ZL50裝載機工作裝置的設計

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1、摘 要輪式裝載機是以輪胎式拖拉機為基礎車，安裝上鏟斗作為工作裝置的一種土方工程機械。裝載機的工作裝置由鏟斗、連桿、搖臂、動臂、轉斗油缸、舉升油缸組成，裝載機的工作裝置的合理性直接影響裝載機的生產(chǎn)效率、工作負荷、動力與運動特性等。本文參閱了大量的裝載機設計的參考書，選擇反轉六連桿機構這種結構形式作為所設計的裝載機的工作裝置的結構。本文根據(jù)任務書中的要求，利用經(jīng)驗公式來計算確定鏟斗的結構參數(shù)，裝載機結構參數(shù)設計上，利用圖解法確定動臂與鏟斗、搖臂、機架，連桿與鏟斗和搖臂等各個鉸接點的位置，并對工作裝置的各個部件的強度進行校核。最后文中對裝載機的工作裝置的限位機構進行了簡要的介紹，最后利用AutoCA

2、D對裝載機工作裝置的各零部件的結構參數(shù)進行詳細的結構設計。關鍵詞：輪式裝載機，工作裝置，結構參數(shù), 鉸接點，校核AbstractWheel loaders are based on car tires tractor, installation on a bucket as a working device earthmoving machinery. By a bucket loader working device, connecting rods, rocker, boom, the bucket cylinder, lifting cylinder components, Device

3、s loader loader directly affect the rationality of production efficiency, workload, dynamic and kinematic characteristics. This paper reviews a number of loader design reference books, select Reverse six linkage form such a structure designed as a loader working device structures. This book, based o

4、n the requirements of the task, Empirical formula to calculate the structural parameters of the bucket, Loader design of structural parameters, a graphical method to determine the boom and bucket, arm, chassis, connecting rod and rocker arm and bucket pivot point in various positions, then the text

5、of the bucket by the force of a typical way of a detailed analysis, the working device and the strength of the various components to be checked. Finally the text of the loader working device limiting mechanism are briefly introduced, and finally the use of AutoCAD loader working device on the struct

6、ural parameters of the various components detailed structural design.Keywords: Wheel loaders, work equipment, architecture, design目 錄摘 要IAbstractII1 緒 論11.1國內(nèi)外研究情況及其發(fā)展11.2裝載機工作裝置設計的趨勢31.3 本課題的研究目的及意義42 裝載機工作裝置總體方案確定52.1裝載機工作裝置設計要求52.2裝載機工作裝置形式選擇72.3裝載機工作裝置設計參數(shù)的確定82.5 本章小結103裝載機工作裝置結構設計123.1鏟斗設計123.2

7、工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計163.3 動臂舉升油缸的設計213.4連桿機構的設計233.5工作裝置的強度校核253.6工作裝置連接設計343.7本章小結374 裝載機工作裝置液壓系統(tǒng)設計384.1轉斗油缸及舉臂油缸的設計計算384.2油缸結構設計394.3穩(wěn)定性校核394.4本章小結405 總結與展望415.1 結論415.2 不足與展望42參考文獻43附 錄461 緒 論裝載機是一種用途十分廣泛的工程機械，它可以用來鏟裝、搬運、卸載、平整散裝物料，也可以對巖石硬土等進行輕度的鏟掘工作，因此，它被廣泛應用于建筑、公路、鐵路、水電、港口、礦山及國防等工程中，對加快工程建設速度、減輕勞動強度、

8、提高工程質量、降低工程成本具有重要作用，所以裝載機在國內(nèi)外不論是品種或是在產(chǎn)量方面都得到迅速發(fā)展，成為工程機械的主要品種之一1。裝載機工作裝置是裝載機的核心部件之一，主要由鏟斗、動臂、搖臂連桿(或托架)及液壓系統(tǒng)等組成。它的作業(yè)過程是由液壓操縱裝置來完成的。它是用來克服被切削物料的阻力，并完成插入料堆，鏟取物料，提升并卸除物料等一系列工作的裝置。1.1國內(nèi)外研究情況及其發(fā)展1.1.1國外裝載機發(fā)展現(xiàn)狀國外輪式裝載機技術在經(jīng)歷了五六十年的發(fā)展后，到 20 世紀 90 年代中末期已達到相當高的水平。信息技術的飛速發(fā)展又給裝載機技術的發(fā)展插上了飛躍的翅膀，基于微電子技術和信息技術的計算機管理系統(tǒng)、司

9、機輔助操作系統(tǒng)、柴油機電腦控制裝置、電子計算機監(jiān)控系統(tǒng)、電子自動換擋變速控制系統(tǒng)以及網(wǎng)絡技術的智能系統(tǒng)已廣泛應用于裝載機的設計、計算操作控制、檢測監(jiān)控、生產(chǎn)經(jīng)營和維修服務等各個方面，使國外裝載機在原來的基礎上更加精制；其自動化程度也得以提高，從而進一步提高生產(chǎn)效率；改善司機的作業(yè)環(huán)境，提高作業(yè)舒適性；降低噪聲、振動和排污量，保護自然環(huán)境；最大限度地簡化維修、降低作業(yè)成本，使其性能、安全性、可靠性、使用壽命和操作性能在很大的程度上得到提高。根據(jù)現(xiàn)代工程作業(yè)的，應開發(fā)性能優(yōu)良的裝載機，如斗容量大、大功率發(fā)動機、掘起力大、側翻載荷大、牽引力大、廢氣排放少的環(huán)保型裝載機，應開發(fā)機、電、液一體化技術、電

