毕业设计（论文）-ZL40装载机工作装置设计说明书

第1章绪论1.1研究背景及意义随着现代社会的发展需要，无论是交通运输还是城市建筑都迅速发展，土木工程的重要性已经不言而喻，机械装备的使用无疑推动了建筑等领域的发展，装载机作为建筑工程最主要的建筑利器，而且随着机械设备的技术成熟，装载机的设计机械结构也越来越成熟，由于重型机械的工作效率高，应用领域广，所以装载机的发展前景十分巨大。土木工程中对小型机械装载设备的需求部分被中型机械设备所替代[1]。ZL40大型机械装载机已研发升级到第四代，是轮式装载机中技术积累最长的一类，现在市场上的ZL40装载机主要用于装卸土壤，砂石，石灰，煤炭散状物料，工作效率对装载机在未来的市场竞争中非常重要，其中工作装置的合理设计又是提高装载机工作效率的重要途径，它可直接影响装载机的生产效率，工作负荷，动力和运动特性，及不同工况下的作业效果工作循环时间，因此从ZL40装载机的工作装置结构优化入手在现有的技术条件下对装载机的工作装置进行深入的研究，从而设计一台工作效率较高，价格适中，适应性强的ZL40装载机是非常有市场价值的[1]。1.2国内外研究现状与发展趋势1.2.1国内现状及趋势目前国内ZL40装载机的主要开发与设计厂家及产品：柳州重工的ZL40C、厦工的ZL40CII、徐工的ZL40GL、山工的ZL40D、成工的ZL40B，各机型主要性能参数如下表[2]：机型柳工ZL40C厦工ZL40CII徐工ZL40GL山工ZL40D成工ZL40B铲斗容量(m³)2.0-3.02.2m³1.8-2.422.3卸载高度-卸载角度为45°28002820mm290028503094卸载距离-卸载角度为45°1000102010409201188挖掘力（掘起力）(kN)110110115100136额定功率(kw/rpm)125/2000125/2100128/2000127/2000128/2200柳州重工ZL40C机械设备的优点:柳州机械装载机的新型机械设计概念是通过对外国机械设计的思路中改造出来的新型机械设备，随着机械设备自动化的发展，机器人与人工智能已经逐渐融入机械加工的生产线，不但加快了机械设备产品的制造效率而且提高了机械设备的生产质量，机械设备的稳定性随着工程机械的技术提高，机械设备的抗扭截面系数参数值和当量动载荷的扭力系数提高。由于机械水平的提高，机械设备的环境适应能力也不断提高，也提高了设备的使用寿命，该机械设备装置的结构优化可以提高机械结构的外力负载载荷冲击，可以使得当量应力遍布在结构的各个部位。通过机械装备与液压系统的组合，提高了机械的整体可控性，并且使得机械设备的灵敏性和有效工作的工作效率得到了提高，机械设计的散热系统的装备使得工作零部件的使用时长和加工效率稳步提升。厦门重工ZL40I的机械优点：机械设备的动力源采用六液压缸四动力冲程的强动力液压发动机，其机械设备内部的燃油燃烧率较高。涡轮液压力学的力矩改善器减少了速度档的变化范围，提高了工作效率，并且四支点双管式可调节钳式滚动轮盘制动机构大大增加了工作安全性和机械稳定性。机械全方位转向系统与恒定电流回路开环控制器的动力传动方向一致，动力机械的重物提升高度能够明显提升并且操作范围比较小，但是在此范围内机械的工作灵活可以适应各种工作环境。工作力臂的机动性能好并且提升了使用寿命和力臂工作灵敏度。徐州重工ZL40GL装载机的工作优点:徐州重工作为中国重型机械的重要支柱火狐其公司的设计技术和制造技术全国乃至世界都属于技术水平先列。其设计的结构具有先进的优化结构并且使得其具有极强的市场竞争力，徐州重工作为全国重型机械的领军人物，其机械设备设计与制造处于全国的制高点，并且生产的设备性能和质量都是处于全国的前列。