裝載機工作裝置及其液壓系統(tǒng)設計機械畢業(yè)設計論文

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1、 工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（論文） 裝載機工作裝置及其液壓系統(tǒng)設計 湖南工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（論文） 摘 要 裝載機屬于鏟土運輸類機械，是一種通過在支座前端安裝一個完整的鏟斗支撐結構和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升、運輸和卸載的自行式機械。它廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程領域。裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此成為工程建設中土石方施工的主要機種之一。對于加快工程建設速度，減輕勞動強度，提高工程質量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機械化施工中不可缺少的

2、裝備之一，對國民經(jīng)濟發(fā)展起著十分重要的作用。 本次設計采用先進的現(xiàn)代設計方法和理念，對裝載機工作裝置進行了總體設計和零部件設計。主要包括裝載機工作裝置的關鍵零部件，如鏟斗、動臂，連桿機構以及轉斗油缸、舉升油缸等，并對重要零件進行了受力分析以及強度校核。液壓系統(tǒng)在裝載機工十分重要，本次設計只是分析了工作裝置的液壓系統(tǒng)，并得出該液壓系統(tǒng)的工作油路運行圖。 關鍵詞: 裝載機，鏟斗, 工作裝置，液壓系統(tǒng) I ABSTRACT Loader as part of the shove

3、ling transport machinery, is a kind of through the pedestal front installation of a full bucket support structure 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, rai

4、lway, building, water and electricity, ports, and mining and other engineering fields. Loader has a operation speed, 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

5、speed up the construction speed, reduce labor intensity, improve project quality, reduce engineering cost are play 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

6、advanced design methods and ideas, the loader working device has carried on the overall design and parts design. Mainly 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

7、 and strength check to important parts.Hydraulic systems are important in load mechanic, this design only working device hydraulic system are analyzed, and concluded that the hydraulic system oil running. Key words: loader, Bucket,Working device,The hydraulic system I II 湖南工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（論

8、文） 目 錄 第1章 裝載機的發(fā)展及應用 1 1.1 裝載機的概論 1 1.2 裝載機的發(fā)展與前景 1 1.2.1 國外裝載機發(fā)展趨勢 1 1.2.2 國內(nèi)裝載機發(fā)展趨勢 2 第2章 裝載機工作裝置設計 3 2.1裝載機工作裝置設計概述 3 2.1.1 裝載機工作裝置設計概論 3 2.1.2 結構形式的選擇 3 2.2 鏟斗基本參數(shù)的確定 4 2.3工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 6 2.3.1轉斗油缸后置式反轉六桿機構 6 2.3.2工作裝置的機構設計 6 2.3.3動臂設計 7 2.3.4連桿機構的設計 8 第

9、3章 裝載機工作裝置的受力分析與強度校核 11 3.1鏟斗重量計算 11 3.2 工作裝置的受力分析 12 3.2.1工況水平偏載計算 12 3.2.2工況垂直偏載計算 14 3.3 動臂的強度校核 16 3.4 鉸銷的強度校核 19 3.5連桿的強度校核 21 3.6 搖臂的強度校核 22 第4章 工作裝置液壓系統(tǒng)設計 26 4.1 轉斗油缸的選擇及其作用力的確定 26 4.2 動臂油缸的選擇及其作用力的確定 28 4.3工作裝置液壓系統(tǒng)的設計 29 4.3.1 工作油路分析 29 4.3.2 工作裝置油路設計 31 結論 32 參考文獻 33

10、致謝 34 III 第1章 裝載機的發(fā)展及應用 1.1裝載機的概論 裝載機主要用來鏟、裝載、卸載、運送土塊和石材,也可以對巖石、硬土進行機械鏟掘作業(yè)的一種機械。如果切換到一個不同的設備上工作,還可以完成推土、起重、裝卸其他材料。在公路的修建中主要用于路基工程的填挖,瀝青和水泥混凝土料場的集料,裝貨等作業(yè)。由于它具有作業(yè)速度快，機動性好，操作輕便等優(yōu)點，因此迅猛發(fā)展,成為建筑的主要設備。金屬礦山的開采可以分為兩個主要的類別的露天開采和地下開采。雖然我國露天礦采

11、以礦石的比重約占70％，但是從事地下開采的人員比露天開采的人員多。這是因為地下開采的條件復雜，使用的設備種類繁多，在產(chǎn)量相同的條件下，對采挖地下礦產(chǎn)資源需要投入的人力和物力遠遠大于露天礦的緣故。 保護自然環(huán)境和合理地利用礦藏資源，是發(fā)展社會主義經(jīng)濟的必要條件。隨著淺埋礦石的耗盡而愈來愈向深部開采，或當露天升采的深度很大而使地表遭受大面積的破壞時，就必須采用地下開采。可以預料今后地下開采仍將逐漸增加。 不論是露天礦開采還是地下礦開采，對礦體較硬的金屬礦山，都是經(jīng)鑿巖爆破將崩落松散礦石或巖石，經(jīng)裝運作業(yè)運至下步工序的作業(yè)地點。裝載作業(yè)是礦山整個生產(chǎn)過程小既繁重又費時的作業(yè)。所以努力提高