10、子計算機技術、檢測技術等高端的裝載機，應開發(fā)作業(yè)可靠性好、安全性高、舒適性好的產(chǎn)品，一機多用的產(chǎn)品2。不斷提升產(chǎn)品技術含量、運用新型結構、最大限度地滿足市場需求，體現(xiàn)了國外裝載機的設計思想。根據(jù)物料密度的不同，設計了不同結構和不同容量的鏟斗，再配以強度、耐磨性、插入性優(yōu)化組合的不同斗齒，滿足了不同的作業(yè)工況。為適應不斷加高的車廂，各個生產(chǎn)廠商相繼推出了中高卸、高卸、超高卸工作裝置，擴大了工作裝置的工作范圍。通過對液壓系統(tǒng)的合理設計，從六連桿機構到特殊八連桿機構所配置的快換裝置，實現(xiàn)了作業(yè)現(xiàn)場的快速裝卸及液壓軟管的自動連接，相關工作在司機室通過操縱手柄即可快速完成，提高了作業(yè)的多用性和適應性。1

11、.1.2我國裝載機發(fā)展現(xiàn)狀我國通過十幾年的發(fā)展，走出了一條自主發(fā)展之路，并逐漸發(fā)展壯大，牢牢控制了國內(nèi)90%以上的市場份額。同時國產(chǎn)裝載機產(chǎn)品以其出色的性價比優(yōu)勢，已經(jīng)開始在國際市場上嶄露頭腳，呈現(xiàn)出較好的發(fā)展勢頭。與工程機械其他機種相比，輪式裝載機的橋、箱、泵、閥及缸等零部件產(chǎn)品配套相對成熟，已經(jīng)形成了比較完整的配套體系3。 我國裝載機行業(yè)的主導產(chǎn)品，基本上都是以柳工70年代初開發(fā)的ZL50為基礎發(fā)展起來的，屬國際60年代技術水平。進入80年代消化吸收美國Caterpillar、日本小松等先進技術，逐步開發(fā)成功了我國第二代裝載機產(chǎn)品。我國的第二代產(chǎn)品與國際先進產(chǎn)品相比，在機電一體化、操縱舒適

12、度、作業(yè)效率等方面有較大差距，差距最大的是產(chǎn)品可靠性，國產(chǎn)多功能裝載機整機可靠性差(平均無故障工作時間不足400小時)，缺乏核心技術、主要關鍵部件都依賴進口、產(chǎn)品單一，產(chǎn)品檔次低4。雖然國內(nèi)裝載機及相關技術研究工作起步較晚，但是發(fā)展速度很快，如多功能裝載機的銷售量已經(jīng)占據(jù)了世界裝載機市場的半壁江山，我國已成為世界多功能裝載機第一產(chǎn)銷大國。目前我國裝載機行業(yè)已經(jīng)出現(xiàn)了第三代產(chǎn)品。第三代產(chǎn)品的整機可靠性有很大的提高，各主要性能指標基本上能與國際先進水平接軌。但是在可靠性、舒適度、作業(yè)效率及制造水平等發(fā)面和國外先進水平還有相當差距。第四代產(chǎn)品在第三代的基礎上也已出現(xiàn)，進一步優(yōu)化了整機的性能及配置，電

13、控箱、濕式制動器等技術得到了應用，并形成了各企業(yè)的專有技術及專利技術，使產(chǎn)品以嶄新的面目推向市場。這些都將是進一步促進我國裝載機行業(yè)的技術進步5。1.2裝載機工作裝置設計的趨勢裝載機工作裝置在設計上存在很多問題，其中主要集中在可靠性、結構設計強度等方面。所以工作機構的設計好壞直接影響到裝載機的使用壽命以及工作效率等。雖然現(xiàn)在市場上的裝載機已經(jīng)日趨成熟，但對其進行改進設計仍有非常重要的意義，尤其是裝載機的工作機構。裝載機的工作裝置已不再采用單一的“Z型”連桿機構，繼出現(xiàn)了八桿平行結構和TP連桿機構之后，卡特彼勒公司于1996年首次在礦用大型裝載機上采用了單動臂鑄鋼結構的特殊工作裝置，即所謂的“V

14、ersalink機構”。這種機構替代綜合多用機上的八桿平行舉升機構和傳統(tǒng)的“Z型” 連桿機構，可承受極大的扭矩載荷和具有卓越的可靠性（耐用性），駕駛室前端視野開闊。OK公司研制的創(chuàng)新LEAR連桿機構，專為小型裝載機而設計。Schaeff公司于2000年3月在Intermat展覽會上展出的高卸位式SK L873型輪式裝載機的可折疊式創(chuàng)新連桿機構工作裝置，進一步增加了輪式裝載機的工作裝置的種類6。綜上所述，未來裝載機的發(fā)展趨勢是以人為本的設計理念，廣泛應用微電子技術和信息技術，對控制系統(tǒng)的集成化和模塊化，進一步簡化操作和提升整機性能;節(jié)能、環(huán)保動力裝置的研發(fā)，將使得司機的工作環(huán)境舒適性能大大改善，

15、并提高工作效率。1.3 本課題的研究目的及意義裝載機的工作裝置的合理性直接影響裝載機的生產(chǎn)效率、工作負荷、動力與運動特性、不同工況下的作業(yè)效果、工作循環(huán)時間、外形尺寸和發(fā)動機功率等。作為一種復雜的工程機械，輪式裝載機的零部件多，運動方式多，須從系統(tǒng)層面評價其性能的優(yōu)劣。隨著技術的發(fā)展，人們認識到即使傳統(tǒng)的技術手段使得裝載機中的每個零部件都是最優(yōu)的，并不能保證整個裝載機工作裝置的性能是最好的，即系統(tǒng)整機的優(yōu)化不是所有部件優(yōu)化的簡單疊加。裝載機的工作裝置設計還存在許多有別于其它機械行業(yè)的特點，其中最重要的一點是它涉及的學科很多，包括機械運動學與動力學、流體傳動、機電控制、熱力學、人機工程學和美學等

