ZL50型装载机的工作装置设计(共35页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上ZL50型装载机的工作装置设计第一章1.1 zl50装载机的概述装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，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。它的用途十分广泛，不仅对散状物料可以进行铲装、搬运、卸载及平整作业，也可以进行轻度掘进工作，而且若换装相应的工作装置，还可以进行推土、起重、装卸木料及钢管等作用，因此，它广泛应用到建筑、铁路、公

2、路、水电、港口、矿山、农田基本建设及国防等工程中，对于减轻劳动强度，加快工程建设速度，提高工程质量起着重要的作用。ZL50为轮式装载机额定载重量为50KN。ZL50系列轮式装载机是一种高效率的工程机械，具有结构先进，性能可靠，机动性强，操纵方便等优点。广泛应用于矿山，建筑工地，道路修建，水利工程，港口，货场，电站以及其他工业部门，进行装载，推土，铲挖，起重，牵引等多种作业。对加快工程建设速度减轻劳动强度提高工程质量降低工程成本都发挥着重要作用，因此近几年来无论在国内还是国外装载机品种和产量都得到迅速发展，成为工程机械的主导产品之一。1.2 装载机工作装置设计要求装载机的铲掘和装卸物料作业是通过

3、工作装置的运动实现的。装载机的工作装置由铲斗、动臂、摇臂、连杆及转斗油缸和动臂油缸等组成。铲斗与动臂通过连杆或托架与转斗油缸铰接，用于装卸物料；动臂、车架与动臂油缸铰接，用于升降铲斗；铲斗的翻转和动臂的升降采用液压操纵。基本设计要求：设计时要求由铲斗、摇臂、连杆、转斗油缸、动臂、动臂油缸及车架互相铰接所构成的连杆机构，应保证在装载机作业时满足以下几点。(1)：铲斗的平移能力，及当转斗油缸闭锁，动臂在动臂在动臂油缸的作用下提升，连杆机构能使铲斗保持平移或使斗底平面与水平面夹角的变化控制在允许的范围，以免装满物料的铲斗由于倾斜而抖落物料。(2)：一定大小的卸载角，及当动臂处于任何作业位置时，在转斗

4、油缸的作用下通过连杆机构使铲斗绕绞点转动，并且卸载角不小于45度(3)：铲斗的自动放平能力，即在动臂下降时，铲斗能自动方平，以减轻驾驶员的劳动强度，提高生产率装载机工作装置的设计内容包括：根据作业对象和工作条件确定工作装置的结构类型；完成铲斗、动臂及连杆机构的结构设计，并进行强度计算与校核；完成工作装置液压系统的设计。通过对轮式装载机的工作装置进行优化设计，其科技成果在满足设计任务的同时，应做到产品设计的数字化、智能化、模块化和注重绿色设计。按照设计要求进行加工制造、使用保护、维修的同时，设计目标预期应达到：（1）具有较强的作业能力，铲斗插入料堆的阻力要小；（2）在料堆中铲掘的能力大、能耗小；

5、（3）工作机构的各杆件受力状态良好，强度寿命合理；（4）结构和工作尺寸适应生产条件需要，效率高；（5）结构简单紧凑，制造和维修容易，操作使用方便。尺寸设计要求: 试设计ZL50型装载机反转连杆机构工作装置。已知该工作装置的铲斗容量Vp=3 m3，卸载高度H=2.85m，铲斗宽度B=2.94m，上下摇臂为曲线型，动臂按曲线型结构考虑，其转角=90。g=1.5，z=1.2，k=0.14，b=0.4，=50，1=8。1.3 装载机的主要技术性能参数标志装载机的主要技术性能参数有铲斗容量、额定载重量、发动机额定功率、整机质量、最大行驶速度、最小转弯半径、最大牵引力、最大掘起力、最大卸载高度、卸载距离、

