ZL50D装载机工作装置设计【优秀含CAD图+说明书】
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优秀含CAD图+说明书
ZL50D装载机工作装置设计【优秀含CAD图+说明书】
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摘 要
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。
轮式装载机是以轮胎式拖拉机为基础车体，加装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。
本文参阅了大量装载机设计的参考书，选择反转六连杆机构作为所设计的装载机的工作装置的结构。根据任务书中的要求，利用经验公式计算确定铲斗的结构参数，利用图解法确定动臂与铲斗、动臂与摇臂、动臂与机架、连杆与铲斗、连杆与摇臂等各个铰接点的位置，并对铲斗的几种典型工况的受力情况进行了详细分析，对工作装置的主要部件进行强度校核。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，并应用软件对轮式装载机工作装置整体进行了三维建模设计，立体形象得展示和表达了各部分设计的装配关系。
关键词：装载机；机械化；工作装置
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毕业设计题 目: ZL50D装载机工作装置设计 摘 要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。轮式装载机是以轮胎式拖拉机为基础车体，加装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。本文参阅了大量装载机设计的参考书，选择反转六连杆机构作为所设计的装载机的工作装置的结构。根据任务书中的要求，利用经验公式计算确定铲斗的结构参数，利用图解法确定动臂与铲斗、动臂与摇臂、动臂与机架、连杆与铲斗、连杆与摇臂等各个铰接点的位置，并对铲斗的几种典型工况的受力情况进行了详细分析，对工作装置的主要部件进行强度校核。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，并应用软件对轮式装载机工作装置整体进行了三维建模设计，立体形象得展示和表达了各部分设计的装配关系。关键词：装载机；机械化；工作装置AbstractLoaderisakindofwidelyusedinhighway,railway,building,waterandelectricity,ports,miningandotherconstructionengineeringconditionsofconstructionmachinery,itismainlyusedtoshovel,sandstone,limesoil,coalandothermaterial,canalsobeusedforore,hardsoil,suchasmildshoveldughomework.Wheel loader is a tyre tractor based body, equipped with bucket as an earthmoving work device. The working device of loader bucket, by connecting rod, rocker arm, cylinder, lifting cylinder. The rationality of the loader working device directly influences the production efficiency, working load, power and motion characteristic of the loader.In this paper, a reference book for a large number of loader designs is read, and a reverse six bar linkage is chosen as the structure of the working device of the loader. According to the requirements of the task book using empirical formula calculation to determine the structural parameters of the bucket, using graphic method to determine the dynamic arm and the bucket, boom and arm, arm and a machine frame, a connecting rod and a bucket, a connecting rod and a rocker arm, etc. each articulated point position, and the stress situation of the bucket of several typical operating conditions are analyzed in detail, of working device of the main components of the strength check. Finally, detailed structure design for working device of the parts of the structure parameters of the loading using AutoCAD, and by using the software of SolidWorks on the wheel loading machine as a whole 3D modeling design, three-dimensional image to display and expression of the various parts of the design of assembly.Key words:Loader；Mechanization；Work-Equipment目录第1章 绪论11.1 国内轮式装载机发展概况11.2 国外轮式装载机的发展概况2第2章 装载机工作装置总体设计52.1 工作装置的总体结构与布置52.2 工作装置连杆机构的结构形式与特点62.3 工作装置自由度的计算102.4 工作装置总体设计12第3章 ZL50D装载机工作装置设计133.1 工作装置的设计要求133.1.1 工作装置工作性能133.1.2 对工作装置的要求133.2 铲斗设计133.2.1 铲斗的结构形式143.2.2 铲斗的分类163.2.3 铲斗断面形状和基本参数确定163.2.4 铲斗容量的计算193.3 工作装置连杆系统设计213.3.1 机构分析223.3.2 尺寸参数设计233.3.3 连杆系统运动分析323.4 工作装置静力学分析及强度校核363.4.1 静力学分析363.5 工作装置的受力分析41第4章 工作结构主要零件的强度计算474.1 动臂强度计算474.1.1 动臂的形状选择474.1.2 动臂材料选择484.1.3 动臂的初步设计484.1.4 强度计算484.1.5 强度校核504.2 液压缸设计534.2.1 液压缸的类型和结构534.2.2 液压缸基本参数设计54结 论55参考文献57致 谢59第1章 绪论1.1 国内轮式装载机发展概况20世纪60年代初，我国装载机产业开始兴起。