16、7。傳統(tǒng)的裝載機工作裝置的設計, 是利用經(jīng)驗公式進行計算校核，從而確定工作裝置的各零部件的重要的結構參數(shù)，并利用軟件進行建模與仿真完成的?，F(xiàn)代工程作業(yè)對要求裝載機具有較高的工作效率和較好的動力性、經(jīng)濟性、安全性，而這些在很大的程度上取決于裝載機的工作裝置的結構性能，因此對裝載機的工作裝置進行結構的優(yōu)化設計尤為重要。2 裝載機工作裝置總體方案確定2.1裝載機工作裝置設計要求裝載機采掘和卸載貨物的作業(yè)是通過工作裝置的運動實現(xiàn)的。裝載機的工作裝置由鏟斗，動臂、搖臂、連桿及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗以鏟裝物料；動臂和動臂油缸的作用是提升鏟斗并使之與車架連接；轉斗油缸通過搖臂，連桿使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗

17、的轉動采用液壓操作。（1）設計時要求由鏟斗、搖臂、連桿、轉斗油缸、動臂、動臂油缸及車架互相鉸接所構成的連桿機構，應保證在裝載機作業(yè)時能滿足：1鏟斗的平移能力，即當轉斗油缸閉鎖，動臂在動臂油缸的作用力下提升時。連桿機構能使鏟斗保持平移或使斗底平面與水平面夾角的變化控制在允許的范圍內(nèi)。以免裝滿物料的鏟斗由于傾斜而灑落物料。2一定大小的卸荷角，即當動臂處于任何作業(yè)位置時，在轉斗油缸的作用下通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動，并且卸荷角不小于45度。3.鏟斗的自動放平能力，即在動臂下降時，鏟斗能自動放平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高生產(chǎn)率。（2）裝載工作對工作機構設計的要求輪胎式裝載機是一種裝運卸作業(yè)聯(lián)

18、合一體的自行式機械，它的工作過程由5種工作狀態(tài)或工況組成：1工況I插入狀態(tài)動臂下放，鏟斗放置地面，斗尖觸地，鏟斗前壁對地面呈3-5前傾角；開動裝載機鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。2工況II鏟裝狀態(tài)工況I以后，轉動鏟斗，鏟取物料，待鏟斗口翻轉至近似水平為止。3工況III重載運輸狀態(tài)舉升動臂，待工況II之鏟斗升高到適合位置(以斗底離地的高度不小于最小允許距離為準)，然后驅動裝載機，載重駛向卸載點。4工況IV一卸載狀態(tài)在卸載點，舉升動臂使鏟斗至卸載位置；翻轉鏟斗，向運輸車輛或固定料倉卸載；卸畢，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。5工況V空載運輸狀態(tài)卸載結束后，裝載機由卸載點空載返回裝載點。在露天礦或工

19、地，通常輪胎式裝載機是向載重汽車卸裁，出于裝載點和卸載點距離很近，卸載位置較高，所以一般稱作“定點高位卸載”。（3）工作裝置的結構設計應滿足以下要求：1保證滿足設計任務書中所規(guī)定的使用性能及技術經(jīng)濟指標的要求，如最大卸載高度、最大卸載距離，在任何位置都能卸凈物料并考慮可換工作裝置。2保證作業(yè)過程中任何構件不與其它構件干涉。工作裝置的結構設計是一個比較復雜的問題，因為組成工作裝置的各個構件尺寸幾位置的相互影響，可變性很大。對于選定的結構形式，在滿足上述條件下可以有各種各樣的構件尺寸及鉸接點位置。通過多種方案的比較，選出最佳構件的尺寸及鉸接點位置，使所設計的工作裝置不僅滿足使用要求，而且具有較高的

20、技術經(jīng)濟指標。（4） 裝載機工作裝置液壓系統(tǒng)要求 根據(jù)裝載機工作裝置主要運動和使用條件，其基本要求如下：1工作性能好。應保證工作裝置具有較高的生產(chǎn)率，在運動過程重要平穩(wěn)，盡量減少沖擊。2壽命長、可靠性高。應特別注意防止油液污染問題，以及保證液壓元件和輔助裝置在高溫或低溫條件下工作的可靠性和提高使用壽命。因此，還應考慮壓力成倍的增加和頻繁的急劇變化等。3操縱性能好。裝載機與機床不同，機床是自動運轉和用電磁閥間接的操縱，而裝載機是靠人的手直接操縱的。所以必須具有良好的操縱性能。4 工作安全可靠。5 易于安裝、維修和保養(yǎng)。2.2裝載機工作裝置形式選擇 裝載機的工作裝置的結構形式分為有鏟斗托架和無鏟斗

21、托架兩種。有鏟斗托架的工作裝置其動臂和連桿的后端與車架的支座鉸鏈，動臂和連桿的前端與鏟斗托架鉸鏈，托架上部鉸接轉斗油缸，其活塞桿幾托架下部與鏟斗鉸接。當托架、動臂、連桿及車架支座構成的是平行四連桿機構，則在轉斗油缸閉鎖的情況下提升動臂時，鏟斗始終保持平移，使得鏟斗內(nèi)物料不易灑落。但是由于在動臂的前端裝有較重的托架和轉斗油缸，使得裝載機的有效載重量減小，所以目前用得較少。無托架的工作裝置，結構比較簡單，其鏟斗與動臂的前端和連桿直接鉸接。按組成連桿機構的數(shù)目可以分為六連桿和八連桿，連桿構件數(shù)目多，機構的鉸接點就多，結構越復雜，因此超過八連桿的機構在裝載機上一般不采用。按連桿機構運動可以分為正轉連桿

22、工作裝置和反轉連桿工作裝置。如圖2.1就是反轉連桿工作裝置。正轉連桿機構的搖臂與鏟斗轉動方向相同，而反轉連桿工作裝置的搖臂與鏟斗轉動方向相反。正轉連桿機構工作裝置的運動特點是：最大掘起力是在鏟斗底面略低于地面時，即鏟斗轉角為負值時，適宜于挖掘地面，鏟斗卸荷時前傾角速度大，易于抖落物料，但沖擊較大。 反轉連桿工作裝置的運動特點是：最大掘起力是在鏟斗底略高于地面后翻轉時發(fā)揮出來，而且最大鏟起力比正轉連桿機構大。反轉連桿機構掘起力曲線變化較陡峭，在鏟裝物料轉斗時掘起力大，易于進行掘起作業(yè)，適用于一次鏟掘法鏟裝，但是不適于進行往上耙料的作業(yè)，鏟斗卸載時前傾最后階段速度降低，卸載平穩(wěn)、沖擊小，但難于抖落

