zl50轮式装载机工作装置结构毕业设计

'太原科技大学毕业设计说明书第1章轮式装载机概述1.1用途及其分类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，他的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料及其他筑路用散状物料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主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，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械之一。装载机一般可按以下特点来分类。按行走装置的不同可分为轮胎式和履带式；按机架结构形式的不同可分为整体式和铰接式；按使用场所的不同分为露天用装载机和井下用装载机。按发动机功率分为；小型（＜74kw）、中型（74-147kw）、大型（147-515kw）、特大型（＞515kw）。按传动形式分为；机械传动、液力机械传动、液压传动、电传动。按行走结构分为；轮胎式装载机；（1）铰接式。（2）整体式车架装载机。和履带式装载机。按装载方式分为；前卸式、回转式和后卸式。国产装载机的型号一般用字母Z表示，第二个字母L代表轮式装载机，无L表示履带式装载机，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示方法。1.2装载机的主要技术性能和参数装载机的主要参数有发动机额定功率、额定载重量、机重；最大崛起力、卸载高度和铲斗的收斗角和卸载角度、工作装置动作三项和等。（1）铲斗容量一般铲斗的额定容量，为铲斗平装容量与堆尖部分体积之和，用“”来表示。（2）额定载重量指在保证装载机稳定工作前提下，铲斗的最大载重量，单位为“kg”。（3）发动机额定功率-55- 太原科技大学毕业设计说明书发动机机额定功率又称为发动机标定功率或总功率，是表明装载机作业能力的一项重要参数。发动机功率分为有效功率和总功率，有效功率是指在29摄氏度和746mmHg（1mmHg=133.322Pa）压力情况下，在发动力飞轮上实有功率（亦称飞轮功率）。国产装载机上所标的功率一般为总功率，即包括发动机有效功率和风扇、燃油泵、润化油泵、滤清器等辅助设备所消耗的功率。单位为“KW”。（1）整机质量（工作质量）指装载机装备应有的工作装置和随机工具，加足够燃油、润滑油、液压系统和冷却系统亦加足够液体，并且带有规定形式和尺寸的空载铲斗和司机标定质量时的主机质量。它关系到装载机使用的经济性、可靠性和附着性能，单位为“kg”。（2）最大行驶速度指铲斗空载，装载机行驶于坚硬的水平面上，前进和后退各挡能达到最大速度，它影响装载机的生产和安装施工方案，单位为“km/h”。（3）最小转弯半径指自轮胎中心或后轮外侧或铲斗外侧所构成的弧线至回转中心的距离，单位为“mm”（4）最大牵引力指装载机驱动轮缘上所产生的推动车轮前进的作用力。装载机的附着质量越大，则可能产生的最大牵引力越大，单位为“KN”。（5）最大崛起力12977指铲斗切削刃的底面水平并高于底部基准平面20mm时，操纵提升液压缸或转斗液压缸在铲斗切削刃最前面一点向后100mm处产生的最大向上铅垂力，单位为“KN”。（6）最大卸载高度指动臂处于最高位置，铲斗卸载角为45度时，从地面到切削刃最低点之间的垂直距离，单位为“mm”。（7）卸载距离一般指在最大卸载高度时从装载机机体最前面一点到斗刃之间的水平距离，单位为“mm”。（8）工作装置三项和指铲斗提升、下降、卸载、三项时间的总和，单位为“s”。1.3轮式装载机应用技术发展-55- 太原科技大学毕业设计说明书装载机自20世纪20年代问世以来，一直处于不断发展之中。传动系从机械式传动到液力机械传动、全液压传动和电传动，目前广泛采用液力机械传动。20世纪40年代开始出现全轮驱动的装载机，60年代中开始出现铰接式转向装载机。这些结构形式已为大、中型装载机普遍采用。随着电子技术的发展，到80年代，装载机进入了机电液一体化得新发展阶段。现代装载机在整机性能、作业能力、可靠性以及操作舒适性等方面都有了很大的提高。经过30年的发展，我国装载机的结构和性能都有了较大提高，产品技术水平普遍达到国际20世纪70年代末期水平，有的产品已达到国际20世纪80年代初期或接近当今国际水平。近年来，国内外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。产品开发形成系列，并在发展大型轮胎式装载机的同时向小型化发展，产品系列化成套化、多种化成为主流。大小规格向两头延伸并向高卸位、远距离作业方向发展。2.技术不断创新，产品性能日趋完善。采用新结构、新技术，以改进和完善整机性能，提高机器的自动化和智能化水平，作业更为精确、快捷，并降低能耗。产品普遍采用了高性能发动机和自动换挡变速器、大流量负荷传感液压系统、防滑差速器、多片湿式盘式制动器、行走颠簸减震等技术，工作装置连杆机构推陈出新，各种自动功能更趋成熟、完善。3.向机电液一体化、电子化方向发展。随着电子技术、计算机技术的进步与不断发展，为保证机器的可靠性、安全性和节能，进入20世纪80年代以来，已将一些电子技术、智能技术用在装载机等一些工程机械上，以提高机器的各种性能和作业质量。4.装载机的轮胎化。由于轮胎式装载机具有重量轻，速度快，机动灵活，效率高，维修方便等一系列优点，所以发展较快，其品种规格、数量远比履带式装载机多。