装载机工作装置设计

1、装载机工作装置设计任务书1 .课题意义及目标装载机是一种用途十分广泛得工程机，它被广泛应用于建筑、公路、及国防 等工程中，对加快工程建设速度、减轻劳动强度、提高工程质量、降低工程成本 具有重要作用，所以装载机在国内外不论是品种或是在产量方面都得到迅速发 展，成为工程机械得主要品种之一。而合理的工作装置结构更能起到事半功倍之 成效。2 .主要任务根据给定的原始参数，采用设计装载机工作装置六连杆机构， 并分析其运动 特性和动力特性。主要内容包括：连杆机构绞点位置的设计以及各构件的结构设计；主要构件的强度与刚度校核计算；连杆机构运动特性与动力特性的分析。原始参数如下：额定斗容： 2 m 3整机质量：

2、 115 KN轴距： 2660 mm最大卸载高度： 2800 mm3.主要参考资料1杨晋升.铲土运输机械设计（M额定载重量:轮距:轮胎规格:最小卸载距离：北京：机械工业出版社36 KN1950 mm16.00241115 mm1981.5.2周复光.铲土运输机械设计与计算（M）.北京：水利水电出版社.1988. 6.4.进度安排设计各阶段名称起止日期1进行调查研究，查阅资料，完成开题报告2014.12.01一 2014.12.302初步拟止总体方案，总体方案论证、确止2014.12.31一 2015.04.123主要构件的强度与刚度校核计算2015.04.13一 2015.04.224连杆机构

3、运动特性与动力特性的分析，绘图2015.04.23一 2015.06.015撰写并编制论文、打印，准备毕业答辩资料2015.06.02一 2015.06.22审核人;月日装载机工作装置设计摘 要：装载机是现代工程建设中所用机械的一个主要机种，主要用途有装卸搬运成堆的散料、轻度的铲掘、清理工作面、牵引等。为了减少生产成本，必须采 用高效的机械装卸设备。装载机工作装置的设计主要是对装载机铲斗、连杆机构、动臂的设计，而工作装置设计的合理性直接影响到了装载机的工作性能及其使用 寿命，随着优化设计方法进一步发展，机器自动化和智能化不断提高。在对铲斗 设计时要对铲斗的形状、容积进行分析。然后在对装载机的连

4、杆机构设计中要计 算出组件的尺寸，各点之间的位置关系和动臂的数据计算。最后对工作装置进行 受力分析和强度计算，以确定该型号装载机实际载荷是否在设计载荷范围之内。关键词：装载机，工作装置，动力学分析The design of Loader Working deviceAbstract: The loader is a main type of machinery used in modern engineering construction with the main purpose of handling stacks of bulk materials, mild shovel, clean

5、 face andtraction. In order to reduce the cost of production, efficient mechanical handling equipment must be adopted.Design of working device of loader is mainly on the design of loader bucket linkage arm, and the work will directly impact on device design to the performance of the loader and its s

6、ervice life, with the continuous method developments modern optimization designto constantly improve the machine automation and intelligence. In the design of bucket to shape and specific parameters, volumes of the bucket are analyzed. And then to calculate the size of componentsin the design of loa

7、der connecting rod mechanism, position relation between points and armdata calculation. Finally , the stress analysis and strength calculation of the working device is carried out to determine whether the actual load of wheel loader is within the scope of the design load.Keywords : Loaders,Work equi

8、pment,Dynamics analysis31 前言 12装载机工作装置的概述 错误！未定义书签。2.1 装载机工作原理和结构组成 错误！未定义书签。2.1.1 工作装置的设计要求 32.1.2 结构形式的选择 32.1.3 工作装置结构分析 42.2 工作装置的作业性能指标 42.3 工作装置的基本结构参数 53铲斗设计 错误!未定义书签。1.1 铲斗作用及设计要求 错误！未定义书签。1.2 选择铲斗的结构形式 错误！未定义书签。1.3 确定铲斗基本参数 74 动臂设计 114.1 确定动臂的三校接点 114.1.1 动臂与铲斗的较接点B 114.1.2 动臂与机架的较接点A 124.1

9、.3 动臂与摇臂的钱接点E 134.2 动臂长度的确定 135 连杆机构设计 145.1 连杆机构分析 145.2 确定构件尺寸及较接点位置 156计算位置及外载荷的确定 176.1 计算位置 366.2 外载荷的分析 366.3 外载荷的确定 367工作装置的受力分析 201.1 铲斗受力分析 211.2 连杆受力分析 221.3 摇臂受力分析 361.4 动臂受力分析 368 工作装置的强度校核 248.1 动臂强度校核 248.2 连杆强度校核 268.3 摇臂强度校核 278.4 铰销强度校核 289 油缸作用力的确定 319.1 转斗油缸和动臂油缸主动力的确定 319.2 转斗油缸和

