装载机工作装置及其液压系统设计机械本科学位论文.doc

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1、工业大学本科毕业设计（论文） 装载机工作装置及其液压系统设计湖南工业大学本科毕业设计（论文）摘 要装载机属于铲土运输类机械，是一种通过在支座前端安装一个完整的铲斗支撑结构和连杆，随机器向前运动进行装载或挖掘，以及提升、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。装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。对于加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本都发挥着重要的作用，是现代机械化施工中不可缺少的装备之一，对国民经济发展起着十分重要的作用。本次设计采用先进的现代设计方法和理念，对装载机工

2、作装置进行了总体设计和零部件设计。主要包括装载机工作装置的关键零部件，如铲斗、动臂，连杆机构以及转斗油缸、举升油缸等，并对重要零件进行了受力分析以及强度校核。液压系统在装载机工十分重要，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I ABSTRACT Loader as part of the shoveling transport machinery, is a kind of through the pedestal front installation of a full bucket support structu

3、re and the connecting rod, along with the machine for loading or digging, moving forward and enhance self-propelled machinery, transportation and unloading.It is widely used in highway, railway, building, water and electricity, ports, and mining and other engineering fields. Loader has a operation s

4、peed, high efficiency, good maneuverability, the advantages of convenient operation, thus become the conditions in the construction of engineering construction of one of the main models.To speed up the construction speed, reduce labor intensity, improve project quality, reduce engineering cost are p

5、lay an important role, is one of the indispensable equipment in modern mechanical construction, plays an important role in national economic development. This design USES the modern advanced design methods and ideas, the loader working device has carried on the overall design and parts design. Mainl

6、y including the key components of loader working device, such as bucket, movable arm, linkage and turning cylinder, lifting oil cylinder, etc., and has carried on the stress analysis and strength check to important parts.Hydraulic systems are important in load mechanic, this design only working devi

7、ce hydraulic system are analyzed, and concluded that the hydraulic system oil running.Key words: loader, Bucket,Working device,The hydraulic systemIII湖南工业大学本科毕业设计（论文）目 录第1章 装载机的发展及应用11.1 装载机的概论11.2 装载机的发展与前景11.2.1 国外装载机发展趋势11.2.2 国内装载机发展趋势2第2章 装载机工作装置设计32.1装载机工作装置设计概述32.1.1 装载机工作装置设计概论32.1.2 结构形式的选择

8、3 2.2 铲斗基本参数的确定42.3工作机构连杆系统的尺寸参数设计6 2.3.1转斗油缸后置式反转六杆机构6 2.3.2工作装置的机构设计6 2.3.3动臂设计7 2.3.4连杆机构的设计8第3章 装载机工作装置的受力分析与强度校核113.1铲斗重量计算113.2 工作装置的受力分析12 3.2.1工况水平偏载计算12 3.2.2工况垂直偏载计算143.3 动臂的强度校核163.4 铰销的强度校核193.5连杆的强度校核213.6 摇臂的强度校核22第4章 工作装置液压系统设计264.1 转斗油缸的选择及其作用力的确定264.2 动臂油缸的选择及其作用力的确定284.3工作装置液压系统的设计

9、294.3.1 工作油路分析294.3.2 工作装置油路设计31结论32参考文献33致谢34III 第1章 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。在公路的修建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,装货等作业。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。虽然我国露天矿采以矿石的比重约占70，但是从事地下开采的人员比露天开采的人员

10、多。这是因为地下开采的条件复杂，使用的设备种类繁多，在产量相同的条件下，对采挖地下矿产资源需要投入的人力和物力远远大于露天矿的缘故。 保护自然环境和合理地利用矿藏资源，是发展社会主义经济的必要条件。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。不论是露天矿开采还是地下矿开采，对矿体较硬的金属矿山，都是经凿岩爆破将崩落松散矿石或岩石，经装运作业运至下步工序的作业地点。装载作业是矿山整个生产过程小既繁重又费时的作业。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

11、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。随着科学技术的发展与微电子技术向工程机械的渗透，现代装载机械越来越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：噪音小，工作稳定，温度低等。(1)系列化、特大型化系列化是工程机械发展的一个重要趋势。国外大公司逐步实现其产品系列化，研制出了从微型到特大型不同规格的产品，同时，更新产品的周期显著缩短。特大型工程机械的特点科技含量高，研制与生产周期较长，投资大，市场容量有限，市场竞争主

12、要集中在国外少数几家大公司。(2)多用途、微型化推动多用途、微型化发展的因素首先是液压技术的快速发展和可更换连接装置的诞生，使得装载机能在作业现场完成各种附属作业装置的快速装卸及液压软管的自动连接。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，为了尽可能地用机械作业代替人工劳动，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作业环境的使用要求。(3)节能与环保为了使产品的节能效果有最大的提高和满足日益苛刻的环保要求，国外著名工程机械公司主要从降低发动机排放、提高液压系统效率和减振、降噪等方面入手。

