轮式装载机工作装置结构及其液压系统设计

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液压缸AO液压系统图

IAutoCAIi图箔AutoCAD图形

DWG'179"88KB

ZL50轮式装载机工作装置结构及其液压系统设计

摘要：本次设计重要涉及两个部分：装载机工作装置的设计，液压系统的设计。在本设计

中将液压系统的设计作为重要的内容进行设计。通常，按使用场合的不同，提成露天用装或机和井

下用装载机；按行走系统的不同，提成轮式装载机于履带式装载机。由于装载机的品种较多，不能

各个介绍，本次毕业设计重要完毕的是露天轮式装载机工作液压机构的设计。

关键词：轮式装载机；工作装置结构；液压系统

TheDesignofZL50WheelLoaderWorkingdeviceStructureand

HydraulicSystem

Abstract：Thisdissertationiscomposedoftwoprocedures:designofloadingdeviceandhydraulic

system.Andinthisdesign,thehydraulicsystemdesignisthemaincontent.Actually,inaccordancewilh

differentoperatingoccasians,theleadercouldhedividedintoopen-airloadersandundergroundones;and

withdiscriminatedwalkingenvironment,itcouldalsoseparateintowheelloaderandcrawlerones;and

othervarietiesoftheloaderisnotintroducedduetothehugepopulation.Thegraduationprojectis

completedthedesignofthehydraulicmechanismofopenwheelloader.

