ZL50装载机反转六连杆工作装置设计

太原科技大学毕业设计PAGEPAGEV1太原科技大学毕业设计说明书（2010届）ZL50装载机反转单连杆工作装置设计学生姓名学号院系机械电子工程学院专业工程机械指导教师日期2010/6/17太原科技大学毕业设计(论文)任务书学院(直属系):机电工程学院时间:2010年3月29日学生姓名指导教师设计（论文）题目ZL50装载机工作装置设计主要研究内容工作装置机构类型的选择分析工作装置机构设计工作装置结构设计主要零部件的强度分析计算进度安排第4~8周：收集材料，方案设计（包括毕业实习）第9~11周：主参数选择及设计计算第12~16周：结构设计，校核计算第17周：整理计算说明书，准备答辩主要技术指标(或研究目标)最大牵引力：138KN；爬坡能力：30°；使用质量：17500kg；铲斗容量：3.0；额定载荷：50KN；额定功率：154.5KW/2200rpm；低档速度：10km/h;高档速度：34km/h;倒档速度：13km/h;最大崛起力：160KN;最大卸载高度：2970mm；最小卸载距离：1200mm主要参考文献1、车辆底盘构造与设计2、汽车设计3、专用汽车设计4、机械零件设计手册5、机械工程手册6、车辆液力传动目录中文摘要┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈1英文摘要┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈2目录┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈3前言┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈51.装载机工作装置设计概述┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈61.1装载机工作装置设计概述┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈61.2结构型式选择┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈6铲斗的设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈82.1铲斗设计要求┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈82.2铲斗斗型的结构分析┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈92.2.1切削刃的形状┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈92.2.2铲斗的斗齿┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈2.2.3铲斗的侧刃┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈102.2.4斗体形状┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈102.3铲斗基本参数的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈102.4斗容的计量┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈122.4.1几何斗容(平装斗容)┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈122.4.2额定斗容(堆装斗容)┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈133.工作装置的结构设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈143.1工作机构连杆系统的尺寸参数设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈153.2机构分析┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈153.3设计方法┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈153.4尺寸参数设计的图解法┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈163.4.1动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点G、B、A的确定┈┈┈163.4.2机构中C、D、F点的确的3.4.4举升油缸与动臂和机架的铰接点H及M点的确定┈┈┈┈┈┈223.5确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈233.5.1动臂油缸的铰接位置┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈233.5.2动臂油缸行程的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈243.6工作装置连杆系统运动分析┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈253.6.1铲斗对地位置角┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈253.6.2最大卸载高度和最小卸载距离┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈283.6.3铲斗卸载角┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈294.工作装置的强度计算┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈294.1计算位置┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈294.2外载荷的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈304.3工作装置的受力分析┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈314.4工作装置的强度校核┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈354.4.1动臂┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈354.4.2铰销┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈364.4.3连杆┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈375.