ZL50D正转六杆装载机工作机构设计【优秀含CAD图+说明书】
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ZL50D正转六杆装载机工作机构设计【优秀含CAD图+说明书】
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摘 要
轮式装载机是一种用途十分广泛的装运机械，它具有重量轻、机动灵活、效率高、维修方便等特点；它既可进行铲装作业，又可用作短途运输，对于减轻劳动强度，加快工作进程，提高工作质量起着重要的作用。装载机械的发展方向，对于地露天矿是向大型化、连续化方向发展，斗容越大，生产率越高，运营费越低，但其增大值也是有限的。轮胎式装载机的工作装置是铲装、卸载的机构，它包括铲斗、动臂、举升油缸、转斗油缸、转斗杆件及其操作液压系统等。反转六连杆机构具有较大的铲取力并且能很好的实现铲斗自动放平，并且它还具有结构十分紧凑、前悬小、司机视野好、结构简单、受力良好等突出优点，并得到了广泛的应用。本设计，是主要依据“减少装载工作阻力，满足生产率需求。”同时做到各种工况下不易撒料，且耐磨抗冲击，强度好。
关键字：2.5m3斗容；地下铲运机；正转六连杆机构
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毕业设计题目:ZL50D正转六杆装载机工作机构设计摘 要轮式装载机是一种用途十分广泛的装运机械，它具有重量轻、机动灵活、效率高、维修方便等特点；它既可进行铲装作业，又可用作短途运输，对于减轻劳动强度，加快工作进程，提高工作质量起着重要的作用。装载机械的发展方向，对于地露天矿是向大型化、连续化方向发展，斗容越大，生产率越高，运营费越低，但其增大值也是有限的。轮胎式装载机的工作装置是铲装、卸载的机构，它包括铲斗、动臂、举升油缸、转斗油缸、转斗杆件及其操作液压系统等。反转六连杆机构具有较大的铲取力并且能很好的实现铲斗自动放平，并且它还具有结构十分紧凑、前悬小、司机视野好、结构简单、受力良好等突出优点，并得到了广泛的应用。本设计，是主要依据“减少装载工作阻力，满足生产率需求。”同时做到各种工况下不易撒料，且耐磨抗冲击，强度好。关键字：2.5m3斗容；地下铲运机；正转六连杆机构AbstractWheel loader is a very wide shipping machinery, it is light, flexible, efficient, convenient maintenance, this to reduce labor intensity, accelerated, improve quality of work on this important role. So, world of loader varieties, production, etc, with great importance to develop strength, make its development.This design is five cubic versal six-freedom heavy-tonnage loader, Design and calculation of the sequence is: contain calculation, The design of bucket, The calculated and checked, Cylinder design and check for the cost calculation. Through a series of design calculation to the design of the basic data, so as to realize the optimum ratio of the loader, institution of optimization.Keywords: 2.5m3 bucket capacity；Underground differentials；Versal six-bar mechanism目 录第1章 装载机概述1 1.1 课题的意义1 1.2 装载机简介11.2.1 装载机的主要技术性能参数11.2.2 装载机的主要部件和工作装置31.2.3 装载机的用途31.2.4 装载机的分类41.2.5 装载机应用技术发展51.2.6 装载机的发展状况和发展趋势51.2.7 销量需求61.2.8 装载机的技术认可和选用原则6第2章 工作机构方案的选择及工作原理92.1 工作机构结构方案的选择92.1.1 正转八杆机构92.1.2 转斗油缸前置式正转六连杆机构102.1.3 转斗油缸后置式正转六杆机构102.1.4 转斗油缸后置式反转六连杆机构102.1.5 正转四杆机构112.1.6 正转五杆机构112.1.7 动臂可伸缩式三杆机构112.2 工作机构的工作原理122.2.1 工作过程分析122.2.2 正转六连杆工作机构分析132.2.3 轮式装载机工作装置设计要求14第3章 铲斗几何形状的确定及铲斗重心的计算173.1 铲斗设计173.1.1 铲斗设计要求173.1.2 铲斗斗型的结构分析173.1.3 铲斗及机宽度的确定193.1.4 铲斗主要尺寸的初步计算203.1.5 铲斗斗容计算223.2 铲斗结构设计及材料选择233.2.1 斗体形状233.2.2 切削刃的形状243.2.3 斗侧壁的形状243.2.4 斗底243.3 铲斗重心计算253.3.1 铲斗侧壁重心位置的确定253.3.2 斗底板、斗顶板、斗底部分重心位置253.3.3 斗底部分25第4章 工作机构连杆系统的尺寸参数设计274.1 工作机构各铰接点位置的确定274.1.1 动臂与铲斗、摇臂及机架的三个铰接点G、B、A的确定274.2 连杆工作机构的受力分析计算284.2.1 插入阻力的计算294.2.2 铲取阻力的计算314.2.3 铲斗在联合铲装时的物料的重量324.2.4 联合铲装时的受力分析与计算33第5章 工作结构主要零件的强度计算375.1 动臂强度计算375.1.1 动臂的形状选择375.1.2 动臂材料选择385.1.3 动臂的初步设计385.1.4 强度计算385.2 销轴的计算415.2.1 铲斗动臂销415.2.2 动臂铰接点A、铰接点B、铰接点F和铰接点C的销轴计算43第6章 油缸的计算和设计456.1 动臂油缸的设计计算456.1.1 动臂油缸的一般性能计算456.1.2 活塞杆的设计计算486.1.3 活塞的设计计算486.1.4 缓冲装置设计496.1.5 缓冲装置的结构与计算506.1.6 油口的设计526.1.7 油缸铰销的计算526.1.8 缸体法兰连接螺栓计算536.1.9 缸筒头部法兰厚度536.1.10 密封与防尘546.2 转斗油缸的设计计算546.2.1 转斗油缸的一般性能计算546.2.2 活塞杆的设计计算556.2.3 活塞的设计计算566.2.4 缓冲装置设计576.2.5 缓冲装置的结构与计算576.2.6 油口的设计59参考文献61致 谢63第1章 装载机概述1.1 课题的意义 ZL50轮式装载机是一种高效率的工程机械，具有结构先进，性能可靠，机动性强，操纵方便等优点。