1960年，我国上海港口机械厂制造了我国历史上第一台装载机，它的额定功率为67KW，斗容量为1m3。它的驱动方式应用了单桥驱动，变速箱齿轮滑动齿轮变速。在1964年，Z435型装载机由厦门工程机械厂和天津工程机械研究所测绘并制造，它的斗容量为1.7m3 ，额定功率为100.57KW。在1962年天津交通局和天津工程机械化研究所参照国外刚刚出现的铰接式装载机,于1965年共同设计了Z425型=铰接式装载机。1970年，在天津工程机械研究所和柳州工程机械厂合作，制造了ZL50型装载机，它的额定功率为163KW，斗容量为3m3。其采用双涡轮变矩器、动力换挡行星变速箱的液力机械传动方式，反“Z”字形连杆机构的工作装置及铰接转轴。，由于液力机械化传动式装载机存在某些问题，例如：拖启动、熄火转向及排气制动等问题，为了解决这些问题又自行设计了“三合一”的机构。ZL50型装载机在实践考核中，表现出了性能良好、结构先进的特点。而ZL100、ZL40、ZL30、ZL20装载机系列产品也是在ZL50的基础上设计发展起来的，并在这个系列的基础上逐步设计出了DZL50型供地下矿坑和DZL40型隧道施工用的地下装载机变型产品。通过近40年的发展，我国装载机从无到有，产品种类及产量从少到多，已经形成独立的系列产品和行业门类。在1980年生产企业只有20家经过20多年的发展现在已有100余家，初步形成了约19个型号的系列产品，并在工程机械中占有主要地位。主要生产厂家为：厦工、柳工、龙工、徐工、常林、临工、山工、成工、宜工、郑工、武林、朝工、山河智能等，长时间的装载机生产经验、较强的实力、较高的市场占有率和较好的售后服务，让这些厂家在市场中各自占有一席之地。由于其在“八五”、“九五”期间在技术革新方面资金投入较多使得其发挥出了较大的效力和作用，让整个企业变得更有活力。在这之后轮式装载机行业出现了井喷式的发展也就是在“十五”期间，据数据显示在2000年以前25年内装载机销量增长率平均为17.86%，而在2001-2004年增长率平均为46.98%，这大大超过前25年的平均增长率；2006年中国装载机26家主要企业共销售119895台，同比增长13.3% 。 - 1 -中国的小型装载机制造现在在行业的发展有一定的利润空间，设备体积小，结构简单，零部件生产较简单，进入门槛低。另外，我国小型装载机存在许多需要改进的地方，如：传输系统技术水平太低，工作效率低，不利于节能减排，环境保护等；同时在液压转向方面是最好的和最优先的全液压转向系统，变速操纵机械转向液压助力转向等。我认为这些都是小的技术方向发展的未来。目前有一些传统的装载机生产厂家开始生产小型装载机，如徐厦工新余厦工集团，徐工集团，江苏柳工等。我认为制造商进入小设备行业不会对他们构成威胁，反而会促进行业的发展。新兴国经济建设使我们国家的城市化进程变得更快，劳动力的需求越来越紧缺，劳动力成本也越来越高，装载机作为一个灵活的，廉价的机械设备，将成为高成本和低效率的手工劳动的替代品，特别是在西部大开发，这种产品将有广阔的潜在市场。因此，小型装载机将有良好的发展前景。1.2 国外轮式装载机的发展概况早在第二次工业革命时期国外轮式装载机就已出现，其发展到今天，无论是技术、设计、制造还是销售、服务等都已经非常成熟。国外著名的生产厂家有卡特彼勒、山猫、凯斯、约翰迪尔、利勃海尔等。在2000年以前在中国市场正处于发展较弱期，轮式装载机全球需求量约为74500台。其中，中国是最大的地区市场，其后依次是欧洲、北美洲和日本。到2005年，市场环境急剧变化:全球需求量几乎翻一番，达14.2万台，中国市场需求急剧增加成为世界上最大的市场。2005年卡特彼勒、小松、沃尔沃、CNH和迪尔的总产量占该年总产量的75%，而10年前5大制造商只占54%，目前这5大制造商在国际市场中所占份额的总和仍在增加。因此，国际市场掌握在少数制造商的手里。国外轮式装载机一方面往大型化发展，如：卡特彼勒公司90年代初推出Cat966F轮式装载机，时隔1年又推出Cat980F轮式装载机，它增加了斗容和功率，改善了性能、提高了可靠性。目前，全世界约有400台（功率大于750kw）大型轮式装载机应用在露天矿山和建筑工程，与大型自卸汽车配套使用。另一方面，小型轮式装载机以机动灵活、效率高、多功能和价格低廉赢得市场，发展甚快。如：日本古河公司生产的FL30-1型轮式装载机斗容0.34m、机重2.3t；小松公司的 WA30-l型斗容0.34m、柴油机功率20kw；丰田织机公司的斗容0.17m、机重1t等。这些微型装载机适用于建筑工地和地下矿山挖沟、平地、堆料等。国外小型装载机及小型多功能装载机，包括挖掘装载机在内，市场份额已相当大，美国的山猫牌小型多功能装载机车销量在5万台左右，还有美国的凯斯、约翰迪尔、卡特彼勒、英国的JCB等公司的挖掘装载机及小型多功能装载机年销量都在万台以上。- 57 -第2章 装载机工作装置总体设计2.1 工作装置的总体结构与布置装载机工作装置是一种带液压缸的空间多杆连机构以完成装卸作业。工作装置是组成装载机的关键部件之一，其工作性能的好坏由设计水平的高低决定，同时也会影响整机的工作效率与经济性指标。装载机工作装置分为有铲斗托架和无铲斗托架两种基本结构形式，如下图2-1、2-2所示。它由运动相互独立的两部分组成连杆机构和动臂举升机构，主要由铲斗、动臂、连杆、上下摇臂、转斗油缸、动臂举升油缸、托架、液压系统等组成。图2-1 有铲斗托架式图2-2 无铲斗托架式1铲斗；2动臂；3连杆；4下摇臂；5上摇臂；6转斗缸；7动臂举升油缸；8前车架；9铲斗托架带铲斗托架的工作装置，其动臂及连杆的下铰接点与铲斗托架铰接，上铰接点与前车架支座铰接；转斗油缸铰接在托架上部，活塞杆及托架下部与铲斗铰接。由托架、动臂、连杆及前车架构成一个平行四边形连杆机构，使得转斗缸闭锁时，动臂在举升过程中，铲斗始终保持平动。无铲斗托架的工作装置，其动臂下铰接点与铲斗铰接，上铰接点与前车架支座铰接；转斗缸一端与前车架铰接，另一端与上摇臂铰接；连杆一端与摇臂铰接，另一端与铲斗铰接；摇臂铰接在动臂上。动臂举升缸一般采用立式（又称竖式）或卧式（又称横式）布置形式，常见有两种连接方式：一种是油缸顶端与前车架铰接（图2-3）；另一种是油缸中部通过销轴与前车架铰接（图2-4）。