6、工作装置动作三项和等。ZL50型的参数如下：铲斗容量： 一般指铲斗的额定容量，为铲斗平装容量与堆尖部分体积之和，3 m3 。额定荷重：指在保证装载机稳定工作的前提下，铲斗的最大荷重，50KN。发动机额定功率：发动机额定功率又称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29C 和746mmHg（1mmHg=133.322Pa）压力情况下，在发动机飞轮上实有的功率（也称飞轮功率）。国产装载机上所标有的功率一般指总功率，即包括发动机有效功率和风扇、燃油泵、润滑油泵、滤清器等辅助设备所消耗的功率。164kw。整机质量（工作质量）：指装载机

7、设备应有的工作装置和随机工具，加足燃油，润滑系统、液压系统和冷却系统都加足液体，并且带有规定形式和尺寸的空载铲斗和司机标定质量（75kg3kg）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，170 kn 。最大行驶速度：指铲斗空载，装载机行驶于坚硬的地面上，前进和后退各档能达到最大速度，它影响装载机的生产率和安排施工方案，(010) km/h 。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，6680 mm 。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，140 kN 。最大卸载高度：指动

8、壁处于最高位置，铲斗倾角为45时，从地面到斗刃最低点之间的垂直距离，2850 mm 。卸载距离：一般指在最大卸载高度时，从装载机本体最前面一点（包括轮胎或车架）到斗刃之间的水平距离，1430 mm 。工作装置动作三项:指铲斗提升、下降、卸载三项时间的总和，单位为 s 。第二章、铲斗的设计 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，首先应当合理的确定铲斗的结构及几何尺寸，以降

9、低铲斗插入物料的阻力。其次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。2.1 铲斗的设计要求 (1)：插入及掘进阻力小，效率高 (2)：具有足够的强度、刚性和耐磨性 (3)：适应铲装不同种类和重要的物料，备有不同结构的形式和斗容的铲斗 (4)：铲斗的装满性好2.2 铲斗的结构形式 根据装载物料不同，切削刃有直线型和非直线型。前者形式简单，有利于铲平地面，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，并有利于减少偏载插入，但铲斗装满系数要比前者小铲斗斗刃上可以有斗齿，也可以没有斗齿。若

10、斗刃上装有斗齿时，斗齿将先于切削刃插入料堆，由于它比压大，所以比不带齿的切削刃易于插入料堆，插入阻力能减小20%左右，特别是对料堆比较密实、大块较多的情况，效果尤为显著，因此矿用装载机一般都是带斗齿。斗齿结构分为整体式和分体式两种，一般斗齿是用高锰钢制成的整体式，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3-1所示。 图3-1 双段斗齿 1齿尖； 2齿坐； 3钢销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

11、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。斗齿的形状和间距对切削阻力是有影响的。一般中型装载机铲斗的斗齿间距为250300mm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500600kg为宜。2.3 铲斗的基本参数的确定该工作装置的铲斗容量Vp=3 m3，卸载高度H=2.85m，铲斗宽度B=2.94m，上下摇臂为曲线型，动臂按曲线型结构考虑，其转角=90。g=1.5，z=1.2，k=0.14，b=0.4，=

12、50，1=8。（1）铲斗的宽度B: 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50100mm。否则，产状物料或者分层铲取土时，所形成的阶梯地面不仅会损伤轮胎的侧面，而且还会引起轮胎的打滑影响牵引力的发挥。（2）铲斗回转半径R0铲斗的回转半径是指铲斗与动臂转铰的中心B 与切削刃之间的距离。由于铲斗的回转半径不仅影响铲起力的大小，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都是根据它来确定。铲斗的回转半径 R0 按以下公式计算： 式中： Vp 几何斗容量容，取3m；B 0 铲斗内侧宽度，取2890m；lg 铲斗斗底长度系数，1.5；l z后壁长度系数，1.2；l k

