輪式裝載機工作裝置結構及其液壓系統(tǒng)設計

1、ZL50輪式裝載機工作裝置結構及其液壓系統(tǒng)設計摘 要：本次設計主要包括兩個部分：裝載機工作裝置的設計，液壓系統(tǒng)的設計。在本設計中將液壓系統(tǒng)的設計作為主要的內容進行設計。通常，按使用場合的不同，分成露天用裝載機和井下用裝載機；按行走系統(tǒng)的不同，分成輪式裝載機于履帶式裝載機。由于裝載機的品種較多，不能各個介紹，本次畢業(yè)設計主要完成的是露天輪式裝載機工作液壓機構的設計。關鍵詞：輪式裝載機；工作裝置結構；液壓系統(tǒng)The Design of ZL50 Wheel Loader Working device Structure and Hydraulic SystemAbstract: This diss

2、ertation is composed of two procedures: design of loading device and hydraulic system. And in this design, the hydraulic system design is the main content. Actually, in accordance with different operating occasions, the loader could be divided into open-air loaders and underground ones; and with dis

3、criminated walking environment, it could also separate into wheel loader and crawler ones; and other varieties of the loader is not introduced due to the huge population. The graduation project is completed the design of the hydraulic mechanism of open wheel loader.Key words: Wheel loader; Equipment

4、 structure of the; Hydraulic system1 前言裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港口等工程的土石方工程機械，他的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料及其他筑路用散狀物料等，主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也可以對巖石、硬土進行輕度鏟掘作業(yè)。如果換不同的工作裝置，還可以完成推土、起重、裝卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，瀝青和水泥混凝土料場的集料、裝料等作業(yè)。由于它具有作業(yè)速度快，機動性好，操作輕便等優(yōu)點，因而發(fā)展很快，成為土石方施工中的主要機械之一。國產裝載機的型號一般用字母Z表示，第二個字母L代表輪式裝載機，無L表示履帶式裝載

5、機，后面數(shù)字代表額定載重量。如ZL50，代表額定載重量為50KN的輪胎式裝載機。但須指出，各生產廠家也有自己獨特的類型和表示方法。2 裝載機的發(fā)展狀況2.1 國內的裝載機發(fā)展狀況 我國的輪式裝載機是從60年代中期才發(fā)展起來的。經(jīng)過40年的發(fā)展，我國裝載機的結構和性能都有了較大提高，產品技術水平有了很大的提高，目前我國生產輪式裝載機的廠家有幾十家，生產履帶式和輪胎式兩大系列的各種形式裝載機。近年來，國內裝載機的發(fā)展趨勢可歸結為如下幾個方面。1.產品形成系列規(guī)格向兩頭延伸。2.技術不斷創(chuàng)新，產品性能日趨完善。3.向機電液一體化、電子化方向發(fā)展。2.2 國外的裝載機發(fā)展狀況目前，國外裝載機生產廠家在

6、其產品的設計過程中廣泛采用了現(xiàn)代設計方法，并高度應用了計算機技術和現(xiàn)代電子信息技術。傳統(tǒng)的設計方法是以經(jīng)驗總結為基礎，運用力學和數(shù)學而形成的經(jīng)驗、公式、圖表、設計手冊等作為設計依據(jù)，通過經(jīng)驗公式、近似系數(shù)或類比等方法進行設計?，F(xiàn)代設計方法是以電子計算機為手段，運用工程設計的新理論新方法，使計算機結果達到最優(yōu)化，使設計過程實現(xiàn)高效化和自動化，主要包括以下內容：計算機輔助設計，優(yōu)化設計?？煽啃栽O計，有限元分析，動態(tài)設計，動態(tài)仿真，并行設計，模塊化設計，機、電、液一體化設計，反求工程設計，綠色設計，工業(yè)藝術造型設計，人機工程學設計，價值分析，機械系統(tǒng)設計等。應用現(xiàn)代設計方法可以適應市場激烈的競爭，提

7、高設計質量并大大縮短設計周期，提高企業(yè)競爭力。3 裝載機的主要技術性能參數(shù)與工作裝置總體設計3.1 工作裝置總體設計3.1.1 工作裝置的總體結構裝載機工作裝置是完成裝卸作業(yè)并帶液壓缸的空間多桿機構。工作裝置是組成裝載機的關鍵部件之一，其設計水平的高低直接影響工作裝置性能的好壞，進而影裝載機的工作裝置按結構型式分為有鏟斗托架和無鏟斗托架兩種。有鏟斗托架的工作裝置，這種結構型式工作裝置的優(yōu)點是，托架、動臂、連桿及車架鉸座可以構成平行四邊形連桿機構，這樣在轉斗油缸閉鎖的情況下，提升動臂時，鏟斗始終保持平移，鏟斗內物料不易灑落。但也存在缺點，如動臂的前端裝有比較重的托架和轉斗油缸，使得裝載機的載重量

