装载机工作装置设计

装载机工作装置设计摘要：装载机是现代工程建设中所用机械的一个主要机种，主要用途有装卸搬运成堆的散料、轻度的铲掘、清理工作面、牵引等。为了减少生产成本，必须采用高效的机械装卸设备。装载机工作装置的设计主要是对装载机铲斗、连杆机构、动臂的设计，而工作装置设计的合理性直接影响到了装载机的工作性能及其使用寿命，随着优化设计方法进一步发展，机器自动化和智能化不断提高。在对铲斗设计时要对铲斗的形状、容积进行分析。然后在对装载机的连杆机构设计中要计算出组件的尺寸，各点之间的位置关系和动臂的数据计算。最后对工作装置进行受力分析和强度计算，以确定该型号装载机实际载荷是否在设计载荷范围之内。关键词：装载机，工作装置，动力学分析IThedesignofLoaderWorkingdeviceAbstract:Theloaderisamaintypeofmachineryusedinmodernengineeringconstructionwiththemainpurposeofhandlingstacksofbulkmaterials,mildshovel,cleanfaceandtraction.Inordertoreducethecostofproduction,efficientmechanicalhandlingequipmentmustbeadopted.Designofworkingdeviceofloaderismainlyonthedesignofloaderbucketlinkagearm,andtheworkwilldirectlyimpactondevicedesigntotheperformanceoftheloaderanditsservicelife,withthecontinuousmethoddevelopmentofmodernoptimizationdesigntoconstantlyimprovethemachineautomationandintelligence.Inthedesignofbuckettoshapeandspecificparameters,volumesofthebucketareanalyzed.Andthentocalculatethesizeofcomponentsinthedesignofloaderconnectingrodmechanism,positionrelationbetweenpointsandarmdatacalculation.Finally，thestressanalysisandstrengthcalculationoftheworkingdeviceiscarriedouttodeterminewhethertheactualloadofwheelloaderiswithinthescopeofthedesignload.Keywords:Loaders,Workequipment,DynamicsanalysisII目录1前言.12装载机工作装置的概述.22.1装载机工作原理和结构组成.22.1.1工作装置的设计要求.32.1.2结构形式的选择.32.1.3工作装置结构分析.42.2工作装置的作业性能指标.42.3工作装置的基本结构参数.53铲斗设计.63.1铲斗作用及设计要求.63.2选择铲斗的结构形式.63.3确定铲斗基本参数.74动臂设计.114.1确定动臂的三铰接点.114.1.1动臂与铲斗的铰接点B.114.1.2动臂与机架的铰接点A.124.1.3动臂与摇臂的铰接点E.134.2动臂长度的确定.135连杆机构设计.145.1连杆机构分析.145.2确定构件尺寸及铰接点位置.156计算位置及外载荷的确定.176.1计算位置.176.2外载荷的分析.176.3外载荷的确定.187工作装置的受力分析.207.1铲斗受力分析.217.2连杆受力分析.227.3摇臂受力分析.22III7.4动臂受力分析.238工作装置的强度校核.248.1动臂强度校核.248.2连杆强度校核.268.3摇臂强度校核.278.4铰销强度校核.289油缸作用力的确定.319.1转斗油缸和动臂油缸主动力的确定.319.2转斗油缸和动臂油缸被动力的确定.3310结论.34参考文献.35致谢.3601前言我国从60年代末开始使用装载机至今，期间主要经历三个阶段，由最初的仿真摸索阶段到后来的自力更生研发阶段再到近期的技术引进共同研发阶段。