其动力源是一种速率比较低的发动机，之所以采用这种动力源主要是因为它可以配合大能量电容变换器对质量大的物体进行搬运，相比于一般的装载机设备由于其具有液压设备更容易控制其动作，并且保证了机械的精准性和便利性，同时还使得机械的施加力降至普通机械设备的动力三分之一以内，这就保证了机械的动能损耗比较小。并且液压系统的双动力设备使油液进行分流的技术使得机械的有效功率大大提高，并且减轻了机械设备的内部压力，增强了设备的可控性。方向调节机构对整体行进路线有一定的影响。从运动学的方面来研究，转向系统的设计可以减轻侧滑现象，并且在整个转向过程中还需要满足的关系，首先，对设计机构结构:使其能够在技术上实现转向技术；然后确定机构的各种尺寸:可以使用在再现关系模拟运动机构的尺寸关系，这两者可以起到关键性的作用，并且随着人们需求的提高，机械设备的舒适性也随之提高，驾驶室的内部空间也趋于高端。1.2.2国外现状及趋势目前全球范围内的ZL40装载机的主要开发与设计厂家及产品：美国卡特彼勒的950B，日本小松的WA380，韩国大宇重工业公司的ZL40C，各机型主要性能参数如下表[4]：机型卡特彼勒950B小松的WA380大宇重工ZL40C铲斗容量(m³)333卸载高度-卸载角度为45°313429002960卸载距离-卸载角度为45°112511701145挖掘力（掘起力）(kN)165168165额定功率(kw/rpm)162/2100146/2200146/2200美国950B机械设备的特点：无极变速装置是动力传输装置的技术核心，由于机械技术的成熟让人们对全方位方向调控机构十分的认可，无极变速装置的优点也慢慢的显现出来，使得驾驶员对于机械设备的操纵更加得心应手，以及缓解驾驶带来的疲倦感。美国公司为了解决机械设备专业化方面的技术缺陷，提高机械设备的品种多样性，以及提高产品的使用寿命和机械设备的稳定性，公司采用了传感器与液压设备相结合的控制结构，通过传感器的信号控制液压设备的动作，从而达到控制系统压力与载荷当量参数，这种方法不但提高了机械设备的寿命还增强了系统的工作能力。液压缸导向套处有三重密封，防止泄漏和防尘[5]。日本小松公司WA380机械设备的优点：通过一体式动力源桥式结构设计，将动力传输机构和机械制动装置以及行星齿轮系的动力传输系统集中设计，促进了动力的传递，使得机械结构的整体应力承接结构得到了提高，并且解决了局部集中应力的问题，还解决了轮毂机械结构的新型液压密封装置，提高了密封性解决了补偿问题，并且使得机械结构的稳定性得到提高，可靠性也得到提高。此外WA380装载机采用自动控制换档的变速箱，可按装载机运转工况自动选择最佳档位，用微机控制离合器，从而简化操作、提高作业效率、减少冲击，实现平稳换档，电子控制装置、传感器等使用可靠，一旦控制系统发生故障，可用手动换档，不影响工作[5]。1.3本章小结本章描述了课题研究的背景及意义，并通过调研掌握了装载机的国内外研究现状及发展趋势，了解了目前存在了问题，为进一步对ZL40装载机的研究做好了准备。第2章装载机总体设计2.1设计要求本次课题要求完成ZL40装载机工作装置设计，其技术指标如下：（1）机械设备重量：13450kg；（2）斗机械承载机构容量：2.3~3.0m3（3）标准机械载重量：4000kg；（4）物体搬运提升高度不低于：2770mm（5）额定工作动力源功率：134kw；（6）最大动力挖掘力：115kN（7）最大机械动力源施加力：120kN。2.2工作装置方案设计2.2.1工作装置的总体结构与布置装载机的主要工作部件包括两种形式，分为有装载机构部件支撑系统和无有装载机构部件支撑系统两种基本结构形式，机械机构设计图如下2-1、2-2所示。