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大学毕 业 论 文（设计） 题 目： 汽车装载机设计 姓 名： 学 院： 专 业： 班 级： 学 号： 指导教师： 2013年 6 月 10 日II毕业论文（设计）诚信声明本人声明：所呈交的毕业论文（设计）是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果，论文中引用他人的文献、数据、图表、资料均已作明确标注，论文中的结论和成果为本人独立完成，真实可靠，不包含他人成果及已获得青岛农业大学或其他教育机构的学位或证书使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。论文（设计）作者签名： 日期： 年 月 日 毕业论文（设计）版权使用授权书本毕业论文（设计）作者同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文（设计）的复印件和电子版，允许论文（设计）被查阅和借阅。本人授权青岛农业大学可以将本毕业论文（设计）全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本毕业论文（设计）。本人离校后发表或使用该毕业论文（设计）或与该论文（设计）直接相关的学术论文或成果时，单位署名为青岛农业大学。论文（设计）作者签名： 日期： 年 月 日指 导 教 师 签 名： 日期： 年 月 日目录摘要IAbstractII1绪 论11.1研究目的与意义11.2国内外发展现状22设计方案42.1设计要求42.2轮式装载机总体参数的确定42.3铲斗结构、形状的确定52.4 工作装置连杆机构的选择63铲斗的设计103.1装载机阻力的计算103.2 铲斗基本参数的确定124 工作连杆装置的设计164.1 图解法设计尺寸参数164.2 工作装置强度计算214.3工作装置连接设计315 工作装置液压系统设计375.1液压系统设计要求375.2 液压系统原理分析375.3 油缸作用力的确定385.4液压系统设计计算395.5 工作装置的限位机构416 总结43参考文献44致谢45汽车装载机设计摘要汽车装载机是一种广泛使用的工程机械，可以用来搬运、卸载、铲装散装物料，也可对岩石硬土等进行轻度的挖掘。具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此普遍应用于公路、铁路、建筑、水电、矿山、港口以及国防工程的建设中。装载机作业是通过工作装置的运动来实现的，本次设计主要是针对国产装载机的工作装置进行设计，该工作装置由结构件铲斗，运动件动臂、摇臂、连杆、液压系统等组成。铲斗用来装卸物料；动臂与举升油缸来使铲斗上下移动；转斗油缸和摇臂、连杆来控制铲斗的转动。采用直线形带斗齿铲斗，结构简单，具有良好的平地性能，插入力集中在斗齿上，容易插入缝隙。对连杆机构进行了详细的设计，包括动臂的一些数据计算以及连杆机构中一些组件的尺寸，以及工作装置的强度的计算。采用受力分析法进行计算分析，最后进行装载机工作装置液压系统的设计。关键词：装载机；工作装置；铲斗；连杆机构；动臂 Design of the Auto loaderAbstractAs an engineering machine widely used, auto loader can be used for handling, loading, unloading bulk materials, also for mild mining of rock hard soil. With the advantages of operating speed, high efficiency, good mobility, it is widely used in highway, railway, construction, utilities, ports and mines, construction of national defense construction.The loader works through the movement of working device, composed of shovel, moving parts, connecting rod, rocker arm and hydraulic system. The shovel is used for loading and unloading materials, which moves up and down by the cooperation between movable arm and lifting cylinder, and the rotating movement of which is realized by the combination of rolling cylinder, rolling arm and connecting rod. The toothed shovel is used, which has the advantages of simple structure, better characteristics to smooth, and easy entering the gap due to the concentrating force on the tip of the shovel. The connecting rod is designed in detailed, involving the calculation of size and force of moving arm and connecting rod as well as the check of strength for key parts. The stress analysis method is used to calculate and analyze, in addition, the hydraulic system is designed in this paper.Keywords: loader; working device; shovel; connecting rod mechanism; moving arm471绪论1.1研究目的与意义装载机是一种用途非常广泛的工程机械，它不仅可以进行轻度的铲掘工作，而且还可以对散状物料进行铲运、搬移、装卸及平整作业，而且若换装适当的工作装置，还可以进行平整路基、起重、装卸木料等原材料。