广泛应用于矿山，建筑工地，道路修建，水利工程，港口，货场，电站以及其他工业部门，进行装载、推土、铲挖、起重、牵引等多种作业。对加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本都发挥着重要作用，并且国内最先引进的就是ZL50装载机，经过发展，此型号机器已经极其普遍，是工程机械的主导产品之一。因此，提出设计ZL50轮式装载机的任务。1.2 装载机简介装载机属于铲土运输机械类，是一种通过安装在前端一个完整的铲斗支撑结构和连杆，随机器向前运动进行装载或挖掘，以及提升、运输和卸载的自行式履带或轮胎机械。它广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口和矿山等工程建设。装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此成为工程建设中土石方施工的主要机种之一，对于加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本都发挥着重要的作用，是现代机械化施工中不可缺少的装备之一。1.2.1 装载机的主要技术性能参数 标志装载机的主要技术性能参数有铲斗容量、额定载重量、发动机额定功率、整机质量、最大行驶速度、最小转弯半径、最大牵引力、最大掘起力、最大卸载高度、卸载距离、工作装置动作三项和等。(1) 铲斗容量:2.5 一般指铲斗的额定容量，为铲斗平装容量与堆尖部分体积之和，用表示。(2) 额定载重量:5t指在保证装载机稳定工作的前提下，铲斗的最大载重量，单位为kg。(3) 发动机额定功率:160kw 发动机额定功率又称发动机标定功率或总功率，是表明装载机作业能力的一项重要参数。发动机功率分为有效功率和总功率，有效功率是指在29C 和746mmHg（1mmHg=133.322Pa）压力情况下，在发动机飞轮上实有的功率（也称飞轮功率）。国产装载机上所标有的功率一般指总功率，即包括发动机有效功率和风扇、燃油泵、润滑油泵、滤清器等辅助设备所消耗的功率。单位为kw。(4) 整机质量（工作质量）:16t指装载机设备应有的工作装置和随机工具，加足燃油，润滑系统、液压系统和冷却系统都加足液体，并且带有规定形式和尺寸的空载铲斗和司机标定质量（75kg3kg）时的主机质量。它关系到装载机使用的经济性、可靠性和附着性能，单位为kg 。(5) 行驶速度: 前进 后退 一档(1sr): 10 km/h 二档(2nd): 32 km/h 三档(3rd): 32 km/h 四档(4th): 32 km/h 倒档:14km/h指铲斗空载，装载机行驶于坚硬的地面上，前进和后退各档能达到最大速度，它影响装载机的生产率和安排施工方案，单位为km/h 。(6) 最小转弯半径: 6775 指自轮胎中心或后轮外侧或铲斗外侧所构成的弧线至回转中心的距离，单位为 。(7) 最大牵引力: 130KN 指装载机驱动轮缘上所产生的推动车轮前进的作用力。装载机的附着质量越大，则可能产生的最大牵引力越大，单位KN 。(8) 最大掘起力:145KN 指铲斗切削刃的底面水平并高于底部基准平面20 时，操纵提升液压缸或转斗液压缸在铲斗切削刃最前面一点向后100处产生的最大向上铅垂力, 单位为 KN 。(9) 最大卸载高度:3050 指动壁处于最高位置，铲斗倾角为45时，从地面到斗刃最低点之间的垂直距离，单位为 。(10)卸载距离:1290 一般指在最大卸载高度时，从装载机本体最前面一点（包括轮胎或车架）到斗刃之间的水平距离，单位为 。1.2.2 装载机的主要部件和工作装置主要部件包括(1) 发动机，变矩器，变速箱，前、后驱动桥，简称四大件(2) 变矩器上有三个泵，工作泵(供应举升，翻斗压力油)转向泵(供应转向压力油)变速泵也称行走泵(供 应变矩器，变速箱压力油)，有些机型转向泵上还装有先导泵(供应操纵阀先导压力油)(3) 工作液压油路，液压油箱，工作泵，多路阀，举升油缸和翻斗油缸(4) 行走油路:变速箱油底壳油，行走泵，一路进变矩器一路进档位阀，变速箱离合器(5) 驱动:传动轴，主差速器，轮边减速器(6) 转向油路:油箱，转向泵，稳流阀(或者优先阀)转向器，转向油缸(7) 变速箱有一体的(行星式)和分体的(定轴式)两种工作装置装载机的铲掘和装卸物料作业是通过其工作装置的运动来实现的。装载机工作装置由铲斗1、动臂2、连杆3、摇臂4和转斗油缸5、动臂油缸6等组成。整个工作装置铰接在车架7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。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。1.2.3 装载机的用途 装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械。1.2.4 装载机的分类常用的单斗装载机，按发动机功率，传动形式，行走系结构，装载方式的不同进行分类。(1) 发动机功率:功率小于74kw为小型装载机。功率在74-147kw为中型装载机功率在147-515kw为大型装载机功率大于515kw为特大型装载机(2) 传动形式:液力-机械传动，冲击振动小，传动件寿命长，操纵方便，车速与外载间可自动调节，一般在中大型装载机多采用;液力传动:可无级调速、操纵简便，但启动性较差，一般仅在小型装载机上采用;电力传动:无级调速、工作可靠、维修简单、费用较高，一般在大型装载机上采用。(3) 行走结构:轮胎式:质量轻、速度快、机动灵活、效率高、不易损坏路面、接地比压大、通过性差、但被广泛应用;履带式:接地比压小，通过性好、重心低、稳定性好、附着力强、牵引力大、比切入力大、速度低、灵活性相对差、成本高、行走时易损坏路面。(4) 装卸方式:前卸式:结构简单、工作可靠、视野好，适合于各种作业场地，应用较广;回转式:工作装置安装在可回转360的转台上，侧面卸载不需要调头、作业效率高、但结构复杂、质量大、成本高、侧面稳性较差，适用于较侠小的场地。后卸式:前端装、后端卸、作业效率高、作业的安全性欠好。1.2.5 装载机应用技术发展在经历了5060年的发展后，到20世纪90年代中末期国外装载机技术已达到相当高的水平。基于液压技术、微电子技术和信息技术的各种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之上更加“精致”，其自动化程度也得以提高，从而进一步提高了生产效率，改善了司机的作业环境，提高了作业舒适性，降低了噪音、振动和排污量，保护了自然环境，最大程度的简化维修、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都达到了很高的水平。