装载机的使用加快了我国的工业建设发展进程。在铁道、公路、矿山、桥梁、水电、建筑等各个部门的经济建设中，可以进行装卸搬运成堆的散料、轻度的铲掘、清理工作面、牵引等工作，在很大程度上提高了工作效率，节约了劳动力与经济成本。因此在现代化工程建设中，装载机已经成为了不可缺少的重要的机械设备，为各企业与国家创造了巨大的物质财物及经济利益。在设计工作装置时主要有以下过程：根据参数要求明确设计任务、进行调查研究、制定好设计任务书，进行各个结构的方案设计和强度计算等阶段。工作装置的设计成功与否直接影响了装载机整体的功能好坏，能否满足设计时的使用要求以及是否具有高效的作业生产率是衡量设计成功与否的主要指标。通过对国内外的不同型号装载机进行分析，连杆机构的构件数目不同机构形式也会不同，由于结构形式中转动方向不同，连杆机构可分为正转与反转两种机构。在中国，生产出的第一代产品从60年代末延续至今，使用的图纸几乎一模一样，在近几年对装载机进行开发设计时主要就是对工作装置进行进一步设计，可见工作装置的设计是装载机设计时的主要部分。通过查找相关资料，发现在以往的装载机结构设计中，大多数装载机工作装置使用的是反转六连杆机构，对反转六连杆机构的优缺点以及工作装置的工作原理也有了一定的了解，然后借助CAD软件进行各铰点的设计，以保证设计的精度要求。由于资料的缺少加上自身所学知识不足，在此过程中难免会有不合理的地方，希望能批评指正。12装载机工作装置的概述2.1装载机工作原理和结构组成装载机可进行装卸货物，是由动力装置提供动力；行走系统进行移动；传动装置、制动装置与转向装置操纵工作装置进行装卸搬运成堆的散料、轻度的铲掘、清理工作面、牵引等工作,该机械的工作装置主要作用是进行插入物料、举升铲斗、运输、卸载物料、铲斗放平。其工作装置结构如图2.1所示。图2.1装载机的工作装置结构1)铲斗；2)连杆；3）摇臂；4）动臂；5）动臂油缸；6）转斗油缸；工作装置（如图2.1）是由铲斗、动臂、连杆机构、摇臂及液压系统组成。整个装置都是围绕铲斗来进行工作的，铲斗主要用于对物料进行铲掘；动臂与动臂油缸作为连接铲斗与车架以及升降铲斗进行工作；转斗油缸是以摇臂等机构让铲斗围绕铰接点进行转动；液压系统可使动臂进行升降以及转动铲斗。22.1.1工作装置的设计要求工作装置安装在机器的前端，它的设计影响机器整体的性能。结合装载机在实际生产作业时的情况，要注意以下五点要求：1)结构要求简单紧凑，便于维修和更换零件，稳定性好；2)各个构件的受力状态良好，寿命长，尺寸大小适合工作环境需要；3)设计出的卸载高度与卸载距离都要在设计使用范围内；4)各构件之间不出现干涉现象，各处转动角不低于15度；5）设计出的工作装置所占用的空间不会阻挡司机视线，不影响工作。2.1.2结构形式的选择工作装置可以按照铲斗后是否有支架分托架式和无托架式两种结构形式，其工作装置结构简图如图2.2所示。（a）（b）图2.2工作装置结构图（a）托架式（b）无托架式1)铲斗；2)托架；3)转斗油缸；4)动臂；5)连杆；6)动臂油缸；7)摇臂有托架式的工作装置如图2.2（a）所示，我们可以发现该结构简单，动臂与连杆的前端跟铲斗的托架相连接，后端跟车架的支座相连接，托架的上端跟转斗油缸相连接，下端与活塞杆和铲斗相连接。在国产装载机中多种型号上都采用了托架式的结构形式。有托架的装载机容易更换铲斗与安装其它的附件，但由于托架与转斗油缸、铲斗都是直接铰接在一起，因此铲斗转动角变大，再加上动臂前端托架也有一定的重量，进而使该机械的载重量降低，工作效率降低。3无托架式的工作装置如图2.2（b）所示，动臂前端和铲斗相连接，后端和车架相连接，动臂油缸和动臂及车架相连接，转斗油缸与车架和摇臂相连接，摇臂和动臂连接在一起，连杆两端分别与摇臂和铲斗相连接。在实际情况中，我们需要考虑结构是否简单，并根据实际的工作环境及铲掘方式进行工作装置结构形式的选择。本文选择无托架式结构来设计。2.1.3工作装置结构分析反转六连杆工作机构（图2.1）是由BC、AB、FD、CD、GF以及机架六部分构成。该机构在铲斗插入物料掘起时，可以获得较大的掘起力，并且具有良好的平动性和卸料性，很好满足铲装、运输、卸载等作业要求，因此反转六连杆机构在装载机设计中得到广泛使用。