毕业论文-zl50装载机工作装置的设计

摘要轮式装载机是以轮胎式拖拉机为基础车，安装上铲斗作为工作装置的一种土方工程机械。装载机的工作装置由铲斗、连杆、摇臂、动臂、转斗油缸、举升油缸组成，装载机的工作装置的合理性直接影响装载机的生产效率、工作负荷、动力与运动特性等。本文参阅了大量的装载机设计的参考书，选择反转六连杆机构这种结构形式作为所设计的装载机的工作装置的结构。本文根据任务书中的要求，利用经验公式来计算确定铲斗的结构参数，装载机结构参数设计上，利用图解法确定动臂与铲斗、摇臂、机架，连杆与铲斗和摇臂等各个铰接点的位置，并对工作装置的各个部件的强度进行校核。最后文中对装载机的工作装置的限位机构进行了简要的介绍，最后利用AUTOCAD对装载机工作装置的各零部件的结构参数进行详细的结构设计。关键词轮式装载机，工作装置，结构参数,铰接点，校核ABSTRACTWHEELLOADERSAREBASEDONCARTIRESTRACTOR,INSTALLATIONONABUCKETASAWORKINGDEVICEEARTHMOVINGMACHINERYBYABUCKETLOADERWORKINGDEVICE,CONNECTINGRODS,ROCKER,BOOM,THEBUCKETCYLINDER,LIFTINGCYLINDERCOMPONENTS,DEVICESLOADERLOADERDIRECTLYAFFECTTHERATIONALITYOFPRODUCTIONEFFICIENCY,WORKLOAD,DYNAMICANDKINEMATICCHARACTERISTICSTHISPAPERREVIEWSANUMBEROFLOADERDESIGNREFERENCEBOOKS,SELECTREVERSESIXLINKAGEFORMSUCHASTRUCTUREDESIGNEDASALOADERWORKINGDEVICESTRUCTURESTHISBOOK,BASEDONTHEREQUIREMENTSOFTHETASK,EMPIRICALFORMULATOCALCULATETHESTRUCTURALPARAMETERSOFTHEBUCKET,LOADERDESIGNOFSTRUCTURALPARAMETERS,AGRAPHICALMETHODTODETERMINETHEBOOMANDBUCKET,ARM,CHASSIS,CONNECTINGRODANDROCKERARMANDBUCKETPIVOTPOINTINVARIOUSPOSITIONS,THENTHETEXTOFTHEBUCKETBYTHEFORCEOFATYPICALWAYOFADETAILEDANALYSIS,THEWORKINGDEVICEANDTHESTRENGTHOFTHEVARIOUSCOMPONENTSTOBECHECKEDFINALLYTHETEXTOFTHELOADERWORKINGDEVICELIMITINGMECHANISMAREBRIEFLYINTRODUCED,ANDFINALLYTHEUSEOFAUTOCADLOADERWORKINGDEVICEONTHESTRUCTURALPARAMETERSOFTHEVARIOUSCOMPONENTSDETAILEDSTRUCTURALDESIGNKEYWORDSWHEELLOADERS,WORKEQUIPMENT,ARCHITECTURE,DESIGN目录摘要IABSTRACTII1绪论111国内外研究情况及其发展112装载机工作装置设计的趋势313本课题的研究目的及意义42装载机工作装置总体方案确定521装载机工作装置设计要求522装载机工作装置形式选择723装载机工作装置设计参数的确定825本章小结103装载机工作装置结构设计1231铲斗设计1232工作机构连杆系统的尺寸参数设计1633动臂举升油缸的设计2134连杆机构的设计2335工作装置的强度校核2536工作装置连接设计3437本章小结374装载机工作装置液压系统设计3841转斗油缸及举臂油缸的设计计算3842油缸结构设计3943稳定性校核3944本章小结405总结与展望4151结论4152不足与展望42参考文献43附录461绪论装载机是一种用途十分广泛的工程机械，它可以用来铲装、搬运、卸载、平整散装物料，也可以对岩石硬土等进行轻度的铲掘工作，因此，它被广泛应用于建筑、公路、铁路、水电、港口、矿山及国防等工程中，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，成为工程机械的主要品种之一1。装载机工作装置是装载机的核心部件之一，主要由铲斗、动臂、摇臂连杆或托架及液压系统等组成。它的作业过程是由液压操纵装置来完成的。它是用来克服被切削物料的阻力，并完成插入料堆，铲取物料，提升并卸除物料等一系列工作的装置。11国内外研究情况及其发展111国外装载机发展现状国外轮式装载机技术在经历了五六十年的发展后，到20世纪90年代中末期已达到相当高的水平。