铲斗是装载物料的容器，通常具有两个铰接点，一个与动臂下铰接点铰接，另一个与连杆铰接。操纵转斗缸实现铲斗的装载或卸料；操纵举升油缸实现动臂和铲斗升降运动。图2-3 立式布置形式 图2-4 卧式布置形式2.2 工作装置连杆机构的结构形式与特点由装载机工作装置的自由度分析可知，工作装置的连杆机构均为封闭运动链的单自由度的平面低副运动机构，其杆件数目应为4、6、8、10、等。由装载机工作装置结构分析可知，杆件数目越多越能实现复杂的运动，但是铰接点的数目也变得更多，结构越复杂，在动臂上布置的难度也相应增加。因此，实际上装载机工作装置的连杆机构多为八杆以下机构。这样，按组成工作装置连杆机构构件数不同，装载机工作装置可分为三杆、四杆、五杆、六杆和八杆机构；按输入与输出杆转向不同，又可分为正转和反转机构。输入与输出杆的转向相同的被称为正转机构；输入与输出杆的转向相反的被称为反转机构。综合国内外各类型的装载机工作装置来看，其连杆机构典型结构主要有下列几种。1、正转八杆机构 机构在转斗缸大腔进油时转斗处于铲取状态，此时会有较大铲取力；各构件设计越合理，铲斗的举升平动性能就越好；由于连杆机构的传动比较大，使得铲斗卸载角较大、卸载速度较高，因此卸载干净，速度快；又因为有较大传动比，还可以适当减小连杆机构的尺寸，因而司机的视野会变得更大。但是机械结构会较为复杂，铲斗自动放平性较差。组成一个自由度的平面八杆机构共有16种基本结构形式。由于连杆机构要布置在动臂上，所以有可能作为装载机工作装置的仅有两种方案：其一，是由2个四铰构件和6个两铰构件组成（图2-5a）；其二，是由1个四铰构件、2个三铰构件和5个两铰构件组成（图2-5bf）。可见，八杆机构的结构形式很多，需进行选择使用。目前，装载机工作装置八杆机构有以下两种结构形式：1）由图2-5b组成的工作装置如图2-6a、b所示。2）由图2-5e组成的工作装置如图2-6c所示。图2-5 八杆机构的构成方案图2-6 八杆机构工作装置的结构形式2、六杆机构工作装置是目前装载机上使用最为普及的一种结构形式。对于单自由度的六杆机构，只能有两个三铰构件和4个两铰构件组成，其传递方案如图2-7所示。图b 所示方案目前在装载机上尚未采用；图a 所示方案形成的工作装置，是以三铰构件1为动臂、构件2为铲斗、构件4为摇臂、构件6为机架。图2-7 六杆机构的构成方案3、根据转斗油缸布置位置的不同，可以作为装载机工作装置的六杆机构，常见的有以下几种结构形式：（1）把转斗缸放在前面的正转六杆机构（图2-8a）以图2-7的构件3为转斗缸，其优点是转斗缸直接与摇臂相连接，两个四连杆机构各自形成平行四边形结构，使铲斗能够自由平移；同八杆机构相比，结构简单，司机视野较好。缺点是转斗时油缸小腔进油，铲掘力相对较小；连杆机构传力比小，使得转斗缸活塞行程较大，转斗缸加长，卸载程度不如八杆机构；由于把转斗缸放在前边，使得工作装置的整体重心外移，增大了工作装置的前悬量，这样整机在行驶的时候平稳性会有所降低；而且铲斗也不易实现自动放平。图2-8 六杆机构工作装置的结构形式（2）把转斗缸放在后边的正转六杆机构（图2-8b） 以图2-7a 的构件5为转斗缸，并布置在动臂的上方。与转斗缸前置式相比，机构前悬较小，传动比较大，活塞行程较短；有可能将动臂、转斗缸、摇臂和连杆机构的中心线设计在同一平面内，使结构变得简单了，动臂和铰销的受力情况也有所改善。缺点是：转斗缸与车架的铰接点位置较高，司机的视野会受到影响，其他同前置式。（3）转斗缸后置式正转六杆机构（图2-8c）仍以构件5为转斗缸，但将其布置在动臂下方。在铲掘收斗作业时，此时油缸工作腔为大腔，会拥有较大的掘起力。但组成工作装置的各构件最好不要布置在同一平面内，构件受力状态较差。（4）转斗缸后置式反转六杆机构（图2-8d） 以图2-7a 的构件5为转斗缸，将其布置在动臂上面，转斗缸小腔作用时进行铲掘。这种机构又称为“Z”形连杆机构（Z-bar Linkage）。该机构具有以下优点：一是，铲斗插入时转斗缸大腔进油，并且连杆机构的传力比可以设计成较大值，故可获得较大的掘起力；二是，合理设计连杆机构各构件的尺寸，不仅可以得到良好的铲斗平移性能，而且可以实现铲斗的自动放平；三是，结构十分紧凑，前悬小。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗和前桥之间的狭窄部位，各构件间易于发生干涉。（5）转斗缸后置式反转六杆机构（图2-8e） 以图2-7a 的构件3为转斗缸，布置在靠近铲斗处，铲掘时靠小腔作用。现在这种机构很少用。(a) (b)图2-9 工作装置结构形式a）正转四杆机构 b）正转五杆机构4、正转四杆机构（图2-9a） 该机构结构最为简单，前悬较小。缺点是铲掘转斗时油缸小腔作用，输出力较小；连杆机构的传力比难以设计成较大值，所以铲掘力相对较小；转斗缸行程较大，油缸结构较长；铲斗卸载时，活塞杆易与铲斗底部相碰，减小了卸载角；机构不易实现铲斗自动放平。5、正转五杆机构（图2-9b） 该机构是在正转四杆机构的基础上，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，合为一杆；而当铲斗卸料时，短连杆能相对活塞杆转动，从而避免了活塞杆与斗底相碰。2.3 工作装置自由度的计算由于装载机工作装置的总体结构是纵向对称，各构件又是通过互相平行的销轴连接的。因此，可将其简化为带液压缸的平面低副多杆机构，不计各杆件的自重，并假设各铰接点的摩擦力为零来进行对装载机工作装置的运动学分析。图2-10所示，为典型的反转六杆机构和正转八杆机构工作装置的杆系结构简图。图中，UG为动臂位置角；即动臂上、下铰接点的连线与垂直线的夹角，以绕动臂上铰接点逆时针方向为正，反之为负；U为铲斗位置角，即铲斗斗底与水平线正向的夹角为正，反之为负。图2-10 工作装置平面杆系结构简图a）反转六杆机构 b）正转八杆机构对于反转六杆机构的工作装置（图2-10a），它由举升机构GHI、油缸四连杆机构DEFG和铲斗四连杆机构ABCD等组成。其中，活动杆件数n=8，低副数11，高副数0。这样，由平面机构自由度的计算公式可得，反转六杆机构工作装置的自由度2当转斗缸闭锁时，动臂在举升缸的作用下举升或下降铲斗，此时该工作装置的自由度为1，举升缸为原动件；当举升缸闭锁，动臂处于某一特定作业位置不动时，在转斗缸的作用下，通过一平面六杆机构使铲斗绕其铰点转动，此时该工作装置的自由度也是为1，转斗缸为原动件。对于正转八杆机构的工作装置（图2-10b），它由举升机构IMN、油缸四连杆机构IFHJ、铲斗四连杆机构ABCD和中间四连杆机构DEGF等组成。同样可得，正转八杆机构工作装置的自由度F=2。2.4 工作装置总体设计由设计任务书和设计要求，对于本次ZL50装载机的设计采取以下方案：在铲斗部分，采用无铲斗托架式结构；油缸的布置形式为立式布置形式。同时考虑到实际工作中的运用情况，它的连杆机构采用的是反转六杆机构。