2.2工作装置的作业性能指标对工作装置设计时，主要注意以下几点：（1）卸载性在转动缸的作用下，无论动臂处于何种位置，铲斗的卸载角都应该大于45度，工作装置的卸载性主要与转斗缸的最小结构长度及行程有关。（2）动力性在铲斗进行铲掘工作时，为了能使机器有足够的铲起力，应当在有限空间内合理设计各个构件的尺寸大小来提高机器的动力性能。（3）平移性平移性就是当转斗油缸处于闭锁状态，动臂在动臂油缸作用下进行提升或下降铲斗过程中，连杆机构使铲斗在提升时保持平移或处于很小的变化范围之内。（4）自动放平性铲斗在进行完物料的卸载后，在动臂下降到下限位置时，能够自行放平，以便于下一次的铲掘工作，减轻了驾驶员劳动强度，大大提高了工作效率。（5）工作范围主要由最大卸载高度的卸载距离、最大卸载高度以及最大卸载距离来进行4表示。所达数值要在工作范围要求以内。2.3工作装置的基本结构参数任务书中已经给定了以下基本参数，依照这些数据开始下一设计部分。额定斗容：32m额定载重量：KN6整机质量：15轮距：90轴距：26轮胎规格：4.1最大卸载高度：m80最小卸载距离：5在结构设计的过程中，主要要进行以下内容：1）对铲斗构造进行分析，利用所给的基本参数，选定好尺寸形状，计算出斗容。2）计算出动臂的尺寸大小、选定好形状及其与油缸之间连接点，进行强度校核。3）计算出连杆机构中组成构件的长度及相互连接位置，对其进行强度校核。在设计过程中，由于各个构件结构比较紧凑，构件数较多，容易发生干涉。因此要结合多种因素，并对其进行动力性分析，使其能够满足实际工作要求，整体性能优越。在实际过程中要参考各类资料，借助样机结构来完成此次结构设计。53铲斗设计3.1铲斗作用及设计要求铲斗位于机器最前端，装载机中的其他装置都是围绕铲斗来进行工作的，铲斗可直接进行铲掘、运输、卸料、切削等功能，整个装载机的插入能力和铲起力都是由铲斗发挥出来的，机械整体的工作性能和效率会受到铲斗的结构形式的影响，因此在在铲斗设计中最主要的要求是最大程度上减小切削阻力和提高工作效率。3.2选择铲斗的结构形式铲斗通常是由斗刃、侧壁、后壁、斗底等构成的，在此次结构形式设计中主要是对铲斗切削刃形状、铲斗斗齿、铲斗侧刃以及斗体形状莱进行分析。（1）铲斗切削刃形状由于装载机铲掘的物料有所不同，铲斗的切削刃形状也不相同，可以分为直线型（图3.1a）和非直线型，直线型切削刃的结构比较简单，能够很好地进行地面的清理平整工作，但是它的切削阻力比较大，装载重度也有所限制。比较来说，非直线型的切削刃阻力要比直线型的要小，非直线型切削刃主要有弧形和v型(图3.1b)等几种，结合实际工作环境，使用v型的要比弧形的多。主要是因为它的中间部分突出，整个装载机的插入力都集中在切削刃的尖端，这样能更容易插入物料堆中，对中性好，方向不易拐偏，但是它的平地性能与装满系数比直线型切削刃差。6(a)(b)图3.1铲斗结构简图（a)直线型切削刃；（b)V型切削刃（2）铲斗斗齿铲斗的前端装上斗齿后，斗齿最先与物料进行接触，可使铲斗更轻易地插入堆积紧密的物料中，斗齿也可以在磨损后进行更换，所以在进行铲掘堆积紧密物料或撬起大块物料时，铲斗都会安装有斗齿，而斗齿的形状对于切削阻力也会造成影响。（3）铲斗侧刃在铲斗进行工作时，侧刃也会参与，一般会采用弧线或折线状侧刃以减少插入阻力，适用于铲装岩石。但是有弧线或折线的侧壁比较浅，在进行铲掘工作时，物料容易从铲斗两侧撒出，从而影响了铲斗的装满，一般会将侧刃的连接口设计成弧形来加大铲斗的装满度。（4）斗底形状斗的前后壁之间要用圆弧相连接，并且弧度不要太小，是为了在进行铲装物料时，斗体有更好的流动性，减小了物料在斗体内的移动阻力。3.3确定铲斗基本参数（1）确定铲斗内壁宽度B0从给定的基本参数中可知轮胎的规格选为：16.0024，可知轮胎断面宽度Bw为406.4mm。由轮胎的轮距BL为1950mm,侧刃厚度h定为15mm.代入公式（3.1）求出铲斗内壁宽度B0。（3.1)mhWL4.261521950).(式中：7Bw轮胎断面宽度(mm)Bw=406.4mm；BL轮胎的轮距(mm)BL=1950mm；h侧刃厚度(mm)h=40mm。