装载机毕业设计(共33页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上 目录 前言.1 设计任务.3 第一章. 1.1 工作机构的结构的方案选择·······.·······4 1.2 工作机构的工作原理····················9 第二章. 2.1铲斗结构形式的选择······························10 2.2 切削刃的形状····································11 2.3铲斗尺寸的确定··································11 第三章. 3.1 工作机构各铰接点位置的确定··························12 3.2 连杆工作机构受力分析计算····························13 第四章. 4.1 动臂的设计·····································18 4.2 摇臂的强度计算··································21 4.3 连杆强度设计····································23 4.4 销轴的计算······································24 4.5 油缸的外形尺寸设计······························25 总结. .27 参考资料.28 前言随着现代社会的不断发展，作为现代化基础建设主要工具和手段的工程机械扮演着重要的角色。工程机械设备是集机、电、液一体化和信息、激光等高新技术以及审美艺术于一身的现代机电产品，并且正在向着自动化、远距离控制和智能化等方向发 展。装载机作为现代工程机械很重要的一种设备也是如此。装载机主要用于铲装土壤、 沙石、煤炭、石灰等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业，换装不同的辅 助工作装置还可以进行推土、起重、破碎等作业。由于装载机具有作业速度快、效 率高、机动性好、操作轻便等优点，因此广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、 矿山等建筑工程。在我国，装载机经历了 5060 年的发展后，到 20 世纪 90 年代中末期国外轮式 装载机技术已达到相当高的水平。基于液压技术、微电子技术和信息技术的各种智能 系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、检测监控、生产经营和维修服务等 各个方面，使国外轮式转载机在原来的基础上更加“精致”，其自动化程度也得以提 高，从而进一步提高了生产效率，改善了司机的作业环境，提高了作业舒性， 降低了噪声、振动和排污量，保护了自然环境，最大限度地简化维修、降低作业成本，使 其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都达到了很高的水平。为了满足铲掘 能力和快速装卸两方面的要求，装载机工作装置采用多级液压系统，工作装置已不再采用单一的z 形连杆机构，不断研制出集液压、微电子及信息技术于一体的智能系统，并广泛应用于轮式装载机的产品设计之中。国外轮式装载机在其未来技术发展中将广泛应用微电子技术与信息技术，完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统及故障诊断 系统；采用单一吸声材料、噪声抑制方法等消除或降低机器噪声；通过不断改进电喷 装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量；研制无污染、经济型、环保型的动力装 置；提高液压元件、传感元件和控制元件的可靠性与灵敏性，提高整机的机电信 一体化水平；在控制系统方面，将广泛采用电子监控和自动报警系统、自动换挡变速 装置；普遍安装 GPRS 定位与质量自动称量装置；开发“机器人式”装载机等。向系 列化，特大型化；多用途，微型化；进一步普及应用液压技术，广泛应用微电子、信息技术；更加重视安全性、舒适性和可靠性；向节能与环保方向发展。我国轮式装载机行业起步较晚，制造技术是陆续从美国、德国和日本等国家引进 的。目前，我国轮式尽管国产轮式装载机的技术发展水平与西方发达国家存在着一定的差距，但也应该考虑到历史和国情的原因。