因此它被广泛用于建筑、铁路、水电、公路、机场、港口、矿山、码头、国防及农田基本建设等工程中。对加快工程建设的速度，减轻工人的劳动强度，提高建设工程的质量、降低工程建设成本具有重要的作用，所以装载机在全球范围内不论是在产品类型或是产量方面都得到迅速发展。装载机主要用来装载、铲运土和石料等一类散状物料，也可以对碎石、土层进行适度的铲掘作业。如果换对应的工作装置，还可以完成起重、装卸、推土等其他物料的作业。在公路施工中主要用于路基工程的平整，沥青和土石等原材料的集中、装载等作业。由于它具有运转速度快，行动方便，操作灵敏等优点，因而发展很快，成为基础设施建设中的主要机械。近几年来，随着我国经济的快速发展，挖掘装载机市场也快速发展，业内人士普遍看好装载机的未来市场发展。从当前情况分析，我国正处在能源设施、道路交通、水利工程、以及大规模城市化建设等各方面基础设施建设的后期，几年前大量投入使用的高速公路、铁路等基础设施，正逐渐进入保养维护期，城市建设也由“大拆大建”逐渐向”精雕细刻”转变。人们对城市建设道路质量与天然气管道，自来水管道的维护要求越来越高，这些将超过人力的劳动强度与水平。随着在建大型工程的先后完工，今后基础设施的建设将是不断完善已有的基础。最近一段时期内大型基础设施的开建将逐步减少，但改建、修缮、扩建等小型工程将不断增多，小型的工程机械将在以后的经济建设中发挥更大的作用。因此小型的土木工程建设中的人力将逐步由机器替代，这些转变将由沿海发达地区向内陆逐步进行。装载机将使机械化的进程逐步推进到工程建设中，逐步的取代人力在工程建设中的劳动；同时其可靠的工作稳定性、快捷的装运方式、灵活的机动性，使其可以取代市政部门现有的不适宜我国市政建设中小型工程的大型工程机械，可以说在我国现阶段以及以后的相当长时间中，装载机在我国现代化的工程建设中将发挥重要的作用。1.2国内外发展现状目前我国装载机行业，产品正在向高技术水平、高质量、高可靠性方向发展。特别是向高效、节能、安全、微电子技术、环保及变量全液压系统、双动力模式等方向在快速发展。同时装载机类型向大型、小型，特别是大型及多用途,专用型方向发展。同时性能正在逐步接近世界水平，产品已开始出口到包括欧盟、北美等发达地区在内的世界各地。在制造技术方面正在向“精细化”方向发展。同时，各主要主机制造企业及主要配套件企业都致力于发展更高技术水平的传动件、液压件、电气元件等主要基础件，我国装载机的发展已进入了一个新阶段1。美国CAT公司生产的CAT挖掘装载机系列有416、428、438、438D、442D等十几种机型，该系列产品的主要特点是采用了负载敏感系统，即系统采用了斜盘变量轴由柱塞泵以及带有梭阀信号反馈的多路阀，泵一阀系统组成了一个信号反馈系统。这个系统具有以下特征：在允许的工作负载范围内，在阀的操纵开启的任何位置，均可实现流量的基本稳定，而不受负载影响。这样油泵始终输出和负载相适应的压力和流量，而没有多余的流量溢出，从而保证了合理的功率匹配，并且使液压油的温升降低，保证了系统的正常工作。Case工厂的挖掘装载机有580L、580Super、580SuperL、590Super等十几种机型，其产品以定量系统为主，580Super型挖掘装载机是该公司的关键产品，其特点是多用途、易保养、安全、舒适；底盘为整体式，有可卸挖斗用、轴向调整挖斗用和装载用等三种底盘；装备了前、后各四档的动力变速箱，且允许在全功率时改变车辆的行驶方向；回转油缸的直径加大，改善和提高了挖掘性能，有两轮或四轮驱动供选用2。将铲斗的回转半径尺视作基本参数，铲斗尺寸通过多个系数计算而得的设计计算方法有一定的缺陷。提出的新设计方法以能反应铲斗形状的参数为基本参数来设计铲斗几何形状，该设计方法能直观反映基本参数对铲斗尺寸的影响，有助于利用微机进行辅助设计3。用仿生方法提出铲斗积土清除装置， 并对装置的运动与受力进行了分析，给出机构优化设计方案。经模型与实型试验证明此装置清土效果好，可提高作业生产率20。装载机在铲装粘性土质时，铲斗卸载时粘性土壤积附于铲斗斗底，使卸载不彻底，影响装载机的作业生产率。据统计铲斗内粘附积土可达额定铲装量的25%，可降低作业生产率达40%。如果能在铲装过程中，及时有效地清除斗底粘附积土，追求铲斗容量的最大化，将大大提高铲装工作效率。装载机工作装置是装载机铲装物料的装置，它的结构和性能直接影响整机的工作尺寸和性能参数，合理的工作装置将对装载机的工作负荷、动力与运动特性、生产效率等直接产生影响，因此在装载机的设计中工作装置的设计将是设计中的重点，反转六杆机构是装载机工作装置中最为常用的机构4。目前装载机工作装置连杆的设计方法，无非是因循一般连杆机构的位置综合，侧重考虑平移性、卸料性、少考虑放平性，抓了卸料性与平移性的矛盾，也抓了卸料性与动力性的矛盾，而疏漏了卸料性与放平性这对矛盾，这是值得在今后的设计和研究中去进一步寻求解决的。通过建立几种不同型式铲斗容量计算的统一数学模型，推导出铲斗容量的精确计算公式，利用复合形法对铲斗结构参数进行了优化设计，通过可视化显示设计结果，为准确计算斗容及合理设计铲斗结构提供了理论基础。对轮式装载机工作装置转斗六连杆机构铰点位置的设计传统的方法是类比试凑法。这种方法在设计过程中盲目性较大，设计效率较低，效果较差，难于求得理想方法。采用优化理论借助于计算机辅助设计，可以提高装载机工作装置设计质量和效率。