1.2.6 装载机的发展状况和发展趋势(1) 国内外装载机发展状况我国小型装载机制造业当前正处于发展时期，有一定的盈利空间，小装技术水平低、结构简单、零配件充足齐全，进入门槛低。因此目前仍有大批企业进入小装行业，在这种情况下，尽管市场“突飞猛进”，但产能增长更快，因此今后的市场竞争必然残酷而激烈，低水平的价格战也在所难免。我国国民经济建设的持续高涨，城市化、城镇化进程的不断加速，劳动力的需求越来越紧缺，劳动力成本也越来越高，装载机作为一种既机动灵活，又价廉物美的机器设备，将取代高成本、低效率的手工劳动，特别是西部大开发，这类产品将有广阔的潜在市场。所以，小型装载机将具有良好的开发前景。(2) 国外轮式装载机的发展概况轮式装载机在设计时优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，以使整机可靠性得到提高；优化系统结构，提高系统性能；利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本；提高安全性、舒适性；降低噪声和排放，强化环保指标；广泛利用新材料、工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性；同时采用静液压技术，提高传动系统的效率；采用网络通信技术，在办公室的控制中心监控装载机的作业状态，据此向驾驶员提供基于文字提示的工作装置状态的精确信息。采用声、光、电及数字显示的控制面板，实现装载机工作装置状态的自动报警。最后要最大限度地简化维修，尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供排除问题的方法。(3) 国内装载机发展趋势国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业的领先者。(4) 国外装载机发展趋势国外装载机在其未来的技术发展中将广泛应用微电子技术与信息技术，完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统及故障诊断系统；采用单一吸声材料、噪声抑制方法等消除或降低机器噪声；通过不断改进电喷装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量；研制无污染、经济型、环保型的动力装置；提高液压元件、传感元件和控制元件的可靠性与灵敏性，提高整机的机-电-信一体化水平；在控制系统方面，将广泛采用电子监控和自动报警系统、自动换挡变速装置；普遍安装GPS定位与质量自动称量装置；开发“机器人式”装载机等。1.2.7 销量需求国内装载机市场需求中32%来自采矿业，33%来自基础建设，14%来自水利建设，8%来自房地产业，而这些行业的发展很大程度上取决于国内固定资产投资水平。2013年上半年我国固定资产投资(不含农户)181318亿元，固定资产投资累计增幅为20.1%，延续了去年以来平稳增长态势。下半年，决定投资趋势的内外部因素等不会有大的变化。因此，中央政府会继续强化对投资的调控，在保持20%左右投资增速的同时，投资结构将得到进一步优化。1.2.8 装载机的技术认可和选用原则(1) 技术认可 装载机驾驶技术操作证在2012年前由各地安监局发证，在2012年以后由国家劳动部发证 装载机维修技术由技术监督局发证(2) 选用原则 机型的选择:主要依据作业场合和用途进行选择和确定。一般在采石场和软基地进行作业，多选用轮胎装载机配防滑链; 动力的选择:一般多采用工程机械用柴油发动机，在特殊地域作业，如海拔高于3000的地方，应采用特殊的高原型柴油发动机; 传动型式的选择:一般选用液力-机械传动。其中关键部件是变矩器形式的选择。中国生产的装载机多选用双涡轮、单级两相液力变矩器。 在选用装载机时，还要充分考虑装载机的制动性能，包括多个在制动、停车制动和紧急制动三种。制动器有蹄式、钳盘式和湿式多片式三种。制动器的驱动机构一般采用加力装置，其动力源有压缩空气，气顶油和液压式三种。常用的是气顶油制动系统，一般采用双回路制动系统，以提高行驶的安全性。第二章 工作机构方案的选择及工作原理工作机构是轮胎式装载机上直接实现铲装物料的装置，它的结构和性能都显著地影响着整机的工作尺寸、性能参数、发动机功率及生产率等。因此，它的设计是轮式装载机的设计中十分重要的组成部分。 工作机构的基本结构如图2-1所示，他由铲斗1、动臂2、连杆3、摇臂4、转斗油缸5、举臂油缸6等组成。整个工作机构铰接在车架7上。图2-1 正转六连杆工作机构简图2.1 工作机构结构方案的选择综合国内、外轮胎式装载机工作机构的形式，主要有七种类型的连杆机构。按构件数不同，可分成三杆、四杆、五杆、六杆、八杆连杆机构。七种连杆机构中有六种较常见。如图2-2所示。2.1.1 正转八杆机构如图2-2a所示，此机构在转斗油缸大腔进油时转斗铲取，所以铲取力较大；各构件设计合理时，铲斗能获得较好的举升平动性能；连杆系统传动比较大，铲斗能获得较大的卸载角和卸载速度，因此，卸载干净、速度快；因传动比大，可适当减小连杆系统尺寸，因而可以改善司机视野，不过一定要“适当”，否则易使连杆系统倍力系数减小，影响铲取力发挥。此种机构的主要缺点是：结构复杂、视野不好、较难实现铲斗自动放平、前悬较大。 图2-2 连杆机构2.1.2 转斗油缸前置式正转六连杆机构如图2-2b所示，转斗油缸与铲斗和摇臂直接相连，易于设计成两个平行四杆机构，铲斗平动性能极佳；结构比八杆机构简单；司机视野较好。这种结构的缺点是转斗是油缸小腔进油，铲取力小；连杆系统传动比小，使得转斗油缸活塞行程大，油缸加长。卸载速度不如八连杆机构；由于转斗油缸前置，使工作机构前悬增大，影响整机稳定性和形式的平稳性；也不能实现铲斗自动放平。2.1.3 转斗油缸后置式正转六杆机构如图2-2c所示。它与油缸前置式相比，前悬较小，传动比较大，活塞行程较短；有可能将动臂、转斗油缸、摇臂和连杆的中心线设计在同一平面内，从而简化了结构，改善了动臂和铰销的受力情况。缺点是转斗油缸与车架的铰接点位置较高，影响司机视野，油缸前腔进油铲取力小。2.1.4 转斗油缸后置式反转六连杆机构 如图2-2d所示，此机构有两大优点：其一，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，所以可获得相当大的铲取力；其二，恰当地选择各结构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。这是其它六种机构所望尘莫及的。此外，它还有结构十分紧凑、前悬小、司机视野好等突出优点。