毕业设计(论文)-工程车辆反转六连杆作业机构设计

太原科技大学课程设计（论文）工程车辆作业装置概述工作装置组成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。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。图1-1工作装置结构选型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1-2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。图1-2有铲斗托架式无铲斗托架的工作装置如图1-3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1-3无铲斗托架式反转连杆机构的工作装置如图1-4所示，当机构运动时，铲斗与摇臂的转动方向相反。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。因此，在提升铲斗肘的铲起力较大，适于装载矿石，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，摇臂——连杆的传动比较小。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。但这种型式结构简单，铲起力较大。图1-4反转六连杆机构简图铲斗的设计铲斗的设计要求铲斗是工作装置中直接用来铲掘、装载、运输和倾斜物料的工具。铲斗的结构形状及尺寸参数对插入阻力、产起阻力及生产率有很大的影响，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、产起阻力入手及提高生产率出发，合理地选择铲斗的结构形式，正确地确定铲斗的尺寸参数。插入阻力及铲起阻力小，作业效率高。铲斗工作条件恶劣，时常承受很大的冲击载荷及剧烈磨损，所以要求铲斗具有足够的强度和刚度及耐磨性。根据所铲装物料的种类及重度的不同，设计不同结构形式及不同斗容的铲斗。铲斗的结构形式切削刃的形状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，如图1-5所示。直线型切削刃简单并利于地面刮平作业，但切削阻力较大。非直线型切削刃图1-5铲斗结构简图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。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。图1-6铲斗的斗齿类型铲斗的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。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。铲斗的基本参数铲斗的主要参数是铲斗宽度和铲斗的回转半径，如图1-7所示图1-7铲斗的基本参数铲斗宽度应大于轮胎外侧宽度100-200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。由设计要求知轮距为3650mm，28.5-25规格的轮胎查阅国标知，轮胎厚度为750mm。=4600mm铲斗的回转半径R0是指铲斗的转铰中心B与切削刃之间的距离。由于铲斗的回转半径R0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R0可按式（1-1）计算 (1-1)式中，——几何斗容，m3——颤抖内侧宽度，m——铲斗长度系数，取——后斗壁长度系数，取——挡板高度系数，取——斗底和和后斗壁直线间的圆弧半径系数，取——挡板和后斗壁之间的夹角，取°——斗底和斗壁之间的夹角，取°代入数据到式（1-1）得m。斗底长度是指由铲斗切削刃到斗底和后斗壁交点的距离，按式（1-2）计算 (1-2)斗壁长度是指后斗壁上缘到斗底交点的距离，按式（1-3计算） (1-3)挡板高度 (1-4)铲斗圆弧半径 (1-5)铲斗与动臂铰销距斗底的高度 (1-6)铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角=50°~60°，在选择时要使侧壁的切削刃与挡板的夹角为90°，切削刃的切削角=30°~40°。代入数据到式（1-2）~（1-6）计算得表1-1 表1-1铲斗基本参数表单位：mm24151932210610160（°）55°铲斗的斗容铲斗的基本参数确定之后，可以根据图1-8铲斗的几何尺寸来确定铲斗的斗容。S5S4S2S5S4S2S1S3图1-8铲斗的几何尺寸铲斗的的几何参数经作图测量如上图所示。经计算得m2，m2，m2，m2，m2。铲斗的横断面积m2。a=0.186m，b=1.966m，c=5.87m。几何斗容铲斗平装的几何斗容可按式（1-7）确定。对于装有挡板的铲斗： (1-7)式中，S——铲斗的横断面面积，m2——挡板高度，m——切削刃刃口与挡板最上部之间的距离，m代入数据到式（1-7）得m3.额定斗容对于有挡板的铲斗，额定斗容按式（1-8）计算(1-8)式中，c——物料堆积高度代入数据到式（1-8）得m3。铲斗的误差率<5%所以铲斗设计合格。动臂设计动臂铰接点动臂与铲斗的铰接点称为动臂下铰点。其下限位置应保证铲斗正常工作位置和下挖位置以及铲斗在运输位置时，仍与轮胎保持一定间隙，而且下铰点与地面应有250-300mm的离地间隙。其上线位置应保证铲斗有最大卸载高度、卸载角及最小卸载距离。其具体位置可用作图法来确定，根据铲斗形状、几何尺寸及铲斗与地面应保持的角度可以确定下铰点B1的的下限位置，然后将铲斗转至运输位置并留出一定间隙，绘制出轮胎位置，在根据最大卸载高度、卸载角度及最小卸载距离的要求，确定下铰点的上限位置。