因此，进行了装载机工作装置转斗六连杆机构运动学分析，考虑了各类约束，建立了真实性较高的数学模型，并选择了外点法进行优化计算，对实例的计算和分析，验证了该方法的正确性5。未来10年，我国基础设施建设仍将大规模发展，对装载机的需求仍将不断增长。由于工程量大、投资面广、工程标准高、时间紧迫。施工单位在追求施工效率和成本的基础上，对设备运行的安全性、可靠性也越来越看重，因而对装载机产品的数量与质量都提出了更高的要求。中国装载机行业市场竞争激烈。只有深入了解装载机行业的现状，密切关注其发展动态，并以此作为新产品研发的方向，这样才能使装载机制造企业在激烈的市场竞争中立于不败之地。2设计方案2.1设计要求充分了解汽车装载机的铲斗类型与结构、工作装置传动机构的优缺点，设计出一种额定载重为3000kg，额定铲斗容量为2m3的汽车装载机。2.2轮式装载机总体参数的确定轮式装载机的总体参数包括装载机的基本尺寸参数和主要性能参数。基本尺寸参数包括外形尺寸、轮胎尺寸、轴距、轮距等；性能参数包括装载机自重、发动机功率、铲斗容量、额定载重、动臂提升时间、铲斗卸料时间、最大卸载高度及最大卸载距离等。表2-1 最初设计参数序号基本参数名称单位设计尺寸1额定斗容量m322额定载重量kg30003最大卸载高度mm29004对应卸载距离mm12505轮距mm18506轴距mm29257功率kW858动臂提升时间s59铲斗卸料时间s1.510外形尺寸mm712524402849（长宽高）11装载机自重kg95002.3铲斗结构、形状的确定2.3.1 铲斗介绍装载机的工作装置主要是铲斗与连杆机构组成，铲斗作为工作装置的执行构件直接与物料接触，是装、运、卸的工具，工作时装载机将它被推压插入料堆铲取物料，要承受较大的阻力和较强的磨损，因此设计出铲斗的质量对装载机的工作质量有很大的影响。所以铲斗的设计就是根据装载机的主要用途和作业条件，从而减少插入阻力，掘起阻力及提高生产率，同时合理的选择铲斗的几何形状和尺寸。2.3.2 铲斗的结构形式铲斗通常用耐磨、低碳、高强度钢板焊接而成。由斗后壁、斗底、挡板、护板、耐磨板、角板、侧壁切削刃、切削刃、支角组成。因为铲斗与物料直接接触，尤其是铲装岩石、砂石等坚硬物料时，斗壁与斗前缘承受较大阻力磨损较大，因此，这两部位采用堆焊硬质合金或耐磨的高锰钢等优质材料。本次设计采用堆焊TDP-1(35)型合金，硬度HR(35以上），支角、耐磨板、加强角板和侧切削刃均由高强度耐磨板材料制造，其中支角和耐磨板是易换件，以提高铲斗的使用寿命。铲斗前缘的斗齿是用ZG13Mn铸成型斗齿或65Mn锻制后热处理，由于斗齿磨损较快，磨损达到一定程度时要易于更换。轮式装载机的铲斗断面形状一般为“U”形，用钢板焊接而成。常见铲斗结构如图2-1所示。 (a)直线形斗刃铲斗 (b)V形斗刃铲斗 (c)直线形带齿铲斗 (d)弧形带齿铲斗图2-1 常见铲斗结构铲斗由斗底、侧壁、斗刃及后壁等部分组成，如图2-2所示。 图2-2轮式装载机铲斗结构1防滋板； 2连接耳； 3斗后壁4斗前壁； 5斗侧壁； 6切削刃；7斗齿； 8斗侧刃本次设计铲斗采用直线形带斗齿的切削刃如图2-1(d)所示，其特点是结构简单，适于铲装较松散的物料，具有良好的平地性能，带有斗齿的铲斗在铲斗插入、料堆时，减少刀刃与料堆的作用面积，使插入力集中在斗齿上，容易插入缝隙。2.4 工作装置连杆机构的选择2.4.1 轮式装载机工作装置设计要求1. 基本要求设计出的装载机应具有较强的作业能力，插入工况时阻力要小，铲掘料堆的铲掘力较大。工作装置的各构件具有良好的受力状态，较长的工作寿命。尺寸和结构能够适应不同的生产条件，较高的工作效率，整体结构简单紧凑，制造及维修容易，操作使用方便。 2.特殊要求保证必要的卸载距离、卸载高度和卸载角。轮式装载机要求铲斗从运输工况至最高位置之间的任一高度都能卸载干净，因此，铲斗各瞬时的卸载角都 45。根据设计任务书中的规定，铲斗在最高位置卸载时，最大卸载高度为2950，卸载距离为1300。铲斗能自动放平。铲斗在最高位置卸载后，转斗油缸闭锁，动臂下放，铲斗能自动变成插入工况的功能成为“铲斗自动放平”。铲斗由运输工况被举升到最高卸载位置的过程中，为使物料不易从铲斗中撒出，铲斗应作“平移运动”。从不易撒料这一目的出发，并非要绝对平动，只要在这一过程中把铲斗的倾角控制在一定范围内就可以，设计时一般控制在10以内。尽量减小工作机构的高度、长度、前悬(即工作机构重心至整机重心的距离)，以提高装载机在各种工况下的平稳性和增加司机的视野。轮式装载机的工作机构属于连杆机构，在设计过程中要防止各个工况出现构件相互干扰、“死点”、“自锁”和“机构撕裂”等现象；各处传动角不得小于10；在满足各项工作性能的前提下，尽可能使机构倍力系数增加。2.4.2 工作装置连杆机构类型的选择综合国内、外轮式装载机的工作装置的形式，主要有七种类型的连杆机构。按输入杆和输出杆的转向是否相同又分为正传和反转连杆机构；按工作机构的构件数不同，可分为三杆、四杆、五杆、六杆和八杆连杆机构。1、动臂可伸缩式三杆机构动臂借助油缸可以进行收缩是此种机构相比于以下六种机构最大的特点。本种机构由动臂的伸缩来实现铲斗插入料堆，这样就解决了靠机器的行进来实现插入工况严重磨损轮胎的问题；卸载工况时可以将动臂伸出，使卸载距离与卸载高度增加；运输物料时为了减小前悬，可以将动臂缩回，提高装载机在行进中的平稳性。此种机构的缺点是具有复杂的结构，不能自动放平铲斗。2、正转四杆机构此种连杆机构是7种之中最为简单的一种，四杆机构易于实现铲斗的平动举升，具有较小的前悬。缺点是难以设计出较大倍力系数的连杆系统，且转斗油缸由小腔进油，输出力较小，因此转斗油缸活塞行程较大，油缸尺寸小；而且在卸载时铲斗斗底同活塞杆容易发生相碰，得到较小的卸载角。为了两者之间不发生碰撞，需要把铲斗斗底制造成凹状，这样就使斗容缩小，制造困难增加，铲斗的自动放平也不能实现。3、正转五杆机构为了避免正转四杆机构在卸载物料时铲斗斗底易与活塞杆发生碰撞的缺陷，在铲斗斗底与活塞杆之间增设一根短连杆，这样就使得正传四杆机构转变为正转五杆机构。