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第1章 绪 论1.1 装载机概述装载机主要用于铲装石灰、土壤、煤炭和其他散状物料。装载机不仅可以完成挖掘作业，还可以执行一些其他任务，如推平和起重等。它具备自重轻、机动灵活、效率高等特点，所以用途广泛。1.2 装载机应用技术发展1.2.1 国外装载机发展现状(1) 产品已经形成系列化，成品更新速度快，并且朝着大型化、小型化方向发展；(2) 装载机的成套化、系列化、多品种化已经成为当下市场的主流；(3) 装载机上采用新的结构、新的技术，可以使装载机的性能日趋完善；(4) 开发各种工作装置以满足市场需求；(5) 易于维修、保养，注重环保。1.2.2 国外装载机发展趋势(1) 系列化，特大型化；(2) 多用途，微型化；(3) 广泛使用液压技术，广泛使用微电子和信息技术，提高装载机的技术含量；(4) 不断创新结构上的设计；(5) 安全性、舒适性和可靠性也是国外企业的卖点。1.2.3 国内装载机发展现状中国的装载机制造技术与国外的一些国家还有一定的差距。虽然国内装载机生产企业确实数量多，而且还仍呈现增长趋势，但国内大多企业自主开发创新产品的能力比较的弱，导致产品的更新能力也随之减弱，适应装载机市场需求的能力变差。在装载机制造方面，国内关键部件技术不能满足要求，技术装备和生产能力也较低。与发达国家相比，我国装载机在操纵灵活性和舒适性方面较差。国内装载机有以下几个特点：(1) 产品质量不稳定，科技含量低国内生产的装载机产品质量不稳定：国产装载机的传动系统是出现大故障的主要部位，而在液压系统中主要出现一些小毛病。装载机制造技术普遍也比较低，现在处于较低水平。(2) 设备的灵活性、舒适性较差 可以体现装载机工作效率的主要是它的灵活性。由于制造等原因，装载机各部件不能自如的运作，工作起来显得不够灵活，工作效率低。 国内装载机驾驶室噪声控制问题还没有得到很好的解决；密封问题也尚未得到的解决，这些问题都需要进一步的改进和完善。(3) 产品用途单调，产品规格中小型化国内生产的装载机功能较少、用途较单一，主要是因为国内生产的装载机只能配置几种附属作业装置，在这方面的技术水平不高。尽管已经能生产了0.4吨到10吨 的装载机，但是装载机的产量仍然主要在1吨到5吨的范围内。国内生产企业无法生产微型，大型，超大型的产品，导致产品中小型化。1.2.4 国内装载机发展趋势由于我国历史与国情等原因，目前国内装载机生产企业与西方发达国家的一些制造企业的生产水平仍存在较大差距。现在国产装载机正在处于一个十分重要的过渡期，国内各个厂家也在加大对技术方面的投入。中国装载机制造业现在有下面几个发展趋势：(1) 大小型装载机受到了一些客观条件与市场需求的限制，所以无法大量的生产制造，厂商对这方面的投入也不是很注重。 (2) 通过优化每个系统，以提高每个系统的性能。动力系统的减震、工作装置的性能指标优化、冷却系统结构优化、工业设计等。引进国外最先进的传动系统和液压系统技术，使国内装载机生产更先进。(3) 提高安全性、舒适性。通过设计，驾驶室内提供了ROPS和FOPS功能，使国内装载机能够通过国际安全要求认证。(4) 降低装载机驾驶室与装载机对外部环境的噪声，减少尾气排放，强化装载机的环保指标，让国内的装载机绿色化。- 61 -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工作装置是装配到装载机上，是装载机上的关键组件之一，它能够使装载机完成铲取、装载及卸载等作业。它是自带液压缸的多连杆机构。 工作装置是由两个独立的运动机构组成：动臂举升机构与多连杆机构。主要由铲斗、连杆、动臂、上下摇臂、转斗油缸、动臂举升油缸、托架等组成。2.2 工作装置连杆机构的结构形式与特点目前装载机上使用最为广泛的是六连杆机构工作机构。它的机构传递方案如图2-1所示。其中，目前未在装载机使用的是图b 所示的方案；由图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3为连杆、构件4为摇臂、构件5为转斗油缸、构件6为机架。图2-1 六杆机构的构成方案以下是一些最广泛设计的装载机设计类型。它是根据转斗油缸布置位置的不同设计的。