12、裝載機械的作業(yè)能力，對實現(xiàn)礦山生產(chǎn)的高效率低消耗想著重要的作用[1]。 1.2裝載機的發(fā)展和前景 1.2.1國外裝載機發(fā)展趨勢 近十年，隨著世界經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，建筑施工和資源開發(fā)規(guī)模的擴大，對裝載機的需求量迅速增加，因而對其可靠性、靈活性、安全性和節(jié)油性也提出了更高的要求。隨著科學技術的發(fā)展與微電子技術向工程機械的滲透，現(xiàn)代裝載機械越來越走向智能化和機電一體化。人機學的興起，同樣對裝載機有了更多的要求，比如：噪音小，工作穩(wěn)定，溫度低等。 (1)系列化、特大型化 系列化是工程機械發(fā)展的一個重要趨勢。國外大公司逐步實現(xiàn)其產(chǎn)品系列化，研制出了從微型到特大型不同規(guī)格的產(chǎn)品，同時，更

13、新產(chǎn)品的周期顯著縮短。特大型工程機械的特點科技含量高，研制與生產(chǎn)周期較長，投資大，市場容量有限，市場競爭主要集中在國外少數(shù)幾家大公司。 (2)多用途、微型化 推動多用途、微型化發(fā)展的因素首先是液壓技術的快速發(fā)展和可更換連接裝置的誕生，使得裝載機能在作業(yè)現(xiàn)場完成各種附屬作業(yè)裝置的快速裝卸及液壓軟管的自動連接。一方面，提高機器的多功能性，可以讓用戶根據(jù)設備本身的性能并且在不增加投資的情況下，完成更多的工作；另一方面，為了盡可能地用機械作業(yè)代替人工勞動，提高生產(chǎn)率，適應城市狹窄施工場所以及在貨棧、碼頭、倉庫、農(nóng)舍、建筑物層內(nèi)和地下工程作業(yè)環(huán)境的使用要求。 (3)節(jié)能與環(huán)保 為了使產(chǎn)品的節(jié)能效

14、果有最大的提高和滿足日益苛刻的環(huán)保要求，國外著名工程機械公司主要從降低發(fā)動機排放、提高液壓系統(tǒng)效率和減振、降噪等方面入手。近幾年來國外裝載機的設計和制造進一步體現(xiàn)了以人為本的理念，要為駕駛者提供一個更加舒適的環(huán)境，以到達他們稱之為全自動化型的境地。 1.2.2我國裝載機的發(fā)展前景 隨著我國國民經(jīng)濟建設的調整發(fā)展，大型輪式裝載機的需求量會有大幅度上升，特別是西部大開發(fā)，許多大型工程建設等，大型輪式裝載機大有用武之地。另外，世界上生產(chǎn)大型輪式裝載機的國家、企業(yè)也不多，出口前景也非常好，苦于我們還拿不出產(chǎn)品。 　　 　　國產(chǎn)挖掘裝載機及小型多功能裝載機數(shù)量很少，且性能不佳，市場認可度不高。　

15、 國外小型裝載機及小型多功能裝載機，包括挖掘裝載機在內(nèi)，市場份額已相當大。 小型裝載機特別適用于市政建設、中小城鎮(zhèn)建設、鄉(xiāng)間非等級公路建設、一般公路的維護保養(yǎng)、港口碼頭作業(yè)，還有改造環(huán)境、植樹造林等。特別是西部大開發(fā)，這類產(chǎn)品將有廣闊的潛在市場。這類產(chǎn)品的開發(fā)，今后肯定是以靜液壓件傳動為主，目前世界上小型裝載機、小型多功能裝載機基本上都是 靜液壓傳動。我國要能真正把這類產(chǎn)品發(fā)展起來，必須有自己的創(chuàng)新。裝載機行業(yè)的廣大企業(yè)，特別是有能力的大企業(yè)，應加大創(chuàng)新力度，去爭我國小型裝載機、小型多功能裝載機、挖掘裝載機等這一巨大的潛在市場?！　? 　　 第2章 裝載機的工作裝置設計 2

16、.1 裝載機工作裝置設計概述 2.1.1 裝載機工作裝置設計概述 裝載機的工作裝置是由鏟斗、動臂、搖臂——連桿及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗用以鏟填物料；動臂和動臂油缸的作用是提升鏟斗并使它和車架連接；轉斗油缸通過搖臂——連桿使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的轉動通過動臂舉升油缸實現(xiàn)操縱。 裝載機鏟斗鏟掘和裝卸物料的作業(yè)是通過工作裝置的運動來實現(xiàn)的。由動臂、動臂油缸、鏟斗、轉斗油缸、搖臂——連桿(或托架)及車架相互鉸接所構成的連桿機構，在裝載機工作時要保證：當動臂處于某種作業(yè)位置不動時，在轉斗油缸作用下，通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動；當轉斗油缸閉鎖時，動臂在動臂油缸作用下提升或下降鏟斗過