铲斗铲取物料时，活塞杆与短连杆在铲斗自重力和油缸拉力作用下成一条直线，这样两杆就如同一杆；铲斗在卸载时短连杆与活塞杆之间发生相对转动，使活塞杆与铲斗斗底不再相碰。正传四杆机构的其它缺点仍出现在此种机构中。4、转斗油缸后置式反转六杆机构此种机构与其它结构相比有如下优点：a.结构非常紧凑，前悬较小，司机具有较好的视野；b.合理的确定各构件尺寸，不仅能提高铲斗的平动性能，而且还可以实现铲斗的自动放平；c.连杆系统的倍力系数能设计成较大值，转斗油缸大腔进油时翻转铲斗，可以使掘起力增大。缺点是连杆和摇臂布置在前桥与铲斗之间的狭小空间，各构件之间容易发生干涉。5、转斗油缸前置式正转六杆机构此机构的转斗油缸直接与摇臂、铲斗相连，正转六杆机构由两个相互平行的四杆机构组成，因此它可以提高铲斗的平动性能。与八杆机构相比结构简单，司机可以获得更好的视野。缺点是转动铲斗时油缸由小腔进油，掘起力较小；机构的传动比较小，使转斗油缸行程增大，油缸加长，因此卸载速度比八杆机构小；而且前置转斗油缸，使工作机构前悬增大，影响整机平衡性和行驶的稳定性；铲斗的自动放平不能实现。6、转斗油缸后置式正转六杆机构后置转斗油缸与前置油缸相比，活塞行程较短、传动比较大、前悬较大；可能使摇臂、动臂、连杆、转斗油缸在位于同一平面内，使工作结构简化，同样使铰销与动臂的受力状态有了改善。缺点是转斗油缸和车架的铰接点位置较高，司机不能获得较好的视野；翻转铲斗时由油缸小腔进油，掘起阻力较小，为了增大掘起力，需要加大转斗油缸直径或提高液压系统压力，如此就会使质量增加。7、正转八杆机构此机构在转斗油缸大腔进油时转斗铲取，所以掘起力较大；各构件尺寸配置合理时，铲斗具有较好的举升平动性能；连杆系统具有较大的传动比，使铲斗具有较大的卸载速度与卸载角，使铲斗卸载速度增加、卸载较完全；由于传动比大，可以在一定范围内减小连杆系统的尺寸，以使司机可以获得更好的视野，但是一定要在适当范围内，否则连杆系统传动比较小时，影响掘起力发挥。该机构结构较复杂，不易使铲斗自动放平是该种机构的主要缺点。综上所述，转斗油缸后置式反转六杆机构具有较多优点，可以最大限度的满足装载机的铲、装、卸的功能要求，因此反转六杆机构在装载机的工作装置中广泛使用6。反转六杆工作机构简图如图2-3所示，它由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。 图2-3 反转六杆机构五种工况运动示意图3铲斗的设计3.1装载机阻力的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，工作阻力主要是：铲斗插入料堆时的插入力；动臂提升时的铲起力。3.1.1插入阻力插入阻力就是铲斗插人料堆时，料堆对铲斗的反作用力如图3-1所示。插人阻力由铲斗底外表面和物料的摩擦阻力组成，侧壁内表面、铲斗底与物料的摩擦阻力，物料对两侧斗壁的切削刃和铲斗前切削刃阻力。这些阻力与铲斗的结构形状、铲斗插人料堆的深度、料堆高度、物料的种类等有关。计算上述阻力比较困难，一般按以下经验公式来计算总插人阻力。 图3-1料堆对铲斗的反作用力 公式（3-1）铲斗插入阻力（N）；被铲掘物料的块度及松散程度影响系数；对于小块物料(碎石和沙砾)物料种类影响系数；同理取料堆高度影响系数；其值取中间值铲斗形状系数，一般在1.11.8之间，对于前刃不带齿的斗，取较大值,本机是带齿的斗且较大，则取 铲斗插入料堆深度(cm)，在一次铲掘法时，取等于0.70.8斗底长度，在配合铲掘法时，取等于0.250.35斗底的长度，取mm=47.84cm铲斗宽度 (cm)。cm则有， 代入式3-1 =45941.78N 3.1.2掘起阻力掘起阻力是指铲斗插入料堆适当深度后，提升油缸工作举起动臂时，料堆对铲斗的反作用力。铲斗插入料堆深度后，用动臂提举铲斗，铲起阻力由铲斗宽度和铲斗斗底插入科堆深度的矩形面积上的物料来确定。铲起阻力同样受到物料的湿度、温度、块度、容积比重、松散性，物料之间及物料与斗壁摩擦之间的影响。铲斗刚刚开始提升时的铲起阻力最大，铲起阻力随着动臂的提升逐渐减小。铲斗开始提升时的铲起阻力可按下式确定： 公式（3-2） 铲斗插入料堆深度(m)；铲斗宽度(m)；铲斗开始提升时物科的剪切阻力(KN/m)，取值为25KN/m； 3.2 铲斗基本参数的确定设计过程中，将铲斗的回转半径R(即铲斗与动臂铰接点至切削刃之间的距离)作为基本参数，铲斗的其他参数则作为R的函数。 R是铲斗的回转半径，不仅铲斗底壁的长度受其直接影响，而且斗容的大小与转斗时掘起力也受其直接影响，所以它是一个与整机总体有关的参数。铲斗的回转半径尺寸可按式3-5确定。 铲斗宽度的确定。如果铲斗宽度小于装载机轮胎外侧的距离，那么装载机外侧与轮胎会同物料产生摩擦，使装载机的前进阻力增大，因此铲斗宽度应大于装载机轮胎外侧的距离，每侧超出75cm，因此铲斗宽度为2440mm。 图3-2 铲斗的尺寸参数3.2.1计算回转半径R由图3-5可以看出，铲斗横截面积 公式（3-3） 而铲斗几何斗容 公式（3-4）若斗容量为额定容量，则回转半径R为 公式（3-5）设计任务书给的铲斗额定容量，；铲斗内侧宽度，m,mm铲斗斗底长度系数，取1.45；后斗壁长度系数，取1.15；挡板高度系数 ，取0.13圆弧半径系数，取0.36；挡板与后斗壁间夹角，取；斗底与后斗壁间夹角（即张开角），取； 公式（3-6）为额定斗容与平装斗容的比例系数，取1.2综上所述，代入数据计算的 铲斗的断面形状参数： 铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角，此处取； 在选择时使侧壁切削刃与挡板的夹角为，切削刃的削尖角 铲斗中部切削刃与背板上缘之间的距离： 公式（3-7） =1.81m挡板高度 公式（3-8） 铲斗圆弧半径 公式（3-9）铲斗上的动臂铰销距斗底的高度 公式（3-10）后斗壁长度 公式（3-11） 斗底长度 公式（3-12）3.2.2 斗容的计算铲斗容量是装载机的总体参数之一，铲斗几何尺寸初步确定后，应立即进行斗容计算，以检验其是否满足给定的斗容要求，若计算值与要求值不符，则需修改有关尺寸，直至满足要求为止。