其缺点是摇臂和连杆布置在铲斗和前桥之间的狭窄部位，容易发生杆件相互干扰，设计时须特别精心。2.1.5 正转四杆机构如图2-2e所示，它是七种连杆机构形式中最简单的一种，很易设计成铲斗举升平动，前悬小。缺点是转斗油缸小腔进油，油缸输出力小；又因连杆系统倍力系数难以设计成较大值，所以铲取力相对较小；这种结构传动比不易得到较大值，所以转斗油缸活塞行程大，油缸长；此外，在铲斗卸载时，活塞杆易与铲斗底部相碰，减小了卸载角。为避免碰撞，往往将斗底加工成凹形，这样既较小了斗容又增加了制造困难。2.1.6 正转五杆机构如图1.2f所示，为克服正转四杆机构卸载是活塞易与斗底相碰的缺点，在活塞杆和铲斗之间增加一根短连杆，从而使四杆机构变成五杆正转机构。当铲斗端平时，短连杆与活塞杆靠油缸拉力和铲斗重力拉成一直线，如同一杆；而铲斗卸载时，短连杆能相对活塞杆转动，避免了活塞杆与斗底相碰。此机构其它有缺点仍如上述的正转四杆机构。2.1.7 动臂可伸缩式三杆机构这种机构的最大特点是动臂可借助油缸进行伸缩。这种结构的铲斗插入工况是依靠动臂伸出实现的，它解决了靠及其行走时插入易使轮胎严重磨损的问题；卸载时，可伸出动臂，以获取较大的卸载高度和卸载距离，而运输工况时，可缩回动臂，以减小前悬，从而提高了行驶的稳定性。此结构的缺点是既不能实现铲斗的平动，又不能实现铲斗自动放平；结构比较复杂。本次设计的2.5立方米装载机工作机构选用正转六连杆机构。如图2-3所示。图2-3 正转连杆机构2.2 工作机构的工作原理2.2.1 工作过程分析轮胎式装载机是一种装运卸作业联合一体的自行式机械。它的工作过程由五种工作状态或工况组成；当装载机用于将货物从料堆装入运输车辆或将货物由一地转移至另一地时，其工作过程大概包括：空斗运行、铲取货物、提升铲斗、满斗运行、卸货等五个循环作业过程(1) 工况I-空斗运行状态装载机为铲取货物，需空斗驶向料堆，在卸货后，后退、落斗并驶向料堆。在空斗运行状态时，铲斗取运输位置，使铲斗底面与前轮的公切线和地面成15度角运行，以保持必要的离地间隙。在此工况下，动臂举升油缸、转斗油缸都不动作。(2) 工况II-铲取插入状况当装载机空斗驶向料堆前约1-1.5米处时，换入低档，同时动臂油缸动作，使动臂下放，使铲斗底面贴地，斗尖触地，铲斗前壁对地面呈3-5度前倾角，铲斗借助机器的牵引力插入料堆。在铲取货物时，一般采用两种方法，即一次切入铲装法和复合铲装法。前者是铲斗一次切入料堆达到一定深度，随后铲斗经转斗油缸动作带动摇臂和连杆使铲斗上转，再通过举臂油缸动作提升动臂完成铲取作业；而后者是利用多次边切入与边上转铲斗的复合动作完成铲装物料。因复合铲取法能缩短作业循环时间约10%,故采用较广泛。转动铲斗待铲斗口翻转至近似水平位置。(3) 工况III-铲斗提升状态 完成铲取作业后，为保证装载机移动和不使物料撒落，铲斗应提升到某一高度，一般是运输位置。(4) 工况IV-满斗运行状态装载机完成上述动作后，后退一定距离，转向驶向卸载点。(5) 工况V-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，卸毕使铲斗恢复到运输状态。2.2.2正转六连杆工作机构分析正转六连杆工作机构的简图，如图2-4所示。由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。转斗机构有转斗油缸、摇臂、连杆、铲斗、动臂和机架六个构件组成。实际上它由两个正转四杆构件组成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可把机架视为输入杆，把铲斗视为输出杆，由于机架和铲斗转向相同，故称为正转六杆机构。活动构件和一个移动副，则正转杆工作机构的活动构件数n=8, 运动低副数 ，机构的自由度数F为：因为两个油缸均为运动件，故整个机构有确定的运动。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕G点作定轴转动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗作复合运动，即一边随动臂对A点作牵连动作，同时又相对动臂绕D点作相对转动。图2-4 正转六连杆工作机构简图I-插入状况； II-铲装状况； III-最高位置工况； IV-高位卸载工况。2.2.3 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(1) 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。(2) 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。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。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。第3章 铲斗几何形状的确定及铲斗重心的计算铲斗是工作机构的主要组成部分。由于它直接与物料接触，是装运卸的工具和容器，故它的外形、各部结构、几何尺寸、质量、强度等等。都严重影响着整机的生产能力、功率和效率等。本设计，是主要依据“减少装载工作阻力，满足生产率需求”。同时做到各种工况下不易撒料，且耐磨抗冲击，强度好。因为本次设计的2.5的装载机是用于地上场合作业的，一般为定点高位卸载。所以，采用铲斗前卸式卸载方式，铲取物料时，采取底取式。3.1 铲斗设计3.1.1 铲斗设计要求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1.41.6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1.41.6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。3.1.2铲斗斗型的结构分析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3-1)。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。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。图3-1 铲斗结构简图（a）直线型切削刃 （b）v型切削刃 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。 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。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。综上选用直线型切削刃带斗齿铲斗,铲斗形状如图3-2所示。