信息技术的飞速发展又给装载机技术的发展插上了飞跃的翅膀，基于微电子技术和信息技术的计算机管理系统、司机辅助操作系统、柴油机电脑控制装置、电子计算机监控系统、电子自动换挡变速控制系统以及网络技术的智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、检测监控、生产经营和维修服务等各个方面，使国外装载机在原来的基础上更加精制；其自动化程度也得以提高，从而进一步提高生产效率；改善司机的作业环境，提高作业舒适性；降低噪声、振动和排污量，保护自然环境；最大限度地简化维修、降低作业成本，使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能在很大的程度上得到提高。根据现代工程作业的，应开发性能优良的装载机，如斗容量大、大功率发动机、掘起力大、侧翻载荷大、牵引力大、废气排放少的环保型装载机，应开发机、电、液一体化技术、电子计算机技术、检测技术等高端的装载机，应开发作业可靠性好、安全性高、舒适性好的产品，一机多用的产品2。不断提升产品技术含量、运用新型结构、最大限度地满足市场需求，体现了国外装载机的设计思想。根据物料密度的不同，设计了不同结构和不同容量的铲斗，再配以强度、耐磨性、插入性优化组合的不同斗齿，满足了不同的作业工况。为适应不断加高的车厢，各个生产厂商相继推出了中高卸、高卸、超高卸工作装置，扩大了工作装置的工作范围。通过对液压系统的合理设计，从六连杆机构到特殊八连杆机构所配置的快换装置，实现了作业现场的快速装卸及液压软管的自动连接，相关工作在司机室通过操纵手柄即可快速完成，提高了作业的多用性和适应性。112我国装载机发展现状我国通过十几年的发展，走出了一条自主发展之路，并逐渐发展壮大，牢牢控制了国内90以上的市场份额。同时国产装载机产品以其出色的性价比优势，已经开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。与工程机械其他机种相比，轮式装载机的桥、箱、泵、阀及缸等零部件产品配套相对成熟，已经形成了比较完整的配套体系3。我国装载机行业的主导产品，基本上都是以柳工70年代初开发的ZL50为基础发展起来的，属国际60年代技术水平。进入80年代消化吸收美国CATERPILLAR、日本小松等先进技术，逐步开发成功了我国第二代装载机产品。我国的第二代产品与国际先进产品相比，在机电一体化、操纵舒适度、作业效率等方面有较大差距，差距最大的是产品可靠性，国产多功能装载机整机可靠性差平均无故障工作时间不足400小时，缺乏核心技术、主要关键部件都依赖进口、产品单一，产品档次低4。虽然国内装载机及相关技术研究工作起步较晚，但是发展速度很快，如多功能装载机的销售量已经占据了世界装载机市场的半壁江山，我国已成为世界多功能装载机第一产销大国。目前我国装载机行业已经出现了第三代产品。第三代产品的整机可靠性有很大的提高，各主要性能指标基本上能与国际先进水平接轨。但是在可靠性、舒适度、作业效率及制造水平等发面和国外先进水平还有相当差距。第四代产品在第三代的基础上也已出现，进一步优化了整机的性能及配置，电控箱、湿式制动器等技术得到了应用，并形成了各企业的专有技术及专利技术，使产品以崭新的面目推向市场。这些都将是进一步促进我国装载机行业的技术进步5。12装载机工作装置设计的趋势装载机工作装置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。所以工作机构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机构。装载机的工作装置已不再采用单一的“Z型”连杆机构，继出现了八杆平行结构和TP连杆机构之后，卡特彼勒公司于1996年首次在矿用大型装载机上采用了单动臂铸钢结构的特殊工作装置，即所谓的“VERSALINK机构”。这种机构替代综合多用机上的八杆平行举升机构和传统的“Z型”连杆机构，可承受极大的扭矩载荷和具有卓越的可靠性（耐用性），驾驶室前端视野开阔。OK公司研制的创新LEAR连杆机构，专为小型装载机而设计。SCHAEFF公司于2000年3月在INTERMAT展览会上展出的高卸位式SKL873型轮式装载机的可折叠式创新连杆机构工作装置，进一步增加了轮式装载机的工作装置的种类6。综上所述，未来装载机的发展趋势是以人为本的设计理念，广泛应用微电子技术和信息技术，对控制系统的集成化和模块化，进一步简化操作和提升整机性能节能、环保动力装置的研发，将使得司机的工作环境舒适性能大大改善，并提高工作效率。13本课题的研究目的及意义装载机的工作装置的合理性直接影响装载机的生产效率、工作负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环时间、外形尺寸和发动机功率等。作为一种复杂的工程机械，轮式装载机的零部件多，运动方式多，须从系统层面评价其性能的优劣。随着技术的发展，人们认识到即使传统的技术手段使得装载机中的每个零部件都是最优的，并不能保证整个装载机工作装置的性能是最好的，即系统整机的优化不是所有部件优化的简单叠加。装载机的工作装置设计还存在许多有别于其它机械行业的特点，其中最重要的一点是它涉及的学科很多，包括机械运动学与动力学、流体传动、机电控制、热力学、人机工程学和美学等7。传统的装载机工作装置的设计,是利用经验公式进行计算校核，从而确定工作装置的各零部件的重要的结构参数，并利用软件进行建模与仿真完成的。现代工程作业对要求装载机具有较高的工作效率和较好的动力性、经济性、安全性，而这些在很大的程度上取决于装载机的工作装置的结构性能，因此对装载机的工作装置进行结构的优化设计尤为重要。