装载机工作装置中油缸作用力的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈385.1铲起力的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈395.2转斗油缸作用力的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈405.3动臂油缸作用力的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈415.4转斗油缸与动臂油缸被动作用力的确定┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈426.工作装置的限位机构┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈426.1铲斗转角限位装置┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈426.2动臂升降的自动限位机构┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈43参考文献┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈45致谢┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈46ZL50装载机反转六连杆工作装置设计摘要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。本文中参阅了大量的土方机械的设计参考书，其中大多数是有关装载机方面的，有的是工作装置单一构件的设计，有的则是整个工作装置的设计，并且有许多有关工作装置优化设计方面，各参考所涉及到的装载机虽然型号不同，研究的方法也有差异，但综合起来基本上也概述了现行的设计方法。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。而工作装置对于装载机来说又是重中之重，所以工作装置的设计好坏直接影响到装载机的使用寿命以及工作效率等。虽然现在市场上的装载机已经日趋成熟，但对其进行改进设计仍有非常重要的意义，尤其是装载机的工作装置。装载机工作装置的转斗六连杆机构是由与液压缸，铲斗相关联的两个四连杆机构组合而成。轮式装载机在作业时，靠改变液压缸的长度来使铲斗获得所要求的收斗角和卸料角。机构中各杆件长度及其结构参数确定后，需要对该机构作某些特定计算，以判断机构设计的正确性。在工作循环中速度与加速度变化合理；油缸活塞行程为最佳值；工作装置运动平稳、无干涉、无死点、无自锁；动臂从最底位置到最大卸载高度的举升过程中，保证铲斗中物料不洒落；在卸载后，动臂下放至铲掘位置铲斗能自动放平。关键词工程机械，装载机，工作装置TheTurnWithershins6-linkWorkEquipmentDesignofZL50WheelLoadersAbstractTheloaderisoneofthemainkindoftheengineeringmachinery,usedineverydepartmentofnationaleconomysuchasthebuilding,mine,waterandelectricity,bridge,railway,highway,port,quayextensively.Inthisarticlehasreferredthemassivefolkrecipesmachinerydesignreferencebook,majorityistherelatedcarloaderaspect,someareworkstheequipmentsolecomponentdesign,somethenistheentireworkinstallmentdesign,andhasmanyrelatedworkinstallmentsoptimizationdesignaspect,eachreferenceinvolvestothecarloaderalthoughthemodelisdifferent,theresearchmethodalsohasthedifference,butsynthesizedbasicallyhasalsooutlinedthepresentdesignmethod.Theoverseasloaderdevelopmentisrapid,butourcountrycarloaderhasverymanyproblemsinthedesign,mainlyconcentratesinaspectandsoonreliable,structuraldesignintensity.Butworkstheinstallmentregardingtheloadertosayalsoisextremelyimportant,thereforetheworkinstallmentdesignisgoodandbadaffectsdirectlythecarloaderservicelifeaswellastheworkingefficiencyandsoon.Althoughinthepresentmarketcarloaderalreadydaybydaywasmature,butcarriedontheimprovementdesigntoitstilltohavetheextremelyvitalsignificance,inparticularloaderworkinstallment.Loadingthemachineworkequipsofturnthecontainersixconnectpoleorganizationisfrompresswithliquidanurnof,thecontainermutuallyconnectionoftwofourconnectthepoleorganizationcombine.Atypeloadsthemachineathomework,ispressedbytheliquidofchangesanurnlengthstomakesthecontaineracquiredrequestsofaccepttheCapeofthecontainerwithunloadtoanticipatetheCape.Eachpoleininsideinorganizationalengthanditsconstructionparametercertainempress,needtomakethesomeandparticularcalculationtothatorganization,theaccuracythattojudgetheorganizationthedesign.Inworkedcirculationthespeedchangeswithaccelerationthereasonable;Theoilapistonrouteoftravelisthebestvalue;Theworkequipsthesportsteady,havenotointerferewith,havenothedeadcenterandhavenofromthelock;Movethearmfrommostthebottompositionarrivesthebiggestunloadingtoraisetorisetheprocessinsidehighly,guaranteeingthecontainertheinsidethematerialdonotspreadtofall;Afterunloading,movethearmdescendtoputtothecontainertodigthepositioncontainercanputautomaticallyeven.KEYWORDSConstructionMachine,WheelLoaders,WorkEquip前言装载机是以轮胎式或履带式拖拉机为基础车，安装上铲斗作为工作装置的一种土方工程机械。