目前国产轮式装载机亦正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家也不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势是现状，正在从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业的领先者。大型和小型轮式 装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场总需求量限制。竞争最为激 烈的中型装载机更新速度越来越快；优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，以使整机可靠性得到提高；优化系统结构，提高系统性能；利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装 载机作业成本；提高安全性、舒适性；降低噪声和排放，强化环保指标；广泛利用新 材料、工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性；最大限度地简化维修，尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监 视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供排除问题的方法。本设计在编写过程中力求准确无误，运用严谨的科学的方法，但由于时间紧迫，且自己水平有限，设计中难免有不妥之处，还望各位老师予以批评指正。 1-铲斗；2-摇臂；3-动臂；4-转斗油缸；5-前车架；6-动臂油缸；7-驾驶室；8-变矩器；9-发动机；10-水箱；11-配重；12-后桥；13-后车架；14-变速箱；15-前桥；16-连杆 图1轮式装载机组成 设计任务本次设计主要是针对ZL250轮胎式装载机的工作机构和铲斗，工作机构采用正转六连杆机构 ，工作机构的设计内容： 1.工作机构各铰点的位置及销轴。 2.铲斗，大臂，斗杆，连杆，力学计算及结构设计。 3.要求完成的文字资料及图纸。 4.设计计算说明书一份。 5.工作机构总装图一张。 6.铲斗组装图一张。 第一章 工作机构的选择 工作机构是轮胎式装载机上直接实现铲装物料的装置，它的结构和性能都显著的影响整机的工作尺寸，性能参数，发动机功率及生产率等。因此它的设计是轮胎装载机的设计中十分重要的组成部分。我设计的工作机构（正转六连杆）的基本结构如图2所示： 图21.1工作机构的结构的方案选择。 综合国内外轮式装载机的工作装置形式，主要有7种类型的连杆机构。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.按输入杆和输出杆的转向是否相同又分为正转和反转连杆机构。1. 正转八杆机构 正转八杆机构,如图1-1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；连杆系统传动比较大， 铲斗能获得较大的卸载角和卸载速度，因此卸载干净，速度快；正转八杆机构的主要缺点是机构复杂，不易实现铲斗自动放平。 图1-12.转斗油缸前置式正转六杆机构 转斗油缸前置式正转六杆机构，如图1-2其优点是转斗缸直接与摇臂相连接，该工作机构由两个平行四杆机构组成，铲斗平移性较好。结构简单，司机视野较好。缺点是转斗时油缸小腔进油，铲掘力相对较小;连杆机构传力比小，使得转斗缸活塞行程较大，转斗缸加长；由于转斗缸前置，使得工作装置的整体重心外移，增大了工作装置的前悬量，影响整机的稳定性和行驶时的平稳性；铲斗不易实现自动放平。 图1-23.转斗油缸后置式正转六杆机构 转斗油缸后置式正转六杆机构，如图1-3此种机构与转斗缸前置相比，机构前悬较小，传动比较大，活塞行程较短；有可能将动臂、转斗缸、摇臂和连杆机构的中心线设计在同一平面内，从而简化了结构，改善了动臂和铰销的受力状态。缺点是： 转斗缸与车架的铰接点位置较高，影响了司机的视野；转斗时油缸小腔进油，掘起力相对较小。 图1-34.转斗油缸后置式反转六杆机构 转斗油缸后置式反转六杆机构，如图1-4这种机构有如下优点：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，所以获得较大的掘起力；恰当 地选择各构件尺寸，不仅能得到良好的铲斗平动性能，而且可以实现铲斗的自动放平； 结构紧凑，前悬小，司机视野好。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄空 间，容易发生构件相互干涉。 