1.4轮式装载机现代设计方法简介1.4.1装载机设计方法的发展现状20-55- 太原科技大学毕业设计说明书世纪70年代以来，随着现代科学技术的迅猛发展，尤其是微电子、新材料、集成技术的发展，使传统的工程机械产品功能、结构发生了重大变化，机、电、液一体化、模块化、智能化已成为工程机械产品的发展趋势。新技术的应用和发展，尤其是计算机技术的发展和广泛应用深刻影响着工程和机械的设计开发过程。工程机械的设计水品对产品的先进性和竞争力起着决定性的影响，并决定了70%-80%的制造成本和销售服务成本，而工程设计的费用往往只占最终产品成本的一小部分，因而产品设计是决定产品性能、质量、水品和经济效益的重要环节。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。现代设计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，使计算机结果达到最优化，使设计过程实现高效化和自动化，主要包括以下内容：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激烈的竞争，提高设计质量并大大缩短设计周期，提高企业竞争力。我国的工程机械行业起步较晚，我国现代轮式装载机起始于20世纪60年代中期的Z435型。经过几年努力，在吸收当时世界最先进的轮式装载机技术基础上，成功开发了功率为162KW的交接式轮式装载机，定型为Z450（即后来的ZL50），并于1971年12月18日正式通过专家鉴定。这样诞生了我国第一台铰接式轮式装载机。1978年，天津工程和机械研究所根据原机械部要求，制定出以柳工Z450型为基型的我国轮式装载机系列标准，就这样制定出了以柳工Z450型为基型的我国ZL轮式装载机系列标准，这是我国装载机发展史上的重大转折点，到70年代末、80年代初我国装载机制造企业已增加至20家，初步形成了我国装载机行业。到目前为止，我国轮式装载机已发展到了第三代，但最基本的结构任然是Z450（ZL50）型演变而来。第二代变化不是很大，第三代变化稍大一些。目前我国已经成为世界上装载机的产销大国，但是我国轮式装载机的设计德整体水平还处于经验设计时期，近十年的工程机械技术发展，大部分都是通过技术引进实现的，许多厂家的设计工作人就是以技术模仿，降低零部件的成本（提高国产化率）为主。现代技术设计还不足，难以与世界先进水平的企业在国际上进行竞争，导致这种现状的原因除了历史的原因之外，还存在着企业认识不足，缺乏将科技成果转化为现实生产力的有效地、健全的机制。1.4.2装载机设计的发展趋势装载机现代设计和开发是面向市场和用户的，是设计、制造、销售全过程的决定性环节，是技术创新最主要的部分，设计开发过程始于市场需求分析的综合，研究竞争对手的发展战略，形成设计开发的目标，并综合考虑法律、生态环境、人文习惯及技术约束条件进行的设计开发。-55- 太原科技大学毕业设计说明书综合当前市场需求和科技应用的最新前沿以及装载机技术发展的新趋势，装载机的设计发展体现以下趋势。（1）产品设计数字化。现代设计的一个重要特色就是计算机的使用，目前，CAD/CAE技术已经成为企业技术进步的标志，随着计算机技术的飞速发展，存储能力的不断增强，工程软件水平的日益提高，数据库的完备和网络技术出现，使企业可以较少的投入，较短的周期开发出高质量、高性价比的产品，使企业可以对市场需求迅速作出反应，提高企业的生存能力和竞争力。随着CAD/CAE技术深入而广泛的应用，设计过程中产生的大量数据、混乱的数据流以及多重管理（PDM）并进行企业管理重组。实施PDM，企业可以创建、管理和控制整个产品周期的信息，从设计到投产，经授权的产平开发人员可以方便地访问设计和制造数据，从而控制从设计到投产、审核、修改直至发布产品的全过程。（2）产品设计智能化。由于设计过程中除了计算、绘图、分析以外，还有许多工作需要发挥人的创造性，综合运用多种学科的专门知识和丰富的实践经验才能解决。计算机的进一步发展而产生的人工智能技术，如专家系统和人工神经网络技术在这方面得到了广泛应用。设计专家系统就是把设计领域中的知识收集起来，建立一个专家知识库，采用一定的推理方法和规则，完成设计要求。专家系统可以把某一领域内诸多专家所具备的专门知识和经验积累在一起，形成一个全面性的专家，利用集体智慧来解决处理问题，尤其是模糊机械分析设计方法学的提出和在专家系统中应用使得设计水平跃上了一个新的台阶。人工神经网络是一种模仿人类神经系统的数学模型，由于采用并行连接结构和并行处理机制，使得网络具有很强的容错性以及自学、自组织、自适应能力，因此得到了广泛的应用。神经网络在设计中的应用还处于开始阶段，在设计中，利用专家系统和神经网络的长处，将专家系统和神经网络结合起来，组成神经网络专家设计系统，以此来提高设计者的决策判断能力，加快设计速度，减少设计失误，这已成为发展方向。（3）应用并行设计工程。并行设计工程是指集成地、并行地处理产品设计、分析、制造及其相关过程的系统方法。并行设计改变了传统的串行方法，使得在设计阶段就可能有制造和销售人员的介入和彼此信息的交换。并行工程可以在产品开发初期考虑到产品全生命周期，在大限度地满足用户的需求。并行工程强调系统集成，不仅注重企业内部的技术信息集成，也重视与企业外部供应商、销售代理和最终用户之间的信息交换和集成。-55- 太原科技大学毕业设计说明书（1）采用模块化设计。