Keywords：Wheelloader;Equipmentstructureofthe;Hydraulicsystem

1前言

装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工

程机械，他的作业对象重要是各种土壤、砂石料、灰料及其他筑路用散状物料等，重

要完毕铲、装、卸、运等作业，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。假如换不同

的工作装置，还可以完毕推土、起重、装卸其他物料的工作.在公路施工中重要用于

路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度

快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展不久，成为土石方施工中的重要机械之一。

国产装载机的型号一般用字母Z表达，第二个字母L代表轮式装载机，无L表达

履带式装载机，后面数字代表额定载重量。如ZL50,代表额定载重量为50KN的轮胎式

装载机。但须指出，各生产厂家也有自己独特的类型和表达方法。

2装载机的发展状况

2.1国内的装载机发展状况

我国的轮式装载机是从60年代中期才发展起来的。通过40年的发展，我国装载

机的结构和性能都有了较大提高，产品技术水平有了很大的提高，目前我国生产轮式

装载机的厂家有几十家，生产履带式和轮胎式两大系列的各种形式装载机。

近年来，国内装载机的发展趋势可归结为如下几个方面。1.产品形成系列规格向

两头延伸。2.技术不断创新，产品性能日趋完善。3.向机电液一体化、电子化方向发

展⑴。

2.2国外的装载机发展状况

目前，国外装载机生产厂家在其产品的设计过程中广泛采用了现代设计方法，并

高度应用了计算机技术和现代电子信息技术。传统的设计方法是以经验总结为基础，

运用力学和数学而形成的经验、公式、图表、设计手册等作为设计依据，通过经验公

式、近似系数或类比等方法进行设计。现代设冲方法是以电子计算机为手段，运用工

程设计的新理论新方法，使计算机结果达成最优化，使设计过程实现高效化和自动化,

重要涉及以下内容：计算机辅助设计，优化设计。可靠性设计，有限元分析，动态设

计，动态仿真，并行设计，模块化设计，机、电、液一体化设计，反求工程设计，绿

色设计，工业艺术造型设计，人机工程学设计，价值分析，机械系统设计等。应用现

代设计方法可以适应市场剧烈的竞争，提高设计质量并大大缩短设计周期，提高公司

竞争力。

3装载机的重要技术性能参数与工作装置总体设计

3.1工作装置总体设计

31.1工作装置的总体结构

装载机工作装置是完毕装卸作业并带液压缸的空间多杆机构。工作装置是组成装

载机的关键部件之一，其设计水平的高低直接影响工作装置性能的好坏，进而影

装载机的工作装置按结构型式分为有铲斗托架和无铲斗托架两种。有铲斗托架的

工作装置，这种结构型式工作装置的优点是，托架、动臂、连杆及车架较座可以构成

平行四边形连杆机构，这样在转斗油缸闭锁的情况下，提高动臂时，铲斗始终保持平

移，铲斗内物料不易洒落。但也存在缺陷，如动臂的前端装有比较重的托架和转斗油

缸，使得装载机的载重量减小。

无铲斗托架的工作装置，前端没有很重的托架，克服了有铲斗托架工作装置的缺

陷，所以目前广泛应用。所以选择无铲斗托架的工作装置。

3.1.2工作装置连杆机构的结构形式与特点

由装载机工作装置的自由度分析可知，工作装置的连杆机构均为封闭运动链的单

自由度的平面低副运动机构，其杆件数目应为4、6、8、10、……等。对装载机工作装

置而言，尽管杆件数目越多越能实现复杂的运动，但同时较接点的数目也随之增长，

结构越复杂，就越难在动臂上进行布置。因此，事实上装载机工作装置的连杆机构多

为八杆以下机构。这样，按组成工作装置连杆机构构件数不同，装载机工作装置可分

为三杆、四杆、五杆、六杆和八杆机构；按输入与输出杆转向不同，又可分为正转和

反转机构。正转机构是指输入与输出杆的转向相同；反转机构是指输入与输出杆的转

向相反⑵。

六杆机构工作装置是目前装载机上使用最为普及的一种结构形式。对于单自由度

的六杆机构，只能有两个三校构件和4个两较构件组成，

根据转斗油缸布置位置的不同，可以作为装载机工作装置的六杆机构，常见的有

以下几种结构形式：转斗缸前置式正转六杆机构，转斗缸后置式正转六杆机构，转斗

缸后置式正转六杆机构，转斗缸后置式反转六杆机构，转斗缸后置式反转六杆机构。

3.1.3工作装置总体设计

由设计任务书和设计规定，对于本次ZL50装载机的设计采用以下方案：

在铲斗部分，采用无铲斗托架式结构；油缸的布置形式为立式布置形式。同时考

虑到实际工作中的运用情况，它的连杆机构采用的是反转六杆机构。

重要参数：

铲斗容量：3.0m3

额定载重量：5t

4工作装置重要结构设计

4.1铲斗设计

铲斗是工作装置的重要部件，装载机工作时用它直接铲掘、装载、运送和倾卸物

料。铲斗直接与物料接触，是装、运、卸的工具，工作时，它被推压插入料堆铲取物

料，工作条件恶劣，要承受很大的冲击力和剧烈的磨损，因此铲斗设计质量对装载机

的作业能力有较大的影响。为了保证铲斗的设计质量，一方面应当合理的拟定铲斗的

结构及几何尺寸，以减少铲斗插入物料的阻力。另一方面要保证铲斗有足够的强度、