23、砂土；由于連桿數(shù)目少，傳動比小，為了增大搖臂傳動比，需增大尺寸，這不僅使卸載時連桿易碰自卸卡車貨槽側壁，而且還造成駕駛員視野不好；鏟斗在最高卸載位置卸載后，下降動臂鏟斗易于自動放平。反轉單連桿的工作裝置，由于結構簡單、掘起力大、運輸狀態(tài)鏟斗后傾角大、不易撒落物料、鏟斗能自動放平等優(yōu)點，因此，在近代裝載機上得到了廣泛的采用。我國ZL系列轉載機的工作裝置都是采用反轉單連桿型式。至于反轉雙連桿機構，由于結構復雜，難于布置，所以目前裝載機上較少采用。圖2.1反轉連桿工作裝置綜上所述,本次設計采用無托架反轉連桿工作裝置。結構如圖2.1所示。2.3裝載機工作裝置設計參數(shù)的確定輪式裝載機總工作裝置體參數(shù)是指

24、它的主要性能參數(shù)和基本尺寸參數(shù)。性能參數(shù)包括裝額定裝載量、額定斗容、發(fā)動機功率、最大插入阻力、最大卸載高度和卸載距離等?；境叽鐓?shù)包括軸距、輪距、輪胎尺寸、外形尺寸等。(1) 額定裝載量 額定裝載量是指裝載機本身具有標準備重量,在硬而光滑的水平面上,以不超過每小時6.4km的速度運行,但仍具有必要的穩(wěn)定性時所能運載的重量. 輪式裝載機的額定裝載量不應超過其靜態(tài)傾翻載荷的50%,或是提升能力的100% ,取其中的較小值。 本設計額定載重量m=5t(2) 額定斗容 額定斗容又稱堆裝斗容。當額定載重量確定后，額定斗容為額定載重量與鏟裝物料的容重之比。 本設計額定斗容Vr=0.5m=2.5 m3（3

25、） 發(fā)動機功率 發(fā)動機功率應按照裝載機在作業(yè)時所需的功率來確定，發(fā)動機的凈功率消耗于兩部分：牽引功率和驅動液壓泵功率。故發(fā)動機功率應為 P=21.03m + 46.71=151.86kw（4） 最大插入阻力 插入阻力是裝載機鏟斗插入料堆時，料堆對鏟斗的反作用力。插入阻力分別由以下阻力組成：鏟斗前切削刃口和斗壁兩側切削刃所受阻力；鏟斗底和側壁內(nèi)表面與物料的摩擦阻力；鏟斗外表面與料堆之間的摩擦阻力等組成。其值可以按下式計算： 式中： 物料的塊度和松散程度的影響系數(shù)。取=1.1； K物料種類影響系數(shù)，散狀物料種類為沙石，取為0.12； 鏟斗插入料堆深度(cm)；取50cm；鏟斗寬度(cm)；一料堆高

26、度影響系數(shù)，料高度為1.4m, =1.15。故Px=87845N（5） 最大卸載高度和卸載距離 最大裝載高度是動臂在最大舉升高度時鏟斗的卸載高度，該高度與配合作業(yè)的車輛有關，可按下式計算 =H+0.2B=3360mm 卸載距離表示在最大卸載高度時鏟斗斗尖與裝載機前外廓的水平距離，該參數(shù)可按下式計算 S=0.5B+0.3=1200mm（6） 基本尺寸參數(shù)運輸車貨箱高度H=3000mm貨箱寬度B=1800mm 輪輞直徑D=25lin=635mm輪胎寬度b=590mm 輪距取為L=2250mm2.5 本章小結 本章主要分析了裝載機工作裝置的設計要求,參照了多種裝載機工作裝置的結構形式，選擇反轉六桿工

27、作機構，并采用以額定載重量為基本參數(shù)的統(tǒng)計方程確定了裝載機工作裝置的主要參數(shù)。最后又分析了工作裝置液壓系統(tǒng)的使用條件跟要求，為下一步的結構設計奠定了基礎。3裝載機工作裝置結構設計3.1鏟斗設計3.1.1鏟斗結構形式的選擇鏟斗是直接用來切削、收集、運輸和卸出物料，裝載機工作時的插入能力及鏟掘能力是通過鏟斗直接發(fā)揮出來的，鏟斗的結構形狀及尺寸直接影響裝載機的作業(yè)效率和工作可靠性，所以減少切削阻力和提高作業(yè)效率是鏟斗設計的主要要求。鏟斗是在惡劣的環(huán)境下工作承受很大的沖擊載荷和劇烈的磨損，所以要求鏟斗具有足夠的強度和剛度，同時要耐磨。不同種類的鏟掘物料需用不同結構形式的鏟斗,本設計選擇裝有斗齒的直線型

28、鏟斗,如圖3.1所示。適用于鏟裝堆積密實的物料及塊度較大的巖石。 圖3.1 直線形帶齒鏟斗 3.1.2鏟斗基本參數(shù)的確定（1）鏟斗寬度鏟斗寬度是鏟斗的主要基本參數(shù)。鏟斗寬度應大于裝載機前輪外側寬度，每側突出50-100mm，如果鏟斗寬度小于輪胎外側寬度，則鏟斗鏟取物料后所形成的料推階梯，會損傷輪胎側壁，增加行駛阻力。取3000mm (2) 鏟斗回傳半徑R指鏟斗與動臂鉸接點至切削刃之間的距離是鏟斗的基本參數(shù)。鏟斗的其他斷面形狀參數(shù)視為該參數(shù)的函數(shù)。這是因為它直接影響鏟斗前壁的長度，前壁長度的鏟斗要求插入深度大，插入力大，卸載時所占的高度空間大，而且直接影響鏟斗鏟取力和斗容的大小。根據(jù)幾何簡圖（見