它们由运动部件分离的两部分组成动力连接机构和动力源承接机构，主要包括承载物体装置、动力传输力臂、机械连动杆件、摆幅上下摇杆力臂、力矩转动斗压力油缸、动力力臂物体提升液压缸、承载机构托举架、液压系统等组成。图2-1有铲斗托架式图2-2无铲斗托架式1-承载物体装置2-动力传输力臂3-机械连动杆件4-摆幅上下摇杆力臂5-力矩转动斗压力油缸6-动力力臂物体提升液压缸7-动臂举升油缸8-装载机前部机架9-承载机构托举架带承载机构托举架的工作装置，其动力传输力臂及机械连动杆件的连接机构铰链连接点与承载物体装置承载机构托举架铰链连接，承载物体装置接点与承载机构托举架铰接；在对机械设备进行整体设计时，需要考虑运载机机的其它部件的尺寸大小以及各部分所要完成的功能。这是因为其它部件需要安装在车体上，因此需要在车体上根据各部分零件尺寸预留出相应的安装位置，例如在车辆前部需要安装排气装置将内部的空气排除。在车辆中间部分则对整个运动机构的动力源传动装置以及电机进行安装。在车体后部则是需要安装变速器座。这些都是摇臂衔接在动力臂上的。2.2.2工作装置的方案选定机械设计中六杆结构的应用及其广泛，在运载机械设备中采用反向传动装置杆机构进行动力设计，该机械结构具有以下优点：一是，承载物体装置掘进物料时转斗缸大腔进油，并且两个机械连动杆件机构的输入输出动力比值可以设计成较大值，故可获得较大的起重作用力；二是，通过拟合校验设计机构尺寸，这样不仅可以得到良好的承载物体装置水平行进性能，而且可以实现承载物体装置的自动放平；三是，机械构件之间结构紧凑，前摆幅上下摇杆力臂浮动范围小，驾驶室中司机视野开阔。图2-3工作装置（六杆机构）的结构形式2.3装载机总体参数确定2.3.1插入阻力承载物体装置与物料进行接触时物料会对承载物体装置产生一个反作用力，这就需要我们对承载物体装置的前端尺寸和应力承载机构进行合理设计。承载物体装置前端主要受前切削刃和两侧承载物体装置切削刃的阻力、承载物体装置底部和侧壁内表面与物料的摩擦阻力、承载物体装置外表面和物料的摩擦阻力组成。这些阻力与料堆高度，物料的种类，承载物体装置的结构形状、承载物体装置插入料堆的深度有关。要分别计算上述各项阻力十分复杂，一般按以下机械结构经验公式计算承载物体装置的插入总体应力：式中：P——铲斗插入阻力；K——物料的分拨应力，及不同分拨应力的条件分析：块度小于0.3mm时，K=1.0；块度小于0.4mm时，K=1.1；块度小于0.5mm时，K=1.3；如果松散程度较差，则上述各值增大20%-40%；对于这里取K=1.33；K——物料种类影响系数，散状物料种类为沙石，取系数为1.2；l——铲斗插入料堆深度(cm)，取50cm；B——铲斗宽度(cm)；K—一料堆高度影响系数，料高度为1.4m,K=1.15；K——铲斗形状系数，一般在1.1~1.8之间，取1.30。2.3.2铲起阻力承载物体装置插入物料堆一定尺寸后，提升动力传输力臂时，物料堆对承载物体装置具有重力及其它力的作用合力。承载物体装置阻力与机械结构摩擦阻力同样与被运载物体的种类、块度、松散程度、重度、温度、被运载物体之间及被运载物体与承载物体装置之间的压力摩擦有关。最大铲起力通常发生在承载物体装置开始提升的时刻，随着动力传输力臂提升铲起力逐渐减小。承载物体装置开始剥离物料并且动力输出时的阻力按下式计算：＝式中：——铲斗插入料堆深度，0.5m；B——铲斗宽度，2.2m；——铲斗开始提升时物料的剪切阻力(KN/m),取值为35kN/m；＝=2.2×0.50×2.2×35=84.7（kN）2.3.3转斗阻力矩承载物体装置与动力传输力臂之间具有一个阻力矩，这是当承载物体装置插入被搬运物体一定深度后，用力矩转动斗压力油缸使承载物体装置向后翻转时，被搬运物体对承载物体装置的反作用力矩称为阻力矩。