如图3-3所示： 图 3-3斗容的计算1平装斗容：无挡板铲斗的计算: 公式（3-13） 对于装有挡板的铲斗： 公式（3-14） 2额定斗容：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。 对于无挡板铲斗的额定斗容： 公式（3-15） 对于有挡板铲斗的额定斗容： 公式（3-16） c-物料的堆积高度，为物料按2:1的坡度角堆装的体积，c可有作图法确定，即由料堆顶点作直线垂直于刮平线（刀刃与挡板高度连线），如图3-4所示。图3-4参数c的确定方法 得 代入式3-16得： 斗容误差的计算： 公式（3-17） 所以设计的铲斗符合要求。4 工作连杆装置的设计4.1 图解法设计尺寸参数图解法是设计连杆系统参数最有效的方法，因此本设计中也选择用图解法来解决设计中遇到的参数问题。图解法是在初步确定了铲斗几何尺寸、卸载角、最小卸载距离、最大卸载高度等整机主要参数后进行的，通过在坐标图上确定工况时工作机构的9个铰接点的位置来实现。4.1.1 动臂与铲斗摇臂、机架的三个铰接点的确定1 确定坐标系，画铲斗图如图4-1所示，选取直角坐标系XOY，并选定长度比例尺。把已设计好的铲斗横截面图画在坐标系里，斗尖对准坐标原点O，斗前壁与X轴呈4前倾角。此为铲斗插入料堆时的位置，即工况。 图 4-1 动臂上A、G两点的设计简图2 确定动臂与铲斗的铰接点G由于G点的X坐标值越小，转斗崛起力就越大，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，但缩小了G点与连杆铲斗铰接点F的距离，使崛起力下降。综合考虑各种因素的影响，设计时，一般根据坐标图上工况时的铲斗实际情况，在保证G点Y轴的坐标值YG=250350mm和X轴坐标值尽可能小的而且不与斗底干涉的前提下，我取G点的坐标为(1100,280)。3 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，即工况。 把已选定的轮胎外廓画在坐标图上。应使轮胎前缘与工况时的铲斗后壁的间隙尽量小些。履带中心Z的坐标值应等于履带的工作半径。 公式（4-1） 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； 轮胎变形系数。查文献得，。代入上式解得：。根据给定的最大卸载高度，最小卸载距离，以及卸载角，画出铲斗在最高位置卸载时的位置图，即工况，令此时斗尖为，G点位置为。以为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与X轴平行，即得到铲斗最高位置图，即工况。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点必在的垂直平分线上。A点在垂直平分线的位置应尽量低些，一般取在前轮右上方，与前轴心水平距离为轴距的1/31/2处。因此，我取A点坐标为(3388，2177)。4.1.2 动臂与摇臂铰接点的确定 动臂与摇臂铰接点B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都有很大影响。根据分析与经验，一般取B点在AG连线的上方，过A点的水平线下方，并在AG的垂直平分线上，并在AG的垂直平分线上左侧靠近工况时的铲斗处。相对于前轮胎，B点在其外廓的左上部。通过作图，设计出B点坐标为(1704,1471)。4.1.3 连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点的确定因为G、B两点已被确定，所以在确定连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点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4-2所示。 图4-2 连杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计确定F、E两点时，既要考虑对机构的要求，又要注意动力学的要求，同时，还要防止前述各种机构被破坏的现象。1 按双摇杆条件设计四杆机构 令GF为最短杆，BG杆为最长杆，即必有 GF+BGFE+BE 公式（4-2）如图4-2所示，若令，并将式(4-2)不等号两边同时除以，经整理上式得下式，即 公式（4-3）其中值由确定，即。初步设计时，式(4-3)中各值可按式(4-4)中选取。此次设计中取 K=0.952，a=467mm，c=868mm,b=855mm。 公式（4-4）2 确定E点和F点的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，并且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比角和倍力具体做法如下：如图4-3所示，铲斗取工况。分别以B点和G点为圆心，以c和分别为半径画弧，其交点为E；再分别以G点和E点为圆心，a和b半径画弧，则其交点必为F。 图 4-3 连接端部铰接点设计作图所得，在铲装工况下，即工况下，E点坐标为(1984，650),F点坐标为(1050,548)。为了防治机构出现“死点”，“自锁”或“撕裂”现象，设计时应满足下列不等式。工况时： GF+FEGE 公式（4-5）工况时： FE+BEFB 公式（4-6）检验E与F点位置设计：工况时，GF=467mm，FE=855mm，GE=1292mm，因此满足GF+FEGE。工况时，FE=855mm，BE=868mm，FB=1114mm，因此满足FE+BEFB。综上所得，E点与F点设计位置满足要求。