如图1-9所示。动臂与机架的连接点A应在BB1连线的垂直平分线上，当最大卸载高度和最小卸载角距离一定时，它的前后位置影响动臂的长度、动臂回转角以及动臂最大伸出时的稳定性。A点与前轮中心的距离为，增大，动臂增长，动臂回转角减小，倾翻力矩小，提高了装载机在铲斗最大伸出时的稳定性。图1-9动臂设计图动臂与车架铰点的左右位置，根据装载机的轮距、动臂和转斗液压缸的尺寸布置和视线等确定。动臂回转角通常取80°~90°。动臂长度动臂铰点位置确定后，按图1-8利用几何关系求出动臂的长度 (1-9)式中，——铲斗最小卸载距离，m——铲斗回转半径与斗底的夹角——铲斗最大卸载高度时的最大卸载角——动臂与车架铰点到装载机前面外廓部分的水平距离，m——最大卸载高度，m——动臂与车架铰点的高度，m式（1-8）代入数据得m。动臂形状与结构动臂形状一般可分为直线型和曲线形两种，如图1-10所示。直线型动臂结构简单，制造容易，并且受理状况良好，通常正转式连杆工作装置较多采用；曲线形动臂一般在反转连杆工作装置中采用较多，这种结构形式的动臂可使工作装置的布置更为合理。图1-10动臂形状动臂的断面结构形式有单板、双板和箱形三种。单板动臂结构简单，工艺性好，但其强度和刚度较低，小型装载机较多采用，大、中型装载机对动臂的强度和刚度要求较高，则多采用双板或箱形断面的动臂。为了减轻工作装置的质量，动臂的断面尺寸都按等强度来设计。2连杆设计2连杆机构设计连杆机构设计是一个比较复杂的问题，因为组成连杆机构各构件的位置及尺寸可变性较大。对于一定结构形式的连杆机构，在满足使用要求的情况下，可以将各构件设计成各种各样的尺寸及不同的铰接点位置。但所设计的这些连杆机构，对装载机并不都具有较高的技术经济指标。在连杆机构的设计中，要想获得理想的方案，需要结合总体布置，全面考虑各种因素，多方案地对连杆机构进行运动学及动力学的分析比较，做大量的重复性工作，从中找出连杆机构的最佳尺寸及构件最合理的铰接点位置。设计要求为了理想地完成铲掘、运输及写在作业，应对连杆机构设计提出下列要求：平移性动臂从最低到最大卸载高度的提升过程中，保证满载铲斗中的物料不洒落，铲斗的后倾角的变化尽量小（一般不超过15°），铲斗在地面时的后倾角通常取。卸料性在动臂提升高度范围内任意位置，铲斗的卸载角°，以保证铲斗能卸净物料。自动放平性在动臂提升高度范围内任意位置，铲斗卸料后，使动臂下降到最低位置时，铲斗应自动处于铲掘的放平位置，以减轻驾驶员的劳动强度，提高作业生产率。无干涉作业时与其他构件无运动干涉，使驾驶员工作方便、安全及视野开阔。传递效率为保证连杆机构具有较高的力传递效率，在设计连杆机构的构件尺寸时应尽可能使主动件与被动件所构成的传动角，在不超过90°的情况下尽量取大一些。连杆尺寸及铰点位置的确定连杆机构的设计，目前较多采用的的参考同类型的装载机，用作图法确定连杆机构的尺寸及铰点位置，以图2-1反转六连杆机构为模板。图2-1反转六连杆机构工作装置反转六连杆机构的设计内容主要包括确定连杆、摇臂的尺寸及铰点E和C的位置，转斗液压缸与车架的铰点G的位置及转斗液压缸的行程。图2-2确定连杆机构图解法基本参数的确定动臂长度是连杆机构的主要参数，他不仅影响着连杆机构的受力和运动，IE与连杆机构的尺寸及铰接点的位置有关。连杆与铲斗铰点的位置，影响连杆的受力和转斗液压缸的行程，选择时主要考虑当铲斗处于地面铲掘位置的情况下，转斗液压缸作用在连杆的有效分力较大，以发挥较大的铲起力。通常与铲斗回转半径之间的夹角=100°~125°，铰点与铰点之间的距离 (2-1)即，代入数据得a=0.225m。摇臂与动臂的铰点E的位置，宜布置在动臂上下铰点连线的中部且向上偏移距离的地方,如图2-2所示。点上移使摇臂与液压缸间的夹角变小，影响摇臂的旋转力矩；点下移则在卸载时可能会发生连杆与铲斗后壁的干涉。初步设计时应按照如下经验公式选取：点到动臂上铰点的距离 (2-2)点在连线上方的距离 (2-3)代入数据到式（2-2）（2-3）得m，m。摇臂可做成直的形状、也可做成弯曲的形状，弯曲摇臂的夹角一般不大于30°，否则使构件受力不均。摇臂由点分割成长臂和短臂，长短臂的比例一般为1.5左右，摇臂的长度尺寸可取为 (2-4)代入数据得m。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。另外要注意在卸载位置时，连杆与摇臂的长度之和应大于此时点到点的直线距离，而且在极限位置时，摇臂与连杆的传动角不得小于10°。连杆尺寸和铰点和位置的确定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），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。图2-3连杆机构设计图由图2-3可知，m，mm，m。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： (2-5)即，mm。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。动臂举升油缸和机架铰接点的确定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。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。一般取HM与水平线成10o~15o夹角，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，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。