2装载机工作装置总体方案确定21装载机工作装置设计要求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。（1）设计时要求由铲斗、摇臂、连杆、转斗油缸、动臂、动臂油缸及车架互相铰接所构成的连杆机构，应保证在装载机作业时能满足1铲斗的平移能力，即当转斗油缸闭锁，动臂在动臂油缸的作用力下提升时。连杆机构能使铲斗保持平移或使斗底平面与水平面夹角的变化控制在允许的范围内。以免装满物料的铲斗由于倾斜而洒落物料。2一定大小的卸荷角，即当动臂处于任何作业位置时，在转斗油缸的作用下通过连杆机构使铲斗绕其铰接点转动，并且卸荷角不小于45度。3铲斗的自动放平能力，即在动臂下降时，铲斗能自动放平，以减轻驾驶员的劳动强度，提高生产率。（2）装载工作对工作机构设计的要求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35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一卸载状态在卸载点，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”。（3）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。2保证作业过程中任何构件不与其它构件干涉。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个构件尺寸几位置的相互影响，可变性很大。对于选定的结构形式，在满足上述条件下可以有各种各样的构件尺寸及铰接点位置。通过多种方案的比较，选出最佳构件的尺寸及铰接点位置，使所设计的工作装置不仅满足使用要求，而且具有较高的技术经济指标。（4）装载机工作装置液压系统要求根据装载机工作装置主要运动和使用条件，其基本要求如下1工作性能好。应保证工作装置具有较高的生产率，在运动过程重要平稳，尽量减少冲击。2寿命长、可靠性高。应特别注意防止油液污染问题，以及保证液压元件和辅助装置在高温或低温条件下工作的可靠性和提高使用寿命。因此，还应考虑压力成倍的增加和频繁的急剧变化等。3操纵性能好。装载机与机床不同，机床是自动运转和用电磁阀间接的操纵，而装载机是靠人的手直接操纵的。所以必须具有良好的操纵性能。4工作安全可靠。5易于安装、维修和保养。22装载机工作装置形式选择装载机的工作装置的结构形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其动臂和连杆的后端与车架的支座铰链，动臂和连杆的前端与铲斗托架铰链，托架上部铰接转斗油缸，其活塞杆几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，则在转斗油缸闭锁的情况下提升动臂时，铲斗始终保持平移，使得铲斗内物料不易洒落。但是由于在动臂的前端装有较重的托架和转斗油缸，使得装载机的有效载重量减小，所以目前用得较少。无托架的工作装置，结构比较简单，其铲斗与动臂的前端和连杆直接铰接。按组成连杆机构的数目可以分为六连杆和八连杆，连杆构件数目多，机构的铰接点就多，结构越复杂，因此超过八连杆的机构在装载机上一般不采用。按连杆机构运动可以分为正转连杆工作装置和反转连杆工作装置。如图21就是反转连杆工作装置。正转连杆机构的摇臂与铲斗转动方向相同，而反转连杆工作装置的摇臂与铲斗转动方向相反。正转连杆机构工作装置的运动特点是最大掘起力是在铲斗底面略低于地面时，即铲斗转角为负值时，适宜于挖掘地面，铲斗卸荷时前倾角速度大，易于抖落物料，但冲击较大。反转连杆工作装置的运动特点是最大掘起力是在铲斗底略高于地面后翻转时发挥出来，而且最大铲起力比正转连杆机构大。反转连杆机构掘起力曲线变化较陡峭，在铲装物料转斗时掘起力大，易于进行掘起作业，适用于一次铲掘法铲装，但是不适于进行往上耙料的作业，铲斗卸载时前倾最后阶段速度降低，卸载平稳、冲击小，但难于抖落砂土；由于连杆数目少，传动比小，为了增大摇臂传动比，需增大尺寸，这不仅使卸载时连杆易碰自卸卡车货槽侧壁，而且还造成驾驶员视野不好；铲斗在最高卸载位置卸载后，下降动臂铲斗易于自动放平。反转单连杆的工作装置，由于结构简单、掘起力大、运输状态铲斗后倾角大、不易撒落物料、铲斗能自动放平等优点，因此，在近代装载机上得到了广泛的采用。我国ZL系列转载机的工作装置都是采用反转单连杆型式。至于反转双连杆机构，由于结构复杂，难于布置，所以目前装载机上较少采用。图21反转连杆工作装置综上所述,本次设计采用无托架反转连杆工作装置。结构如图21所示。23装载机工作装置设计参数的确定轮式装载机总工作装置体参数是指它的主要性能参数和基本尺寸参数。性能参数包括装额定装载量、额定斗容、发动机功率、最大插入阻力、最大卸载高度和卸载距离等。基本尺寸参数包括轴距、轮距、轮胎尺寸、外形尺寸等。1额定装载量额定装载量是指装载机本身具有标准备重量,在硬而光滑的水平面上,以不超过每小时64KM的速度运行,但仍具有必要的稳定性时所能运载的重量轮式装载机的额定装载量不应超过其静态倾翻载荷的50,或是提升能力的100,取其中的较小值。本设计额定载重量M5T2额定斗容额定斗容又称堆装斗容。当额定载重量确定后，额定斗容为额定载重量与铲装物料的容重之比。