毕业设计（论文）-LG50轮式装载机工作装置设计.doc

青岛农业大学海都学院 本科生毕业论文（设计） 题 目： LG50 轮式装载机工作装置设计 姓 名： 系 别： 工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机制一班 学 号： 指导教师： 2012 年 6 月 18 日 目 录 摘 要.I ABSTRACT.II 1 绪论.1 1.1 研究的目的和意义.1 1.2 轮式装载机的发展现状和趋势.2 1.2.1 轮式装载机发展现状.2 1.2.2 轮式装载机的发展趋势.4 1.3 轮式转载机的设计内容及要求.5 2 工作装置结构方案确定.6 2.1 LG50 型装载机主要性能参数.6 2.1.1 型号与型式.6 2.1.2 工作装置主要性能参数.6 2.2 设计方案论证.7 3 工作装置结构设计.9 3.1 装载机工作装置的分析.9 3.2 轮式装载机的工作过程分析.9 3.3 轮式装载机工作装置的设计要求.12 3.4 轮式装载机工作装置的设计.14 3.4.1 动臂铰接点的确定.14 3.4.2 连杆铰接点的确定.16 3.4.3 转斗油缸铰接点的确定.17 3.4.4 举升油缸铰接点的确定.18 4 工作装置静力学分析及强度校核.20 4.1 工作装置的静力学分析.20 4.2 工作装置的受力分析.21 4.2.1 铲斗受力分析.22 4.2.2 连杆受力分析.23 4.2.3 摇臂受力分析.23 4.2.4 动臂受力分析.24 4.3 各构件强度校核.25 4.3.1 连杆的强度校核.25 4.3.2 摇臂的强度校核.25 4.3.3 动臂的强度校核.27 5 结论.30 参考文献.31 致谢.32 I LG50 轮式装载机工作装置设计 摘 要 轮式装载机工作装置是执行机构，其性能优劣直接影响装载机的工作性能、生产效 率及使用寿命。本课题针对 LG50 型轮式装载机工作装置工作性能要求，完成了其工作装 置的结构设计。设计中，根据轮式装载机工作装置的动作和工况要求，确定了工作装置 的结构型式为反转六杆机构，并利用图解法确定了反转六杆机构各构件铰接点位置。另 外，论文还对各主要杆件进行了强度校核,验证设计合理。 关键词关键词：轮式装载机；工作装置；结构设计 II Design of the Working Equipment of LG50Wheel-style Loader Abstract The wheel-style loaders working equipment is an operating mechanism, its performance influences loaders operating performance, production efficiency and service life. The study has completed the structure design of working equipment of LG50 wheel-style loader according to its operating performance request. According to the requirements of movement and operation conditions of the wheel-style loader working equipment, the structure mode of the working equipment has been determined as reversal six-bar mechanism, and the hinged joint position of each member of six-bar mechanism has been determined with graphic method. Strength check of various main member has been also carried out. Reasonable design has been verified. Key words: wheel-style loader; working equipment; structure design 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 1 第一章 绪论 1.1 研究的目的和意义 图 1-1 轮式装载机总体结构示意图 1-发动机；2-变矩器；3-作业液压泵；4-前后车架铰接点；5-转斗液压缸； 6-动臂；7-摇臂；8-连杆；9-铲斗；10-驱动桥；11-车架；12-动臂液压缸； 13-前传动轴；14-变速箱；15-转向液压缸；16-后传动轴 轮式装载机是一种广泛应用于公路、铁路、港口、码头、煤碳、矿山、水利、国防等 工程和城市建设等场所的铲土运输机械。其主要功能是对松散物料进行铲装及短距离运输 作业。