它是一种作业效率高、操作轻便、用途广泛的施工机械，它不仅用来对松散的堆积物料进行装、运、卸等作业，还可以铲装爆破后的矿石以及对硬土进行轻度挖掘，并能用来进行清理、刮平场地及牵引等作业。装载机的铲掘和装卸物料是通过工作装置的运动而得以实现的，装载机工作装置由铲斗、动臂、连杆、摇臂和转斗油缸、动臂油缸等组成。整个工作装置铰接在车架上。铲斗通过连杆和摇臂与转斗油缸铰接，用以装卸物料。动臂与车架、动臂油缸铰接，用以升降铲斗。铲斗的翻转和动臂的升降采用液压操纵。装载机作业时工作装置应能保证：当转斗油缸闭锁、动臂油缸举升或降落时，连杆机构使铲斗上下平动或接近平动，以免铲斗倾斜而撒落物料；当动臂处于任何位置、铲斗绕动臂铰点转动进行卸料时，铲斗倾斜角不小于45°，卸料后动臂下降时又能使铲斗自动放平。综合国内外装载机工作装置的结构型式，主要有七种类型，即按连杆机构的构件数不同，分为三杆式、四杆式、五杆式、六杆式和八杆式等；按输入和输出杆的转向是否相同又分为正转和反转连杆机构等。工作装置直接影响到装载机的性能参数和其作业效率。ZL40／ZL50装载机，主要装载机生产厂家均拥有该产品。第一代产品几十年来沿续至今，全国几乎使用同一套图纸，有些技术力量薄弱的厂家，仍把其当作主导产品推向市场。第二三代产品主要是对工作装置进行优化，改变外观造型。所以，合理的设计工作装置的结构是非常重要的。常见的有关轮式装载机的工作装置设计中，广泛采用反转六连杆机构为例进行设计以及放平性、工作强度的校核，本次设计中在没有同类正转机构设计资料的前提下，反复琢磨工作装置的工作原理，并使用机械设计软件AUTOCAD进行工作装置的各铰接点的设计，所以在进行有关校核时直接应用绘图尺寸，可以保证精度要求，此设计资料也可以作为今后正转工作装置的设计参考。当然，在设计中难免有疏忽以及错误的地方，望批评指正。1.装载机工作装置设计概述1.1装载机工作装置设计概述装载机铲掘和装卸物料的作业是通过工作装置的运动实现的。装载机的工作装置由铲斗、动臂、摇臂——连杆(或托架)及液压系统等组成(图1—1)。铲斗用以铲装物料；动臂和动臂油缸的作用是提升铲斗并使之与车架连接；转斗油缸通过摇臂——连杆(或托架)使铲斗转动。动臂的升降和铲斗的转动采用液压操纵。由动臂、动臂油缸、铲斗、转斗油缸、摇臂——连杆(或托架)及车架相互铰接所构成的连杆机构，在装载机工作时要保证：当动臂处于某种作业位置不动时，在转斗油缸作用下，通过连杆机构使铲斗绕其铰接点转动；当转斗油缸闭锁时，动臂在动臂油缸作用下提升或下降铲斗过程中，连杆机构应能使铲斗在提升时保持平移或斗底平面与地面的夹角变化控制在很小的范围，以免装满物料的铲斗由于铲斗倾斜而使物料撒落；而在动臂下降时，又自动将铲斗放平，以减轻驾驶员的劳动强度，提高劳动生产率。1.2结构型式选择装载机工作装置的结构型式分为有铲斗托架和无铲斗托架两种。有铲斗托架的工作装置如图1—1a所示。其动臂和连杆的后端与车架支座铰接，动臂和连杆的前端与铲斗托架铰接，托架上部铰接转斗油缸体，其活塞杆及托架下部与铲斗铰接。当托架、动臂、连杆及车架支座构成的是平行四连杆机构，则在动留提升、转斗油缸闭锁时，铲斗始终保持平移，斗内物科不会撤落。有铲斗托架的工作装置易十更换铲斗及安装附件，例如将铲斗卸下，在托架上装上起重叉便可进行起重及叉车作业。有铲斗托架的工作装置，结构比较简单，同时，由于转斗油缸及铲斗都是直接铰接在托架上，所以铲斗的转动角较大。但由于在动管前端装有较重的托架，所以减少了铲斗的载重量。国产ZL35、Z1—160装载机均采用有铲斗托架的工作装置。无铲斗托架的工作装置如图1—1b所示。其动臂的前端和铲斗铰接，动管的后端和车架上部支座铰接，动管油缸两端分别和动管及车架底部支座铰接，转斗油缸一端和车架铰接，另一端和摇臂铰按，摇臂则铰接在动臂上，连杆一端和摇臂铰接，另一端和铲斗铰接。根据摇臂——连杆数目及铰接位置的不同，可组成不同型式的连杆机构。不同型式的连杆机构，铲斗的铲起力P随铲斗转角α的变化关系，倾斜时的角速度大小以及工作装置的运动特性也不同。因此，装载机工作装置结构型式的选择，既要考虑结构简单，又要考虑作业性质与铲掘方式来确定(图1—2)。正转连杆机构的工作装置，当机构运动时，铲斗与摇臂的转动方向相同(图1—3a、b、c、d)。其运动特点是：发出最大铲起力P时的铲斗转角α是负的(图1—2a曲线①)，有利于地面的挖掘(图1—2b)正转连杆机构又可分为正转单连杆(图1—2a、b)和正转双连杆(图1—2c、d)两种形式。单连杆机构的连杆数目少，结构简单，易于布置，一般也能较好地满足作业要求。缺点是铲起力变化曲线陡峭(图1—2曲线①)；摇臂——连杆的传动比较小，为提高传动比，需加长摇臂——连杆的长度，给结构布置带来困难，并影响驾驶员的视野。双连杆机构的结构较复杂，转斗油缸也难于布置在动臂下方，但摇臂——连杆的传动比较大，因此摇臂——连杆尺寸可以减小，驾驶员的视野较好，铲起力变化曲线平缓(图1—2a曲线②)，适于利用铲斗及动臂复合铲掘的作业(图1—2c)。缺点是提升动臂的后倾角较小，易造成铲斗内物料的撒落。图1—2常见工作装置结构形式正转连杆机构，因总体结构布置及动臂形状的不同．而将转斗油缸布置在不同的位置上。如将转斗油缸布置在动臂上方(图3—3b、d)，则在动臂提升时，转斗油缸轴线与动臂轴线不会交叉，因而这种布置便于实现动臂、摇臂——连杆与转斗油缸的中心线布置在同一平面内，工作装置受力较好。缺点是当铲斗铲装物科时油缸的小腔工作，因而使铲斗油缸的缸径与重量增大。国产zK4—10装载机的工作装置就是采用这种正转双连杆机构。反转连杆机构的工作装置，当机构运动时，铲斗与摇臂的转动方向相反(图1--3e)。其运动特点是，发出最大铲起力P时的铲斗转角α是正的，且铲起力变化曲线陡峭(图1—2a曲线③)，因此，在提升铲斗肘的铲起力较大，适于装载矿石(图1—2d)，不利于地面的挖掘；铲斗倾斜时的角速度小，卸料平缓，但难于抖落砂土；升降动臂时能基本保持铲斗平移，因此物料撒落少，易于实现铲斗自动放平(图1—2e)；摇臂——连杆的传动比较反转连杆机构多采用单连杆，双连杆机构布置较困难。反转连杆机构当铲斗位于运输位置时，连杆与动臂轴线相交，因此，难于布置在同一平面内。但由于这种型式结构简单，铲起力较大，所以中小型装载机采用较多。国产zL50装载机的工作装置就是这种反转连杆机构(图1—1b)。应当指出，正、反转连杆机构都是非平行四边形机构。因此，在动臂提升过程中，铲斗或多或少总要向后翻转一些。2.