本设计额定斗容VR05M25M3（3）发动机功率发动机功率应按照装载机在作业时所需的功率来确定，发动机的净功率消耗于两部分牵引功率和驱动液压泵功率。故发动机功率应为P2103M467115186KW（4）最大插入阻力插入阻力是装载机铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的反作用力。插入阻力分别由以下阻力组成铲斗前切削刃口和斗壁两侧切削刃所受阻力；铲斗底和侧壁内表面与物料的摩擦阻力；铲斗外表面与料堆之间的摩擦阻力等组成。其值可以按下式计算43251KBLPBPX式中物料的块度和松散程度的影响系数。取11；1K1KK物料种类影响系数，散状物料种类为沙石，取为012；2铲斗插入料堆深度CM；取50CM；PL铲斗宽度CM；BB一料堆高度影响系数，料高度为14M,115。3K3K故PX87845N（5）最大卸载高度和卸载距离最大装载高度是动臂在最大举升高度时铲斗的卸载高度，该高度与配合作业的车辆有关，可按下式计算H02B3360MM卸载距离表示在最大卸载高度时铲斗斗尖与装载机前外廓的水平距离，该参数可按下式计算S05B031200MM（6）基本尺寸参数运输车货箱高度H3000MM货箱宽度B1800MM轮辋直径D25LIN635MM轮胎宽度B590MM轮距取为L2250MM25本章小结本章主要分析了装载机工作装置的设计要求,参照了多种装载机工作装置的结构形式，选择反转六杆工作机构，并采用以额定载重量为基本参数的统计方程确定了装载机工作装置的主要参数。最后又分析了工作装置液压系统的使用条件跟要求，为下一步的结构设计奠定了基础。3装载机工作装置结构设计31铲斗设计311铲斗结构形式的选择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工作可靠性，所以减少切削阻力和提高作业效率是铲斗设计的主要要求。铲斗是在恶劣的环境下工作承受很大的冲击载荷和剧烈的磨损，所以要求铲斗具有足够的强度和刚度，同时要耐磨。不同种类的铲掘物料需用不同结构形式的铲斗,本设计选择装有斗齿的直线型铲斗,如图31所示。适用于铲装堆积密实的物料及块度较大的岩石。图31直线形带齿铲斗312铲斗基本参数的确定（1）铲斗宽度铲斗宽度是铲斗的主要基本参数。铲斗宽度应大于装载机前轮外侧宽度，每侧突出50100MM，如果铲斗宽度小于轮胎外侧宽度，则铲斗铲取物料后所形成的料推阶梯，会损伤轮胎侧壁，增加行驶阻力。取3000MM2铲斗回传半径R0指铲斗与动臂铰接点至切削刃之间的距离是铲斗的基本参数。铲斗的其他断面形状参数视为该参数的函数。这是因为它直接影响铲斗前壁的长度，前壁长度的铲斗要求插入深度大，插入力大，卸载时所占的高度空间大，而且直接影响铲斗铲取力和斗容的大小。根据几何简图（见图33）可以计算铲斗横截面积为18052COTSINCO50200120MRARKZG式31而铲斗的几何容积，可得回传半径为0BAVG18052COTSINCO5010090MBRRKZGG式32图33铲斗基本参数简图式中斗的几何容量图33所示阴影断面，取3M；GV3铲斗内壁宽度，为铲斗宽度扣除两侧壁厚，0B即B230002X202960MM0铲斗斗底长度系数，1415，取145；GG后斗壁长度系数，1112，取115；ZZ挡板高度系数，012014，取013；KK斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，035RR04，取036；挡板与后斗壁间的夹角，510，取9；11斗底和后斗壁间的夹角，4852，有推荐550065；取45；由计算得R1414MM0（4）铲斗的断面形状参数斗的圆弧半径、张开角、挡板高度和底1R0KL壁长，如图33所示。ZL斗底圆弧半径取为R495MM斗底长度是指铲斗切削刃到斗底后斗壁交线之间的距离，可用下式计算197962121MM取2121MM式33GGLR后斗壁长度是指切削刃至斗底圆弧与底壁相切点间的距离，长，则ZLZL斗插入料堆深度大，斗易于装满，但由于力臂的增大而使掘起力减小，插入阻力随铲斗插入料堆的深度而急剧增加，长还影响卸载高度；短，则掘起力ZLZL大，并由于卸料时铲斗刃口降落的高度小，可以减小动臂举升高度，缩短作业时间。对装载轻质物料为主的铲斗，可以选用大些；对装载岩石料的铲斗。ZL应取小些。ZLLZRZ1537416968MM取1537MM式34挡板高度是指斗上缘至斗底圆弧与后壁相切点间的距离。过小，易漏料KLKL；过大则增加铲斗外形。影响驾驶员视线。KLLKRK16971979MM取170MM式35（5）斗容的计算铲斗的斗容量可以根据铲斗的几何尺寸确定。对于装有挡板的铲斗的额定斗容M式366820CABBVGH3式中C物料堆积高度M；为物料按2比1的坡度角堆装的体积。计算得203M物料堆积高度C可由作图法确定，即由料堆顶点作直线垂直于刮平线（刀刃与挡板高度连线），如下图所示。图34斗容计算图（5）斗齿的设计铲斗斗刃上可以由斗齿，也可以没有斗齿。若斗刃上装有斗齿，斗齿将先于切削刃插入料堆，由于它比压大（即单位长度插入力大），所以比不带齿的切削刃易于插入料堆，插入阻力能减小20左右，特别是对料堆比较密实，大块较多的情况，效果尤为明显。斗齿结构分整体式和分体式两种。