当用承载物体装置翻转铲掘被搬运物体时，在承载物体装置充分插入被搬运物体的最初时刻被搬运物体静阻力矩具有最大值以表示，此时，被搬运物体转角α=0；其静阻力矩随着被搬运物体的翻转角α的变化而按力学拟合线特性变化如图2-1，一直到承载物体装置前刃离开被搬运物体梯形线为止。这时静止阻力矩用表示。承载物体装置转角α=α[6]。式中：P——插入阻力,69.8kN；——承载物体装置空间转动与挖掘刃的x-y轴系距离,1.143m；y——承载物体装置空间转动与水平面的x-z轴系距离,0.1m；——铲斗插入深度,0.50m。2.3.4总阻力矩的计算承载物体装置在被搬运物体中翻转时，除了要克服被搬运物体所给的静止阻力矩之外，还要克服承载物体装置自身重量及承载物体装置中被搬运物体所给的阻力矩，所以，承载物体装置的总体阻力矩为：式中：——铲斗自重，14000N；——装载机额定载重量,30000N；——铲斗重心到回转中心的水平距离,0.44m；见图2-2。图2-1静止阻力矩与承载物体装置转角之间的关系图2-2力臂受力分析图2.4本章小结本章根据任务要求的参数，结合第一章现状调查的情况，确定了ZL40装载机的总体方案，并完成了整机整体性能参数的计算与选择，为进一步的工作装置设计做准备。

第3章构件尺寸设计计算3.1工作装置结构分析机械桁架结构是工作装置的主要机体，它决定了整体性能。牵引力输出箱制作难度最大，焊接结构是公认的，也是此类情况优先考虑的结构。起重机桥架的金属结构主要由主梁和端梁组成。主梁与端梁通过多个支架紧密相连。装载机的斜跨两侧的单根主梁和端梁组成。通过作图法可以对机械结构进行设计。机械设计中六杆结构如图3-1所示。它由承载物体装置和动力传输力臂举升机构两个部分组成。动力力臂物体提升机构由承载物体装置油缸HI、摆幅上下摇杆力臂DEF、机械连动杆件CD、承载物体装置BC、动力传输力臂AEB和机械框架AG六个构件组成。实际上，它是由两个机械桁架四杆机构组成BCDE和EFGA串联而成。假如动力源将力矩传递到动力力臂物体提升机构中，若假定动力力臂物体提升机构为静止机构，则可以把机械桁架AG视为机械连动杆件，把承载物体装置BC看成动力输出杆件，由于AG与BC动力传递方向截然相反，所以称其为反转六杆机构。动力力臂物体提升机构主要由动力传输力臂承载物体装置油缸HI和动力传输力臂BEA构成[7]。液压系统的运动机构分解为基本动力机构可以是两个构件和一个运动副，那么可以得到机械设备构件数为n=8，运动低副数=11，机构自由度公式，机械设备的运动自由度为2。因为液压缸均为非静止件，所以整个机构有明确的运动轨迹。图3-1装载机的工作装置当动力力臂物体提升液压缸闭式结构时，启动力矩转动斗压力油缸，承载物体装置将绕B点做固定轨迹运动；当动力力臂物体提升液压缸闭锁，力矩转动斗压力油缸动作时，承载物体装置将做多形式拟合运动，即一边随动力传输力臂对A进行动力传递运动同时又相对动力传输力臂绕B点作固定轨迹运动。3.2动臂尺寸设计3.2.1动臂铰接点高度动力传输力臂铰链式连接点的空间位置时通过作图确定，如图3-2所示，已知条件为：动力传输力臂铰链式连接点最高位置B，最大承载物体装置运动高度H、最小承载物体装置运动距离L及承载物体装置及位置转角β。图3-2中α为承载物体装置底与承载物体装置急性夹角，动力传输力臂铰链式连接点当承载物体装置挖掘时的位置B，在考虑承载物体装置底与x-y笛卡尔面夹角时，为安全生产需进行尺寸调整，铰链连接点A应在，、动臂的回转角及动臂最大伸出时的稳定性。大，动臂增大，动臂回转角就会随之发生变化，大些。动臂与车架铰接点的高度通常取[7]：式中：R——铲斗回转半径，mm。图3-2动臂铰点位置及长度计算图机械结构的动力传输力臂和机架的铰链连接位置。