刚度、耐磨性，使之具有合理的使用寿命。

4.1.1铲斗的结构形式

铲斗的形状和尺寸参数对插入阻力、铲取阻力、转斗阻力和生产率都有着很大的

影响。同一个铲斗有两种容积标志：一是物料装平时的容积，称为平装斗容；二是物

料装满堆高后的容积，称为堆装斗容。机器铭牌上标称的斗容通常为堆装的容积。铲

斗由斗底、侧壁、斗刃及后壁等部分组成。铲斗的斗刃还分为带齿和不带齿的两种。

铲斗的断面形状一般为“U”形，用钢板焊接而成。

(1)斗体形状基本可以提成“浅底”和“深底”两种类型。在斗容量相同的情况下,

前者开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者正好相反。

(2)切削刃的形状根据装载物料不同，切削刃有直线型和非直线型。前者形式简朴,

有助于铲平地面，但铲装阻力较大。后者又有V形和弧形等，由于这种刃中间突出，

铲斗插入料堆时可使插入力集中作用在斗刃的中间部分，所以插入阻力较小，容易插

入料堆，并有助于减少偏载插入，但铲斗装满系数要比前者小。

矿用轮式装载机工作条件恶劣，偏非直线形切削力，并以V形切削力为佳。斗力

材质是即耐磨又耐冲击的中锦合金钢材料，侧切削刃和加强角板都用高强度耐磨钢材

料制成⑶。

1—齿尖2一齿坐3一钢销

图1双段斗齿

FigIDoublesectiondipperteeth

（3）斗齿可以有斗齿，也可以没有斗齿。此装载设计带了斗齿。斗齿结构分为整

体式和分体式两种，一般斗齿是用高镒钢制成的整体式，用螺栓固定在铲斗斗刃上，

中小型装载机多采用这种形式。为便于斗齿磨损后更换和节约斗齿金属，也有使用双

段斗齿的，如图1所示。

这种斗齿的齿尖与齿坐的配合面为锥面，两者配合情况良好。装配时，先置入有

弹性的金属橡皮，然后再从上边或从下边往方形销孔中打入钢销3即可。由于拆卸方

便，齿尖一边磨损后可以翻转再使用，从而延长使用寿命。大型装载机由于作业条件

差、斗齿磨损严重，故常采用这种分体式斗齿。

一般中型装载机铲斗的斗齿间距为250^300niin左右，太大时由于切削刃将直接参

与插入工作，使阻力增大，太小时，齿间易于卡住石块，也将增大工作阻力。长而窄

的齿要比段而宽的齿插入阻力小，但太窄又容易损坏，所以齿宽以每厘米长载荷不大

于500~600kg为宜。

（4）铲斗侧刃参与插入工作，为减小插入阻力，一般可将连接前后斗壁的侧壁刃

口设计成弧形。

（5）斗底的斗前壁与斗后壁用圆弧衔接，构成弧形斗底。为了使物料在斗中有很

好的流动性，斗底圆弧半径不宜太小，前后壁夹角不应小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。心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：耐磨又耐冲击的中镒合金钢材料

4.1.2铲斗断面形状和基本参数拟定

图2铲斗断面基本参数图

Fig2Thebasicparameterdiagram.Bucketsection

（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1、后壁高h

和张开角Y四个参数拟定，如图2所示。

圆弧半径r越大，物料进入铲斗的流动性越好，有助于较少物料装入斗内的阻力,

卸料快而干净。但r过大，斗的开口大，不易装满，且铲斗外形较高，影响驾驶员观

测铲斗斗刃的工作情况。

后壁高h是指铲斗上缘至圆弧与后壁切点间的距离。

底壁长1是指斗底壁的直线段长度。1长则铲斗铲入料堆深度大，斗容易装满，但

掘起力将由于力臂的增长而减小。由实验得知，插入阻力随铲入料堆的深度而急剧增

长。1长同样会减小卸载高度，短则掘起力大，且由于卸料时铲斗刃口降落的高度小,

还可以减小动臂举升高度，缩短作业时间，但会减小斗容。对装载轻质物料为主的铲

斗，1可选择大些，对于装载岩石的铲斗，应取小些⑷。

铲斗张开角Y为铲斗后壁与底壁之间的夹角，一般取45°到52°之间。

铲斗的宽度应大于装载机两个前轮外侧间的宽度，每侧要宽出50~100H皿。如铲斗

宽度小于两轮外侧间的宽度，则铲斗铲取物料后所行成的料堆阶梯会损伤到轮胎侧壁,

并增长行驶时轮胎的阻力。

通过以上的介绍，结合从现场采集来的大约参数，本次设计的具体参数初定如下:

铲斗圆弧半径r：350mm

底壁长1：700mm

后壁高h：400mm

张开角Y:48°

(2)铲斗基本参数的拟定。在定下了以上的断面参数后，从现场的参考数据得到,

本设计铲斗的总宽度B为2900mm,并旦铲斗壁厚为30nlni。

设计时，把铲斗的回转半径R(即铲斗与动臂较接点至切削刃间的距离)，作为基

本参数，铲斗的其他参数作为R的函数。铲斗的回转半径R可按照下式计算。

R=-----------------------——--------------------y-(m)(1)

J■[o.5^(/l2+\cos/,)sin/]-2；co弓-0.5时-孟卜

IJ

式中匕——铲斗平装斗容，2.5m3

BQ——铲斗内侧宽度，2.840m

4——铲斗斗底长度系数，4=1.401.53

人——后壁长度系数，氏=1.11.2

儿——挡板高度系数，4=0.12"0.14

2r——圆弧半径系数，2,=-

rR

/——张开角，为45°〜52°

八—挡板与后壁间的夹角(无挡板取0)

