装载机的总体设计及工作装置设计.doc

4.3.5 工作装置连杆机构系统运动分析反转六杆机构工作装置连杆机构的运动学和动力学参数都是与铰接点的坐标有关的参数。当连杆机构的各铰接点的坐标值一旦确定，这些参数都可以通过计算求得。主要参数有铲斗位置角、卸载角、卸载高度、卸载距离和倍力系数等。通过对它们的分析，可定量的评估连杆机构的设计质量，并为进一步修改提供可靠依据。1.铲斗对地位置角由前面画图所知，G点和F点同为一个铲斗上的两个点，所以铲斗在直角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。(1)铲斗举升平动分析根据前述铲斗举升时应近似平动的要求，应有下列不等式成立，即 (4-16)式中 工况时铲斗对地位置角；各工况时铲斗对地位置角。经画图得知，在任选的几个位置中均满足式4-16，因此满足其运动要求。可得如下结论：由于反转六连杆机构在动臂举升时，铲斗的相对运动方向与其牵连运动的转动方向相反，因此，只要合理确定各交接点位置，举升平动的要求是完全有可能达到的。这正是反转六连杆工作机构的优势所在。(2)铲斗自动放平前述铲斗自动放平性能与下面的描述是等效的，即铲斗由工况开始举升，在举升过程中保持铲斗油缸长度不变，当动臂转角=时，铲斗恰成工况，即卸载状态。工况和工况时的连杆机构参数只在转斗油缸的长度不同。若有 (4-17)成立，则说明铲斗自动放平。式中 铲斗最高位置时卸载角。设计中所给为50。 工况时的铲斗前臂与x轴的夹角，设计中所给为5。则-=-=45。因此，铲斗能够自动放平。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(4-19)所示，高位卸载时，铲斗与动臂铰接点的坐标为 (4-18)式中 ,工况时G点的坐标值； 工况时动臂对x轴的方向角； 动臂与铲斗铰接点分别在G点与的距离，可用下式计算。 231893747mm (4-19)则=1337mm，=3996mm。若要满足和要求，必须有下列各式成立。 (4-20) (4-21)式中 OG铲斗尖O点至G点距离,1324mm；前轮轴心的x坐标值,2809mm；轮胎的工作半径,855mm；工况时OG对x轴的方向角，可用下式计算。 =50+11-4=57 （4-22）计算得：=2906mm，=1339mm。由于=2900mm，=1300mm，则，即设计满足最大卸载高度和最小卸载距离要求。3.铲斗卸载角装载机要求铲斗在工况和工况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，由于工况时转斗油缸最长，而低位卸载时转斗油缸最短，所以，若工况和工况时的铲斗的卸载角都不小于45，则它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和分析即可。高位卸载角可由式(4-17)导出，即 =-+5=13287+5=50由于因此铲斗在工况既能正常卸载，有能自动放平。同理，低位卸载角可用下式计算。 =+5=129-87+5=46由于，因此铲斗在任何工况下均可顺利卸载。至此，ZL50轮式装载机工作装置的连杆系统设计已满足任务书的要求。4.3.6 工作装置静力学计算及强度校核4.3.6.1工作装置的静力学分析1.外载荷的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。装载机在铲掘作业中，通常有以下三种受力状况。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(操纵转斗缸)或举升动臂(操纵动臂举升缸)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于上述三种典型受力工况相结合，就可得到铲斗六种典型的受力作用工况，如图4-23所示。 (a) 水平对称工况 (b) 垂直对称工况 (c) 水平垂直对称同时作用工况(d)水平偏载 (e)垂直偏载工况 (c) 水平垂直偏载同时作用工况 图4-23 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成。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。(1)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，一般按以下经验公式来确定插入阻力。 (N) (4-23)式中 物料块状与松散程度系数；物料性质系数；料堆高度系数；铲斗形状系数；B铲斗宽度，cm；L铲斗的一次插入深度，cm。查取有关文献，结合老师建议，=0.5，=0.06，=1.00，=1.2，B=298.7cm，L=60cm。计算得：=17598N。(2)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、快度、松散程度、密度、料堆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局生的时刻，此时铲斗中物料与料堆之间的剪切面积最大，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。 =2.2KB(N) (4-24)式中 K开始举升铲斗时物料的剪切应力，它通过实验测定，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； 铲斗插入料堆的深度，m。其中K=30000Pa，B=2.987m，=0.6m。计算得：=118285N。(3)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，料堆对铲斗的反作用力矩称为转斗阻力矩。当用铲斗翻转铲取物料时，在铲斗充分插入料堆转斗的初始时刻，转斗的静阻力矩最大，用表示，此时铲斗转角=0；其后，转斗静阻力矩随着铲斗翻转角的变化而按双曲线特性变化。开始铲取时的静阻力矩为 (Nm) (4-25) 式中 开始转斗时的插入阻力，N； x铲斗回转中心与斗刃的水平距离，m； y铲斗回转中心与地面的垂直距离，m； L铲斗的插入深度，m。 根据铲斗的设计数据，得x=1.30m，y=0.25m。又L=0.6m，=17598N。 计算得：=13744Nm。 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，还要克服铲斗自重力和铲斗中物料所产生的阻力矩。因此，开始转斗的阻力矩为 (Nm) (4-26) 式中 转斗阻力矩，Nm； 开始转斗静阻力矩，Nm； 轮式装载机额定载重量重力，N； 铲斗自重力，N； 铲斗中心至回转中心B的水平距离，m。 其中，=13744Nm，=49000N,=8820N,=0.588m。 计算得：=47742Nm。 作用在连杆上的力：铲斗充分插入料堆后开始转斗时，作用在铲斗与转斗连杆铰销上的力(见图4-24所示)为 =/ (N) (4-27) 式中铲斗回转中心至的作用线的垂直距离，m。 其中=47742Nm，=0.654m。 计算得：=73000N。 图4-24 作用在转斗连杆上力的确定 这里需要说明的是，插入阻力、掘起阻力和转斗阻力并不是任何工况下都同时存在，而是随着铲掘的方法不同，存在一种、两种或三种。例如，采用一次铲掘时，在铲斗插入料堆的过程中，只有插入阻力。而当插入停止后铲斗由转斗油缸反转时，只存在转斗阻力矩。当采用铲斗在插入料堆的同时，进行举升动臂的联合铲掘时，则在此工作过程中同时存在插入阻力和掘起阻力。如果铲斗插入料堆的同时，又配合铲斗的翻转和动臂的举升运动，则三种同时存在。后两种工况由于铲斗插入料堆的深度较小，实际上总阻力比一次插入铲掘时的阻力要小。4.4.6.2工作装置的受力分析在此，我只针对装载机在对称载荷工况下进行受力分析。假设物料对铲斗的力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=17598N；垂直掘起阻力=118285N。对称载荷工况可简化为平面静定系统计算，但需要做如下假设。忽略铲斗和支撑横梁对工作装置各构件受力和变形的影响。根据这个假设，由于工作装置构件为对称构件(对称于机器的纵轴线)，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 = , = 每一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，计算时可以用杆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。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，一次求出各构件的受力。此时工作装置各构件的受力简图如(4-25)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公式可列出工作装置各构件的静力学计算平衡方程。 