8、減小。無鏟斗托架的工作裝置，前端沒有很重的托架，克服了有鏟斗托架工作裝置的缺點，所以目前廣泛應用。所以選擇無鏟斗托架的工作裝置。 3.1.2 工作裝置連桿機構的結構形式與特點由裝載機工作裝置的自由度分析可知，工作裝置的連桿機構均為封閉運動鏈的單自由度的平面低副運動機構，其桿件數(shù)目應為4、6、8、10、等。對裝載機工作裝置而言，盡管桿件數(shù)目越多越能實現(xiàn)復雜的運動，但同時鉸接點的數(shù)目也隨之增加，結構越復雜，就越難在動臂上進行布置。因此，實際上裝載機工作裝置的連桿機構多為八桿以下機構。這樣，按組成工作裝置連桿機構構件數(shù)不同，裝載機工作裝置可分為三桿、四桿、五桿、六桿和八桿機構；按輸入與輸出桿轉向不同

9、，又可分為正轉和反轉機構。正轉機構是指輸入與輸出桿的轉向相同；反轉機構是指輸入與輸出桿的轉向相反。六桿機構工作裝置是目前裝載機上使用最為普及的一種結構形式。對于單自由度的六桿機構，只能有兩個三鉸構件和4個兩鉸構件組成， 根據(jù)轉斗油缸布置位置的不同，可以作為裝載機工作裝置的六桿機構，常見的有以下幾種結構形式：轉斗缸前置式正轉六桿機構，轉斗缸后置式正轉六桿機構，轉斗缸后置式正轉六桿機構，轉斗缸后置式反轉六桿機構，轉斗缸后置式反轉六桿機構。3.1.3 工作裝置總體設計由設計任務書和設計要求，對于本次ZL50裝載機的設計采取以下方案：在鏟斗部分，采用無鏟斗托架式結構；油缸的布置形式為立式布置形式。同時

10、考慮到實際工作中的運用情況，它的連桿機構采用的是反轉六桿機構。主要參數(shù)：鏟斗容量： 3.0 額定載重量： 5 t4 工作裝置主要結構設計4.1 鏟斗設計鏟斗是工作裝置的重要部件，裝載機工作時用它直接鏟掘、裝載、運輸和傾卸物料。鏟斗直接與物料接觸，是裝、運、卸的工具，工作時，它被推壓插入料堆鏟取物料，工作條件惡劣，要承受很大的沖擊力和劇烈的磨損，因此鏟斗設計質量對裝載機的作業(yè)能力有較大的影響。為了保證鏟斗的設計質量，首先應當合理的確定鏟斗的結構及幾何尺寸，以降低鏟斗插入物料的阻力。其次要保證鏟斗有足夠的強度、剛度、耐磨性，使之具有合理的使用壽命。4.1.1 鏟斗的結構形式鏟斗的形狀和尺寸參數(shù)對插

11、入阻力、鏟取阻力、轉斗阻力和生產率都有著很大的影響。同一個鏟斗有兩種容積標志：一是物料裝平時的容積，稱為平裝斗容；二是物料裝滿堆高后的容積，稱為堆裝斗容。機器銘牌上標稱的斗容通常為堆裝的容積。鏟斗由斗底、側壁、斗刃及后壁等部分組成。鏟斗的斗刃還分為帶齒和不帶齒的兩種。鏟斗的斷面形狀一般為“U”形，用鋼板焊接而成。(1)斗體形狀基本可以分成“淺底”和“深底”兩種類型。在斗容量相同的情況下，前者開口尺寸較大，斗底深度較小，即斗前壁較短，而后者正好相反。(2)切削刃的形狀根據(jù)裝載物料不同，切削刃有直線型和非直線型。前者形式簡單，有利于鏟平地面，但鏟裝阻力較大。后者又有V形和弧形等，由于這種刃中間突出

12、，鏟斗插入料堆時可使插入力集中作用在斗刃的中間部分，所以插入阻力較小，容易插入料堆，并有利于減少偏載插入，但鏟斗裝滿系數(shù)要比前者小。礦用輪式裝載機工作條件惡劣，偏非直線形切削刃，并以V形切削刃為佳。斗刃材質是即耐磨又耐沖擊的中錳合金鋼材料，側切削刃和加強角板都用高強度耐磨鋼材料制成。1齒尖 2齒坐 3鋼銷圖1 雙段斗齒Fig 1 Double section dipper teeth(3）斗齒可以有斗齒，也可以沒有斗齒。此裝載設計帶了斗齒。斗齒結構分為整體式和分體式兩種，一般斗齒是用高錳鋼制成的整體式，用螺栓固定在鏟斗斗刃上，中小型裝載機多采用這種形式。為便于斗齒磨損后更換和節(jié)約斗齒金屬，也有