13、挡板高度系数，0.14；lr 圆弧半径系数，0.4；g0 张开角，取50；g1 挡板与后壁间的夹角，取8。根据以上参数得到：R0=1307.73(3) 铲斗的断面参数斗底长度Lg：是指由铲斗切削刃到斗底与后斗壁交点的距离：后斗臂长度lz：指出后斗壁上缘到与斗底相交点的距离挡板高度lk：斗上缘到斗底圆弧与后壁相切点的距离：圆弧半径R1：铲斗与动臂铰销距斗底的高度:铲斗侧壁切削刃相对于斗底的倾角。在选择时，应保证侧壁切削刃与挡板的夹角为。因此取0=550，切削角0=350。(4) 斗容的计算 1：几何斗容（平装斗容）无挡板的面积：式中：由铲斗的几何划分可得.43有挡板的面积：式中：为有挡板的面积a

14、挡板到刮平线的高度，可近似为挡板的高度a=183.08mmb为铲斗刀刃与挡板最上部之间的距离b=1485.44mm其中a、b、由下图的几何关系和角度关系可确定A=S1+S2+S3+S4+S5 式中 S1扇形AGF 的面积,单位m2； S2直角三角形GFN，单位m2； S3直角三角形GAC，单位m2；S4三角形CGN，单位m2； S5直角三角形CND，单位m2可知=.43，=.462: 额定斗容（堆装斗容）无挡板铲斗的斗容式中：b为铲斗刀刃与斗背最上部之间的距离；为物料按2：1的坡度堆装的体积有挡板铲斗的额定斗容式中：c为物料堆积的高度；为物料按2：1的坡度堆积的体积。其中第三章. 工作装置的结

15、构设计根据装载机用途、作业条件及技术经济指标等拟定购设计任务书的要求，选定了工作装置的结构形式后，便可进行工作装置的结构设计。额 定 斗 容： 3 m3额 定 载 重 量： 50 KN 整 机 质 量： 17 t 轮 距： 2200 mm 轴 距： 2760 mm 轮 胎 规 格： 23.525 最大 卸载 高度： 2850 mm 最小 卸载 距离： 1430 mm 工作装置败结构设计包括： 1)确定动臂长度、形状及与车架的铰接位置。 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(由动臂、铲斗、转斗油缸、摇臂连杆或托架等组成)的设计。工作装置的结构设计应满足以下要求： 1)保证满

16、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等。 2)保证作业时与其它构件无运动干涉。 3)保证驾驶员有良好的劳动条件，如工作安全、视野开阔、操作简便等。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构件的尺寸及位置的相互影响，可变性很大。对于选定的结构形式，在满足上述要求下，可以有各种各样的构件尺寸及铰接点位置。因此，只有在综合考虑各种因素的前提下，对工作装置进行运动学和动力学分析，通过多方案比较，才能最后选出最佳构件尺寸及铰接点位置，使所设计的工作装置不仅满足使用要求，况且具有较高的技术经济指标。3

17、.1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，但同时铰接点的数目也随之增加，结构越复杂，就越难在动臂上进行布置。因此，实际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。综合国内外装载机工作装置可知，其连杆机构

18、典型结构主要有下列几种。1、 正转八杆机构 机构在转斗缸大腔进油时转斗铲取，所以铲取力较大；各构件设计合理时，铲斗能获得较好的举升平动性能；连杆机构的传动比较大，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；因传动比大，还可以适当减小连杆机构的尺寸，因而可以改善司机的视野。机构结构较复杂，铲斗自动放平性较差。组成一个自由度的平面八杆机构共有16种基本结构形式。由于连杆机构要布置在动臂上，所以有可能作为装载机工作装置的仅有两种方案：其一，是由2个四铰构件和6个两铰构件组成（a）；其二，是由1个四铰构件、2个三铰构件和5个两铰构件组成（f）。可见，八杆机构的结构形式很多，需进行选择使用。

19、目前，装载机工作装置八杆机构有以下两种结构形式：由b组成的工作装置如图a、b所示。由e组成的工作装置如图c所示。 八杆机构的构成方案 八杆机构工作装置的结构形式2、 六杆机构 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，只能有两个三铰构件和4个两铰构件组成，其传递方案如图所示。其中，图b 所示方案目前在装载机上尚未采用；图a 所示方案形成的工作装置，是以三铰构件1为动臂、构件2为铲斗、构件4为摇臂、构件6为机架。 六杆机构的构成方案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：1） 转斗缸前置式正转六杆机构（图a）