图1-45.正转四杆机构 正转四杆机构如图1-5该机构结构最为简单，易于设计成铲斗举升平动；前悬较小。缺点是铲掘转斗时油缸小腔作用，输出力较小；连杆机构的传力比难以设计成较大值，所以铲掘力相对较小；转斗缸行程较大，油缸结构较长；铲斗卸载时，活 塞杆易与铲斗底部相碰，减小了卸载角；机构不易实现铲斗自动放平。 图1-5 6.正转五杆机构 正转五杆机构图1-6为克服正转四杆机构卸载时活塞杆易于斗底相碰的缺点，在活塞杆与铲斗之间增加一根短连杆，从而使正转四杆机构变成正转五杆机构。其缺点正如正转四杆机。 图1-67.动臂可伸缩式三杆机构 这种机构的插入工况是靠动笔伸出实现的,它解决了靠机器行走插入易使轮胎 磨损严重的问题；卸载时可伸出动臂，以获得较大的卸载高度和卸载距离；而运输工 况可缩回动臂，以减小前悬。缺点是既不能实现铲斗平动，又不能实现铲斗自动放平，结构也比较复杂。 综上分析，反转六杆工作机构优点较多，能比较理想的满足铲、装、卸作业要求，所以它得到了广泛运用。但在本次设计中出于老师的要求，将采用正转六连杆机构。1.2 工作机构的工作原理 轮胎式装载机是一种装运作业联合一体的自行式机械。它的工作过程由五种工作状态和工况组成：1.空斗运行状态 装载机为铲取货物，需空斗驶向料堆，在卸货后后退。落斗并驶向料堆。在空斗状态运行时，铲斗取运输位置，使铲斗地面与前轮的公切线和地面成15度角运行，以保持必要的离地间隙。 在此工况下，动臂举升油缸。转斗油缸都不动作。2.铲取插入状况当装载机空斗驶向料堆前1-1.5m处时，换入低档，同时动臂油缸动作，使动臂下放，铲斗斗底面贴地，斗尖触地，铲斗前臂对地面呈3-5度的前倾角，铲斗借助机器的牵引力插入料堆。在铲取货物的时候，一般采取两种方法，即一次切入铲装法和复合铲装法。前者是铲斗一次切入达到一定深转，再通过举升油缸动作完成铲取作业；而后者是利用多次切入边上转铲斗的复合动作完成铲装物料。因复合铲装法能缩短作业循环时间约10%,故广泛采用。转动铲斗应使铲斗口翻转至接近水平位置。3.铲斗提升状态 完成铲取作业后，为保证装载机移动和不使物料洒落，铲斗应提高到某一高度，一般是运输位置。4.满斗运行状态 装载机完成上述动作后，后退一定距离，驶向卸载点。5.卸载状态 在卸载点，举升动臂使铲斗到卸载位置，翻转铲斗，向运输车辆火料仓卸载，卸载完后使铲斗恢复到运输状态。 第二章 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，装载运输和晴卸物料。铲斗的机构形状及尺寸参数对插入阻力，掘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，合理的设计选择铲斗的结构形状，正确确定铲斗尺寸参数。 铲斗设计要求： 1）插入及掘起阻力小，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的不同，设计不同结构形式及不同斗容的铲斗。2.1铲斗结构形式的选择 装载机根据铲掘物料的种类的种类不同，其铲斗结构形式也不一样。具体如下图所示： 后壁 h 是指铲斗上缘至圆弧与后壁切点间的距离。底壁长是指斗底壁的直线段长度。l 长则铲斗铲入料堆深度大，斗易装满但掘起力将由于力臂的增加而减小，插入的阻力也将随铲斗铲入料堆的深度而急剧增 加。长亦会减小卸载高度, 短则掘起力大，且由于卸料时铲斗刃口降落的高度小，还可减小动臂举升高度，缩短作业时问，但这会减小斗容。根据任务书要求以及老师建议，可选择大些。 铲斗张开角为铲斗后壁与底壁间的夹角，一般取 450520。适当减小张开 角并使斗底壁对地面有一定斜度，可减小插入料堆时的阻力，提高铲斗的装满程度。铲斗的宽度应大于装载机两前轮外侧间的宽度，每侧要宽出 50l00mm。如铲斗 宽度小于两轮外侧间的宽度，则铲斗铲取物料后所形成的料堆阶梯会损伤轮胎侧壁， 并增加行驶时轮胎的阻力。2.2 切削刃的形状 根据装载物料的不同，切削刃有直线型和非直线型。前者形式简单，有利于铲平地面，但铲装阻力大。后者有 V 形和弧形等， 插入阻力较小，容易插入物料，并有利于减少偏载插入，但铲装系数小。 根据设计任务书要求，此工作装置需进行铲平工作，且工作条件相对良好，所以 选用直线型切削刃。斗刃材质采用既耐磨又耐冲击的中锰合金钢材料侧削刃和加强 角板都用高强度耐磨钢材料制成 铲斗的结构形式简图见图4。 图42.3铲斗尺寸的确定1.铲斗尺寸的确定 B=LL+bL+(100200） bL.轮胎宽度。参考有关机型，取LL=4500 mm Bl=1876 mm则B=LL+bL+200=6576 mm2.