17、程中，連桿機構使鏟斗在提升時保持平移或斗底平面與地面的夾角變化控制在很小的范圍，避免裝滿物料的鏟斗由于鏟斗傾斜而使物料撒落；而在動臂下降時，又自動將鏟斗放平，以減輕駕駛員的勞動強度，提高勞動生產(chǎn)率。 圖2.1 無鏟斗托架式 1—鏟斗 2—動臂 3—連桿 4—下?lián)u臂 5—上搖臂 6—轉斗缸 7—動臂舉升油缸 8—前車架 9—鏟斗托架 2.1.2 結構型式的選擇 無鏟斗托架的工作裝置如圖2.1所示。其動臂的前端和鏟斗鉸接，動臂的后端和車架上部支座鉸接，動臂油缸兩端分別和動臂及車架底

18、部支座鉸接，轉斗油缸一端和車架鉸接，另一端和搖臂鉸按，搖臂則鉸接在動臂上，連桿一端和搖臂鉸接，另一端和鏟斗鉸接。 2.2 鏟斗基本參數(shù)的確定 鏟斗寬度應大于輪胎外側寬度100一150毫米，以防止鏟掘物料所形成的階梯地面，損傷輪胎側面和容易打滑而影響牽引力。 鏟斗的回轉半徑R是指鏟斗的轉鉸中心B與切削刃之間的距離(圖2.2)。由于鏟斗的回轉半徑R不僅影響鏟起力和插入阻力的大小，而且與整機的總體參數(shù)有關。因此必須由鏟斗的其它參數(shù)來決定。鏟斗的回轉半徑R可按下式計算[2]：

19、圖2.2鏟斗基本參數(shù)簡圖 （2.1） 使用平裝斗容計算公式： （2.2） 式中 ——幾何斗容量 ( 圖2.2中所示陰影斷面 ) ； B。——鏟斗內(nèi)側寬度(米)； ——鏟斗斗底長度系數(shù)，通常，取1.5； 一—后斗壁長度系數(shù)，通常，取1.15； ——擋板高度系數(shù)，通常，取0.13； ——斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數(shù)，通常，取0.4； ——擋板與后斗壁問的夾角，通常； ——斗底和后斗壁間的夾角，通常， (有推薦)。 （2.3）

20、 mm 式中 a1---鏟斗側壁切削刃的厚度 取 b—-輪距 bw---輪胎寬度 根據(jù)設計資料有： （2.4） 所以有： （2.5） （2.6） 斗底長度Lg是指由鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離： （2.7） 后斗壁長度是指出后斗壁上緣到與斗底相交點的距離：

21、 （2.8） 擋板高度： （2.9） 鏟斗圓弧半徑： （2.10） 鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度: (2.11) 鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角。在選擇時，應保證側壁切削刃與擋板的夾角為。因此取α0=500，切削角δ0=300。 2.3工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 2.3.1轉斗油缸后置式反轉六桿機構 這種機構有兩大優(yōu)點[3]： 1.轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值。所以可以獲得相當大的

22、鏟取力。 2.恰當?shù)剡x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗自動放平。 缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾。 2.3.2工作裝置結構設計 工作機構的基本給構如圖所示。鏟斗1、動臂2、連桿3、搖臂4、轉斗油缸5，舉升油缸6等組成。 圖2.3裝載機工作裝置圖 2.3.3動臂設計 反轉六桿工作機構由轉斗機構和動臂舉升機構組成轉斗油缸FG、搖臂DEF、連桿CD、鏟斗BC、動臂 BEA 、機架AG六個構件組成，由于AG和BC轉向相反，所以此機構稱為反轉六桿機構。 1.動臂鉸接點高度 動臂鉸接點的位置是通過作圖來確定的，

23、如圖2.4所示，若確定了動臂下鉸點的最高位置，則最大卸載高度、最小卸載距離及最高位置的卸載角隨之確定。圖2.4中為斗底與鏟斗回轉半徑的夾角，動臂下鉸點當鏟斗在地面產(chǎn)掘時的位置，在考慮斗底與水平面夾角時及鏟斗裝滿物料后傾不與輪胎相碰的情況下，盡量靠近輪胎，以減小裝載機的整機尺寸。動臂的上鉸點A應在連線的垂直平分線上，當最大卸載高度和最小卸載距離一定時，上鉸接點的前后位置影響動臂的長度、動臂的回轉角及動臂最大伸出時的穩(wěn)定性。大，動臂增大，動臂回轉角減小，傾翻力矩小，提高了裝載機在鏟斗最大伸出時的穩(wěn)定性，所以在允許的情況下希望大些。動臂與車架鉸接點的高度通常取[3]：