采用搭积木、模块化的设计技术将有利于进行多品种、多规格的产品开发，使得在零部件通用性高的基础上能够组合出不同性能、规格、层次以及具有价格竞争力的产品。模块的设计过程不仅要求具有可选择比较的零部件库，而且还应具有各种性能匹配计算优化的工程软件库。这种模块化得设计具有方案选择，性能优劣的评价系统，也能进行成本估算。这对工程机械的多品种、多层次开发具有广阔的前景。-55- 太原科技大学毕业设计说明书第2章主要构件的结构设计和参数确定2.1．铲斗设计2.1.1铲斗设计要求（1）插入及崛起力小，作业效率高。（2）铲斗工作条件恶劣，时常承受很大的冲击载荷及剧烈的磨削，要求铲斗具有足够的强度和刚度及耐磨性。（3）根据所铲物料的种类及重度不同，设计不同结构型式及不同斗容的铲斗。2.1.2铲斗的结构形式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、运输和倾卸物料。铲斗的结构形状尺寸及参数对插入阻力，崛起阻力及生产率有着很大的影响，所以铲斗设计就是根据装载机的主要用途和作业条件从减小插入阻力、掘起阻力及提高生产率出发，合理地选择铲斗的结构形状，正确的确定铲斗的尺寸参数。铲斗结构型式的选择；一般铲斗由切削刃、斗底、侧臂及后斗臂组成。铲斗切削刃的形状通常分为直线型和非直线型（V型或弧形）。直线型切削刃结构简单，有良好的平地性能，适用与堆积比较松散的物料。V型切削刃中间突出，在铲斗插入料堆时，在切削刃的中部形成很大的比切力，容易插入堆料，且对中性较好。但平地性能和装满系数均不如直线型切削刃铲斗。弧线形铲斗侧刃的插入阻力比直线形侧刃要小，但具有弧线形侧刃铲斗的侧壁较浅，物料易从俩侧撒落，影响铲斗的装满。综上所述，此装载机的铲斗切削刃的形状选择直线型。铲斗的形状对铲装阻力和粘性物料卸净性有着较大的影响。对于主要用于铲装土方工程的装载机，希望斗底圆弧半径大些，斗底长度短些，以改善泥土在斗内的流动性，减少物料在斗内的运动阻力。而对于主要用于铲装流动性较差的岩石装载机，希望采用圆弧半径较小，矮而深的铲斗。这种铲斗贯入性好，可减少铲斗插入料堆的阻力，同时也改善了司机的视野。但过深的铲斗会引起斗底太长，因而造成崛起力变小。2.1.3铲斗参数的确定铲斗的主要参数是铲斗宽度和铲斗的回转半径。-55- 太原科技大学毕业设计说明书1.铲斗宽度铲斗外侧宽度B应大于装载机每边轮胎外侧宽度5-10cm(取5cm)否则铲装物料或分层铲取土时，所形成的阶梯地面不仅会损伤轮胎的侧面，而且还会引起轮胎打滑影响牵引力发挥。所以：B=L+2×0.5×B+2×50其中L为轮距---轮胎断面宽度,轮胎规格为23.5-25（此轮胎为低压轮胎23.5表示轮胎断面宽度，25表示轮辋直径，单位都为英寸1英寸=25.4厘米）=23.5×25.4=597mm所以B=2250+2×0.5×597+2×50=2947mmBo=Bg-2•a其中：Bo---铲斗内侧宽度a---铲斗所用钢板厚度取20mm所以Bo=3007-2×10=2907mm2.铲斗的回转半径铲斗的回转半径是指铲斗与动臂转铰的中心G与切削刃之间的距离，由于铲斗的回转半径不仅影响崛起力的大小，而且与装载机的卸载高度和卸载距离等总体参数有关，所以铲斗的其他参数斗是根据他来确定的。铲斗的回转半径按下式计算：（2-1）其中：---几何斗容，（）,为额定斗容（任务书给出为2.8）,=2.3,---铲斗内侧宽度（m），=2907m---铲斗斗底长度系数，取=1.4-1.5，---后斗臂长度系数，取=1.1-1.2，-55- 太原科技大学毕业设计说明书---挡板高度系数，取=0.12-0.14，---斗底与后斗臂直线间的圆弧半径系数，取=0.35-0.40，---斗底与后斗壁之间的夹角，取=,(有的推荐)。取---挡板与后斗臂之间的夹角，取=-，取=代入个数据解得；=1112—1936mm取=1200mm斗底长度是指铲斗切削刃到斗底与后斗壁交点的距离=•=1680-1836取=1680mm后斗臂长度是指后斗臂上缘到与斗底交点的距离=1320-1440mm取=1430mm挡板高度144-168mm取=160mm铲斗圆弧半径==420-480mm取=450mm铲斗与动臂铰销距斗底的高度。==172-210mm取=200mm铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角，在选择时，要使侧壁切削刃与挡板的夹角为，切削刃的削尖角斗形如图2.1所示-55- 太原科技大学毕业设计说明书图2.1斗容3.计算斗容计算面积：=++++（2-2）——扇形AGF的面积。——直角三角形GFN的面积。——直角三角形GAC的面积。---直角三角形CGN的面积。——直角三角形CGN的面积。几何斗容铲斗断面面积计算：图中：GF=GA=R=450mmFN=-456mmCA=-701mmCN==1334mm-55- 太原科技大学毕业设计说明书CG==832mmNG==641mm==O.199其中==++++=0.781额定斗容铲斗的横截面面积计算：挡板DN高为a，CD是铲斗开口斗长b，IH是斗尖至铲斗侧壁的高度c，根据美国汽车工程师手册规定IH垂直于CD，且IK=CK/2=b/4.按照通常的设计要求，挡板DN应垂直于侧壁CN，所以.因而；（2-3）铲斗的开口长b的计算；（2-4）代入数据得；a=0.16mc=0.417mCD=b=1.3446m与任务书所给接近，所以，斗所选参数合理。2.2工作机构连杆系统的尺寸参数设计2.2.1.