一般斗齿是用高锰钢制成的整体式，用螺栓固定在铲斗斗刃上。斗齿的形状和间距对切削阻力是有影响的。一般中型装载机铲斗的斗齿间距为250500MM左右。太大时由于切削刃将直接参与插入工作，使阻力增大；太小时，齿间易卡住石块，也将增大工作阻力。长而窄的齿要比短而宽的齿插入阻力小，但太窄又容易损坏，所以齿宽以每厘米长载荷不大于500600KG为宜。初选齿间距为300MM，斗齿宽度为60MM，斗齿长度为300MM。32工作机构连杆系统的尺寸参数设计321工作装置结构设计转斗油缸后置式反转六杆机构这机构有两大优点（1）转斗油缸大腔进油时转斗，并且连杆系统的倍力系数能设计成较大值。所以可以获得相当大的铲取力；（2）恰当地选择各构件尺寸，不仅能得到良好的铲斗平动性能，而且可以实现铲斗自动放平。此外，结构十分紧凑、前悬小，司机视野好也是此种机构的突出优点。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄部位，容易发生构件相互干扰。工作机构的基本给构如图所示。铲斗1、动臂2、连杆3、摇臂4、转斗油缸5，举升油缸6等组成。图35装载机工作装置图322动臂设计（1）动臂与铲斗的铰接点G的确定把已设计好的铲斗横截面外轮廓图画在X0Y坐标里，斗尖对准坐标原点0，斗前壁与X轴呈4。此为铲斗插入料推时位置，即为工况。由于G点的X坐标值越小，转斗掘起力就越大，所以G点靠近0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G点的Y坐标值增大时，铲斗在料堆中的铲取面积增大，装的物料多，但这样缩小了G点与连杆铲斗铰接点F的距离，使掘起力下降。综合考虑各种因素的影响，更具坐标图上工况I时的铲斗实际状况，取G点的坐标为（1356，220）。（2）动臂与车架铰接点A的确定1以G点为圆心，使铲斗顺时针转动，至铲斗斗口与X轴平行为止，即工况II。2把已选定的轮胎外廓图在坐标图上。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。取为418MM；轮胎中心QZ的Y坐标值应等于轮胎的工作半径RK。由参考文献得YZRK12DWHB63519038304MM取为830MM式373更具给定的最大卸载高度HMAX、最小卸载距离LMIN和卸载角X，画出铲斗在最高位置卸载时的位置图，即工况IV，如图36所示。图36动臂结构布置示意图4以工况IV时的G点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与X轴平行，即得到铲斗最高举升位置图，即工况III。5两动臂铰接点A在横向平面内的距离BA,根据装载机的轮距并考虑动臂油缸的外形尺寸取为1200MM。A点到前轮中心的距离LA取为660MM。显然在A应在GG两点连线的中垂线MM上，再根据LA大小作垂线NN，直线MM与NN交点即为所求的A点。（3）动臂长度的确定根据给定的最大卸载高度HMAX及最大卸载高度时的卸载距离S可以按图37计IVIIIA算动臂的长度。如图37示，AG为动臂长度，当动臂提升到最大卸载高度时，利用所示的几何关系，从三角形AGI可求出动臂长度LAG，由参考文献得LAG式3822SINCOSABCA式中ALARS66088511002645MMBHMAXHA300018701130MMC2HG2LG22202135621887136MM；55代入上式得LAG2921MM8534图37动臂布置几何图解（4）动臂形状的选择动臂按其纵向中线形状可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较好，后者可使工作装置的结构布置更为合理。动臂断面的结构形式有单板，双板和箱形三种。大型装载机的动臂多采用双板或用箱形结构。因为这种动臂形式能较好的改善动臂的受力情况，消除了单板动臂因摇臂支撑力作用使动臂承受附加扭矩的影响。本设计选用曲线型双板结构如图38所示图38动臂的结构形式33动臂举升油缸的设计331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，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，以便留出铰接位置。动臂油缸与车架有两种连接方式油缸下端与车架铰接；油缸中部或上部与车架铰接。本设计选油缸下端与车架铰接，且油缸的下端到地面的距离HM取为498MM，避免发生干涉。如图39所示图39动臂油缸的铰接位置332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的方法求出其油缸行程LHLHLMMAXLMMIN23501456894MM式39式中LMMAX动臂油缸的最大安装距离；LMMIN动臂油缸的最小安装距离。34连杆机构的设计341动臂与摇臂的铰接点B的确定根据经验分析，一般取B点在AG连线的上方，过A点的水平线的下方，并在AG的垂直平分线左侧尽量靠近工况II时的铲斗处。相对前轮胎，B点在其外部的左上部。即取B点的坐标为（2180，1522）。342连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点的确定由于G、B两点已被确定，所以确定F点和E点实际上是为了最终确定与铲斗相连的四杆机构GFEB的尺寸，如图310所示。