主要参数：铲斗容量： 3 m额定载重量： 5 t发动机额定功率： 154 kw整机质量： 16.3 t以上是为总体的参数，铲斗的取值主要通过到老师傅和现场测量的经验得到；在连杆系统各个铰接点的确定时，采用的是图解法，确定其坐标的位置；液压系统中的转斗油缸和举升油缸主要是通过行程和铰接点的确定从液压件中选取的，具体的设计如第三章所述。第3章 ZL50D装载机工作装置设计3.1 工作装置的设计要求3.1.1 工作装置工作性能工作装置的结构和性能直接影响工程机械整机的工作尺寸和性能参数，工作装置的合理性直接影响整机的工作效率、生产负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环的时间、外形尺寸和发动机功率等。不同类型工程机械的工作装置的组成是不同的。装载机的工作过程包括：插入工况、铲装工况、重载运输工况、举升工况、卸载工况、空载运输工况。装载机的工作装置主要由铲斗、动臂、连杆、摇臂、转斗油缸和举升油缸组成。装载机工作装置主要由铲斗和支持铲斗进行装载作业的连杆系统组成，依靠这套装置装载机可以对汽车、火车进行散料装载作业，也可以对散料进行短距离运输作业，还可以进行平地修路等作业。把铲斗更换成专门的装置，还可以进行其他的装载作业。3.1.2 对工作装置的要求工作装置在设计时应满足以下要求（1）角度要求：满足工作循环中对铲斗各个工作位置的角度要求，达到所要求的卸载高度与卸载距离。（2）运动要求：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，工作装置运动平稳、无干涉、无死点、无自锁，动臂从最低位置到最大卸载高度的举升过程中，保证铲斗中的物料无撒落，在卸载后，动臂下放至铲掘位置，铲斗能自动放平。（3）结构要求：结构要求简单紧凑，承载元件数量（包括油缸）尽量少，前悬小。（4）动力性要求：连杆机构具有较高的力传递效率，以保证工作装置产生较大的插入力、掘起力和举升力。3.2 铲斗设计铲斗是工作装置的重要部件，装载机工作时用它直接铲掘、装载、运输和倾卸物料。铲斗直接与物料接触，是装、运、卸的工具，工作时，它被推压插入料堆铲取物料，工作条件恶劣，要承受很大的冲击力和剧烈的磨损，因此铲斗设计质量对装载机的作业能力有较大的影响。为了保证铲斗的设计质量，首先应当合理的确定铲斗的结构及几何尺寸，以降低铲斗插入物料的阻力。其次要保证铲斗有足够的强度、刚度、耐磨性，使之具有合理的使用寿命。3.2.1 铲斗的结构形式铲斗的形状和尺寸参数对插入阻力、铲取阻力、转斗阻力和生产率都有着很大的影响。同一个铲斗有两种容积标志：一是物料装平时的容积，称为平装斗容；二是物料装满堆高后的容积，称为堆装斗容。机器铭牌上标称的斗容通常为堆装的容积。铲斗由斗底、侧壁、斗刃及后壁等部分组成。铲斗的斗刃还分为带齿和不带齿的两种。铲斗的断面形状一般为“U”形，用钢板焊接而成。（1）斗体形状从整个斗体形状看来，铲斗基本可以分成“浅底”和“深底”两种类型。在斗容量相同的情况下，前者开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者正好相反。浅底铲斗插入料堆的深度较小，相应的插入阻力也较小，容易装满，但运输行驶时容易撒落物料；由于前悬增大，影响车辆行驶平稳性。而深底铲斗则恰恰相反。相比之下，定点装载使用浅底铲斗，而运输距离较大则采用深底铲斗较为合适。斗体常用低碳、耐磨、高强度钢板焊接制成。（2）切削刃的形状 根据装载物料不同，切削刃有直线型和非直线型。前者形式简单，有利于铲平地面，但铲装阻力较大。后者又有V形和弧形等，由于这种刃中间突出，铲斗插入料堆时可使插入力集中作用在斗刃的中间部分，所以插入阻力较小，容易插入料堆，并有利于减少偏载插入，但铲斗装满系数要比前者小。矿用轮式装载机工作条件恶劣，任务繁重，插入和掘起阻力都很大，偏载工况对工作机构的强度影响严重，所以多选用非直线形切削刃，并以V形切削刃为佳。斗刃材质是即耐磨又耐冲击的中锰合金钢材料，侧切削刃和加强角板都用高强度耐磨钢材料制成。（3）斗齿铲斗斗刃上可以有斗齿，也可以没有斗齿。若斗刃上装有斗齿时，斗齿将先于切削刃插入料堆，由于它比压大，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，效果尤为显著，因此矿用装载机一般都是带斗齿。斗齿结构分为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，中小型装载机多采用这种形式。为便于斗齿磨损后更换和节约斗齿金属，也有使用双段斗齿的，如图3-1所示。图3-1 双段斗齿1齿尖； 2齿坐； 3钢销这种斗齿的齿尖与齿坐的配合面为锥面，两者配合情况良好。装配时，先置入有弹性的金属橡皮，然后再从上边或从下边往方形销孔中打入钢销3即可。由于拆卸方便，齿尖一边磨损后可以翻转再使用，从而延长使用寿命。大型装载机由于作业条件差、斗齿磨损严重，故常采用这种分体式斗齿。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250300mm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，齿间易于卡住石块，也将增大工作阻力。长而窄的齿要比段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。（4）铲斗侧刃因为侧刃参与插入工作，为减小插入阻力，侧壁前刃应与斗前壁成锐角，弧线或折线侧刃铲斗的插入阻力比直线形侧刃要小，但具有弧线或折线形侧刃铲斗的侧壁较浅，物料易于从两侧撒落，影响铲斗的装满。为了不使斗容减小太多，一般可将连接前后斗壁的侧壁刃口设计成弧形。（5）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很好的流动性，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2倍，以免卡住大块物料。若取物料与钢板的摩擦因数f =0.4，则摩擦角22，所以张开角必须大于44。综上所述，针对我的铲斗设计性质如下：斗体材料：低碳、耐磨、高强度钢板斗刃形状：直线形斗刃斗刃材料：耐磨又耐冲击的中锰合金钢材料3.2.2 铲斗的分类铲斗按照卸载方式一般可以分为整体前卸式、侧卸式、推卸式和底卸式等数种。（1）整体前卸式铲斗整体前卸式铲斗的突出优点是结构简单，工作可靠，有效装载容积大，但需要有较大的卸载角才能将物料卸净。通常情况下，绝大多数前端式这装载机都是用这种铲斗。（2）侧卸式铲斗这种铲斗没有侧板，插入阻力小，装载效率高，特别是在装载机用于填沟或在狭窄场地往侧旁的运输设备进行装载作业时，其优点就更加显著了。（3）推卸式铲斗它可以弥补整体前卸式铲斗卸载高度不足，在装载机其他尺寸参数相同的情况下，能够显著提高卸载高度和增加卸载距离；特别适用于卸出小颗粒粘性物料。