图3-2 铲斗形状3.1.3 铲斗及机宽度的确定斗宽b必须大于两轮胎外侧距离，以便铲斗能为装载机自身扫清路面障碍，避免物料切割损坏轮胎。铲斗宽b：+(100-200) （3-1）式中 L总体设计时，确定的轮距，L为； 总体设计时选定的轮胎宽度，为；因为该机型选用的 23.5-25型轮胎，故=622.3。 初取b=2850。图3-3 铲斗几何尺寸图3.1.4铲斗主要尺寸的初步计算已知额定斗容Vr=2.5。则几何斗容 =2.5/1.2=2.08333（） （3-2）(1) 斗前壁长LB如图3-3所示,LB为斗口点A至斗底圆弧点B的长度。根据大量轮胎式装载机的铲斗统计分析的结果,LB与额定斗容之间有着一定的关系，对于浅斗铲斗为 （3-3）式中：额定斗容，为m，本设计要求=2.5；所以：LB =709.26(2) 开口长度和开口高度和侧壁倾角B 开口长度 根据有关的统计分析，对于深斗有如下关系式 1.70.1533 侧壁倾角一般40-60。这里取51。(3) 防溢板高度h防溢板是防止铲斗后倾是撒料用的，一般：h（0.26-0.30）取h0.0767(4) 开口角及斗底圆弧半径R 。常取45-80这里取45 斗底圆弧半径r经几何关系验算取r0.4472。斗底圆弧半径r应使以其为半径所作的圆弧分别与斗前壁和斗后壁相切，并使圆心角为135。(5) 翻转半径R0 经验公式：R0=(0.9-0.83)Lz=(2.85-2.4)R 取R0=1.27783.1.5 铲斗斗容计算几何斗容(平装斗容) 对于装有挡板的铲斗： () （3-4）式中：S铲斗横截面面积() 铲斗内壁宽度() 挡板高度() 斗刃刃口与挡板最上部之间的距离()图3-4铲斗截面计算由图知a=h=0.0767，b=0.1533 S= () （3-5）式中： 扇形AGF的面积()直角三角形GFN的面积()直角三角形GAC的面积()三角形CGN的面积()直角三角形CND的面积()=GF=0.4472/360（180-45）=0.2355()（3-6） =GFFN=0.0729 () （3-7）=GACA=0.561.06=0.1586 () （3-8）= （3-9）CN=1.2727 CG=0.8385 NG= =0.5534=1.3323 （3-10） =0.1746() （3-11）=NDCN=0.3181.844=0.0976() （3-12）=0.2355+0.0729+0.1586+0.1746+0.097 =0.7392()把以上数据代入公式（3-4）得：平装斗容：=2.10672()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：= () （3-14）式中 c物料堆积高度()。= 0.0826() （3-15）得：=2.59() 杆槽容积（3-16）所以额定斗容为2.52与所给斗容相差0.4%，满足设计要求。3.2 铲斗结构设计及材料选择3.2.1 斗体形状轮胎式装载机的铲斗斗容较大，断面形状一般为“U”型，用钢板焊接而成。从整个斗体形状来看，铲斗基本可以分成“浅斗”和“深斗”两种类型。在斗容相同时，前者铲斗开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者相反。浅底铲斗插入料堆的深度较小，相应的插入阻力也小，容易装满，但运输时易撒料；由于浅底铲斗前悬增大，影响车辆行驶的平稳性。而深底铲斗则恰恰相反。相比之下，定点装载用浅斗，而运输距离较大时，采用深底铲斗较为适宜。综上所述，本次设计的地下矿用装载机的铲斗选用深底斗型。3.2.2 切削刃的形状切削刃有直线型和非直线型两种。前者形式简单，有利于铲平地面和铲装小块松散的物料。插入阻力较大。但铲斗的装满系数较好。如果在斗刃上装上铲斗齿，则容易插入密实的料堆或翘起大块物料，斗齿磨损后也容易更换或补修。铲斗较宽者多采用直线型。本次设计的铲斗切削刃采用带斗齿的直线型刃。3.2.3 斗侧壁的形状侧壁有弧线型的侧刃和直线型的侧刃。装载机中使用直线型的侧刃比较普遍，因大容量的铲斗宽度大，侧刃形状对插入阻力影响的比重小。铲斗的后壁较短。侧刃的倾角为锐角。因为侧刃参与插入工作，为减小插入阻力侧壁前刃与斗前壁成锐角是合理的。图3-4 铲斗结构图1斗底 2主切削刃 3斗底加强板 4侧切削刃 5防溢板3.2.4 斗底斗前壁与斗后壁用圆弧衔接，构成弧形斗底。为了使物料在斗中有良好的流动性，斗底圆弧半径不宜太小。前后壁夹角不应小于物料与钢板的摩擦角的二倍，以免卡住大块物料。若取物料与钢板的摩擦系数f=0.4，则摩擦角=22，所以张开角必须大44 。由于铲斗在工作过程中直接与矿石摩擦，工作条件十分恶劣，特别是斗前壁易磨损，因此。采用高强度合金钢做唇板或堆焊与铲斗的斗刃前沿，并经过热处理以增加其耐磨性。为了增加铲斗的刚度，在铲斗的后壁与斗底等处有加强板或加强筋。本次设计的铲斗各切削刃和壁均采用16Mn钢材，以保证其耐磨性和强度、刚度等各方面的要求。3.3 铲斗重心计算在铲斗的基本几何形状和结构，材料等确定以后，进行其重心的计算，主要是为以后的各构件的强度计算时力学分析作准备。铲斗是较为复杂的焊接件，求其重心时，可将它分为两个部分：铲斗侧壁部分和斗前刃、斗后壁、斗底部分；然后可将其各部分划成若干个简单的几何图形，求每一个小部分的中心，最后求出总的重心位置。(1) 铲斗侧壁重心位置的确定根据CAD中面域可得：X1=622.9805Y1=479.4007所以，侧壁重C的坐标为 （623，479）。因两侧壁的形状、尺寸、重量都相同。所以，另一侧的重心位置与之相同。(2) 斗底板、斗顶板、斗底部分重心位置 斗底板部分 将前切削刃、斗齿、斗底部分加强板也包括在内，如前计算方法得， 斗顶板部分 斗底部分见图3-5铲斗重心计算示意图。将各单元的重心叠加起来，就得到整个铲斗的坐标位置。沿铲斗宽度方向作为x轴；沿铲斗高度方向作为y轴；沿斗齿长度方向作为z轴。建立如图3-5所示的直角坐标系。得铲斗重心坐标图3-5 铲斗重心计算图第4章 工作机构连杆系统的尺寸参数设计工作机构连杆系统的尺寸参数直接影响着装载机的工作性、整体结构、生产效率等各方面。所以对它的设计要全面来考虑。关于正转六连杆工作机构的机构分析见第二章。4.1 工作机构各铰接点位置的确定工作机构各铰点的坐标值，最终必须使设计满足对工作机构设计提出的各种要求。在运动学方面。必须满足铲斗举升运动，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所需输出力及功率尽量减少。正转六连杆工作机构的连杆系统的设计要特别注意的是：一定要保证机构在各种工况的各个位置都能正常工作，不的出现“死点”、“自锁”和“机构撕裂”等机构运动被破坏的现象。目前，连杆系统尺寸参数的设计主要有两种方法，即图解法和解析法。由于图解法比较直观，故本次设计采用图解法。图解法是在初步确定了最大卸载高，最小卸载距离，卸载角，轮胎尺寸和铲斗尺寸等参数后进行。