（2）确定铲斗回转半径R0铲斗的回转半径会影响铲斗的铲掘能力，铲斗回转半径可以通过其它基本参数进行计算，代入平装斗容计算公式(3.2)：1805.2cotsin)co(5.02.10010bkzgHBVR（3.2）式中：几何斗容量()；HV3m3VH铲斗内侧宽度(mm)；0BmB4.260斗底长度系数,取=1.42；g51gg一后斗壁长度系数,取=1.12；z.zz挡板高度系数,取=0.12；k42kk斗底与后斗壁之间连接部分的弧度半径系数，,取b40.35.b=0.36；b挡板与后斗壁的角度大小，一般，取；1105181所以代入上式得：，圆整后取。mR4.208mR2（3）相关参数计算8图3.2铲斗尺寸参考接下来可用来计算铲斗的其它相关参数，参照图3.2。0R斗底长度：gl175.36m2084.10lg（3.3）后斗壁长度：ZlRz96.135282.10（3.4）挡板高度：klmlk96.14208.0（3.5）斗圆弧半径r：Rrb3.36.0（3.6）连接点B离斗底之间高度:mRh8.120.)12.6.(0（3.7）铲斗的侧刃与斗底之间夹角，选。50（4）计算斗容铲斗平装的几何斗容图3.3横截面积计算依上图可知，该斗型横截面积S主要有五部分组成。S=S1+S2+S3+S4+S5式中：9S1扇形AGF面积；S2直角三角形GFN面积；S3直角三角形GAC面积；S4三角形CGN面积；S5直角三角形CND面积；得出：0.854)1-(5.02cotsin)co(.0b01kzg2R（3.8）对于装有挡板的铲斗：(3.9)aSBVp203式中：铲斗横断面面积（m2）；S铲斗内壁宽度(m)；0Ba挡板高度(m),可求出a为0.153m；b铲斗刃口距挡板顶部高度(m),可求出b为1.355m。得出：m2076.PV5%3.61所以，设计合理。额定斗容额定斗容可按公式(3.10)确定(图3.4)：(3.10)3220089.24.076mcabBVpH式中：物料堆积高度(米)。c物料堆积高度c可通过作图法来确定，额定容量铲斗的横截面积，挡板高度为a,铲斗开口为b,斗尖至铲斗侧壁为物料堆积高度。c10图3.4装载机斗容计算图铲斗斗容的误差率：(3.11)5%4.31089.2%10HV所以铲斗的设计合理。4动臂设计在设计动臂的过程中，一般都应用图解法，是因为图解法更加直观，便于读者理解，采用图解法是在确定最小卸载距离、最大卸载高度及其卸载角等参数后进行的过程，它首先是通过在坐标系xOy上确定工况(如图4.1)时工作机构的各铰接点的位置从而进行图解。4.1确定动臂的三铰接点4.1.1动臂与铲斗的铰接点B11图4.1铰接点确定图首先在CAD中确定xOy坐标系，将长度比例尺定为。然后该比例在xOy1上画出先前设计好铲斗的横截面的外部轮廓，使斗尖与坐标原点O相重合，斗的前臂要与x轴之间前倾角为，该位置就是工况,也就是铲斗在插入物料4堆时的工作状况。在坐标系上，B点要与O点之间距离应该小点，由于B点位置也会受到斗底离地面最小高度限制，也不是越小越好。铰点B在y轴上坐标数值越大，相应铲斗可以铲取更多物料，但B点与铰接点C之间的距离就会减小，从而使该装置的铲取力降低。所以在进行设计时，要先依照工况I时铲斗在坐标系上的位置状况，然后将B点在Y轴上的坐标值范围确定在，在x轴上的坐标值myB3502尽可能降低又不与斗底产生影响，就可以把B点在坐标系中的位置确定。x124.1.2动臂与机架的铰接点A（1)把铲斗进行旋转，是把B点作为圆心，顺时针转，此时铲斗的位置48状况即工况；（2)在坐标中画出轮胎的简易图。要注意让该机构简单紧凑，轮胎与铲斗间的距离不要太大。(4.1)12wwdbHR式中：轮胎动力半径()；dm轮毂直径()；w轮胎宽度()；b轮胎断面高度与宽度之比。取0.85；H/轮胎变形系数，普通轮胎为0.05。代入数据，得出：圆整后取。mRd8.6905.14.062.69mRd691把铲斗进行旋转，把B点作为圆心，顺时针转，铲斗口与x轴形成平行关系，铲斗也达到了最高位置处，此时为工况III。根据设计要求上最小卸载距离、最大卸载高度和卸载角，就可以画出铲斗在最高位置时的位置，为工况IV。由于B、B,都在以A为圆心，AB为半径的圆弧上，连接BB,作垂直平分线，A点在BB,上。A点的位置要尽可能低，取和前轴水平距离为轴距的1/3到1/2的前轮左上方。4.1.3动臂与摇臂的铰接点E根据图的分析以及相关查询，E点一般在前轮胎的外轮廓的左上方。如图4.1所示，E点位置对整个构件分布有很大的影响。