装载机工作装置及其液压系统设计.pdf

商丘学院本科毕业设计 I 摘 要 装载机是一种用途非常广泛的工程机械，属于通过在支座前端安装一个完整的铲斗支撑结构和连杆，跟着机器向前运动进行装载挖掘，并且提升、运输和卸载的自行式机械。它广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口和矿山等工程领域。本设计采用先进的方法和现代设计理念,装载机工作装置总体设计和组件的设计,设计的目的是让读者来对装载机工作装置液压系统设计进行进一步的了解。包括关键部位装载机工作装置，例如铲斗，吊杆，铲斗缸和连杆机构，提升缸等，和应力分析和强度检查中的重要部分。装载机的工作装置和转向机构都采取液压传动，液压系统对装载机工作装置十分重要，本次设计只是分析了工作装置的液压系统，并得出该液压系统的工作油路运行图。关键词:装载机;铲斗;工作装置;液压系统 商丘学院本科毕业设计 II Abstract Loader is a very versatile engineering machinery,belong to install a full bucket by bearing the front-end support structure and the connecting rod,follow machine for loading,to move forward and ascend,transport and unloading of self-propelled machinery.It is widely used in highway,railway,building,water and electricity,ports,and mining and other engineering fields.This design adopts the advanced method and modern design idea,overall design and the design of the components,working equipment of loader design purpose is to let readers and hydraulic system design for further understanding of the working equipment of loader.Including the key parts of the loader working device,such as bucket,derrick,bucket cylinder and connecting rod mechanism,improve cylinder,etc.,and the most important part of stress analysis and strength check.Loaders working device and steering mechanism to adopt hydraulic transmission and hydraulic system are important in load mechanic,this design only work device of the hydraulic system are analyzed,and concluded that the hydraulic system of the fuel line running work.Keywords:Loader;Bucket;Working device;The hydraulic system 商丘学院本科毕业设计 III 目 录 1 装载机的发展及应用.5 1.1 装载机的概论.5 1.2 装载机的发展和前景.5 1.2.1 国外装载机发展趋势.5 1.2.2 我国装载机的发展前景.5 2 装载机的工作装置原理.6 2.1 装载机工作装置功能需求.6 2.2 方案.6 3 参数的确定及装置设计.6 3.1 铲斗基本参数的确定.6 3.2 工作机构连杆系统的尺寸参数设计.8 3.2.1 转斗油缸后置式反转六杆机构.8 3.2.2 工作装置结构设计.9 3.2.3 动臂设计.9 3.2.4 连杆机构设计.11 4 工作装置的受力分析与强度校核.12 4.1 铲斗重量计算.12 4.2 工作装置的受力分析.12 4.2.1 工况水平偏载计算.12 4.2.2 工况垂直偏载计算.14 4.3 动臂的强度校核.16 4.4 铰销的强度校核.18 4.5 连杆的强度校核.19 4.6 摇臂的强度校核.20 5 工作装置液压系统设计.23 5.1 转斗油缸的选择及其作用力的确定.23 5.2 动臂油缸的选择及其作用力的确定.25 商丘学院本科毕业设计 IV 5.3 液压系统的设计.27 5.3.1 工作油路的分析.27 5.3.2 工作装置油路设计.27 6 结论.28 参考文献.29 致 谢.30-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-1 装载机的发展及应用 1.1 装载机的概论 装载机主要用来铲、装载、卸载、运送土块和石材,也可以对岩石、硬土进行机械铲掘作业的一种机械。