铲斗的设计2.1设计要求2.1.1铲斗是直接用来切削、收集、运输和卸出物料，装载机工作时的插入能力及铲掘能力是通过铲斗直接发挥出来的，铲斗的结构形状及尺寸直接影响装载机的作业效率和上作可靠性，所以减少切削阻力和提高作业效率是铲斗结构设计的主要要求。2.1.2铲斗是在恶劣的条件下工作，承受很大的冲击载荷和剧烈的磨削，所以要求铲斗具有足够的强度和刚度，同时要耐磨。2.1.3根据装载物料的容重，铲斗做成三种类型；正常斗容的铲斗用来装载客重1.4—1.6吨／米3的物料(如砂、碎石、松散泥土等)：增加斗容的铲斗，斗容一般为正常斗容的1.4—1.6倍，用来铲掘容重1.0吨／米3左右的物料(如煤、煤渣等)；减少斗容的铲斗，斗容为正常斗容的0.6~0.8，用来装载容重大于2吨／米3的物料(如铁矿石、岩石等)。用于土方工程的装载机，因作业对象较广，因此多采用正常斗容的通用铲斗，以适应铲装不同物料的需要。2.2铲斗斗型的结构分析2.2.1铲斗切削刃的形状根据铲掘物料的种类不同而不同，一般分为直线型和非直线型两种（图2—1)。直线型切削刃简单并利于地面刮平作业，但切削阻力较大。非直线型切削刃有v型和弧型等，装载机用得较多的是v型斗刃。这种切削刃由于中间突出，在插入料堆时，插入力可以集中作用在斗刃中间部分，易于插入料堆，同时对减少“偏裁切入”有一定的效果。但铲斗的装满系数要小于直线型斗刃的铲斗。2.2.2铲斗的斗齿装有斗齿的铲斗在装载机作业时，插入力由斗齿分担，形成较大的比压，利于插入密实的料堆或松物料或撬起大的块状物料，便于铲斗的插入，斗齿磨损后容易更换。因此，对主要用于铲装岩石或密实物料的装载机，其铲斗均装有斗齿。用于插入阻力较小的松散物料或粘性物队其铲斗可以不装斗齿。斗齿的形状对切削阻力有影响：对称齿形的切削阻力比不对称齿形的大；长而狭窄的齿比宽而短的齿的切削阻力要小。2.2.3铲斗的侧刃弧线型侧刃的插入阻力比直线型侧刃小，但弧线型侧刃容易从两侧泄漏物料，不利于铲斗的装满，适于铲装岩石。2.2.4斗体形状对主要用于土方工程的装载机，在设计铲斗时要考虑斗体内的流动性，减少物料在斗内的移动或滚动阻力，同时要有利于在铲装粘性物料时有良好的倒空性。铲斗底板的弧度(圆弧半径，见图2—2)越大，铲掘时泥土的流动性越好，但对于流动性差的岩石等，则应将底边加长而弧度减小，使铲斗容积加大，比较容易铲取。但是，当底边过长，则铲斗的铲起力变小，且铲斗插入料堆的插入阻力与刃口的插入深度成比例的急剧增加，如图2—3所示。相反，如底边短，不但铲斗的铲起力大，而且卸载时，斗刃口的降落高度小，也易于将物料卸净。因此，铲斗转铰销的位置以近于刃口处为好，在极端时也有将转铰销布置在铲斗内部，如图2—4所示。2.3铲斗基本参数的确定铲斗宽度应大于轮胎外侧宽度100一200毫米，以防止铲掘物料所形成的阶梯地面，而损伤轮胎侧面和容易打滑而影响牵引力。铲斗的回转半径R是指铲斗的转铰中心B与切削刃之间的距离(图2—4)。由于铲斗的回转半径R不仅影响铲起力和插入阻力的大小，而且与整机的总体参数有关。因此铲斗的其它参数依据它来决定。铲斗的回转半径R可按下式计算（2-1）使用平装斗容计算公式：式中——几何斗容量(图2—4中所示阴影断面)，由设计任务书给定(米3)；B。——铲斗内侧宽度(米)；——铲斗斗底长度系数，通常一—后斗壁长度系数，通常；——挡板高度系数，通常；——斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，通常；——挡板与后斗壁问的夹角，通常；——斗底和后斗壁间的夹角，通常，(有推荐)。（2—2）mm式中a1铲斗侧壁切削刃的厚度取b—-轮距bw轮胎宽度根据设计资料有（2—3）所以有：（2—4）斗底长度Lg是指由铲斗切削刃到斗底与后斗壁交点的距离：（2—5）后斗壁长度是指出后斗壁上缘到与斗底相交点的距离（2—6）铲斗圆弧半径：（2—8）铲斗与动臂铰销距斗底的高度:(2-9)铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角。在选择时，应保证侧壁切削刃与挡板的夹角为。因此取α0=500，切削角δ0=300。2.4斗容的计量铲斗的斗容量可以根据铲斗的几何尺寸确定。2.4.1几何斗容(平装斗容)铲斗平装的几何斗容可按下式确定(图2—5)。对于装有挡板的铲斗：（2—10）根据有关计算有（2—11）A——铲斗横断面面积，如图2—5中所示阴影面积——铲斗内壁宽(m)，a——挡板高度(m)；b——斗刃刃口与挡板最上部之间的距离(m)。2.4.2额定斗容(堆装斗容)铲斗堆装的额定斗容是指斗内堆装物料的四边坡度均为1：2，此时额定斗容可按下式确定(图2—5)（212）式中c——物料堆积高度(米)。物料堆积高度c可由作图法确定(图2—5)：根据科堆坡度角可得料堆尖端点肘，再由d4点作直线d4N与Go垂直，将n4N垂线向下延长，与斗刃刃口和挡板最下端之间的连线相交，此交点与料堆尖端之间的距离，即为物料堆积高度G。（2—13）铲斗斗容的误差率（2—14）所以铲斗的设计合格。3.工作装置的结构设计根据装载机用途、作业条件及技术经济指标等拟定购设计任务书的要求，选定了工作装置的结构形式后，便可进行工作装置的结构设计。额定斗容：3m3额定载重量：50KN整机质量：17.5t轮距：2150轴距：3427轮胎规格：23.5—25最大卸载高度：2970最小卸载距离：1200工作装置败结构设计包括：1)确定动臂长度、形状及与车架的铰接位置。2)确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程。3)连杆机构(由动臂、铲斗、转斗油缸、摇臂——连杆或托架等组成)的设计。工作装置的结构设计应满足以下要求：1)保证满足设计任务书中所规定的使用性能及技术经济指标的要求，如最大卸载高度、最大卸载距离、在任何位置都能卸净物料并考虑可换工作装置等。2)保证作业时与其它构件无运动干涉。3)保证驾驶员有良好的劳动条件，如工作安全、视野开阔、操作简便等。工作装置的结构设计是一个比较复杂的问题，因为组成工作装置的各构件的尺寸及位置的相互影响，可变性很大。对于选定的结构形式，在满足上述要求下，可以有各种各样的构件尺寸及铰接点位置。因此，只有在综合考虑各种因素的前提下，对工作装置进行运动学和动力学分析，通过多方案比较，才能最后选出最佳构件尺寸及铰接点位置，使所设计的工作装置不仅满足使用要求，况且具有较高的技术经济指标。3.1工作机构连杆系统的尺寸参数设计由于现今国内、外购轮胎式装载机广泛地采用反转六杆工作机构，并且它的设计难度较大，又有一定的代表性，所以以其为例，阐述工作机构连杆系统的尺寸参数设计，以求举一反三。3.2机构分析反转六杆工作机构由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。转斗机构内转斗油缸GF、摇臂FED、连杆DC、铲斗BC、动臂AEB和机架AG六个构件组成。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕B点作定轴转动，当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将作复合运动，即一边随动臂对A点作牵连运动，同时又相对动臂绕B点作相对转动。这在作机构运动分析时必须注意。