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： (2-6)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。根据图2-3，代入数据到式（2-6）得mm。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。经测量图2-3得最大卸载高度4532mm，最小装载距离2150mm，均满足设计要求。3连杆机构强度校核计算3连杆机构主要零件强度校核计算装载机作业条件复杂，作业产地多变，而且即使在同样作业条件下，由于工作位置作业工况不同，工作装置受力情况也不一样。因此，必须确定其受力最大的计算位置，选取受力最大典型工况，来对工作装置进行分析。计算位置的确定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，如图3-1，工作装置的受力最大，所以取铲斗斗底与地面的前倾角为3°~5°时的铲取位置作为计算位置，且假定外裁荷作用在铲斗的切削刃上。图3-1工作装置强度计算位置工作装置典型工况的选择及外载荷的计算装载机的铲掘过程通常可分如下三种受力情况斗水平插入料堤，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。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。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。由于铲装物料的种类和作业条件不同载，装载机实际作业时不可能使铲斗切削刃均匀受装，但可简化为两种极端受载情况：一是对称载荷，载荷沿切削刃均匀分布，计算时可用一个作用在斗刃中部的集中载荷来代替；二是偏心载荷，由于铲斗偏铲或物料的不均匀性而导致物料对铲斗的载荷产生不均匀分布，使载荷偏于铲斗一侧，形成偏心载荷，此时，通常将其简化后的集中载荷加在铲斗侧边的第一个斗齿上。如果将对称载荷和偏载情况分别与上述三种典型受力工况相组合型的受力作用工况，就可得到铲斗六种典工况。如图3-2所示图3-2工作装置的六种典型工况对称水平力的作用工况水平力的大小由装载机的牵引力决定，其水平力的最大值为 (3-1)式中，——装载机的最大牵引力——插入阻力参考柳工CLG8128H型号的12t轮式装载机，取KN即，KN。对称垂直力的作用工况垂直力的大小受装载机纵向稳定条件的限制，其最大值为 (3-2)式中，——装载机满载时的总重——装载机重心到前轮与地面接触点的距离代入数据到式（3-2）得KN。工作装置受力分析工作装置实际上是一个空间超静定系统，受力情况复杂，精确计算比较繁琐，为了简便计算，作两点假设：认为铲斗动臂横梁不影响动臂的受力和变形；认为动臂轴线与摇臂、连杆轴线处于同一平面内。这样可以将工作装置这个空间超静定机构，简化成一个简单的平面力系。对称受载工况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，其上作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即 (3-3) (3-4)代入数据到式（3-3）（3-4）得KN，KN。偏载工况在偏载工况中，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和 (3-5)由于，所以取进行计算。图3-3工作装置受力简图经测量得，mm，mm。代入数据得KN，KN。铲斗自重计算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。 (3-6) (3-7)式中，——铲斗侧壁的面积——铲斗壁厚——斗底和后斗壁的面积——档板面积——钢板的密度（取ρ=7850kg/m3）经测量得m2，m2，m2，m。即，KN。铲斗受力分析取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力,如图3-4所示图3-4铲斗受力分析图经测量得图中参数如表3-1所示表3-1铲斗基本参数单位：m（°）0.2990.7841.740.0630.62911.45°由得 则 (3-8)代入数据到式（3-8）得KN。由得 则 (3-9)代入数据到式（3-9）得KN。由得则 (3-10)代入数据到式（3-10）得KN。连杆受力分析连杆为脱离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，如图3-5所示。图3-5连杆、摇臂受力分析 (3-11)即，KN。摇臂受力分析如图3-5所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力。图3-6摇臂受力分析由图3-6得到摇臂下列数据表3-2摇臂受力数据（°）（°）0.745m0.726m0.382m0.979m14.459.61由得 (3-12)即KN。由得 (3-13)即，KN由得 (3-14)即，KN。动臂受力分析取动臂为脱离体如图3-7，根据平衡原理，分析动臂的受力见图3-8图3-7动臂受力分析图3-8动臂受力分析参数由得 (3-15)即KN由得 (3-16)即KN。由得 (3-17)工作装置强度校核根据第六种工况，按强度理论对工作装置主要构件进行强度校核。动臂强度校核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，如图3-9，为简化计算，将动臂主轴线分为AH、HJ、JI、IG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。图3-9动臂强度计算简图强度计算中许用应力按下式选取 (3-18)式中，——材料的屈服极限——安全系数比对同型号的装载机取MPa，n=1.8。