铲斗的回转半径3.铲斗截面各边尺寸计算 斗底长度：Lg=Rg=16031.45=2324.35mm， 斗后壁长度：Lz=Rz=1603×1.15=1843.45mm， 挡板高度：Lk=Rk=1603×0.13=208.39mm 斗底圆弧半径：r=Rr=1603×0.4=641.2m4.铲斗容量计算与误差判断 铲斗容量是装载机的总体参数之一，铲斗的斗容量已经系列化，其计算也以标准化。通过AUTOCAD2007建立面域的方法求的Vr=12.43m³ 经计算误差=0.56% , 在误差范围内 第三章 工作机构连杆系统设计3.1 工作机构各铰接点位置的确定 工作机构各铰接点的坐标值，最终必须使设计满足对工作机构设计所提供的各种要求。在运动学方面，必须满足铲斗举升平动，最大卸载高度，最小卸载距离和各个位置卸载角等要求。在动力学方面，主要是满足挖掘力。举升力，生产率的要求前提下，使转斗油缸和举升油缸所需输出力及功率尽量减少。 目前，连杆系统尺寸参数的设计主要有两种方式，一种是图解法，一种是解析法。由于图解法比较直观，故本次设计采用图解法。 图解法是在初步确定了最大卸载高度、最小卸载距离、卸载角、轮胎尺寸和铲斗几何尺寸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。 1.动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点 G、B、A 的确定 1)确定坐标系，画铲斗图 如图 3-1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度前倾角，此为铲斗插入料堆时的位置，即工况。 图3-12）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 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(1807.28,300)。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 00 与 x 轴平行为止，即工况2.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。轮胎中心 Z 的坐标值应等于轮胎的工作半径 Rk。 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(7542.43，3837.78)。3.确定动臂与摇臂的铰接点 B 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(2808.73,798.21)。4.连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点 F、E 的确定 因为 G、B 两点已被确定，所以在确定 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。 确定 F、C 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 BG为最短杆，BC 杆为最长杆，即必有 GF+FC>GB+BC(4-10)如图 4-21 所示，若令，FC=c,GF=b,BC=d,BG=a,并将式(4-10)不等号两边同时除 以 d，经整理上式得下式，即 K=b/a+c/d-a/d1 （4-11）其中 a 值由 BG 确定，即 a=1069.32mm。初步设计时，(4-11)式中各值可按式(4-12)中选取。 K=0.9500.995 d=(1.101.2)a(4-12) c=(1.00.8)a所以得 K=0.970，BC=1280.6mm，FC=1321.45mm,GF=985.73mm。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：1.E 点不可与前桥相碰，并且有足够的最小离地高度；2.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系数；3.铲装工况时，EF 与 GF 杆的夹角必须小于 170度，即传动角不能小于 10度，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度。