工作装置连杆机构的类型-55- 太原科技大学毕业设计说明书1.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如图2.2所示，这种结构型式工作装置的优点是，托架、动臂、连杆及车架铰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，提升动臂时，铲斗始终保持平移，铲斗内物料不易洒落。但也存在缺点，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。图2.2有铲斗托架无铲斗托架的工作装置如图2.3所示，前端没有很重的托架，克服了有铲斗托架工作装置的缺点，所以目前广泛应用。所以选择无铲斗托架的工作装置。图2.3无铲斗托架无铲斗托架的工作装置连杆的形式很多，按组成连杆机构的数目可以分为：六连杆（如图2.4a,b,c,f）和八连杆(如图2.4-55- 太原科技大学毕业设计说明书d,e)。连杆构件数目越多，使得铰点多，结构复杂，因此超过八连杆的连杆机构在装载机中不多用，故选择六连杆机构。图2.4无铲斗托架的工作装置连杆的形式按连杆机构运动方向可以分为正转连杆工作装置和反转连杆工作装置。正转连杆机构的主动构件（摇臂）与被动构件（铲斗）转动方向相同，而反转连杆工作装置的主动构件与被动构件的转动方向相反。正转连杆工作装置的运动特点是：最大掘起力在铲斗底面略低于地面时，即铲斗转角为负值时，适宜于挖掘地面，铲斗卸载时前倾角速度大，易于抖落物料，但是冲击大，提起铲斗时的掘起力比反转连杆的小。反转连杆工作装置的运动特点是：最大掘起力是在铲斗底面略高于地面后翻时候发挥出来，而且最大铲起力比正转连杆机构大。因此反转连杆工作装置不利于地面以下的挖掘。-55- 太原科技大学毕业设计说明书综上所述，选择无铲斗托架反转六连杆工作装置。2.转斗油缸后置式反转六杆机构这种机构有两大优点：（1）转斗油缸大腔进油时转斗，并且连杆系统的倍力系数能设计成较大值。所以可以获得相当大的铲取力；（2）恰当地选择各构件尺寸，不仅能得到良好的铲斗平动性能，而且可以实现铲斗自动放平。这是其它6种工作机构所望尘莫及的。此外，结构十分紧凑、前悬小，司机视野好也是此种机构的突出优点。缺点足摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄部位，容易发生构件相互干扰，设计时需特别精心。2.2.2.工作装置结构设计根据装载机的用途、作业条件及技术经济指标等拟订的设计任务书的要求，选定了工作装置结构形式以后，可开始进行工作装置的结构设计。1.工作装置结构组成工作机构的基本给构如图所示。铲斗1、动臂2、连杆3、摇臂4、转斗油缸5、举升动臂油缸6等组成。整个工作机构铰接在车架7上。图2.5装载机工作装置图2.轮胎式装教机工作过程；-55- 太原科技大学毕业设计说明书轮胎式装载机是一种装运卸作业联合一体的自行式机械，它的工作过程由5种工作状态或工况组成：1）工况I——插入状态动臂下放，铲斗放置地面，斗尖触地，铲斗前壁对地面呈35前倾角；开动装载机铲斗借助机器的牵引力插入料堆。2)工况II——铲装状态工况I以后，转动铲斗，铲取物料，待铲斗口翻转至近似水平为止。3)工况III——重载运输状态举升动臂，待工况II之铲斗升高到适合位置(以斗底离地的高度不小于最小允许距离为准)，然后驱动装载机，载重驶向卸载点。4)工况IV—一卸载状态在卸载点，举升动臂使铲斗至卸载位置；翻转铲斗，向运输车辆或固定料仓卸载；卸毕，下放动臂，使铲斗恢复到运输状态。5)工况V——空载运输状态卸载结束后，装载机由卸载点空载返回装载点。通常轮胎式装载机是向载重汽车卸裁，出于装载点和卸载点距离很近，卸载位置较高，所以一般称作“定点高位卸载”。3．装载工作对工作机构设计的要求；（1）工作装置的结构设计包括：1）确定动臂的长度、形状及车架的铰接位置。2）确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸的行程。3）连杆机构（动臂、铲斗、转斗油缸、摇臂和连杆构成）（2）工作装置的结构设计应满足以下要求：1）保证满足设计任务书中所规定的使用性能及技术经济指标的要求，如最大卸载高度、最大卸载距离，在任何位置都能卸净物料并考虑可换工作装置。2）保证作业过程中任何构件不与其它构件干涉。工作装置的结构设计是一个比较复杂的问题，因为组成工作装置的各个构件尺寸几位置的相互影响，可变性很大。对于选定的结构形式，在满足上述条件下可以有各种各样的构件尺寸及铰接点位置。通过多种方案的比较，选出最佳构件的尺寸及铰接点位置，使所设计的工作装置不仅满足使用要求，而且具有较高的技术经济指标。-55- 太原科技大学毕业设计说明书目前，在实际设计工作中，参考同类样机结构，采用比较法设计。下面以连杆式的工作装置为例来进行分析。2.2.3机构分析反转六杆工作机构由转斗机构和动臂举升机构组成转斗油缸CD,摇臂CBE连杆FE铲斗GF动臂GBA机架AD六个构件组成，由于AD和GF转向相反，所以此机构称为反转六杆机构。举升机构主要由举臂油缸HM和动臂GBA构成，若将整个反转机构放置在直角坐标系中，只要确定出九个铰链点GFEBCDAH和M的位置就可求得工作机构连杆系统中个构件的尺寸参数值。1.尺寸参数的图解图解法是在初步确定了最大卸载高，最小卸载距离，卸载角等参数后进行的。(1).动臂与铲斗，摇臂，机架的三个铰链点GBA的确定1)．定坐标系先在坐标纸上选取直角坐标系XOY，并选定长度比例。