如果切换到一个不同的设备上工作,还可以完成推土、起重、装卸其他材料。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因此迅猛发展,成为建筑的主要设备。金属矿山的开采可以分为两个主要的类别的露天开采和地下开采。虽然我国矿石露天采矿的比例约占 70%,但比露天开采人员从事地下采矿的人员。这是由于地下开采条件复杂,有许多不同类型的设备使用和收益率在相同条件下,地下矿产资源的发掘需要投入更多的人力和物质资源比露天矿山的缘故。随着浅埋矿石的耗尽而愈来愈向深部开采，或当露天升采的深度很大而使地表遭受大面积的破坏时，就必须采用地下开采。可以预料今后地下开采仍将逐渐增加。不管是露天矿开采还是地下开采，对矿体较硬的矿山，都是凿岩爆破将崩落松散矿石或岩石，经装运作业运至作业地点所以努力提高装载机械的作业能力，对实现矿山生产的高效率低消耗想着重要的作用1。1.2 装载机的发展和前景 1.2.1 国外装载机发展趋势 近十年，随着世界经济的持续发展，建筑施工和资源开发规模的扩大，对装载机的需求量迅速增加，因而对其可靠性、灵活性、安全性和节油性也提出了更高的要求。科学技术的发展与微电子技术向工程机械的渗透，现代装载机械走向智能化和机电一体化。人机学的兴起，同样对装载机有了更多的要求，比如：工作稳定，温度低，噪音小等。(1)系列化、特大型化 系列化是工程机械发展的重要趋势。国外公司实现其产品系列化，研制出从微型到特大型不同规格的产品，更新产品的周期明显缩短。大型工程机械的特点科技含量高，研制生产周期较长，投资大，市场容量有限，市场竞争集中在国外少数大公司。(2)多用途、微型化 多功能、小型化发展因素首先是液压技术的快速发展和可更换连接设备的诞生,加载程序可以完成各种设备领域的快速装卸和自动液压软管连接一方面，提高机器的多功能性，可以让用户根据设备本身的性能并且在不增加投资的情况下，完成更多的工作；另一方面，为了尽可能的代替人工劳动，提高生产率，适应城市狭窄施工场所以及在货栈、码头、仓库、农舍、建筑物层内和地下工程环境的使用要求。(3)节能与环保 为了具有最大的节能产品和改进以满足日益严格的环保要求,外国公司,主要从工程机械降低发动机排放和提高液压系统的效率和振动、噪音和其他方面。近年来,国外装载机设计和制造体现了以人为本的概念,为驾驶员提供一个更舒适的环境来达到完全自动化的类型的情况。1.2.2 我国装载机的发展前景 国家经济建设的逐步改善我国目前阶段,大型装载机的需求将越来越多,特别是在西北地区,许多大型的建筑,非常大的装载机的需求。此外,大型装载机的生产国家,企业不是很多,出口前景也很好,但技术还支持。国内数量很少,挖掘装载机和小型多功能装载机和表现不佳,可信度不高。小型装载机适用于城市建设,城市转型,在公路建设中,公路养护和维修,港口码头操作、环境和绿化等。尤其是在西部大开发,这种产品将有一个巨大的潜在市场。我们想把这种产品和技术开发,有自己的创新。装载机行业，特别是有能力的大企业，应该加大创新力度，去占领我国小型装载机、小型多功能装载机、挖掘装载机等巨大的潜在市场。-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-2 装载机的工作装置原理 2.1 装载机工作装置功能需求 装载机工作原理用的是举升限位装置和下放自动定位装置，可以避免机械限位时液压缸行程结束后产生的高压和冲击，装载机的蓄能器可以吸收冲击载荷，并对装载机的纵向摇摆起到阻尼作用。装载机的工作装置是由摇臂、铲斗、动臂连杆和液压系统等组成。铲斗用来铲填物料；动臂和动臂油缸的作用是提升铲斗，使它和车架连接；转斗油缸通过摇臂、连杆使铲斗转动。动臂的升降和铲斗的转动是通过动臂举升油缸来实现操纵的。为了能够让上列的功能得到应用，所以有功能需求如下：1.装载机应工作可靠，使用寿命长，传动比率高，制造和结构简单，拆修方便。2.要有足够的性能来满足使用要求，让装载机在合适的条件下工作，具有良好的经济性和生产率。2.2 方案 装载机铲斗铲掘和装卸物料的作业是通过工作装置的运动来实现的。