具体做法如下： 如图 3-1 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 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。 作图所得，在铲装工况下，即工况下，E 点坐标为(2535，833),F 点坐标为 (1337,903)。 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+FE>GE (4-13)工况时： FE+BE>FB (4-14)检验 E 与 F 点位置设计： 1 工况时，GF=654mm，FE=1200mm，GE=1851mm，因此满足 GF+FE>GE。 2 工况时，FE=1200mm，BE=982mm，FB=2175mm，因此满足 FE+BE>FB。 综上所得，E 点与 F 点设计位置满足要求。3) 转斗油缸与摇臂和机架的铰接点 C 和 D 的确定4) 在图3-1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。 a.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（4-15） 因此，取 BC=O.8BE=785mm。C点一般取在B点左上方，BC 与 BE 夹角(即摇杆折 角)，可取CBE=165º，C点运动不与铲斗干扰，其高度不影响司机视野。b.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 3-1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(3674,1711)。4)动臂举升油缸与动臂和车架铰接点 H 点及 M 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AH AG/3。因此，取工况时的 H 坐标为(5121.51,2058.65),AH=2000mm。 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 3389.85mm 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度，则证明设计合理。3.2 连杆工作机构受力分析计算 对零部件进行强度计算，应根据工作机构受力最大最危险工况时的外载荷，对工作机构进行受力分析和强度校核计算。 在实际装载作业中，铲斗做联合铲装时，当铲斗插入料堆最大深度要转斗时，插入阻力和铲取阻力同时纯在，各杆件受力状况最恶劣，所以取此工况下的工作机构进行强度校核和计算。在计算时有如下假设； 1）一侧动臂，摇杆,连杆，油缸在同一平面内，各铰点为免扭结构。 2）油缸同步，铰点反力相等。 3）动载，偏载，隐患，在理论力上计算不好解决，用安全系数来考虑。n=1.8-2.3 4）课忽略机构杆件的自重，但铲斗的自重要记入。1.插入阻力的计算插入阻力：当铲斗插入料堆时，物料给予铲斗的阻力。当LIN=时时，插入阻力增长很快。插入阻力的计算公式如下：FIN=K.B.LINn （KG)式中：B.铲斗刃的宽度。（cm) Lin.铲斗一次插入深度（cm） K.阻力计算系数，与物料块度。松散度，性质，状态，铲斗形状有关。 K=K1.K2.K3.K4K1.块度和松散度影响系数，具体数值有下表 块度（mm） <100 100-200 200-300 300-400 400-500K1 0.45-0.5 0.75 1.0 1.10 1.30K2.物料系数影响系数，主要是容重的影响。具体数值见下表。矿岩种类 容重r（t/m3) K2磁铁矿石 4.2-4.5 0.20铁矿石 3.2-3.8 0.17细粒花岗岩 2.75-2.80 0.14石灰岩 2.65 0.10砂砾 2.30-2.35 0.10煤 1.2-1.3 0.04-0.045泥岩层 2.40-2.5初次设计时取K2=0.1-0.2K3.物料堆高影响系数 岩堆高度（m） 0.4 0.6 0.8 1.2 1.4 >1.4 K3 0.55 0.8 1.0 1.1 1.15 1.20C初选时取K3=0.8-1.2K4.铲斗形状影响系数。 大型宽斗 1.1-1.3 小型宽斗 1.4-1.8本次设计采用大型宽斗。综上：FIN=K.B.LINn .9.8 =K1.K2.K3.K4.B.LINn 2.铲取阻力计算 铲取阻力:铲斗插入料堆一定深度后，提起料堆时所受的阻力。其计算公式如下：FSH=2.2.B.LIN.I.9.8式中：B.斗刃宽度（m） I.