4.1.1 动臂与铲斗、摇臂及机架的三个铰接点G、B、A的确定首先绘制轮胎外形以确定面位置，然后根据整机取设计长度，座椅和动臂的相对安装位置，在不影响司机视线的前下确定hz。若整机高度为H，则hz=(0,5-0.58)H。由于正转连杆机构翻斗油缸与机架铰点在动臂铰点的上方,A点相对反转连杆机构来说要选择低一些。（1）动臂与铲斗校点B和连杆与铲斗校点C的确定方法 根据铲斗的结构尺寸绘出铲斗在铲掘泣置时的简图.为了增大铲斗的插力,将铲斗斗尖放至地面,使斗底与地面呈a1角度,一般取a1=1-8。选取B点时要按铲运机的工作要求, 使B点在凹凸不平的地面工作时其结构件减少磨损。B 点的高度h3应距离地面450。再根据整和长度确定前悬。综合以上的情祝确定B点, 连接AE就是动臂的长度。通常取AB =( 1.58-1.70) h2 。(2) 选择C 点主要考虑铲斗在铲掘工况时能发出较大的铲取力。同时还要考虑铲斗的后倾角r1,为了保证满斗物料无撒落, 通常在地面运输位置时取r1=50-60。因此, 在确保连杆机构的传动角在12-168的条件下尽量增加力臂C 点可以相对于B 点在铲斗结构尺寸允许范围内求得。一般取BC = ( 0.35-0.40)R。(3) 选择摇杆下校点E选择E点时要考虑结构件的允许。E点最好选在A B 连线上或连线上方,使E点有足够的高度, 并且不发生杆件干涉。EB杆不宜取得太长, 因为EB杆过长会增加ED和DC杆的长度, 对杆件强度和传动角不利。通常取EB=(0.20-0.25)AB。(4) 翻斗油缸与摇杆和连杆铰点D的确定将动臂旋转到最大举升高度。动臂的张开角控制在65-85。根据最大卸载高度h1和卸载角度a 作出铲斗在卸载工况下的简图B 点的高度h4由下式确定。h= h1+Rsin（a+al）D 点要满足铲斗在卸载时翻斗油缸的行程和连杆的长度。一般取DE =1.2 BC ,DC =(1.0-1.1)BC(5) 翻斗油缸与机架铰点F的确定F点的位置直接影响铲斗的平移性。因此,AF的长度应接近于BC。一般取AF=(1.02-1.1)BC.以A点为圆心,AF为半径画圆弧交于动臂最大举升高度时AB连线上或连线上方F点,连接FD就是翻斗油缸的最短安装距离Lmin。然后按卸载45的角度求出翻斗油缸的最大伸出长度Lmax。油缸的行程S翻=Lmax-Lmin。完成以上各杆件和位置的选取以后,将动臂举升角日分为若干份,依次作出动臂在举升范围内各杆件的运动轨迹。以检查铲斗的卸载角度,平移性能,杆件的传动角以及受力情况。若未达到预期目的,可以调整D、F、E三点的位置,直到获得最佳参数 4.2连杆工作机构的受力分析计算对零部件进行强度计算,应根据工作机构受力最大和最危险的工况时的外载荷，对工作机构进行受力分析和强度校核和计算。试验证明，轮胎式装载机的工作机构在插入、铲取、举升、卸载等各种工况中，从偏载是的联合铲装即外载荷作用于铲斗切削刃一侧，铲斗一边插入料堆最大深度，一边举升动臂是的受力状态最为恶劣。但是，边插入边举升动臂的铲装方式一般不用。在实际装载作业中，经常可能出现的恶劣工况是：铲斗在装载机牵引力的作用下，先插入料堆最大深度，与此同时，转斗油缸动作，实现转斗铲装物料。这时插入阻力和铲取阻力均达到最大值。而且力作用点均处于铲斗切削刃一端，即偏载时边插入边转斗工况。故对此工况下的工作机构进行强度校核和计算。为简化次计算，又考虑到外载荷本身的计算误差就较大，所以往往采取正载是边插入边转斗铲取即插入阻力和铲取阻力均作用在铲斗切削刃中央的工况进行强度计算，而且放大安全系数来处理偏载的影响。4.2.1插入阻力的计算插入阻力当铲斗插入岩堆是，物料给予铲斗的阻力；插入阻力与许多因素有关，与插入深度的关系曲线如图4-1所示：图4-1 与的关系由图可知，当插入深度为斗底长度的时，上升很快。由下式计算：=10kB（） （4-1）图4-2工作机构外载荷计算图式中：B 铲斗切削刃宽，B为cm；n 计算系数，n =1.0-1.25；L 一次插入深度，L为cm；L=（） （4-2） 最大插入深度， =（0.6-0.7）；k 阻力系数，与物料的块度、堆高、松散程度、斗型、容重等有关。k= （4-3）此外：物料块度、松散程度影响系数。=1.0-1.3。这里取=1.2。见表4-1；物料性质系数。=0.1-0.2；堆高影响系数。见表3.2；斗形影响系数。对于窄斗：=1.3-1.8。对于宽斗：=1.1-1.3。表4-1 块度与松散度系数块度（）细粒1.4系数0.550.801.001.101.151.20这里取=1.2，=0.15，=1.1，=1.2，n=1.25所以，Fin =10kB=100.236060=120232.4（）4.2.2铲取阻力的计算铲取阻力当铲斗插入料堆一定深度后提起铲斗所受到的阻力铲取阻力用下面式子计算：=2.2B（） （4-4）式中：铲斗插入料堆的深度。为；B 铲斗参与铲取的斗刃的宽度，B为； 物料的剪切阻力系数，为。和B有一定关系，以花岗岩，石岩石，块度为100-300为例，关系如下：表4-3 和B关系B0.751.01.251.54000350034003300=2.2BK =2.20.62.635000 =120120（）式中-剪切应力的平均值，K=g; 这取K=35000Pa。图4-3 与B的关系4.3.3铲斗在联合铲装时的物料的重量铲装物料堆的静安息角为4045，物料比重取2吨米，铲斗的一次插入深度L=(1/32/3),取L500，则铲斗一次铲装上的物料的截面积F如图4-4所示：截面积可看成一个三角形和一个弓形面积之和。经计算，三角形高度H=0.76269,所以三角形的面积0.63660.762690.242764227（）弓形的面积0.0117535212()故，F+0.254517748（）铲装物料的宽度为铲斗内宽，故铲装物料的体积V为：VF=0.661746145（） （4-5）铲装物料重V0.6617461452000 1323.49229(kg)图4-4 铲斗一次铲装上的物料的截面积F(1) 物料的重心的确定如图4-5所示，先把铲取的物料近似的折算入铲斗，即图中的阴影部分，然后把铲斗中的物料近似看成一个三角形，用作图法确定其重心的坐标为（683，297）图4-5 铲取时物料重量计算图(2) 铲斗的自重铲斗重量见前述计算,3034.94308（kg）。4.3.4联合铲装时的受力分析与计算如图4-6所示，为装载机在联合铲装时的情况，为了简化计算，做如下假设：（1）连杆、摆杆、动臂、油缸在同一个平面内，各铰点无扭结构（无附加力矩）；（2）同作用的两个油缸是同步动作的；（3）偏载、动载、材料的应力集中等因素用扩大安全系数k的方法给予修正。k1.8-2.3。 求 分离铲斗，取G点为回转点，有下列力矩平衡方程式： （4-6）式中：,分别为铲斗自重和斗中物料重；，分别为铲取阻力和插入阻力；连杆作用于铲斗上F点的力；a,b,c,y,d分别为以上各对应力对点所取的力臂；故: =150976.9495（）图4-6 联合铲装时的受力分析 求求得后，可由作图法求得。