2)．画铲斗图把已画好的铲斗横截面外廓图按比例画在坐标里，斗尖对准O点，与X轴成度的前倾角。此时铲斗插入料堆的位置工矿I。3)．确定动臂与铲斗的铰链点G由于G点的X坐标值越小转斗铲取力就越大，G点的Y坐标值取200mm-55- 太原科技大学毕业设计说明书图2.6反转六杆工作机构简图2.定动臂与机架的铵接点A以G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II，轮胎前缘与工况Ⅱ时铲斗后壁的间隙尽量小些，，目的使机构紧凑，前悬小。但一般不小于50mm，此处取100mm。轮胎中心Z的y坐标值应等于轮胎的工作半径。的计算公式为；-55- 太原科技大学毕业设计说明书（2-5）式中；---Z点的y坐标值，mm---轮辋直径，mm---轮胎宽度，mmH/---轮胎断面高度与宽度之比（普通轮胎取1，）---轮胎变形系数（普通轮胎为0.1-0.16，宽面轮胎取0.05-0.1）任务书中所给轮胎规格为23.5-25，此轮胎为低压轮胎23.5表示轮胎断面宽度，25表示轮辋直径，单位都为英(1英寸=25.4厘米).=23.5×25.4=597mm=25×25.4=635mm代入数据得；=818-854mm取=820mm（a）根据最大卸载高度和最小卸载距离和卸载角画出工矿Ⅳ，G点位置为G。以G点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与x轴平行，即得铲斗被举升到最高位，即工况图III。(b)连接G和G，作GG的垂直平分线，A点必在垂直平分线上，且A点取在前轮的右上方，与前轴心水平距离为轴距的1/3～1/2处。（取距离为940mm）5．确定动臂与摇臂的铰接点BB点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等都有很大影响。经验一般B点在AG连线的上方，过A点水平线下方，相对于前轮外廓，B点在其左上方。6.连杆与铲斗和摇臂两个铰接点E﹑F的确定确定E﹑F两点时，既要考虑对机构运动学的要求，如必须保证铲斗在各工矿时的转角又要注意动力学的要求，如铲斗在铲装物料时输出较大的力，同时还要考虑各种机构运动被破坏的现象。-55- 太原科技大学毕业设计说明书（1）按双摇杆条件设计四杆机构，并令GF杆为最短杆，BG为最长杆，即必有：GF+BG>FE+BE（2-6）若令GF=a,FE=b,BE=c,BG=d,并将上式两边同时除以d得下式：（2-7）初步设计时，上式可在下列值内选取：d值由图中测量得1650mm代入数据得。a=510～850mm,取700mmc=680～1360mm取1000mmb=EF=1380mm（2）E,F的确定要综合考虑如下四点要求：1)E点不可与前桥相碰，并有足够的最小离地高度；2)工况I时，使EF杆尽处与G杆垂直，这样可获得较大的传动角和倍力系放；3)工况时，EF与GF两杆的夹角必须小于170度，即传动角不能小于l0度，以免机构运动时发生自铡；4)工况IV时，EF与GF杆的传动角也必须大于l0度。具体作法有两种：（1）初选E点法如图4—9所示，铲斗取工况I。以B点为圆。以BE＝c为半径画弧；人为地初选E点，使其落在B点右下方的弧段上；再分别以B点和G点为圆心，以FE＝b和GF＝a分别为半径画弧，得交点，即为F。（2）图解法分别以B点和G点为圆心，c和分别为半径画弧，其交点为E；再分别以G和E点为圆心，a和b为半径画弧，则其交点必为F。如下图所示：-55- 太原科技大学毕业设计说明书图2.7连杆端部铰接点设计若上述所得E和F点均满足要求则罢，否则，可调整a、b、c长度，重新作图，直至满意为止。但是，同时满足上述四点要求是不易的，尤其若保证EF上GF是很难的，所以，设计时，一般使不小于70即可。（3）．为了防止机构出现“死点”、“自锁”或“撕裂”设计时还应满足下列不等式：工况l时GF十FE＞GE工况IV肘FE十BE＞FB7.转斗油缸与摇臂和机架的铰链点C和D的确定（1）确定C点从力传动效果出发，显然使摇臂BC段长一些有利，那样可以增大转斗油缸的作用力臂，使攫取力相应的增加。但增加BC段，必将减小铲斗与摇臂的转角比，造成铲斗转角难以满足各工矿的要求，并且使转斗油缸行程过长。因此初步设计取：代入数据得；BC=700-1000mm取850mmC点一般取在B左上方，BC与BE夹角可取（取160度），并使工矿一时摇臂与转斗油缸趋近垂直，C点运动不得与铲斗干扰。（2）确定D点转斗油缸与机架的铰链点D的确定，是依据工矿Ⅱ举升到工矿Ⅲ过程为平动，由工矿Ⅳ到工矿Ⅰ时为启动放平这两大要求来确定的。当以上铰链点确定下来后，则铲斗在各工矿的C位置也唯一的被确定下来。因为铲斗油缸由工矿Ⅱ举升到Ⅲ或由Ⅳ放到工矿Ⅰ的过程中，转斗油缸的长度均分别保持不变，所以D点必为和点连线的垂直平分线与和连线的垂直平分线的交点。8.举升油缸与动臂和机架的铰接点H及M的确定举升油缸布置应本着工作力矩大、油缸稳定性好、构件互不干扰、整机稳定性好的原则来确定。一般H点选在AG连线上方，并取H点大约在45%处。AH不能取太大，它受到油缸行程的限制。M点尽量与地保持最小高度，并且望前桥方向靠是比较有利的，这样举升工作力臂大小变化比较小。-55- 太原科技大学毕业设计说明书2.3动臂的设计1.动臂长度的确定由作图法来确定,要保证铲斗位于运输状态时不与前轮磕碰,图中测得=2900mm,=总体尺寸见图2.8图2.8动臂长度的确定-55- 太原科技大学毕业设计说明书图2.9动臂形状2.3.1动臂形状结构选择采用曲线型单板动臂,这种结构使工作装置布置更为合理,它能较好的改善动臂的受力情况.