24、 （2.12） 圖2.4動臂鉸點位置及長度計算圖 動臂與車架鉸接點的左右位置，根據(jù)裝載機輪距、動臂、轉斗油缸的尺寸布置和視線等確定。動臂回轉角通常取。 2.動臂長度 動臂鉸接點位置確定之后，按圖2.3利用幾何關系可以求出動臂的長度。 mm （2.13） 式中：——鏟斗最小卸載距離，1290mm； ——鏟斗回傳半徑與斗底的夾角；；

25、 ——鏟斗最大卸載高度時最大卸載角，通常?。蝗?； ——動臂與車架鉸接點到裝載機前面外廓水平距離，1675mm； ——最大卸載高度，2950mm。 計算得： 3.動臂的形狀與結構 動臂形狀通常分為直線形和曲線形兩種，如圖2.5所示。直線形的動臂結構簡單，制造比較容易，并且受力情況較好，一般正轉式連桿工作裝置采用較多；曲線形動臂，通常反轉式連桿采用較多，此種結構形式的動臂可以使工作裝置的布置更為合理。 圖2.5動臂結構形式圖 動臂斷面結構形式有單板、雙板和箱型三種。單

26、板動臂的結構相對簡單、工藝性好、但其強度和剛度較低，小型裝載機采用較多，大、中型裝載機對動臂的強度和剛度要求高，大多采用雙板或箱型斷面動臂。為了減輕工作裝置的重量，動臂的斷面尺寸一般按等強度來設計。 2.3.4連桿機構設計 連桿機構是由鏟斗、動臂、連桿、搖臂和轉斗油缸等組成，該機構的設計是個較復雜的問題。對于已經(jīng)確定結構型式的連桿機構，在滿足使用要求的情況之下，各構件可以設計成各種尺寸以及不同鉸接點位置，構件尺寸及鉸接點的位置可變性較大。所以設計出的連桿機構，并不都具有高的經(jīng)濟技術指標。要想獲得連桿機構的最佳尺寸及構件最合理的鉸接位置，需要結合總體布局、構件的運動學及動力學分析，并綜合考慮

27、各種因素進行方案比較，選擇較理想的方案。 1.連桿機構設計要求 1）平移性好，動臂從最低到最高卸載高度的舉升過程中，鏟斗后傾角變化盡量小，盡量接近平移運動，保證滿載鏟斗中的物料不撒落，一般相對地面的轉角差不大于15度；鏟斗在地面時的后傾角取45度左右；在運輸位置時應有大于45度。在最大卸載高度時一般取47-61度。 2）卸載性好，在動臂舉升高度范圍內(nèi)的任意位置，鏟斗的卸載角，以保證能卸載干凈。 3）動力性好，在設計構件尺寸時，為保證連桿機構具有較高的力傳遞效率，斗桿機構要能滿足鏟掘位置傳動角接近90度，使有效分力大，以便有較大的掘起力；運輸位置傳動角小于170度，這個角太大會使鏟斗收不

28、緊，以致運輸途中使物料撒落。斗搖壁應盡量短，否則，為了獲得一定的掘起力，勢必使缸搖臂較長，連桿機構尺寸增大，翻斗油缸行程較長，造成卸料時間過長。 4）作業(yè)時與其他構件無運動干涉，保證駕駛員工作方便、視野寬闊。 2.連桿尺寸及鉸點位置 反轉連桿機構的尺寸及鉸點位置確定：連桿CD的長度b，搖臂DF的長臂長度c和短臂長度e，鏟斗上兩個鉸接點BC之間的距離a，鉸接點E和鉸接點C的位置，轉斗油缸與車架的鉸點G的位置及轉斗油缸的行程等。 動臂的長度是連桿機構的主要參數(shù)，該參數(shù)不僅影響著連桿機構的運動和受力，而且與連桿的尺寸和鉸接點的位置有關，因此連桿機構的其他構件的尺寸可以依據(jù)該參數(shù)來確定。 1

29、）搖臂DF長度及鉸接點位置 連桿與鏟斗鉸點C的位置與連桿的受力和轉斗油缸的行程有關，選擇時主要考慮當鏟斗處于地面鏟掘位置時，轉斗油缸作用在連桿CD的有效分力較大，以發(fā)揮較大的掘起力。通常BC與鏟斗回轉半徑之間的夾角；BC長。 搖臂DF和連桿CD要傳遞較大的插入和轉斗阻力，要充分考慮其強度和剛度。搖臂DF的形狀和長短臂的比例關系及鉸點E的位置，是由連桿機構受力情況及它們在空間布置的方便和可能性來確定的，同時轉斗油缸的行程及連桿CD的長度也不宜過大。搖臂可以做成直線形或彎曲形。彎曲形搖臂夾角一般不大于30度，否則構件受力不良。鉸點E的位置，布置在動臂兩鉸點連線AB的中部偏上m處。