机械设备零部件及工作模块需要合理规划。动力传输力臂空间转角取。3.2.2动臂长度动力传输力臂铰链式连接点的设计，由5-8利用空间位置关系可以求长度。（mm）式中：——铲斗最小卸载距离，1000mm；——铲斗回传半径与斗底的夹角，；——铲斗最大卸载高度时最大卸载角，通常取，取；——动臂与车架铰接点到装载机前面外廓水平距离，1640mm；——最大卸载高度，2700mm。计算得，。3.2.3动臂油缸的位置动力力臂物体提升液压缸有两种结构。图3-3所示液压缸x-z轴系布置方法；另一种布置方式为液压缸x-y轴系布置方法，即当承载物体装置处于安全工作点，整体式驱动利用发动机传递驱动力使驱动轴转动，动力输入力臂连接到驱动轴上以旋转驱动轴的两侧。车轮安装在驱动轴上，两侧车轮可实现动力臂的x-y轴系运动。两侧的液压缸由两个电机驱动，这增加了液压机构的重量，不利于实际应用。事实上，很多中小型桥式装载机构由电机、减速器和制动器驱动，适用于一般装载机械的安装和调整，装载机构重量大，全方位连接器是使用较多的动力传递装置，最主要的是提高了维修工人的工作效率。图3-3立式布置图3-4卧式布置3.3连杆机构设计3.3.1连杆机构设计要求（1）x-y轴系的运动性能好，通过合理的液压设备装配保证了工作的稳定性和灵活性，也使得物料卸载与转运具有保障性。（2）物料的搬运性能好，动力臂在所有的正常工作范围内都使得卸载角，都可以让物料卸载干净。（3）动力源动能传递性好，机械设计使其具有较高的动力工作效率，工作机构传动角接近90°，能够使动力源的动力发挥到最大效用，使得承载物体装置有较大的作用力，力臂传动角小于170°，容易洒出物料。（4）作业时与其他构件无运动干涉，保证驾驶员工作方便、视野宽阔[8]。3.3.2连杆尺寸及铰点位置杆件的运动机构设计，动力机由减速器中的齿轮起动，并通过减速器间接移动动力臂移动。当动力臂向前旋转时，动力臂上的液压系统后进行动作反应。当动力臂向后旋转时，液压系统放下，以此实现满足物料上下运动的动作。增加了运动行程。（1）摆幅上下摇杆力臂DF公称尺寸及连接点摆幅上下摇杆力臂与承载物体装置连接点C的位置与机械连动杆件的受力和力矩转动斗压力油缸有关，当进行力臂的位置选择时，可以获得较大的掘进力，半径之间的夹角；BC长。确定偏上m处。设计时初定：。计算得：，取。（2）设计连接装置的长度和液压缸的铰链连接点尺寸计算后，用作图法确定连杆CD的长度b，转斗油缸在车架上的铰接点G及其行程，完成起重动作最重要的机构，不同的物体需要不同的提取设备，传动装置略有不同，排列大同小异依次绘出的空间位置通过平行关系确定出卸载高度和连杆结构的位置，最小值=1625.14-700=925.14mm。再根据已选定的连杆CD、摇臂DEF，绘出其相应的位置和,由此得出该位置摇臂与转斗油缸的铰点。起升机构应有独立的部件，便于安装、拆卸和维修，部件之间采用补偿接头，具有结构准确、运行可靠的特点。它具有不同于一般连接的功能。也就是说，它可以弥补两轴的相对地位，具有很强的承载能力。然而，由于传动装置的复杂性和制造难度，必须保持良好的润滑。根据齿轮的加工精度，它可以连接到两个重型或高速水平轴上，也可以连接到中低速驱动轴，通过这种设计方法，我们可以计算出液压缸的最大公称长度。同理，作出铲斗在不同卸载位置时的连杆机构位置，得出摇臂与转斗油缸铰点位置，连接各点得一曲线，作该曲线的内包圆弧N，则圆弧半径为转斗油缸的最小安装长度，于是转斗油缸的行程可按下式计算：动力臂的空间位置改变到极限卸载位置时，动力臂改变到x-y平面内，物料承载装置可以水平放置，这时通过连杆机构的合理设计可以得到物料承载机构绕B点的空间机位角等于即可。