，4.2动臂长度的确定13在确定动臂的铰点位置后，利用公式（4.2）可求出动臂的长度：Dl(4.2)20min20maxcossinBsBAsDRlRHl式中：回转半径和斗底之间夹角；7.5108arin铲斗最小卸载距离；minslmlsi铲斗最大卸载角；46铰点E到装载机边缘水平距离；BllB6.170最大卸载高度；maxsHHs28max动臂与车架铰点高度。AA35可求得，圆整后取。lD26.513lD25135连杆机构设计在进行工作装置的连杆设计中，即使反转六连杆机构的设计难度较大，也会被大多采用，主要是有以下原因：1）当铲斗在进行铲掘操作时，在铲掘位置的传动角比较大，采用连杆机构可以将倍力系数设定成较大值，从而使其获得足够的铲取力。2）在设计过程中，合理地设计好各个构件的尺寸，能够使铲斗获得良好的平动性能，实现了铲斗自动放平。3）六连杆机构的前悬较小，结构简单紧凑，驾驶员操作时有很好的工作视野。4）在进行卸载操作时，由于它的转斗角速度小，比较容易控制卸料的速度，减小其冲击。145.1连杆机构分析连杆机构对装载机整体的工作性能以及各个构件受力都有较大影响。需要经过多次计算分析以设计出最优方案。图5.1几种不同连杆机构简图连杆机构可以按转动方向的不同分为正转连杆和反转连杆机构两种。其中正传连杆机构又可按连杆数分为如图5.1a、b所示的正转单连杆与如图5.1c、d所示的正转双连杆。这种工作装置各构件位置布置比较好，它容易使转斗油缸、动臂、摇臂连杆的中心线都处于同一平面，使其整体受力变好。反转连杆机构与正转连杆相反，它铲斗与摇臂的转动方向不同，铲斗进行掘起时铲起力较大，不利于地面挖掘工作，它在进行动臂升降时，能够使铲斗有好的平动性，目前国内采用较多的是反转六连杆机构，对其设计变量和约束条件基本一致，在设计方法上，有效地提高了结构设计的自动化程度和效率。多数装载机的工作装置都是非平行四边形的，提升动臂时，铲斗都会向后翻转，以保证铲斗里的物料在从地面提升到最大卸载高度时不会泄露出去，铲斗实现平行移动。在机构进行运动的情况，反转连杆机构驱动下，如图5.1e所示铲斗与摇臂的转动方向正好相反，当铲斗在运输的位置，连杆会和动臂的轴线就会相交，难以分布于同一个平面；在动臂升降时铲斗保持了平移，减少了物料的撒落，实现了铲斗的自动放平；正是由于它的结构简单紧凑，摇臂.连杆的传动比较小，铲起力大才会被采用较多。155.2确定构件尺寸及铰接点位置设计反转连杆机构时，主要需要计算出摇臂和连杆尺寸，确定铰接点C、G、E的位置，转斗油缸旳行程等。连杆机构的各个构件的尺寸参数大小主要是依照动臂的尺寸数据来确定的。而铰点C的位置主要是对连杆受力情况和转斗油缸行程产成影响，在选择其位置时需要考虑铲斗进行地面铲掘的位置，转斗油缸对CD作用力比较大，使其有着很大的掘起力，一般情况下BC和铲斗回转半径夹角在内，1250长度。取，。Dla14.03.10ma36在设计时，不仅要考虑到各个构件运动关系，还要考虑它们的受力强度以及刚度，以保证该工作装置可以承受一定的重量额度。确定铰点E的位置、摇臂的形状、摇臂的尺寸时，要考虑好连杆机构的分布空间，以保证连杆机构的受力情况良好。设计时取：；mllDe24.1065.4.0mlD95.37618.0.；。972c29选定尺寸之后，按照（图5.2)中使用方法确定连杆长度，用b表示，C确定铰点G的位置和转斗油缸行程。用选定好的尺寸参数，画出铲斗后倾角的位置、动臂位置和铰点；45E提升动臂到不同角度，动臂转角均分成若干份，并且要让后倾铲斗保持平移性，按转动顺序画出BC在不同位置时，位置关1CB23iCB系都相互平行；接着画出铲斗处于最大卸载高度时的位置，卸载角，得50到。然后假设铲斗在最大卸载高度卸载时铰点、都处于一条直线，iCBDE可知道连杆CD的最小长度。由于要求铲斗在任意位置都能够使物cEbi料卸净，可根据摇臂的结构尺寸做出铲斗在不同的卸载位置时摇臂与转斗油缸的铰点位置，依次连接各个得到一条曲线，然后过点作出这条曲线的内iFiFiF包圆弧，那么圆弧的圆心G就是铲斗油缸和车架的铰点，该圆的半径N就是转斗油缸的最小安装距离。利用公式可求出转斗油缸的行程iGminR。minaxRlx16图5.2确定连杆机构的图解法解图在确定了连杆机构位置与尺寸后，根据图中已经确定的铰点G和转斗油缸的行程，可以得到在本次设计中上下极端位置后倾角相差（动臂提xl150升最大值），所以设计符合要求。