通过将气缸,动臂,动臂油缸,桶,摇臂,连杆(或载体)和帧相互铰接的连杆,在装载机工作时要保证：当动臂处于某种位置不动时，转斗油缸作用下，通过连杆机构使铲斗绕其铰接点运动；当转斗油缸闭锁时，动臂在动臂油缸作用下提升或下降铲斗过程中，连杆机构使铲斗在提升时保持平移或斗底平面与地面的夹角变化控制在很小的范围，避免装满物料的铲斗由于铲斗倾斜而使物料撒落；动臂下降,斗平,避免司机疲劳,提高劳动生产率。图 2.1 无铲斗托架式 1铲斗 2动臂 3连杆 4下摇臂 5上摇臂 6转斗缸 7动臂举升油缸 8前车架 9铲斗托架 结构型式的设计 动臂和斗铰链,动臂的后端和铰接框架上部轴承、动臂缸和动臂的两端分别铰接框架底部的基座,油缸和框架一端铰接,另一端与摇臂铰链,摇臂铰接在动臂、连杆铰接,另一端是摇臂。无铲斗托架的工作装置如图 2.1 所示。3 参数的确定及装置设计 3.1 铲斗基本参数的确定 铲斗宽度KB应该大于轮胎外侧宽度 100150 毫米，防止铲掘物料形成的阶梯地面，损伤轮胎侧面和容易打滑影响牵引力。铲斗的回转半径 R 是指铲斗的转铰中心 B 与切削刃之间的距离(图 3.1)。由于铲斗的回转半径R 不仅影响铲起力和插入阻力的大小，而且与整机的总体参数有关。因此必须由铲斗的其它参数来决定。铲斗的回转半径 R 可按下式计算2：-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 3.1 铲斗基本参数简图 18015.02cotsin)cos(5.02.1210rkzgBrVR（3.1）使用平装斗容计算公式：18015.02cotsin)cos(5.0210rkzgsBVR（3.2）式中 KV几何斗容量(图 3.2 中所示阴影断面)；B。铲斗内侧宽度(米)；g铲斗斗底长度系数，通常5.14.1g，取 1.5；z一后斗壁长度系数，通常2.11.1z，取 1.15；k挡板高度系数，通常14.012.0k，取 0.13；R斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，通常40.035.0R，取 0.4；1挡板与后斗壁问的夹角，通常001105；0斗底和后斗壁间的夹角，通常0005248，(有推荐006555)。102)2.01.0(abbBw （3.2）287710259710022000B mm 式中 a1-铲斗侧壁切削刃的厚度 取mmma10010.01 b-轮距 bw-轮胎宽度 根据设计资料有：mmbmmbw5972200 （3.3）-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-所以有：18015.02cotsin)cos(5.02100rkzgsBVR （3.4）mmgR12481805015.0250cot4.050sin5cos13.015.15.15.028772.130002000 （3.5）斗底长度 Lg 是指由铲斗切削刃到斗底与后斗壁交点的距离：mmRRLgg18095.100 （3.6）后斗壁长度ZL是指出后斗壁上缘到与斗底相交点的距离：143515.100RRLz （3.7）挡板高度KL：mmRRLKK16213.000 （3.8）铲斗圆弧半径1R：mmRRRR4994.0001 （3.9）铲斗与动臂铰销距斗底的高度:mmRRhb15012.0)12.006.0(00 (3.10)铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角0006050。在选择1时，应保证侧壁切削刃与挡板的夹角为090。因此取0=500，切削角0=300。3.2 工作机构连杆系统的尺寸参数设计 3.2.1 转斗油缸后置式反转六杆机构 这种机构有两大优点3：1.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-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-以获得相当大的铲取力。2.选择合适的各构件尺寸，不但能得到良好的铲斗平动性能，还可以实现铲斗自动放平。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄部位，组件可能会发生干扰。3.2.2 工作装置结构设计 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，举升油缸 6 等组成。