图4-25 工作装置受力分析 对于铲斗 = 其中，=17598N,=118285N,=0.25m，=1.3m，=0.653m，=0.037m，=-3。 计算得：=120.75KN。 =-129.4KN =65.45KN 连杆EF受力 因为连杆为二力杆件，所以 =120.75KN 摇臂受力 其中，=241.5KN，=-3，=0.862m，=0.47m，=0.872m，=0.139m,=26。 计算得：=100.95KN。 =211.3KN 37.9KN 动臂受力 其中，=2.6m，=1.834m，=0.92m，=0.185m，=0.565m，=0.401m，=36。计算得：179.2KN。 4.4.6.3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。1.动臂在对称载荷的作用下，此时动臂可看做是支撑在车架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4-26所示。 图 4-26 动臂内力计算 GI段和IJ段 轴向力 其中 计算得： 其中 计算得： 剪力 计算得： 计算得： 弯矩 其中 计算得：。 其中 计算得：。JH段和HA段轴向力 其中 计算得： 其中 计算得： 剪力 计算得： 计算得： 弯矩 其中1.08m。 计算得：。 根据所得计算结果画出对称载荷引起的动臂内力图，如图(4-27)所示。 (a)轴力图(KN) (b)剪力图(KN) (c)弯矩图(KNm) 图4-27 动臂内力图通过动臂内力图的分析比较，动臂在H点截面处为危险截面。在此截面上有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成应力所表示的强度条件为 （4-28） (4-29)式中 计算断面H处对Z轴的弯矩； 计算断面H处的轴向力； 侧动臂断面H处的截面积，； W计算断面H处对Z轴的抗弯断面系数，； 侧动臂断面H处的钢板厚度； 断面H处的高度其中，计算得：，动臂材料选用16Mn钢，查取文献得，为2，于是得即动臂强度设计符合要求。2.摇臂摇臂的危险截面在支座D点附近,在此断面作用有弯曲应力和正应力。其合成应力表示的强度条件为 (4-30) 其中，弯矩5.3KN，A=0.0018m。计算得：摇臂材料选取Q235钢，查取文献得，取安全系数为2，于是。即摇臂强度设计符合要求。3.连杆一般在铲斗掘起时，连杆受拉，按此工况进行强度计算。由前面计算可知，连杆在掘起时，受拉力为120.75KN，截面面积A=0.005。按照连杆强度条件 (4-31)计算得：连杆材料选取Q235钢，查取文献得，取安全系数为2，于是。即连杆强度设计符合要求。4.铰销对于铰销，我们只需验算弯曲强度和挤压强度，见图4-28所示。 图 4-28 铰销强度计算铰销的弯曲内力强度条件为 (4-32)式中 计算载荷，为铰接点所受载荷的一半； 销轴的长度，且 W销轴的断面系数，W=。销轴支座的挤压应力为 （4-33）销轴套的挤压应力为 (4-34)式中 轴套的支承长度。强度计算中所用的许用应力按下式选取，即 (4-35)式中 安全系数。销轴的材料我们选取了40Cr，查取文献得对于铰销，G点出受力为 计算得：又计算得：20MPa，由于销轴的材料为40Cr，我们取安全系数为2，因此。根据计算结果比较得到：，。因此，销轴的强度设计符合要求。第五章 ZL50装载机液压系统的设计5.1装载机工作装置对液压系统的要求一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。（1）动力元件的作用是将原动机的机械能转换成液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式一般有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。叶片泵运行平稳、噪声小、容积效率高，但其工作压力低，吸油能力差，对液压油的污染比较敏感，仅用在小型装载机上。柱塞泵由于工作压力较高，转速高和容积效率较高，在结构上容易实现变量等优点，在大型装载机上得到应用。齿轮泵成本低、体积小、工作可靠、对液压油的污染不太敏感，广泛应用在各种类型的装载机上。（2）执行元件（如液压缸和液压马达）的作用是将液体的压力能转换为机械能，驱动负载直线往复运动或回转运动。装载机在作业时尘土大，油缸往复动作频繁，油缸活塞杆暴露在外面，并直接承受冲击，故对油缸的耐压、耐磨、耐热和密封都有较高的要求。另外还要求油缸的内、外泄漏要少。