10、动臂油缸被动力的确定 3310 结论 34参考文献 35致谢 36太原工业学院毕业设计1 前言我国从60年代末开始使用装载机至今，期间主要经历三个阶段，由最初的仿 真摸索阶段到后来的自力更生研发阶段再到近期的技术引进共同研发阶段。装载机的使用加快了我国的工业建设发展进程。在铁道、公路、矿山、桥梁、水电、 建筑等各个部门的经济建设中，可以进行装卸搬运成堆的散料、 轻度的铲掘、清 理工作面、牵引等工作，在很大程度上提高了工作效率，节约了劳动力与经济成 本。因此在现代化工程建设中，装载机已经成为了不可缺少的重要的机械设备， 为各企业与国家创造了巨大的物质财物及经济利益。在设计工作装置时主要有以下过程

11、： 根据参数要求明确设计任务、进行调查 研究、制定好设计任务书，进行各个结构的方案设计和强度计算等阶段。 工作装 置的设计成功与否直接影响了装载机整体的功能好坏，能否满足设计时的使用要 求以及是否具有高效的作业生产率是衡量设计成功与否的主要指标。通过对国内外的不同型号装载机进行分析，连杆机构的构件数目不同机构形式也会不同， 由 于结构形式中转动方向不同，连杆机构可分为正转与反转两种机构。 在中国，生 产出的第一代产品从60年代末延续至今，使用的图纸几乎一模一样，在近几年 对装载机进行开发设计时主要就是对工作装置进行进一步设计，可见工作装置的设计是装载机设计时的主要部分。通过查找相关资料，发现在

12、以往的装载机结构设计中，大多数装载机工作装 置使用的是反转六连杆机构，对反转六连杆机构的优缺点以及工作装置的工作原 理也有了一定的了解，然后借助 CAD软件进行各校点的设计，以保证设计的精 度要求。由于资料的缺少加上自身所学知识不足，在此过程中难免会有不合理的 地方，希望能批评指正。262 装载机工作装置的概述2.1 装载机工作原理和结构组成装载机可进行装卸货物，是由动力装置提供动力；行走系统进行移动；传动 装置、制动装置与转向装置操纵工作装置进行装卸搬运成堆的散料、轻度的铲掘、清理工作面、牵引等工作，该机械的工作装置主要作用是进行插入物料、举开铲 斗、运输、卸载物料、铲斗放平。其工作装置结构

13、如图2.1所示。图2.1装载机的工作装置结构1）铲斗；2）连杆；3）摇臂；4）动臂；5）动臂油缸；6）转斗油缸；工作装置（如图2.1）是由铲斗、动臂、连杆机构、摇臂及液压系统组成。整个装置都是围绕铲斗来进行工作的， 铲斗主要用于对物料进行铲掘；动臂与动 臂油缸作为连接铲斗与车架以及升降铲斗进行工作；转斗油缸是以摇臂等机构让 铲斗围绕较接点进行转动；液压系统可使动臂进行升降以及转动铲斗。2.1.1 工作装置的设计要求工作装置安装在机器的前端，它的设计影响机器整体的性能。结合装载机在 实际生产作业时的情况，要注意以下五点要求：1）结构要求简单紧凑，便于维修和更换零件，稳定性好；2）各个构件的受力状

14、态良好，寿命长，尺寸大小适合工作环境需要；3）设计出的卸载高度与卸载距离都要在设计使用范围内；4）各构件之间不出现干涉现象，各处转动角不低于15度；5）设计出的工作装置所占用的空间不会阻挡司机视线，不影响工作。2.1.2 结构形式的选择工作装置可以按照铲斗后是否有支架分托架式和无托架式两种结构形式，其工作装置结构简图如图2.2所示(a)(b)图2.2工作装置结构图（a）托架式（b）无托架式1）铲斗；2）托架；3）转斗油缸；4）动臂；5）连杆；6）动臂油缸；7）摇臂有托架式的工作装置如图2.2 （a）所示，我们可以发现该结构简单，动臂与 连杆的前端跟铲斗的托架相连接，后端跟车架的支座相连接，托架

15、的上端跟转斗 油缸相连接，下端与活塞杆和铲斗相连接。在国产装载机中多种型号上都采用了 托架式的结构形式。有托架的装载机容易更换铲斗与安装其它的附件，但由于托 架与转斗油缸、铲斗都是直接较接在一起，因此铲斗转动角变大，再加上动臂前 端托架也有一定的重量，进而使该机械的载重量降低，工作效率降低。无托架式的工作装置如图2.2 （b）所示，动臂前端和铲斗相连接，后端和车 架相连接，动臂油缸和动臂及车架相连接，转斗油缸与车架和摇臂相连接，摇臂 和动臂连接在一起，连杆两端分别与摇臂和铲斗相连接。在实际情况中，我们需要考虑结构是否简单，并根据实际的工作环境及铲掘 方式进行工作装置结构形式的选择。本文选择无托