（3）动力传输力臂与动臂举升油缸和框架连接点H及I的确定动臂举升油缸的工作力矩大，动臂举升油缸的工作稳定性强，机械结构没有干涉现象，总体性能好。H点与AG连线，使得AG≥AH/3。AH数值合理，工作行程受限制。I点尽量与水平面保持最小高度，并且往前桥方向靠是比较有利于机械的总体性能，这样举升工作力臂大小变化比较小[6]。图3-7确定连杆机构的图解法3.4本章小结本章通过解析法结合作图法完成了ZL40装载机工作装置个构件的尺寸确定，得到了个构件杆件之间的尺寸及布置关系，为进一步的各主要零部件的设计与校核做准备。第4章主要零部件的设计与校核4.1铲斗设计4.1.1铲斗结构形式的选择机械技术的成熟让人们对挖掘技术的改进，挖掘调控机构十分的认可，它的优点也慢慢的显现出来，使得驾驶员对于物料搬运工作更加得心应手，以及缓解驾驶带来的疲倦感。其应用的范围：在所有的重型运输车上已经随处可见，而且我相信随着时间的推移挖掘铲斗技术慢慢的开始趋于成熟。(a)直线形斗刃铲斗（b）v形斗刃（c）直线形带齿铲斗（d）弧形带齿铲斗图4-1常见的铲斗结构物料转移设备的形状对行进阻力和物料粘接机械性质有着较大的影响。对于主要进行土运输的机械设备装载机，斗底圆弧设计半径大，斗底公称长度小些，如图4-2a所示，通过流体力学的分析减小粘结力。还有的铲用于装岩石装载机，设计尺寸圆弧半径小矮而深的铲子，如图3-5b所示，改设计结构的承装性较好，减小了物料应力，但是也减少了挖掘力。图4-2铲斗断面基本参数图4.1.2铲斗基本参数的确定(1)铲斗宽度铲斗宽度是主要参数。其基本设计原则是应该大于轮毂距离，基本添加尺寸50-100mm，设计其值为2650mm。(2)铲斗回传半径R物料承载装置与物料理论切割的距离。根据公式可得回传半径为[6]：式中：——斗的几何容量，取1.5m；——铲斗内壁宽度，为铲斗宽度扣除两侧壁厚，即mm；——铲斗斗底长度系数，＝1.4~1.5，取1.45；——后斗壁长度系数，＝1.1~1.2，取1.15；——挡板高度系数，＝0.12~0.14，取0.13；——斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，＝0.35~0.4，取0.38；——挡板与后斗壁间的夹角，＝5~10，取8；——斗底和后斗壁间的夹角，＝48~52，取50；图4-3铲斗基本参数简图由计算得,(3)铲斗的断面形状参数：斗的圆弧半径、张开角、挡板高度和底壁如图3-6所示。斗底长度：是指铲斗切削刃到斗底后斗壁交线之间的距离，可用下式计算：后斗壁长度：是指切削刃至斗底圆弧与底壁相切点间的距离，挡板高度：是指斗上缘至斗底圆弧与后壁相切点间的距离，铲斗圆弧半径，=424mm铲斗上的动臂铰销距斗底的高度，=100mm铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角。在选择时，使侧壁切削刃与挡板的夹角为，切削刃的削尖角。(4)容量测算挖掘容量主要取决于其空间设计形状与物理特点。a.铲斗的容量与机构的空间物理关系：（）=1.48（）式中：S——铲斗截面积，计算得0.704m；——铲斗内壁宽(m)，2.14m；a——挡板高度(m)，0.145m； ——铲斗斗刃与挡板最上部之间的距离(m)；b.额定斗容(堆装斗容)V铲斗堆装的额定斗容V是物料的几何空间内其比为1：2，堆装计算公式。对于装有挡板的铲斗的额定斗容：(m)==1.75m³参数释义：c——物料堆积高度(m)，0.38m；物料堆积高度c可由作图法确定(图4-4)：在铲斗内堆积堆积物料的四边坡度均为1:2，再由M点作直线MN与CD垂直，将MN垂线向下延长，与斗刃刃口和挡板最下端之间的连线相交，此交点与料堆尖端之间的距离即为物料堆积高度C[8]。铲斗斗容的误差率：所以铲斗的设计合格。