若换装相应的工作装置，还可以进行推土、起重、装卸木料及钢管等作业。装载机 对于减轻劳动强度，加快工程建设速度，提高工程质量起着重要的作用，是现代机械化施 工中不可缺少的装备之一。 装载机是工程机械中发展最快、产销量及市场需求最大的机种之一，我国装载机的研 究和使用已有几十年的的历史，大体经历了三个发展阶段：仿制摸索阶段;自力更生研制 阶段；技术引进、合资发展阶段。由于我国经济发展和建设的需要，对工程机械的需求量 很大，这给装载机行业的发展提供了很好的市场前景。 国外装载机发展迅速，而我国装载机在设计上存在很多问题，其中主要集中在工作装 置的可靠性、结构设计强度等方面。轮式装载机的总体结构示意图如图 1-1 所示。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 2 装载机的工作装置是装载机进行各种作业的执行部件，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，其性能直接影响装载机能力的发挥。装载机工作 装置由铲斗、动臂、连杆、摇臂和转斗油缸、举升油缸等组成。 现在装载机的工作装置有多种结构形式在不同的工况中得到应用。例如现在国内比 较成熟的反转六连杆机构、正转六连杆机构、平行八连杆机构以及 VOlVO 公司的 TPLINK 等结构，各种工作机构都具有各自的特点及使用工况。反转六杆机构以它的结 构简单制造维护方便，在国内装载机上反转六连杆机构得到最广泛的应用，它具有掘起 力大、平动性好，卸料转斗角角速度小、能自动放平等优点。 1.2 轮式装载机的发展现状和趋势 1.2.1 轮式装载机发展现状 国内轮式装载机研究趋势，正在从以前的简单模仿向自主开发过渡，国内各大主机 生产厂家对装载机不断进行开发改进，在关键部件及系统上进行自主创新，逐渐开发出 适合国内工况的具有自己知识产权的高水平装载机3。 从设计对象上看，国内采用和研究最多的是六连杆机构。国内对六杆机构的优化设 计、有限元分析、运动学和动力学分析已作了很多研究工作，但多数设计都采用了简化 的模型，不足以反映实际工作情况。理论结合实际方面的研究工作很有必要进行，它能 进一步验证我们理论优化的正确性，对优化方法经验的积累有很大的帮助作用。 从设计方法上看，工作装置整体优化的设计变量和约束条件较多，模型复杂。因此 把整体优化问题分解为两个子问题即动臂举升机构和转斗机构的两个四连杆机构优化。 此方法的优点是简化模型，提高设计效率，但是两者最优组合的结果不一定是整体的最 优。它们之间是相互联系相互影响的。 从建模方法上看，得到广泛应用的是优化设计。此方法原理简单，但建模过程中涉 及到大量的几何关系的推算，工作量大.周期长，工作效率低。 1.2.2 轮式装载机的发展趋势 未来装载机的发展趋势是：噪音小，尾气排放量小，可靠性与灵敏性高，人机环境 良好，作业效率高，环保型、经济性的工作装置是其发展方向。 1.3 轮式转载机的设计内容及要求 为提高装载机整机性能及作业效率，根据轮式装载机工作装置的动作和工况要求， 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 3 确定了工作装置的机构型式为反转六杆机构。首先确定铲斗的形状，其次根据最大卸载 高度、最小卸料角、卸载距离以及铲斗相对于前车轮的位置等确定动臂长度，最后利用 图解法确定反转六杆机构各构件铰接点的位置。 另外，工作装置连杆机构能产生较大的插入和掘起力，能耗低，零部件受力状态良 好；铲斗可自动放平；设计时要防止各构件出现相互干涉、 “死点”等现象；应尽量减小 工作装置前悬长度和高度，以提高工作装置的稳定性和司机视野。 第二章 工作装置结构方案确定 2.1 LG50 型装载机主要性能参数 2.1.1 型号与型式 1、型号：LG50 2、型式：轮胎式、液压转向、静液压传动 3、装载机的分类7 （1）按行走装置分为轮胎式和履带式两种。 （2）按使用场合不同分为露天用装载机和井下用装载机。 （3）按传动形式不同可以分为机械传动，液压机械传动，液压传动和电传动。 2.1.2 工作装置主要性能参数8 铲斗容量 2.8m3 额定载重量 5000 kg 卸载高度 3058 mm 卸载距离 1180 mm 铲斗提升时间 5.2s 卸载角 45 轮胎规格 23.525 轴距 3200mm 1、掘起力 其定义为：装载斗作业时，在转斗油缸或提升油缸作用下，不计土壤重力，装载斗 绕着某个规定的铰接点回转时，作用在斗刃向内 100mm 处的垂直向上的最大力。 掘起力决定了装载斗或提升臂绕其铰接点翻转或回转提升的能力，由转斗油缸或提 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 4 升油缸提供。 2、装载卸料高度 其定义为：当装载斗提升到最高位置，卸料角为 45时，装载斗斗齿尖离水平地面 的高度。 3、卸料距离 其定义为：当装载斗处于最高位置时，卸料角为 45时，装载斗斗齿尖与机体前面 外廓部分之间的距离。 