13、使用雙段斗齒的，如圖1所示。這種斗齒的齒尖與齒坐的配合面為錐面，兩者配合情況良好。裝配時，先置入有彈性的金屬橡皮，然后再從上邊或從下邊往方形銷孔中打入鋼銷3即可。由于拆卸方便，齒尖一邊磨損后可以翻轉再使用，從而延長使用壽命。大型裝載機由于作業(yè)條件差、斗齒磨損嚴重，故常采用這種分體式斗齒。一般中型裝載機鏟斗的斗齒間距為250300mm左右，太大時由于切削刃將直接參與插入工作，使阻力增大，太小時，齒間易于卡住石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比段而寬的齒插入阻力小，但太窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500600kg為宜。（4）鏟斗側刃參與插入工作，為減小插入阻力，一般可將連接前后斗壁

14、的側壁刃口設計成弧形。（5）斗底的斗前壁與斗后壁用圓弧銜接，構成弧形斗底。為了使物料在斗中有很好的流動性，斗底圓弧半徑不宜太小，前后壁夾角不應小于物料與鋼板的摩擦角的2倍，以免卡住大塊物料。若取物料與鋼板的摩擦因數(shù)f =0.4，則摩擦角22°，所以張開角必須大于44°。綜上所述，針對我的鏟斗設計性質如下：斗體材料：低碳、耐磨、高強度鋼板斗刃形狀：直線形斗刃斗刃材料：耐磨又耐沖擊的中錳合金鋼材料4.1.2 鏟斗斷面形狀和基本參數(shù)確定 圖2 鏟斗斷面基本參數(shù)圖Fig 2 The basic parameter diagram. Bucket section （1）鏟斗的斷面形狀

15、，鏟斗的斷面形狀由鏟斗圓弧半徑r、底壁長l、后壁高h和張開角四個參數(shù)確定，如圖2所示。圓弧半徑r越大，物料進入鏟斗的流動性越好，有利于較少物料裝入斗內的阻力，卸料快而干凈。但r過大，斗的開口大，不易裝滿，且鏟斗外形較高，影響駕駛員觀察鏟斗斗刃的工作情況。后壁高h是指鏟斗上緣至圓弧與后壁切點間的距離。底壁長l是指斗底壁的直線段長度。l長則鏟斗鏟入料堆深度大，斗容易裝滿，但掘起力將由于力臂的增加而減小。由試驗得知，插入阻力隨鏟入料堆的深度而急劇增加。l長同樣會減小卸載高度，短則掘起力大，且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小，還可以減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時間，但會減小斗容。對裝載輕質物料為主的鏟斗，

16、l可選擇大些，對于裝載巖石的鏟斗，應取小些。鏟斗張開角 為鏟斗后壁與底壁之間的夾角，一般取45°到52°之間。鏟斗的寬度應大于裝載機兩個前輪外側間的寬度，每側要寬出50100mm。如鏟斗寬度小于兩輪外側間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所行成的料堆階梯會損傷到輪胎側壁，并增加行駛時輪胎的阻力。通過以上的介紹，結合從現(xiàn)場采集來的大概參數(shù)，本次設計的具體參數(shù)初定如下：鏟斗圓弧半徑r：350mm底壁長l：700mm后壁高h：400mm張開角： 48°（2）鏟斗基本參數(shù)的確定。在定下了以上的斷面參數(shù)后，從現(xiàn)場的參考數(shù)據(jù)得到，本設計鏟斗的總寬度B為2900mm，并且鏟斗壁厚為30m

17、m。設計時，把鏟斗的回轉半徑R （即鏟斗與動臂鉸接點至切削刃間的距離），作為基本參數(shù)，鏟斗的其他參數(shù)作為R的函數(shù)。鏟斗的回轉半徑R可按照下式計算。（m） （1）式中 鏟斗平裝斗容，2.5m3 鏟斗內側寬度，2.840m 鏟斗斗底長度系數(shù)，=1.401.53 后壁長度系數(shù)，=1.11.2 擋板高度系數(shù)，=0.120.14 圓弧半徑系數(shù)， 張開角，為45°52° 擋板與后壁間的夾角（無擋板取0） 圖3 鏟斗尺寸參考Fig 3 Bucket size reference圖3中各參數(shù)含義如下： 鏟斗圓弧半徑，m 斗底長度，是指由鏟斗切削刃至斗底延長線與斗后壁延長線交點的距離，m 后