16、架式结构来设计。2.1.3 工作装置结构分析反转六连杆工作机构(图2.1)是由BC、AB、FD、CD、GF以及机架六部 分构成。该机构在铲斗插入物料掘起时， 可以获得较大的掘起力，并且具有良好 的平动性和卸料性，很好满足铲装、运输、卸载等作业要求，因此反转六连杆机 构在装载机设计中得到广泛使用。2.2 工作装置的作业性能指标对工作装置设计时，主要注意以下几点：(1)卸载性在转动缸的作用下，无论动臂处于何种位置，铲斗的卸载角都应该大于45度，工作装置的卸载性主要与转斗缸的最小结构长度及行程有关。(2)动力性在铲斗进行铲掘工作时，为了能使机器有足够的铲起力，应当在有限空间内 合理设计各个构件的尺寸

17、大小来提高机器的动力性能。(3)平移性平移性就是当转斗油缸处于闭锁状态，动臂在动臂油缸作用下进行提升或下 降铲斗过程中，连杆机构使铲斗在提升时保持平移或处于很小的变化范围之内。(4)自动放平性铲斗在进行完物料的卸载后，在动臂下降到下限位置时，能够自行放平，以 便于下一次的铲掘工作，减轻了驾驶员劳动强度，大大提高了工作效率。(5)工作范围主要由最大卸载高度的卸载距离、最大卸载高度以及最大卸载距离来进行表 示。所达数值要在工作范围要求以内。2.3工作装置的基本结构参数任务书中已经给定了以下基本参数，依照这些数据开始下一设计部分额定斗容: 额定载重量: 整机质量: 轮距:轴距:轮胎规格: 最大卸载高

18、度: 最小卸载距离:2m336KN115KN1950 mm2660 mm16.00242800 mm1115mm在结构设计的过程中，主要要进行以下内容：1）对铲斗构造进行分析，利用所给的基本参数，选定好尺寸形状，计算出 斗容。2）计算出动臂的尺寸大小、选定好形状及其与油缸之间连接点，进行强度 校核。3）计算出连杆机构中组成构件的长度及相互连接位置，对其进行强度校核。在设计过程中，由于各个构件结构比较紧凑，构件数较多，容易发生干涉。因此要结合多种因素，并对其进行动力性分析，使其能够满足实际工作要求，整 体性能优越。在实际过程中要参考各类资料，借助样机结构来完成此次结构设计。3铲斗设计3.1 铲斗

19、作用及设计要求铲斗位于机器最前端，装载机中的其他装置都是围绕铲斗来进行工作的，铲斗可直接进行铲掘、运输、卸料、切削等功能，整个装载机的插入能力和铲起力 都是由铲斗发挥出来的，机械整体的工作性能和效率会受到铲斗的结构形式的影 响，因此在在铲斗设计中最主要的要求是最大程度上减小切削阻力和提高工作效 率。3.2 选择铲斗的结构形式铲斗通常是由斗刃、侧壁、后壁、斗底等构成的，在此次结构形式设计中主 要是对铲斗切削刃形状、铲斗斗齿、铲斗侧刃以及斗体形状莱进行分析。(1)铲斗切削刃形状由于装载机铲掘的物料有所不同，铲斗的切削刃形状也不相同，可以分为直 线型(图3.1a)和非直线型，直线型切削刃的结构比较简

20、单，能够很好地进行地 面的清理平整工作，但是它的切削阻力比较大，装载重度也有所限制。比较来说, 非直线型的切削刃阻力要比直线型的要小，非直线型切削刃主要有弧形和v型(图3.1b)等几种，结合实际工作环境，使用v型的要比弧形的多。主要是因为它 的中间部分突出，整个装载机的插入力都集中在切削刃的尖端， 这样能更容易插 入物料堆中，对中性好，方向不易拐偏，但是它的平地性能与装满系数比直线型 切削刃差。(a)(b)图3.1铲斗结构简图(a)直线型切削刃；(b)V型切削刃(2)铲斗斗齿铲斗的前端装上斗齿后，斗齿最先与物料进行接触，可使铲斗更轻易地插入 堆积紧密的物料中，斗齿也可以在磨损后进行更换，所以在

21、进行铲掘堆积紧密物 料或撬起大块物料时，铲斗都会安装有斗齿，而斗齿的形状对于切削阻力也会造 成影响。(3)铲斗侧刃在铲斗进行工作时，侧刃也会参与，一般会采用弧线或折线状侧刃以减少插 入阻力，适用于铲装岩石。但是有弧线或折线的侧壁比较浅，在进行铲掘工作时， 物料容易从铲斗两侧撒出，从而影响了铲斗的装满，一般会将侧刃的连接口设计 成弧形来加大铲斗的装满度。(4)斗底形状斗的前后壁之间要用圆弧相连接，并且弧度不要太小，是为了在进行铲装物 料时，斗体有更好的流动性，减小了物料在斗体内的移动阻力。3.3确定铲斗基本参数(1)确定铲斗内壁宽度Bo从给定的基本参数中可知轮胎的规格选为：16.0024,可知轮