与整体前卸式铲斗相比，推卸式铲斗的结构复杂一些，且需要用动力推卸，但具有以上的一些优点，在地下作业时多被采用。（4）底卸式铲斗底卸式铲斗是用动力打开斗底卸载的，同推卸式铲斗一样可以提高卸载高度，但结构也是比较复杂。以为考虑到成本和产品的实用性，以及在工作中遇到的情况，本次的设计所采用的是整体前卸式的铲斗卸载方式。3.2.3 铲斗断面形状和基本参数确定（1）铲斗的断面形状铲斗的断面形状由铲斗圆弧半径r、底壁长l、后壁高h和张开角四个参数确定，如图3-2所示。图3-2 铲斗断面基本参数图圆弧半径r越大，物料进入铲斗的流动性越好，有利于较少物料装入斗内的阻力，卸料快而干净。但r过大，斗的开口大，不易装满，且铲斗外形较高，影响驾驶员观察铲斗斗刃的工作情况。后壁高h是指铲斗上缘至圆弧与后壁切点间的距离。底壁长l是指斗底壁的直线段长度。l长则铲斗铲入料堆深度大，斗容易装满，但掘起力将由于力臂的增加而减小。由试验得知，插入阻力随铲入料堆的深度而急剧增加。l长同样会减小卸载高度，短则掘起力大，且由于卸料时铲斗刃口降落的高度小，还可以减小动臂举升高度，缩短作业时间，但会减小斗容。对装载轻质物料为主的铲斗，l可选择大些，对于装载岩石的铲斗，应取小些。铲斗张开角 为铲斗后壁与底壁之间的夹角，一般取45到52之间。适当减小张开角并使斗底壁对地面有一定斜度，可减小插入料堆时的阻力，提高铲斗的装满程度。铲斗的宽度应大于装载机两个前轮外侧间的宽度，每侧要宽出50100mm。如铲斗宽度小于两轮外侧间的宽度，则铲斗铲取物料后所行成的料堆阶梯会损伤到轮胎侧壁，并增加行驶时轮胎的阻力。通过以上的介绍，结合从现场采集来的大概参数，本次设计的具体参数初定如下：铲斗圆弧半径r： 350mm底壁长l： 700mm后壁高h： 400mm张开角： 48（2）铲斗基本参数的确定在定下了以上的断面参数后，从现场的参考数据得到，本设计铲斗的总宽度B为2900mm，并且铲斗壁厚为30mm。设计时，把铲斗的回转半径R （即铲斗与动臂铰接点至切削刃间的距离），如图3-3所示，作为基本参数，铲斗的其他参数作为R的函数。它的大小不仅直接影响铲斗底壁的长度，而且还直接影响转斗时掘起力及斗容的大小，所以它是一个与整机总体有关的参数。铲斗的回转半径R可按照式（3-1）计算。图3-3 铲斗尺寸参考式中 铲斗平装斗容，2.5m3 铲斗内侧宽度，2.840m 铲斗斗底长度系数，=1.401.53 后壁长度系数，=1.11.2 挡板高度系数，=0.120.14 圆弧半径系数， 张开角，为4552 挡板与后壁间的夹角（无挡板取0）图3-3中各参数含义如下： 铲斗圆弧半径，m 斗底长度，是指由铲斗切削刃至斗底延长线与斗后壁延长线交点的距离，m 后壁长度，是指由后壁上缘至后壁延长线与斗底延长线交点的距离，m 挡板高度，m 调整参数，根据调整后的各值与R之比分别计算、值，=1.5，=1.1， =0.12然后代入式（3-1），即可确定铲斗的回转半径R，通过计算得出1140mm即可得出 =1.51140=1710mm =1.11140=1254mm =0.121140=136.8mm一般取铲斗侧壁切削刃相对斗底壁的倾角=5060。铲斗与动臂铰接点距离斗底壁的高度=（0.060.12）R。3.2.4 铲斗容量的计算 由于本次设计的铲斗容量是在设计任务书中体现出来的，并且铲斗的参数都是根据铲斗容量而定下的，所以如下只介绍的是它的算法公式。3.2.5几何斗容(平装斗容)铲斗平装的几何斗容可按下式确定。对于装有挡板的铲斗： （3-1） 根据有关计算有 （3-2） A铲斗横断面面积，如图25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)。3.2.6 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。 （3-3）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25)：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。图3-4 装载机斗容计算图 （3-4）铲斗斗容的误差率 （3-5）所以铲斗的设计合格。图3-5 设计铲斗3.3 工作装置连杆系统设计通过在第二章中的工作装置连杆机构的结构形式与特点的介绍，综合本次设计的基本要求和设计任务，所选取的结构形式为反转六杆机构结构形式。3.3.1 机构分析反转六杆工作机构简图如图3-6所示，它由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。转斗机构由转斗油缸CD、摇臂CBE、连杆FE、铲斗GF、动臂GBA和机架AD六个构件组成。实际上，它由两个反转四杆机构GFEB和BCDA（即图中GF2E2B和BC2DA）所串联而成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可把机架AD视为输入杆，把铲斗GF看成输出杆，由于AD和GF转向相反，所以叫反转六杆机构。举升机构主要由动臂举升油缸HM和动臂GBA构成。若把油缸分解成两个活动构件和一个移动副，则反转六杆工作机构的活动构件数n=8，运动低副数PL=11，由自由度公式F=3n-2PL，得到自由度为2。因为两个油缸均为运动件所以整个机构具有确定的运动。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G点作相对转动。其材料为低碳、耐磨、高强度钢。图3-6 反转六杆机构简图I-插入工况 II-铲装工况 III-最高位置工况 IV-高位卸载工况 V-低位卸载工况3.3.2 尺寸参数设计因为图解法比较直观，易于掌握，故采用图解法设计，它通过在坐标图上确定铲装工况（图3-6）时工作装置的9个铰接点的位置来实现。（1）动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点G、B、A的确定1）确定坐标系如图3-7所示，先选取坐标系并确定尺寸比例1：40。2）画铲斗图把设计好的铲斗横截面外廓按比例在坐标系xOy中画出，斗尖对准坐标原点O，斗前壁与x轴呈35的前倾角。此为铲斗插入料堆时位置，即插入工况。图3-7 动臂上三铰接点设计3）确定动臂与铲斗的铰接点G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，使得掘起力下降。综合考虑各种因素的影响，根据坐标图上插入工况的铲斗实际状况，在保证G点y轴坐标值yG=250350mm和x轴坐标值xG尽可能小而且不与斗底干涉的前提下，在指标图上人为的把G点初步定下来。初；定G点坐标为（1130，260）。4）确定动臂与机架的铰接点A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，即铲装工况。把已选定的轮胎外廓画在指标图上（轮胎外廓直径约为1600mm）。