单板动臂结构简单,工艺性好。2.3.2确定动臂油缸的铰接位置及动臂油缸行程时阻①动臂油缸的铰接位置Ｈ，Ｈ点一般选在约为动臂长靠A点45％处，且在动臂两铰接点的连线上。以便留出铰座位置，油缸与车架的连接采用油缸中部与车架铰点的连结分式。②考虑到联合铲装（边插入边举臂）的工况，需在满足Ｍ点最小离地高度的前提下，令插入状态的工况时，AH与MH起于垂直，这样做是因为铲斗开始从物料堆提升力最大，这样可获得最大的初始举升力矩。2.4摇臂摇臂由EF杆和ED杆组成，其中ｅ＝CB=850mmｃ＝EB=1000mm两杆的夹角选取-55- 太原科技大学毕业设计说明书之所以下杆长上杆短是因为①下杆长上杆短能实现比较大的的传动比。②这样，转斗油缸的行程比较小。图2.10机构确定图2.5铲斗平移性《铲土运输机械设计》知，只要满足：w=α+β+φ（2-8）-55- 太原科技大学毕业设计说明书铲斗就具备了平移性，由作图:故知到时，铲斗相对于动臂过了φ角，而由到卸载位置时，铲斗恰好转过α+β角度，因此符合铲斗平移性。w—铲斗转动范围，铲斗上翻角。α—铲斗前倾角。β—铲斗卸载角。φ—动臂转动角。-55- 太原科技大学毕业设计说明书第3章工作装置内力计算3.1选定特征工况及外载荷分配计算1、选取装载机在水平面上作业，铲斗斗底与地面的夹角为，铲掘时，作为计算位置，并假设外载荷作用在切削刃上，在实际装载作业中，经常可能出现的恶劣工况是：铲斗在装载机牵引力的作用下，先插入物料堆最大深度，转斗铲装时，插入阻力均达到最大值，力作用点均处在铲斗切削刃的一端，装载机铲装工作时，斗尖可能产生最大（极限）插入阻力和最大（极限）铲取阻力分别为和。2、由于作业场地、作业条件及作业对象不同，装载机在实际作业的时候，铲斗切削刃所承受的载荷情况十分复杂，且变化范围也相当大，因此，斗切削刃上的载荷不可能均布，为了计算方便，将其简化为两种极端情况。A：对称受载：即认为外载荷是沿铲斗切削刃均匀分布，并以作用于切削刃中点的集中载荷来代替其均匀分布载荷。B：偏载情况：由于铲斗偏载或者是物料密实度不均匀，使载荷偏于铲斗的一侧，形成偏载工况时，我们认为简化后的集中载荷完全由铲斗一侧承受。已知：斗宽2947㎜3.2工作装置受力分析3.2.1各种工况的分析①对称水平受力工况：受限于装载机的最大牵引力，其值按下式计算：=≤（3-1）式中：—装载机附着重量，由地面条件决定（N）.φ—附着系数。—装载机定载时驱动轮上最大的切线牵引力（N）。-55- 太原科技大学毕业设计说明书—装载机定载时滚动阻力（N）。查《工程机械底盘设计》φ值取0.75考虑到一般实际装载机重及参考同类机型，本设计取约为17吨，由于装载机此时工作时为全轮驱动，所以主动行走轮轴上受重力即为机重。∴==1.7××10×0.75=1.275×N（3-2）②对称垂直受力工况，这中工况，垂直载荷（掘起力）受装载机的纵向稳定条件限制。其最大值为Pz=GsL1/L=17000×10×27×2485=55.4KN（3-3）－。－。。查《铲土运输机械设计》可知，满载时，装载机前桥负荷占装载机机重的72﹪-78%，取75%。后桥负荷占装载机总重的22%-28%，取25%。则重心距前轮距离为1/3的轴距长。任务书给出轴距为2830mm∴=1/3×2830=943㎜L：垂直力在作用点到前轮接地距离从图中测得L=2330㎜代入数据得；68.8KN③垂直偏载工况.对于偏载工况，近似地用简支梁方法求解，可求出分配在左右动臂平面内的等效力和。-55- 太原科技大学毕业设计说明书图3.1垂直偏载b=轮距－－2×1/2轮胎宽度－2×轮胎内侧距动臂距离b=2250-2×1/2×597-2×100=1453㎜a==(2947-1453)/2=747㎜(注：轮胎内侧到动臂中心线要有80～100㎜的距离。此处取100mm)∴==[(1453+747)/1453]×68.8=104.17KN==68.8-104.17=－35.37KN与原设定方向相反。④水平偏载工况同理：图3.2水平偏载=1.275×（N）==(1453+747)/12750=193KN=1.275×－1.93×=-65.5KN与原设定方向相反。-55- 太原科技大学毕业设计说明书第4章工作装置强度计算工作装置实际上是一个空间超静定系统，受力情况复杂，精确计算比较繁琐，为了简便计算。我们作以下假设：1）认为铲斗动臂横梁不影响动臂得受力与变形。2）认为动臂轴线与摇臂、连杆轴线处于同一平面内。通过以上假设将工作装置这样一个空间超静定结构，简化成为一个简单平面的平面力系。对于对称受力工况，由于动臂是一个对称结构，俩动臂受力相同，所以可取工作装置的一侧经行受力分析，并取外载荷一半经行计算，即；；（4-1）对于偏载工况，近似地用简只梁的方法，求出分配在左右动臂平面内的等效力和（4-2）由于＞;＞,因此去，作为计算外载荷。外载荷求出后，用解析法或图解法可以求出对应工况下工作装置内力，下面我们一第一工况为例进行内力计算，其他工况与此类同。4.1铲斗受力图如下图：-55- 太原科技大学毕业设计说明书图4.1铲斗受力图以铲斗为分离体，铲斗两侧边面积ＳＳ=0.781×2=1.562㎡铲斗在宽度上的面积：Ｓ宽=（CA+AF+FN）（4-3）其中CA=701mmFA=r得FA=1020.5FN=456mm=2947mmS宽=6.417㎡取钢材密度为，取侧壁厚度为20mm，其他取10mm。