13、近几年来国外装载机的设计和制造进一步体现了以人为本的理念，要为驾驶者提供一个更加舒适的环境，以到达他们称之为全自动化型的境地。1.2.2我国装载机的发展前景随着我国国民经济建设的调整发展，大型轮式装载机的需求量会有大幅度上升，特别是西部大开发，许多大型工程建设等，大型轮式装载机大有用武之地。另外，世界上生产大型轮式装载机的国家、企业也不多，出口前景也非常好，苦于我们还拿不出产品。 国产挖掘装载机及小型多功能装载机数量很少，且性能不佳，市场认可度不高。 国外小型装载机及小型多功能装载机，包括挖掘装载机在内，市场份额已相当大。小型装载机特别适用于市政建设、中小城镇建设、乡间非等级公路建设、一般公路

14、的维护保养、港口码头作业，还有改造环境、植树造林等。特别是西部大开发，这类产品将有广阔的潜在市场。这类产品的开发，今后肯定是以静液压件传动为主，目前世界上小型装载机、小型多功能装载机基本上都是 静液压传动。我国要能真正把这类产品发展起来，必须有自己的创新。装载机行业的广大企业，特别是有能力的大企业，应加大创新力度，去争我国小型装载机、小型多功能装载机、挖掘装载机等这一巨大的潜在市场。 第2章 装载机的工作装置设计 2.1 装载机工作装置设计概述2.1.1 装载机工作装置设计概述 装载机的工作装置是由铲斗、动臂、摇臂连杆及液压系统等组成。铲斗用以铲填物料；动臂和动臂油缸的作用是提升铲斗并使它和车

15、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通过动臂举升油缸实现操纵。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。由动臂、动臂油缸、铲斗、转斗油缸、摇臂连杆(或托架)及车架相互铰接所构成的连杆机构，在装载机工作时要保证：当动臂处于某种作业位置不动时，在转斗油缸作用下，通过连杆机构使铲斗绕其铰接点转动；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；而在动臂下降时，又自动将铲斗放平，以减轻驾驶员的劳动强度，提高劳动生产率。 图2.1

16、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2.1.2 结构型式的选择无铲斗托架的工作装置如图2.1所示。其动臂的前端和铲斗铰接，动臂的后端和车架上部支座铰接，动臂油缸两端分别和动臂及车架底部支座铰接，转斗油缸一端和车架铰接，另一端和摇臂铰按，摇臂则铰接在动臂上，连杆一端和摇臂铰接，另一端和铲斗铰接。 2.2 铲斗基本参数的确定 铲斗宽度应大于轮胎外侧宽度100一150毫米，以防止铲掘物料所形成的阶梯地面，损伤轮胎侧面和容易打滑而影响牵引力。 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2.2)。由于铲斗的回转半径R不仅

17、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： 图2.2铲斗基本参数简图 （2.1）使用平装斗容计算公式： （2.2）式中 几何斗容量 ( 图2.2中所示阴影断面 ) ；B。铲斗内侧宽度(米)； 铲斗斗底长度系数，通常，取1.5； 一后斗壁长度系数，通常，取1.15；挡板高度系数，通常，取0.13； 斗底和后斗壁直线间的圆弧半径系数，通常，取0.4；挡板与后斗壁问的夹角，通常；斗底和后斗壁间的夹角，通常， (有推荐)。 （2.3） mm式中 a1-铲斗侧壁切削刃的厚度 取b-轮距bw-轮胎宽度根据设计资料有： （2.4）所

18、以有： （2.5） （2.6）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： （2.7）后斗壁长度是指出后斗壁上缘到与斗底相交点的距离： （2.8）挡板高度： （2.9）铲斗圆弧半径： （2.10）铲斗与动臂铰销距斗底的高度: (2.11)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=500，切削角0=300。 2.3工作机构连杆系统的尺寸参数设计2.3.1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

19、能，而且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，容易发生构件相互干扰。2.3.2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2.3装载机工作装置图2.3.3动臂设计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。1.动臂铰接点高度动臂铰接点的位置是通过作图来确定的，如图2.4所示，若确定了动臂下铰点的最高位置，则最大卸载高度、最小卸载距离及最高位置的卸载角随之确定。图2

20、.4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，在考虑斗底与水平面夹角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、动臂的回转角及动臂最大伸出时的稳定性。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大些。动臂与车架铰接点的高度通常取3： （2.12） 图2.4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

21、通常取。2.动臂长度动臂铰接点位置确定之后，按图2.3利用几何关系可以求出动臂的长度。mm （2.13） 式中：铲斗最小卸载距离，1290mm； 铲斗回传半径与斗底的夹角； 铲斗最大卸载高度时最大卸载角，通常取；取； 动臂与车架铰接点到装载机前面外廓水平距离，1675mm； 最大卸载高度，2950mm。 计算得：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2.5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。 图2.5动臂结构形式图 动臂断面结构形式有

22、单板、双板和箱型三种。单板动臂的结构相对简单、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高，大多采用双板或箱型断面动臂。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。2.3.4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。对于已经确定结构型式的连杆机构，在满足使用要求的情况之下，各构件可以设计成各种尺寸以及不同铰接点位置，构件尺寸及铰接点的位置可变性较大。所以设计出的连杆机构，并不都具有高的经济技术指标。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