22、胎断面宽度 Bw为406.4mm由轮胎的轮距BL为1950mm,I刃厚度h定为15mm弋入公式(3.1 ) 求出铲斗内壁宽度B)oB0 Bl Bw (0.1 0.2) 2 h1950 406.4 100 2 15(3.1)2426.4mm式中：Bw轮胎断面宽度(mm) Bw=406.4mmBl轮胎的轮距(mm) B L=1950mmh侧刃厚度(mm) h=40mm 。(2)确定铲斗回转半径R铲斗的回转半径R。会影响铲斗的铲掘能力，铲斗回转半径可以通过其它基 本参数进行计算，代入平装斗容计算公式(3.2):RoVh(3.2)1.2Bo 0.5 g( z k cos 1)sin ocot 0 0.

23、5 1 20180式中:VhBo几何斗容量（m3） 铲斗内侧宽度（mm） 斗底长度系数VhBo24264mm；1.4 1.5，取后斗壁长度系数1.1 1.2，取g=1.42;z=1.12;k挡板高度系数0.120.14，取 k=0.12;b 斗底与后斗壁之间连接部分的弧度半径系数，b 0.350.40 ,取 b =0.36;1 挡板与后斗壁的角度大小，一般 15 10 ,取1 8 ;所以代入上式得：Ro 1208.4mm,圆整后取Ro 1208mm。（3）相关参数计算图3.2铲斗尺寸参考接下来可用Ro来计算铲斗的其它相关参数，参照图 3.2。斗底长度lg :lggRo1.42X12081715

24、.36mm(3.3)gg后斗壁长度1z :lzzR01.1212081352.96mm(3.4)挡板高度l k :lkkRo0.12 X1208144.96mm(3.5)斗圆弧半径r：rbRo 0.36 X1208 434.88 mm连接点B离斗底之间高度：h (0.06 0.12)R00.10R0 120.8mm铲斗的侧刃与斗底之间夹角，选0 55。(4)计算斗容(3.(6)(3.(7)图3.3横截面积计算铲斗平装的几何斗容依上图可知，该斗型横截面积 S主要有五部分组成。S=S 1+&+S+S+S5式中：S扇形AGF0积；&直角三角形GFNa积；S直角三角形GACW积；3三角

25、形CGNM积；S5直角三角形CNDH积；得出：(3.8)S 喏0.5%(入z 2kcosM)sinM Abcot -y 0.5 u (1 0) 0.854 对于装有挡板的铲斗：2 2.Vp SB0 -a2b(3.9)3式中：S 铲斗横断面面积(n2);B0 铲斗内壁宽度(m);a 挡板高度(m),可求出a为0.153m；b 铲斗刃口距挡板顶部高度（m）,可求出b为1.355m得出：Vp 2.076 m22.076 2 X100% 3.66% 5%2.076所以，设计合理。额定斗容额定斗容可按公式(3.10)确定(图3.4):/b2B。b2VhVp ac862.076221.3552 2.456

26、4 1.3552860.153 0.4(3.10)2.089m3式中:c 物料堆积高度（米）。物料堆积高度c可通过作图法来确定，额定容量铲斗的横截面积，挡板高度 为a,铲斗开口为b,斗尖至铲斗侧壁为物料堆积高度co图3.4装载机斗容计算图铲斗斗容的误差率：'(3.11)H , H 100%.089 2 X100% 4.3% 5%Vh2.089所以铲斗的设计合理。4动臂设计在设计动臂的过程中，一般都应用图解法，是因为图解法更加直观，便于读 者理解，采用图解法是在确定最小卸载距离、最大卸载高度及其卸载角等参数后进行的过程，它首先是通过在坐标系 xOy上确定工况H （如图4.1）时工作机构的

27、 各校接点的位置从而进行图解。4.1 确定动臂的三校接点4.1.1 动臂与铲斗的较接点 B图4.1较接点确定图首先在CAD中确定xOy坐标系，将长度比例尺定为 1。然后该比例在xOy 上画出先前设计好铲斗的横截面的外部轮廓，使斗尖与坐标原点。相重合，斗的前臂要与x轴之间前倾角为4，该位置就是工况I，也就是铲斗在插入物料堆时 的工作状况。在坐标系上，B点要与O点之间距离应该小点，由于B点位置也会受到斗底 离地面最小高度限制，也不是越小越好。较点B在y轴上坐标数值越大，相应铲 斗可以铲取更多物料，但B点与较接点C之间的距离就会减小，从而使该装置的 铲取力降低。所以在进行设计时，要先依照工况I时铲斗