20、 以图的构件3为转斗缸，其优点是转斗缸直接与摇臂相连接，易于设计成两个平行的四连杆机构，铲斗平移性较好；同八杆机构相比，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，卸载程度不如八杆机构；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。 六杆机构工作装置的结构形式2） 转斗缸后置式正转六杆机构（b） 以图a 的构件5为转斗缸，并布置在动臂的上方。与转斗缸前置式相比，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

21、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，其他同前置式。3） 转斗缸后置式正转六杆机构（图c） 仍以构件5为转斗缸，但将其布置在动臂下方。在铲掘收斗作业时，以油缸大腔工作，故能产生较大的掘起力。但组成工作装置的各构件不易布置在同一平面内，构件受力状态较差。4） 转斗缸后置式反转六杆机构（图d） 以图a 的构件5为转斗缸，将其布置在动臂上面，转斗缸小腔作用时进行铲掘。这种机构又称为“Z”形连杆机构（Z-bar Linkage）。该机构具有以下优点：一是，铲斗插入时转斗缸大腔进油，并且连杆机构的传力比可以设计成较大值，故

22、可获得较大的掘起力；二是，合理设计连杆机构各构件的尺寸，不仅可以得到良好的铲斗平移性能，而且可以实现铲斗的自动放平；三是，结构十分紧凑，前悬小，司机视野好。缺点是摇臂和连杆布置在铲斗和前桥之间的狭窄部位，各构件间易于发生干涉。5） 转斗缸后置式反转六杆机构（图e） 以图a 的构件3为转斗缸，布置在靠近铲斗处，铲掘时靠小腔作用。现在这种机构很少用。3、正转四杆机构（图a） 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

23、角；机构不易实现铲斗自动放平。4、 正转五杆机构（图b） 该机构是在正转四杆机构的基础上，在活塞杆和铲斗之间增加一根短连杆演变而成的，从而克服了正转四杆机构卸载时活塞杆易与斗底相碰的不足。当铲斗端平时，短连杆与活塞杆靠油缸拉力和铲斗重力拉成一直线，合为一杆；而当铲斗卸料时，短连杆能相对活塞杆转动，从而避免了活塞杆与斗底相碰。a）正转四杆机构 b）正转五杆机构本工作装置选取的是：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

24、动放平。 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。缺点是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。3.2反转六连杆机构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FG、摇臂DEF、连杆CD、铲斗BC、动臂 BEA 、机架AG六个构件组成，由于AG和BC转向相反，所以此机构称为反转六杆机构，当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕 G 点做定轴运动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将做复合运动，即一边随动臂对 A 进行牵引运动，同时有相对动臂绕 G 点作相对运动。 反转六杆机构简图反转六连杆的运动分析：若把油缸分解成两个活动构件和一个移动副

25、，则反转六杆机构放入活动构件数为 n=8，运动低副数 PL=11,应用计算机构自由度公式 F=3n-2PL ，可得其自由度为 2。因为油缸均为运动件，所以整个机构有确定的运动。尺寸参数设计的图解法： 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、轮胎尺寸和铲斗几个尺寸等整机参数后进行的，它通过坐标图上确定工况二时工作机构的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的确定首先建立坐标系画铲斗图如:把已经设计好的铲斗横截面外轮廓图按比例画入坐标系里，斗尖对原点，斗臂与x轴成5度，插入物料里，即工况一；确定动臂与铲斗的铰接点G:G点离x坐标值越小，转斗掘进力就

