机械设计论文

西南交通大学课程设计说明书题目:ZL20装载机工作装置班级：姓名：学号：指导教师:摘要装载机采掘和卸载货物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、连杆及液压系统等组成。铲斗以铲装物料；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，连杆使铲斗转动。动臂的升降和铲斗的转动采用液压操作。ZL20装载机选用三元件液力变矩器，定轴式动力换档变速箱，轮边减速，双桥驱动，铰接式车架，全液压转向，真空助力钳式制动、反转连杆机构，动力储备大，加速性能好，驾驶舒适，视野宽广，是一种用途广、效率高、机动灵活的工程机械。备有平叉、圆木叉、多用途斗、抓草机、推雪板、侧翻等多种工作装置，因此广泛用于各类工程、工矿企业和城镇的物料、垃圾装卸、运输、堆垛、平整等作业。目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 2\o"CurrentDocument"设计任务 4\o"CurrentDocument"设计内容： 4\o"CurrentDocument"2.1装载机工作装置 4\o"CurrentDocument"2.2轮式装载机工作过程 5\o"CurrentDocument"2.3、 轮式装载机工作装置设计要求 .6\o"CurrentDocument"铲斗设计 7\o"CurrentDocument"铲斗基本参数的确定 .7\o"CurrentDocument"3.2铲斗主要结构参数 8\o"CurrentDocument"3.3工作机构连杆系统的尺寸参数设计 9\o"CurrentDocument"3.4动臂结构形式设计 10\o"CurrentDocument"工作装置受力计算 11\o"CurrentDocument"计算位置 114.2外载荷确定 114.2.1外载荷确定原则 11\o"CurrentDocument"4.2.2外载荷的计算 124.3、 受力分析 15工作装置强度校核 18动臂校核 19\o"CurrentDocument"摇臂强度校核 21\o"CurrentDocument"连杆强度校核 21\o"CurrentDocument"5.4较销强度校核 22\o"CurrentDocument"油缸作用力的确定 24\o"CurrentDocument"6.1铲取力确定 24\o"CurrentDocument"6.2转斗油缸作用力的确定 25\o"CurrentDocument"6.3动臂油缸作用力的确定 25\o"CurrentDocument"6.4转斗油缸与动臂油缸被动作用力的确定 25\o"CurrentDocument"结论 26\o"CurrentDocument"参考文献 27设计任务题目：ZL20装载机工作装置主要性能参数：额定斗容： 1m3额定载重量：20KN整机质量：65KN轮距： 1480mm轴距： 2300mm轮胎规格： 16/70——20最大卸载高度：2610mm最小卸载距离：1550mm设计内容：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：的设计以及各构件的结构设计；主要构件的受力分析、强度和刚度校核计算；ANSYS强度及变形量分析。2.1装载机工作装置2.1装载机工作装置1-1装载机工作装宣p1-铲斗2-连轩3-动曹4摇曹5-转斗油缸6-动臂油缸装载机的工作装置由铲斗、动臂、摇臂一一连杆及液压系统组成,见图1—1。铲斗用以铲装物料；动臂和动臂油缸的作用是提升并使之与车架连接；转斗油缸通过摇臂一一连杆使铲斗转动。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、摇臂一一连杆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，在转斗油缸的作用下，通过连杆机构和铲斗绕其铰接点转动；当转动油缸闭锁时，动臂在动臂油缸的作用下，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，提高过去生产率。2.2轮式装载机工作过程轮胎式装载机是一种装运卸作业联合一体的自行式机械，它的工作过程由5种工作状态或工况组成：1） 工况I——插入状态动臂下放，铲斗放置地面，斗尖触地，铲斗前壁对地面呈3。〜5。前倾角；开动装载机铲斗借助机器的牵引力插入料堆。2） 工况II——铲装状态工况I以后，转动铲斗，铲取物料，待铲斗口翻转至近似水平为止。3） 工况III——重载运输状态举升动臂，待工况II之铲斗升高到适合位置（以斗底离地的高度不小于最小允许距离为准），然后驱动装载机，载重驶向卸载点。