由于连杆FC为二力杆件，故和大小相等，方向相反。所以,150976.9495（）。方向如图4-7所示。 图4-7 方向 求分离铲斗，用解析法求。 求。如图4-8摇杆受力简图所示分离摇杆取B点为支点，对B点取矩：图4-8 摇杆受力简图所以FE=L1/L2FC=150331.0588 求F在力的平行四边形中，F为与F的合力F= =93369.15377 求FH。H支臂油缸支点，有力矩方程： 所以FH=(方向相反) 求分离动臂，用作图法求得，如图4-9所示。551966.3439图4-9 图解法求第5章 工作结构主要零件的强度计算工作机构是轮胎式装载机上直接实现铲装物料的装置。它的结构和性能都能显著的影响着整机的工作尺寸、性能参数、发动机功率及生产率等等。它的是轮胎式装载机设计的十分重要的组成部分。它的设计应该满足生产条件需要，零部件受力状态良好，强度和寿命合理，结构简单紧凑，制造维修容易，操作使用方便等等。零部件的结构形状及尺寸、材料、加工工艺等均可参考现有同类产品，应用类比法初选，然后进行强度校核，零部件设计时，应尽量作到标准化、通用化、系列化。这有利于产品质量的提高和制造成本的降低。5.1 动臂强度计算动臂是工作机构中最重要的组件，它受力复杂，自重较大。国内、外装载机的动臂均发生过断裂破坏现象，破坏较多的部位是：动臂油缸与动臂铰接点处；横梁与动臂焊接处（包括焊缝处和动臂在此部位的断面处），因此，初步设计时，选这三处为危险截面然后对其进行强度校核。5.1.1动臂的形状选择动臂的形状按其纵向轴线的现状可以分为直线型和曲线型两种，如图5-1所示：图5-1 动臂的形状曲线型结构较复杂，受力状况较差，但它可以是工作机构的布置十分紧凑合理。直线型的结构简单，受力状况良好，加工容易而且省料。动臂的截面形状有单板、双板、工字和箱形等形式，如图5-2所示：单板形结构简单，容易制造，但刚性较差，当铲斗受偏载时，易产生扭曲；工字形与单板形相比，刚性稍好，变形较小，但受力情况不太好，加工困难些；双板和箱形截面具有刚性好、变形小、抗弯扭性能强等优点。本次设计的装载机工作机构的大臂结构根据以上的分析和其特点，选用单板截面形状，如图5-2所示。图5-2 动臂的结构形式5.1.2动臂材料选择动臂受力复杂，冲击强烈，因而动臂材料的冲击韧性要求提高。抗脆裂能力强，同时易于焊接。一般选用16Mn。由机械设计手册二册可知，=3535.1.3动臂的初步设计根据前面确定的各铰接点的位置，工作情况下各杆件，铲斗的位置，相互关系，以及其他性能的要求，初步确定动臂的纵向轴线的形状如图5-3所示图5-3 动臂结构图5.1.4强度计算(1) 由前面所述，选危险截面x-x，举臂油缸与动臂铰接点处。因此处截面为弯扭组合变形，计算方法应为：先计算出偏载情况下截面处的弯曲应力、正应力、扭转应力。然后用第四强度理论的强度条件校核。 （5-1）式中：根据第四强度理论得到的危险截面处的组合应力； 偏载时危险截面处的弯曲应力； 偏载时危险截面处轴向力产生的正应力； 偏载时危险截面处附加扭转剪切应力； 动臂材料的屈服极限； n安全系数。考虑偏载和横梁影响时，一般取n=1.21.5。为了简化计算，只作正载计算，偏载部分通过加大安全系数补偿。这时，只受弯曲和挤压变形，其强度条件是： （5-2）式中：危险截面处弯矩；危险截面处抗弯截面模数；F危险截面处轴向力；A危险截面面积；n安全系数，此时，n1.82.5，取n2。1 的计算。= （5-3）=551966.34390.66438 =366687.80（）2 求轴向力F F=547325.5182（） （5-4）3 求W如图为A-A截面处的形状，则W=。取断面宽B=50则W=（）4 求A如图5-4所示：A= （5-5）=20.05=0.1（） 所以，由（1）式可得： 可得： = = 0.37（）图5-4 大臂断面图考虑到销孔和焊接等应力的影响， 则取=0.42 取=420(2) 选择横梁与动臂焊接处B-B截面为危险截面，如图5-4所示;同A-A截面一样。 （5-6） 式中各符号意义同前。 求 = （5-7） =190866.07371.047 =199836.7411（） （5-8） =6363.5（） （5-9） W= （5-10）将上述各式代入（5-6）式，整理得：则有 = =0.261（）取K=1.5 HA=0.39155.2销轴的计算销轴的受力情况根据它处的部位不同有所差异，有受弯曲应力，剪切应力，挤压应力或几个应力的组合，应分别进行校核。5.2.1铲斗动臂销该销将动臂和铲斗斗耳铰接起来，因为两构件之间摩擦较严重，所以销孔中有销套。如图5-5所示：图5-5 铲斗动臂铰销(1) 先计算在受弯曲力作用下的情况 L=0.5b+a+0.5B =20+30+15 =65 /2 （5-11） W= （5-12） M= （5-13） 所以d =53.5 取d=60。(2) 挤压应力计算 （5-14） 故所取销的直径能满足要求。5.2.2动臂铰接点A、铰接点B、铰接点F和铰接点C的销轴计算计算方法如前铰接点所述根据结构和强度所定取铰接点A: d=180;铰接点B: d=60; 铰接点F: d=60;铰接点C: d=80。第6章 油缸的计算和设计油缸是将液压能转换为机械能的一种执行元件，主要用于要求实现往复直线运动或摆动运动的场合。它在矿山机械中常用的主要类型有往复式油缸包括活塞式、柱塞式。活塞式又分为单作用式和双作用式。油缸的安装方式根据支承环形式是不同，分为：法兰式、耳环式和铰轴式。如图6-1：图6-1 铰轴式本次设计的铲运机工作油缸，根据前面工作机构的尺寸确定已初步确定动臂油缸和转斗油缸都采用耳环式。采用单活塞杆双作用式往复油缸。这种油缸结构简单，输出力大，安装维护方便，而且还可以实现摆动或非连续的回转运动。6.1动臂油缸的设计计算6.1.1动臂油缸的一般性能计算(1) 动臂油缸所需出力的确定 考虑铰销的摩擦损耗，为： （6-1）式中:动臂油缸的个数，=2； 联合铲装工况时，油缸作用于动臂上的力； 摩擦损失系数，一般取=1.25。则： =337198.65(2) 确定活塞推力 油缸工作时，其作用力，必须克服下列各种阻力：= （6-2）式中:活塞杆的静工作阻力, ； 回油阻力, ；活塞在启动、制动时的惯性力, ；外摩擦阻力, ；=密封圈摩擦阻力, 。表 6-1 缸径与系数缸径406070125140220系数0.10.080.05以上诸力中，一般情况下主要是、三种。初步估计油缸内径D=160，则=0.05.则活塞推力=0.05=337198.650.05337198.65 =354058.58(3) 确定缸径当液压缸的理论作用力及供油压力为已知时，供油压力取16，则无活塞杆侧钢筒内径为： （6-3）式中：液压缸的理论推力，;供油压力，.则=167.90查液压缸内径系列，取=200。