18、壁長度，是指由后壁上緣至后壁延長線與斗底延長線交點的距離，m 擋板高度，m 調整參數(shù)，根據(jù)調整后的各值與R之比分別計算、值，=1.5，=1.1， =0.12然后代入式（1），即可確定鏟斗的回轉半徑R，通過計算得出1140mm即可得出 =1.5×1140=1710mm =1.1×1140=1254mm =0.12×1140=136.8mm一般取鏟斗側壁切削刃相對斗底壁的傾角=50°60°。鏟斗與動臂鉸接點距離斗底壁的高度=（0.060.12）R。4.1.3 鏟斗容量的計算 由于本次設計的鏟斗容量是在設計任務書中體現(xiàn)出來的，并且鏟斗的參數(shù)都是根據(jù)鏟

19、斗容量而定下的，所以如下只介紹的是它的算法公式。平裝容量，鏟斗的平裝容量按照式（2）計算。對于有防溢板的鏟斗 （m3） (2)式中 有擋板的鏟斗橫截面面積，m2 鏟斗內側寬度，m 擋板高度，m 斗刃刃口與擋板最上部之間的距離，m對于無防溢板的鏟斗 （m3） 式中 不裝擋板的鏟斗橫截面面積，m2 額定容量，鏟斗的額定容量（見圖13）按照式（3）計算。對于有防溢板的鏟斗 （m3） （3）式中 c 物料堆積高度，m對于無防溢板的鏟斗 （m3） （4）4.2 工作裝置連桿系統(tǒng)設計通過在第二章中的工作裝置連桿機構的結構形式與特點的介紹，綜合本次設計的基本要求和設計任務，所選取的結構形式為反轉六桿機構結構

20、形式。 機構分析反轉六桿工作機構由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成。轉斗機構由轉斗油缸CD、搖臂CBE、連桿FE、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構件組成。當舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD和GF轉向相反，所以叫反轉六桿機構。舉升機構主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構成。當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞G點作定軸轉動；當轉斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將作復合運動，即一邊隨動臂對A點作牽連運動，同時又相對動臂繞G點作相對轉動。其材料為低碳、耐磨、高強度鋼。I-插入工況 II-鏟裝工況 III-最高位置工況IV-高位卸載工況

21、 V-低位卸載工況圖4 反轉六桿機構簡圖Fig 4 Reverse six poles structure diagram 尺寸參數(shù)設計因為圖解法比較直觀，易于掌握，故采用圖解法設計，它通過在坐標圖上確定鏟裝工況（圖4）時工作裝置的9個鉸接點的位置來實現(xiàn)。（1）動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點G、B、A的確定1）確定坐標系如圖5所示，先選取坐標系并確定尺寸比例1：40。2）畫鏟斗圖，把設計好的鏟斗橫截面外廓按比例在坐標系xOy中畫出，斗尖對準坐標原點O，斗前壁與x軸呈3°5°的前傾角。此為鏟斗插入料堆時位置，即插入工況。確定動臂與鏟斗的鉸接點G由于G點的x坐標值越小，轉斗

22、掘起力就越大，所以G點靠近O點是有利的，但不能隨意減?。欢鳪點的y坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣縮小了G點與連桿鏟斗鉸接點F的距離，使得掘起力下降。圖5 動臂上三鉸接點設計Fig 5 Moving arm hinged on three point design綜合考慮各種因素的影響，根據(jù)坐標圖上插入工況的鏟斗實際狀況，在保證G點y軸坐標值yG=250350mm和x軸坐標值xG盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在指標圖上人為的把G點初步定下來。初定G點坐標為（1130，260）。確定動臂與機架的鉸接點A以G點為圓心，使鏟斗順時針轉動，至鏟斗斗口與x軸平行為止，即鏟

23、裝工況。把已選定的輪胎外廓畫在指標圖上（輪胎外廓直徑約為1600mm）。作圖時，應使輪胎前緣與鏟裝工況時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的是使機構緊湊、前懸小，但一般不小于50mm；輪胎中心Z的y坐標值應等于輪胎的工作半徑Rk 600mm 。 （5）式中 Z點的y坐標值，mm 輪輞直徑，mm 輪胎寬度，mm 輪胎斷面高度與寬度之比（普通輪胎取1，寬面輪胎去0.83，超寬面輪胎取0.64） 輪胎變形系數(shù)（普通輪胎為0.10.16，寬面輪胎取0.050.1）根據(jù)給定的最大卸載高度hx，最小卸載距離lx和和卸載角，即高位卸載工況。以點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與x軸平行，即得到鏟斗最高舉升位置圖。連