3.3设计方法因为工作机构连杆系统的尺寸参数直接与整机的基本性能和工作参数有关，所以通常是先初步设计出整机的主要参数，然后以其为条件，再进行连杆系统的尺寸设计。不管用什么方法确定各铰接点的坐标值，但最终都必须满足对工作机构设计提出的各种要求。在运动学方面，必须满足铲斗举升平动、自动放平、最大卸载高度、最小卸载距离和各个位置的卸载角等要求；在动力学方面，主要是在满足挖掘力、举升力和生产率的要求前提下，使转斗油缸和举升油缸的所需输出力及功率尽量减小。3.4尺寸参数设计的图解法图解法比较直观，易于掌握，是目前工程设计时常用的一种方法。图解法是在初步确定了最大卸载高、最小卸载距离、卸载角、轮胎尺寸和铲斗几何尺寸等参数后进行的，它通过在坐标图上确定工况Ⅱ（见图3—1）时工作工作机构的九个铰接点的位置来实现。图3—1铰接点B的确定3.4.1动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点B、E、A的确定确定坐标系如图3--2所示，先在坐标纸上选取直角坐标系，冲选定长度比例尺。画铲斗图把已设计好的铲斗横截面外轮廓按比例画在坐标里，斗尖对准坐标原点O，斗前臂与x轴呈前倾角。此为铲斗插入料堆时位置，即工况Ⅰ。确定动臂与铲斗的铰接点B由于B点的x坐标值越小，转斗铲取力就越大，所以B点靠近O点是有利的，但它受斗底和最小离地高度的限制，不能随意减小；而By坐标值增大时，铲斗在料堆中的铲取面积增大，装的物料多，但这样就缩小了B点与连杆铲斗铰接点C的距离，使铲取力下降。图3—2连杆两铰接点的确定图综合考虑各种因素的影响，设计时，一般根据坐标图上工况I时的铲斗实际状况，在保证B点与Y轴坐标值和x轴坐标值尽可能小而且不与斗底干涉的前提下，在坐标图上人为地把B点初步确定下来。(1)以B点为圆心，使铲斗顺时针转动48o，即工况Ⅱ。(2)把已选定的轮胎外廓画在坐标图上。作图时，应使轮胎前缘与工况Ⅱ时铲斗后壁的间隙尽量小些，目的使机构紧凑、前悬小，但一般不小于50mm；轮胎中心Z的y轴坐标值应等于轮胎的工作半径：（3—1）式中——轮胎动力半径，mm；———轮毂直径，mm；——轮胎宽度，mm；——轮胎断面高度与宽度之比。取0.7；——轮胎变形系数，普通轮胎为0.05。确定动臂与机架的铰接点A（3—2）圆整后取Rd=715mm。(3)根据给定的最大卸载高度、最小卸载距离和卸载角，画出铲斗在最高位卸载的位置图，即工况Ⅱ，此时，B点位置为，如图3-2所示。(4)以点为圆心，顺时针旋转铲斗48o，即得铲斗被举升到最高位置图(工况Ⅲ)。(5)连接B并作其垂直平分线．因为B和点同在以A点为圆心，动臂AB长为半径的圆弧上，所以A点必在B的垂直平分线上。A点位置尽可能低一点，以提高整机工作的稳定性，减小机器高度，改善司机视野。一般，A点取在前轮右上方，与前轴心水平距离为轴距的处。A点位置的变化，可借挪动点和轮胎中心点的位置来进行。确定动臂与摇臂的铰接点EE点位置是一个十分关键的参数。它对连杆机构的传动比、倍力系数、连杆机构的布置以及转斗油缸的长度等都有很大影响。如图4—7所示，根据分析和经验，一般取E点在AB连线上方，其在AB连线上的投影点距A点45%处。相对前轮胎，E点在其外廓的左上部。3.4.2机构中C、D、F点的确定因为B、E两点已被确定，所以再确定C和D点实际上是为了是终确定与铲斗相联的四杆机构BCDE的尺寸。确定C、D两点时，既要考虑对机构运动学的要求，如必须保证铲斗在各工况时的转角，又要注意动力学要求，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的铲取力，同时，还要防止前述各机构运动被破坏的现象。为此，建议按下述方法进行设计：按单摇杆条件设计六杆机构，连杆与铲斗铰点C的位置影响连杆的受力和转斗油缸的行程，选择时主要考虑当铲斗处于地面挖掘位置情况下，转斗油缸作用在连杆CD的有效分力较大，以发挥比较大的掘起力。通常BC与铲斗回转半径之间的夹角ψ=100o~120o,取ψ=113º;BC=（0.13~0.14）lD,BC=0.14×2913=410.（见图3——3）。摇臂和连杆要传递比较大的插入和转斗阻力，因此在设计时不仅考虑运动关系，而且还应考虑它们的强度和刚度。摇臂是形状以及长短臂的比例关系及铰点E的位置的确定，主要考虑连杆的受力情况及它们在空间布置的方便和可能性，同时转斗油缸的行程及连杆的长度也不要过大。摇臂可做成直的也可做成弯曲的形状。弯曲摇臂的夹角一般不大于30o，否则使构件受力不良。摇臂与动臂的铰点E布置在动臂两铰点的连线AB的中部偏上为m处。设计时初步取m=(0.11~0.18)lD，m=0.15×2913=440.le=(0.45~0.50)lD，EF=（0.22~0.24）lD，EF=0.23×2913=670。DE=（0.29~0.32）lD,DE=0.32×2913=874。完成上述构件尺寸选择后，就可用下述作图方法来确定连杆CD的长度、转斗油缸与车架的铰点G及行程。根据已经选定的工作装置连杆机构的尺寸参数，画出动臂和铲斗在地面时铲斗后倾的位置及摇臂和动臂的铰点E；将动臂由最低到最高位置时的转角分成若干等分，提升动臂到不同的角度，并保持后倾铲斗的平移性，依次画出BC的相应位置：、……，并使它们互相平行；然后画出铲斗在最大卸载高度时的卸载位置（取卸载角），在这里β=50取得。假设铲斗在最大卸载高度卸载时摇臂和连杆CD处在极端位置，即铰接点C、D、E位于同一条直线上，则连杆CD的最小长度b=。根据摇臂的结构尺寸和铲斗在任意位置能卸净物料这一条件，作出铲斗在不同卸载位置时所对应的摇臂与转斗油缸活塞杆铰接点位置，连接各点得一曲线，过点作此曲线的内包圆弧，则圆弧的圆心G即为与车架的交接点，圆弧的半径G既为转斗油缸的最小安装尺寸。根据提升动臂过程中铲斗保持平移的特性画出相应的摇臂与转斗油的铰接点位置得一曲线，以铰接点G为圆心，过点做此曲线的外包圆弧，圆弧N的半径G，即为转斗油缸的最大安装距离，转斗油缸的行程，按下式计算：（3—3）当连杆机构和铰接点位置确定以后，根据上述作图法所确定的转斗油缸与车架铰接点G及转斗油缸的行程，一般当转斗油缸闭锁的情况下提升动臂的过程中，铲斗在任何位置时的后倾角都不在地面时后倾角大，在动臂提升范围内后倾角通常允许相差15o。铲斗卸载角通常随卸载高度的降低而稍有减小，若铲斗的卸载角小于45o时，可减小BC或的长度来满足对卸载角的要求。图3—3确定连杆机构图解法简图要实现动臂提升到最大卸载位置卸载后，动臂下放到地面时铲斗即自动放平，只要凑成连杆机构使铲斗由最高位置到地面过程中，上翻角即可。3.4.动臂举升油缸的布置应本着举臂时工作力矩大、油缸稳定性好、构件互不干扰、整机稳定性好等原则来确定。综合考虑这些因素，一般举升油缸都布置在前桥与前后车架的铰接点之间的狭窄空间里。如图3--4所示，一般H点选定在AB联线附近或上方，并取。AH不可能取得太大，它还受到油缸行程的限制。考虑到联合铲装(边抓入边举臂)工况的需要，在满足M点最小离地高度要求的前提下，令工况Ⅰ时HM近似于水平，一般取HM与水平线成10o~15o夹角。这是机械优化设计的结果。M点往前桥方向靠是比较有利的。这样做，可使动臂油缸在动臂整个举升过程中，举升工作力臂大小的变化较小，即工作力矩变化不大，避免铲斗举升到最高位置时的举升力不足，因为此时工作力臂往往较小或最小。