图3铲斗尺寸参考

Fig3Bucketsizereference

图3中各参数含义如下：

r----铲斗圆弧半径，m

4——斗底长度，是指由铲斗切削刃至斗底延长线与斗后壁延长线交点的距

离，m

LK=&R=(1.4~1.53)R

L:——后壁长度，是指由后壁上缘至后壁延长线与斗底延长线交点的距离，m

L:=4:/?=(1.1~1.2)火

Lk——挡板高度，m

Lk=%R=(0.12~0.14)R

调整参数，根据调整后的各值与R之比分别计算4、4、乙、4值，4=1.5,

4：=1.1,4&=0.12

然后代入式（1）,即可拟定铲斗的回转半径4,通过计算得出R。1140nlm

即可得出L,=l.5X1140=1710mm

L=i.IX1140=1254mm

Lk=Q.12X1140=136.8mm

一般取铲斗侧壁切削刃相对斗底壁的倾角4=50°飞0°。铲斗与动臂较接点距离

斗底壁的高度力二（0.06飞・12）Ro

4.1.3铲斗容量的计算

由于本次设计的铲斗容量是在设计任务书中体现出来的，并且铲斗的参数都是根

据铲斗容量而定下的，所以如下只介绍的是它的算法公式。

平装容量，铲斗的平装容量按照式（2）计算。

对于有防溢板的铲斗

2

V、=SB。一一a2b（m:1）（2）

式中S——有挡板的铲斗横截面面积，m2

Bo——铲斗内侧、宽度，m

a----挡板高度，m

b——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

V；=S&（扃

式中S'——不装挡板的铲斗横截面面积，m2

额定容量，铲斗的额定容量（见图13）按照式（3）计算。

对于有防溢板的铲斗

匕.=匕+^^-Q(〃+c)(m:t)(3)

式中c——物料堆积高度，m

对于无防溢板的铲斗

V；=V；+^--—(m：i)(4)

824

4.2工作装置连杆系统设计

通过在第二章中的工作装置连杆机构的结构形式与特点的介绍，综合本次设计的

基本规定和设计任务，所选取的结构形式为反转六杆机构结构形式。

4.2.1机构分析

反转六杆工作机构由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。

转斗机构由转斗油缸CD、摇臂CBE、连杆FE、铲斗GF、动臂GBA和机架AD六个

构件组成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可把机架AD视为输入杆，把铲斗

GF当作输出杆，由于AD和GF转向相反，所以叫反转六杆机构。

举升机构重要由动臂举升油缸HM和动臂GBA构成。当举升油缸闭锁时，启动转斗

油缸，铲斗将绕G点作定轴转动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将作复合

运动，即一边随动臂对A点作牵连运动，同时又相对动臂绕G点作相对转动⑸。

其材料为低碳、耐磨、高强度钢。

i-插入工况n-铲装工况HI-最鬲位置工况

iy-高位卸载工况v-低位卸载工况

图4反转六杆机构简图

Fig4Reversesixpolesstructurediagram

4.2.2尺寸参数设计

由于图解法比较直观，易于掌握，故采用图解法设计，它通过在坐标图上拟定铲

装工况（图4）时工作装置的9个较接点的位置来实现。

（1）动臂与铲斗、摇臂、机架的三个钱接点G、B、A的拟定

1）拟定坐标系如图5所示，先选取坐标系并拟定尺寸比例1：40。

2）画铲斗图，把设计好的铲斗横截面外廓按比例在坐标系xOy中画出，斗尖对准

坐标原点0,斗前壁与x轴呈3°~5°的前倾角。此为铲斗插入料堆时位置，即插入工

况。

拟定动臂与铲斗的钱接点G

由于G点的x坐标值越小，转斗掘起力就越大，所以G点靠近。点是有利的，但

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，但这样缩小了G点与连杆铲斗较接点F的距离，使得掘起力下降。