4.1.4 转斗油缸与摇臂和机架的铰接点的确定在图4-3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点从力的传递出发，显然使摇臂BC长一些有利，那样可以增大转斗油缸作用力臂，使掘起力相应增大。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，并且使转斗油缸行程过长。初步设计时，一般取 BC(0.71.0)BE 公式（4-7）因此，取BC=0.96，BE=830mm。BC与BE夹角（即摇杆折角）可取CBE = 130180,再次取CBE=175，C点运动不与铲斗干扰。 2、确定D点 转斗油缸与机架的铰接点D，是根据铲斗由工况举升到工况过程为平动和由工况下降到工况能自动放平这两大要求来确定的。如图4-2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、时的C点的位置C1、C2、C3、C4也就唯一的被确定下来。因为铲斗由工况举升到工况或由工况下放到工况的运动过程中，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点C1和C4点连线的垂直平分线的交点。 研究证明，D点设计在A点的左下方较好，D的固定坐标为(2965,1913)。4.1.5动臂举升油缸与动臂和车架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。综合考虑这些因素，一般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。一般动臂举升油缸与动臂的铰接点H选定在AG连线附近或上方，并取AHAG/3。因此，取工况时的H坐标为(2441,1405),AH=1237mm。考虑到联合铲装工况(边插入边举臂)的需要，在满足动臂举升油缸与车架铰接点M最小离地高度要求的前提下，令工况时AH与MH趋于垂直。这样可以使铲斗开始从料堆中提升时阻力距最大，获得较大的初始工作力矩。M点往前桥方向靠近是比较有利的。这样做，可使动臂举升油缸在动臂整个举升过程中，举升工作力臂大小的变化往往较小，即工作力矩变化不大，避免铲斗举升最高位置时的举升力不足，因此此时工作力臂往往较小或最小。综上所述，我取M点在A点正下方1383mm处。经过上述的各步作图，整个工作装置连杆机构的尺寸参数设计完毕。为了进一步检验铲斗的平动质量，在工况、之间选择2个位置进行检验铲斗的转角，所得结果铲斗转较差小于10，则证明设计合理7。4.2 工作装置强度计算4.2.1确定工作装置的计算位置装载机作业工况不同，工作装置的受力情况也不一样。因此，进行工作装置强度计算时。只要其受力最大时的计算位置，选取工作装置受力最大的典型工况，来对工作装置进行强度计算。通过分析装载机铲斗插入料堆、铲起、提升、卸载等作业过程可知，装载机在地面铲掘物料时，工作装置的受力最大，所以对装载机进行受力分析，可选取装载机在水平地面上铲斗斗底与地面的夹角为3-5度铲掘时的铲取位置作为计算位置，且假设外载荷作用在铲斗的切削刃上9。4.2.2 工作装置载荷分析1、水平受力装载机沿水平面运动，工作装置油缸闭锁，铲斗插入料堆，此时认为物料对铲斗的阻力水平作用在切削刃上，水平力的大小由装载机的牵引力决定，其最大值按下式计算： 装载机的最大插入阻力受附着力限制，所以要保证 公式（4-8）装载机自重力；附着系数，附着系数一般在0.60.85之间，此处取0.75；滚动阻力系数，装载机档是取0.04,档是取0.03，此处取0.04。代入数据得： 即 45941.7866101 即牵引力大于阻力，符合设计要求 2 垂直力的作用工况铲斗水平插入料堆足够深度后，装载机停止运动，向后转斗或提升动臂，此时认为掘起阻力垂直作用在切削刃上，且垂直载荷受装载机的纵向稳定性条件的限制，其最大值为： （N） 公式（4-9）式中：装载机空载时的自重； 装载机重心到前轮与地面接触点的距离； 垂直力的作用点到前轮与地面接触点的距离； 代入数据得： 所以： 即起掘力大于阻力，符合设计要求4.2.3 工作装置的受力分析 由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，通常作如下假设： 1在对称受载工况中，由于工作装置是一个对称结构，故两动臂受的载荷相等。同时略去铲斗及支撑横梁对动臂受力与变形的影响，则可取工作装置结构的一侧进行受力分析，其上作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即： 公式（4-10） 公式（4-11）2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，计算时可以用构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。为了分析工作装置各铰接点的受力情况，可以选取一种简单的受力工况进行分析，对于复杂的受力工况，可以简化为几种简单的受力工况的几何叠加。因此以水平垂直对称同时作用的工况进行分析。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，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4-4所示，并规定任何构件中力的符号以拉力为正，压力为负11。（a）（b）图4-4 工作装置受力分析 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式如下。