30、 設計時初定： 。 （2.14） 計算得：。  第3章 工作裝置的受力分析與強度校核 3.1鏟斗重量計算 鏟斗的重量由兩部分組成，一部分是圍成鏟斗的鋼板的重量G1，另一部分是筋板、吊耳等附屬裝置的重量ΔG，估算ΔG的值為10％G[4]。 則

31、 (3.1) 又 (3.2) 式中 S1——鏟斗側壁的面積； t——鏟斗壁厚； S2——斗底和后斗壁的面積； SK——檔板面積； ρ——鋼板的密度（取ρ=7850kg/m3）； g——重力加速度（取g=10N/Kg）。 由前述可得 S1=0.976m2

32、 t=0.01m S2=6.567 m2 SK=0.461 m2 代入各項數(shù)據(jù)可得： （3.3） （3.4） 認為動臂軸線與連桿——搖臂軸線處于同一平面， 則所有的作用力都通過構件(除鏟斗外)斷面的彎曲中心，即略去了由于安裝鉸座而產(chǎn)生的附加的扭轉，從而可以用軸線、折線或曲線來代替實際構件。 3.2 工作裝置的受力分析 3.2.1.工況水平偏載計算 將工作裝置簡化為平面問題進行受力分析。 工作裝置的

33、受力分析，就是根據(jù)各種工況下作用在鏟斗的外力，用解析法或圖解法求出對應工況下工作裝置各構件的內(nèi)力。如圖3.1所示[5]； 圖3.1 工作裝載受力分析 （a） 鏟斗脫離體；（b）連桿脫離體；（c）搖臂脫離體；（d）動臂脫離體 1)取鏟斗為脫離體，如圖3.1a所示，根據(jù)平衡原理，分析鏟斗的受力： 由 （3.5） （3.6） 由

34、 （3.7） 所以 （3.8） 由 （3.9） 得 （3.10） 2)取連桿為脫離體，如圖3.1b所示，根據(jù)平衡原理，作用于連桿兩端的力大小相等，方向相反。即： （3.11） 由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。 3)取搖臂為

35、脫離體，如圖3.1c所示，根據(jù)平衡原理，分橋搖臂的受力： 由 （3.12） 由 （3.13） 由 （3.14） 4)取動臂為脫離體，如圖3.1d所示，根據(jù)平衡原理，分析動臂的受力： （3.15） 得 （3.16） 得 （3.17） 3.2.2工況垂直偏載計算 1)取鏟斗為脫離體，如圖

36、3.1a所示，根據(jù)平衡原理，分析鏟斗的受力： 由 （3.18） 得 （3.19） 由 （3.20） 得 （3.21） 由 （3.22） 得 （3.23） 2)取連桿為脫離體，如圖3.1b所示，根據(jù)平衡原理，作用于連桿兩端的力大小相等，方向

37、相反。即： （3.24） 由圖示受力分析可知，連桿此時受拉。 3)取搖臂為脫離體，如圖3.1c所示，根據(jù)平衡原理，分橋搖臂的受力； 得 （3.25） (3.26) 得 （3.27） 得 （3.28） 4)取動臂為脫離體，如圖3.1d所示，根據(jù)平衡原理，分析動

38、臂的受力： 得 （3.29） 得 （3.30） 得 （3.31） 3.3動臂的強度校核 動臂可看成是支承在前車架A點和動臂油缸上鉸點H點的雙支點懸臂梁(圖3.2)， 為簡化計算，將動臂主軸線分為BI、IJ、JA等折線，分別求各段內(nèi)的內(nèi)力Q、N、M的值。動臂的危險斷面通常在H點附近，此斷面上作用有彎曲應力和正應力[6]： MPa （3.32） 式中 M——計算斷

39、面上的彎矩（）； N——計算斷面上的軸向力(N)； F——計算斷面的截面積(m2)； W——計算斷面的抗彎斷面系數(shù)(m3)。 MPa （3.33） 式中——計算斷面中性軸Z處的靜矩（m3）； Q——計算斷面的剪力(N)； b——計算斷面的寬度（m）； ——計算斷面時對中性軸Z的慣性矩（m4）。 動臂計算斷面通常為槽形[7]，則： MPa （3.34） 強度

40、計算中許用應力[σ]按下式選取： MPa （3.35） 式中 σs——材料的屈服極限，國內(nèi)裝載機工作裝置的動臂以及搖臂通常采用45鋼，其σs=350MPa； n——安全系數(shù)，設計手冊中規(guī)定n≈1.1～1.5，考慮工程機械工作繁重，作業(yè)條件惡劣及計算上的失誤，一般取n﹥1.5，此處取n=1.7。 則 MPa (3.36) (3.37)