转斗油缸可以作为装载机工作装置其中的连杆机构：(1) 转斗油缸前置式正转六杆机构（图2-2a）以图2-1a的构件3作为转斗油缸时，它的优点在于装载机的转斗油缸可以直接连接到摇臂上。缺点就是在翻转铲斗时，是转斗油缸小腔进油，通过的小腔作用来实现翻转，这样铲斗的铲掘力就会相对较小。 图2-2 六杆机构工作装置的结构形式(2) 转斗油缸后置式正转六杆机构（图2-2b）以图2-1a中的构件5作为转斗油缸，并将装载机的转斗油缸放在动臂的上方。机构的传动比大于转斗油缸前置式的传动比，并且前悬小于转斗油缸前置式的。活塞行程比转斗油缸前置式的短。缺点是：转斗油缸后置式的转斗油缸与车架的铰接点位置过高，这会影响驾驶员的视野并且在操作方面给驾驶员造成不便。(3) 转斗油缸后置式正转六杆机构（图2-2c）使用图2-1a中构件5作为转斗油缸，并将转斗油缸安装在动臂下方，以便当装载机用于铲掘收斗作业时，使用油缸的大腔进行工作，产生更大的掘起力，并且铲斗易于翻转。(4) 转斗油缸后置式反转六杆机构（图2-2d）将图2-1a中的构件5为转斗油缸并将其安装在动臂的上。该机构主要有以下几个优点：一是铲斗插入料堆时（第一工况时）转斗油缸的大油腔注油，多连杆机构的传力比可以设计成较大的值。因此铲斗可以获得较大的掘起力，使得铲斗翻转时比较容易；二是多连杆机构各构件的尺寸合理设计；三是工作装置连杆的结构十分紧凑，前悬也很小，所以驾驶员的视野会更好。缺点是在摇臂与连杆的位置处于铲斗与前桥之间的狭窄位置，容易造成构件之间发生干涉，无法满足市场需求。(5) 转斗油缸后置式反转六杆机构（图2-2e） 以图2-1a 的构件3作为转斗油缸并将其布置在靠近铲斗的地方。 2.3 工作装置自由度的计算图2-3为反转六杆机构工作装置各连杆结构简图。图2-3 工作装置平面杆系结构简图该机构中活动构杆件数n=8，低副数目Pi=11，高副数目Ph=0。这样，通过平面机构的自由度的计算公式，反转六杆机构工作装置的自由度为 F=3n-2Pi-Ph=2 (2-1)第3章 装载机工作装置设计3.1 铲斗设计3.1.1 铲斗的结构形式(1) 斗体形状从铲斗的整体形状来看，铲斗分为两种形式：深底和浅底。浅底铲斗比深底铲斗更容易装满，但在运输过程中浅底铲斗容易溢出物料。相比之下，浅底铲斗更适合定点装卸，深底铲斗适合远距离的运输。(2) 切削刃形状切削刃分为两种类型：直线型和非直线型；前者设计比后者的要简单，这样会有利于铲平地面，但铲装的阻力要比后者的大。非直线型切削刃主要有两种类型：V形和弧形。这种切削刃在插入时具有相对较小的阻力并且易于插入料堆中，并且对于减小偏执载荷的插入也是有利的。(3) 斗齿斗齿是安装或焊接在铲斗斗刃上的，有的斗刃也不安装或焊接斗齿。如果将铲斗的斗刃上安装或焊接了斗齿后，则首先将斗齿插入料堆中。由于安装或焊接斗齿的比压大，所以带齿的比不带齿的切削刃更容易插入料堆里。当料堆的密度更大时，效果更加明显。斗齿结构分为两种：分体式和整体式。一般斗齿都是用高锰钢制成的整体式，用螺栓固定在铲斗斗刃上，图3-1是整体式斗齿。图3-1 整体式斗齿(4) 铲斗侧刃由于铲斗侧刃要参与插入工作，为了减小插入阻力，侧壁前刃通常与铲斗的前壁形成锐角。弧线或折线侧刃铲斗的插入阻力小于直线形侧刃的插入阻力，但具有弧线或折线形侧刃铲斗的侧壁较浅。物料容易从两侧撒落，影响铲斗的堆装量。(5) 斗底为了使铲装的物料在铲斗内能有良好的流动性，铲斗底部的圆弧半径应不宜过小，前后壁夹角应大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：耐磨和耐冲击的中锰合金钢材料3.1.2 确定铲斗断面形状和基本参数(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后壁高h是指铲斗的上边缘至圆弧与后壁切点之间的距离。底壁长l是指铲斗底壁的直线部分的长度。l如果增加，铲斗铲入料堆深度也变大，铲斗容易装满，但掘起力将由于力臂的增加而减小。从试验中可知，插入阻力随着铲斗入料堆的深度而急剧增加。l长同样也会降低卸载高度。l如果缩短，则掘起力大；并且由于卸料时铲斗刃口降落的高度较小，缩短工作时间，但会降低铲斗容量。