4） 工况IV——卸载状态在卸载点，举升动臂使铲斗至卸载位置；翻转铲斗，向运输车辆或固定料仓卸载；卸毕，下放动臂，使铲斗恢复到运输状态。5） 工况V——空载运输状态卸载结束后，装载机由卸载点空载返回装载点。在露天矿或工地，通常轮胎式装载机是向载重汽车卸裁，出于装载点和卸载点距离很近，卸载位置较高，所以一般称作“定点高位卸载”。地下矿山使用的轮胎式装载机习惯上称“井下铲运机气目前，铲运机多数向溜井或矿仓卸载，运输距离较长，卸载位置较低，所以一般被称为“动点低位卸载”.2・3、轮式装载机工作装置设计要求根据轮式装载机的作业特点，其工作装置的设计应满足以下要求基本要求所设计的装载机应具有较强的作业能力，铲斗插入料堆得阻力小，在料堆中铲掘的能力大，能耗小。工作机构的各杆件受力状态良好，强度寿命合理。结构和工作尺寸适应生产条件需要，效率高。结构简单紧凑，制造维修容易，操作使用方便。特殊要求.由于铲斗宽度和容积都较大，所以铲装阻力大，装满系数小，因此，设计时必须合理的选取铲斗的结构和尺寸，以减小工作阻力，达到装满卸净、运输平稳。.铲斗由运输工况被举到最高卸载位置的过程中，为避免铲斗中物料撒出，要求铲斗作“平移运动”。严格要求铲斗平动是很困难的，设计时一般控制在100以内为好。.保证必要的卸载角、卸载高度和卸载距离。轮式装载机要求铲斗从运输工况至最高位置之间的任意高度都能卸载干净，为此，铲斗个瞬时的卸载角(铲斗斗底对地面的前倾角)均不小于450。.铲斗能自动放平。铲斗在最高位置卸载后，闭锁转斗缸，下方动臂，铲斗能自动变成插入工况(开始插入状态)的功能称为“铲斗自动放平”。.轮式装载机的工作机构属于连杆机构，设计中要特别注意防止各个出现的相互干扰、“死点”、“自锁”、和“机构撕裂”等现象；各处传动角不得小于100;在满足综合工作性能的前提下，尽可能的增大机构的倍力系数。.尽可能减小工作机构的前悬(即工作机构重心至整机重心的距离)、长

度和高度，以提高装载机在各个工况下的稳定性和司机的视野。铲斗设计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。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。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1.4一1.6吨/米3的物料（如砂、碎石、松散泥土箸：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。3・1、铲斗基本参数的确定铲斗宽度6/应大于轮胎外侧宽度50-100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。铲斗的回转半径是指铲斗的转铰中心与切削刃之间的距离。由于铲斗的回转半径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。铲斗的回转半径可按下式计算：m）m）（4-1）: p 0.5X(X+Xcosy1)siny-*式中：Vp——几何斗容量（m3）；B。——铲斗内侧宽度（m）；人g——铲斗斗底长度系数，通常人广1.4〜1.5人一一后斗壁长度系数，通常人=1.1〜1.2；气——挡板高度系数，通常人广0.12〜0.14；气——斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，通常气=0.35-0.40；Y1——挡板与后斗壁问的夹角，通常Y]=50〜10。;Y0——斗底和后斗壁间的夹角，通常Y0=480〜520，其中由所给轮胎型号得：Bw=452mm所以有：B=B+B「2X(50-100)=1480+452+118=2050铲斗侧壁厚度取20mm所以有：B=B-2X20=2010mm由式V=1.2知V=Vh/1.2=0.833m3。p取入=1.5，入=1.15，入=0.13，入=0.4，Y=80，Y=450，a=550。g z k b 1 0 0得出：R=0.948m，3・2铲斗主要结构参数10.斗底长度lg：lg=人g*R=1.5x0.948=1.422。20.后斗壁长度lz：lz=人*R=1.15x0.948=1.09。30.挡板高度lk：l广0.13R=0.123m40.铲斗圆弧半径：R=0.4R=0.379m50.铲斗与动臂铰销距斗底的高度：匕=0.1R0=0.0948m，由以上参数画出铲斗基本参数简图(图2-3)。圈2-3铲斗基本琴数简图P3.3工作机构连杆系统的尺寸参数设计根据装载机的用途、作业条件及技术经济指标等拟订的设计任务书的要求，选定了工作装置结构形式以后，可开始进行工作装置连杆机构的设计。工作装置连杆机构的设计任务是确定个连杆的尺寸和相互间的位置关系，以满足设计中规定的使用性能及技术经济指标。由于连杆尺寸以及销轴位置的相互影响，连杆机构的可变性很大，同时有受结构的限制，可变参数甚多，因而无法单纯采用理论计算的方法来确定，目前大多数采用图解法并配合统计或类比法加以确定。本设计采用图解法。工作机构的基本给构如图（4-5）所示。铲斗1、动臂2、连杆3、摇臂4、转斗油缸5、举臂（举升）油缸6等组成。整个工作机构铰接在车架7上。