图4-4额定容量铲斗的横截面(4)斗齿的设计挖掘铲的前端铲齿的物理结构有整体式和分体式，其齿普遍制造材料为高锰钢材，使用焊接或者机械固定。斗齿的形状对整体的影响，在独立悬架挖掘机构的装载机中，此类转向机构的梯形分裂点存在的误差很大，因此，这类情况可能会间接得造成液压供能机构和转向横拉杆二者之间彼此不那么对称，使得车辆在运动的高速运动的过程中比较容易发生振动，进一步加大了汽车轮胎的磨损状况。所以轮齿的设计应该保持在500kg左右最好。设计距离300mm，宽度60mm，长度300mm。4.2液压缸设计4.2.1液压缸的类型和结构液压缸工作原理如图4-5所示。特性方程为：（3-40）（3-41）图4-5单作用液压缸4.2.2液压缸基本参数设计（1）液压缸载荷力的组成和计算变化力系中，工作当量动载荷，导轨的摩擦力和由于速度变化而产生的惯性力。以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷。起动加速时（3-42）稳态运动时（3-43）减速制动时（3-44）除外载荷外作用于活塞上的载荷还包括液压缸密封处的摩擦力阻力，液压缸的材料与形状决定了应力：（3-45）式中：—液压缸的机械效率，本装置取0.90。故。（3-46）（2）液压缸的主要参数计算活塞杆受压时（3-47）式中：—大腔活塞有效作用面积，m2—小腔活塞有效作用面积，m2—液压缸工作腔压力 —液压缸回油腔压力，即背压—活塞直径—活塞杆直径 本装置中取,,MPa。则可得出杆径比约为0.3。对无活塞杆腔，当要求推力为时，。（3-48）对有活塞杆腔，当要求推力为时，。（3-49）式中：—液压缸的工作压力，本装置取16Mpa。—往返速比，，本装置取1.46。—液压缸的机械效率，本装置取0.90。缸筒的内径应取D1和D2中计算值较大的一个，然后按(GB/T2348－1993)/mm中所列的液压缸内径系列圆整为标准值[2]。磨削加工液压缸活塞直径均为mm，活塞杆直径均为mm。和举升油缸的液压缸活塞直径均为mm，活塞杆直径均为mm。（3）活塞杆的最大允许行程活塞行程，根据工作情况确定实际工作路径，计算出活塞最大运动值。由欧拉公式推导出[9]：（3-50）式中：—活塞杆弯曲失稳临街压缩力，N—安全系数，通常。—材料的弹性模数。钢材的N/mm2—活塞杆横截面惯性矩；圆截面对于各种安装导向条件的液压缸计算长度（3-51）根据国家标准（GB/T2349-1980），测算活塞工作距离600mm，液压缸的工作距离800mm。4.3工作装置强度计算4.3.1工作装置工况分析装载机挖掘情况：a.铲斗x-y轴系挖掘料堆，受力分析得到只有水平阻力。b.铲斗x-y轴系挖掘料堆，进行扭力变换，物体承载机构只是受到垂直切应力。c.a与b情况复合运动就会导致机械受到两个复合的力系，受力分析假设力都作用在切削刃上。根据不同的力施加可以得到不同的工作情况：1)关于x-y轴系的力系对称情况，如图4-6（a），动力源的牵引力是主作用力，按最大力进行校核。2)关于x-z轴系的力系对称情况，如图4-6（b），其受力方向载荷稳定，按式3-2计算。3)关于x-y轴系和x-z轴系的复合力系对称情况如图4-6（c），按式3-3计算。4)关于非标准x-y轴系的力系，如图4-6（d），平面载荷按式3-1计算，考虑偏移情况。5)关于非标准x-z轴系的力系如图4-6（e），竖直力系按式3-2计算，考虑偏移情况。6)关于非标准x-y轴系的力系和非标准x-z轴系的力系，如图4-6（f），其受力按公式3-3计算，考虑偏移情况[9]。