24、接并作其垂直平分線。因為G和點同在以A點為圓心，動臂長為半徑的圓弧上，所以A點必須在的垂直平分線上。A點在平分線的位置應盡可能低一些，以提高整機工作的穩(wěn)定性，減小機器高度，改善司機視野。一般A點取在前輪右上方，與前軸心水平距離為軸距的1/31/2處。最終定下A點的坐標為（3230，2110）。A點位置的變化，可借挪動點和輪胎中心Z點的位置來進行。連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點F、E的確定因為G、B兩點已被確定，所以再確定F點和E點實際上是為了最終確定與鏟斗相連的四桿機構GFEB的尺寸，如圖18所示。確定F、E兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，如必須保證鏟斗在各個工況時的轉角，又要注意動力學的要

25、求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的掘起力，同時，還要防止前述各種機構運動被破壞的現(xiàn)象。按雙搖桿條件設計四桿機構令GF桿為最短桿，BG為最長桿，即有 GF+BG > FE+BE （6）如圖3-10所示，若令GF=a，F(xiàn)E=b，BE=c，BG=d，并將式（5）不等號兩邊同時除以d，整理后得到下式，即 （7）上式各值可按式（7）選取，由G（1130，260）、B（1680，1565）點的坐標得到d=1415mm （8）由式（7）選取K=0.950得到 a=0.3d=425c=0.58d=830，代入（6）得到 b=948 。圖6 連桿、搖臂、轉斗油缸尺寸設計Fig 6 Connecting

26、rod, rocker, and turn fights oil cylinder size design確定E和F點位置這兩點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：E點不可與前橋相碰，并有足夠的最小離地高度；插入工況時，使EF桿盡量與GF桿垂直，這樣可獲得較大的傳動角和倍力系數(shù)；鏟裝工況時，EF桿與GF桿的夾角必須小于170°，即傳動角不能小于10°，以免機構運動時發(fā)生自鎖；高位卸載工況時，EF桿與GF桿的傳動角也必須大于10°。如圖19所示，鏟斗插入工況，以B點為圓心，以BE=c為半徑畫??；人為的初選E點，使其落在B點右下方的弧線上；再分別以E點和G點為圓心，以F

27、E=b和GF=a分別為半徑畫弧，得到交點，即為F。圖7 連桿端部鉸接點設計Fig 7 Connecting rod ends hinged point design如圖所示的得到了E和F點的位置，由于各種工況的情況不定，所以在這就不具體說明此時情況的坐標值。動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點H點及M點的確定動臂舉升油缸的布置應本著舉臂時工作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構件互不干擾、整機穩(wěn)定性好等原則來確定。綜合考慮這些因素，所以動臂舉升油缸都布置在前橋與前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。4.3 工作裝置靜力學分析及強度校核 靜力學分析（1）外載荷確定原則，裝載機在鏟斗插入料堆，鏟斗要克服切削物料的阻力、

28、物料與鏟斗間的摩擦力和物料自身的重力。這些力構成了裝載機工作裝置的作業(yè)阻力。為了分析問題方便，假設它們作用在鏟斗齒尖的刃口上，并形成兩個集中力：水平插入阻力和垂直掘起阻力。裝載機實際作業(yè)時簡化為兩種極端受載情況：一是對稱載荷，載荷沿切削刃均勻分布，二是偏心載荷，由于鏟斗偏鏟或物料的不均勻性而導致物料對鏟斗的載荷產生不均勻分布，使載荷偏于鏟斗一側，形成偏心載荷。裝載機在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況：1）鏟斗水平插入料堆，工作裝置油缸閉鎖，此時可認為鏟斗斗刃只受水平插入阻力的作用。2）鏟斗水平插入料堆，翻轉鏟斗或舉升動臂鏟取物料時，認為鏟斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。3）鏟斗邊插入邊收斗

29、或邊插入邊舉臂進行鏟掘時，認為鏟斗斗齒受水平插入阻力與垂直掘起阻力的同時作用。如果將對稱載荷和偏載情況分別與上述三種典型受力工況相組合，就可得到鏟斗六種典型的受力作用工況1.水平對稱工況2.直對稱工況3.水平垂直對稱同時作用工況4水平偏載工況5垂直偏載工況6水平垂直偏載同時作用工況。（2）外載荷計算，裝載機的工作阻力是多種阻力的合力。由于物料性質和工作機構工作方式的不同，工作阻力有不同的計算方法，一般工作阻力通常分別按插入阻力、掘起阻力和轉斗阻力矩進行計算。1）插入阻力插入阻力就是鏟斗插入料堆時，料堆對鏟斗的反作用力計算上述阻力比較困難，一般按照下面經(jīng)驗公式來確定： （N） （9）式中 K1