斗提升时物料产生的剪切阻力（kgm2) 其和B的对应关系如下：B 0.75 1.0 1.25 1.5 2.0I 4000 3500 3400 3300 3000综上：FSH=2.2.B.LIN.I.9.8 3.铲斗自重和额定载重量参考有关机型：铲斗自重G0=额定载重量Gm=25000Kg4.铰接点f处的作用力分离铲斗，根据力矩平衡方程，取G点为支点，有：a.0.5G0+b.0.5Gm+0.5FSH.c+0.5FIN.Y=FF.d解得FF=5.铰接点G处的作用力 分离铲斗，其它的作用力都已知，就FG未知，可采用作图法求FG.作图法要注意绘制准确，可在计算机上用CAD软件精确画图，求得。6.铰接点E处的作用力 分离摇杆，取b为支点，根据力矩品衡方程有：FC.L1=FE.L2式中FC=FF解得FE=7.铰接点B处的作用力 分离摇杆，FC和FE已知，可用作图法求FB,解得FB=8.求H点处的作用力分离大臂，取A为支点，根据力矩平衡。有FB.L3+FG.L4=FH.L5解得FH=9.铰接点A处的作用力10.分离大臂，用作图法求FA,解得FA= 第四章 工作机构各零件的强度计算 工作机构是轮胎式装载机直接实现铲装物料的装置。它的结构性能，发动机功率及生产率都受其影响。它是轮胎式装载机设计的主要组成部分。其设计应满足生产条件需要，零部件受力状态良好，强度和寿命合理，结构简单紧凑，制造维修容易，操作使用方便等。 零部件的结构形状及尺寸，材料，加工工艺均可参观现有同类产品，应用类比法初选，然后进行强度校核。零部件设计时，应尽量做到标准化，系统化，通用化，从而有利于产品质量的提高和制造成本的降低。4.1 动臂的设计1.动臂强度设计 动臂是工作机构中最重要的组件，它受力复杂，自重较大。国内外装载机的动臂均发生过断裂破坏现象，破坏较多的部位是：动臂油缸鱼大臂铰接点处；横梁与大臂焊接处（包括焊缝处和大臂在此部位的断面处）。因此，在初步设计时，选这几处为危险截面，然后在根据材料力学的相关知识进行强度校核。2.动臂形状的选择 动臂的形状按其纵向轴线的形式可分为直线型和曲线两种。曲线型结构较复杂，受力状况较差，但它可以使工作机构的布置十分紧凑合理。直线型结构设计简单，受力状况良好，加工容易且省料。故本设计采用直线型动臂结构。动臂的截面形状有单板，工字，双板，箱型等。单板型结构简单，制造容易，但刚性较差，当铲斗受偏载时，易产生扭曲；工字型与单板相比，刚性稍好，变形较小，但受力状况不太好，加工困难些；双板和箱型截面具有刚性好，变形小，抗弯扭性强等特点，故本次设计采用双板截面。3. 动臂材料选择 动臂受力复杂，冲击力强烈，因而动臂材料的冲击韧性要求较高，抗脆裂能力强，同时易于焊接。经查有关资料，选用16Mn，其=353Mpa。4.动臂尺寸设计 根据前面的各铰点的位置，工况1时各杆件铲斗的位置，相互关系，初步确定动臂的形状及纵向轴线，此处动臂采用直线型。5.强度计算 1）选危险截面x-x 此截面为弯扭组合变形，先计算出偏载情况下截面处的弯曲应力，正应力，扭转应力，然后用第四强度理论校核。=式中. 1.扭转应力 2.弯曲应力 I .切应力 s.屈服极限 n.安全系数。 为简化计算，只作正载计算，偏载部分通过增大安全系数来补偿。这时，只考虑弯曲和拉伸变形，其强度条件是： 式中： M.危险截面处弯矩 W . 危险截面处抗弯截面模数 F .危险截面处轴向力 A.危险截面处面积 M=Fa.SINA.L F=FaCOS1 W=BHA2 取断面宽B=60 则W=0.06/3HA2 A=2.B.HA=0.12HA 综上可得方程 .B.HA2-F.HA-6M0 解得HA 取HA= 2）选取B-B截面为危险截面，同x-x截面形状相同。式中各符号意义同前所诉。 MB=FG.L.COS F=FGSIN AB=2.BB.HB W=B.HB2 综上解得HB 取HB=4.2 摇臂的强度计算 摇臂的形状也有直线型和曲线形，两者各有优缺点。但直线型能使工作机构受力更好，应用较广泛，故本设计使用直线型。选择危险截面E-E,其强度条件如下所示：s=式中：.摇臂材料屈服极限，用45刚，=353Mpa。 N.安全系数取2. ME=FC.SIN.L F = FC.COS AE=2.BE.HE WE= 综上解得HE 取HE=4.3 连杆强度设计 连杆是二力杆，在工作过程中，有时受拉有时受压，且属于细长杆，需进行强度和压杆稳定性校核。联合铲装时连杆受拉力，且此时所受力为最大值，其强度计算式如下。 材料用45钢，=353Mpa，n=2 A= 解得D 取D=4.4 销轴的计算 销轴的受力情况根据其所受部不同而各有差异，有弯曲应力，剪切应力，挤压应力等。1.铲斗动臂销 强度