图4-6工作装置典型工况图4.3.2工作装置载荷分析(1)载荷分析a.x-y轴系受力运输机械x-y运动液压缸偏转角偏大，车辆显得比较笨重，随着发展，使得液压技术愈发的成熟，可以从多个角度来看待面临的载荷问题：=46550（3-1）式中：——装载机空载时驱动轮上的最大切线牵引力，N；——装载机空载时滚动阻力，N；b.x-z轴系受力工作机构的x-z方向的运动，当进行力臂的提升或者转动的时候，其受整体力系与当量动载荷的关系，其最大值为：（N）(3-2)=54099(N)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，1400mm；——垂直力的作用点到前轮与地面接触点的距离2460mm；c.x-y轴系和x-z轴系的复合力系当机械的运动进行力系复合后，其水平与竖直方向同时进行力的作用，现在假设力系都作用在切削刃上。；(3-3)4.3.3工作装置受力分析(1)因为机械的实际工作过程相当复杂，所以求解力系的标准值是极其困难的，通过机构简化，分析可得：a.假定物料搬运机构是一个刚体不发生机械应力变形。b.假定动力臂的延展轴线与摆幅上下摇杆力臂轴线水平方向角度相同。(2)通过以上假设，就能将工作装置简化成一个简单的平面力系进行分析。a.假如受力情况对称的情况下使得转向特性中横摆角速度增加了，因此，液压系统控制装置拥有在直线运行时运载机的稳定性高，在运载机低速度行驶的时候其汽车机动性好，即：(N)(N)b.运用工程力学的梁结构进行力系求解，做出等价力系和；；（3-4)；(3-5）由于,,所以只求，。在工作装置中a=165mm,b=1500mm。NN图4-7工作装置受力分析简图(3)动力臂凭借的是装载机构前后两个转向轮转向时的偏移方向和车轮与车轮的偏转角数值大小也都交给转向盘调节和控制，可以使用机械传动链来保证稳定的相对关系并且此类转向系统具有精密的控制调节系统。对机械结构进行工程力学受力分析，计算外力对零件的影响，并求解出所有的内力。典型工况6下的各构件受力最大，以工况6进行内力计算。(a)铲斗(b)连杆(c)摇臂(d)动臂图4-8工作装置各构件受力分析a.图4-8（a）对机械设备进行零件剥离，根据设计原理，分析力系，确定工作力系的关系：,有所以=155541.2N由，所以N由，所以=(N)b.如图4-8（b）所示，对机械设备进行零件剥离，根据设计原理，分析力系，确定工作力系的关系，即：根据力系计算可得到，此力系中主要受拉应力。c.如图4-8（c）所示，对机械设备进行零件剥离，根据设计原理，分析力系，确定工作力系的关系：由所以(N)由所以(N)由所以(N)d.如图3-16（d）所示，对机械设备进行零件剥离，根据设计原理，分析力系，确定工作力系的关系。由,所以(N)由,所以(N)由,所以(N)4.3.4工作装置强度计算对力系的变动产生的情况进行受力分析，并且对机械构件进行强度校核。（1）动力臂动力臂的受力分析及其危险截面的点位置分析：(3-6)式中：——计算断面的截面积,69250；——计算断面的弯矩，2.13；——计算断面的轴向力，1.2；——计算断面的抗弯断面模数，。(3-7)如果计算断面为矩形则有：式中：Q——计算断面的剪力，58509N；——计算断面中性轴Z处的静矩，；——计算断面对中性轴Z的惯性矩，；b——计算断面的宽度，138mm。图4-8动臂强度计算简图对于H点的断面：(N·mm)(3-8)=-2.13（3-9）=-1.2（3-10）=58509计算出(2)铰销机械零件的强度校核计算方法：销轴的挠度应力：（）(3-11)=()式中：——销轴的弯曲应力MPa；——计算载荷，为铰销所受载荷的一半；——销轴弯曲强度计算的计算长度；，mm其中的意义如图3-18所示；——销轴的抗弯断面模数，取销轴直径为50mm：(3-12)销轴支座的挤压应力：销轴套的挤压应力：式中：——轴套的支承长度，