但是，采用底部铰接式油缸时，要使M点前移是比较困难的，它受前桥限制，支座布置也较麻烦，如图3—7a所示，为克服M点前移的困难，可采取M点上移(即加大)和H点向B点方向前移的办法，使举升动臂油缸几乎呈水平状态，计算证明，这样布置也能得到较好的举升特性。为了得到较好的举升工作力臂变化特性曲线，以适应举升过程中阻力矩的变化和合理地选定举升油缸的功率，采用中间铰接式油缸是比较理想的，如图所示。图3—4动臂油缸铰接点的确定这个结论是显而易见的，因为由图3—5可知，两种结构的油缸的最小工作力臂均出观在铲斗被举到最高位置时，但图3—5（a）中小于图3—5（b）中的，并且都为锐角，而力臂大小为。所以，在相同条件下，中间铰接式油缸的最小输出力矩要比底部铰接式油缸的最小输出力矩大。3.5确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程3.5.1动臂油缸的铰接位置确定动臂油缸与动臂及车架的铰接点H、M的位置(图3—5)，通常参考同类样机，同时考虑动臂油缸的提升力臂与行程的大小选定。H点一般选在约为动臂长度的三分之一处，且在动臂两铰接点的连线之上，以便留出铰座位置(对曲线型动臂而言)。动臂油缸与车架有两种连接方式：油缸下端与车架铰接(图3—6a)；油缸中部或上端与车架铰接(图3—6b)。后者在动臂提升过程中，由于油缸下端的摆动，可以使动臂油缸的提升力臂变化较小，效率较高。但不论那种连接方式，都要使动臂油缸的下端到地面的距离HM满足装载机离地间隙的要求。此外，在采用动臂油缸下端摆动的连接方式时，要注意油缸下端在摆动过程中不与机体发生于涉。图3—5动臂举升油缸两铰接点设计3.5.2动臂油缸行程的确定在选定动臂油缸铰接点的位置后，便可用与求动臂长度相同的解析法或作图法求出其油缸行程：（3—4）式中——动臂油缸的最大安装距离仍M——动臂油缸的最小安装距离MH。AB=2913mmAH取1457mm最小离地间隙一般图3—6动臂油缸的铰接位置作图知道图3—7动臂油缸行程的设计油缸最大长度1941mm，最小长度1201mm，（3--5）符合设计要求。3.6.2最大卸载高度和最小卸载距离铲斗高位卸载时的卸载高度和卸载距离必须分别不小于设计任务给定的最大卸载高度和最小卸载距离，否则将影响卸载效率，甚至不能进行高位卸载。太大时，将增加卸载冲击，损坏运输车辆，过大，虽然有利于装车，但加大了工作机构前悬，降低整机稳定性。若要满足要求，则应该满足下列要求：（3—33）在轨迹图中测量出：所以满足和的要求。工作装置的强度计算工作装置的强度计算包括：1)确定计算位置。2)选取工作装置受力最大的典型工况，确定外载荷。3)对工作装置进行受力分析。4)主要零件的强度校核。4.1计算位置分析装载机插入料堆、铲起、提升、卸载等作业过程可知，装载机在铲掘物料时，工作装置的受力最大，所以取铲斗斗底与地面的前倾角为时的铲取位置(图4—1)作为计算位置，且假定外裁荷作用在铲斗的切削刃上。4.2外载荷的确定由于物料种类和作业条件的不同，装载机实际作业时不可能使铲斗切削刃均匀受载，但可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部的集中载荷来代替其均布载荷，称为对称受载情况；②由于铲斗偏铲、料堆密实程度不均，使载荷偏于铲斗一例。形成偏载情况时，通常是将其简化后的集中栽荷加在铲斗侧边第一斗齿上。装载机的铲掘过程通常可分如下三种受力情况：1）斗水平插入料堤，工作装置油缸闭锁，此时认为铲斗切削刃只受到水平力的作用。2)铲斗水平插入料堆后，翻转铲斗(靠转斗油缸工作)或提升动臂(靠动臂油缸工作)铲掘时，此时认为铲斗切削刃只受到垂直力的作用。3)铲斗边插入边转斗或边插入边提臂铲掘时，此时认为水平力与垂直力同时作用在铲斗的切削刃上。综合上述分机可以得到如下六种工作装置的典型工况(图4—2)：1.对称水平力的作用工况(图4—2a)水平力(即插入阻力PC)的大小由装载机的牵引力决定，其水平力的最大值为：(4—1)此处根据已知取（4—2）——装载机空载时的最大牵引力，——插入力。2.对称垂直力的作用工况(图4—2b)垂直力(即铲起阻力)的大小受装载机纵向稳定条件的限制(图3—21)，其最大值为（43）式中W——装载机满载时的自重；——装载机重心到前轮与地面接触点的距离；在此处取轴距的四分之一靠前。（4—4）式中L——轴距。。W——整车重量。W1——满载时前桥负荷，取整机重量的75％。3．对称水平力与垂直力同时作用的工况(图4—2g)此时垂直力由式(4—3)给出，水平力取发动机扣除工作油泵功率后，装载机所能发挥的牵引力。4．受水平偏载的作用工况(图4—2d)5．受垂直偏载的作用工况(图4—2e)垂直力之大小与工况(b)相同。6．受水平偏载与垂直偏载同时作用的工况(图4—2f水平力与垂直力的大小与工况(c)相同。4.3工作装置的受力分析在确定了计算位置及外载荷的大小后，便可进行工作装置的受力分桥。由于工作装置是一个受力较复杂的空间超静定系统，为简化计算，通常要作如下假设：1)在对称受载工况中(图4—2a、b、c)，由于工作装置是个对称结构，故两动臂受的载荷相等。同时略去铲斗及支承横梁对动臂受力与变形的影响，则可取工作装置结构的一例进行受力分析，如图(3—23（4—5）在偏载工况中(图3—22d、e、f)，近似地用求简支粱支反力的方法，求出分配于左右动臂平面内的等效力(图4—3b)：（46）由于，所以取进行计算。(图4—3b)中(4—7)2）计算铲斗重量GD。铲斗的重量由两部分组成，一部分是围成铲斗的钢板的重量G1，另一部分是筋板、吊耳等附属装置的重量ΔG，估算ΔG的值为10％G1，则(4—8)又(4—9)式中S1——铲斗侧壁的面积，t——铲斗壁厚，S2——斗底和后斗壁的面积，SK——档板面积，ρ——钢板的密度（取ρ=7850kg/m3），g——重力加速度（取g=10N/Kg），由前述可得S1=0.886m2t=0.01mS2=6.437SK=0.461代入各项数据可得：3)认为动臂轴线与连杆——摇臂轴线处于同一平面，则所有的作用力都通过构件(除铲斗外)断面的弯曲中心，即略去了由于安装铰座而产生的附加的扭转，从而可以用轴线、折线或曲线来代替实际构件。通过上面的分析与假设，就能将工作装置这样一个空间超静定结构，简化为平面问题进行受力分析。工作装置的受力分桥，就是根据上述各种工况下作用在铲斗的外力，用解析法或图解法求出对应工况下工作装置各构件的内力。下面以工况(c)为例进行受力分析，其他工况与此类同。(a)水平偏载（Pxa=295KN,PZa=0）如图4—4a由（4—10）（4—11）由（4—12）所以（4—13）由(4—14)则（4—15）如图3—24b所示，取连杆为脱离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，即：（4—16）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。如图4—4c所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力；由（4—17）(4—18)由（4—19）由（4—20）如图3—24d所示，取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力：由（4—21）由（4—22）由（4—23）b）垂直偏载（Pxa=0,Pza=116KN）与求水平偏载一样，如图4—4a所示，取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由（4—24）（4—25）由（4—26）所以（4—27）由（4—28）则（4—29）如图3—24b所示，取连杆为脱离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，即：（4—30）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。