a 对于铲斗，如图4-4（a）所示，有 公式（4-12） =103431.7N 公式（4-13） = = 公式（4-14） = =b 连杆EF受力 如图4-4（a）所示，因连杆为二力构件，所以 PF=PE=103431.7N (受拉力)公式（4-15）c 摇臂受力 如图4-4（a）所示： 公式（4-16） = =133471.1N 公式（4-17） = =228624.4N 公式（4-18） = =d 动臂受力分析 如图4-4（b）所示： 公式（4-19） = =176766.6N 公式（4-20） = = 公式（4-21） = =49045.1N4.2.4 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。a 动臂 在对称载荷的作用下，动臂可看作是支撑在车架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4-5图4-5 动臂内力计算1）GI段 轴向力 NGI= 公式（4-22） = = 剪力 QGI= 公式（4-33） = = 弯矩 MI=公式（4-24） =Nm =2）IJ段 轴向力 NIJ=公式（4-25） =N = 剪力 QIJ= 公式（4-26） = = 弯矩 MJ=公式（4-27） = =3）JH段 轴向力 NJH= 公式（4-28） = = 剪力 QJH=公式（4-29） = = 弯矩 MH= 公式（4-30） = =4）HA段 轴向力 NHA=公式（4-31） = = 剪 力 QHA=公式（4-32） = = 弯 矩 MA=0公式（4-33）根据所求出的各段内力即可求出内力图，图4-6为以对称水平载荷为例做出的动臂内力图。 （a）轴力图 （b）剪力图 （c）弯矩图图4-6 对称载荷引起的动臂内力图其危险断面在H点附近为m-m断面如图4-5所示。在此断面上作用有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成力所表示的强度条件为 公式（4-34） 公式（4-35）把A=50382=19100mm2，W= 1216033mm3代入上式，且此动臂的材料为Q235其=156.7MPa；=94MPa。则有： =124.23+1.79=126.01MPa =5.58 MPa即满足强度要求。b 摇臂 在对称载荷的作用下，摇臂可看作是支撑在车架D点的变截面曲梁。为简化计算，将动臂主轴线分成CD、DE折线段，见图4-7，求出每段的内力Q、N、M值。 图4-7 摇臂内力计算1）CD段 轴向力 NCD= 公式（4-36） = = 剪力 QCD=公式（4-37） = = 弯矩 MD= 公式（4-38） = =2）ED段 轴向力 NED=公式（4-39） = = 剪力 QED= 公式（4-40） = =根据所求出的各段内力即可求出内力图，图4-8为以对称水平载荷为例做出的动臂内力图。 （a）轴力图 （b）剪力图 （c）弯矩图图4-8 对称载荷引起的摇臂内力图其危险断面在D点附近。在此断面上作用有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成力所表示的强度条件为 公式（4-41） 公式（4-42）把A=50264=13200mm2，W= 580800mm3代入上式，且此动臂的材料为Q345其=230MPa；=138MPa。则有： =190.74+2.81=193.55MPa =3.15 MPa即强度满足要求。 c 连杆在此工况下连杆受拉力,且材料为Q235其=156.7MPa。即有： 公式（4-33） 即满足强度要求。4.3工作装置连接设计 铰接式工程机械的前、后机架，机架与工作装置以及工作装置各部件之间的连接，广泛采用铰接销轴。目前，销轴结构设计还没有统一的标准，因此其结构千差万别，使用效果也不理想。介于这种现状，本设计对销轴做了如下方面的设计。4.3.1 轴材料的选择销轴材料大多选用40Cr合金钢或45号钢，按现有工程机械铰点销轴尺寸来校核销轴的强度，绝大多数选用45号钢即可满足刚度、强度要求，选用合金钢是浪费的。故该设计中销轴材料选用45号钢。4.3.2 销轴强度设计 简单的销轴结构如图4-9（a）所示，两侧支撑与销轴，中间支撑与销套的配合一般选用过度配合。根据轴径的大小，销轴与销套的配合选用不同程度的较大配合间隙，两侧支撑板与中间支撑板间的间隙一般为2mm3mm。中间支撑板通过销轴将力传给销轴，受力简图如图4-9（b）所示： （a）结构简图 （b）受力简图 图4-9 销轴结构与受力简图 1、3侧支撑 2、中间支撑 4、销轴 5、销套根据以上简图进行销轴的强度设计（材料的选择见后）1） D处销轴的强度设计 a=112mm b=112mm PZ=2=471659.2N 公式（4-34） PA=235829.60N 公式（4-35） PB=235829.6N 公式（4-36） =8108Pa 公式（4-37） D69.54mm =4.8108Pa 公式（4-38） D25.01mm 此处取为80mm2）A处销轴的强度设计 A处，a=150mm， b=150mm PZ=150024N 公式（4-39） Pa公式（4-40） D51.07mm Pa 公式（4-41） D14.1mm 此处取为60mm3）H处销轴的强度设计 H处，a=b=65mm PZ=PF=103431.7N 公式（4-42） Pa 公式（4-43） D34.98mm Pa 公式（4-44） D11.7mm 此处取为50mm4）C处销轴的强度设计 C处，a=b=144mm Pz=2Pc=266942.2N 公式（4-45） Pa 公式（4-46） D62.55mm Pa 公式（4-47） D18.82mm 此处取为70mm5）E处销轴的强度设计 E处的情况与C处类似且E处受力比C处小取此处D=90mm一定满足强度。6）F处销轴的强度设计 F处，a=b=82mm Pz=2PF=206863.4N 公式（4-48） Pa 公式（4-49） D47.62mm Pa 公式（4-50） D16.56mm 此处取为60mm7）G处销轴的强度设计 G处，a=b=82mm 公式（4-48） Pa 公式（4-49） D52.19mm Pa 公式（4-50） D24.53mm 此处取为60mm4.3.3 销轴的工艺性设计1、加工工艺性设计如图4-10所示，为三种不同的销轴轴端结构，焊接时的焊口分别为：（a）销轴和连接盘配合处都加工有倒角；（b）在连接盘上加工倒角；（c）在销轴上加工倒角。