装载机机架铰点的受力分析

设计计算　ＤＥＳＩＧＮ＆ＣＡＬＣＵＬＡＴｌＯＮ　装载机机架铰点的受力分析　郁录平，杨长征　（长安大学陕西省“高速公路施工机械”重点实验室，陕西西安７１００６４）　［摘要］通过对装载机铰接系统的受力状况进行分析，得出了铰点位置与铰点受力状态之间的数学关　系式。利用线性规划理论分析了该关系，主要结论是：装载机的铰销强度计算，应该主要考虑后轮离地工　况。　［关键词］装载机；铰接系统；铰点位置；铰点受力　［中图分类号］ＴＨ　２４３　［文献标识码］Ｂ　［文章编号］１００１—５５４Ｘ（２００６）０９—００６２—０３　Ｔｈｅ　ｆｏｒｃｅ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｆｏｒ　ｊｏｉｎｔ　ｏｆ　ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｌｏａｄｅｒ　ｆｒａｍｅｗｏｒｋ　ＹＵ　Ｌｕ－ｐｉｎｇ　ＹＡＮＧ　Ｃｈａｎｇ－ｚｈｅｎｇ　铰接式装载机的车架由前车架和后车架两部分　组成，中间由垂直铰销连接。装载机工作时，其铰　销受力较大，变化剧烈，而且经常改变方向，所以　铰销是装载机中相当关键的部件。铰接点设计的合　理与否不仅直接影响铰销的受力及其可靠度，更会　影响整机的作业性能、经济指标和安全性能。本文　在参考文献［１］的基础上，得出了铰接点位置与　铰接点受力状态之间的数学关系式，利用线性规划　理论进行分析，提出了笔者对装载机铰销处最大受　力工况的看法，进而得出对装载机铰销设计计算具　有指导性的结论。　一图１　装载机总体受力图　ＧＳ２（Ｚ＋ｌ３一ｌ５）一０　（１）　式中　Ｎ　、Ｎ　——地面对前轮和后轮的支反力；　Ｇｓ　、Ｇ　——铰销前、后车体的重量；　Ｚ——轴距；　１装载机铰接点受力分析　装载机总体受力分析的目的是确定总体受力最　大的工况，作为行走系、车架、轮胎、驱动桥、铰　接点等强度校核的依据。下面主要针对全轮驱动的　轮胎装载机进行总体受力分析，进而确定铰接点位　置与其受力的具体关系。鉴于在典型铲掘工况下，　装载机铲斗斗刃多从地面插入，所以在进行受力分　析时，假定斗刃紧贴地面。　ｚ，——铲斗刃接地点距前轮轴心的水平距　离；　ｚ　——前车体质心到前轮轴心的水平距离；　ｚｓ——后车体质心到后轮轴心的水平距离。　由式（１）得：　Ｎｌ一—Ｇａ（１３￣／３４）￣Ｇｓ２（ｌ　￣１————————————１５）——－———Ｎｚ（ｌ￣１３）（２）　——一装载机总体受力分析如图１所示，由　：Ｍ　＝０得：　Ｎｚ（１＋ｌ３）＋Ｎｌｌ３一Ｇｓｌ（１３＋ｌ４）　［收稿日期］２００６—０３—０７　［通讯地址］郁录平，陕西省西安市南二环中段长安大学校　本部３２１信箱　建冤札械２００６．０９（上半月刊）　维普资讯 http://www.cqvip.com