图 3.2 装载机工作装置图 3.2.3 动臂设计 反转六杆工作机构是由转斗机构、动臂举升机构组成动臂 BEA、转斗油缸 FG、摇臂 DEF、连杆 CD、铲斗 BC、机架 AG 六个构件组成，由于 AG 和 BC 转向相反，因此此机构称为反转六杆机构。1.动臂铰接点高度 动臂铰接点位置是通过画图来确定，如图 3.2，如果确定了动臂下铰点的最高位置为iB，则最大卸载高度maxsH、最小卸载距离minsl及最高位置的卸载角因此确定。图 3.3 中为斗底与铲斗回转半径的夹角，动臂下铰点当铲斗在地面产掘时的位置1B，在考虑斗底与水平面夹角53时及铲斗装满物料后倾不与轮胎相碰的情况下，尽量靠近轮胎，以减小装载机的整机尺寸。动臂的上铰点 A 应在iBB1连线的垂直平分线上，当最大卸载高度和最小卸载距离一定时，上铰接点的前后位置影响动臂的长度dl、动臂的回转角及动臂最大伸出时的稳定性。Al大，动臂增大，动臂回转角减小，倾翻力矩小，提高了装载机在铲斗最大伸出时的稳定性，所以在允许的情况下希望Al大些。动臂与车架铰接点的高度通常取3：)()5.25.1(0mmRHA （3.11）-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 3.3 动臂铰点位置及长度计算图 动臂与车架铰接点的左右位置，根据装载机轮距、动臂、转斗油缸的尺寸布置和视线等确定。动臂回转角通常取9080。2.动臂长度 动臂铰接点位置确定之后，按图 3.3 利用几何关系可以求出动臂的长度Dl。20max20min)sin()cos(RHHlRllAsBsDmm （3.12）式中：minsl铲斗最小卸载距离，1290mm；铲斗回传半径与斗底的夹角；5；铲斗最大卸载高度时最大卸载角，通常取 45；取45；Bl动臂与车架铰接点到装载机前面外廓水平距离，1675mm；maxsH最大卸载高度，2950mm。计算得：mmlD2780 3.动臂的形状与结构 动臂形状通常分为直线形和曲线形两种，如图 3.4 所示。直线形的动臂结构简单，制造比较容易，并且受力情况较好，一般正转式连杆工作装置采用较多；曲线形动臂，通常反转式连杆采用较多，此种结构形式的动臂可以使工作装置的布置更为合理。-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 3.4 动臂结构形式图 动臂断面结构形式有单板、双板和箱型三种。单板动臂结构相对简单、良好的可用性,但其强度和刚度低,小型装载机采用更多,大中型装载机的动臂强度和刚度要求高,大多采用双板或动臂箱部分。为了减轻工作装置的重量，动臂的断面尺寸一般按等强度来设计。3.2.4 连杆机构设计 连杆机构是由铲斗、动臂、连杆、摇臂和转斗油缸等组成，该机构的设计是个较复杂的问题。对连杆结构决定的,符合要求的情况下,每个组件可以被设计成不同的大小和不同的铰接点位置、大小和铰接点的位置变化更大。连杆机构的设计,它没有很高的经济技术指标。要想获得连杆机构的最佳尺寸及构件最合理的铰接位置，需要结合总体布局、构件的运动学及动力学分析，并综合考虑各种因素进行方案比较，选择较理想的方案。1.连杆机构设计要求 1）平移性好，动臂从最低到最高卸载高度的举升过程中，铲斗后倾角变化尽量小，尽量接近平移运动，保证满载铲斗中的物料不撒落，一般相对地面的转角差不大于 15 度；铲斗在地面时的后倾角取 45 度左右；在运输位置时应有大于 45 度。在最大卸载高度时一般取 47-61 度。2）卸载性好，在动臂举升高度范围内的任意位置，铲斗的卸载角 45，以保证能卸载干净。3）良好的动力性能,在设计组件的大小,以确保高功率传输效率的联动机制,斗杆机制能满足传动角铲掘位置接近 90 度,使有效成分,为了有一个很大的挖掘。交通位置传动角小于 170 度,角度会使铲斗不紧,所以材料分散在运输途中。斗摇壁应尽量短，否则，为了获得一定的掘起力，势必使缸摇臂较长，连杆机构尺寸增大，翻斗油缸行程较长，造成卸料时间过长。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。2.连杆尺寸及铰点位置 反向链接机制的大小和铰接点位置确定:连杆的长度 CD b,摇臂 DF 的长臂的长度,c 和 e,铲斗两个铰接点 BC 之间的距离,铰接点和铰接点的位置 c,e 把缸铰接框架的位置和转折点 G 油缸行程,等等。动臂的长度是连杆机构的主要参数，该参数不仅影响着连杆机构的运动和受力，而且与连杆的尺寸和铰接点的位置有关，因此连杆机构的其他构件的尺寸可以依据该参数来确定。1）摇臂 DF 长度及铰接点位置 连杆与铲斗铰点 C 的位置与连杆的受力和转斗油缸的行程有关，选择时主要考虑当铲斗处于地面铲掘位置时，转斗油缸作用在连杆 CD 的有效分力较大，以发挥较大的掘起力。