作图时，应使轮胎前缘与铲装工况时铲斗后壁的间隙尽量小些，目的是使机构紧凑、前悬小，但一般不小于50mm；轮胎中心Z的y坐标值应等于轮胎的工作半径Rk=600mm 。 （3-6）式中 Z点的y坐标值，mm 轮辋直径，mm 轮胎宽度，mm 轮胎断面高度与宽度之比（普通轮胎取1，宽面轮胎去0.83，超宽面轮胎取0.64） 轮胎变形系数（普通轮胎为0.10.16，宽面轮胎取0.050.1）根据给定的最大卸载高度hx，最小卸载距离lx和和卸载角，画出铲斗在最高位置卸载时的位置图，即高位卸载工况，并令此时斗尖为O4，G点位置为，如图3-7所示。以点为圆心，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。连接并作其垂直平分线。因为G和点同在以A点为圆心，动臂AG长为半径的圆弧上，所以A点必须在的垂直平分线上。A点在平分线的位置应尽可能低一些，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1/31/2处。最终定下A点的坐标为（3230，2110）。A点位置的变化，可借挪动点和轮胎中心Z点的位置来进行。5）确定动臂与摇臂的铰接点BB点的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的影响。如图3-7所示，根据分析和经验，一般取B点在AG连线的上方，过A点的水平线下方，并在AG的垂直平分线左侧尽量靠近铲装工况时的铲斗处。相对前轮胎，B点在其外廓的左上部。本次设计所确定B点坐标为（1680，1565）。显示如图3-8和图3-9所示。图3-8 动臂铰接点A的确定图3-9 动臂铰接点的三维显示（2）连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点F、E的确定因为G、B两点已被确定，所以再确定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3-10所示。确定F、E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个工况时的转角，又要注意动力学的要求，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的掘起力，同时，还要防止前述各种机构运动被破坏的现象。1）按双摇杆条件设计四杆机构令GF杆为最短杆，BG为最长杆，即有 GF+BG FE+BE （3-7）如图3-10所示，若令GF=a，FE=b，BE=c，BG=d，并将式（3-5）不等号两边同时除以d，整理后得到下式，即 （3-8）上式各值可按式（3-7）选取，由G（1130，260）、B（1680，1565）点的坐标得到d=1415mm （3-9）由式（3-9）选取K=0.950得到 a=0.3d=425 c=0.58d=830，代入（3-8）得到 b=948 。图3-10 四连杆机构GFEB尺寸2）确定E和F点位置这两点位置的确定要综合考虑如下四点要求：E点不可与前桥相碰，并有足够的最小离地高度；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；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；高位卸载工况时，EF杆与GF杆的传动角也必须大于10。如图3-11所示，铲斗去插入工况，以B点为圆心，以BE=c为半径画弧；人为的初选E点，使其落在B点右下方的弧线上；再分别以E点和G点为圆心，以FE=b和GF=a分别为半径画弧，得到交点，即为F。图3-11 连杆端部铰接点设计 如图所示的得到了E和F点的位置，由于各种工况的情况不定，所以在这就不具体说明此时情况的坐标值。（3）转斗油缸与摇臂和机架的铰接点C和D点的确定在图3-10中，如果确定了C点和D点，就最后确定了与机架连接的四杆机构BCDA的尺寸。C点和D点的布置直接影响到铲斗举升平动和自动放平性能，对掘起力和动臂举升阻力的影响都较大。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，并且使得转斗油缸行程过长。因此初步设计时，一般取 （3-10）C点一般取在B点左上方，BC与BE夹角可取CBE=130180，并注意使插入工况时摇臂BC与转斗油缸CD趋近垂直；C点运动不得与铲斗干涉，其高度不能影响司机视野。通过本次设计的基本要求，在这里确定BC=0.72BE=600mm，同时BC与BE夹角取值CBE=154。2）确定D点转斗油缸与机架的铰接点D，是根据铲斗由铲装工况举升到最高位置工况过程为平动和由高位卸载工况下降到插入工况时能自动放平这两大要求来确定的。如图3-10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也就唯一被确定了。因为铲斗由工况II举升到工况III或由工况IV下放到工况I的运动过程中，转斗油缸的长度分别保持不变，所以D点必为C2点和C3 点连线的垂直平分线与C1和C4点连线的垂直平分线的交点。最终，D点设计在A点的左下方，这样不但平动性能好，而且动臂举升时，可减小举升外阻力矩，有利于举升油缸的设计。D点的固定坐标值为（3000，1850）。(4）动臂举升油缸与动臂和车架铰接点H点及M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，所以动臂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。通过以上的设计，确定了各个铰接点的位置，同时设计好了的外形前提下，在软件画图为基础，得到本次设计中 ZL50装载机的各个工况如下：图3-12 I 插入工况图3-13 低位铲装工况图3-14 低位卸载工况图3-15 高位铲装工况图3-16 高位卸载工况3.3.3 连杆系统运动分析（1）铲斗对地位置角图3-16所示为铲斗位置角计算，A、B、G为动臂与机架、摇臂、铲斗的铰接点，D、C为转斗油缸与机架、摇臂的铰接点，E、F为连杆与摇臂、铲斗的铰接点。因为G点和F点同为一个铲斗上的两点，所以铲斗在坐标系中的平面运动可用GF杆的平面运动来描述，而在铲斗举升过程中的各瞬时对地面的倾角，即铲斗对地位置角，可用GF与地面的夹角来表示。由于在举升过程中铲斗做复合运动，所以可用运动合成的方法求得。图3-17 铲斗位置角计算在图3-17中，取运输工况为工作装置连杆机构运动的初始位置，令为与地面固连的直角坐标系，x轴与地面平行，并在动臂上G点（动臂与铲斗铰接点）处建立一个随动臂一起运动的动坐标系，则动臂被举升时的铲斗各瞬时对地位置角，可用下式计算： （3-11）式中 -GF杆与动坐标系轴的夹角（方向角） -动臂ABG举升时，在固定坐标系xOy中转过的转角在动坐标系中，运用“向量投影法”，可求得以机架杆AD的方向角为自变量，铲斗GF杆的方向角为因变量的函数方程式。