6计算位置及外载荷的确定6.1计算位置由于铲斗也不同位置情况下，受力情况也不同，所受载荷不可能都分布均匀，在对装载机进行插入、铲起、提升、卸载的过程进行分析可知，铲斗在进行铲掘物料时其承受力最大，为简化计算过程，因此把铲斗的斗底和地面的前倾角定为，装载机以匀速进行铲掘作业(图6.1)时，作为此次强度计算5hkm3的位置，并假设外裁荷作用全部受力在切削刃。17图6.1工作装置强度计算位置6.2外载荷的分析通过对受载极端情况的分析，为了简化计算，将过程简化为两种极端状况：假定外载荷在切削刃上全部都是分布均匀的，可用切削刃尖部的集中载荷来替换载荷均布，出现对称载荷；铲斗在进行铲掘过程中，由于料堆的密实程度不同，从而使载荷集中在铲斗的一侧，在这种情况下，要把简化后的集中载荷都加在铲斗一侧的第一斗齿上面。装载机的铲掘过程中受力主要分为三种情况：1）装载机水平运动，铲斗插入料堆，当油缸闭锁时，可看为只有水平方向上的力作用在铲斗的切削刃上。2)在铲斗插入料堆，提升动臂进行铲掘物料或翻转铲斗的情况，可看为只有垂直方向上的力作用在铲斗的切削刃上。3)在铲斗插入到物料堆一定的深度以后，边插入边提升动臂进行铲掘物料或边插入边翻转铲斗时，在铲斗的切削刃上受到水平与垂直两个方向的力。6.3外载荷的确定根据以上分析得出工作装置在受力不同时的工况，如图6.2。18图6.2受载典型工况简图a)对称水平载荷；b)对称垂直载荷；c)对称水平和垂直载荷；d)水平偏载荷；e)垂直偏载荷；f)水平和垂直偏载荷。（1）对称水平载荷作用工况如图（6.2a）所示，工作装置各个构件均为对称结构，水平力()主要是cP由装载机受到的牵引力来决定，其在水平载荷作用下力的最大值为式（6.1）：(6.1)GPRfKxmax式中：空载时最大牵引力；maxKP空载时滚动阻力；f装载机的附着重量；G附着系数。取极限情况为：KNPx5.8017.（2）对称垂直载荷的作用工况如图6.2b,垂直力(铲起阻力)最大值为式（6.2），主要受纵向稳定条件的限制。(6.2)lGPsz119式中：装载机满自重；sG重心与前轮下端距离，取；1lmLl13021垂直力作用点与前轮下端距离，计算得。aRl59.07.10代入数据，得出：KNPz8359.27（3）对称水平与垂直载荷同时作用工况如图6.2c,(6.3)fkxP式中：驱动桥牵引力；kP装载机滚动阻力。f计算可得：KNGk7.105367.0fP.8所以，x65.970.15KNz83.2（4）受水平偏载荷的作用工况如图6.2d,此时水平力的大小同工况（图6.2a）相同，计算得xP。KNPx5.80（5）受垂直偏载荷的作用工况如图6.2e,此时垂直力的大小同工况(图6.2b)相同，计算得z。z83.7（6）受水平与垂直偏载荷同时作用工况如图6.2f,此时水平力，垂直力的大小同工况（图6.3c）相同，得xPz，。KNPx5.97z83.77工作装置的受力分析装载机在工作过程中处于不同的工作状态下，其工作装置的受力情况不同，在上一部分确定了装置中的计算位置以及外载荷后，接下来就可以对工作装置进行受力分析。因为工作装置受力状况比较复杂，一般都要做以下两点假设来20简化受力计算：1）假定动臂的受力和变形不会受到铲斗的横梁的影响，以外载荷的一半进行计算。2）动臂的摇臂与轴线连杆的轴线在同一平面。根据以上两点，即可把工作装置看成是简单的平面力系。(a)(b)图7.1工作装置受力分析简图由于动臂也是对称结构，即：(7.1)zz21PPaxax；对于所受偏载工况，求出所受载荷分配在动臂左右平面内的等效力和aP。如图7.1(b)所示。可得：bPxaxbzazb(7.2)aPazzP在求出外载荷后，可求出对应工况下构件所受的力。通过上述在各种工况及对外载荷进行分析对比，看出在第3、6种工况下所受外载荷为最大，由于不允许偏载工况在实际作业过程过多出现。在联合铲取工况下，受力也最为复杂，因此选取对称水平力与垂直力同时作用工况作为典型工况，对各构件进行内力计算以及强度校核。21图7.2工作装置受力分析图(a)铲斗(b)连杆(c)摇臂(d)动臂7.1铲斗受力分析计算外载荷KNPax825.4KNPaz915.36把铲斗作为脱离体（图7.2a）由，0BM12121sincoslhlGlhCCDazbx则，1212sincolPDazbaxC式中：铲斗重量，取。DGtGD代入数据，得：22；KNPC7.1810sinco360253395.8125.4由XBCaxXP则，1B代入数据，得：；B67.2310cos7.825.4由，0Zsin1DazCG则，2DazBPG代入数据，得：。