图4-5装载机工作装置图3.4动臂结构形式设计动臂按其纵向中心线形状分为直线型与曲线型两种。前者结构简单，腹板变形小，重量轻，而且动臂的受力情况好。后者可使工作装置布置更为合理。动臂的断面尺寸由强度分析决定，为减轻工作装置重量，通常按等强度梁设计动臂断面尺寸。动臂断面的结构形式有单板式、双板式和箱体式三种。大型装载机的动臂多采用双板式或箱体式结构。因为这种动臂形式能较好的改善动臂的受力情况，消除了单板式动臂因摇臂支撑力作用使动臂承受附加扭矩的影响。此工作装置是ZL45-40型装载机的工作装置，固采用双板式曲线型结构，其具体参数见上述所示。工作装置受力计算4.1.计算位置分析装载机插入料堆、铲起、提升、卸载等到作业过程可知，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40时的铲取位置作为计算位置，且假定外载荷作用在铲斗的切削刃上。4.2外载荷确定4.2.1外载荷确定原则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；⑵由于铲斗偏铲、料堆密实程度不均，使载荷偏于铲斗一侧，形成偏载情况时，通常是将其简化后的集中载荷加在铲斗侧边第一个斗齿上。装载机的铲掘过程通常可分为如下三种受力情况：1、 铲斗水平插入料堆，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，翻转铲斗或提升动臂铲掘时，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切削刃上。综合以上分析，可以得到如下六种工作装置的典型工况，如图（5-1）所示：4.2.2外载荷的计算装载机的工作阻力是多种阻力的合力。由于物料性质和工作机构工作方式的不同，工作阻力有不同的计算方法，一般工作阻力通常分为插入阻力和崛起阻力进行计算。ffl3-1装载机工作装直典型工况简图―图(5-1)装载机共组装置典型工况简图(1)插入阻力插入阻力就是铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的反作用力。插入阻力由铲斗前切削刃和两侧斗壁的切削刃的阻力，铲斗底与侧壁内表面与物料的摩擦阻力，铲斗底外表面和物料的摩擦阻力组成，这些阻力与物料的的种类，料堆高度、铲斗插入料堆的深度、铲斗的结构形状等有关。计算上述阻力比较困难，一般按以下经验公式来确定总插入力。F=9.3KK2%K4BL1.25(N) (5-1)式中：K 物料块度与松散系数，见表1；K2 物料性质系数，见表2；K3 料堆高度系数，见表3；K4 铲斗形状系数，一般在1.1—1.8之间，对于前刃不带斗齿的斗，K4取较大值；B 铲斗宽度，cm;L 铲斗一次插入深度，cm。表5-1物料块度与松散程度系数物料块度细粒小块接近300mm小于400mm小于500mm松散不好时K10.45-0.50.751.01.11.3增大％20—%30表5-2物料性质系数散状物料种类密度\t•m-3系数K2散状物料种类密度\t•m-3系数K2磁铁矿石4.2-4.50.2沙硕石2.3-2.450.1铁矿石3.2-3.80.17炉渣0.8-0.90.09细粒花岗LU石2.75-2.80.14泥质页岩2.4-2.50.08砂质页岩2.65-2.750.12河沙1.70.06石灰石2.650.1煤1.2-1.30.04-0.045表5-3料堆高度系数K3料堆高度\m0.40.50.60.81.01.21.4K30.550.50.81.01.051.11.15取：K1=0.75；K2=0.1；K3=1.15；K4=1.5；B=205cm；L=50.7cm。代入式(5-1)的：F^=30.8KN(2)崛起阻力掘起阻力就是指铲斗插入料堆一定得深度后，举升动臂时料堆对铲斗的反作用力。掘起阻力同样与物料的种类、块度、松散程度、密度、物料之间及物料与铲斗之间的摩擦阻力有关。掘起阻力主要是剪切阻力。最大掘起阻力通常发生在铲斗开始举升的时刻，此时铲斗中物料与料堆之间的剪切面积最大，随着动臂的举升掘起阻力逐渐减小。