28、在坐标系上的位置状况，然后将 B点在Y轴上的坐标值范围确定在yB 250 350mm ,在x轴上的坐标值xb尽可 能降低又不与斗底产生影响，就可以把 B点在坐标系中的位置确定。4.1.2 动臂与机架的较接点 A(1)把铲斗进行旋转，是把B点作为圆心，顺时针转48 ,此时铲斗的位置 状况即工况n；(2)在坐标中画出轮胎的简易图。要注意让该机构简单紧凑，轮胎与铲斗问 的距离不要太大。d HRd bw 1(4.1)2bw式中：Rd 轮胎动力半径(mm);dw轮毂直径(mm);bw 轮胎宽度(mm);H / bw轮胎断面高度与宽度之比。取 0.85 ;轮胎变形系数，普通轮胎为 0.05。代入数据，得出

29、：609.6Rd 1 406.4 1 0.05690.88mm 圆整后取 Rd 691mm。2把铲斗进行旋转，把B点作为圆心，顺时针转，铲斗口与x轴形成平行关系， 铲斗也达到了最高位置处，此时为工况 III。根据设计要求上最小卸载距离、最大卸载高度和卸载角，就可以画出铲斗在最高位置时的位置，为工况IV。由于B、B,都在以A为圆心，AB为半径的圆弧上，连接BB,作垂直平分线，A点在BB,上。A点的位置要尽可能低，取和前轴水平距离为轴距的1/3到1/2的前轮左上方。4.1.3动臂与摇臂的钱接点E根据图的分析以及相关查询，E点一般在前轮胎的外轮廓的左上方。如图4.1 所示，E点位置对整个构件分布有很

30、大的影响。，4.2动臂长度的确定H smax 2800mm;Ha 2375mm o在确定动臂的钦点位置后，利用公式(4.2)可求出动臂的长度1D：5连杆机构设计在进行工作装置的连杆设计中，即使反转六连杆机构的设计难度较大， 也会 被大多采用，主要是有以下原因：1）当铲斗在进行铲掘操作时，在铲掘位置的传动角比较大，采用连杆机构 可以将倍力系数设定成较大值，从而使其获得足够的铲取力。2）在设计过程中，合理地设计好各个构件的尺寸，能够使铲斗获得良好的 平动性能，实现了铲斗自动放平。3）六连杆机构的前悬较小，结构简单紧凑，驾驶员操作时有很好的工作视野。4）在进行卸载操作时，由于它的转斗角速度小，比较容

31、易控制卸料的速度， 减小其冲击。5.1 连杆机构分析连杆机构对装载机整体的工作性能以及各个构件受力都有较大影响。需要经过多次计算分析以设计出最优方案。连杆机构可以按转动方向的不同分为正转连杆和反转连杆机构两种。 其中正 传连杆机构又可按连杆数分为如图 5.1 a、b所示的正转单连杆与如图5.1 c、d所 示的正转双连杆。这种工作装置各构件位置布置比较好， 它容易使转斗油缸、动 臂、摇臂一一连杆的中心线都处于同一平面， 使其整体受力变好。反转连杆机构 与正转连杆相反，它铲斗与摇臂的转动方向不同，铲斗进行掘起时铲起力较大， 不利于地面挖掘工作，它在进行动臂升降时，能够使铲斗有好的平动性，目前国 内

32、采用较多的是反转六连杆机构，对其设计变量和约束条件基本一致，在设计方 法上，有效地提高了结构设计的自动化程度和效率。多数装载机的工作装置都是非平行四边形的， 提升动臂时，铲斗都会向后翻 转，以保证铲斗里的物料在从地面提升到最大卸载高度时不会泄露出去，铲斗实现平行移动。在机构进行运动的情况，反华$连杆机构驱动下，如图5.1e所示铲斗与摇臂的转动方向正好相反，当铲斗在运输的位置，连杆会和动臂的轴线就会相交，难 以分布于同一个平面；在动臂升降时铲斗保持了平移，减少了物料的撒落，实现 了铲斗的自动放平；正是由于它的结构简单紧凑，摇臂.连杆的传动比较小，铲起力大才会被采用较多。5.2 确定构件尺寸及较接

33、点位置设计反转连杆机构时，主要需要计算出摇臂和连杆尺寸，确定较接点C、G、 E的位置，转斗油缸日勺行程等。连杆机构的各个构件的尺寸参数大小主要是依照动臂的尺寸数据来确定的。而较点C的位置主要是对连杆受力情况和转斗油缸行程产成影响，在选择 其位置时需要考虑铲斗进行地面铲掘的位置，转斗油缸对CD作用力比较大，使其有着很大的掘起力，一般情况下 BC和铲斗回转半径夹角在100 125内，长 度a 0.130.141d。取 110 a 360mm。在设计时，不仅要考虑到各个构件运动关系，还要考虑它们的受力强度以及 刚度，以保证该工作装置可以承受一定的重量额度。确定较点E的位置、摇臂的形状、摇臂的尺寸时，