(4) 钢筒壁厚的确定根据工程机械油缸产品系列，选壁厚=22.5.因为=0.1125，所以可用实用公式： （6-4）式中 钢筒内工作压力，； 钢筒材料的许用应力，； （6-5） 钢筒材料的抗拉强度，; 安全系数，通常取=5; 钢筒内径，。钢筒材料选用45号钢，查得=610。则 10因为需适当加厚，所以取22.5，符合要求。(5) 钢筒底部厚度的确定钢筒底部厚度采用平面时，其厚度可以按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似计算： （6-6）式中:缸底厚度，；计算厚度外直径，；缸内供油压力，；钢筒材料的许用应力，。则:=24.5取=25。6.1.2活塞杆的设计计算(1) 活塞杆直径的确定当油缸的内径确定后，查标准油缸内径和活塞杆直径关系表得活塞杆直径可取=110。(2) 活塞杆的强度计算活塞杆在稳定工况下，若只受轴向拉力、压力载荷时，可采用直杆承受拉、压载荷的简单强度计算公式计算： （6-7）式中 活塞杆所受的轴向载荷，； 活塞杆直径，； 材料许用应力，；采用无缝钢管=。则 =，由于活塞杆上的各部件应力，取应力系数=1.41.4=71.82100故活塞杆强度满足。(3) 活塞杆的稳定性验算根据经验，当油缸的最大工作行程不大于油缸内径时，活塞杆总是稳定的，动臂油缸行程为770,因此该油缸不用进行稳定性验算。6.1.3活塞的设计计算由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它的缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合面；间隙过小，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞结构形式如图6-2：图6-2 活塞结构简图(1) 活塞外径的确定 （6-8）式中: 缸筒内径，；尼龙支承环的厚度，； 这里取3。则 。(2) 活塞宽度的确定活塞宽度一般为活塞外径的0.6-1.0倍，但也要根据密封件形式，数量和安装支承环的沟槽尺寸确定。本次设计，根据所选密封件和支承环尺寸，取。(3) 活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆的连接有许多形式，所有形式均需有锁紧措施，以防止工作时，由于往复运动而松开。综合考虑，本次设计采用螺母型形式。6.1.4缓冲装置设计液压缸的活塞杆具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击压力和噪声。采用缓冲装置，可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端实现速度的递减，直至为零。缓冲装置工作原理是使缸筒低压腔内油液通过节流把动能转换为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外。缓冲装置的一般技术要求：(1)缓冲装置应能以较短的缓冲行程吸收最大的动能；(2)缓冲过程中尽量避免出现压力脉冲及过高的缓冲腔压力峰值，使压力的变化为渐变过程；(3)缓冲腔内峰值压力应力，（为供有油压力）；(4)动能转变为热能使油液温度上升时，油液的最高温度不应超过密封件的允许极限。6.1.5缓冲装置的结构与计算(1)恒节流面积缓冲装置简单介绍见下图：图6-3 缓冲结构简图缓冲柱塞为圆柱型，当进入节流区时，油液被挤压而通过缓冲柱塞周围的环形间隙而流出，如图所示。此类缓冲装置在缓冲过程中，由于其节流面积不变，故在缓冲开始时，产生的缓冲制动力很大，但很快就降低下来，最后不起什么作用，缓冲效果很差。但是在一般的系列化成品液压缸中，由于事先无法知道活塞是实际运动速度及运动部分的质量等，因此为了使结构简单，便于设计，降低制造成本，仍采用此种缓冲方式。（2）恒节流面积缓冲装置的计算平均缓冲压力： （6-9）式中:活塞的缓冲行程，； 活塞在缓冲开始时的速度，； 液压油的工作压力，；折算到活塞上的一切外部载荷，包括重量及液压缸外摩擦阻力在内其作用方向与活塞的运动方向一致时取“+”号，反之取“-”号； 工作腔活塞的有效作用面积，； 折算到活塞上的一切有关运动部分重量，； 重力加速度，； 缓冲压力在活塞上的有效作用面积，；V=Q=CA （6-10） Q =0.7=2.95 =2.95L/s 式中: Q-油缸油口流量，L/s; C-流量系数； A-油口的面积。 则 V=0.094 （3）环形缝隙高度的计算当采用环形节流缝隙的缓冲机构时，环形缝隙的高度可按照下列近似公式计算： （6-11）式中： 平均工作压力，； 液压油的动力粘度，这采用30号液压油； 缓冲柱塞直径，； 缓冲压力在活塞上的有效作用面积，； 活塞在缓冲开始时的速度，； 活塞的缓冲行程，,这里取=30。 则 取=0.4。6.1.6油口的设计油口包括油口孔和油口连接螺纹。液压缸的进出油口布置在缸盖或缸筒上。油口孔大多属于薄壁孔，液压缸的油口连接螺纹尺寸应符合规定。根据机械设计手册查得进出油口取螺孔，进出油口直径取d=30。6.1.7油缸铰销的计算动臂油缸采用中部铰接安装形式，销轴受力情况为双面受剪，其直径d可按下式计算: d= （6-12）式中:P-油缸的最大推力，; -材料的许用剪应力，； 材料45钢，=70。 d= =0.068 取d=80。耳轴长度L根据结构及耳环宽度决定，对耳轴长度一般选取L=d故取L=80。如图6-4所示图6-4 耳轴结构简图6.1.8缸体法兰连接螺栓计算动臂油缸的缸体与端部采用法兰连接，螺栓强度计算如下:螺栓处的拉应力: （6-13） = =533 （6-14） =0.475式中:k-拧紧螺栓系数，变载荷k=22.5，这取k=2;d-螺纹底径； z-螺栓数，取z=6。合成应力 （6-15） =1.3 =692.9 =800故螺栓所选合适。6.1.9缸筒头部法兰厚度 h= （6-16） =0.0253取h=26。6.1.10密封与防尘 参考同类产品，活塞杆的防尘圈采用A型防尘圈，内径d=110,外径D=126,材料为丁腈橡胶；活塞杆和活塞的密封件均采用型密封圈和O形密封圈。6.2 转斗油缸的设计计算6.2.1转斗油缸的一般性能计算(1) 转斗油缸所需出力的确定考虑铰销的摩擦损耗，为： （6-17）式中：动臂油缸的个数，=1；联合铲装工况时，油缸作用于动臂上的力；摩擦损失系数，一般取=1.25。则：=1150976.951.25=1886846.19。(2) 确定活塞杆拉力油缸工作时，其作用力： （6-18）(3) 确定缸径当液压缸的理论作用力及供油压力为已知时，供油压力取16=180根据拉力查手册液压缸内径系列取=190。(4) 钢筒壁厚的确定 根据工程机械油缸产品系列，选壁厚=19.5.因为
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