实践表明：后两种轴端结构的焊接完全可以满足盘与轴的连接强度要求，而且，实际加工中连接盘用数控机床下料，倒角加工还要在切削机床上加工。因此，在销轴上加工倒角，可以在车端面或车外圆时一次成型，工艺性好，结构合理。故该设计选用（c）的焊接形式。 （a） （b） （c）图 4-10 销轴轴端结构2、焊接工艺性为保证连接盘与销轴轴线的垂直度，销轴轴端倒角尺寸比盘的厚度小2mm4mm，使销轴与连接盘由合理的配合长度。使用可调销轴焊胎，以保证其相对位置。采用自动焊接，实现销轴均匀施焊。3、组装工艺性销轴安装端设计不同形式的倒角结构，可得到好的组装工艺性；图4-11a的倒角形式，加工简单，倒角尺寸b可取较小值，但倒角角度大，安装较大型工程机械构件时，很难找正，安装困难，使用较少。图4-11b的道教形式，加工简单，但倒角尺寸b需取较大值，才能保证安装直径，且安装后销轴伸出孔外太大，不仅费料，且不美观。图4-11c的销轴轴端倒角形式，一般取R=3mm5mm，加工简单，安装容易，外形光滑美观。本设计取销轴结构为（c）种形式。 (a) （b） （c）图 4-11 销轴安装方式4、热处理工艺性设计传统的热处理工艺是采用调制后表面淬硬的方法，虽然精调制后芯部材料晶粒细化，但是直接淬火的销轴强度、刚度也是没有问题的。本设计采取一次淬火热处理工艺，既可以达到强度和刚度要求，又可以节省热处理工艺，可以节省热处理费用。4.3.4 轴与轴套间的润滑1、轴与轴套的间隙工程机械销轴与销套间的相对运动速度很慢，但相互作用力很大，因此，配合间隙的选择，对保证销轴与销套有充分的润滑非常重要。通过对日本小松公司、美国Caterpill公司和国内工程机械生产厂家的销轴分析，得出销轴与轴套间的间隙与轴径的关系如图4-12所示。图 4-12 销轴间隙与直径的关系图2、销轴上的润滑油道如图4-13所示，凹进的DH部分可保护油嘴，R处的润滑油扩散口能使润滑油更均匀的充满销轴与轴套之间，保证其有充分的润滑。图 4-13 润滑示意图4.3.5 销轴的固定形式采用在销轴头部套焊一块梨状板，然后用螺栓把销轴固定在构件上，如图4-14所示。图4-14 销轴联接关系示意图5 工作装置液压系统设计5.1液压系统设计要求根据装载机工作装置主要运动和使用条件，其基本要求如下：1、工作性能好。应保证工作装置具有较高的生产率，在运动过程重要平稳，尽量减少冲击。2、寿命长、可靠性高。应特别注意防止油液污染问题，以及保证液压元件和辅助装置在高温或低温条件下工作的可靠性和提高使用寿命。因此，还应考虑压力成倍的增加和频繁的急剧变化等。3、操纵性能好。装载机与机床不同，机床是自动运转和用电磁阀间接的操纵，而装载机是靠人的手直接操纵的。所以必须具有良好的操纵性能。4、工作安全可靠。5、易于安装、维修和保养。5.2 液压系统原理分析 如图5-1为ZL30装载机工作装置液压系统原理图，根据工作动作的需要，可操作多路换向阀把油供入举升油缸和转斗油缸相应的腔中。不需要工作机构动作时，操作阀阀杆自动返回中间位置，关闭通向液压缸的油路，液压泵来油经阀体返回油箱。为了防止过载，在多路换向阀内装有带溢流阀的安全阀，系统压力过大时溢流。 工作机构在举升动臂过程的某一时期，需要使转斗液压缸自动伸长，否则，四杆机构干涉。为此，在转斗液压缸小腔到换向阀的管路上接有一单向顺序阀，阀的开启压力根据铲斗下翻时所需的最大力而调为5MPa。铲斗举升过程中，机构干涉迫使转斗液压缸活塞杆外伸。其小腔液压超过5MPa时，单向顺序阀7开启，油液经过单向阀5回入其大腔，同时从油箱补油13。图5-1液压原理图1过滤器 2液压泵 3卸荷阀 4油箱 5单向阀 6换向回路 7单向顺序阀 8转斗油缸 9提升油缸5.3 油缸作用力的确定 工作装置油缸的作用力有主动力和被动力之分，所谓主动力就是保证装载机正常作业情况下，油缸推动工作机构运动的作用力，其最大值决定于工作装置参数及掘起力；被动力就是在油缸闭锁情况下，装载机铲掘时作用于油缸上的力，该力的最大值取决于液压系统的限压阀的压力及活塞的作用面积。为了保证装载机能够正常而有效地进行作业，工作装置油缸必须产生能够克服最大掘起阻力和转斗总阻力矩的主动力，以便装满铲斗，同时动臂油缸所产生的主动力还必须能将满载铲斗举升到最大卸载高度。油缸主动力是根据装载机的最大掘起力来确定的。1.铲斗油缸主动力装载机在铲掘工况，动臂油缸闭锁，转斗油缸发出最大掘起力时，其主动力按下式计算： 公式（5-1） 式中：铲斗自重，15700N； 最大起掘力N； 考虑连杆机构摩擦损失系数，取1.25； n转斗油缸数。 代入数据得： 2.动臂油缸主动力，当转斗油缸闭锁时，动臂油缸产生最大掘起力时，其主动力按下式计算： 公式（5-2）式中：动臂自重，4770N； 最大起掘力N； 考虑连杆机构摩擦损失的系数，取=1.25； n 动臂油缸数； 代入数据得: 5.4液压系统设计计算5.4.1系统工作压力工作压力是液压系统的主要参数之一，目前我国通用标准工作压力（MPa）一般分为五级，即低压（0-2.5）；中压（2.5-8.0）；中高压（8.0-16）；高压（16.0-32.0）；超高压（32.0以上）。工作压力选择的高低对系统的工作性能、重量及结构尺寸都有直接影响。由液压传动知识得知：当系统的驱动功率一定时，工作压力和流量的乘积等于常数。所以采用高的压力可以使流量减少，这不仅能够减小油泵及油缸的结构尺寸和重量，而且还能减小油管和油箱的尺寸，因而使整个系统的尺寸和重量都大大减小。这也是液压系统不断向高压发展的根本原因。目前工程机械液压系统工作压力一般取中高压和高压。ZL30装载机液压系统工作压力不高于16MPa。5.4.2油缸直径油缸的直径是根据装
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