对于主要装载轻质物料的铲斗，l可选择较的大值；对于装载岩石的铲斗，应取小些。铲斗张开角 是铲斗后壁和底壁之间的角度，一般在45到52之间。本次设计的具体参数初始设置如下：铲斗圆弧半径r：500mm底壁长l：700mm后壁高h：400mm张开角：50(2) 铲斗基本参数的确定 设定好上述铲斗断面参数后，根据老师给定的参数，本次设计铲斗的总宽度B为3100mm，铲斗壁厚为20mm。在设计铲斗时，铲斗的回转半径R （即铲斗与动臂铰接点到切削刃之间的距离）被用作基本参数。铲斗的其他参数作为R的函数。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（m） (3-1)式中 铲斗平装斗容，3m3 铲斗内侧宽度，3.02m 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，取值范围(0.350.4) 张开角，为4552取50 挡板与后壁间的夹角510（无挡板取0）图3-3中各参数含义如下： 铲斗圆弧半径，m Lg 斗底长度，是指从铲斗切削刃到铲斗底部延长线与铲斗后壁延长线交点的距离，m (3-2) KZ 后壁长度，是指从后壁上缘到后壁延长线与斗底延长线交点的距离，m Kk 挡板高度，m 调整每个参数后，每个值可以通过与R值之比，分别计算出、值，=1.4，=1.2,=0.13,=0.4然后，代入公式（3-1），可以确定铲斗的回转半径R，并且可以计算得出R1314mm即可得出 Lg=1.41314=1839.6mmLz=1.21314=1576.8mmLk=0.131314=170.8mm通常，铲斗侧壁切削刃相对于铲斗底壁的倾角=5060。铲斗与动臂铰接点距离斗底壁的高度为 h=（0.060.12）R=78.84157.68mm (3-3)r=525.6mmS=0.957 m3.1.3 铲斗容量的计算 在设计任务书里已经给出来了铲斗的斗容，并且铲斗的参数是根据铲斗的斗容制定下的，因此，下面只描述用于计算铲斗斗容的算法公式。(1) 平装容量根据公式（3-4）计算铲斗的平装容量（见图3-4）。对于有防溢板的铲斗 VS=SB0-23a2b=3.87 (3-4)式中 有挡板的铲斗横截面面积，m2 铲斗内侧宽度，m 挡板高度，m 斗刃刃口与挡板最上部之间的距离，m对于无防溢板的铲斗 Vs=SB0（m3） (3-5)式中 不装挡板的铲斗横截面面积，m2 图3-4 铲斗容量计算(2) 额定容量铲斗的额定容量（见图3-4）按照式（3-6）计算。对于有防溢板的铲斗 Vr=Vs+b2B08-b26a+c=3.44 (3-6)式中 c 物料堆积高度，m对于无防溢板的铲斗Vr=Vs+b2B08-b3243.44-3.33.3=4.24% FE+BE (3-9)如图3-10所示，若令GF=a，FE=b，BE=c，BG=d，并将式（3-9）不等号两边同时除以d，整理后得到下式，即 K=bd+cd-ad1 (3-10)上式各值可按式（3-11）选取，由G（1300，300）、B（1977，1827）点的坐标得到d=1670mm (3-11)由式（3-8）选取K=0.950得到，a=0.39d=651mmc=0.6d=1000mm，代入（3-11）得到，b=1271mm。图3-9 连杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计3.2.2.4 确定E和F点位置确定这两个点位置必须考虑一下四个要求：(1) E点不得与装载机的前轴发生碰撞，并且要使它与地面有足够小距离；(2) 插入工况时，使EF杆与GF杆尽可能垂直，以便获得更大的传动角和倍力系数；(3) 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；(4) 高位卸载工况时，EF杆和GF杆之间的传动角也必须大于10。如图3-10所示，将铲斗去插入工况，以B点为圆心，以BE=c为半径画弧；人工初选E点，使其落在B点右下角的圆弧上；然后分别以E点和G点为中心，分别用FE=b和GF=a绘制半径的圆弧得到交点，即为F。图3-10 连杆端部铰接点设计3.2.2.5 确定转斗油缸与摇臂和机架的铰接点C和D(1) 确定C点从作用力的传递开始，可以肯定摇臂BC段长一些更加的好，这可以增加转斗油缸的推力并增加挖掘力。