34、要考虑好连杆机构的分布空间，以保证连杆机构的受力 情况良好。设计时取：le 0.45 0.50 Id 1206.24mm; m 0.11 0.18 Id 376.95mm;e 0.22 0.24 Id 577.99mm;c 0.29 0.32 Id 753.9mm。选定尺寸之后，按照（图5.2）中使用方法确定连杆CD长度，用b表示，确 定钦点G的位置和转斗油缸行程。用选定好的尺寸参数，画出铲斗后倾角 45的位置、动臂位置和钦点E ；提开动臂到不同角度，动臂转角均分成若干份，并且要让后倾铲斗保持平移性，按 转动顺序画出BC在不同位置时BiCi, B2c2, B3c3 ,BC,位置关系都 相互平行

35、；接着画出铲斗处于最大卸载高度时的位置，卸载角50 ,得到BiCi。然后假设铲斗在最大卸载高度卸载时钦点C、d、E都处于一条直线，可知道连杆CD的最小长度b Ci Ei c0由于要求铲斗在任意位置都能够使物料 卸净，可根据摇臂的结构尺寸做出铲斗在不同的卸载位置时摇臂与转斗油缸的较 点位置Fi ,依次连接各个Fi得到一条曲线，然后过点Fi作出这条曲线的内包圆 弧N ,那么圆弧N的圆心G就是铲斗油缸和车架的钱点，该圆的半径 GFi就是 转斗油缸的最小安装距离Rmin。利用公式可求出转斗油缸的行程 lx Rmax Rmin图5.2确定连杆机构的图解法解图在确定了连杆机构位置与尺寸后，根据图中已经确定

36、的银点 G和转斗油缸的 行程lx,可以得到在本次设计中上下极端位置后倾角相差 10 15 （动臂提升最 大值），所以设计符合要求。6计算位置及外载荷的确定6.1 计算位置由于铲斗也不同位置情况下，受力情况也不同，所受载荷不可能都分布均匀, 在对装载机进行插入、铲起、提升、卸载的过程进行分析可知，铲斗在进行铲掘 物料时其承受力最大，为简化计算过程，因此把铲斗的斗底和地面的前倾角定为 5 ,装载机以匀速3kmm进行铲掘作业（图6.1）时，作为此次强度计算的位置， 并假设外裁荷作用全部受力在切削刃。图6.1工作装置强度计算位置6.2 外载荷的分析通过对受载极端情况的分析，为了简化计算，将过程简化为两

37、种极端状况： 假定外载荷在切削刃上全部都是分布均匀的， 可用切削刃尖部的集中载荷来替 换载荷均布，出现对称载荷；铲斗在进行铲掘过程中，由于料堆的密实程度不 同，从而使载荷集中在铲斗的一侧，在这种情况下，要把简化后的集中载荷都加 在铲斗一侧的第一斗齿上面。装载机的铲掘过程中受力主要分为三种情况：1）装载机水平运动，铲斗插入料堆，当油缸闭锁时，可看为只有水平方向 上的力作用在铲斗的切削刃上。2）在铲斗插入料堆，提升动臂进行铲掘物料或翻转铲斗的情况，可看为只 有垂直方向上的力作用在铲斗的切削刃上。3）在铲斗插入到物料堆一定的深度以后，边插入边提升动臂进行铲掘物料 或边插入边翻转铲斗时，在铲斗的切削刃

38、上受到水平与垂直两个方向的力。6.3外载荷的确定根据以上分析得出工作装置在受力不同时的工况，如图 6.2图6.2受载典型工况简图a）对称水平载荷； b）对称垂直载荷；c）对称水平和垂直载荷；d）水平偏载荷；e）垂直偏载荷；f）水平和垂直偏载荷。（1）对称水平载荷作用工况如图（6.2 a）所示，工作装置各个构件均为对称结构，水平力（Pc）主要是由装载机受到的牵引力来决定，其在水平载荷作用下力的最大值为式（6.1）:Rx PKmax Pf G（6.1）式中：Pk max空载时最大牵引力；Pf 空载时滚动阻力；G 装载机的附着重量；附着系数。取极限情况为：Px G 0.7 115 80.5KN(2)

39、对称垂直载荷的作用工况(6.2),主要受纵向稳定条件的限最大值为式(6.2)如图6.2b,垂直力(铲起阻力) 制。Pz式中：Gs 装载机满自重；li 重心与前轮下端距离，取li L 1330mm；l 垂直力作用点与前轮下端距离，计算得l R0 a 710.59 2071.59mm。代入数据，得出：PZ 115 1330 73.83KN2071.59(3)对称水平与垂直载荷同时作用工况如图 6.2gPx Pk Pf(6.3)式中：Pk 驱动桥牵引力；Pf 装载机滚动阻力。计算可得：PkG0.7 115 36105.7KNPffG 0.07 115 8.05KN所以，Px 105.7 8.05 9