作业工况下，可以认为Ｐ　≈Ｐ，２≈０，铲刀刃处的　Ｎ２一　Ｉ　Ｖ　ｏ一一　（３）～＇Ｊ　１－／＇３　受力Ｐ　＝Ｐ　＝０。对前轮的接地点取矩，得：　在装载机设计时，铰销处的垂直力通常由上铰　Ｎ，一鱼　±　（８）　点（或下铰点）单独承受。在以后的分析中，设下　￡　铰点承受垂直力，并忽略转向油缸对铰点处受力的　上式代人（７）式得：　影响。取后车体为分离体，其受力分析如图２所　ｖ一一ｆＧｓｌｌ４＋Ｇｓｚ（ｚ—ｌ５）］Ｉ　（ｚ２一ｌ５）　示，由∑文＝０，∑ｙ＝０得：　Ｚｈ　‘ｈ　（９）　Ｘ２＝ＰＫ２一Ｐ，２＋Ｘ１　（４）　从式（４）、（９）中可以看出，如果设计中使　Ｙ＝Ｇ　一Ｎ２　（５）　式中Ｘ　、Ｘｚ——上铰点、下铰点的径向受力；　ｌ　＝ｌ　＝０，则Ｘ１＝Ｘ：＝０；由式（８）可知，这时　Ｎ：＝Ｇ　，代人（５）可得Ｙ＝０。　ｙ＿一下铰点轴向受力。　所以在装载机设计过程中，应尽量满足　１４≈ｚ　≈０，以保证机器在公路上高速行驶时铰接点　的受力最小，这样可以有效地提高机器的行车安全　性。在实际产品设计过程中，实现ｌ　≈ｚｓ≈０并不　是很困难，所以文献［１］中假设ｌ　＝ｌ　＝０是有道　理的。为了便于以后的分析和讨论，我们仍然采用　ｘ２　这个假设。将ｌ　＝０代人（７），并考虑到　Ｐｌ（２一Ｐ，２＝Ｐｌ（Ｐ２，可得　Ｘ１一ＧＪｒｓｚｌｚ－－Ｎ　ｚｌｚＰ￣ｚｈｏ　（１０）　—————————一凡　图２装载机后车体受力分析　式中Ｐｍ——后轮处的有效牵引力。　将（１０）代人（４）得：　对下铰点取矩，得：　ｘ，：　Ａ’一————————————　———————————一　（１１）ｌ　１，　凡　Ｎ２ｌ２一（Ｐｌ（２一Ｐ，２）ｈｏ＋Ｘ１ｈ—Ｇ　（Ｚ２一ｌ５）＝０　由式（５）、（１０）、（１１）可以看出，铰接点所　（６）　承受的力可以看作为后轮的支反力Ｎｚ、后轮的有　式中ｚ：——后轮接地点距铰接点的水平距离；　效牵引力Ｐｍ、后车体的重量Ｇ　、下铰点的高度　ｈｏ——下铰点到地面的距离；　ｈ。、上下铰点之间的距离ｈ、后轮接地点距铰点的　＾——上下铰点之间的距离；　水平距离ｌ：的函数。在装载机设计过程中，Ｇ　、　ＰＦａ、Ｐ　——后轮的驱动力和滚动阻力。　ｌ：的数值通常是由总体结构确定的，不能轻易改　由式（６）得：　变，但在保证整机性能的条件下，减小　或增大ｈ　ｘ　一　毕　［　可以减小Ｘｔ、Ｘ：。　２．２铰接点最大受力状态分析　（７）　在设计装载机时，还需要求出Ｘ　、Ｘｚ、ｙ的　式（４）、（５）、（７）组成装载机铰接点受力　最大值，作为强度计算的依据。对于给定的装载机　的通式，反应了铰接点位置与其受力的具体关　来说，Ｇ　、ｈ。、ｈ、ｌ：都为已经确定的量，只有　系。　Ｎ：、Ｐｍ是随着机器的工作情况变化的，后轮支　２装载机铰接点的设计原则　反力Ｎ：在０～Ｎ：一之间变化，后轮牵引力ＰＫＰｚ在　０～ＰＫＰ：丌ｍ　之间变化。对于装载机来说有：　２．１一般原则　ＰＫＶ２　＝Ｐｆ２一Ｐ，２＝Ｎ２（ｆ一厂）　（１２）　装载机在静止状态或在良好路面高速行驶等非　式中Ｐ　——后轮的附着力；　建冤札拭２００６．０９（上半月刊）　维普资讯 http://www.cqvip.com