外部泄漏是工作装置动作迟缓，并且容易使尘土侵入；内部泄漏则造成工作装置软弱无力、铲斗位置自动倾斜，特别是装载机在满载运输时，由于动臂油缸内部泄漏使动臂下落，造成铲斗中物料的撒落。（3）控制元件（即各种液压阀）在液压系统中控制和调节液体的压力、流量和方向。根据控制功能的不同，液压阀可分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为溢流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流节流阀等；方向控制阀包括单向阀、控制单向阀、换向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。（4）辅助元件包括油箱、滤油器、油管及油管接头、密封圈、压力表、油位油温计等。由于装载机本身的振动大，经常连续作业，液压系统油温比较高，尖峰压力大，所以对油管和接头提出耐热、耐压、耐振的要求。（5）液压油就是利用液体压力能的液压系统使用的液压介质，在液压系统中起着能量传递、系统润滑、防腐、防锈、冷却等作用。对于液压油来说，首先应满足液压装置在工作温度下与启动温度下对液体粘度的要求，由于油的粘度变化直接与液压动作、传递效率和传递精度有关，还要求油的粘温性能和剪切安定性应满足不同用途所提出的各种需求。液压油是液压系统中传递能量的工作介质，有各种矿物油、乳化液和合成型液压油等几大类。装载机工作装置对液压系统的要求为：（1）工作装置的液压系统应满足装载机循环作业对工作装置提出的各种要求，并保证工作装置处于铲掘、提升、卸料和运输工况时，其动臂和铲斗油缸进入相应的工作状态，工作可靠，作业效率高。（2）液压系统应具有良好的工作性能，操纵轻便灵活，工作装置传动平稳，经济性和安全性好。（3）先导式操纵的液压系统可以改善装载机的操作性能。采用先导控制方式，还可以对多路换向阀进行远距离操纵，有利于对结构尺寸较大的多路换向阀进行合理布置，缩短主工作油路，减少沿程压力损失，提高大功率装载机的经济效益。（4）在工作装置液压系统中增设散热器，进一步改善装载机的操纵性能，提高工作装置微动性，明显降低液压系统油耗和能耗，延长了液压油缸密封件的使用寿命。5.2油缸作用力的确定装载机工作装置的动作是靠动臂和转斗油缸的伸缩实现的。油缸应保证产生足够的作用力以克服作业时的各种工作阻力。油缸作用力有两种情况。主动作用力 它是油缸推动机构运动时的作用力，其最大值取决于液压系统的工作压力和油缸直径。被动作用力 作业时，外阻力作用于闭锁状态的油缸(又称闭锁力)，其最大值取决于液压系统的过载阀调定压力值和油缸直径。例如，动臂不动,利用转斗油缸上翻铲斗进行铲掘作业时，转斗油缸所产生的作用力为主动作用力，动臂油缸所承受的为作用力即为被动作用力。油缸作用力应保证装载机工作时发挥最大铲起力。其极限值受整机纵向稳定条件的限制。确定油缸作用力要在总体布置和工作装置连杆机构铰接点位置确定的基础上进行。(1)转斗油缸作用力的确定为了发挥装载机的铲掘能力，要求转斗油缸作用力足以使铲斗在铲掘位置上翻时，装载机后轮离地，转斗油缸作用力即以此平衡条件作为计算位置。根据装载机纵向稳定条件得最大掘起力 (5-1)式中 装载机自重力； 装载机重心离前轴的距离； l斗刃在地面上的支点至装载机前轮接地点的距离。其中，l=3173mm。计算得：85421N。铲斗在铲掘位置绕G点上翻时，铲斗刃口的运动方向基本接近于垂直地面，因此可以转斗油缸作用力主要是克服铲起阻力(如图5-1)。 图5-1 转斗油缸作用力的确定取 取 因为，所以 其中，=833mm，计算得：502.2KN。其中为铲斗自重力。考虑到连杆机构的摩擦损失，则每只转斗油缸受力为 (5-2)式中 转斗油缸数； 考虑到连杆机构的摩擦确定损失系数，取其中，n=2。计算得:600.5KN。(2)动臂油缸作用力的确定利用动臂油缸提升动臂以铲取物料，铲斗绕动臂支点A坐圆弧转动，除需克服垂直铲起阻力外，尚需克服较大水平阻力。在此，仍假定动臂油缸作用力仅克服最大最大掘起阻力。如图5-2所示。 图5-2 动臂油缸作用力的确定取 每只动臂油缸受力为 (5-3)式中 工作装置自重力； 动臂油缸数； 考虑到连杆机构的摩擦损失系数，取计算得:(3)油缸被动作用力的确定油缸不动时，换向阀在中位，油路至换向阀间的油路分析如下。工作装置受到外载荷(例如装载机插入料堆),油缸将受到作用力，被动作用力如果过大，将引起换向阀和油缸区段间的油压骤增，导致油管和油封的损坏。动臂油缸和转斗油缸的被动作用是根据装载机在各种作业工况下可能产生的最大值确定的。5.3系统设计计算(1)系统压力的选择系统压力是指系统实际工作时的正常最高压力，它是根据所选择的液压泵的额定压力决定的，并有安全阀所限制。