通常 BC 与铲斗回转半径0R之间的夹角125100；BC 长Dla)14.013.0(。摇臂 DF 和连杆 CD 要传递较大的插入和转斗阻力，要充分考虑其强度和刚度。摇臂 DF 的形状和长短臂的比例关系ec及铰点 E 的位置，是由连杆机构受力情况及它们在空间布置的方便和可能性来确定的，同时转斗油缸的行程及连杆 CD 的长度也不宜过大。摇臂可以做成直线形或弯曲形。弯曲形摇臂夹角一般不大于 30 度，否则构件受力不良。铰点 E 的位置，布置在动臂两铰点连线 AB的中部el偏上 m 处。设计时初定：DDDDelclelmll)29.027.0(;)24.022.0(;)12.011.0(;)5.048.0(。（3.13）计算得：806750;666610;333305;13901334cemle。-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-4 工作装置的受力分析与强度校核 4.1 铲斗重量计算 铲斗的重量由两部分组成，一部分是围成铲斗的钢板的重量 G1，另一部分是筋板、吊耳等附属装置的重量G，估算G 的值为 10G4。则 11111.10010GGGGGGD (4.1)又 gtStStSGK)2(211 (4.2)式中 S1铲斗侧壁的面积；t铲斗壁厚；S2斗底和后斗壁的面积；SK档板面积；钢板的密度（取=7850kg/m3）；g重力加速度（取 g=10N/Kg）。由前述可得 S1=0.976m2 t=0.01m S2=6.567 m2 SK=0.461 m2 代入各项数据可得：NG745510785001.0461.0567.6976.021）（4.3）KNGGD2.874551.11.11 （4.4）认为连杆臂轴和轴,摇臂在同一个平面上,都是部队通过工件(铲斗除外)截面弯曲中心,省略了安装铰链座的结果的额外的扭转,因此,轴直线或曲线,可用于代替真正的结构。4.2 工作装置的受力分析 4.2.1 工况水平偏载计算 将工作装置简化为平面问题进行受力分析。工作装置的受力分析,根据各种条件在外力的铲斗,用解析法或图解法找到相应的工作条件的内力的工作设备。如图 4.1 所示5；-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 4.1 工作装载受力分析（a）铲斗脱离体；（b）连杆脱离体；（c）摇臂脱离体；（d）动臂脱离体 1)取铲斗为脱离体，如图 4.1a 所示，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 0BM 121211sincoslhPlPhPCaZaX （4.5）KNlhlPhPPaZaXc205sincos121211 （4.6）由 0cos,01BcaXXPPX （4.7）所以 KNPPXcaXB498cos1 （4.8）由 02sin,01DaZBcGPZPZ （4.9）得 KNGPPZDcaZB3.1722.86sin2052sin01 （4.10）2)取连杆为脱离体，如图 4.1 b,根据平衡的原则,连杆上的作用力等于结束,相反的方向。即：DCPP （4.11）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-3)取摇臂为脱离体，如图 4.1c 所示，根据平衡原理，分桥摇臂的受力：由 34332324cossincossin0hPlPhPlPMFFDDE （4.12）KNPF483 由 KNPPXPPXXDFEDFE7326cos2958cos443coscos0coscos,02323 （4.13）由 KNPPZPPZZDFEDFE306sin2958sin443sinsin0sinsin,02323 （4.14）4)取动臂为脱离体，如图 4.1d 所示，根据平衡原理，分析动臂的受力：KNlhlZhXlZhXPlZhXlZhXlhPMEEBBHEEBBHA448sincos0sincos,04546657765774546 （4.15）得 KNXXPXXXPXXEBHAEBHA66673249815cos448cos0cos,044 （4.16）得 KNPZZZZZPZZHEBABEHA16215sin448303.17cos0sin,0044 （4.17）4.2.2 工况垂直偏载计算 1)取铲斗为脱离体，如图 4.1a 所示，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 0BM 121211sincoslhPlPhPCaZaX （4.18）得 KNlhlPhPPaZaXc500sincos121211 （4.19）由 0cos,01BcaXXPPX （4.20）-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-得 KNPPXcaXB497cos1 （4.21）由 02sin,01DaZBcGPZPZ （4.22）得 KNGPPZDcaZB632sin1 （4.23）2)取连杆为脱离体，如图 4.1b 所示，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反。