29、圖3.3）可以計算鏟斗橫截面積為式3.1而鏟斗的幾何容積，可得回傳半徑為式3.2圖3.3鏟斗基本參數(shù)簡圖式中 ：斗的幾何容量(圖3.3所示陰影斷面)，取3 m；鏟斗內(nèi)壁寬度，為鏟斗寬度扣除兩側壁厚， 即=B-2=3000-2x20=2960mm鏟斗斗底長度系數(shù)，1.4-1.5，取1.45；后斗壁長度系數(shù)，1.1-1.2，取1.15；擋板高度系數(shù)，0.12-0.14，取0.13；斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數(shù)，0.35-0.4，取0.36；擋板與后斗壁間的夾角，5-10，取9； 斗底和后斗壁間的夾角，48-52，(有推薦55-65)；取45； 由計算得：R=1414mm （4）鏟斗的斷面形狀參

30、數(shù)：斗的圓弧半徑、張開角、擋板高度和底壁長，如圖3.3所示。斗底圓弧半徑取為r=495mm斗底長度：是指鏟斗切削刃到斗底后斗壁交線之間的距離，可用下式計算： 1979.62121mm 取2121mm 式3.3 后斗壁長度：是指切削刃至斗底圓弧與底壁相切點間的距離，長，則斗插入料堆深度大，斗易于裝滿，但由于力臂的增大而使掘起力減小，插入阻力隨鏟斗插入料堆的深度而急劇增加，長還影響卸載高度；短，則掘起力大，并由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小，可以減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時間。對裝載輕質物料為主的鏟斗，可以選用大些；對裝載巖石料的鏟斗。應取小些。 Lz=Rz=1537.41696.8mm 取1537

31、mm 式3.4擋板高度：是指斗上緣至斗底圓弧與后壁相切點間的距離。過小，易漏料；過大則增加鏟斗外形。影響駕駛員視線。 Lk=Rk=169.7197.9mm 取170mm 式3.5（5）斗容的計算鏟斗的斗容量可以根據(jù)鏟斗的幾何尺寸確定。對于裝有擋板的鏟斗的額定斗容： (m) 式3.6式中： c物料堆積高度(m)；為物料按2比1的坡度角堆裝的體積。計算得3(m)物料堆積高度c可由作圖法確定，即由料堆頂點作直線垂直于刮平線（刀刃與擋板高度連線），如下圖所示。圖3.4斗容計算圖（5）斗齒的設計鏟斗斗刃上可以由斗齒，也可以沒有斗齒。若斗刃上裝有斗齒，斗齒將先于切削刃插入料堆，由于它比壓大（即單位長度插入

32、力大），所以比不帶齒的切削刃易于插入料堆，插入阻力能減小20% 左右，特別是對料堆比較密實，大塊較多的情況，效果尤為明顯。斗齒結構分整體式和分體式兩種。一般斗齒是用高錳鋼制成的整體式，用螺栓固定在鏟斗斗刃上。斗齒的形狀和間距對切削阻力是有影響的。一般中型裝載機鏟斗的斗齒間距為250500mm 左右。太大時由于切削刃將直接參與插入工作，使阻力增大；太小時，齒間易卡住石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比短而寬的齒插入阻力小，但太窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500-600kg 為宜。初選齒間距為300mm，斗齒寬度為60mm，斗齒長度為300mm。3.2工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計

33、3.2.1工作裝置結構設計 轉斗油缸后置式反轉六桿機構 這機構有兩大優(yōu)點：（1）轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值。所以可以獲得相當大的鏟取力；（2）恰當?shù)剡x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗自動放平。 此外，結構十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構的突出優(yōu)點。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾。工作機構的基本給構如圖所示。鏟斗1、動臂2、連桿3、搖臂4、轉斗油缸5，舉升油缸6等組成。圖3.5 裝載機工作裝置圖3.2.2動臂設計（1）動臂與鏟斗的鉸接點G的確定把已設計好的鏟斗橫截面外輪廓圖畫在x0y坐標里

34、，斗尖對準坐標原點0，斗前壁與x軸呈4。此為鏟斗插入料推時位置，即為工況。由于G點的x坐標值越小，轉斗掘起力就越大，所以G點靠近0點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減?。欢鳪點的y坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使掘起力下降。綜合考慮各種因素的影響，更具坐標圖上工況I時的鏟斗實際狀況，取G點的坐標為（1356，220）。（2） 動臂與車架鉸接點A的確定1以G點為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為止，即工況II。2把已選定的輪胎外廓圖在坐標圖上。作圖時，應使輪胎前緣與工況II時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目

35、的使機構緊湊、前懸小。取為418mm；輪胎中心QZ的y坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk。由參考文獻得： yz =Rk = = =830.4mm 取為830mm 式3.73更具給定的最大卸載高度Hmax、最小卸載距離Lmin和卸載角x，畫出鏟斗在最高位置卸載時的位置圖，即工況IV，如圖3.6所示。AIVIII圖3.6 動臂結構布置示意圖4以工況IV時的G點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與x軸平行，即得到鏟斗最高舉升位置圖，即工況III。5兩動臂鉸接點A在橫向平面內(nèi)的距離bA,根據(jù)裝載機的輪距并考慮動臂油缸的外形尺寸取為1200mm。A點到前輪中心的距離lA取為660mm。顯然在A應在GG兩點連線

36、的中垂線mm上，再根據(jù)la大小作垂線nn，直線mm與nn交點即為所求的A點。（3） 動臂長度的確定根據(jù)給定的最大卸載高度Hmax及最大卸載高度時的卸載距離S可以按圖3.7計算動臂的長度。如圖3.7示，AG為動臂長度，當動臂提升到最大卸載高度時，利用所示的幾何關系，從三角形AGI可求出動臂長度Lag，由參考文獻得：Lag= 式3.8式中a=La+R+S=660+885+1100=2645mm; b=Hmax-ha=3000-1870=1130mm; c2=hg2+lg2=2202+13562=1887136mm； =55代入上式得Lag=2921mm 圖3.7 動臂布置幾何圖解（4） 動臂形狀的