按双摇杆条件设计四杆机构令GF杆为最短杆，BG杆为最长杆，即必有GFBGEFBE如图37所示，若令GFA，FEB，BEC，BGD，并将上式不等号两边同除以D，经整理可得下式，即K式3101BCAD在设计时，上式各值可按式一下格式选取。K09500995A（0305）DC（0408）D由于D值已由BG确定为1540MM，代入以上各式即可求得A、B、C的取值范围。同时又要满足以下四点要求1）E点不可与前桥相碰，并有足够的最小离地高度；2工况I（插入工况）时，使EF杆尽量与GF杆垂直，这样可获得较大的传动角和倍力系数；3）工况II（铲装工况）时，EF杆与GF杆的夹角必须小于170，即传动角不能小于10，以免机构运动时发生自锁；4）工况IV（高位卸载工况）时，EF杆与GF杆的传动角也必须大于10。经作图后取得A583MM，B1250MM，C900MM。E、F的位置如图310所示。图310连杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计343转斗油缸与摇臂和机构的铰接点的确定1）确定C点从力传递效果出发，显然使摇臂BC段长一些有利，那样可以增大转斗油缸作用力臂，使掘起力相应增加。但加长BC段，必将减小铲斗和摇臂的转角比，造成铲斗转角难以满足各个工况的要求，并且使转斗油缸行程过长。因此，设计使，一般取BC0710BEC点一般取在B点左上方，BC与BE夹角可取CBE130180并注意使工况I时摇臂BC与转斗油缸CD接近垂直；C点运动不得与铲斗干扰，其高度不能影响司机视野。经画图取得满足要求的尺寸为BC650MM，CBE165。2）确定D点如图310所示，当铰接点G、F（即F2）、E即E2、B、C（即C2）被确定后，则铲斗分别在工况I、II、III、IV时的C点的位置C1、C2、C3、C4也就唯一被确定下来。由于铲斗由工况II举升到工况III过程为平动和由工况IV下降到工况I时能自动放平。在此过程中，转斗油缸的长度均分别保持不变，所以D点必为C2点和C3点连线的垂直平分线与C1点和C4点连线的垂直平分线的交点。研究证明，D点设计在A点的左下方较好，这样不但平动性好，而且动臂举升时，可减少举升外阻力矩，有利于举升油缸的设计。D点的位置见图310所示。35工作装置的强度校核在求得工作装置各主要构件受力的基础上，计算各构件的内力，并进行危险断面的强度校核。351工作装置的外载荷计算1、最大插入力FIN的计算FIN受限于装载机的最大牵引力FD，即FINFDGW（7580）G0567307625N式311式中GW装载机主动行走轮轴上所受的重力，单位为N轮胎对地面的附着系数。2、最大铲取阻力FSH的计算最大转斗阻力矩发生在开始转斗时的一瞬间，其值可用下列实验公式计算MMAX11FINMAX1043CXLY11672597064178934106NM式312FSHNM式313MAX34107649MX式中LCMAX铲斗插入料堆的最大深度，单位为M；X,Y铲斗斗尖到铲斗回转轴G的水平和垂直距离，单位均为M。352工作装置的受力分析由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，通常作如下假设1）在对称受载工况中，由于工作装置是一个对称结构，故两动臂受的载荷相等。同时略去铲斗及支撑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，其上作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即RX1RX2336538N2FINRY1RY218582N式314SH2）侧连杆机构各构件轴线均假设在同一平面内，所有作用力都通过各杆件断面弯曲中心，忽略各杆件因不在同一平面内所引起的扭矩，计算时可以用构件的中轴线来代替实际构件。根据以上假设，就可以将工作装置这样一个空间超静定结构，简化为一般平面问题进行受力分析。为了分析工作装置各铰接点的受力情况，可以选取一种简单的受力工况进行分析，对于复杂的受力工况，可以简化为几种简单的受力工况的几何叠加。因此以水平垂直对称同时作用的工况进行分析。计算工作装置各构件受力时，首先以铲斗为受力分离体，去掉约束以反力代替，然后，根据构件中的连接顺序，依次求出各构件的受力。此时，工作装置各构件的受力简图如图311所示，并规定任何构件中力的符号以拉力为正，压力为负。（A）（B）图311工作装置受力分析这样，根据平面静力学公式可列出工作装置各构件的静力学计算平衡方程式如下。A对于铲斗，如图311所示，有617594N12120COSINGFRXHYLMP940636NXFX57415NSIN10GYYRB连杆EF受力如图311A所示，因连杆为二力构件，所以PFPE617594N受拉力C摇臂受力如图311A所示。762174N4232SINCOS0IEDCPLHML135436N32COEX55982N230SINSIDCYP（）D动臂受力分析如图311B所示。199669N576764540COSINDGDGAHXHYLM259974NHXP1370433N40SINADGYY353工作装置的强度校核1动臂在对称载荷的作用下，动臂可看作是支撑在车架A点和动臂油缸上铰接点H的双支点悬臂变截面曲梁。