但是，如果BC部分延长，铲斗和摇臂之间的角度比将减小。因此初步设计时，一般取 BC(0.71.0)BE (3-12)点C通常位于点B左上角。BC与BE之间的角度为CBE=130180。另外请注意，当达到插入工况时，摇臂BC接近转斗油缸CD趋近垂直。C点运动不得干涉铲斗，其高度不得影响驾驶员的视野。在此确定BC=0.67BE=680mm，并且BC与BE之间的角度为CBE=130。(2) 确定D点如图3-10所示，当铰接点G、F（即F2）、E（即E2）、B、C（即C2）被确定之后，然后，铲斗分别在工况I、II、III、IV时的C点的位置C1、C2、C3、C4也就唯一的确定。当铲斗从工况II举升到工况III或工况IV时，下放到工况I的运动过程中，转斗油缸的长度始终保持不变，因此D点必须在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上。最后，D点设计在A点的左下角。这样设计不仅会给装载机工作装置提供良好的平移性能，而且动臂在举升过程中，还可以降低举升外阻力矩。D点的固定坐标值为（3537，1885）。(3) 确定动臂举升油缸与动臂和车架铰接点H点及M动臂举升油缸布置在前轴和前后车架的铰接点之间的狭窄空间内。通过上述确定了装载机工作装置的每个铰接点的位置。在设计良好的外形前提下，基于UG软件绘图，本次设计中 ZL60装载机的各个工作状况如下图：图3-11 I 插入工况图3-12 II 铲装工况图3-13 III 最高位置工况图3-14 IV 高位卸载工况3.3 工作装置静力学分析3.3.1 外载荷确定原则在铲掘作业过程中，装载机通常具有以下三种受力工作状况：(1) 铲斗水平插入料堆中，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。(2) 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。(3) 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3-15所示。图3-15 工作装置外载荷工况3.3.2 铲斗形心的确定以C点为原点进行计算(1) 三角形形心的确定 由图可得 yC1=403mm xC1=888mm(2) 扇形形心的确定图3-16 扇形形心x=2/3 (3-13)式中， 用弧度表示，=0.72，r=525mm由此可得x=317mmx=xsin=287mm y=r-xc2cos65=403mm(3) 三角形ODB的形心确定图3-17 三角形ODB形心的确定y=175mm x=1088mm(4) 三角形OEB的形心确定OBD=25BC=y/sin12.5=808mmy= BCsin(65-15)=618mmx= BCcos50=519mm由以上各式该形心在x轴和Y轴上的坐标为x=888mm y=403mmx=287mm y=403mmx=913mm y=175mmx=519mm y=618mmDH=1.212m(5) 铲斗重心坐标为：根据几何关系有A=1/21.8391.212=1.11443mA=0.36R=0.31244m A=A=1/20.5251.127=0.2958m由此可得铲斗重心坐标为 X=A1x1-(A3x3+A4x4-A2x2)A1+A2-A3-A4 (3-14)代入数据得：X=785mm Y=A1y1-(A3y3+A4y4-A2y2)A1+A2-A3-A4 (3-15)代入数据得：Y=407mm 即铲斗形心坐标为（785，407）。(6) 铲斗在堆装状态下的物料重心 已知：C0(785，407) AD=1213mm MD=1481mm根据几何关系得三角形DNM重心坐标为（218，720），三角形ADM重心（506，839）。 堆装状态物料重心图3-18 铲斗的形心xc=A1x1+A2x2+A3x3A1+A2+A3代入数据得x=632mm同理可得y=516mm式中， A铲斗横断面面积；A的面积； A物料堆高面积。 x1，y1铲斗横断面形心坐标； x2，y2的形心坐标； x3，y3物料堆高形心坐标；由于（632，516）和铲斗形心坐标（785，407）接近，因此选物料和铲斗重心坐标为（710，460）。