代入数据到式（3-18）得=200MPa。BI段： (3-19) (3-20) (3-21)代入数据到式（3-19）（3-20）（3-21）得KN·m，轴向力KN·m，剪力KN·m。参考柳工CLG8128H型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=200mm则 (3-21) (3-22)代入数据得m3，m2。IJ段 (3-23) (3-24) (3-25)代入数据到式（3-23）（3-24）（3-25）得KN·m，轴向力KN·m，剪力KN·m。参考柳工CLG8128H型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=450mm则m3，m2 (3-26)式中，——计算断面上的弯矩——计算断面上的轴向力——计算断面的抗弯断面系数——计算断面的截面积 (3-27)式中，——计算断面的剪力——计算断面中性轴Z处的静矩——计算断面时对中性轴Z的惯性矩——计算断面的宽度将BI、IJ段的数据代入式（3-26）（3-27）得BI：MPaMPaMPaIJ段：MPaMPaMPa综上所述，动臂强度满足使用要求。连杆强度校核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： (3-28)连杆材料选用16Mn钢，其屈服极限=350MPa，即MPa。作用在连杆上的作用力KN。则由压杆稳定判断条件得 (3-29)代入数据得m2，，即进行压杆稳定校核。连杆的材料取16Mn钢，查表可得：MPa，MPa，MPa (3-30) (3-31) (3-32)代入数据到式（3-30）（3-31）（3-32）得，mm，因为，所以用经验公式校核， (3-33)代入数据得因为，Mpa。 (3-34)代入数据得KN。所以 (3-35)代入数据得，满足压杆稳定要求。铰销强度校核装载机工作装置上采用密封式铰销，它是在铰销轴套的端部加一个密封圈，密封圈可以防止润滑剂泄漏及尘土进入，因此可以延长轴销和轴套的使用寿命及减少润滑次数，使日常维修方便。销轴的弯曲应力 (3-36)式中，——计算载荷，为铰点所受载荷一半——销轴弯曲强度计算的计算长度——销轴的抗弯断面系数销轴支座的挤压应力 (3-37)销轴套的挤压应力 (3-38)安全系数n (3-39)铰销材料选用40Cr,其=800MPa,安全系数n=2。摇臂销强度校核KN，cm3代入数据到式（3-36）（3-37）（3-38）得MPa，MPa，MPa。数据代入式（3-36）得，所以摇臂销强度满足要求。动臂缸销强度校核校核原理同（1）摇臂销强度校核，结果如下MPa，MPa，MPa数据代入式（3-36）得，所以摇臂销强度满足要求。显然销及轴套都满足要求。工作装置的限位机构铲斗转角限位装置通常采用简单的档块结构。如图3-10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，铲斗即停止前倾。图3-10限位机构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3-11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)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动臂即停止上升动臂下降的自动限位原理与上述相同。图3-11动臂升降限位机构设计总结设计总结本文主要进行了反转六连杆作业机构的设计工作，内容包括：铲斗形式和结构参数的确定；动臂的形状、长度和车架的铰接位置；设计连杆机构。同时也满足下列设计要求：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。三周的课程设计也让加深了我对工程车辆反转六连杆机构的了解，也让我明白了优秀的的设计不是一蹴而就产生的，而是要经过反复的计算、修改，直到最后达到最好。在设计的过程中也要多思考、反思，动臂的的设计计算过程中，因为没有及时发现书上公式的错误，就按照错误的公式计算、修图花了两天时间，数据和图纸还是不匹配，最后才发现书上的公式的推导有问题，及时改正过来，才得以使设计工作继续进行。最后，十分感谢指导老师连老师课上课下的耐心指导，使得平时遇到的问题及时解决，提高了设计效率。参考文献参考文献[1]连晋毅.铲土运输机械设计（M）.北京.机械工业出版社，2012.10.[2)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.[3]曹旭阳等.ZL30C装载机工作装置的改进设计.建筑机械.2005,1（1）：93-94,103.[4]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[5]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[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]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[8]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[9]成大先.机械设计手册（单行本）[M].北京：化学工业出版社，2004.5[10]机械设计手册软件版R2.0.北京：机械工业出版社.基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现HYPERLINK"/detail.htm?37731