26、越大，但他受到斗底和最小离地距离高度的限制，不能随意减小，而y的坐标值增大时，斗在料堆中铲取面积增大，装的物料就多了，这样就缩小G点与铲斗铰接点f的距离，使掘进力下降。综合考虑各种因素的影响，设计时，一般根据坐标上工况一时的铲斗实际状况保证G点y轴坐标值yg=250300mm和x轴坐标值x值尽可能小而且不与斗底接触干涉前提下G的坐标为（1287.2，0）确定动臂与机架的铰接点A:以G铲斗顺时针转动，至铲斗斗口与x轴平行为之为工况二。把轮胎画到外轮廓坐标上，做图时间隙尽可能小，目的是机构紧凑、前悬小但一般不小于50mm；轮胎中心z的y坐标的值应该等于轮胎的工作半径。式中，为Z点的y的坐标值；为轮

27、辋的直径；为轮胎的宽度；为轮胎断面高度和宽度的比，一般为1；为轮胎变形系数(0.10.16)。 根据给定的最大卸载高度、最小卸载距离和卸载角，画出卸载的位置，即工况四，并令此时斗尖和G点 连接俩个G点并作垂直平分线，A在俩点连线上。A点在垂直平分线上的点尽量第一点，以提高稳定性，改善视线，一般A点在轮的右上方，到z中心点的水平距离是前轮轴距的，得1000，即A到中心为1000mm。 B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。如图47所示，根据分析和经验，一般取B点在AG连线上方，其在AG连线上的投影点距A点45%处。相对前轮胎

28、，G点在其外廓的左上部。2 连杆与铲斗和摇臂的俩个铰接点F、E的确定因为G、B两点已被确定，所以再确定F和E点实际上是为了是终确定与铲斗相联的四杆机构GFEB的尺寸。 确定B 、E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况时的转角，又要注意动力学要求，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的铲取力，同时，还要防止前述各机构运动被破坏的现象。为此，建议按下述方法进行设计：按单摇杆条件设计六杆机构，连杆与铲斗铰点F的位置影响连杆的受力和转斗油缸的行程，选择时主要考虑当铲斗处于地面挖掘位置情况下，转斗油缸作用在连杆EF的有效分力较大，以发挥比较大的掘起力。通常GF与铲斗回转半径之间的夹角=1

29、00o120o,取=113;GF=（0.130.14）l,GF=0.142913=410.（见图33）。摇臂和连杆要传递比较大的插入和转斗阻力，因此在设计时不仅考虑运动关系，而且还应考虑它们的强度和刚度。摇臂是形状以及长短臂的比例关系及铰点E的位置的确定，主要考虑连杆的受力情况及它们在空间布置的方便和可能性，同时转斗油缸的行程及连杆的长度也不要过大。摇臂可做成直的也可做成弯曲的形状。弯曲摇臂的夹角一般不大于30o，否则使构件受力不良。摇臂与动臂的铰点E布置在动臂两铰点的连线AB的中部偏上为m处。设计时初步取m=(0.110.18)lE，m=0.152913=440.lB=(0.450.50)l

30、E，CB=（0.220.24）lD，CB=0.232913=670。BE=（0.290.32）lE , BE=0.322913=874。完成上述构件尺寸选择后，就可用下述作图方法来确定连杆EF的长度、转斗油缸与车架的铰点D及行程。根据已经选定的工作装置连杆机构的尺寸参数，画出动臂和铲斗在地面时铲斗后倾的位置及摇臂和动臂的铰点B；将动臂由最低到最高位置时的转角分成若干等分，提升动臂到不同的角度，并保持后倾铲斗的平移性，依次画出GF的相应位置：、，并使它们互相平行；然后画出铲斗在最大卸载高度时的卸载位置（取卸载角），在这里=50取得。假设铲斗在最大卸载高度卸载时摇臂和连杆EF处在极端位置，即铰接点