3.3.3 外载荷的计算(1) 插入阻力根据一般方法难以计算上述阻力，通常根据以下经验公式确定： Fx=9.8K1K2K3K4BL1.25 （N） (3-16)式中 K1 物料块度与松散程度系数，见附录附表1 K2 物料性质系数，见附录附表2 K3 料堆高度系数，见附录附表3 K4 铲斗形状系数，宽斗 B1.5 m K3=1.1 1.4； 小斗 B（0.51.3）m K4=1.61.8；取1.4 B 铲斗宽度，305cm L 铲斗一次插入深度，48cm(最大插入深度可取铲斗前壁长的0.60.7倍)得到： Fx=9.810.20.81.4305481.25=84591.3（N）(2) 掘起阻力铲斗开始举升时物料的剪切力按下式计算 FZ=2.2KBLC （N） (3-17)式中 K 开始举升铲斗时物料的剪切应力；此值是通过试验测定的，块度为0.10.3m的松散花岗岩，它的剪切应力平均值可取K=35000Pa。 B 铲斗宽度，m Lc 铲斗插入料堆的深度，m得到： Fz=2.2350003.050.48=112728（N）(3) 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Ma0表示，此时铲斗转角a=0；之后，当铲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3-19），一直到铲斗前切削刃离开料堆坡面线为止(a=a)。开始铲取时(a=0)的静阻力矩Ma0为Ma0=1.1Fx0.4(x-14L)+y (3-18)式中 Fx 开始转斗时的插入阻力，165000N(取最大牵引力值) x 铲斗回转中心与斗刃的水平距离，1.3m y 铲斗回转中心与地面的垂直距离，0.3m L 铲斗的插入深度，0.48m Ma0=1.1Fx0.4(x-14L)+y =1.11650000.4(1.30.250.48)+0.3 =140118（Nm）图3-19 转斗静阻力矩与铲斗转角的关系掘起阻力矩Ma随着铲斗回转角a的增加而减小。当铲斗回转a角后，转斗阻力矩Ma为 Ma=Ma0(1-can) (3-19)式中n=lg(2Ma0-Mama0)lga3c=1(a)nMa0-MaMa0 a 铲斗离开料堆时的翻转角度 Ma 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：开始转斗的阻力矩为 MZ=Ma+(Gm+GC)LC (3-20)式中 MZ 转斗阻力矩，Nm Ma0 开始转斗静阻力矩，140118Nm Gm 装载机额定载重量重力，6000 N Gc 铲斗自重力取铲斗底厚20mm，后臂和挡板厚20mm，侧板厚15mm根据铲斗各机构尺寸计算铲斗体积为：V=0.1804钢=7900Kg/m3GC=vg=14253(N) LG 铲斗中心至回转中心C的水平距离（图3-20），0.6m得到 MZ=Ma+(Gm+GC)LC=140118+（60000+14253）0.6 =184669.8（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FF：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为FF（图3-20）。3.4 工作机构的受力分析与计算3.4.1 装载机的几种工况(1) 重载铲斗举升至最高位置；(2) 重载铲斗举升至最大水平幅度；(3) 联合铲装工况；3.4.2 联合铲装时的受力分析图3-21 铲斗受力分析(1) FF求解由图可知a=710mm b=1300mmc=650mm y=300mm 以G为支点，有力矩方程 Gm+Gc2a+Fsh2b+Fin2y=FFsin80c (3-21)代入数据得FF=461866NFF=FE（方向相反） (2) FG求解图3-22 G点的受力分析经过计算知F1E1水平，因此有FF与Fin/2方向一致。有 FG=(Fin2+FF)2+Fsh2+Gc+Gm22 (3-22)代入数据得FG=329037N =arctan(Fin/2+FFFsh2+Gc+Gm2) (3-23)代入数据得：=72(3) 分离摇杆，取B为支点，有力矩方程： FELBEsin3=FcLBCsin2 (3-24)由此可得Fc=FELBEsin3LBCsin2代入数据得Fc=600910N(4) 求解FB图3-23 FB的分解经过计算 FE与Fc夹角为23.8。