GD=6.417×0.01×7800×10+1.562×0.02×7800×10=7441.98N=7.4KN3.7KN在铲斗受力中-55- 太原科技大学毕业设计说明书（4-4）其中；Pax=104.17KN,=193KN=200mmLD=430mmL1=30mmh2=550m代入数据得；=151KN由（4-5）得：由（4-6）12，13代入数据得；=323.4KN=142KN4.2连杆以连杆为研究对象，故将其分离，此时连杆受拉，受力如图图4.2连杆受力图连杆EF为俩端铰接中间不受力的二力杆此杆为，作用在他俩端的力,方向相反。4.3摇臂以摇臂为分离体.对B点取矩，（4-7）从图中测得；===30mm=340mm=920mm=720mm代入数据得；水平方向力平衡;-55- 太原科技大学毕业设计说明书由（4-8）代入数据得；=275KN垂直方向力平衡由（4-9）代入数据得；=247KN4.4动臂以动臂为分离体，受力如图图4.3动臂受力图从图中测得数据为；=1230mm=1550mm=1190mm200mm=530mm1670mm=作用在动臂上的力都向A点取矩，（4-10）代入数据得；=384KN水平方向力平衡;-55- 太原科技大学毕业设计说明书（4-11）代入数据得；=310KN垂直方向力平衡（4-12）代入数据得；=-186KN与原定方向相反。-55- 太原科技大学毕业设计说明书第5章工作装置强度校核根据各典型工况受力分析所求出各构件的作用力，画出弯矩图，找出其危险断面，按照强度理论对工作装置的主要构体进行强度校核。通常第6种典型工况各构件受力最大，但此工况情况基本不会出现取第5种工况作为校核计算。5.1动臂校核动臂相当于一个支撑在动臂油缸上铰点H及车架A的双铰悬臂折线变截面梁。强度计算时，我们把它分成1-2，2-3，3-4，4-5四个区段，每段上作用有弯曲应力、剪应力和正应力。取1-2段为研究对象，图5.1动臂1-2截面把、做力的分解图5.2，分解到沿着12杆和垂直12杆。得到、。-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.2动臂1-2截面受力然后做剪力图如下图5.3，当杆受到剪力时，有左上右下的趋势时，剪力为正，画在杆上方；有左下右上的趋势时，画在杆下方。于是：图5.3剪力图以12杆左段为研究对象，则2点时弯矩应为做弯矩图时，弯矩使轴向上弯时，弯矩轴在上方，反之，弯矩使轴向下弯，弯矩在轴下方。-55- 太原科技大学毕业设计说明书弯矩图如下图5.4图5.4弯矩图以2-3段为研究对象，以左段为研究对象.先将、简化到2点，在将其分解，分解成沿着23杆和垂直23杆上，于是有如图5.5-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.5动臂2-3截面图5.6动臂2-3截面受力图做剪力图如下图-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.7剪力图2点弯矩为3点弯矩为弯矩图如下图图5.8弯矩图以4-5杆为研究对象，以右段为分离体图5.9动臂4-5截面-55- 太原科技大学毕业设计说明书将、分解在沿着45杆的和垂直45杆的.图5.10动臂4-5截面受力图做剪力图如图图5.11剪力图4点弯矩为弯矩图如图图5.12弯矩图以3-4杆为研究对象，以右段为分离体，受力如图-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.13动臂3-4截面将、简化到4点，将、分解成沿着34杆的和垂直34杆的，如下图图5.14动臂3-4截面受力图做剪力图，-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.15剪力图做弯矩图如下图图5.16弯矩图作出动臂的剪力图和弯矩图下图-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.17剪力图图5.18弯矩图从上图可以看出2、3、4点为危险点，其对应断面为危险断面。-55- 太原科技大学毕业设计说明书不同形状的截面，尽管面积相等，但惯性矩却并不一定相等。所以选择形状合理的截面，增大截面惯性矩的数值，也是提高弯曲刚度的有效措施。合理地选择材料是对所设计的结构可靠和安全工作的保证，必须给予足够的重视。选择材料时应考虑结构的用途和形式、载荷特性、工作环境、钢材性能和尺寸、钢材价格和供应等因素。在此选出几种常用的材料。1．Q2352.45钢3.16Mn钢2点截面校核初取2点宽h=0.2，厚b=0.06,（5-1）由上式的：（5-2）由上式的：-55- 太原科技大学毕业设计说明书用第四强度理论校核该截面尺寸满足强度。3点截面校核初取3点宽h=0.45，厚b=0.06，由上式得：由上式得：用第四强度理论校核该截面尺寸满足强度。4点截面初取4点宽h=0.3，厚b=0.06，-55- 太原科技大学毕业设计说明书用第四强度理论校核5.2连杆校核选择16Mn，则杆件有时受拉，有时受压，选用矩形断面，图5.19连杆校核图杆件受拉时，杆件受压时，-55- 太原科技大学毕业设计说明书杆件受压时，除了考虑压应力外还应该考虑压杆稳定问题。压杆受压时，绕X轴弯曲。连杆两断均铰接，故u=1,所以长细比应为故不能用欧拉公式，表1查表a=461MPa,b=2.568MPa,则故，临界应力为所以临界压力为安全系数n为所以合理！