图5动臂上三校接点设计

Fig5Movingarmhingedonthreepointdesign

综合考虑各种因素的影响，根据坐标图上插入工况的铲斗实际状况，在保证G点y

轴坐标值yG=250~350nlm和x轴坐标值xG尽也许小并且不与斗底干涉的前提下，在指

标图上人为的把G点初步定下来。初定G点坐标为3130,260）o

拟定动臂与机架的较接点A

①以G点为圆心，使铲斗顺时针转动，至铲斗"口°'。"与x轴平行为止，即铲装

工况。

②把已选定的轮胎外廓画在指标图上（轮胎外廓直径约为1600mm）。作图时，应使

轮胎前缘与铲装工况时铲斗后壁的间隙尽量小些，目的是使机构紧凑、前悬小，但一

般不小于50mm；轮胎中心Z的y坐标值应等于轮胎的工作半径Rk600mm0

+

y2=^=7或（1一㈤（5）

式中y=----z点的y坐标值，mm

dw---轮辆直径，mm

hw——轮胎宽度，丽

%——轮胎断面高度与宽度之比（普通轮胎取1,宽面轮胎去0.83,超宽

面轮胎取0.64）

2——轮胎变形系数（普通轮胎为0.To.16,宽面轮胎取0.05~0.1）

③根据给定的最大卸载高度hx,最小卸载距离lx和和卸载角a、，即高位卸载工

况。

④以G'点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与x轴平行，即得到铲斗最高举升

位置图。

⑤连接GG'并作其垂直平分线。由于G和G'点同在以A点为圆心，动臂长为半径

的圆弧上，所以A点必须在GG'的垂直平分线上。

A点在平分线的位置应尽也许低一些，以提高整机工作的稳定性，减小机器高度，

改善司机视野。一般A点取在前轮右上方，与前轴心水平距离为轴距的1/31/2处。

最终定下A点的坐标为（3230,2110）o

A点位置的变化，可借挪动G'点和轮胎中心Z点的位置来进行。

连杆与铲斗和摇臂的两个较接点F、E的拟定

由于G、B两点已被拟定，所以再拟定F点和E点事实上是为了最终拟定与铲斗相

连的四杆机构GFEB的尺寸，如图18所示。

拟定F、E两点时，既要考虑对机构运动学的规定，如必须保证铲斗在各个工况时

的转角，又要注意动力学的规定，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的掘起力，同时,

还要防止前述各种机构运动被破坏的现象。

按双摇杆条件设计四杆机构

令GF杆为最短杆，BG为最长杆，即有

GF+BG>FE+BE(6)

如图3To所示，若令GF二a,FE=b,BE=cfBG=d,并将式(5)不等号两边同时除

以a整理后得到下式，即

bca.,八

K=—+-------<1(7)

ddd

上式各值可按式(7)选取，由G(1130,260)、B(1680,1565)点的坐标得到

d=1415mm

K=0.950~0.995,

。二(0.3~0.5)4(8)

c=(0.4〜0.8)4

由式(7)选取偿0.950

得到折0.3GM25

G0.58户830,代入(6)

得到ZF948o

图6连杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计

Fig6Connectingrod,rocker,andturnfightsoilcylindersizedesign

拟定E和F点位置

这两点位置的拟定要综合考虑如下四点规定：①E点不可与前桥相碰，并有足够的

最小离地高度；②插入工况时，使EF料尽量与GF杆垂直，这样可获得较大的传动角

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杆与GF杆的传动角也必须大

于10。O

如图19所示，铲斗插入工况，以B点为圆心，以BE二c为半径画弧；人为的初选E

点，使其落在B点右下方的弧线上；再分别以E点和G点为圆心，以FE=b和a；二a分

别为半径画弧，得到交点，即为F。

B

」。2+廿

图7连杆端部较接点设计

Fig7Connectingrodendshingedpointdesign

如图所示的得到了E和F点的位置，由于各种工况的情况不定，所以在这就不具

体说明此时情况的坐标值。

动臂举升油缸与动臂和车架较接点H点及M点的拟定

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拟定。综合考虑这些因素，所以动臂举升油缸都布置在前桥与

前后车架的钱接点之间的狭窄空间里。

4.3工作装置静力学分析及强度校核

4.3.1静力学分析

(1)外载荷拟定原则，装载机在铲斗插入料堆，铲斗要克服切削物料的阻力、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。

装载机实际作业时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，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。

装载机在铲掘作业过程中，通常有以下三种受力工况：

1）铲斗水平插入料培，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）铲斗水平插入料培，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。

假如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1.水平对称工况2.直对称工况3.水平垂直对称同时作用工

况4水平偏载工况5垂直偏载工况6水平垂直偏载同时作用工况。

（2）外载荷计算，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，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计算上述阻力比较困难，

一般按照下面经验公式来拟定：

6=9.8%K2K3K48T/（N）（9）

式中K\——物料块度与松散限度系数

K2——物料性质系数

A3——料堆高度系数府—铲斗形状系数，一般在1.C1.8之间，

取1.3

B—铲斗宽度，290cm

L—铲斗的一次插入深度，40cm

得到：7^9.8X1,0X0.045X1.10X1.3X290X40”25

=18397(N)

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。。

掘起阻力重要是剪切阻力。

铲斗开始举升时物料的剪切力按下式计算

F:=2.2KBLc(N)(10)