4、运行位置收斗角 其定义为：挖掘装载机处于运行状态时，装载斗切削刃底平面与水平地面之间的最 大夹角。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 5 5、工作时间 装载装置工作时间是指提升臂提升、下降及装载斗前倾时间。工作时间的长短，直 接影响着装载装置的作业效率，从提高其生产率的角度出发，希望这些时间要短，但提 升臂提升时间太短，不但需要很大功率的工作油泵，而且提升臂上升时产生很大的动载； 提升臂下降和装载斗前倾速度太快，则会产生很大的冲击及造成油缸腔的真空。因此， 应根据实际情况，依照国家有关标准合理确定工作时间。 2.2 设计方案论 八杆机构(如图 2-1 所示)，六杆机构（如图 2-2 所示） 。 六杆机构的优点较多，能比较理想的满足铲装作业要求，且机构简单便于维护，所 以它在装载机上得到广泛应用。本设计鉴于 LG50 装载机的的额定载重量的要求，及对工 作环境的考虑，采用反转六杆机构设计工作装置。 图 2-1 八杆机构 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 6 图 2-2 反转六杆机构 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 7 第三章 工作装置结构设计 3.1 装载机工作装置的分析 本设计对于装载机工作装置采用反转六杆机构，如图 2-2 所示。该工作装置由铲斗 FG，连杆 EF，摇臂 CBE，动臂 ADG，转斗油缸 CD，机架 AD 六个构件组成，其实质是两个 反转四杆机构：GFEB 和 BCDA 串联而成。 若把油缸分解成两个活动构件和一个移动副，则反转六杆机构的活动构件数 n=8 根 据自由度计算公式 F=3n-2PL=知其自由度数为 2。因此整个机构具有确定211283 的运动。 3.2 轮式装载机的工作过程分析 轮式装载机的工作过程由六种工况组成12： 1、插入工况 工况 I，如图 3-1 所示。 图 3-1 插入工况 2、铲装工况 工况 II，如图 3-2 所示。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 8 图 3-2 铲装工况 3、重载运输工况 工况 III，如图 3-3 所示。 图 3-3 重载运输工况 4.举升工况 工况 IV，如图 3-4 所示。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 9 图 3-4 举升工况 图 3-5 卸载工况图 5.卸载工况 工况，如图 3-5 所示。 6.空载运输工况 工况。 3.3 轮式装载机工作装置的设计要求 根据轮式装载机的工作特点，其工作装置的设计应满足以下要求13： 1、基本要求 所设计的装载机应具有较强的工作能力，铲斗插入料堆的阻力要小，在料堆中铲掘 的能力大，能耗小。工作装置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，工作效率高，结构简单紧凑，制造及维修容易，操作使用方便等。 2、特殊要求 铲斗由工况被举升到工况位置过程中，为避免铲斗中物料撒出，要求铲斗 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 10 图 3-6 铲斗轨迹图 举升平动，如图 3-6 所示。 图 3-7 六杆机构工作位置图 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 11 3.4 轮式装载机工作装置的设计 LG50 型装载机额定最大卸载高度 3058mm，最小卸载距离 1180mm,卸载角 45o，轮胎采 用轻型载重普通断面轮胎 23.5-25LT 型，铲斗载重量 5000Kg。 下面用图解法确定各构件铰接点位置。 3.4.1 动臂铰接点的确定 1、确定坐标系 如图 3-8 所示，先在坐标纸上选取直角坐标系 xoy,并选定长度比例尺 =1：10。 2、画铲斗图 此为铲斗插入料堆的位置，即工况 I。 3、确定动臂与铲斗铰接点 G 由于 G 点的 X 坐标值越小传动角就愈大，即掘起力愈大，所以 G 点靠近 O 点是有利 的，但它受斗底和离地高度的限制，不能随意减小。 综上，设计时通常根据坐标图上工况 I 时的铲斗实际状态，在保证 G 点 Y 轴坐标值 y=150250和 x 坐标值尽可能小而且不与斗底干涉的前提下，在坐标图上人为的把 G 点初步确定下来14，取 x=1152，y=204。 4、确定动臂与机架的铰接点 A （1）以 G 点为圆心，使铲斗顺时针转动，与 x 轴平行为止，即工况 II铲装工况。 （2）把已选定的轮胎外轮廓尺寸画在坐标图上，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，目的是使机构紧凑，前悬小，提高整机的稳定性但一般不小 于 5014，在此取 80；轮胎中心 Z 的 y 坐标值应等于轮胎的工作半径 RK。 