31、F、E、B位于同一条直线上，则连杆EF的最小长度 b=。根据摇臂的结构尺寸和铲斗在任意位置能卸净物料这一条件，作出铲斗在不同卸载位置时所对应的摇臂与转斗油缸活塞杆铰接点位置，连接各点得一曲线，过点作此曲线的内包圆弧，则圆弧的圆心D即为与车架的交接点，圆弧的半径D既为转斗油缸的最小安装尺寸。 根据提升动臂过程中铲斗保持平移的特性画出相应的摇臂与转斗油的铰接点位置得一曲线，以铰接点D为圆心，过点做此曲线的外包圆弧，圆弧N的半径D，即为转斗油缸的最大安装距离，转斗油缸的行程，按下式计算： （33）当连杆机构和铰接点位置确定以后，根据上述作图法所确定的转斗油缸与车架铰接点D及转斗油缸的行程，一般当转斗

32、油缸闭锁的情况下提升动臂的过程中，铲斗在任何位置时的后倾角都不在地面时后倾角大，在动臂提升范围内后倾角通常允许相差15o。铲斗卸载角通常随卸载高度的降低而稍有减小，若铲斗的卸载角小于45o时，可减小BC或的长度来满足对卸载角的要求。要实现动臂提升到最大卸载位置卸载后，动臂下放到地面时铲斗即自动放平，只要凑成连杆机构使铲斗由最高位置到地面过程中，上翻角即可.举升油缸与动臂和机架的铰接点H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。如图3-4所示，一般H点选

33、定在AG联线附近或上方，并取。AH不可能取得太大，它还受到油缸行程的限制。考虑到联合铲装(边抓入边举臂)工况的需要，在满足M点最小离地高度要求的前提下，令工况时HM近似于水平，一般取HM与水平线成10o15o夹角。这是机械优化设计的结果。M点往前桥方向靠是比较有利的。这样做，可使动臂油缸在动臂整个举升过程中，举升工作力臂大小的变化较小，即工作力矩变化不大，避免铲斗举升到最高位置时的举升力不足，因为此时工作力臂往往较小或最小。但是，采用底部铰接式油缸时，要使M点前移是比较困难的，它受前桥限制，支座布置也较麻烦，如图所示，为克服M点前移的困难，可采取M点上移(即加大)和H点向B点方向前移的办法，使

34、举升动臂油缸几乎呈水平状态，计算证明，这样布置也能得到较好的举升特性。3.3动臂的形状与结构 动臂形状一般可以分为直线形和曲线形两种。直线形动臂结构简单，制造容易，并且受力情况较好，通常正转式连杆工作装置采用较多；曲线形动臂，一般反转式连杆采用较多，这种结构形式的动臂可以使工作装置的布置更为合理。动臂的断面结构形式有单板、双板和箱型三种。单板动臂结构简单、工艺性好、但其强度和刚度较低，小型装载机采用较多，大、中型装载机对动臂的强度和刚度要求较高，则多采用双板或箱型断面的, 动臂。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。 3.4结构的模型设计通过以上的设计，确定了各个铰接点的位

35、置，同时设计好了的外形前提下，在ProE软件画图为基础:第四章、工作装置的强度计算工作装置的强度计算包括：（1）确定计算位置；（2）选取工作装置受力最大的典型工况，确定外载荷；（3）对工作装置进行受力分析；4.1 计算位置 分析装载机插入料堆、铲起、提升、卸载等作业过程可知，装载机在铲掘物料时，工作装置的受力最大，所以取铲斗斗底与地面的前倾角为5度时的铲取位置作为计算位置，且假定外裁荷作用在铲斗的切削刃上。由于物料种类和作业条件的不同，装载机实际作业时不可能使铲斗切削刃均匀受载，但可简化为两种极端情况：认为载荷沿切削刃均匀分布，并以作用在铲斗切削刃中部的集中载荷来代替其均布载荷，称为对称受载情

36、况；由于铲斗偏铲、料堆密实程度不均，使载荷偏于铲斗一例。形成偏载情况时，通常是将其简化后的集中栽荷加在铲斗侧边第一斗齿上。装载机在铲掘作业过程中，通常有以下三种受力工况：铲斗水平插入料堆，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。铲斗水平插入料堆，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。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。如果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. 对称水平力的作用工况(图42a)水平力(即插入阻力PC)的大小由装载机的牵引