如图4—4c所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力；由（4—30）(4—31)由（4—32）由（4—33）如图3—24d所示，取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力：由（4—34）由（4—35）由（4—36）比较两种工况可知第5种典型工况受力比较大，故取第5种工况为例进行强度计算。4.4工作装置的强度校核根据计算工况及其受力分析，即可按强度理论对工作装置主要构件进行强度校核。4.4.1动臂动臂可看成是支承在前车架A点和动臂油缸上铰点H点的双支点悬臂梁(图4—5)，为简化计算，将动臂主轴线分为BI、IJ、JA等折线，分别求各段内的内力Q、N、M的值。动臂的危险断面一般在H点附近，在此断面上作用有弯曲应力和正应力：(MPa)（4—37）式中M——计算断面上的弯矩（）；N——计算断面上的轴向力(N)；W——计算断面的抗弯断面系数(m3)F——计算断面的截面积(m2)。（MPa）（4—38）式中Q——计算断面的剪力(N)；SZmax——计算断面中性轴Z处的静矩（m3）；JZ——计算断面时对中性轴Z的惯性矩（m4）；b——计算断面的宽度（m）。因为动臂计算断面多为矩形，则（MPa）（4—39）图4—5动臂强度校核图强度计算中许用应力[σ]按下式选取（4—40）式中σs——材料的屈服极限，国内装载机工作装置的动臂以及摇臂多采用16Mn钢，其σs=360MPa；n——安全系数，设计手册中规定n≈1.1～1.5，考虑工程机械工作繁重，作业条件恶劣及计算上的失误，一般取n﹥1.5，此处取n=1.8。则MPaBI段：弯矩(4—41)轴向力(4—42)剪力(4—43)参考柳工856型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=200mm则m3(4—44)F=bh=0.06x0.2=12x10-3m2(4—将式(4—41)(4—42)(4—43)(4—44)及(4—45)代入式（4—37）和(4—39))得：IJ段：弯矩(4—46)轴向力(4—47)剪力(4—48)参考柳工856型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=450mm则m3(4—49)F=bh=0.06x0.45=27x10-3m2(4—将式(4—46)(4—47)(4—48)(4—49)及(4—50)代入式（4—37）和(4—39))得：4.4.2铰销装载机工作装置铰销的一般结构形式及受力情况，如图4—6所示。目前国内外一些工程机械工作装置上采用密封式铰销。所谓密封式铰销，就是铰销轴套的端部加一个密封圈，密封圈可以防止润滑剂泄露及尘土进入，因此可延长轴销和轴套销的使用寿命及减少定期润滑的次数，使日常维修工作所消耗的时间及费用减少。工作装置各铰销的强度计算都采用下面的计算公式：销轴的弯曲应力：（4—51）——销轴的弯曲应力；——计算载荷，为铰点所受载荷之半；——销轴弯曲强度计算的计算长度，，式中L1、a、d的意义如图4—6所示；（4—52）W——销轴的抗弯断面系数，。销轴支座的挤压应力：（4--53）销轴套的挤压应力：（4—54）式中——轴套的支承长度。铰销材料选用40Cr,其σS=800MPa,则MPa现将各个铰销的参数列于下表：表4—1铰销各参数及应力计算值4.4.3连杆装载机在作业过程中，连杆有时受拉，有时受压，需要同时进行强度计算及压杆稳定验算。其计算根据《工程力学》中所讲的方法进行。连杆的强度校核：（4—55）式中F——轴向力A——连杆截面积连杆材料选用16Mn钢，其屈服极限σs=350MPa，即[σ]=σs/n=360/1.8=200MPa作用在连杆上的作用力由图3—24b中有：则m2取连杆截面为圆形截面，直径D=80mm，则压杆稳定校核：连杆的材料取16Mn钢，查表可得：E=210MPa,σs=350MPa,σp=280MPa,a=461MPa,b=2.568MPa则（4—56）将连杆简化成一端铰支一端固定的梁，即μ=0.7，则（4—57）（4—58）因为λ<λ1,所以不能用欧拉公式计算临界压力。由经验公式知（4—59）因为λ<λ2,所以σcr=σs=350MPaFcr=A•σcr=1758KN（4—60）由于铲斗额定载荷为50KN，斗重为7.487KN，所以连杆压力为：Fmax=(50+7.487)cos7o=57KN（4—61）所以（4—62）满足压杆稳定的要求。摇臂摇臂的危险截面处于E点附近，在次截面上作用有弯曲应力和正应力，计算方法与动臂相同，将摇臂主轴线分成DE、EF段分别计算其内力。如图4—7。DE段：轴向力剪力弯矩摇臂材料选用16Mn，其屈服极限σs=360MPa，n=1.8,则[σ]=360/1.8=200MPa截面M——M处的正应力和剪应力按如下公式计算：(MPa)（4—37）式中M——计算断面上的弯矩（）；N——计算断面上的轴向力(N)；W——计算断面的抗弯断面系数(m3)F——计算断面的截面积(m2)。（MPa）（4—38）式中Q——计算断面的剪力(N)；SZmax——计算断面中性轴Z处的静矩（m3）；JZ——计算断面时对中性轴Z的惯性矩（m4）；b——计算断面的宽度（m）。因为动臂计算断面多为矩形，则（MPa）（4—39）E点横截面图形见图4—8。将此截面在AutoCAD中做成面域，查询可得所以图4—7摇臂强度计算简图EF段；轴向力剪力弯矩图4—8摇臂E点截面形状图和DE段一样，此处截面N——N如图4—8。装载机工作装置中油缸作用力的确定目前大多数装载机的工作装置只有两种油缸：动臂油缸和转斗油缸。推压(变幅)油缸则采用较少。动臂油缸与转斗油缸的作用力有两种情况：油缸推动机构运动时的作用力为主动作用力(简称工作力或作用力)，其最大值取决于液压系统的工作压力和油缸直径(活塞作用面积)；工作装置工作时作用于闭锁状态的油缸上的作用力为被动作用力，其最大值取决于液压系统的过载阀压力值和承载活塞面积。如工作装置的动臂油缸不动，靠转斗油缸转动铲斗而进行铲掘作业时，则转斗油缸所产生的作用力为主动作用力，动臂油缸所承受的作用力为被动作用力。当油缸最大被动作用力大于外载荷的作用力时，油缸无回缩现象，否则因过载阀打开而溢流，使油缸发生回缩。油缸作用力的分析与确定是装载机设计中的重要内容之一，分析装载机的工作情况可知，为保证装载机正常而有效地工作，油缸作用力应能保证装载机工作时发挥最大的铲起力Ng，使铲斗装满，同时动臂油缸的作用力还应保证把满斗的物料提升到所需的卸载高度与卸载距离。所以最大铲起力Ng是确定油缸作用力的依据。确定了工作装置油缸作用力和可能产生的被动作用力后，便可按选定的液压系统的工作压力设计油随所需之缸径，并选定过载阀之压力。至于油缸行程，如前所述，它由工作装置结构方案决定。