30、物料塊度與松散程度系數(shù) K2 物料性質系數(shù) K3 料堆高度系數(shù) K4 鏟斗形狀系數(shù)，一般在1.11.8之間，取1.3 B 鏟斗寬度，290cm L 鏟斗的一次插入深度，40cm得到： F=9.8×1.0×0.045×1.10×1.3×290×401.25 =18397（N）2）掘起阻力掘起阻力就是指鏟斗插入料堆一定深度后，舉升動臂時物料對鏟斗的反作用力。掘起阻力主要是剪切阻力。鏟斗開始舉升時物料的剪切力按下式計算 （N） （10）式中 K 開始舉升鏟斗時物料的剪切應力，它通過試驗測定，對于塊度為0.10.3m的松散花崗巖，剪切應力的平

31、均值取K=35000Pa B 鏟斗寬度，m Lc 鏟斗插入料堆的深度，m得到： F=2.2×35000×2.9×0.4=89320（N）3）轉斗阻力矩當鏟斗插入料堆一定深度后，用轉斗油缸使鏟斗向后翻轉時，料堆對鏟斗的反作用力矩稱為轉斗阻力矩。開始鏟取時（a=0）的靜阻力矩為 （11）式中 Fx 開始轉斗時的插入阻力，18397N x 鏟斗回轉中心與斗刃的水平距離，1.13m y 鏟斗回轉中心與地面的垂直距離，0.26m L 鏟斗的插入深度，0.4m得到 =1.1×18397×0.4×（1.130.25×0.4）+0.26 =

32、13599 （N·m）掘起阻力矩隨鏟斗回轉角a的增大而減小。當鏟斗回轉a角后，其轉斗阻力矩為 （12）式中 鏟斗離開料堆時的翻轉角度 鏟斗離開料堆時，由物料重力產生的阻力矩，N·m轉斗阻力矩計算：鏟斗在料堆中轉斗時，除了要克服料堆的靜阻力矩之外，還要克服鏟斗自重和鏟斗中物料所產生的阻力矩。因此，開始轉斗的阻力矩為 （13）式中 轉斗阻力矩，N·m 開始轉斗靜阻力矩，13599 N·m 輪式裝載機額定載重量重力，49000 N 鏟斗自重力，13470N 鏟斗中心至回轉中心B的水平距離，0.5m得到 =13599+（49000+13470）×0.5

33、 =44834 （N·m） 圖8 作用在轉斗連桿上力的確定Fig 8 Turn on role in determination of connecting force of fight作用在轉斗連桿上的力：鏟斗充分插入料堆后開始轉斗時，作用在鏟斗與鏟斗連桿鉸銷上的力 （N） （14）式中 鏟斗回轉中心至的作用線的垂直距離，0.430m得到 =44834/0.43=104265 （N） 強度校核搖臂的強度校核，在對稱載荷作用下，搖臂可看作是支承在動臂B點變截面曲梁。由式24可得Fc=104265 N，取單邊側板為研究對象，得到 N （15）由，得到 （16）代入數(shù)據(jù)得到 =72116

34、 N 彎矩 =43269 N·m （17）在對稱水平載荷作用下，由內力得出內力圖（圖9） 圖9對稱載荷引起的搖臂內力圖 Fig 9 Load symmetry in caused to the rocker 然后對危險斷面強度校核。對于危險斷面1-1，在此斷面上作用有彎曲應力和正應力，以其合成應力所表示的強度條件為 （18） （19）由式3-39得到： =0.0063 m2得到：20 000 000 Pa強度通過5 液壓系統(tǒng)的設計和計算5.1 初選系統(tǒng)的工作壓力壓力的選擇要根據(jù)載荷的大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間，經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制。具體選擇可考慮表1和表

35、2由工作要求，和系統(tǒng)壓力要求可初步確定，用到的主要液壓元件有：液壓泵，液壓缸，油箱 表1 按載荷選擇工作壓力Table 3-1 press load selection work pressure載荷/KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.5334455表2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力Table 3-2 all kinds of mechanical common system work pressure機械類型 機 床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MP

36、a0.82352881010182032有以上的數(shù)據(jù)查表可得：初步選定工作壓力P = 16 MPa。5.2 液壓系統(tǒng)原理圖1.轉斗液壓缸 2.提臂液壓缸 3.提臂液壓缸換向閥 4.轉斗液壓缸換向閥 5.單向閥6.液壓泵 7.濾油器 8.溢流閥 9.安全閥 10.油箱圖10 液壓系統(tǒng)原理圖Figure 10 hydraulic system principle diagram由工作的條件可確定液壓系統(tǒng)原理圖10為：5.3 液壓缸的設計和計算 轉斗油缸作用力的確定以轉斗油缸作用力即以此平衡條件作為計算位置。根據(jù)裝載機縱向穩(wěn)定條件得最大掘起阻力式中 裝載機自重力； 載機重心離前軸距離；假設為軸距；即