即：DCPP （4.24）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。3)取摇臂为脱离体，如图 3.1c 所示，根据平衡原理，分桥摇臂的受力；得 34332324cossincossin0hPlPhPlPMFFDDE (4.25)KN741 (4.26)得 KNPPXPPXXDFEDFE12356cos5008cos741coscos0coscos,02323 (4.27)得 KNPPZPPZZDFEDFE546sin5008sin743sinsin0sinsin,02323 （4.28）4)取动臂为脱离体，如图 3.1d 所示，根据平衡原理，分析动臂的受力：得 KNlhlZhXlZhXPlZhXlZhXlhPMEEBBHEEBBHA200sincos0sincos,04546657765774546 (4.29)得 KNXXPXXXPXXEBHAEBHA930123549815cos200cos0cos,044 (4.30)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-得 KNPZZZZZPZZHEBABEHA4215sin2005463cos0sin,0044 (4.31)4.3 动臂的强度校核 动臂可以看作是支架在 A 点和动臂油缸铰接点 H 点双悬臂梁的保护(图 3.2)，为了简化计算,动臂主轴可分为 BI,IJ,JA 线,分别为段落内的内力值 Q,N,M。动臂的危险断面通常在 H 点附近，此断面上作用有弯曲应力和正应力6：FNWM MPa (4.32)式中 M计算断面上的弯矩（mN.）；N计算断面上的轴向力(N)；F计算断面的截面积(m2)；W计算断面的抗弯断面系数(m3)。106maxmaxbJQSZZ MPa (4.33)式中maxZS计算断面中性轴 Z 处的静矩（m3）；Q计算断面的剪力(N)；b计算断面的宽度（m）；ZJ计算断面时对中性轴 Z 的惯性矩（m4）。动臂计算断面通常为槽形7，则：6max1023FQ MPa (4.34)强度计算中许用应力按下式选取：ns MPa (4.35)式中 s材料的屈服极限，国内装载机工作装置的动臂以及摇臂通常采用 45 钢，其s=350MPa；n安全系数，设计手册中规定n1.11.5，考虑工程机械工作繁重，作业条件恶劣及计算上的失误，一般取n1.5，此处取n=1.7。则 2067.1350 MPa (4.36)MPa6.1232066.0 6.0 (4.37)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 3.2 动臂强度校核图 BI 段：弯矩 mNLZLXMBB.15197458)11cos6311sin498(0031 (4.38)轴向力 KNZXNooBB50015sin6315cos498sincos11 (4.39)剪力 KNZXQooBB15711cos6311sin498cossin11 (4.40)查表取动臂臂宽 h=200mm，臂厚 b=75mm，臂高 d=9mm，W=1913cm F=32.8372cm;综上所述得：MPaMPaFNWM206811010837.325000001010191151796366 (4.41)MPaMPaFQ6.1237.711010837.32215700031023646max (4.42)IJ 段：-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-弯矩 mKNLZLXLZLXMEEBB.452192.054167.01235021.163214.14982431 (4.43)轴向力 KNZZXXNooEBBB64231sin635431cos1235498sincos22）（）（）（）（(4.44)剪力 KNZZXXQooEBBB38731cos635431sin1235498cossin22）（）（）（）（(4.45)查表取动臂臂厚 b=60mm，臂宽 h=500mm，臂高 d=10.5，W=8793cm F=75.0682cm;综合各式得：MPaMPaFNWM2065.9310108796420001010068.754520006466(4.46)MPaMPaFQ6.1233.211010068.75238700031023646max(4.47)综上所述，所选动臂满足强度要求。