公式（3-1） )1()( 2 w w w kz b b Hd Ry 式中：yzZ 点的 y 坐标值，； dw 轮辋直径，635； bw 轮胎宽度，596； H/bw轮胎断面高度与宽度之比（普通轮胎取 1，宽面轮胎取 0.83，超宽面轮胎取 0.64），此处取 0.83； 轮胎变形系数（普通轮胎取 0.10.16，宽面轮胎取 0.050.1），此处取 0.06。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 12 求得 mmyz760236.343 图 3-8 工况分析图 （3）工况，高位卸载工况，令此时斗尖为 O，G 点位置为 G，如图 3-8 所示。 （4）以 G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 位置工况图（即工况） 。 （5）连接 GG 并作垂直平分线。因为 G 和 G点同在以 A 点为圆心，动臂 AG 长为 半径的圆弧上，所以 A 点必在 G G的垂直平分线上。 一般取 A 点在前轮右上方，与前轴心水平距离为轴距 1/31/2 处，A 点的位置可以 借挪动 G 点和轮胎中心 Z 点的位置来确定,取 A(3247,2100)。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 13 5、确定动臂与摇臂的铰接点 B 一般取 B 点过 A 点的水平线的下方，在 AG 连线的上方，并在 AG 垂直平分线左侧， 尽量靠近铲装工况的铲斗处，相对前轮胎，B 点在其外轮廓的左上部14，取 B(1160,1270)。 3.4.2 连杆铰接点的确定 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。 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崛起力。经研究分析， 本设计采用以下方法进行: 1、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 GF+BGFE+BE，若令 GF=a，FE=b，BE=c，BG=d，并将式子整理，不等号两边同除以 d，经整理可得下式，即 公式（3-2） 1 d a d c d b K 其中 K=0.9500.995，取 0.995； a=（0.30.5）d；取 0.39 c=（0.40.8）d 取 0.71 mmBG11272041270()13091687( 22 得 GF=a=441mm FE=b=738mm BE=c=800mm 2、确定 E、F 点的位置 采用初选 E 点法，E 点选择如图 3-3 所示。根据 BE 的长度大体确定一下 E 点的位置， 取 E(1893,564)此时的 E 点为工况 I，铲掘工况时的铰接点。此时分别以 E 点和 G 点为圆 心分别以 GF 和 FE 的长度为半径画弧，两圆弧的交点即为 F1点，则 F1(1159.5,645),当 F1点确定以后，旋转铲斗至工况 II，则 F2确定，然后以 F2为圆心，以 FE=738mm 为半径 画圆。此圆与以 B 点为圆心，以 BE 长度为半径的圆交于一点，即得 E2点。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 14 3.4.3 转斗油缸铰接点的确定 1、确定 C 点 C 点直接影响了铲斗的举升平动和自动放平性能，对掘起力和动臂的举升阻力的影响 都较大。初步设计时一般取 公式（3- BEBC)9 . 06 . 0( 3） 在此取 0.79,得632BC C 点一般取在 B 点的左上方,BC 与 BE 夹角（即摇杆的折角）可取 CBE=130180在此取CBE=146.57，求得 C(1510,1903),此角度的选取考虑到插 入工况时，摇臂 BC 与转斗油缸 CD 趋近垂直。 2、确定 D 点 转斗油缸与机架的铰接点 D 是根据铲斗由工况 II 举升到工况过程为平动，由高位 卸载下降到插入工况时能自动放平这两大要求来确定的。 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、IV、时 C 点的位置 C1、C2、C3、C4也就唯一的被确定下来了。 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 油缸的长度均保持不变，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。 研究表明，D 点设计在 A 点的左下方较好，这样不但平动性能好，而且动臂举升时可 减小举升阻力矩，有利于举升油缸的工作。 经发现，按照垂直平分线取交点的方法很难一次满足 D 点对总体布置要求，它或者 高于 A 点或者又低于 A 点，或者偏前或者偏后等，所以需经过多次试凑方能奏效，通常 可先变动 BC 的长度或CBE 大小来进行试凑，若不行再变动其它杆件的长度，这样可大 大减少试凑的工作量，本设计就是采用改变CBE 大小来实现的，这也就是前面所讲的选 取CBE=146.57的原因，求得 D(2855,2055)。 