为简化计算，将动臂主轴线分成GI、IJ、JH、HA等折线段，见图312，求出每段的内力Q、N、M值。图312动臂内力计算1GI段轴向力NGI888372N11COSINGGXY剪力QGI314464N11IN弯矩MI（）LGI198622017NMM198622017NM11SICOSGGXY2IJ段轴向力NIJ390907N22COSINGGXY剪力QIJ857487N22ICS弯矩MJ（）LIJ951193181NMM951193181NM22SINOGGXY3JH段轴向力NJH816425N33COSSINDGDGXY剪力QJH710101N33INCO弯矩MH1415876609NMM1415876609NM2213DGXHYLXHYL4HA段轴向力NHA64929N44COSSINAAXY剪力QHA1234545N44INC弯矩MA0根据所求出的各段内力即可求出内力图，图313为以对称水平载荷为例做出的动臂内力图。（A）轴力图（B）剪力图（C）弯矩图图313对称载荷引起的动臂内力图其危险断面在H点附近为MM断面如图311所示。在此断面上作用有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成力所表示的强度条件为HAZNMWMAX15Q把A5038219100MM2，WI26IH7296200MM3代入上式，且此动臂的材料为Q235其1567MPA；105M15SPA。则有1944272367MPA646MPAMAX即满足强度要求。2摇臂在对称载荷的作用下，摇臂可看作是支撑在车架D点的变截面曲梁。为简化计算，将动臂主轴线分成CD、DE折线段，见图314，求出每段的内力Q、N、M值。图314摇臂内力计算1CD段轴向力NCD273139N1COSCP剪力QCD711551NIN弯矩MD4637066616NMM4637066616NM1CL2ED段轴向力NED345354N2COSEP剪力QED512009NIN根据所求出的各段内力即可求出内力图，图315为以对称水平载荷为例做出的动臂内力图。（A）轴力图（B）剪力图（C）弯矩图图315对称载荷引起的摇臂内力图其危险断面在D点附近。在此断面上作用有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成力所表示的强度条件为DEZNMWAMAX15CQ把A27026470200MM2，WIH26IH3088800MM3代入上式，且此摇臂的材料为Q345其230MPA；258M15SPA。则PA152MPAMAX即强度满足要求。3连杆在此工况下连杆受拉力,且材料为Q235其1567MPA。即有15S26175943EFNA即满足强度要求。36工作装置连接设计铰接式工程机械的前、后机架，机架与工作装置以及工作装置各部件之间的连接，广泛采用铰接销轴。目前，销轴结构设计还没有统一的标准，因此其结构千差万别，使用效果也不理想。介于这种现状，本设计对销轴做了如下方面的设计。361销轴材料的选择销轴材料大多选用45号钢或是40CR合金钢，按现有工程机械铰点销轴尺寸来校核销轴的强度，绝大多数选用45号钢即可满足刚度、强度要求，选用合金钢是浪费的。故该设计中销轴材料选用45号钢。362销轴强度设计简单的销轴结构如图316（A）所示，两侧支撑与销轴，中间支撑与销套的配合一般选用过度配合。根据轴径的大小，销轴与销套的配合选用不同程度的较大配合间隙，两侧支撑板与中间支撑板间的间隙一般为2MM3MM。中间支撑板通过销轴将力传给销轴，受力简图如图316（B）所示（A）结构简图（B）受力简图图3161、3侧支撑2、中间支撑4、销轴5、销套根据以上简图进行销轴的强度设计1D处销轴的强度设计D处，A170MMB170MMPZ229308N2DXYPA146544NPB146544NZBAZAB6108PAWBZA37915D348MM36108PAD72MM22055861706ZPSD此处取为100MM2A处销轴的强度设计A处，A150MM，B150MMPZ139487N2AXYPA8347610ZWABDD562MMPAD157MM82205789406310ZPS此处取为70MM3H处销轴的强度设计H处，AB65MMPZPF199669NPA832076510WABZDAD479MMPAD187MM822059806310ZPS此处取为70MM4C处销轴的强度设计C处，AB144MMPZ2PC152434NPA835120796WABPZDAD571MMPAD164MM822053048603610ZPSD此处取为70MM5E处销轴的强度设计E处的情况与C处类似且E处受力比C处小取此处D70MM一定满足强度。6F处销轴的强度设计F处，AB65MMPZ2PF123518NPA83128457610WABPZDAD408MMPAD14MM822054706310ZS此处取为70MM37本章小结本章根据任务书中给出的装载机的结构和性能参数，参考同类机型的铲斗形状，通过计算校核，确定铲斗的回转半径、斗底长度、后斗底长度等结构参数，最后通过计算确定铲斗的几何斗容和额定斗容，与任务书中给定的斗容进行比较可知铲斗的参数设计符合要求。