37、選擇 動臂按其縱向中線形狀可分為直線型與曲線型兩種。前者結構簡單，腹板變形小，重量輕，而且動臂的受力情況較好，后者可使工作裝置的結構布置更為合理。 動臂斷面的結構形式有單板，雙板和箱形三種。大型裝載機的動臂多采用雙板或用箱形結構。因為這種動臂形式能較好的改善動臂的受力情況，消除了單板動臂因搖臂支撐力作用使動臂承受附加扭矩的影響。 本設計選用曲線型雙板結構如圖3.8所示：圖3.8 動臂的結構形式3.3 動臂舉升油缸的設計3.3.1動臂油缸的鉸接位置確定動臂油缸與動臂及車架的鉸接點H、M的位置，通常參考同類樣機，同時考慮動臂油缸的提升力臂與行程的大小選定。H點一般選在約為動臂長度的三分之一處，且在

38、動臂兩鉸接點的連線之上，以便留出鉸接位置。動臂油缸與車架有兩種連接方式：油缸下端與車架鉸接；油缸中部或上部與車架鉸接。本設計選油缸下端與車架鉸接，且油缸的下端到地面的距離hm取為498mm，避免發(fā)生干涉。如圖3.9所示：圖 3.9 動臂油缸的鉸接位置3.3.2動臂油缸行程的確定在選定動臂油缸鉸接點的位置后，便可用與求動臂長度的方法求出其油缸行程LH： LH=LmmaxLmmin=23501456=894mm 式3.9式中Lmmax動臂油缸的最大安裝距離；Lmmin動臂油缸的最小安裝距離。3.4連桿機構的設計3.4.1動臂與搖臂的鉸接點B的確定根據(jù)經(jīng)驗分析，一般取B點在AG連線的上方，過A點的水

39、平線的下方，并在AG的垂直平分線左側盡量靠近工況II時的鏟斗處。相對前輪胎，B點在其外部的左上部。即取B點的坐標為（2180，1522）。3.4.2 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點的確定由于G、B兩點已被確定，所以確定F點和E點實際上是為了最終確定與鏟斗相連的四桿機構GFEB的尺寸，如圖3.10所示。按雙搖桿條件設計四桿機構令GF桿為最短桿，BG桿為最長桿，即必有 GF+BGEF+BE 如圖3.7所示，若令GF=a，F(xiàn)E=b，BE=c，BG=d，并將上式不等號兩邊同除以d，經(jīng)整理可得下式，即 K= 式3.10在設計時，上式各值可按式一下格式選取。 K=0.9500.995 a=（0.30.5）d

40、 c=（0.40.8）d由于d值已由BG確定為1540mm，代入以上各式即可求得a、b、c的取值范圍。同時又要滿足以下四點要求：1）E點不可與前橋相碰，并有足夠的最小離地高度；2) 工況I（插入工況）時，使EF桿盡量與GF桿垂直，這樣可獲得較大的傳動角和倍力系數(shù)；3）工況II（鏟裝工況）時，EF桿與GF桿的夾角必須小于170，即傳動角不能小于10，以免機構運動時發(fā)生自鎖；4）工況IV（高位卸載工況）時，EF桿與GF桿的傳動角也必須大于10。經(jīng)作圖后取得：a=583mm，b=1250mm，c=900mm。E、F的位置如圖3.10所示。 圖3.10 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計3.4.3 轉斗油缸

41、與搖臂和機構的鉸接點的確定1）確定C點從力傳遞效果出發(fā)，顯然使搖臂BC段長一些有利，那樣可以增大轉斗油缸作用力臂，使掘起力相應增加。但加長BC段，必將減小鏟斗和搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況的要求，并且使轉斗油缸行程過長。因此，設計使，一般取 BC= (0.71.0)BEC點一般取在B點左上方，BC與BE夾角可取 CBE=130180并注意使工況I時搖臂BC與轉斗油缸CD接近垂直；C點運動不得與鏟斗干擾，其高度不能影響司機視野。經(jīng)畫圖取得滿足要求的尺寸為BC=650mm，CBE=165。2）確定D點如圖3.10所示，當鉸接點G、F（即F2）、E(即E2)、B、C（即C2）被確定后，

42、則鏟斗分別在工況I、II、III、IV時的C點的位置C1、C2、C3、C4也就唯一被確定下來。由于鏟斗由工況II舉升到工況III過程為平動和由工況IV下降到工況I時能自動放平。在此過程中，轉斗油缸的長度均分別保持不變，所以D點必為C2點和C3點連線的垂直平分線與C1點和C4點連線的垂直平分線的交點。研究證明，D點設計在A點的左下方較好，這樣不但平動性好，而且動臂舉升時，可減少舉升外阻力矩，有利于舉升油缸的設計。D點的位置見圖3.10所示。3.5工作裝置的強度校核在求得工作裝置各主要構件受力的基礎上，計算各構件的內(nèi)力，并進行危險斷面的強度校核。3.5.1工作裝置的外載荷計算1、最大插入力Fin的

43、計算Fin受限于裝載機的最大牽引力Fd，即Fin=Fd=Gw=（7580%）G0.5=67307.625N 式3.11式中Gw-裝載機主動行走輪軸上所受的重力，單位為N-輪胎對地面的附著系數(shù)。2、最大鏟取阻力Fsh的計算最大轉斗阻力矩發(fā)生在開始轉斗時的一瞬間，其值可用下列實驗公式計算：Mmax=1.1Fin =1.1 =34106Nm 式3.12Fsh=Nm 式3.13式中LCmax-鏟斗插入料堆的最大深度，單位為m；X,Y-鏟斗斗尖到鏟斗回轉軸G的水平和垂直距離，單位均為m。3.5.2 工作裝置的受力分析 由工作裝置是一個受力較復雜的空間超靜定系統(tǒng)，為簡化計算，通常作如下假設： 1）在對稱受