5.3摇臂校核选用45钢，摇臂的受力情况如图所示其危险断面在B点，选45号刚，=7.89×mg/-55- 太原科技大学毕业设计说明书,根据以前的设计，连杆与摇臂铰点E相距较远，∴不会造成干涉。因此适用于双摇臂较适合，校核也相对标准，做出摇臂的受力图。图5.20摇臂校核图以BC段为研究对象以BE段为研究对象-55- 太原科技大学毕业设计说明书画摇臂的剪力图图5.21摇臂剪力图图5.22摇臂弯矩图-55- 太原科技大学毕业设计说明书从弯矩图和剪力图可以看出，B点对应断面为危险断面，选择箱形断面.b=0.1m,h=0.3m,取0.015m厚的板.由上式得：用第四强度理论校核满足强度要求。5.4铰销的强度计算装载机工作装置铰销的一般结构型式及受力情况如图，工作装置各铰销的强度计算按下式进行：销轴的弯曲应力为（在此材料选16Mn）式中p——计算载荷，是铰销所受载荷的一半（N）——销轴弯曲强度计算长度（意义如图所示）选择A、G、B点铰销校核。如图5.23-55- 太原科技大学毕业设计说明书图5.23铰销图W——销轴的弯断面系数，取销轴套为20mm计算出各销轴所受的计算载荷对于G点F点：==151/2=75.5KNB点：A点：对于动臂油缸上铰点H对于摇臂上铰点C由上可知H点受力最大，F点受力最小。对于A点：初选d=100mm，L1=60mm,a=5mmL2=L1+a+d/2=60+5+100/2=115mm-55- 太原科技大学毕业设计说明书∵＜[]=∴A点所选符合铰销要求。销轴支座：＜[]∴销轴支座所选符合要求。销轴套挤压应力∴故销轴支座和销轴套的挤压应力符合要求。对于B点初选：d=100mm,a=5mm,=60mm,∴=+a+=115mm＜[]∴B点所选铰销符合要求。销轴支座压应力＜[]销轴套挤压应力＜[]∴故销轴支座和销轴套的挤压应力符合要求。对于G点初选：d=80mm，a=5mm,=40mm∴=+a+=65mm＜[]-55- 太原科技大学毕业设计说明书∴G点所选铰销符合要求。销轴支座压应力＜[]销轴套挤压应力＜[]∴故销轴支座和销轴套的挤压应力符合要求。为装配方便，F处取与G、D处相同铰销（直径、材料都相同）。经校核，销轴各参数选择合理。-55- 太原科技大学毕业设计说明书第6章工作装置油缸的确定近代装载机的工作装置油缸多用两种：即动臂油缸和转斗油缸。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工作情况下，油缸推动工作装置运动的作用力，其最大值决定于工作装置参数和掘起力。被动力就是当油缸闭锁时，装载机铲掘时作用于油缸上的力，它的最大值取决于液压系统的限压阀的压力和活塞的作用面积。确定油缸的主动力和被动力是装载机液压系统设计的前提，我们研究装载机的工作过程可知，为了保证装载机能够正常有效的进行作业，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。图6.1工作装置图6.1转斗油缸确定转斗油缸主动力为（6-1）-55- 太原科技大学毕业设计说明书假定系统压力为M=18MPa，则液压油缸直径为：（6-2）D=98.1mm故取该液压缸直径为100mm.选用标准件即可。6.2动臂油缸的确定动臂油缸主动力为：（6-3）Gb=2.084×105NPH=4.587×105N初算液压缸直径为：D=109.1mm故选用缸内径为110mm的液压缸标准件。-55- 太原科技大学毕业设计说明书致谢大学三年生活即将随着毕业设计的结束而结束，也就意味着我的人生中最重要的校园生活即将结束，通过这次短暂的毕业设计，使我的设计思维和做事及做人原则得到了很大的锻炼与提高。在我做设计期间，主要经历了实习，可行性分析，计算和绘图等几个阶段。由于设计的内容是第一次接触，所以开始着手时候不是很顺利，整个设计过程中有很多反复计算，如设计装载机工作装置的工作部分确定各个铰接点位置的过程中走了一些弯路。到目前为止对设计不是非常满意，我所学知识有限没能弄懂某些知识点，在设计过程中，很多新的东西都是边翻资料边作设计，对有些知识掌握的不透，还需要在以后的工作学习过程中多实践学习。同时在设计过程中有粗心大意的时候，造成了一些影响，望老师谅解。设计过程中，郭老师给予了细心的指导与帮助，使我克服了很多困难终于完成了论文的制作。郭老师广泛的知识、严谨求实的治学态度及兢兢业业的工作态度和忘我的敬业精神，给我留了深刻的印象。使我所遇到的困难得到了即时的解决。在此向所有的指导老师表示感谢！-55- 太原科技大学毕业设计说明书参考文献1．杨晋生铲土运输机械设计[M]。北京：机械工业出版社，1981。2．同济大学重庆建筑工程学院西安冶金建筑学院铲土运输机械[M]。北京：中国建筑工业出版社。19813．张洪现代施工工程机械[M]。北京：机械工业出版社。2008。4．赵新庄祈贵珍公路施工机械[M]。北京：人民交通出版社。20025．何正忠装载机[M]。北京：冶金工业出版社。19996．杨占敏王智明张春秋轮式装载机[M]。北京：化学工业出版社。20067.王国彪杨力夫.装载机工作装置优化设计[M].北京：机械工业出版社，19968.陈育仪.工程机械优化设计[M].北京：中国铁道出版社，19879.孙靖民.机械优化设计[M].北京：机械工业出版社，199010.周松林.装载机工作装置优化设计[J]工程机械2004（7）11.吴汉臣.装载机连杆机构的运动分析[J].港口装卸，1982（3）12．王受沆.装载机举升机构的动力性能[J].工程机械，1986（10）-55-'