40、7.65KNPz115 13302071.5973.83KN(4)受水平偏载荷的作用工况如图6.2d,止匕时水平力R的大小同工况(图6.2a)相同，计算得Px 80.5KN(5)受垂直偏载荷的作用工况如图6.2e,此时垂直力Pz的大小同工况(图6.2b)相同，计算得Pz 73.83KN 0(6)受水平与垂直偏载荷同时作用工况如图6.2f,此时水平力Px,垂直力Pz的大小同工况(图6.3c)相同，得Px 97.65KN , Pz 73.83KN7工作装置的受力分析装载机在工作过程中处于不同的工作状态下，其工作装置的受力情况不同，在上一部分确定了装置中的计算位置以及外载荷后， 接下来就可以对工作装

41、置进 行受力分析。因为工作装置受力状况比较复杂，一般都要做以下两点假设来简化 受力计算：1)假定动臂的受力和变形不会受到铲斗的横梁的影响，以外载荷的一半进 行计算。2)动臂的摇臂与轴线连杆的轴线在同一平面。根据以上两点，即可把工作装置看成是简单的平面力系(a)(b)图7.1工作装置受力分析简图由于动臂也是对称结构，即：°1°1Pxa 2Px； Pza 2 Pz(7.1)对于所受偏载工况，求出所受载荷分配在动臂左右平面内的等效力Pa和Pbo如图7.1(b)所示。可得：a a ba a b cPxaPxPzaPzbbPxbPxPxaPzbPzPza(7.2)在求出外载荷后，可求

42、出对应工况下构件所受的力。 通过上述在各种工况及 对外载荷进行分析对比，看出在第 3、6种工况下所受外载荷为最大，由于不允许偏载工况在实际作业过程过多出现。 在联合铲取工况下，受力也最为复杂，因 此选取对称水平力与垂直力同时作用工况作为典型工况，对各构件进行内力计算 以及强度校核。图7.2工作装置受力分析图（a）铲斗 （b） 连杆 （c） 摇臂 （d） 动臂7.1铲斗受力分析计算外载荷P： 48.825KNPza 36.915KN把铲斗作为脱离体（图7.2a）aGn由 M B 0Px hb Pzal1 DIDPCh2 cos 1 PC12sin 1,2aaGDPx hb Pz l1lD则 Pc

43、 2一，h2 cos 1 12sin 1式中：Gd 铲斗重量，取Gd 1t。代入数据，得：148.825 120.8 36.915 1330 1 10 2513PC 2 187.7 KN ;360 cos10 0 sin10由 X 0Pxa PC cos 1 XB 0则，Xb Pxa Pc cos 1,代入数据，得：XB 48.825 187.7 cos 10233.67KN ；由 Z 0 ZbPc sin 1 Pza -GD- 0 ,2则 Zb Pza G Pc sin -21代入数据，得：Zb 36.915 10 187.7 sin 1010.59KN。27.2 连杆受力分析把连杆作为脱离

44、体，连杆是两端钱接中间不受力的杆件，可知作用在它两端 的力，大小相等方向相反，（图7.2b）即：PC PD 187.7KN。7.3 摇臂受力分析把摇臂作为隔离体，做出其受力简图（图7.2c）,对其进行受力分析由 Me 0 Ppsin 2Pd h3 cos 2Pf h4 cos 3Pf l3 sin 3,则PFPD l4 sin 2h3 cos 2h4 cos 3 13 sin 3代入数据，得：Pf187.7 397.8 sin 20687.5 cos20508.1 cos 100 sin 10293.37KN ;X EPF cos 3 PD cos 20 ,则XePF cos 3PD cos

45、2 ,456.3KN ；代入数据，得：XE 293.37cos10187.7cos20由 Z 0PFsin 3 PD sin 2 ZE 0 ,则 ZEPF sin 3 PD sin 2 ,187.7sin 2013.5KN 0代入数据，得：ZE 293.37 sin107.4 动臂受力分析摇臂与动臂的较接点E处受力分析，在计算时，可直接简化到动臂上，计算结果不会产生太大影响。把动臂作为脱离体，做出其受力图（图7.2d）。计算其受力大小。由 Ma 0则PhX Bh7Ph h6 cos 4 I sin 4Zb17 XEh5 Ze16XBh7Zb17 XEh5Ze160h6 cos 4 l5 sin