至此，机架的四杆机构 BCDA 初步设计出来了，但它还不一定保证工作机构在整个工 作循环中不出现死点或不被撕裂，因此还必须进行校验。校验方法如图 3-9 所示。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 15 图 3-9 四杆机构图解 取工况 I 时的四杆机构 B C1DA 为研究对象，固定 AB 杆，令 AD 杆逆时针旋转。若转 角由 0至动臂最大举升转角变化 =90时，BC1杆与 C1D 杆的夹角BC1D 始终小于 180，即未出现被拉成一条直线甚至拉开的现象，则说明设计有效。反之则说明四杆机 构不能满足所有工况需要，必须重新设计。转斗油缸最小安装距 900，当 BC1杆与 C1D 杆的夹角B C1D 始终等于 180时，油缸长度要达到 715是不可能达到的。显然本设 计的四杆机构满足要求。 3.4.4 举升油缸铰接点的确定 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。 H 选在 AG 连线的附近，且取在其下方为宜，并取 AHAG3=28253=941，初选 H（2118，961），测得 AH=1603.284,GH=1227.139,则在动臂处于最高位置时分别以 A 点和 G为圆心以 1603.284，1227.139为半径画圆其交点即为 H点。根据油缸行 程要求，举升油缸最小安装距离 1314，行程 778。 对机构的工况，及运动分析可知装载机在工况 I、II 时动臂处于最低位置，举升油 缸闭锁，所以此状态下的油缸处于最小安装距 1314，动臂在最高位置时，即工况 IV、时，油缸达到最大行程 L=1314+778=2092mm,则分别以 H 和 H点为圆心，以 1314和 2092为半径画弧，其交点即为 M 点，测得 M(3320,1491.5)。 至此，工作装置的基本尺寸已经确定下来了，接下来的工作既是按照经验得来的各 杆件的外形尺寸进行图纸绘制和杆件的校核。工作装置的三维模型如图 3-10 所示。 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 16 图 3-10 工作装置的三维模型 第四章 工作装置静力学分析及强度校核 4.1 工作装置的静力学分析 在这里以载荷沿斗齿均匀分布情况为例进行受力分析，计算时可以简化为一个作用 在斗齿中部的集中载荷来代替，牵引力由发动机提供，掘起力由油缸提供。 1、转斗机构传动比的计算 根据转斗缸的工作位置，其传动比为 i=（633. 4 439. 2）/ (659. 8 1052)=0. 4 （1）转斗机构的掘起力 液压系统的工作油压 P=16Mpa，转斗缸直径为 180mm，则 公式（4-1） 23 1 16 1800.25 10406.944()FPSKN 根据 GB10400-1989 标准要求，转斗缸的工作位置，其传动比为i=0.4,则其理论 掘起力为 公式（4-2） 11 4 406.944 0.98160()NiFKN （2）最高位置的举升能力 根据举升缸的工作位置，其传动比为 274 2063.80.133i 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 17 液压系统的工作油压 P=16Mpa，提升液压缸直径为 160mm，则 23 1 22 16 1600.25 10643()FPSKN 参照 GB10400-1989 标准要求，举升铲斗至最高位置其传动比i=0.133，则其理 论举升力为 11 0.133 643 0.9883.8()NiFKN （3）地面位置的举升力 根据举升缸的工作位置，其传动比 606.8 2580.70.245i 则其理论举升力为 11 0.245 643 0.98133.5()NiFKN 4.2 工作装置的受力分析 对称载荷工况可以简化成平面静定力系来计算，但需要作如下假定16： 1、假设铲斗和支撑横梁对工作装置各构件受力和变形没有影响，由于工作装置各构 件均为对称构件（对于机器的纵轴线） ，当载荷是对称作用时，两侧杆件受力相等，各为 相应工况外载荷的一半，可单独取一侧杆件系统并视为平面力系进行受力分析，即 公式（4-3） YyyXxx FFFFFF 2 1 , 2 1 2121 2、假设每一侧连杆机构各构件轴线均在同一平面内，所有作用力都通过各杆件断面 弯曲中心，各杆件因不在同一平面内所引起的扭矩不考虑，计算时可用构件的中轴线来 代替实际构件。 在此我选取了图 4-3 的工况为例进行计算，其它受力计算过程与此类似。 计算工作装置各构件的受力时，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 如图所示并规定任何构件中力的符号以拉力为正、压力为负。