37、力决定，其水平力的最大值为： (41)此处根据已知取 （42）装载机空载时的最大牵引力， 插入力。2. 对称垂直力的作用工况(图42b)垂直力(即铲起阻力)的大小受装载机纵向稳定条件的限制(图321)，其最大值为 （4-3）式中 W装载机满载时的自重； 装载机重心到前轮与地面接触点的距离；在此处取轴距的四分之一靠前。 （44） 式中L 轴距。 W整车重量。 W1满载时前桥负荷，取整机重量的75。3对称水平力与垂直力同时作用的工况(图42g)此时垂直力由式(43)给出，水平力取发动机扣除工作油泵功率后，装载机所能发挥的牵引力。4受水平偏载的作用工况(图42d)5受垂直偏载的作用工况(图42e)垂

38、直力之大小与工况(b)相同。6受水平偏载与垂直偏载同时作用的工况(图42f)水平力与垂直力的大小与工况(c)相同。4.3 工作装置的受力分析在确定了计算位置及外载荷的大小后，便可进行工作装置的受力分桥。由于工作装置是一个受力较复杂的空间超静定系统，为简化计算，通常要作如下假设：1) 在对称受载工况中(图42 a、b、c)，由于工作装置是个对称结构，故两动臂受的载荷相等。同时略去铲斗及支承横梁对动臂受力与变形的影响，则可取工作装置结构的一例进行受力分析，如图(323a)所示，其上作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即： （45）在偏载工况中(图322d、e、f)，近似地用求简支粱支反力的方法

39、，求出分配于左右动臂平面内的等效力 (图43b)： （4-6）由于，所以取进行计算。(图43b)中 (47) 2）计算铲斗重量GD。铲斗的重量由两部分组成，一部分是围成铲斗的板的重量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10G1，则 (48) 又 (49) 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=0.975m2 t=0.025m S2=6.894 m2 SK=0.538 m2 代入各项数据可得： 3)认为动臂轴线与连杆摇臂轴线处于同一平面，

40、则所有的作用力都通过构件(除铲斗外)断面的弯曲中心，即略去了由于安装铰座而产生的附加的扭转，从而可以用轴线、折线或曲线来代替实际构件。 通过上面的分析与假设，就能将工作装置这样一个空间超静定结构，简化为平面问题进行受力分析。工作装置的受力分桥，就是根据上述各种工况下作用在铲斗的外力，用解析法或图解法求出对应工况下工作装置各构件的内力。下面以工况(c)为例进行受力分析，其他工况与此类同。(a)水平偏载（Pxa=464.6KN,PZa=0） 如图44a所示，取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 （410） （411） 由 （412） 所以 （413） 由 (414) 则 （415） 如

41、图324b所示，取连杆为脱离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，即： （416）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。如图44c所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力； 由 （417） (418)由 （419）由 （420）如图324d所示，取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力： 由 （421）由 （422）由 （423）b）垂直偏载（Pxa=0,Pza=167.9KN）与求水平偏载一样，如图44a所示，取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 （424） （425）由 （426）所以 （427）由 （428）则 （429） 如图324b所示，取连杆

42、为脱离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，即： （430）由图示受力分析可知，连杆此时受拉。如图44c所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力； 由 （430） (431)由 （432）由 （433）如图324d所示，取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力： 由 （434）由 （435） 由 （436）比较两种工况可知第5种典型工况受力比较大，故取第5种工况为例进行强度计算。4.4 工作装置的强度校核根据计算工况及其受力分析，即可按强度理论对工作装置主要构件进行强度校核。4.4.1动臂动臂可看成是支承在前车架A点和动臂油缸上铰点H点的双支点悬臂梁(图45)，为简化计算，将动臂主轴线分为BI、IJ、JA等折线，分别求各段内的内力Q、N、M的值。动臂的危险断面一般在H点附近，在此断面上作用有弯曲应力和正应力： (MPa) （437）式中 M计算断面上的弯矩（）； N计算断面上的轴向力(N)；