4.4 铰销的强度校核 因装载机受力点较大的在动臂与机座连接处，故此次铰销的强度校核点就选用动臂与机座连接处的铰销。目前国内外一些工程机械工作装置上采用密封式铰销。所谓密封式铰销，就是铰销轴套的端部加一个密封圈，密封圈可以防止润滑剂泄露及尘土进入，因此可延长轴销和轴套销的使用寿命及减少定期润滑的次数，使日常维修工作所消耗的时间及费用减少。因铰销主要受力为剪切力，故工作装置各铰销的强度计算都采用下面的计算公式：销轴的切应力：AFs (4.48)销轴的许用切应力；sF计算载荷，为铰点所受载荷一半；A铰销的横截面积；KNQFs5.1932 (4.49)取铰销直径为 30mm，A242107mR；铰销材料选用 40Cr,其MPa800s则：-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-MPa4707.1800ns (4.50)销轴的切应力：MPaAFs46.2761010719350064 (4.51)销轴支座的挤压应力jY：MPaMPadLFjY47015611 ,(4.52)销轴套的挤压应力jY：MPaMPadLFjY47013231 (4.53)图 4.3 工作装置铰销 综上所述，所选铰销合格。4.5 连杆的强度校核 装载机在工作中，连杆有时受拉，有时受压，需要同时进行强度计算及压杆稳定验算。其计算根据材料学第一强度理论公式进行8。连杆的强度校核：APF MPa (4.54)式中FP轴向力 A连杆横截面积 连杆材料选用 45 钢，其屈服极限s=350MPa，即：-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-=s/n=350/1.7=206MPa KNPPFC500 (4.55)则 363105.21020010500CPFAm2 (4.56)取连杆截面为矩形截面，宽度为 b=100mm，高为 h=120mm。则：2332105.210124/mDA (4.57)压杆稳定校核：连杆的材料取,45n 钢，查表可得：s=350MPa,E=210MPa,p=280MPa,a=461MPa,b=2.568MPa 则：8628021014.3221PE (4.58)将连杆简化成一端铰支一端固定的梁，即=0.7，则 mmbAIi86.28122 (4.59)5.26259487.0il (4.60)因为1,所以不能用欧拉公式计算临界压力。由经验公式知 2.43568.23504612bas (4.61)因为2,所以cr=s=350MPa Fcr=Acr=4200KN (4.62)由于铲斗额定载荷为 50KN，斗重为 8.2KN，所以连杆压力为：Fmax=(50+8.2)cos7o=57KN (4.63)所以 6.73574200maxFFncr (4.64)能够满足连杆稳定。综上所述：选用的连杆强度满足要求。4.6 摇臂的强度校核 摇臂的危险截面处于中间孔附近，在次截面上作用有弯曲应力和正应力，计算方法与动臂相同，将摇臂主轴线分成 DE、EF 段分别计算其内力9。如图 4.4：DE 段：轴向力 KNZXPNoEoEoD3135754111733cos33sin27sin (4.65)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-剪力 KNZXPQoEoEoD63928111046933sin33cos27cos (4.66)弯矩 KNlPMocoD35776.020cos50027cos (4.67)摇臂材料选用 45 钢，其屈服极限s=350MPa，n=1.7,则：=360/1.8=206MPa (4.68)截面 MM 处的正应力和剪应力计算：FNWM (MPa)(4.69)式中 M计算断面上的弯矩（mN.）；N计算断面上的轴向力(N)；F计算断面的截面积(m2)；W计算断面的抗弯断面系数(m3)。106maxmaxbJQSZZ MPa (4.70)式中 Q计算断面的剪力(N)；SZmax计算断面中性轴 Z 处的静矩（m3）；JZ计算断面时对中性轴 Z 的惯性矩（m4）；b计算断面的宽度（m）。设计的摇臂为槽型，则:6max1023FQ MPa (4.71)E 点横截面图形见图 4.5。