44、載工況中，由于工作裝置是一個對稱結構，故兩動臂受的載荷相等。同時略去鏟斗及支撐橫梁對動臂受力與變形的影響，則可取工作裝置結構的一側進行受力分析，其上作用的載荷取相應工況外載荷之半進行計算，即： Rx1=Rx2=33653.8NRy1=Ry2=18582N 式3.142）側連桿機構各構件軸線均假設在同一平面內(nèi)，所有作用力都通過各桿件斷面彎曲中心，忽略各桿件因不在同一平面內(nèi)所引起的扭矩，計算時可以用構件的中軸線來代替實際構件。根據(jù)以上假設，就可以將工作裝置這樣一個空間超靜定結構，簡化為一般平面問題進行受力分析。為了分析工作裝置各鉸接點的受力情況，可以選取一種簡單的受力工況進行分析，對于復雜的受力工

45、況，可以簡化為幾種簡單的受力工況的幾何疊加。因此以水平垂直對稱同時作用的工況進行分析。計算工作裝置各構件受力時，首先以鏟斗為受力分離體，去掉約束以反力代替，然后，根據(jù)構件中的連接順序，依次求出各構件的受力。此時，工作裝置各構件的受力簡圖如圖3.11所示，并規(guī)定任何構件中力的符號以拉力為正，壓力為負。 （a） （b） 圖3.11 工作裝置受力分析這樣，根據(jù)平面靜力學公式可列出工作裝置各構件的靜力學計算平衡方程式如下。a 對于鏟斗，如圖3.11所示，有 =61759.4N =-94063.6N =5741.5Nb 連桿EF受力 如圖3.11a所示，因連桿為二力構件，所以 PF=PE=61759.4

46、N (受拉力)c 搖臂受力 如圖3.11a所示。 =-76217.4N =-13543.6N =5598.2Nd 動臂受力分析 如圖3.11b所示。 =-199669N =-25997.4N =-137043.3N3.5.3 工作裝置的強度校核(1)動臂 在對稱載荷的作用下，動臂可看作是支撐在車架A點和動臂油缸上鉸接點H的雙支點懸臂變截面曲梁。為簡化計算，將動臂主軸線分成GI、IJ、JH、HA等折線段，見圖3.12，求出每段的內(nèi)力Q、N、M值。 圖3.12 動臂內(nèi)力計算1.GI段軸向力 NGI=-88837.2N剪 力 QGI=-31446.4N彎 矩 MI=（）LGI=-19862201.7

47、Nmm=-19862.2017Nm2. IJ段軸向力 NIJ=-39090.7N剪 力 QIJ=-85748.7N彎 矩 MJ=（）LIJ=-95119318.1Nmm=-95119.3181Nm3. JH段軸向力 NJH=-81642.5N剪 力 QJH=-71010.1N彎 矩 MH=141587660.9Nmm=141587.6609Nm4.HA段軸向力 NHA=64929N剪 力 QHA=123454.5N彎 矩 MA=0根據(jù)所求出的各段內(nèi)力即可求出內(nèi)力圖，圖3.13為以對稱水平載荷為例做出的動臂內(nèi)力圖。（a）軸力圖 （b）剪力圖 （c）彎矩圖 圖3.13 對稱載荷引起的動臂內(nèi)力圖其危

48、險斷面在H點附近為m-m斷面如圖3.11所示。在此斷面上作用有彎曲應力、正應力和剪應力，以其合成力所表示的強度條件為 把A=50382=19100mm2，W= 7296200mm3代入上式，且此動臂的材料為Q235其=156.7MPa；=105MPa。則有： =19.4+4.27=23.67 MPa =6.46 MPa即滿足強度要求。(2) 搖臂 在對稱載荷的作用下，搖臂可看作是支撐在車架D點的變截面曲梁。為簡化計算，將動臂主軸線分成CD、DE折線段，見圖3.14，求出每段的內(nèi)力Q、N、M值。 圖3.14 搖臂內(nèi)力計算1. CD段軸向力 NCD=-27313.9N剪 力 QCD=-71155.

49、1N彎 矩 MD=-46370666.16Nmm=-46370.66616Nm2. ED段軸向力 NED=34535.4N剪 力 QED=51200.9N根據(jù)所求出的各段內(nèi)力即可求出內(nèi)力圖，圖3.15為以對稱水平載荷為例做出的動臂內(nèi)力圖。 （a）軸力圖 （b）剪力圖 （c）彎矩圖 圖3.15對稱載荷引起的搖臂內(nèi)力圖其危險斷面在D點附近。在此斷面上作用有彎曲應力、正應力和剪應力，以其合成力所表示的強度條件為 把A=270264=70200mm2，W= 3088800mm3代入上式，且此搖臂的材料為Q345其=230MPa；=258MPa。則有： =15.01+0.49=15.50 MPa =1.