根据几何关系有：FE2+FC2-2FEFCcos17.5=FB2可得FE=4618662+6009102-2230933461866cos156.2=1040331N(5) FE，FB夹角求解 =arccos(FE2+FB2-FC22FBFE) (3-25) 代入数数据得=arccos(4618662+10403312-600910221040331461866) =13(6) 分离动臂，以A为支点，有 FBLM+FHLAN=FGLAG (3-26)图3-24 动臂受力分析式中，A点到FB的作用线的距离 ； 点到的作用线的距离 ；点到的作用线的距离 ；经过计算得AG与水平线夹角为33.5，FG与水平线夹角为18，因此有FG与AG连线的夹角为51.5。所以有 LAQ=AGsin51.5=2512mm 由前面已求得FB与水平线的夹角为13，AB与水平线的夹角为7。 所以有FB与AB夹角为6。LAM=ABsin6=1969sin6=206mm根据同类型产品，取AH=800mm由(3-23)得，有 FH=FGFAQ-FBLAMLAN =3290372512-520165.5206800=968758N(7) 求解FA XA=FHcos33.5+FB2cos13-FGsin72 =968758cos33.5+520165.5cos13-329037sin72=1001734.5N YA=-(FHsin33.5+FB2sin13-FGcos72) =-(968758sin33.5+520165.5sin13-329037cos72) =-316003N 因此有FA=XA2+YA2FA=1050394N 那么FA与水平线夹角为 =arccos XA/YA (3-27) =45.43.4.3 工作机构主要零件的强度计算及液压缸的确定说明：对于装载机的每个工作机构，在计算装载机工作强度时应使用第四强度理论： =(n+)2+3k2s/n (3-28)工作初步计算 max=MW+FSs/n (3-29)式中，n为安全系数，n=1.82.3。(1) 动臂强度计算动臂可以看作是支撑在车架的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，将动臂危险取为动臂油缸上H处截面。则max=MW+FSs/n取n=2。 W=BHA23 (3-30) S=2BH (3-31)M=FAsin42.5LANF= FAcos42.5=774431NBsHA2-FHA-6M=0 (3-32) 得 HAFF2+24BsM2Bs (3-33)式中，M=1050394sin42.50.8=567709Nm s屈服极限，MPa； 45钢s=353MPa； B钢板厚度，取B=40mm HA774431+7744312+240.0435356770910620.04353106519mm根据同类型产品，取HA=560mm(2) 转斗油缸的选择 F1=FC=600910N工作压力取 P=30MPa 直径的选择根据国家系列，P1推=603186N,P1拉=412334N 查表得,活塞杆直径d=90mm； 缸体内径D1=160mm。 行程的选择经过计算得其行程为：S=405mm；根据同类型产品，取S=600mm。根据经验公式L+SL=1.61.7 (3-34)代入数据得：L=8501000mm(3) 动臂油缸的选择 直径的选择F2=FH=968758N 工作压力取P=30MPa；根据同类型产品，取液压缸杆径D2=150mm 液压缸内径D3=220mm F=1140398N取S=750mm；根据经验公式（3-31），=1.6-1.7代入数据得：L=10711250mm 行程的选择经过计算以及根据同类型产品，所以行程取S=750mm。