41、 圖3.2 動臂強度校核圖 BI段：彎矩 (3.38) 軸向力 (3.39) 剪力 (3.40) 查表取動臂臂寬h=200mm，臂厚b=75mm，臂高d=9mm，W=191 F=32.837; 綜上所述得： (3.41) (3.42) IJ段： 彎矩

42、 (3.43) 軸向力 (3.44) 剪力 (3.45) 查表取動臂臂厚b=60mm，臂寬h=500mm，臂高d=10.5，W=879 F=75.068; 綜合各式得： (3.46) (3.47) 綜上所述，所選動臂滿足強度要求。 3.4鉸銷的強度校核 因裝載機受力點較大的在動臂與機座連接處，故此次鉸銷的強度校核點就選用動臂與機座連接處的鉸銷。目前國內(nèi)外一些工程機械工作裝置上采用密封式鉸銷。所謂密封式

43、鉸銷，就是鉸銷軸套的端部加一個密封圈，密封圈可以防止?jié)櫥瑒┬孤都皦m土進入，因此可延長軸銷和軸套銷的使用壽命及減少定期潤滑的次數(shù)，使日常維修工作所消耗的時間及費用減少。因鉸銷主要受力為剪切力，故工作裝置各鉸銷的強度計算都采用下面的計算公式： 銷軸的切應力： （3.48） ——銷軸的許用切應力； ——計算載荷，為鉸點所受載荷一半； A——鉸銷的橫截面積； （3.49） 取鉸銷直徑為30mm，A； 鉸銷材料

44、選用40Cr,其則： (3.50) 銷軸的切應力： (3.51) 銷軸支座的擠壓應力： （3.52） 銷軸套的擠壓應力： （3.53） 圖3.3工作裝置鉸銷 綜上所述，所選鉸銷合格。 3.5連桿的強度校核 裝載機在工作中，連桿有時受拉，有時受壓，需要同時進行強

45、度計算及壓桿穩(wěn)定驗算。其計算根據(jù)材料學第一強度理論公式進行[8]。 連桿的強度校核： MPa （3.54） 式中——軸向力 A——連桿橫截面積 連桿材料選用45鋼，其屈服極限σs=350MPa，即： [σ]= σs/n=350/1.7=206MPa (3.55) 則 m2 (3.56) 取連桿截面為矩形截面，寬度為b=100mm，高為h=120mm。則：

46、 (3.57) 壓桿穩(wěn)定校核： 連桿的材料取,45n鋼，查表可得：=350MPa, E=210MPa, =280MPa, a=461MPa, b=2.568MPa則： （3.58） 將連桿簡化成一端鉸支一端固定的梁，即μ=0.7，則 （3.59） （3.60） 因為λ<λ1,所以不能用歐拉公式計算臨界壓力。由經(jīng)驗公式知 （3.61）

47、 因為λ<λ2,所以σcr=σs=350MPa Fcr=A?σcr=4200KN （3.62） 由于鏟斗額定載荷為50KN，斗重為8.2KN，所以連桿壓力為： Fmax=(50+8.2)cos7o=57KN （3.63） 所以 （3.64） 能夠滿足連桿穩(wěn)定。 綜上所述：選用的連桿強度滿足要求。 3.6搖臂的強度校核 搖臂的危險截面處于中間孔

48、附近，在次截面上作用有彎曲應力和正應力，計算方法與動臂相同，將搖臂主軸線分成DE、EF段分別計算其內(nèi)力[9]。如圖3.4： DE段： 軸向力 （3.65） 剪力 （3.66） 彎矩 （3.67） 搖臂材料選用45鋼，其屈服極限σs=350MPa，n=1.7,則： [σ]=360/1.8=206MPa (3.68) 截面M——M處的正應力和剪應力計算：

49、 (MPa) （3.69） 式中 M——計算斷面上的彎矩（）； N——計算斷面上的軸向力(N)； F——計算斷面的截面積(m2)； W——計算斷面的抗彎斷面系數(shù)(m3)。 MPa （3.70） 式中 Q——計算斷面的剪力(N)； SZmax——計算斷面中性軸Z處的靜矩（m3）； JZ——計算斷面時對中性軸Z的慣性矩（m4）；

50、 b——計算斷面的寬度（m）。 設計的搖臂為槽型，則: MPa （3.71） E點橫截面圖形見圖3.5。 將此截面在AutoCAD中做成面域[10]，計算得 （3.72） （3.73） （3.74） 所以 （3.75）

51、 （3.76） EF段； 軸向力 （3.77） 剪力 （3.78） 圖3.4搖臂強度計算簡圖 圖3.5 搖臂E點截面形狀圖 彎矩 （3.79） 和DE段一樣，此處截面N——N如圖3.5[11]。 （3.80） 綜上所述:所選擇的搖臂滿足強度要求。