又运用图解法确定动臂长度、形状及与车架的铰接位置，然后确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程，在此基础上对连杆机构（由动臂、铲斗、转斗油缸、摇臂等组成）进行设计并校核。4装载机工作装置液压系统设计41转斗油缸及举臂油缸的设计计算转斗油缸和举臂油缸的设计主要根据工作机构所需最大铲取力和最大举升力来进行。（1）最大铲取力和转斗油缸所需输出力的确定1FSH的计算利用回归分析法得FSH5500225M5500225500011800N2FDG的计算对于反转六杆机构，FDG可按下式计算FDGPE617594N式中PE铰接E的约束反力（2）最大举升载荷、最大举升力和举臂油缸所需输出力的确定1确定MMAX举臂油缸将铲斗举升到最高位置（工况）时，铲斗内能够被举臂油缸举起的最大载重量称为最大举升载荷MMAX，它大于铲斗的额定载重量M，而小于铲斗举升时机器的纵向倾翻载荷MO,初步设计时，一般取MMO/2，而取MMAX085MO，所以MMAX17MR8500KG。2确定FJFJFI345477N3计算举臂油缸所需输出力FBGFBG125347215904JANN42油缸结构设计（1）根据求得的油缸所需输出力FDG和FBG，选择合适的定型系列化产品。根据JB106867取得转斗油缸内径D1140MM，外径D1168MM举升油缸内径D2125MM，外径D2146MM（2）液压缸的安装方式选择尾部轴销安装，可以使液压缸在平面内摆动。43稳定性校核液压缸的活塞杆由45号钢制成，350MPA,280MPA，E210GPA，长度L1SP1000MM，L21300MM，直径D1168MM，D2146MM。所受压力为P2PI175740N。P1PE14000N。296081R1244ALDI23061BLI由于,A1B1所以不能用欧拉公式计算临界压力。查材料力学（高等教育出版社）中表142得优质碳钢的A和B分别是A461MPA，B2568MPA2461350228SAB由于,故转斗油缸和举臂油缸的活塞杆是小柔度压杆，故无需进行A2B2稳定性分析。12241754036IPAFML2218EPAL满足强度要求。44本章小结本章对装载机的工作装置液压系统结构进行了设计计算,确定了转斗油缸及举臂油缸的结构参数，并进行了强度校核，满足强度要求。5总结与展望51结论本次对ZL50轮式装载机工作装置的设计中，铲斗，工作装置各部分的铰接位置以及强度校核是设计的重点，这些部分的设计工作主要包括以下步骤（1）根据任务书中给出的装载机的结构和性能参数，参考同类机型的铲斗形状，通过计算校核，确定铲斗的回转半径、斗底长度、后斗底长度等结构参数，最后通过计算确定铲斗的几何斗容和额定斗容，与任务书中给定的斗容进行比较可知铲斗的参数设计符合要求。（2）在工作装置的结构选择上，本文参照了多种装载机工作装置的结构形式，选择反转六杆工作机构，运用图解法确定动臂长度、形状及与车架的铰接位置，然后确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程，在此基础上对连杆机构（由动臂、铲斗、转斗油缸、摇臂等组成）进行设计。（3）本文首先分析了装载机在工作时铲斗的六种典型的受力方式，然后选取其中受力最大的一种情况，对这种情况进行详细的分析，通过计算校核，确定动臂、连杆、摇臂和铰销的基本结构参数。（4）根据上述的结构设计和强度校核，得到装载机工作装置各部分的重要结构参数，根据这些参数，运用AUTOCAD绘制装载机的工作装置装配图。（5）对装载机的工作装置液压系统工作原理和结构进行简要的分析。本次设计从ZL50轮式装载机的工作装置的基本结构和对已有的经验公式的分析入手，通过合理的机构的运动特性和受力分析，完成了装载机工作装置各部分的铰接位置和结构参数的设计，并利用AUTOCAD软件对工作装置进行了详细的结构设计，从而完成了对装载机的工作装置的设计。52不足与展望本文虽然已经完成了一些内容，但相对于装载机整机复杂的程度，上述工作尚有一些不足和需要完善的地方，有必要从以下几方面作进一步的工作（1）在对工作装置的各铰接部分进行设计时，仅仅参考同类机型的数据，并运用图解法来确定各铰接点的位置，而没有利用相关的运动学仿真软件（如ADAMS，SIMULINK等）进行详细的分析，可能会导致工作装置的总体参数设计会有一些不合理之处。（2）在对工作装置进行强度校核时，仅考虑了铲斗的六种基本典型工况，并对其中的一种工况进行了详细的分析，而铲斗在实际工作中，受到的力十分复杂，因此文中的对铲斗的受力分析只能在一定程度上反映了铲斗的真实受力，有一定的参考价值。（3）在对工作装置各部分进行强度校核时，本文中只采用了大量的经验公式，如果在此基础上运用有限元分析软件ANSYS进行分析，结果会更有说服力。参考文献1JONATHANWICKERTANINTRODUCTIONTOMECHANICALENGINEERINGM,西安西安交通大学出版社，20032ROBERTLMOTTMACHINEELEMENTSINMECHANICALDESIGNM,北京机械工业出版社，20043王国彪,杨力夫装载机工作装置优化设计M，北京机械工业出版社，19964付宁,尹春建装载机铲斗设计探讨南方农机J,200645李德军,杨超英轮式装载机铲斗的有限元分析J山东工业大学学报，1995,66濮良贵，纪名刚等机械