设计计算　ＤＥＳＩＧＮ＆ＣＡＬＣＵＬＡＴＩＯＮ　ｆ、卜分别为轮胎的附着系数和滚动阻力　系数。　ｘ　＝　（２０）　（２１）　从（１０）、（１１）、（５）式可以看出，Ｘ　、Ｘ：、　Ｙ］２￣ｇＡ＝Ｇ　一Ｎ２一ｙ都是Ｎ　、Ｐｍ的线性函数，所以，求Ｘ　、Ｘ　、　ｙ的最大值问题可以简化为以下的线性规划问题：　Ｇｓ２１２－－Ｎ２１ｈｏ２￣Ｐ￣２１一ｍａｘＸ　１一—————＿————一＿　（２）工况Ｂ，Ｎ２＝Ｎ２　，ＰＫＰ２＝ＰＫＰ２　这是装载机前轮离地，后轮继续提供最大动力　工况。当铲斗插入料堆后，遇到斜上坡造成前轮离　地，如果此时后轮继续驱动，会出现Ｎ　＝Ｎ　一、　ＰＫＰ２＝ＰＫＰ２　＝Ｎ２（ｆ一　），且有Ｎ　＝０成立，　————————（１３）　ｈ　ｍ　ｘＸ　一　｛　±　（１４）　（１５）　Ｎ　ＭＡｘ的值也可以由式（１８）求得，将其代人　（１３）、（１４）、（１５）得：　Ｘ１２２况　一　况Ｂ一——————————————　＿————————————一　ｙ　ＪｍａｘＹ＝Ｇ　一Ｎ２　以上３式的约束条件都为：　０　０　Ｎ２　Ｎ２　Ｎ２（　一厂）　．（１６）　（２２），　ＮＫＰ２　（１７）　—Ｇ２１２一Ｎ２　１２＋Ｎ２　（　一　）（＾＋ｈ０）　ｈ　约束条件（１６）、（１７）所组成的可行解集为图　３所示的三角形阴影区域。由线性规划理论［３］可　况　一（２３）　知，极值点应该出现在三角形的某个顶点，即点　Ａ（Ｎ２一，０）、Ｂ（Ｎ２一，ＰＫＰ２一）、Ｃ（０，０）３　Ｙ工况Ｂ＝Ｇ　一Ｎ２，　（２４）　（３）工况Ｃ，Ｎ２＝ＰＫＰ２＝０。　点中的某一处。实际上，Ａ、Ｂ、Ｃ３点分别代表机　器作业时的３种典型工况，下面分别进行讨论。　这是装载机后轮离地工况。当铲刀插入料堆或　泥土一定深度，在进行剥离工作或遇到树桩等不可　克服的障碍后提升动臂时，引起后轮离地，这时机　器掘起力最大。在此工况下，后轮动力消失，　Ｎ２＝Ｐｌ（Ｐ２＝０，将其代人（１３）、（１４）、（１５）得：　Ｘ１工况ｃ＝Ｌｒｓ￣　－／２　—（２５）　ａ１Ｘ２工况Ｃ＝Ｏｓ　２　—（２６）　（２７）　Ｙ工况ｃ＝Ｇ　（４）３种工况分析。　由于式（１９）～（２７）式中所有变量都大于　图３铰点受力的可行解区域　零，ｆ＞ｆ一直成立，对于大多数装载机来说，满　足（卜　）　（＾＋ｈ。）＜ｚ　条件，所以，分别比较　（１９）～（２７）式中的Ｘ　、Ｘ　、ｙ，可以看出以下　３个式子成立是显而易见的：　Ｘ１工ａｃ＞Ｘ１工况Ｂ＞Ｘ１工况Ａ　Ｘ２工况Ｃ＞Ｘ２工况Ｂ＞Ｘ２工况Ａ　Ｙｘｇｃ＞ｙ工况Ｂ＝ｙｃ况Ａ　（２８）　（２９）　（３０）　（１）工况Ａ，Ｎ２：Ｎ２　，ＰＫＰ２＝０。　这是装载机前轮离地，且后轮不驱动工况。装　载机在强制切土时遇到斜坡会造成前轮离地，如果　此时装载机停止驱动，会出现Ｎ　＝Ｎ　、　ＰＫＰ２＝０，且有Ｎ　＝０。