52、 第4章 工作裝置液壓系統(tǒng)設計 4.1 轉斗油缸的選擇及其作用力的確定 1）轉斗油缸作用力的確定。 由圖4.1所示，裝載機在鏟掘工況，動臂油缸閉鎖，轉斗油缸發(fā)出最大崛起力時，其主動力按下式計算： （4.1） 式中 ： K——考慮連桿機構摩擦損失的系數(shù)，取K＝1.25； ——最大鏟起力； ——鏟斗自重； n——轉斗油缸數(shù)。 其中： 2）根據(jù)載荷和系

53、統(tǒng)壓力計算油缸內(nèi)徑D。 當油缸大腔進油，活塞桿承受推力P1 （4.2） 即 （4.3） 式中：D——油缸內(nèi)徑； p——系統(tǒng)壓力； η——油缸機械效率，對于橡膠密封η=0.95。 由于則 在系列中取D=260mm. 3）確定活塞桿直徑d。 速比，壓力較大時選用大值，此處取則： （4.4）

54、 圖4.1油缸主動力的計算簡圖 取系列值d=190mm. 4)計算油缸壁厚。 （4.5） 式中： py——試驗壓力，取24MPa； [σ]——許用應力，，油缸材料選用45號鋼，其σb=350MPa，n=5,即 所以 在系列中取δ=44.6mm 4.2 動臂油缸的選擇及其作用力的確定 1）動臂油缸主動力的確定。

55、 由圖4.2所示，當轉斗油缸閉鎖，動臂油缸產(chǎn)生最大崛起力時其主動力按下式計算： （4.6） 式中 ：K2——考慮連桿機構摩擦損失的系數(shù)，取K2＝1.25； ——最大鏟起力； ——動臂自重，在CAD中求得其面積，并算出體積從而求得Gs約為30KN； n——轉斗油缸數(shù)； PF——未考慮連桿機構摩擦損失的轉斗油缸被動力。 2)根據(jù)載荷和系統(tǒng)壓力計算油缸內(nèi)徑D 。 當油缸大腔進油，活塞桿承受推力 （4.7） 即

56、 （4.8） 式中：D——油缸內(nèi)徑； p——系統(tǒng)壓力； η——油缸機械效率，對于橡膠密封η=0.95。 由于 則 在系列中取D=150mm. 3）確定活塞桿直徑d。 速比，壓力較大時選用大值，此處取則： ， （4.9） 取系列d=90mm. 4)計算油缸壁厚。 （4.10） 式中：py——試驗壓力，取24MPa； [σ]——許用應力，，油缸材料選用45號鋼，其σb

57、=700MPa，n=5,即。 所以 在系列中取δ=13mm 4.3液壓系統(tǒng)的設計 4.3.1工作油路的分析 裝載機工作油路由工作油泵A和輔助油泵B雙聯(lián)CB-G齒輪油泵供給壓力油。流量總和最大可達320升/分。轉向油泵C為CB-46[12]。 本裝載機采用順序油路開式系統(tǒng)。順序油路又稱互鎖油路。鏟斗油缸操縱閥離開中位即切斷去動臂油缸操縱閥的油路，欲使動臂油缸動作，必需使鏟斗油缸操縱閥回中位。因此動臂與鏟斗不能進行復合動作，所以各油缸推力較大。 工作油路包括動臂油缸和鏟斗油缸兩個執(zhí)行元件。裝載機動臂要求具有較快的升降動作和良好的慢速微調性能。動臂油缸的控制閥為四位六通閥

58、（提升、鎖緊、下降、浮動）。當四位閥處于圖示的中位時，油缸鎖緊和油泵卸載。如果將四位閥換接a或b位，則油液進入油缸大腔或小腔驅動動臂升降，這時靠換向閥閥口的開度進行節(jié)流調節(jié)。當動臂舉升到最高位置時，氣壓系統(tǒng)的二位電磁閥接通氣路，使壓縮空氣進入四位閥松開彈跳定位鋼球，閥桿便在彈簧作用下回到中位，于是動臂自動限位。同樣動臂下降到最低位置時，亦能自動限位。當閥接c位時，油缸處于浮動狀態(tài)，以便空斗能迅速下降，甚至在發(fā)動機熄火的情況下也能降下鏟斗。此外，在堅硬地面上鏟取物料或進行刮平作業(yè)時也需要浮動工位。 鏟斗油缸與動臂油缸兩者并不要求同時作用，但需保證鏟斗油缸能優(yōu)先動作，因此控制鏟斗油缸的三位