23、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，以保证能卸载干净。3）动力性好，在设计构件尺寸时，为保证连杆机构具有较高的力传递效率，斗杆机构要能满足铲掘位置传动角接近90度，使有效分力大，以便有较大的掘起力；运输位置传动角小于170度，这个角太大会使铲斗收不

24、紧，以致运输途中使物料撒落。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转连杆机构的尺寸及铰点位置确定：连杆CD的长度b，摇臂DF的长臂长度c和短臂长度e，铲斗上两个铰接点BC之间的距离a，铰接点E和铰接点C的位置，转斗油缸与车架的铰点G的位置及转斗油缸的行程等。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

25、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与铲斗回转半径之间的夹角；BC长。 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的中部偏上m处。 设计时初定：。 （2.14） 计算得：

26、。 第3章 工作装置的受力分析与强度校核 3.1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 (3.1)又 (3.2)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： （3.3） （3.4） 认为动臂轴线与连杆摇臂轴线处于同一平面， 则所有的作用力都通过构件(除铲斗外)断面的弯曲中

27、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。 3.2 工作装置的受力分析3.2.1.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，就是根据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。如图3.1所示5； 图3.1 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3.1a所示，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由 （3.5） （3.6） 由 （3.7） 所以 （3.8） 由 （3.9） 得 （3.10） 2)取连杆为脱离体，如图3.

28、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： （3.11）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： 由 （3.12） 由 （3.13）由 （3.14）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： （3.15） 得 （3.16） 得 （3.17）3.2.2工况垂直偏载计算 1)取铲斗为脱离体，如图3.1a所示，根据平衡原理，分析铲斗的受力： 由 （3.18） 得 （3.19） 由 （3.20） 得 （3.21） 由 （3.22）得 （3.23） 2)取连杆为脱离体，如图3.1b所示，根据平

29、衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反。即： （3.24）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 （3.25） (3.26)得 （3.27）得 （3.28） 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 （3.29） 得 （3.30） 得 （3.31） 3.3动臂的强度校核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3.2)，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。动臂的危险断面通常在H点附近，此断面上作用有弯曲应力和正应力

30、6： MPa （3.32）式中 M计算断面上的弯矩（）； 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)。 MPa （3.33）式中计算断面中性轴Z处的静矩（m3）； Q计算断面的剪力(N)； b计算断面的宽度（m）； 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： MPa （3.34）强度计算中许用应力按下式选取： MPa （3.35）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

31、n1.5，此处取n=1.7。则 MPa (3.36) (3.37) 图3.2 动臂强度校核图 BI段：弯矩 (3.38) 轴向力 (3.39) 剪力 (3.40)查表取动臂臂宽h=200mm，臂厚b=75mm，臂高d=9mm，W=191F=32.837;综上所述得： (3.41) (3.42)IJ段： 弯矩 (3.43) 轴向力 (3.44) 剪力 (3.45)查表取动臂臂厚b=60mm，臂宽h=500mm，臂高d=10.5，W=879F=75.068;综合各式得： (3.46) (3.47) 综上所述，所选动臂满足强度要求。 3.4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

32、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： （3.48）销轴的许用切应力； 计算载荷，为铰点所受载荷一半；A铰销的横截面积； （3.49）取铰销直径为30mm，A；铰销材料选用40Cr,其则： (3.50)销轴的切应力： (3.51) 销轴支座的挤压应力： （3.52）销轴套的挤压应力

33、： （3.53） 图3.3工作装置铰销综上所述，所选铰销合格。 3.5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： MPa （3.54）式中轴向力 A连杆横截面积连杆材料选用45钢，其屈服极限s=350MPa，即：= s/n=350/1.7=206MPa (3.55) 则 m2 (3.56)取连杆截面为矩形截面，宽度为b=100mm，高为h=120mm。则： (3.57)压杆稳定校核：连杆的材料取,45n钢，查表可得：=350MPa, E=210MPa, =280MPa, a=461MPa,

34、b=2.568MPa则： （3.58）将连杆简化成一端铰支一端固定的梁，即=0.7，则 （3.59） （3.60） 因为1,所以不能用欧拉公式计算临界压力。由经验公式知 （3.61） 因为2,所以cr=s=350MPa Fcr=Acr=4200KN （3.62）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 （3.63）所以 （3.64）能够满足连杆稳定。综上所述：选用的连杆强度满足要求。 3.6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

35、力9。如图3.4：DE段：轴向力 （3.65）剪力 （3.66）弯矩 （3.67）摇臂材料选用45钢，其屈服极限s=350MPa，n=1.7,则：=360/1.8=206MPa (3.68)截面MM处的正应力和剪应力计算： (MPa) （3.69）式中 M计算断面上的弯矩（）； 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)。 MPa （3.70）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: MPa （3.71）E点横截面图形见图3.5。将此截面在AutoCAD中做成面域10，计算得 （3.72） （3.73） （3.74）所以 （3.75）