铲斗开始举升时物料的剪切力按下式计算：Fz=2.2KBLc(N) (5-2)式中：K 开始举升铲斗时物料的剪切应力，它通过实验测定，对于块度为0.1-0.3m的松冈岩，剪切应力的平均值为K=3500QPa；B 铲斗宽度，m；Lc 铲斗插入料堆的深度，m。取：B=2.05m；Lc=0.507m；K=35000Pa。代入式(5-2)得：Fz=76.126(KN)。4.3、受力分析在确定计算位置和外载荷之后，即可进行工作装置的受力分析。由于工作装置是一个受力复杂的空间超静定系统，为简化计算，能通常要作如下假设：1、在对称受载工况中，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侧进行受力分析，如图（5-2）所示，其上作用的载荷取相应的工况外载荷之半进行计算，即：1 1p；云Px p；2Pz在偏载工况中，近似地用求简支梁支反力的方法，求出分配于左右动臂平面内的等效力P；与Pb：p；xabp；pazabnb x，i pbz(3-4)pbxp Da；pbzppazz由于Pa>Pb；pa>pb；因此取pa，pa作为计算外载荷。xxzz x z图（5-2）2、认为动臂轴线与连杆一一摇臂轴线处于同一平面，则所有的作用力都通过构件断面的弯曲中心，既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。通过学习上面的分析与假设，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。外载荷确定之后，即可求出对应工况的工作装置的内力，通过各个工况外载荷的对比可以发现工况（C）所受外载荷最大，而偏载工况在实际工作过程中时不允许过多出现的。所以选取工况（C）即水平对称受载工况作为典型工况进行各构件的内力计算和强度校核。工作装置的受力分析，就是根据上述各种工况下作用在铲斗我外力，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。工况（C）的受力分析如图（5-3）所示：图（5-3）工作装置受力分析图取铲斗为隔离体，根据受力平衡：由£M=0Ry•l+Rx•h=P,（h•cosa-1•sina）G 1 1F2 1 2 1所以：P= —=72.868KN。Fh•cosa—l•sina由EX=0Xg+Rx+Pcosa1=0所以：XG=-(Rx+Pcosa])=-88.224KN。由EY=0—R—Psina1—%=0所以：*=—R—P/ina1=-40.6KN取连杆为隔离体，连杆为二力杆，根据受力平衡得:P=P=72.868KN取摇臂为隔离体，根据受力平衡：由EM=0P(lsina—hcosa)+P(hcosa+1sina)=0BE4 2 3 2C4 3 3 3所以：P=%”m气]七*气)=92.97KNChcosa+1sina由EX=0X—Pcosa—Pcosa=0所以：XB=PCcosa3+Pcosa2=i5804KN由EY=0—Y+Psina+Psina=0BC3E2所以：Y=Psina+Psina=38.87KNBC3E2取动臂为隔离体，根据受力平衡：由Em=0P(hcosa+1sina)+Xh+Yl+Xh+Yl=0AH6 4 5 4B5B6G7G7nXh+Yl+Xh+Yl所以：P=— ——w—-g^——i=118.868KNHhcosa+1sina由EX=0X^—Pcosa4—XG—XB=0所以：XA=Pcosa4+X/XB=i57.101KN由EY=0Y+Y+Y+Psina=0AGBH4所以：％=—(%+Y+Pysina4)=-79.34KN根据典型工况受力分析求出各个构件的作用力，找出危险截面，按照强度理论即可对工作装置的主要构件进行强度校核。在进行强度校核时，各种材料的许用应力信]按照下式取："%n式中：q 材料的屈服强度极限；n 安全系数，设计手册中规定n=1.1-1.5,由于装载机作业繁重，动载荷较大，并考虑到计算方法的简化的影响，可按下述选取：对于对称工况，各验算断面的安全系数在2.0-2.5之间。、参考国内外同类型的装载机工作装置各主要构件的材料，本次设计选取：动臂和连杆的材料为16Mn钢；摇臂材料选取Q235钢；销轴材料用40Cro查机械设计手册可知：16Mn钢：々=330—360MPaQ235钢：气=235MPa40Cr：气=800MPa一般取：16Mn钢：々=360MPa，[s]==3|°=180MPaQ235钢：々=235MPa [M=项=225=117.5MPa40Cr：々=800MPa[M=项=800=400MPa5・1.动臂校核每个区段上分别作用有弯曲应力、正应力和剪切应力，分别算出各段内危险截面的内力，按照下述方法进行校核：正应力：厂Mx+NX10-6小］wA式中：M 计算断面的弯矩，N・m；W 计算断面的抗弯截面系数，m3；N 计算断面的轴向力，N；A 计算断面的面积，m2。