在传递相同功率的情况下，若压力低，则必须增加流量，这将导致液压元件尺寸增大。若采用高压，则流量可以减少，液压元件尺寸相对就小，但对工艺、材质和密封等有较高要求，因此，所选择的压力值必须适当。装载机液压系统多采用齿轮泵，其压力等级为中高压，目前我国装载机所采用的压力范围为1018MPa。随着我国工艺水平的提高，系统压力有可能进一步提高。综合考虑，本次设计系统压力位16MPa。(2)油缸流量的确定根据所定的系统压力和液压缸的作用力，就可初步确定液压缸的主要尺寸。液压缸面积(大腔)为 (5-4)式中 油缸所需克服的最大作用力,N； D油缸直径，cm； 油缸的工作压力，N/cm； 油缸的机械效率，取0.95。其中，计算得：D=17.2cm。根据计算所得缸径,另有举升油缸的工作行程可知：动臂举升油缸的型号为DG-J180B-EL，行程为554mm。同理可计算的转斗油缸缸径的D=22cm，则转斗油缸的型号为DG-J220B-EL,其行程为680mm。根据动臂提升时间和动臂油缸行程确定动臂油缸活塞移动速度；根据铲斗翻转时间和转斗油缸行程可求得转斗油缸活塞移动速度，由下式即可计算所需流量 (5-5)式中 油缸活塞的运动速度； 油缸活塞的面积； 油缸容积效率。因为动臂举升时间t=8.5S，因此其中254.3 cm，=0.95。 计算得：104.3L/min。同理计算转斗油缸。因为铲斗翻转时间为2.2s，因此。其中 cm，=0.95。计算得：(3)油泵的选择1)确定油泵的工作压力油泵工作压力为油缸工作压力与系统压力损失之和，即 (5-6)式中 系统压力损失，包括管道沿程损失和各部件的局部损失。因为油缸的压力为16MPa，根据同类产品来选取系统压力损失，设为0.5MPa，则油泵的工作压力为16.5MPa。2)确定油泵额定流量油泵流量应保证实现油缸的最大运动速度。装载机作业时，转斗和动臂一般不同时动作，故按上式所得计算结果可取大者，并考虑到系统损漏量，确定油泵额定流量为 (5-7)式中 油缸最大流量； 。 其中， 计算得：。3)确定油泵功率确定了油泵工作压力和额定流量之后，进行油泵功率的计算。 (5-8)式中 油泵工作压力； 油泵额定流量； 油泵总效率，一般取=0.750.85。计算得：结 论轮式装载机是用于装运散料为主的工程机械设备,由于经常工作在各种复杂的工况下,这就要求其具有良好的适应性和可靠性。装载机的总体，工作装置以及液压系统的合理设计对其工作性能以及经济性等方面都有着重要的意义。本文通过对ZL50轮式装载机的总体，工作装置进行详细设计，并且对其工作装置的液压系统进行了简单设计，得到如下结论：(1)本次对于ZL50轮式装载机的总体设计采用了类比法，这样可以减轻工作量，并且是较为经济且可靠的。(2)本次装载机工作装置的设计最大卸载高度为2906mm，最小卸载距离为 1339mm达到了任务书要求的最大卸载高度2900mm和最小卸载距离1300mm的要求。装载机额定载重量为5000kg，铲斗的额定容量为3m3达到了要求。(3)反转六连杆机构在分析设计时采用图解法，这种图解法简单易懂，布置紧凑。(4)工作装置运动平稳、无干涉，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。(5)通过对工作装置的受力分析和强度校核，能够安全正常工作，达到了设计任务书的要求。在本次的设计中，大量采用了尺寸绘图对轮式装载机工作装置进行了尺寸设计、运动分析和校核计算。总结论文的研究工作，在以下几个方面有待于进一步深入研究：(1)应对装载机工作装置动臂结构进行动态仿真，以真实地反映装载机的几何形状进而反映出各部件空间位置，有效检测工作装置的各部件是否发生干涉，并及时解决问题。(2)应对装载机工作装置动臂结构进行有限元分析，以验证设计的合理性，省去制造样机进行反复实验、修改等环节，大大缩短产品的开发周期降低产品成本。(3)应对铲斗结构和叉子挂接框进行优化设计，在不影响强度要求、外形美观的前提下，减少自身的重量。并且希望轮式装载机能在有以下方面进行发展：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。致 谢经过三个多月的认真钻研与精心设计，在此期间查阅了大批资料和文献，进行了大量画图与计算，最终完成了本次毕业设计内容。我的设计题目是轮式装载机总体设计及工作装置设计。首先在此我要衷心地感谢崔荔老师在设计过程中给予我的指导和关心，从选题到开题再到实际的设计过程中，每一个环节都凝聚了崔荔老师大量的心血。崔老师严谨的