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.P0.3m的松散花岗岩，剪切应力的平均值取A^35000Pa

B—铲斗宽度，m

Lc—铲斗插入料堆的深度，m

得到：42.2X35000X2.9X0.4

=89320(N)

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时，料堆对铲斗的反作

用力矩称为转斗阻力矩。开始铲取时(a=0)的静阻力矩”，。为

式中Fx—开始转斗时的插入阻力，18397N

x——铲斗回转中心与斗刃的水平距离，1.13m

y—铲斗回转中心与地面的垂直距离，0.26m

L一铲斗的插入深度，0.4m

得至ijM“o=LlF、+y

=1.1X18397X[O.4X(1.13-0.25X0.4)+0.26]

=13599(N・m)

掘起阻力矩随铲斗回转角d的增大而减小。当铲斗回转a角后，其转斗阻力矩

也为

(12)

式中

1"加-3

%。

"——铲斗离开料堆时的翻转角度

M.——铲斗离开料堆时，由物料重力产生的阻力矩，N-m

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

克服铲斗自重和铲斗中物料所产生的阻力矩。因此，开始转斗的阻力矩为

a=+(G“+GQLs(13)

式中M1——转斗阻力矩，N-m

——开始转斗静阻力矩，13599N・m

GH——轮式装载机额定载重量重力，49000N

Gc——铲斗自重力，13470N

LB——铲斗中心至回转中心B的水平距离，0.5m

得至IJMz=Ma°+(G〃+Gc)金

=13599+(49000+13470)X0.5

=44834:N・m)

图8作用在转斗连杆上力的拟定

Fig8Turnonroleindeterminationofconnectingforceoffight

作用在转斗连杆上的力F,：铲斗充足插入料堆后开始转斗时，作用在铲斗与铲斗

连杆钱销上的力F,

匕=幺(N)(14)

式中Lc—铲斗回转中心至入的作用线的垂直距离，0.430m

M

得到F<=4=44834/0.43

L

=104265(N)

4.3.2强度校核

摇臂的强度校核，在对称载荷作用下，摇臂可看作是支承在动臂B点变截面曲

梁。

由式24可得Fc=104265N,取单边侧板为研究对象，得到

F.=-^=52132.5N(15)

12

由ZM=O，得到

尼=”人(16)

代入数据得到工=52132.5x830/600

=72116N

弯矩

M二ax乙=43269N•m(17)

Fig9Loadsymmetryincausedtotherocker

然后对危险断面强度校核。对于危险断面IT,在此断面上作用有弯曲应力和正应

力，以其合成应力所表达的强度条件为

(18)

A=(2R—d)xb(19)

由式3-39得到：A=(2x0.12-0.1)x0.045

二0.0063m2

43269i

得到：=00063=6868095-rM20000000Pa

强度通过

5液压系统的设计和计算

5.1初选系统的工作压力

压力的选择要根据载荷的大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间，

经济条件及元件供应情况等的限制。具体选择可考虑表1和表2

由工作规定，和系统压力规定可初步拟定，用到的重要液压元件有：液压泵，液

压缸，油箱

表1按载荷选择工作压力

Tabic3-1pressloadselectionworkpressure

载荷/KN<55〜1010〜2020〜3030〜50>50

工作压力/MPa<0.8~11.5-22.5〜33〜44〜525

表2各种机械常用的系统工作压力

Table3-2allkindsofmechanicalcommonsystemworkpressure

机械类型机床农业机械液压机

磨床组合机床龙门刨床拉床小型工程机械大中型挖掘机

建筑机械重型机械

液压凿岩机起重运送机械

工作压力0.8〜23〜52〜88〜1010〜1820〜32

/MPa

有以上的数据查表可得：初步选定工作压力尸=16MPa。

5.2液压系统原理图

1.转斗液压缸2.提臂液压缸3.提臂液压缸换向阀4.转斗液压缸换向阀5.单向阀

6.液压泵7.漉油器8.溢流阀9.安全阀10.油箱

图10液压系统原理图

Figure1()hydraulicsystemprinciplediagram

由工作的条件可拟定液压系统原理图10为：

5.3液压缸的设计和计算

5.3.1转斗油缸作用力的拟定

以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阻力

N二空

L

N=1O8O13N

式中Gs——装载机自重力；Gs=1800x9.87V

L}——载机重心离前轴距离；假设乙为,轴距；即4二1600〃〃〃

2

L——斗刃在地面上的支点至装载机前轮接地点的距离；由图得L=2612/7〃〃

铲斗在铲掘位置绕G点上翻时，铲斗刃口的运动方向基本上接近于垂直地面，因

此可以认为转斗油缸作用力重要克服铲起阻力(见图11)