3.4.4 摇臂及连杆的计算(1) 经过讨论可知，摇臂的危险断面在B点所在截面，根据公式图3-25 危险校核max=MW+FB22W=BHB23S=2BHBM=FcLBC 代入数据得：M=204309NmF=Fcsin90 代入数据得：F=600910N 根据公式 B可得公式： HBF+F2+24BsM2Bs式中，s=353MPa，B=0.04m 代入数据得HB600910+6009102+240.0435320430910620.04353106=317mm 根据同类型产品，取HB=350mm。(2) 连杆的计算 直径的确定 根据公式FE1/4d2sn式中,连杆受力F=461866N，=353MPa n安全系数 (1.82.25)，取n=2； 由此可得 d4FEns446186623531060.058mm 稳定性校核根据公式Pcr/FEnst (3-35)Pcr=2EIlI=d464式中， E弹性模量 E=210MPa； n安全系数 n=35，取n=3； l即EF的长度 EF=1269mm；由此可得2EIFEl24代入数据得2210109d4/644618661.26923从而可得d434618661.269264321010968.4mm取d=70mm。(3) 连杆销轴计算 弯曲强度计算 根据公式 max=M/Ws/2 (3-36) W=d332 (3-37) M=PL2 (3-38) 式中，P计算载荷，为铰点所受载荷的1/2，即P=1/2FF=230933N图3-26 连杆销轴 L2销轴计算长度， L2=1/2L1+a+1/4d d连杆宽度；取=30mm，a=20mm则L2=70mm； 屈服极限，由于销轴常用40Cr，=800MPa 因此有d3164618660.0740010674.4mm 故取d=80mm。 销轴、支座挤压强度的计算根据公式mz=p1L1ds2 (3-39)式中，s支座的挤压屈服极限，s =353MPa； 代入数据得mz=2309330.030.07=110106176.5106Pa 因此合适。 销轴套挤压应力的计算 根据公式mt=4P1dd=42309330.070.08=165106176.5106 因此合适。(4) G点销轴的确定 根据公式max=MWs/2 W=d332 M=FGi2l=a/2+b+c/2式中，根据同类型产品，取c=20mm，b=20mm，a=40mm。图3-27 G点销轴因此有d=50mm。根据公式d364Ms式中，屈服极限，=800MPa； 因此有 d364FGls 代入数据得d=60mm。 销轴支座挤压应力的计算 根据公式mz=1/2FGad=329037/2 0.040.055 =75MPaMPa 因此合适。 销轴套挤压应力的计算 根据公式mt=1/2FGcd=32903720.020.055=68.5MPa因此合适。(5) C点销轴的确定 根据弯曲强度计算图3-28 C点销轴根据公式max=MWs/2 W=d332 M=1/2F =1/2+a+701/2=70mmP1=1/2600910=300455N代入数据可得max=3004550.0732d3s/2因此有 D3323004550.07400106D79.8mm由活塞杆耳环查得：dc=80mm 销轴套挤压应力的计算 根据公式有：mt=1/2Fcl1d =3004550.030.07=143.1MPa176.5MPa 因此合适。(6) 动臂铰点A的确定根据弯曲强度的计算图3-29 A点销轴根据公式max=MWs/2其中有 W=d332M=1/2FAl2式中，s屈服极限，s=800MPa；FA=1050394N； l2=10+15+20=45mm；代入数据得 d3162539050.05s67mm根据同类型产品，取d=70mm。(7) 动臂铰点B的确定图3-30 B点销轴根据公式max=MWs/2 其中有 W=d332 (3-40) M=12FBl2式中，屈服极限，=800MPa；FB=520165.5N，l3 =80mm代入数据得d31610403310.0880010679mm根据同类型产品，取d=80mm。 (8) H点销轴的确定图3-31 H点销轴同理，根据同类型产品，解得 d3169687580.0680010672mm取d=80mm。3.4.5 关于润滑关于装载机的润滑，通常使用两种稀油润滑有和油润滑方法。这两种类型可以分为几种类型的润滑：集中式、离散式、连续式、间歇式、压力式和无压式。