这样根据平面静力学方程， 计算如下: 支反力的计算： 选择同时插入与掘起物料工况进行计算，此时认为掘起阻力垂直作用于切削刃斗尖 后 100mm，插入阻力水平作用于切削刃上。在假设受力对称的情况下，由于动臂是一个对 称结构，两侧的动臂受力大小相等，所以按工作装置的一侧进行计算，并取外载荷的一 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 18 半进行计算。 4.2.1 铲斗受力分析 图 4-1 铲斗受力分析 1 2160000 280000 yy RPN 1 2112250 2561250 xX RPN 由 MB(F)=0 x sin(90)cosRsin0 Fy RcRab 式中：a=1068.4 b=1169.9 c=441.1 =10=1=6.2 得 F R217430N 由 X=0 XGFX R-RcosR =0 得 XG R=272289N 由 Y=0 YGYF R-R -Rsin0 得 YG R=103436N 4.2.2 连杆受力分析 连杆为二力杆 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 19 FF R =2R =434860N 4.2.3 摇臂受力分析 由 ME(F)=0 F RsinPsinab 斗 （180 - - ）=0 式中：a=798 b=633.6 =6=56=27=28=6 得 P419380N 斗 由X=0 XBF R-PcosRcos0 斗 得 XB R=849537N 由Y=0 YBF R+RsinPsin0 斗 得 YB R=-1622N 图 4-2 摇臂受力分析 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 20 4.2.4 动臂受力分析 图 4-3 动臂受力分析 将 B 点的力向 B点简化 BXByB M =R2sinR2cos21423886N mmdd 式中：d=421 =7 MA=0 HXGYGXBYB P1603 sinRsin42RcosR2sin34R2cos34M=0aacc 式中：=21a=2825 c=1578 =42 得 H P =787888N 由 X=0 XAXGXBH R+R-R2-Pcos0 XA R=873532N 由 Y=0 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 21 YAYGYBH R-R-R2-Psin0 YA R=422455N 4.3 各构件强度校核 对于上一节的受力分析，将拉杆、摇臂、动臂的强度校核分析如下： 4.3.1 连杆的强度校核 1、力学模型（图 4-4） 图 4-4 连杆力学模型 2、轴力图（图 4-5） 图 4-5 连杆轴力图 3、强度校核 连杆材料为 Q345A钢锻造件，截面积为 6600mm2， 2 s 345N mm 公式（4-4） 2 F RF=434862 6600=65.89N mm 安全系数： 公式（4-5） s n345 65.895.23 s 4.3.2 摇臂的强度校核 1、力学模型（图 4-6） 2、轴力图（图 4-7） 3、剪力图（图 4-8） 4、弯矩图（图 4-9） 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 22 图 4-6 摇臂力学模型 图 4-7 摇臂轴力图 图 4-8 摇臂剪力图 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 23 图 4-9 摇臂弯矩图 5、强度校核 材料 Q345A s=345N mm2 1-1 截面可简化为厚 t=120mm，高 h=300mm 的矩形面 公式（4-6） 2 1 11 1 1 1 1 11 1 146/ MN N mm WF 安全系数: /345/1462.36 s n s 4.3.3 动臂的强度校核 1、力学模型（图 4-10） 2、轴力图（图 4-11） 3、剪力图（图 4-12） 4、弯矩图（图 4-13） 5、强度校核 动臂材料为 Q345A 动臂厚度为 46mm 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 24 查机械设计手册 2 345/ s N mm 截面 t=46mm，高 h=430mm 的矩形面 矩形截面模量刚度 公式（4-7） 2 h 根据弯矩图、轴力图验算 1-1 截面 2 1 11 1 1 1 1 11 1 219/ MN N mm WF 安全系数 /345/2191.57 s n s 综上所述可见各构件设计合理。 图 4-10 动臂力学模型 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 25 图 4-11 动臂轴力图 图 4-12 动臂剪力图 图 4-13 动臂弯矩图 青岛农业大学海都学院本科毕业论文(设计) 26 第五章 结论