图11转斗油缸作用力分析图

Figure11turnfightsoilcylinderforcewere

_NLs+GKL*

取EMG=0

lLs

取=0Sc=SEx；

_NLs+GKLL

一x2

因SE=SF

kL]

其中GK为铲斗自重力GK=7500N

L1=600/7”〃

L2=651mm

L3=446nun

L4=579〃〃〃

L5==\257mm

则Sc=340862V

考虑到连杆机构较点的摩擦损失，则每只转斗油缸受力为

Fd='xK\Sc

n

式中〃一一转斗油缸数n=1

K「一考虑连杆机构的摩擦损失系数，取K=1.25AT,=1.25

则Fd=1.25x340862

Fd=426077N

转斗液压缸用于转斗，反复推拉摇臂完毕铲掘和卸载。

5.3.2活塞

活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，故它与缸筒的配合应适当，既不能过紧,

也不能间隙过大。

尸=区二工

式中P----油缸的工作压力，取P=16MPa

叫——油缸的机械效率，重要考虑密封处的摩擦损失%=0.85〜0.99，

平均取0.95

Vprcrfm

D-189mm

查表3,又考虑到液压缸的行程为600nmi左右，故选取缸径：/)=200/wno

根据实际工作情况，兴用组合式活塞，活塞和活塞杆采用卡环型连接，密较结构采

用。型密封圈和Y型密封圈。有导向环。选用35钢为活塞材料活塞宽度一般为活塞

外径的0.5〜1.0倍，取系数为0.6,则活塞宽度为：

活塞外径配合采用fg,外径对内孔的同轴度公差定为0.01mm,端面与轴线的垂直

度公差为0.02mm/100mm,外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差的1/2。

x,=0.6。戈］二120〃〃〃

活塞外径配合采用fg,外径对内孔的同轴度公差定为0.01mm,端面与轴线的垂直

度公差为0.02mm/100mm,外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差的1/2.

表3工程液压缸技术参数

Table3engineeringtechnicalparametersofhydrauliccylinder

活塞杆直径/mm额定工作压力16MPa

缸径

推力/N

/mm

1.331.462拉力

6332354520230370103448024430

90455063101790763407037051910

1407080100246300184730165880120640

18090100125407150305360281490210800

200100110140502660376990350660256350

25012514018()785400582050539100378250

5.3.3活塞杆

活塞杆是液压缸传递力的重要零件，官承受粒力、压力、弯曲力和振动冲击等多种

作用力，必须有足够强度和刚度。

此杆体用实心杆。考虑到杆与摇臂的连接方式，故杆外端选用较销型。

查表4

表4公称压力表

Table4nominalpressuregauge

公称压力W1012.5〜20>20

夕1.331.46,22

由于尸=16MPa,故选取0为：9=1.46、对于双

作用单边活塞杆液压缸,其活塞杆直径d根据往复运动速比Q（即面积比）来拟定:

d=D1^^-mm

V（P

d=\\2mtn

按标准选取d=125mm

由工程液压缸的技术规格，又可得：最大行程4000mm,推力502660N,拉力376990N。

6=502660N

K=376990N

选用45钢作为活塞杆材料，调质解决，表面镀G,20-30从〃。规定对活塞杆进行

淬火，淬火深度0.8mmo并可查得35钢的机械性能参数：%=740MPa区=345MPa

crs=18%

活塞杆要在导向套中滑动，采用H8/h7配合。圆度和圆柱度公差不大于直径公差

的1/2。安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差规定不大于O.Olninb为了保证活塞杆外

圆与活塞外圆的同轴度，以避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。安装活塞

的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差定位0.02mm/100mm,以保证活塞安装不产生倾

斜。

活塞的外圆粗糙度R,定为0.2Um,以利于表面形成油膜。为了提高耐磨性和防锈

性，对活塞杆表面进行镀G,解决，并进行抛光和磨削加工。

（1）活塞杆的强度计算:

活塞杆在稳定工况下，只受轴向推力或拉力，可以近似地用直杆承受拉压载荷的简

朴强度计算公式计算:

FX1()Y“小

(7=-------<(7MPa

冗c

—d-

4

o=34.7MPa满足条件

其中产活塞杆作用力，N

d活塞杆直径，加

——材料的许用应力.%,=%，n=3〜5,取n=3则％,=246.7M&

n

活塞杆的螺纹和退刀槽等结构往往是活塞杆上的危险截面，此处的合成应力应满

足％H1.8才0%MPa

b”244.5M网满足条件

其中F2——活塞杆拉力，N

d2----危险截面直径，m,MZd2=56nun

5.3.4缸筒

（1）流量的计算，活塞的运动速度为单位时间内压力油推动活塞移动的距离。根据工

况，速度/定为：

V=0.12m/s=7.2m/min

事实上，活塞在行程两端各有一个加、减速阶段，此速度值为最高速度。流量为单位

时间内油液通过油缸有效截面的体积。

Q=—L/min

由于V=7TAtX10^L

贝I]Q=vA=-D2vx\0yL/min

4

Q=226L/min

由于此单活塞液压缸采用弹性密封材料、故取液压缸容积效率：小=1

当活塞杆伸出时：

e=—D2VX103

血

Q=226L/min

当活塞杆缩回时,取"9m/s

Q=—(D2-r/2)vxlO3

4%

2=172L/min

其中。一一液压缸内径m

d一一活塞杆直径m

（2）缸筒材料的选择,采用法兰连接缸筒，端部焊法兰。

（3）对缸筒的规定1,有足够的强度，能长期承受工作压力及短期动态压力而不致永

久变形。2,有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。3,

内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级

和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。

4,需要焊接的缸筒还规定有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管接头后不至于产

生裂纹或过大的变形。

（4）缸筒外径的计算，缸筒壁厚方为：

5=不+q+Q

其中5---缸筒材料强度规定的最小值，〃7

C1-------缸筒外径公差余量，〃？

c2---腐蚀余量，〃?

关于a的值，按下列情况分别计算：

一般可用薄壁缸筒的实用计算式：

4>"maxm3。=12.5〃"〃

2%，

（y=—<j=l2SMPa

nr

其中〃一一安全系数，通常取5

综上可知痣为：圆整到无缝钢管的标准外径，取品=225”〃

所以缸筒壁厚N为：=22.5mm

故缸筒外径。।为：

A=。+25D、=245〃?"？

符合条件

（5）缸筒其他参数的计算，涉及重要技术参数和各个元件的选取

1）缸筒底部厚度：

此缸筒底部为平面，厚度用可以按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算:

620.433。必日m

其中尸---筒内最大工作压力（MPa）；

D一一缸筒内径（，”）；

］一一筒底材料许用应力，其选用方法与计算缸筒壁厚计算相同。

则缸筒底部厚度必为：6\=30/77/7/

2）缸体长度的拟定

液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考

虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20〜30倍。所以转斗油缸

内部长度L=860/wn

3）螺栓的选型和计算：

根据实际工况，缸体和前端法兰、缸底与缸体均采用焊接联接，连接前缸盖和前端

法兰的螺栓，选用六角头全螺纹B级M30螺栓。螺栓材料为45钢。许用应力为。/600

Mpa其具体参数为:

S（公称）=35.38mmk（公称）=18.7mm

r（最小）=0.4mme（最小）=33.5mm

a（最大）=10.5mmdw（最大）=33.4mm

L（公称）：60〜200nlm全螺纹长度L：60〜200nmi

表面解决：不经解决螺纹公差：8g

缸筒与端部用法兰连接时，螺栓的强度计算如下:

螺纹处的拉应力:

4x2.5x426077才八工〜小

--------------------x10^=406.2M4

4x3.14x0.028972

其中K——拧紧螺纹的系数，变载荷取K=2.5〜4

尸一一缸筒端部承受的最大推力，N

4——螺纹小径，m

Z一—螺栓的数量，Z=4

螺纹处的剪应力：螺栓重要受轴向力，剪力几乎为零，故忽略不计

告成应力：

22

crn=Ver+3rMPa<J„=406.2MPa<(yp符合条彳上

4)缸筒头部法兰厚度：

法兰材料为35钢，机械预加工后再调质，4=MOMPa

,I~~4Fb__

h=----------------x1i0