46、 4代入数据，得:Ph233.67 1658 10.59 2108 465.3548 13.5 1187535 cos54 748 sin 54165.45KN ;由 X 0 X A X E X BPh cos 4 0,则 Xa Xe Xb PH cos 4 ,代入数据，得： Xa 465.3 233.67 165.45 cos54 328.88KN ；由 Z 0 Za Ze Zb Ph sin 40,则 Za Zb Ze Ph sin 4, 代入数据，得：Za 10.59 13.5 148.61 sin 54123.22KN 0在设计中所需确定的较接点都已分析完毕。钦点受力分析结果于表7.1

47、所示。表7.1全部较点受力数值钱点BCDEFHA力方向X BZb艮PdX EZePfPhXaZa小(KN)233.6710.59187.7187.7465.313.5293.37165.45328.88.123.22太原工业学院毕业设计8工作装置的强度校核根据工作装置在不同工况下的受力进行分析计算，找出构件中危险断面，来 进行强度校核。由于许用应力会有所不同，按式（8.1）选取（8.1）n式中：s 材料的屈服极限；n 材料的安全系数，取n 2。此次设计中，动臂、摇臂、销轴材料分别选为16Mn钢、A3钢、40Gr。查机械设计手册可知：16Mnffls 330 360MPaA3 车冈s 21024

48、0MPa40Grs 800MPa一般取：16Mri 冈s 360MPa360 180MPa2240A3 钢s 240MPa 120MPa240Grs 800MPa800 400MPas28.1动臂强度校核动臂为双支点悬臂梁（图8.1）,为了计算简单,把动臂主轴线分成三条线段,分别求出各线段中的内力Q N、M的值进行强度校核:M NW 106 A 106(MPa)(8.2)式中:M计算断面的弯矩 （N?M）;W断面抗弯系数（m3）;N计算断面的轴向力（N）；太原工业学院毕业设计A计算断面的断面积（m2）25maxQSzmaxJzb 106(MPa)(8.3)式中：Q计算断面的剪力（N ）；Szm

49、ax 断面中性轴静矩（m3）；Jz 断面中性轴惯性矩（m4）;b 计算断面的宽度（m）将max简化为:3Qmax 20? (MPa)(8.4)通过查询相关资料，知道动臂的危险断面一般会在H点旁边，因此可以在H点处分别取M.M N.N断面，取M.M断面来进行计算：在M.M断面上，弯矩、轴向力和剪力分别为：M Xbh ZBl6 XEh5 Ze15233.67 1.658 10.59 1.187 465.3 0.548 13.5 0.748 134.01KNN Xb Xe cos 1 ZE ZB cos 2233.67 465.3 cos15 13.5 10.59 cos75 230.73KNQ X

50、b Xe sin 1 ZB ZE sin 2233.67 465.3 sin15 10.59 13.5 sin7560.8KN选取厚度50mms板，在计算断面处的宽度400mm0.05 0.42630.00133mA bh 0.05 0.4 0.02m2M.M断面最大的应力及最大的切应力为:maxmaxMW 1063Q2A 106N97.98MPaA 1063 60.8 1032 0.02 1064.56MPa由此可知:max 97.98MPamax 4.56MPa所以,M.M截面符合设计安全性。同理，N.N截面也符合。所设计的动臂合太原工业学院毕业设计图8.1动臂强度校核图8.2连杆强度校核

51、校核连杆时既需要进行强度计算，又需要进行压杆稳定验算。(1)连杆强度校核NA式中：N轴向力；A 连杆面积。连杆选16Mn钢，屈服极限s 350MPa,可知A: A D2 5.024 1 03cm2 4由于连杆只会受到拉力或压力，其内力 N: N Pc Pd 187.7KN所以， N 37.36MPa0A因此，连杆强度满足设计要求。(2)连杆稳定性校核连杆选用16Mn钢，查资料可知：E 210MPa , s 350MPa , P 280MPa , a 461MPa ,25太原工业学院毕业设计则iD , 一 20mm4l 0.7 1360 - 47.6i 20因为 1,经验公式：2as 461 3

52、50 43.2b 2.568因为 2,所以cr s 350MPa1758.4MPa36KN,所以受到的最大压力时为:因为铲斗自身重 10KN额定载荷是得 Fcr A cr 5.024 10 3 350 106Fmax 36 10 46KN故n1758f 38,远大于 明Fmax 46连杆的稳定性符合。8.3摇臂强度校核结合结构形式，分析摇臂的受力情况，可判断危险断面一般会出现在 E点旁 边，在断面上作用有正应力和弯曲应力，因此在E点旁边取M.M断面和N.N断面 来进行强度的校核。摇臂材料为16Mn其屈服极限s 360Mpa, n 1.8。现以DE段为隔离体来研究M.M断面，轴向力剪力Q弯矩M分别为：3M PD 746.4 cos10 10137.97KNN XEsin20 ZEcos20PDsin10465.3 cos20 13.5 cos20 187.7 sin10126.4KNQ Xe cos20 Ze sin20 Pd cos10465.3 cos20 13.5 sin