根据向量投影法的原理，可把四杆机构GFEB和BCDA当作两个封闭的向量四边形，各边向量分别用GF、BE、GB、AD、CD、BC、BA表示，他们的模分别用GF、BE、GB、AD、CD、BC、BA表示，则在BCDA向量四边形中有 ADCDBC+BA=0 （3-12）将式（3-12）中各向量分别向轴和轴投影，则得到下列方程 （3-13）式中、分别为各边向量对轴的方向角。变换式（3-13）为下式，即 （3-14）将式（3-14）等号两边平方后，使两方程相加，并令 （3-15）和 （3-16）则从式（3-13）中消去了，并将其变换成下列三角方程 （3-17）将式（3-13）乘以，并设，则式（3-15）可化为 （3-18）解式（3-15），得 或 （3-19）同理，在向量四边形GFEB中，有 BEFEGF+GB= 0 （3-20）令 （3-21） 和 （3-22） 得三角方程 （3-23） 其解为 （3-24）通过公式的计算和实际设计尺寸的情况，可得到在各个工况的对地位置角分别为： 插入工况：105； 铲装工况：50； 最高位置工况：57； 高位卸载工况：131。因为在运动过程中，铲斗的对地位置角是不断变化的，在此只针对以上四种特殊情况的位置角代入了计算。（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，降低了整机稳定性。如图3-5所示，高位卸载时，铲斗与动臂铰接点的坐标为 （3-25） 式中 x1，x2工况II时G点的x和y坐标值（1130，260） 工况II时动臂对x轴的方向角40 动臂与铲斗铰接点分别在G点和点之间的距离，可用式（3-24）计算 =3291 （3-26） 即得到点的坐标为（985，3487）若要满足和要求，必须有下列各式成立 （3-27） （3-28）式中 OG铲斗尖O点至G点距离1141mm 前轮轴心的x坐标值2873mm 轮胎工作半径600mm 工况IV时OG对x轴的方向角，可用下式计算 =58 （3-29）所以 =34871141sin58=2519 mmhmax（2500）满足要求 =2873600985+1141cos58 =1893 mmlmin（1500）满足要求（3）铲斗卸载角装载工作要求铲斗在工况II和工况III之间的任何位置都能正常卸载，即各处卸载角都必须不小于45。对反转六杆机构进行分析可知，由于工况II时转斗油缸最长，而低位卸载时转斗油缸长度最短，所以，若工况II和工况III时的铲斗的卸载角都不小于45，则他们之间各个位置必能正常卸载，因此，只要对铲斗的高位卸载角和低位卸载角进行计算分析即可。高位卸载角为： =13190+4=45 （3-30）3.4 工作装置静力学分析及强度校核3.4.1 静力学分析（1）外载荷确定原则装载机在铲斗插入料堆，铲取物料和举升铲斗的过程中，铲斗要克服切削物料的阻力、物料与铲斗间的摩擦力和物料自身的重力。这些力构成了装载机工作装置的作业阻力。为了分析问题方便，假设它们作用在铲斗齿尖的刃口上，并形成两个集中力：水平插入阻力和垂直掘起阻力。由于铲装物料的种类和作业条件不同，装载机实际作业时不可能使铲斗切削刃均匀受载，但可以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。装载机在铲掘作业过程中，通常有以下三种受力工况：铲斗水平插入料堆，工作装置油缸闭锁，此时可认为铲斗斗刃只受水平插入阻力的作用。铲斗水平插入料堆，翻转铲斗或举升动臂铲取物料时，认为铲斗斗齿只受垂直掘起阻力的作用。铲斗边插入边收斗或边插入边举臂进行铲掘时，认为铲斗斗齿受水平插入阻力与垂直掘起阻力的同时作用。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，就可得到铲斗六种典型的受力作用工况，如图3-18所示。（a）水平对称工况（c）水平垂直对称同时作用工况（b）垂直对称工况（d）水平偏载工况（e）垂直偏载工况（f）水平垂直偏载同时作用工况图3-18 工作装置外载荷工况（2）外载荷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别按插入阻力、掘起阻力和转斗阻力矩进行计算。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，铲斗底和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，一般按照下面经验公式来确定： （N） （3-31）式中 K1物料块度与松散程度系数，见附录表3-1 K2物料性质系数，见附录表3-2 K3料堆高度系数，见附录表3-3 K4铲斗形状系数，一般在1.11.8之间，取1.3 B铲斗宽度，290cm L铲斗的一次插入深度，40cm得到： F=9.81.00.0451.101.3290401.25 =18397（N）掘起阻力掘起阻力就是指铲斗插入料堆一定深度后，举升动臂时物料对铲斗的反作用力。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 （N） （3-31）式中 K开始举升铲斗时物料的剪切应力，它通过试验测定，对于块度为 0.10.3m的松散花岗岩，剪切应力的平均值取K=35000Pa B 铲斗宽度，m Lc铲斗插入料堆的深度，m得到： F=2.2350002.90.4 =89320（N）转斗阻力矩当铲斗插入料堆一定深度后，用转斗油缸使铲斗向后翻转时，料堆对铲斗的反作用力矩称为转斗阻力矩。当铲斗翻转铲取物料时，在铲斗充分插入料堆转斗的最初时刻，转斗静阻力矩具有最大值，用表示，此时铲斗转角a=0；其后，转斗静阻力矩随着铲斗的翻转角a的变化而按双曲线特性变化（见图3-18），一直到铲斗前切削刃离开料堆坡面线为止。开始铲取时（a=0）的静阻力矩为 （3-32）式中 Fx开始转斗时的插入阻力，18397N X铲斗回转中心与斗刃的水平距离，1.13m Y铲斗回转中心与地面的垂直距离，0.26m L铲斗的插入深度，0.4m得到 =1.1183970.4（1.130.250.4）+0.26 =13599 （Nm）图3-19 转斗静阻力矩与铲斗转角的关系掘起阻力矩随铲斗回转角a的增大而减小。当铲斗回转a角后，其转斗阻力矩为 （3-33）式中 铲斗离开料堆时的翻转角度 铲斗离开料堆时，由物料重力产生的阻力矩，Nm转斗阻力矩计算：铲斗在料堆中转斗时，除了要克服料堆的静阻力矩之外，还要克服铲斗自重和铲斗中物料所产生的阻力矩。