由于稀油润滑的内摩擦系数较低，具有一定的冷却效果，在不拆开机件的时候就可以更换润滑油，常用在高转速的机械上。这设计的装载机用油脂润滑。(1) 润滑剂的选择现有的润滑剂基本分为矿物润滑油、合成润滑油、润滑脂、动植物油、固体润滑剂、润滑添加剂等；其中合成润滑油成本太高，仅在极高、极低温度或特殊条件下才单独使用；动植物油主要供给食用，或其它有特殊要求的设备用，有时也作润滑添加剂用；而矿物油成本较低，产量比较大，性能还稳定，所以获得广泛的应用。 (2) 对润滑剂要求润滑剂选择主要考虑：工作范围，周围环境，摩擦副表面。装载机工作装置上的润滑剂需要低摩擦系数，良好的的内聚力和高纯度，无研磨，有好的导热能力，较大热容量，达到这些要求就可以了。第4章 UG软件的应用4.1 仿真和优化在利用UG运动仿真模块对装置的运动路径进行仿真时，主要是检测装置是否能够完成插入、铲装、最高位置处以及卸载工况，查看是否有机构存在干涉。检测铲斗从铲装工况运动到最高位置处是否一致处于平放状态，从卸载工况运动是否能自动放平。在利用高级仿真进行有限元分析时，主要是通过仿真后的结果，对各个主要受力部件进行结构上的优化。这一次，我是对装载机的工作装置，即动臂与摇臂进行高级仿真，图4-1、图4-2、图4-3、图4-4是高级仿真后的结果。图4-1 动臂高级仿真结果（位移量）图4-2 动臂高级仿真结果（应力最大位置处）图4-3 摇臂高级仿真结果（位移量）图4-4 摇臂高级仿真结果（应力最大位置处）4.2 零件设计由于装载机工作装置也由多个部件组成，所以在这里以铲斗设计过程为例，通过第三章中的铲斗参数设计，在此阐述从理论到UG图形的设计过程：首先在草图环境中设计草图1（如图4-5），添加草图中尺寸之间的约束条件。图4-5 草图1然后再退出草图环境，回到零件设计环境，通过利用加厚命令，使得所设计的草图生成立体图，这样铲斗的后壁制作完成，如图4-6所示。图4-6 实体1在此回到草图设计环境中，设计草图2（如图4-7），之后得到第二片的实体合成在同一个零件上（如图4-8）。图4-7 草图2图4-8 实体2 同理，一步一步得到整个零件的实体图形。4.3 产品设计在各个设计好的零件的基础上，进入UG软件的产品设计模式，从中添加动臂和摇杆以及他们铰接处的销轴。如图4-9所示图4-9 添加零部件在零部件添加完之后，按照设计要求，添加各个零部件之间的约束条件，是它们依照设计要求配合在一起。如图4-10所示图4-10 添加各零部件间的约束同理，把每个零部件全部设计到一起，并用约束条件使它们连接在一起，从而完成这次装载机工作装置设计的全部过程，得到达到设计要求的产品（图4-11）。图4-11 装载机工作装置通过前面一步步的三维设计，最终完成本次设计的整个过程，将装载机的三维图呈现出来，达到设计任务书的要求。第5章 实体模型的制作 实体模型是根据装载机工作装置设计的实际尺寸1:10制作出来的。在制作模型的过程中，主要有出选择制作模型的材料、出模型图纸、利用激光切割机制作模型构件、组装模型、调试模型。(1) 选择制作模型的材料制作模型的材料选择普通的3mm厚的木质面板、胶棒、图钉、输液管和注射器。木质面板主要用于制造本设计的模型铲斗、动臂、连杆、摇臂、车架和注射器固定架。胶棒是用来制作模型的销轴；图钉用来固定胶棒（销轴）；输液管用来制作液压管；注射器用来制作模型的液压缸。(2) 出模型图纸模型图纸是将装配图与零件图缩小十倍，对一些细节部分进行修改，如装配孔等。在出模型图纸时主要时一些装配孔不易确定，还有注射器的固定架图纸也不好确定。(3) 利用激光切割机制作模型构件在制作模型构件时，利用学校实验室的激光切割机进行制作。将模型图纸格式转换为PDF格式，导入激光切割机中，调好所需功率与速度，即可制作出所需部件。(4) 组装模型在组装模型的过程中，将模型的各个部件利用502强力胶粘接结实，将注射器进行改装，改装到所需长度。装配时，出现了一些装配孔对接不上的问。通过修改模型图纸，重新制作所需部件，再进行装配，直至达到所需要求。(5) 调试模型装载机工作装置模型制作完毕后，接下来就进入到最后的调试阶段。将注射器内上装水，进行第一次调试，在调试的过程中，查看是否存在干涉、是否能够达到
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