KNB59.10sin7.80295.367.2连杆受力分析把连杆作为脱离体，连杆是两端铰接中间不受力的杆件，可知作用在它两端的力，大小相等方向相反，(图7.2b)即：。KNPDC7.187.3摇臂受力分析把摇臂作为隔离体，做出其受力简图(图7.2c)，对其进行受力分析。由，0EM3342324sincoscossinlPhhPlFFDD则，342coihlPF代入数据，得：；KNF7.2910sinco1.5085.687si97.由，0X23DEP则，23cossDFEP代入数据，得：；3.4560cos7.1807.9由，0Zini23EZ则，23ssinDFE代入数据，得：。KNE5.130sin7.180i7.97.4动臂受力分析摇臂与动臂的铰接点E处受力分析，在计算时，可直接简化到动臂上，计23算结果不会产生太大影响。把动臂作为脱离体，做出其受力图（图7.2d）。计算其受力大小。由0AM0sinco6574546lZhXlhlhPEBH则54667islZXZPEBH代入数据，得：；KNH45.1654sin78cos387.13.2109.18.23由，0X0cHBEAPX则，4HBEA代入数据，得：；8.3254os.167.23.65由，0Z0sin4HBEAZ则，4sinHBAP代入数据，得：。KN2.135i0在设计中所需确定的铰接点都已分析完毕。铰点受力分析结果于表7.1所示。表7.1全部铰点受力数值铰点BCDEFHA力方向XZPXZPXZ力大小(KN)233.6710.59187.7187.7465.313.5293.37165.4532248工作装置的强度校核根据工作装置在不同工况下的受力进行分析计算，找出构件中危险断面，来进行强度校核。由于许用应力会有所不同，按式(8.1)选取(8.1)ns式中：材料的屈服极限；s材料的安全系数，取。n2n此次设计中，动臂、摇臂、销轴材料分别选为16Mn钢、钢、。3AGr40查机械设计手册可知:16Mn钢MPas603钢3A241Gr40s8一般取：16Mn钢MPas36Pa10236钢3As240M4Gr40s888.1动臂强度校核动臂为双支点悬臂梁(图8.1)，为了计算简单，把动臂主轴线分成三条线段，分别求出各线段中的内力Q、N、M的值。进行强度校核：(MPa)(8.2)6610AW式中：M计算断面的弯矩()；NW断面抗弯系数()；3mN计算断面的轴向力()；25A计算断面的断面积()。2m(MPa)(8.3)106axmaxbJQSZ式中：计算断面的剪力()；N断面中性轴静矩()；maxZS3m断面中性轴惯性矩()；J4计算断面的宽度()。b将简化为：max(MPa)(8.4)6max10A23Q通过查询相关资料，知道动臂的危险断面一般会在H点旁边，因此可以在H点处分别取M.M、N.N断面，取M.M断面来进行计算：在M.M断面上，弯矩、轴向力和剪力分别为：KNlZhXlhMEB01.34748.051348.065187.596872BEEB7.2cos9.3cos.2KNZXQEBEB8.6075sin.15.01sin.453i2选取厚度50mm钢板，在计算断面处的宽度400mm，所以，322.6.mbhW04.50AM.M断面最大的应力及最大的切应力为：MPaANM98.7166max5.402.3023Q由此可知：a98.7max564P所以，M.M截面符合设计安全性。同理，N.N截面也符合。所设计的动臂合理。26图8.1动臂强度校核图8.2连杆强度校核校核连杆时既需要进行强度计算，又需要进行压杆稳定验算。（1）连杆强度校核AN式中：N轴向力；A连杆面积。连杆选16Mn钢，屈服极限，可知A：MPas350232104.5cmD由于连杆只会受到拉力或压力，其内力N：KNPC78所以，。aAN36.7因此，连杆强度满足设计要求。（2）连杆稳定性校核连杆选用16Mn钢，查资料可知：，MPaE210Pas350MPa280a461。ab568.故，861P。7.027则mDAIi2046.4713.il因为，1经验公式：2.358.202bas因为，所以MPascr得aAFcrcr4.175814.63因为铲斗自身重10KN，额定载荷是36KN，所以受到的最大压力时为：KN6103max故，远大于384.75ancrstn连杆的稳定性符合。