将此截面在 AutoCAD 中做成面域10，计算得 23104.22mF (4.72)mmZC163 (4.73)431027.0mIZ (4.74)所以 3333107.1101631027.0mZIWCZ (4.75)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-MPaMPaFNWM2061961421010104.2231300010107.13570006363 (4.76)EF 段；轴向力 KNZXPNoEoEoF1156032037515cos15sin26sin (4.77)剪力 KNZXPQoEoEoF5021611926747sin7cos15cos (4.78)图 4.4 摇臂强度计算简图 -WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 4.5 摇臂 E 点截面形状图 弯矩 KNlPMoeoF30345.026cos75026cos (4.79)和 DE 段一样，此处截面 NN 如图 4.511。MPaMPaFNWM206183517810104.2211500010107.13030006363 (4.80)综上所述:所选择的摇臂满足强度要求。5 工作装置液压系统设计 5.1 转斗油缸的选择及其作用力的确定 1）转斗油缸作用力的确定。由图 5.1 所示，装载机在铲掘工况，动臂油缸闭锁，转斗油缸发出最大崛起力时，其主动力按下式计算：KNnllllGllllPKPDZF8642.821514568629618537425.1756475631 (5.1)式中：K考虑连杆机构摩擦损失的系数，取 K1.25；-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-ZP最大铲起力；DG铲斗自重；n转斗油缸数。其中：KNGD2.8 2）根据载荷和系统压力计算油缸内径 D。当油缸大腔进油，活塞杆承受推力 P1 4/21pDP (5.2)即 pPD14 (5.3)式中：D油缸内径；p系统压力；油缸机械效率，对于橡胶密封=0.95。由于FPP 1则 mmD25895.0101714.386400046 在系列中取 D=260mm.3）确定活塞杆直径 d。速比222dDD，压力较大时选用大值，此处取2则：mmDd9.183260212)1(5.4)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-图 5.1 油缸主动力的计算简图 取系列值 d=190mm.4)计算油缸壁厚。2Dpy (5.5)式中：py试验压力，取 24MPa；许用应力，nb，油缸材料选用 45 号钢，其b=350MPa，n=5,即MPa70 所以mmDpy6.4470226024 2 在系列中取=44.6mm 5.2 动臂油缸的选择及其作用力的确定 1）动臂油缸主动力的确定。由图 5.2 所示，当转斗油缸闭锁，动臂油缸产生最大崛起力时其主动力按下式计算：KNPlGlGlPnlKPFbDZH266)357555693010832.81566145(253125.1)(,12111082 (5.6)-WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-式中：K2考虑连杆机构摩擦损失的系数，取 K21.25；ZaP最大铲起力；bG动臂自重，在 CAD 中求得其面积，并算出体积从而求得 Gs约为 30KN；n转斗油缸数；PF未考虑连杆机构摩擦损失的转斗油缸被动力。2)根据载荷和系统压力计算油缸内径 D。当油缸大腔进油，活塞杆承受推力1P 4/21pDP (5.7)即pPD14 (5.8)式中：D油缸内径；p系统压力；油缸机械效率，对于橡胶密封=0.95。由于HPP 1 则 mmD31.14895.0101714.326600046 在系列中取 D=150mm.3）确定活塞杆直径 d。速比222dDD，压力较大时选用大值，此处取2则：mmDd6.87150212)1(，(5.9)取系列 d=90mm.4)计算油缸壁厚。2Dpy (5.10)式中：py试验压力，取 24MPa；许用应力，nb，油缸材料选用 45 号钢，其b=700MPa，n=5,即MPa140。所以mmDpy85.12140215024 2 在系列中取=13mm -WORD 格式-可编辑-专业资料-完整版学习资料分享-5.3 液压系统的设计 5.3.1 工作油路的分析 装载机工作油路由工作油泵 A 和辅助油泵 B 双联 CB-G 齿轮油泵供给压力油。流量总和最大可达 320 升/分。转向油泵 C 为 CB-4612。本装载机采用顺序油路开式系统。顺序油路又称互锁油路。铲斗油缸控制阀离开断