37、 斗刃在地面上的支點至裝載機前輪接地點的距離；由圖得鏟斗在鏟掘位置繞點上翻時，鏟斗刃口的運動方向基本上接近于垂直地面，因此可以認為轉斗油缸作用力主要克服鏟起阻力（見圖11） 圖11轉斗油缸作用力分析圖 Figure 11 turn fights oil cylinder force were取 取 因 其中為鏟斗自重力 L1= 則 考慮到連桿機構鉸點的摩擦損失，則每只轉斗油缸受力為式中 -轉斗油缸數(shù) -考慮連桿機構的摩擦損失系數(shù)，取 則 轉斗液壓缸用于轉斗，反復推拉搖臂完成鏟掘和卸載。 活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，故它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。式中 油缸的工

38、作壓力，取 =MPa 油缸的機械效率，主要考慮密封處的摩擦損失=，平均取0.95 =查表3，又考慮到液壓缸的行程為600mm左右，故選取缸徑：=。根據(jù)實際工作情況，采用組合式活塞，活塞和活塞桿采用卡環(huán)型連接，密封結構采用O型密封圈和Y型密封圈。有導向環(huán)。選用35鋼為活塞材料?；钊麑挾纫话銥榛钊鈴降?.51.0倍，取系數(shù)為0.6，則活塞寬度為：活塞外徑配合采用f9，外徑對內孔的同軸度公差定為0.01mm，端面與軸線的垂直度公差為0.02mm/100mm，外表面的圓度和圓柱度不大于外徑公差的1/2。 =活塞外徑配合采用f9，外徑對內孔的同軸度公差定為0.01mm，端面與軸線的垂直度公差為0.02

39、mm/100mm，外表面的圓度和圓柱度不大于外徑公差的1/2。表3 工程液壓缸技術參數(shù)Table 3 engineering technical parameters of hydraulic cylinder缸徑/mm活塞桿直徑/mm推力/N額定工作壓力16MPa1.331.462 拉力63323545201003701034480244309045506310179076340703705191014070801002463001847301658801206401809010012540715030536028149021080020010011014050266037699035066

40、0256350250125140180785400589050539100378250 活塞桿活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠強度和剛度。此桿體用實心桿?？紤]到桿與搖臂的連接方式，故桿外端選用鉸銷型。查表4表4 公稱壓力表Table 4 nominal pressure gauge公稱壓力/1012.52020 1.331.46，22由于，故選取為： 、對于雙作用單邊活塞桿液壓缸，其活塞桿直徑d根據(jù)往復運動速比（即面積比）來確定：mm按標準選取 由工程液壓缸的技術規(guī)格，又可得：最大行程4000mm, 推力502660N，拉力376990

41、N。 選用45鋼作為活塞桿材料，調質處理，表面鍍 。要求對活塞桿進行淬火，淬火深度0.8mm。并可查得35鋼的機械性能參數(shù)： 活塞桿要在導向套中滑動，采用H8/h7配合。圓度和圓柱度公差不大于直徑公差的1/2。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差要求不大于0.01mm，為了保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度，以避免活塞與缸筒、活塞桿與導向套的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差定位0.02mm/100mm，以保證活塞安裝不產生傾斜。 活塞的外圓粗糙度定為0.2m，以利于表面形成油膜。為了提高耐磨性和防銹性，對活塞桿表面進行鍍處理，并進行拋光和磨削加工。（1）活塞桿的強度計算：活塞桿在

42、穩(wěn)定工況下，只受軸向推力或拉力，可以近似地用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式計算： 滿足條件其中 活塞桿作用力， 活塞桿直徑， 材料的許用應力. ， n=35，取n=3則 活塞桿的螺紋和退刀槽等結構往往是活塞桿上的危險截面，此處的合成應力應滿足 滿足條件其中 活塞桿拉力， 危險截面直徑，取 缸筒（1）流量的計算,活塞的運動速度為單位時間內壓力油推動活塞移動的距離。根據(jù)工況，速度V定為： V =0.12m/s=7.2m/min實際上，活塞在行程兩端各有一個加、減速階段，此速度值為最高速度。流量為單位時間內油液通過油缸有效截面的體積。 由于 則 由于此單活塞液壓缸采用彈性密封材料，故取液壓缸容積