8.3摇臂强度校核结合结构形式，分析摇臂的受力情况，可判断危险断面一般会出现在E点旁边，在断面上作用有正应力和弯曲应力，因此在E点旁边取M.M断面和N.N断面来进行强度的校核。摇臂材料为16Mn，其屈服极限，。MPas3608.1n现以DE段为隔离体来研究M.M断面，轴向力N、剪力Q、弯矩M分别为：KPMD97.10cos4.763KNZXDEE.120sin.825.135i0sinPQEE5.081cos7.0sin.3cos46截面面积A：219.m形心位置：z6.8_由平行移轴公式得：AbIzc228故，截面惯性矩4312.0mIz33_106.08.12mzIWMPaANWM5.9310.4261036.97036maxMPaQ5.1.28知.9mx61a所以,M.M截面满足安全设计要求。同理，N.N截面也满足安全性设计要求。图8.2摇臂强度计算简图8.4铰销强度校核此次设计中选用密封式铰销。工作装置中铰销强度按下面方法进行计算，如图8.3所示销轴的弯曲应力：(MPa)(8.5)WlPw6210式中：计算载荷；1P弯曲强度计算长度(m)；2l212dal29抗弯截面系数。W32dWm销轴支座的挤压应力为：(8.6)dlPjy160MPa销轴套的挤压应力为：(8.7)ljy361式中：销轴套的支撑承长度。3l(a)(b)图8.3铰销强度计算简图(a)中间双支撑(b)中简单支撑将设计中所用铰销的参数列于表8.1：30表8.1铰销各参数及应力计算值319油缸作用力的确定液压系统一般选动臂油缸或转斗油缸。工作装置油缸的作用力分为主动力和被动力，要进行装载机液压系统设计，首先要确定油缸的作用力。9.1转斗油缸和动臂油缸作用力的确定（1）转斗油缸作用力的确定图9.1油缸主动力计算图如图9.1所示，当装载机的动臂油缸处于闭锁状况时，转斗油缸可以产生出最大的掘起力，按式(9.1)计算其主动力：(9.1)175647563KnlGlPDzF式中：铲斗自重(N)；DG摩擦损失系数，；1K25.1n转斗油缸数，n取1；装载机最大起掘力。zP代入数据，得：KNF3684.510893.6701.542.当油缸大油腔进油，活塞杆承受压力时，按式(9.2)计算油缸的直径P：D32(cm)(9.2)pPD15式中：油缸工作压力(MPa)；p油缸机械效率，。95.0由于，则：FP1，在系列中选取。mD243.074.3685mD250确定活塞杆直径：d，故选取系列值。d7.16521d18计算油缸壁厚：Dpy式中：试验压力，取；ypMPay24许用应力，即。nb705nMPa140所以，在系列中取。m42.1025m.24根据上述数据选用油缸型号为：8543180/5HSGF（2）动臂油缸作用力的确定在转斗油缸处于闭锁状态时，按图9.1，动臂油缸可以产生最大的掘起力，我们可以计算其主动力按式(9.3)：(9.3)9121082lPlGlPnKFbDZH式中：动臂自重(N)；bG转斗油缸被动力(N)；FP摩擦损失系数，；2K25.1Kn动臂油缸数。代入数据,得:KNPH146.3871.20375.068172.3659.26.95133在油缸大油腔进油时，活塞杆受到压力时，油缸的直径按式(9.2)计1PD算：由于，则：HP1，在系列中选取。mD10695.74.35m140确定活塞杆直径：d，故选取系列值。d.78421d8计算油缸壁厚：Dpy式中：试验压力，取；yMPay24许用应力，即。nb705nMPa140所以，在系列中取。m1240m13根据上述数据选用油缸型号为：。130780/4HSGF9.2转斗油缸和动臂油缸被动力的确定转斗油缸和被动油缸被动力的大小，是根据受力最大工况下确定的，与液压系统中的过载阀额定压力大小有关，我们可以利用前述工作装置强度计算中六种典型工况来进行结果计算，选取结果中的最大数值，一般情况下油缸的最大被动力要比过载阀的调定压力低。%2503410结论由于我国的装载机发展相对落后，为了能使装载机中的工作性能得到提高，必须要对机械的工作装置进行更优化设计，在此次的装载机工作装置设计中，通过分析了装载机的工作原理和主要的工作性能指标按照设计要求和任务书中参数依次对工作装置中的铲斗、动臂、连杆机构几部分进行了结构样式的选择以及结构中所需尺寸参