工作装置的结构方案，也影响各油缸在主动和被动状态下的作用力，所以确定油缸作用力要在工作装置的结构方案、构件尺寸与铰接点位置选定之后进行。进行分析与计算。表5—1转斗油缸参数缸径DD1CDYPMXC+MR×EW2—EEφKK×A（长）25029918090110500+s100×100M48×2M95×3*-110表5—2动臂油缸参数缸径DD1CDYPMXC+MR×EW2—EEφKK×A（长）140166806595630+s70×70M42×2M68×2*-755.1转斗油缸的选择1）转斗油缸作用力的确定。由图5—1所示，装载机在铲掘工况，动臂油缸闭锁，转斗油缸发出最大崛起力时，其主动力按下式计算：（5—1）式中：K——考虑连杆机构摩擦损失的系数，取K＝1.25；——最大铲起力；——铲斗自重；n——转斗油缸数。其中根据载荷和系统压力计算油缸内径D。当油缸大腔进油，活塞杆承受推力P1（5—2）即式中：D——油缸内径；p——系统压力；η——油缸机械效率，对于橡胶密封η=0.95。由于则在系列中取D=200mm.3）确定活塞杆直径d速比，压力较大时选用大值，此处取则，（5—3）图5-1油缸主动力的计算简图取系列值d=100mm.4)计算油缸壁厚（5—4）式中：py——试验压力，取24MPa；[σ]——许用应力，，油缸材料选用45号钢，其σb=700MPa，n=5,即所以在系列中取δ=24.5mm根据上述数据选用油缸型号为HSGF250/180——354x854.5.2动臂油缸的选择1）动臂油缸主动力的确定由图5-1所示，当转斗油缸闭锁，动臂油缸产生最大崛起力时其主动力按下式计算：（5—5）式中：K2——考虑连杆机构摩擦损失的系数，取K2＝1.25；——最大铲起力；——动臂自重，在CAD中求得其面积，并算出体积从而求得Gs约为30KN；n——转斗油缸数。PF，——未考虑连杆机构摩擦损失的转斗油缸被动力‘根据载荷和系统压力计算油缸内径D。当油缸大腔进油，活塞杆承受推力P1（5—6）即式中：D——油缸内径；p——系统压力；η——油缸机械效率，对于橡胶密封η=0.95。由于则在系列中取D=140mm.3）确定活塞杆直径d速比，压力较大时选用大值，此处取则，（5—7）取系列d=80mm.4)计算油缸壁厚（5—8）式中：py——试验压力，取24MPa；[σ]——许用应力，，油缸材料选用45号钢，其σb=700MPa，n=5,即所以在系列中取δ=13mm根据上述数据选用油缸型号为HSGF140/80——700x1330.5.3转斗油缸与动臂油缸被动作用力的确定转斗油随和动臂油缸的被动作用力P4、P4，是根据装载机在工作中，工作装置受力最大的计算工况确定的。因此，可直接利用本章第四节强度计算中六种工况的计算结果，取其中的最大值作为转斗油随和动臂油缸的被动作用力。据此可以确定液压系统过载阀的调定压力。通常过载闷的调定压力要比油缸最大被动力大20％左右。6.工作装置的限位机构装载机工作时，为使操纵方便，提高劳动生产率，要求在工作装置的结构设计小，对铲斗在地面时的后倾角，一般不小于，在最大卸载高度时的卸载角(或前倾角)，—般不小于。对动臂提升与下降的高度进行控制与限位。因此，需要有相应的限位装置与限位机构。此外，当铲斗在某一卸载高度卸载后，要求自动控制铲斗卸载后的后倾角，使之放下动臂时、铲斗能自动放平。因此需要有铲斗自动放平机构。6.1铲斗转角限位装置铲斗转角限位装置通常采用简单的档块结构。如图6—1所示，把挡块直接焊在铲斗后斗壁将面上，挡块4用来限制铲斗的后倾角，档块B用来限制铲斗的前倾角，与之相对应的挡块则分别焊在工作装置的动臂或横梁上。作业时，装载机水平插入料堆，然后操纵转斗油缸使铲斗上翻，在运输位置的铲斗后倾到45。时，铲斗上的挡块4与动臂或横梁上相应的档块相碰(图6—1b)铲斗即停止上翻。由于转斗油缸控制阀尚未回到中立位置，故油泵继续向转斗油缸供油，造成液压系统的压力超过过载闷调出压力，过载闷打开，避免机构损坏。铲斗前倾角的限位原理与上述一样，在最大卸载高度的铲斗前倾角达到时，铲斗上的挡块B与动臂或横梁上相对应的挡块相碰(图3—28a)，铲斗即停止前倾。铲斗前倾角的限位挡块的作用是有利于铲斗中物料的倒净。当装载粘性物料时，可以来回搬动转斗油缸控制阀，使铲斗和限位挡块碰撞，使物料抖落倒净。6.2动臂升降的自动限位机构动臂升降自动限位机构的作用是把动臂油缸控制阀放于提升(或下降)位置，提升(或下降)到一定高度时，动臂油缸控制阀自动地返回中立位置。动臂升降的自动限位机构通常采用动臂油缸控制阀自动复位结构。如图6—2所示，气控阀5安装在动臂后铰接点处，并由可调的凸决4控制，凸块安装在动臂后铰接点上，随动臂铰接点一起转动。气控阀的进气口与贮气罐相连，出气口与动臂油缸控制阀7的进气口相连。当操纵动臂上升时，控制阴借定位机构使动臂操纵杆停留在上升位置；当动臂提升到最大高度队凸块与气控阀的触头相碰使气控阀打开，压缩空气(一般不超过8公斤／厘米2)进入动臂油缸控制阀的进气口，推动控制阀里的活动柱塞移动，使定位机构失去定位作用，控制阀便在回位弹簧作用下返回中间位置(可参阅ZL50装载机分配阀)，动臂即停止上升动臂下降的自动限位原理与上述相同。参考文献[1]吉林工业大学工程机械教研室.轮式装载机设计（M）.北京：中国建筑工业出版社.1982.11：63－85[2]杨晋升.铲土运输机械设计（M）.北京：机械工业出版社.1981.5[3]周复光.铲土运输机械设计与计算(M).北京：水利水电出版社.1988.6：99－143[4]张瑞肖.ZL50轮式装载机工作装置的改进（J）.机械产品与科技.2005,1(1)：29－30[5]王玉良.挖掘装载机五合一铲斗设计剖析.建筑机械化.2005,26(3)：18－20[6]曹旭阳,张卫虎,王国彪.ZL30C装载机工作装置的改进设计.建筑机械.2005,1(1)：93－94,103[7]卢承涛.多功能装载机八连杆工作装置设计.工程机械.2004,35(4)：25－27[8]汪清波.论装载机工作装置的合理设计.物料搬运与分离技术.1996,(4)：30－32[9]王国标.装载机工作装置优化设计（M）.北京：机械工业出版社.1998.5[10]成大先.机械设计手册（单行本）[M].北京：化学工业出版社，2004.5[11]杨占敏王智明张春秋等.轮式装载机.北京：化学工业出版社，2005.8[12]机械设计手册软件版R2.0.北京：机械工业出版社.[13]李健成.矿山装载机械设计.北京：机械工业出版社,1989.5[13]其它网络检索到的相关资料致谢我首先感谢我的指导老师，毕业设计是在张福生老师的悉心指导下完成的。在我们选题方面给了我们很大的自由空间，他针对我们的兴趣给我们布置这次课题。他经常督促我们学习，帮助我们解决学习中遇到的问题。从论文的修改到最后的定稿，都凝注了李老师的心血。渊博的知识、独到的见解都令我颇感敬佩，使我受益匪浅。对事业的孜孜以求的精神以及高尚的品格，深深影响着我，并为我以后的人生道路，尤其是工作、学习方面，指出了光明的航向！我虽然即将毕业，但指导老师的谆谆教诲，我会永远铭记心中！在此，我要再次向老师表示深深的敬意和由衷的感谢！同时也要感谢工机教研室的每一位老师，在这四年对我学习和生活上帮助正是他们的教导，才能使我的知识得以丰富，使我的视野得以拓宽，使我的自身修养得以提高！感谢各位到场专家，是你们在百忙之中抽出时间来对我的论文进行指导，你们的意见和建议将是我一生的财富！感谢所有帮助过我的人们！本次毕业设计使我受益匪浅，使我们对工程