因此，开始转斗的阻力矩为 （3-34）式中 转斗阻力矩，Nm 开始转斗静阻力矩，13599 Nm 轮式装载机额定载重量重力，49000 N 铲斗自重力，13470N 铲斗中心至回转中心B的水平距离（图3-19），0.5m得到 =13599+（49000+13470）0.5 =44834 （Nm）图3-20 作用在转斗连杆上力的确定作用在转斗连杆上的力：铲斗充分插入料堆后开始转斗时，作用在铲斗与铲斗连杆铰销上的力（图3-20） （N） （3-35）式中 铲斗回转中心至的作用线的垂直距离，0.430m得到 =44834/0.43=104265 （N）3.5 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，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，作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即： （3-36）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 （3-37）由于，所以取进行计算。 (3-38) 2)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。下面以工况为例进行受力分析，其他工况与此类同。(a)水平偏载（Pxa=217KN,PZa=0） 取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 （3-39） （3-40） 由 （3-41） 所以 （3-42） 由 （3-43）则 （3-44） 取转斗油缸为脱离体，根据平衡原理，作用于两端的力大小相等，方向相反，即： （3-45）由受力分析可知，转斗油缸此时受拉。取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力； 由 （3-46） （3-47）由 （3-48）由 （3-49）取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力： 由 （3-50）由 （3-51）由 （3-52）b）垂直偏载（Pxa=0,Pza=281KN）与求水平偏载一样，取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 （3-53） （3-54）由 （3-55）所以 （3-56） 由 （3-57） 则 （3-58）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： （3-59）由受力分析可知，连杆此时受拉。取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力； 由 （3-60） （3-61）由 （3-62）由 （3-63）取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力： 由 （3-64）由 （3-65） 由 （3-66）比较两种工况可知垂直偏载受力比较大，故取垂直偏载为例进行强度计算。第4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。4.1 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。4.1.1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4.1 动臂的结构形式曲线型结构较复杂，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：故此次设计就选用直线型动臂结构。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：图4.2 动臂的结构形式单板形结构简单，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4.2所示。4.1.2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，=353MPa4.1.3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。4.1.4强度计算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53)，为简化计算，将动臂主轴线分为GI、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) （4-1）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） （4-2）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） （4-3）强度计算中许用应力按下式选取 （4-4）式中 s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s=360MPa； n安全系数，设计手册中规定n1.11.5，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n1.5，此处取n=1.8。则 MPa BI段：弯矩 (4-5)轴向力 (4-6) 剪力 (4-7)参考柳工856型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=200mm则m3 (4-8)F=bh=0.06x0.2=12x10-3m2 (4-9)将式(4-5)(4-6) (4-7) (4-8)及(4-9代入式（4-1）和(4-3)得：IJ段：弯矩 (4-10)轴向力 (4-11)剪力 (4-12)参考柳工856型装载机，取动臂厚b=60mm，宽h=450mm则m3 (4-13)F=bh=0.06x0.45=27x10-3m2 (4-14)将式(4-10)(4-11) (4-12) (4-13)及(4-14)代入式（4-1）和(4-3)得： 4.1.5 强度校核摇臂的强度校核，在对称载荷作用下，摇臂可看作是支承在动臂B点变截面曲梁。为简化计算，将摇臂主轴线分成CB、BE折线段，见图3-20，求出每段的内力值。图4-3 摇臂内力计算由式3-34可得Fc=104265 N，取单边侧板为研究对象，得到 N （4-15）由，得到 （4-16）代入数据得到 =72116 N 弯矩 =43269 Nm （4-17）在对称水平载荷作用下，由内力得出内力图（图3-21）图4-4 对称载荷引起的摇臂内力图然后对危险断面强度校核。对于危险断面1-1，在此断面上作用有弯曲应力和正应力，以其合成应力所表示的强度条件为 （4-18） （4-19）由式4-19得到： =0.0063 m2得到：20 000 000 Pa达到强度要求式中 A摇臂断面1-1处截面积 R摇臂断面处外圆弧半径 b侧臂断面1-1处的钢板厚度 d断面1-1处铰接销直径销轴校核原理同上得到：20 000 000 Pa4.2 液压缸设计4.2.1
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