43、效率： =1當活塞桿伸出時： 當活塞桿縮回時,取= 其中液壓缸內徑 活塞桿直徑 （2）缸筒材料的選擇,采用法蘭連接缸筒，端部焊法蘭。（3）對缸筒的要求1，有足夠的強度，能長期承受工作壓力及短期動態(tài)壓力而不致永久變形。 2，有足夠的剛度，能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲。3，內表面與活塞密封件及導向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。4，需要焊接的缸筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管接頭后不至于產生裂紋或過大的變形。（4）缸筒外徑的計算,缸筒壁厚為：其中缸筒材料強度要求的最小值，缸筒外徑公差余量，腐蝕余量，關于的值，按

44、下列情況分別計算：一般可用薄壁缸筒的實用計算式： 其中安全系數(shù)，通常取5綜上可知為:圓整到無縫鋼管的標準外徑，取所以缸筒壁厚為： 故缸筒外徑為： 符合條件（5）缸筒其他參數(shù)的計算，包括主要技術參數(shù)和各個元件的選取1) 缸筒底部厚度：此缸筒底部為平面，厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似的計算： 其中 筒內最大工作壓力 （） ； 缸筒內徑 （）；筒底材料許用應力 ,其選用方法與計算缸筒壁厚計算相同。則缸筒底部厚度為： 2）缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030倍。所以轉斗油缸內部長度

45、 3）螺栓的選型和計算：根據(jù)實際工況，缸體和前端法蘭、缸底與缸體均采用焊接聯(lián)接，連接前缸蓋和前端法蘭的螺栓，選用六角頭全螺紋B級M30螺栓。螺栓材料為45鋼。許用應力為p=600 Mpa其具體參數(shù)為： (公稱) =35.38mm (公稱)=18.7mm (最小)=0.4mm (最小)=33.5mm (最大)=10.5mm (最大)=33.4mm (公稱)：60200mm 全螺紋長度：60200mm表面處理：不經(jīng)處理 螺紋公差：8g缸筒與端部用法蘭連接時，螺栓的強度計算如下：螺紋處的拉應力：其中擰緊螺紋的系數(shù)，變載荷取K=2.54缸筒端部承受的最大推力，螺紋小徑，螺栓的數(shù)量，螺紋處的剪應力：螺栓

46、主要受軸向力，剪力幾乎為零，故忽略不計合成應力： 符合條件4） 缸筒頭部法蘭厚度： 法蘭材料為35鋼，機械預加工后再調質， 其中法蘭在缸筒最大內壓下所承受的最大壓力， 許用應力，取1.2 法蘭外圓半徑， 根據(jù)實際工況確定為： 可根據(jù)下式計算得到： 所以可得缸筒頭部法蘭厚度為：15.4，考慮到螺栓的安裝，取 5） 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。缸蓋材料為35鋼。無孔時：有孔時：式中 缸蓋有效厚度 （） 缸體內徑 （） 缸蓋孔的直徑 （） 缸體內最大工作壓力 （） 材料許用應力 （）因為缸蓋上無進出有孔，故 6） 缸筒制造加工要求1，缸筒內徑

47、D采用H7或H8級配合，表面粗糙度Ra值一般為0.160.32m。都需進行研磨。2，熱處理：調質、硬度HB241285。3，缸筒內徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差的1/2。4，缸筒直線度公差在500mm長度上不大于0.03mm。5，缸筒端面T對內徑的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。6，耳環(huán)孔的軸線對缸徑D的偏移不大于0.03mm，對缸徑D的垂直度在100mm上不大于0.1mm。此外，通往油口的內孔口必須倒角，不允許有飛邊、毛刺，以免劃傷密封件。為便于裝配和不損壞密封件，缸筒內孔口應倒15度角?？稍诟淄矁缺砻嫦儒僄r，再進行研磨或拋光，以防止腐蝕生銹和提高使用壽命，在缸筒外表面

48、涂耐油油漆。 活塞桿的校核根據(jù)實際工況，液壓缸的歐拉載荷條件為：兩端鉸接，剛性導向，n =1。（1）按強度條件校核，當活塞桿長度L小于等于10d時，按強度條件校核活塞桿直徑d (m) 設計活塞桿的實際長度為L=1114mm，所以由 式中 活塞桿推力（）； 活塞桿材料許用應力（）；=式中 材料屈服極限（）； 屈服安全系數(shù)，一般取1.42。設計是取1.4則 故活塞桿滿足強度要求（2）按彎曲穩(wěn)定性校核，當活塞桿全部伸出后，活塞桿外端到缸的支撐點之間的距離>，應進行穩(wěn)定性校核。若受力F1完全在軸上，按下式計算： 符合條件其中活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力，安全系數(shù)，通常去1.52液壓缸安裝及導向系數(shù)，取實際彈性模數(shù)材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取 材料的彈性模數(shù)，鋼材