剪切应力：Tmax=L"Q式中：计算断面的剪力，N；A 计算断面的面积，m2。取H点处的m—m,n—n断面进行强度校核。在m—m断面上：弯矩：M=XL+YL+XL+YLG1G3B4B2=一119.74x103N・m轴向力：N=(X+X)•cosp-(Y+Y)•cospBG 1GB 2=66.74KN选取：动臂厚度为30mm，计算断面的高度为380mm。=0.000722m3ebh2 0.03x0.382=0.000722m3W= = 6 6A=b•h=0.03x0.38=0.0114m2m—m断面的对大正应力和最大剪切应力分别为：MN5 =―^+—xlO-6=159.9MPa<1.8J=180MPam—m截面满足设计安全性的要求。在n—n断面上：弯矩：M=X1L+gY^+BX+L=^119.74Nm轴向力：N=(XB+Xg)•cosP3-(Y+七)•cosP4=45.5KNn—n截面与m—m截面几何性质相同n—n截面： 选取动臂厚度为30mm，断面高度为390mm所以:e bh20.03x0.392W=——= =0.00076m3n-n6A=b•h=0.X3=.39m20.0117n-n截面的最大弯曲应力为；MN— … 「1 …6 = +了xlO-6=153.66MPa<1.8J=180MPan-n截面满足设计安全性能的要求。5・2.摇臂强度校核摇臂的材料取Q235钢，则bs=235MPa，其危险断面通常取在E点附近，在此断面上作用有弯曲应力和正应力，其方法与动臂相同。危险截面通常在E点附近，所以对过E点附近取截面。M=Pcosah-Psi赋=249009.929N -mF34F34N=PFcos60=257.23cos580=643306.488N・m把摇臂设计成矩形截面，取截面的宽度为8cm，h=40cm，MN/。 [ 1 <——[c]WX106FX10658.89x10371.22x103 “「J[[项「c= 1 x10-6=102.22MPaV1cJ=117.5MPa0.05h2 0.05x0.27—6摇臂设计满足安全设计的要求。5・3.连杆强度校核计时把连杆设计成矩形杆（即连杆断面为矩形），有材料力学知道，断面的一边为另一边的二倍时，连杆的弯曲强度最好。选取连杆的厚度为40mm，宽度为80mm，材料为16Mn。连杆的拉应力为

P72868小 /「]。=f=x10-6—22.77MpaVL。」S2b2连杆设计满足设计安全性能的要求。5.4较销强度校核只需校核弯曲强度和挤压强度，见图(5—5)所示:图(5—5)较销强度计算销轴的弯曲应力：。图(5—5)较销强度计算销轴的弯曲应力：。=^2X1°6<[cj](MPa)

wW式中。——销轴的弯曲应力；P计算载荷，为钗点所受载荷之半；1L 销轴弯曲强度计算的计算长度；I=\+a+d(m)；2 2 2 2W——销轴的抗弯断面系数，W=—d3(m3)；12销轴支座的挤压应力b:b=<xio6 (MPo)jYjyId1对A点铉销进行强度计算：取d=60mm,P=JX2+K2/2=87999(N),A AA„(Ld\O= "X10-6=228.22"。＜t],g=->t-g=->t-=36.66V[cy],jyIdi故A点皎销满足强度要求。对G点铉销进行强度计算：取d=60mm,p=Jx2+K2/2=48560(N),GYGGPxiX10-6=125.95<[n],。 =20.233V[cy],JyIdi故G点皎销满足强度要求。对E,F点钗销进行强度计算：取d=60mm,p=37343(N),cO=148.08v[b]w故E,F点铉销满足强度要求。对C点皎销进行强度计算：取d=50mmP=327649.8(N),Cb=189.41v[b],。=23.234Vty],jy故c点饺销满足强度要求。对B点铉销进行强度计算：取d=60mm,P=dX2+Y2=81550(N),1NBBb=211.52〈[b],wq=33.98v[b],jy故B点铉销满足强度要求。对H点饺销进行强度计算：取d=60mm，<=59434(N),aw==154.16V[q],b.==33.02V[a],故H点铰销满足强度要求。6.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分析与计算。6.1铲取力确定N=p=76.126（KN）6・2转斗油缸作用力的确定由图6—1所示，分别取铲斗.连杆、摇臂为脱离体，根据平衡原理可以确定转斗油缸作用力尸斗6・3动臂油缸作用力的确定如图5--1所示，根据平衡原理可以确定动臂油缸作用力P:臂由ZMA=0Pl+Pl-Gl