50、52 MPa即強度滿足要求。(3)連桿在此工況下連桿受拉力,且材料為Q235其=156.7MPa。即有： 即滿足強度要求。3.6工作裝置連接設計 鉸接式工程機械的前、后機架，機架與工作裝置以及工作裝置各部件之間的連接，廣泛采用鉸接銷軸。目前，銷軸結構設計還沒有統(tǒng)一的標準，因此其結構千差萬別，使用效果也不理想。介于這種現(xiàn)狀，本設計對銷軸做了如下方面的設計。3.6.1銷軸材料的選擇銷軸材料大多選用45號鋼或是40Cr合金鋼，按現(xiàn)有工程機械鉸點銷軸尺寸來校核銷軸的強度，絕大多數(shù)選用45號鋼即可滿足剛度、強度要求，選用合金鋼是浪費的。故該設計中銷軸材料選用45號鋼。3.6.2 銷軸強度設計簡單的銷軸結

51、構如圖3.16（a）所示，兩側支撐與銷軸，中間支撐與銷套的配合一般選用過度配合。根據(jù)軸徑的大小，銷軸與銷套的配合選用不同程度的較大配合間隙，兩側支撐板與中間支撐板間的間隙一般為2mm3mm。中間支撐板通過銷軸將力傳給銷軸，受力簡圖如圖3.16（b）所示： （a）結構簡圖 （b）受力簡圖 圖3.16 1、3側支撐 2、中間支撐 4、銷軸 5、銷套根據(jù)以上簡圖進行銷軸的強度設計(1) D處銷軸的強度設計D處，a=170mm b=170mmPZ=2=29308NPA=14654.4N PB=14654.4N=6108PaD34.8mm=3.6108Pa D7.2mm此處取為100mm(2) A處銷軸

52、的強度設計A處，a=150mm， b=150mmPZ=139487NPaD56.2mmPa D15.7mm此處取為70mm(3) H處銷軸的強度設計H處，a=b=65mmPZ=PF=199669NPaD47.9mmPa D18.7mm此處取為70mm(4) C處銷軸的強度設計C處，a=b=144mmPz=2Pc=152434NPaD57.1mmPa D16.4mm 此處取為70mm(5) E處銷軸的強度設計E處的情況與C處類似且E處受力比C處小取此處D=70mm一定滿足強度。(6) F處銷軸的強度設計F處，a=b=65mm Pz=2PF=123518NPa D40.8mmPa D14mm此處取

53、為70mm3.7本章小結本章根據(jù)任務書中給出的裝載機的結構和性能參數(shù)，參考同類機型的鏟斗形狀，通過計算校核，確定鏟斗的回轉半徑、斗底長度、后斗底長度等結構參數(shù)，最后通過計算確定鏟斗的幾何斗容和額定斗容，與任務書中給定的斗容進行比較可知鏟斗的參數(shù)設計符合要求。 又運用圖解法確定動臂長度、形狀及與車架的鉸接位置，然后確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程，在此基礎上對連桿機構（由動臂、鏟斗、轉斗油缸、搖臂等組成）進行設計并校核。4 裝載機工作裝置液壓系統(tǒng)設計4.1轉斗油缸及舉臂油缸的設計計算轉斗油缸和舉臂油缸的設計主要根據(jù)工作機構所需最大鏟取力和最大舉升力來進行。（1）最大鏟取力和轉斗油缸所需輸出

54、力的確定1Fsh的計算利用回歸分析法得：Fsh =5500+22.5m=5500+22.55000=11800N2Fdg的計算對于反轉六桿機構，F(xiàn)dg可按下式計算：Fdg=PE=61759.4N式中PE-鉸接E的約束反力;（2）最大舉升載荷、最大舉升力和舉臂油缸所需輸出力的確定1確定mmax舉臂油缸將鏟斗舉升到最高位置（工況）時，鏟斗內(nèi)能夠被舉臂油缸舉起的最大載重量稱為最大舉升載荷mmax，它大于鏟斗的額定載重量m，而小于鏟斗舉升時機器的縱向傾翻載荷mo,初步設計時，一般取m=mo/2，而取mmax=0.85mo，所以mmax=1.7mr=8500kg。2確定FJFJ=FI=345477N3計

55、算舉臂油缸所需輸出力FbgFbg=4.2油缸結構設計（1）根據(jù)求得的油缸所需輸出力Fdg和Fbg，選擇合適的定型系列化產(chǎn)品。根據(jù) JB 1068-67 取得轉斗油缸內(nèi)徑D1=140mm，外徑d1=168mm舉升油缸內(nèi)徑D2=125mm，外徑d2=146mm（2）液壓缸的安裝方式選擇尾部軸銷安裝，可以使液壓缸在平面內(nèi)擺動。4.3穩(wěn)定性校核液壓缸的活塞桿由45號鋼制成，=350MPa,=280MPa，E=210GPa，長度L1=1000mm，L2=1300mm，直徑d1=168mm，d2=146mm。所受壓力為P2=PI=175740N。P1=PE=14000N。 = 由于, 所以不能用歐拉公式計

56、算臨界壓力。查材料力學（高等教育出版社）中表14.2得優(yōu)質碳鋼的a和b分別是：a=461Mpa，b=2.568Mpa 由于,故轉斗油缸和舉臂油缸的活塞桿是小柔度壓桿，故無需進行穩(wěn)定性分析。 滿足強度要求。4.4本章小結本章對裝載機的工作裝置液壓系統(tǒng)結構進行了設計計算, 確定了轉斗油缸及舉臂油缸的結構參數(shù)，并進行了強度校核，滿足強度要求。5 總結與展望5.1 結論本次對ZL50輪式裝載機工作裝置的設計中，鏟斗，工作裝置各部分的鉸接位置以及強度校核是設計的重點，這些部分的設計工作主要包括以下步驟： （1）根據(jù)任務書中給出的裝載機的結構和性能參數(shù)，參考同類機型的鏟斗形狀，通過計算校核，確定鏟斗的回轉半徑、斗底長度、后斗底長度等結構參數(shù)，最后通過計算確定鏟斗的幾何斗容和額定斗容，與任務書中給定的斗容進行比較可知鏟斗的參數(shù)設計符合要求。（2）在工作裝置的結構選擇上，本文參照了多種裝載機工作裝置的結構形式，選擇反轉六桿工作機構，運用圖解法確定動臂長度、形狀及與車架的鉸接位置，然后確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程，在此基礎上對連桿機構（由動臂、鏟斗、轉斗油缸、搖臂等組成）進行設計。（3）本文首先分析了裝載機在工作時鏟斗的六種典型的受力方式，然后選取其中受力最大的一種情況，對這種情況進行詳細的分析，通過計算校核，確定動臂、連桿、搖臂和鉸銷的基本結構參數(shù)。