将Ｎ　＝０，ｚ　＝ｚ５＝０代人　（３）得：　Ｎ２一＝　＋　　。３　由式（１８）可知Ｎ２　＞ＧＳ２，所以由（１９）、　（２０）、（２１）计算出的Ｘ　况Ａ、Ｘ’ｒ况Ａ、ｙ　Ａ等都　（１８）　小于０，也就是其方向与图２所示的方向相反。对　于铰销的强度计算而言，需要关心的是Ｘ１、Ｘ２、　由式（１３）、（１４）、（１５）得：　Ｘ僦１工　　：　一———　—一　（１９）ｌ　　ｙ的绝对值，所以，有必要比较工况Ａ与工况Ｃ的　（下转第６７页）　建芜札城２００６．０９（上半月刊）　维普资讯 http://www.cqvip.com

一　ｌｒ　嚣　图ｌＯ不同系统间三维实体图形　信息ＩＧＥＳ格式的转换　图９在齿轮基体上阵列出的所有齿　产周期。　３结论　格式保存，然后导人ＣＡＭ系统（见图１０），如　Ｐｒｏ／Ｅ、ＵＧ等，利用其ＣＡＭ模块中的刀具库选　本文所述方法利用Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓ软件中自带的　择刀具，再进行必要的编写，就可以实现数控加工　标准设计库资源，对直齿锥齿轮实体进行了二次开　直齿锥齿轮。同样，导人三坐标测量机的系统中，　发建模，简便、实用、可靠，有利于通过现有　应用其软件进行虚拟的测量，取得直齿锥齿轮表面　ＣＡＭ系统实现在通用数控铣床上对直齿锥齿轮的　数据，根据获得的点云，分析理论值和实际值之间　数控加工，可大大地缩短生产周期，提高工作效　的不同，如节锥的公差、锥齿之间的累积误差　率。　雷　等等。相对于传统的成形技术，用ＣＡＤ／ＣＡＭ工程　［责任编辑：刘慧彬］　软件来直接造型，然后用于生产，可大大地缩短生　（上接第６４页）　（３）对于大多数装载机来说，铰接点的最大负　Ｘ　、ｘ：、ｙ的绝对值大小。对于装载机来说，　荷可以根据后轮离地工况计算，即按式（２５）、　＜Ｇ　［　，从式（１８）可知Ｎ：一＜２Ｇ　成立，所　（２６）、（２７）计算；对于结构特殊的机器，建议利　以就绝对值而言，工况Ｃ的Ｘ　、Ｘｚ、ｙ应该分别　用式（２３）校核Ｘ：。　大于工况Ａ的Ｘ　、Ｘ２、ｙ。　在大多数情况下，可以利用式（２５）、（２６）、　［参考文献］　（２７）计算铰接点的负荷。　［１］张子达，邹广德，刘刚，等．装载机铰接系统铰点位　置对铰点载荷的影响ＥＪ］．吉林工业大学学报，１９９７　３结论　（２）：１８￣２２．　（１）在装载机设计过程中，若能满足前后车体　［２］徐希民，黄宗益．铲土运输机械设计ＥＭ］．机械工业　出版社，１９８９．５．　的重心分别落在前后轴上，则可以有效地减小机器　Ｅ３］胡清淮，魏一鸣．线性规划及其应用ＥＭ］．科学出版　在水平道路上高速行驶时铰接点的受力。　（２）降低下铰点的高度，加大上下铰点之间的　社，２００４．３．　雷　［责任编辑：胡方华］　距离，可以有效地减小铰接点的径向受力。　建苑札拭２００６．０９（上半月刊）