59、六通閥（上轉、鎖緊、下轉）應在動臂油缸的四位閥之前。鏟斗油路也設有限位機構，即當鏟斗在高出傾翻卸料完畢之后操縱三位閥使鏟斗上轉到一定位置便自動限位，這個位置能使鏟斗隨動臂下降到停機面剛好水平位置，無需再調平。此外，在鏟斗油缸的小腔油路中還設有雙作用安全閥，它的作用是在動臂升降過程中，鏟斗油缸的連桿機構由于動作不協(xié)調而受到某種程度的干涉，即在動臂提升時，鏟斗油缸的活塞桿又被拉出的趨勢，而在動臂下降時，活塞桿又被強制頂回，這時鏟斗油缸三位控制閥處于中位，油路不通。為防止油路過載或出現(xiàn)真空，雙作用安全閥可起到緩沖補油的作用。其中過載閥的油壓調定位80公斤/厘米2，此壓力已能滿座油缸小腔在轉斗卸料時所

60、需要的壓力。當小腔受到干涉后壓力超過調定值時，便可從過載閥釋放部分壓力油回油箱，使油缸得到緩沖。在小腔產(chǎn)生真空時，可從單向閥向油箱吸油補空。應當指出，鏟斗油缸的大腔也應該設置雙作用安全閥，使油缸大小腔的緩沖和補油彼此協(xié)調的更加合理。如在活塞桿被向外拉出小腔 受壓釋放部分壓力油時，活塞向前移動，大腔就要產(chǎn)生真空，但若在大腔上也設有雙作用安全閥就可以準確及時進行補油。油缸大腔在鏟斗鏟掘物料時所需要的壓力較大，有系統(tǒng)的安全閥調定為150公斤/厘米2。 4.3.2 工作裝置油路設計 工作裝置油路如圖4.2所示： 動臂油缸

61、 轉向油缸 轉斗油缸 圖4.2 ZL50裝載機液壓系統(tǒng) 結 論 經(jīng)過近兩個月的努力，我終于完成了題為《裝載機工作裝置及其液壓系統(tǒng)設計》的畢業(yè)設計。在這個過程中，我收獲良多，畢業(yè)設計作為大學中必修的一門課程，它賦予了我們多重使命。從學習方面來講，它既考驗了我們大學四年來是否學好了扎實的基本功，又檢驗了我們是否能夠靈活應用所學的各科知識，并且，畢業(yè)設計使我重溫了所學的各科知識，特別是充分應用了《機械原理》、《材料力學》、《液氣壓

62、傳動》等多門課程的知識。本次設計的輪式裝載機用液壓系統(tǒng)控制，可以實現(xiàn)自動放平，具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等特點；從培養(yǎng)思維方式方面來講，它培養(yǎng)了我如何收集和查詢各種材料，去偽存真，并充分應用?？梢哉f，雖然畢業(yè)設計是大學學習生活的一個終點，卻是走向社會的一個起點，它所給與我們的一切將對走向社會的我們起到很大的幫助。 參考文獻 [1]章宏甲．液壓傳動[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1999:59-72. [2] 許光君

63、．工程機械概論[M]．成都：西南交通大學出版社，2006:23-45. [3] 張洪，賈志絢．工程機械概論[M]．北京：冶金工業(yè)出版社．2006:46-61. [4] 機械工程手冊編委會．機械工程手冊（第二版）．北京：機械工業(yè)出版社，1995. [5] 吳慶民，何小新．工程機械設計[M]．武漢：武漢大學出版社，2006:32-41. [6] 濮良貴，紀名剛．機械設計（第七版）[M]．北京：高等教育出版社，2001:78-89. [7] 成大先．機械設計手冊．北京：化學工業(yè)出版社，2004:73-77: [8] 鄭文緯，吳克堅．機械原理（第七版）[M]．北京：高等教育出版社，2004

64、:57-64. [9] 甘永立．幾何量公差與檢測[M]．上海：上?？萍技夹g出版社，2001:22-29. [10] 王魏．機械制圖[M]．北京：高等教育出版社，2003:2-8. [11] 寇長青．工程機械基礎[M]．成都：西南交通大學出版社，1988:12-24. [12] 翟芳．工程機械基礎[M]．哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2007:65-81. 致 謝 在這次畢業(yè)設計中，感謝老師，感謝我寢室的室友，感謝我的同組的同學。鄧英劍老師作為我的指導老師，給予我巨大的幫助和指導，我要特別感謝她；寢室的室友和同組的

65、同學，他們在我遇到困難迷茫無措時，主動向我伸出援手，提出解決困難的方法，我非常感謝他們。 畢業(yè)設計即將結束了，我將會化他們的感謝為精神動力，在即將走向的社會工作崗位上做出貢獻，為社會主義的現(xiàn)代化建設添磚加瓦，來回報導師，回報母校。 學生簽名： 日 期： 35 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致謝的地方外，不包含其他人或組

66、織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機構的學位或學歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。 作 者 簽 名：　　 　 　　日　 期：　　 　 　　  指導教師簽名：　　 　 　　 日　　期：　　 　 　　 使用授權說明 本人完全了解 大學關于收集、保存、使用畢業(yè)設計（論文）的規(guī)定，即：按照學校要求提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學校可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學校可以公布論文的部分或全部內(nèi)容。 作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　  學位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