按转斗缸最大工作压力时计算得到的RZ中取其中较小值。
由稳定性确定的载荷RZ：

(21)

由转斗缸最大工作压力确定的载荷RZ：

(22)

式中：D——转斗缸直径(如是双缸再乘以2)；
p——转斗缸最大工作压力。

3 结论
(1)装载机工作装置静强度计算的载荷工况：对于动臂取水平载荷和垂直载荷同时作用后轮离地工况，铲斗、摇臂、拉杆、销轴取以动臂前端为支承点掘起工况。
(2)动臂计算工况中，水平力RX的计算应考虑在此工况下工作压力对水平力的影响。
(3)提出的水平力RX的计算方法，通过对ZL30，ZL40装载机工作装置设计中的强度计算实际应用，认为是可行