毕业设计（论文）-ZL60轮式装载机正转六连杆工作机构设计.docx

ZL60型轮式装载机正转六连杆工作机构设计摘要轮式装载机是一种应用非常广泛的装运机械，它具有重量轻、灵活性好、效率高、维护方便等特点；它既可进行铲装作业，又可用作短途运输，对于减轻劳动强度，加快工作进程，提高工作质量起着重要的作用。装载机械的发展方向，对于地露天矿是向大型化、连续化方向发展，斗容越大，生产率越高，运营费越低，但其增大值也是有限的。轮胎式装载机的工作装置是用于铲装、卸载的机构，它包括一个铲斗、一个动臂、举升油缸、转斗油缸、转斗杆件及其操作液压系统等。反转六连杆机构具有较大的铲取力并且能很好的实现铲斗自动放平，并且它还具有结构紧凑、前悬小、司机视野好、结构简单、受力良好等突出优点，并得到了广泛的应用。这次设计，是主要依据“减少装载工作阻力，满足生产率需求。”同时做到各种工作条件下不易撒料，具有良好的耐磨性、抗抗冲击性，强度好等。装载机是-一种我们生活中最常见的工程机械，它主要通过液压驱动工作装置来实现斗的翻转和升降，来完成装载机装卸。装载机可以有效地降低劳动强度，提高劳动效率。在现代化施工建设中，它广泛应用于道路建设、物料运输等领域，己成为必不可少的工程机械之一。本文对ZL60装载机的的工作装置进行设计，包括铲斗、动臂、连杆机构及组件的尺寸的计算，以及采用受力分析法计算工作装置的强度等。关键词：装载机；ZL60;正转六杆机构；工作装置AbstractWheelloaderisaverywideshippingmachinery,itislight,flexible,efficient,convenientmaintenance,thistoreducelaborintensity,accelerated,improvequalityofworkonthisimportantrole.So,worldofloadervarieties,production,etc,withgreatimportancetodevelopstrength,makeitsdevelopment.Thisdesignisfivecubicversalsix-freedomheavy-tonnageloader,Designandcalculationofthesequenceis:containcalculation,Thedesignofbucket,Thecalculatedandchecked,Cylinderdesignandcheckforthecostcalculation.Throughaseriesofdesigncalculationtothedesignofthebasicdata,soastorealizetheoptimumratiooftheloader,institutionofoptimization.Theloaderisacommonconstructionmachine.Itachievestheturningandliftingofthebucketbyhydraulicallydrivingtheworkingdevicetocompletetheloading,lifting,andunloadingoftheload.Theloadercaneffectivelyreducelaborintensityandincreaselaborefficiency.Inmodernconstructionconstruction,itiswidelyusedinroadconstruction,materialtransportationandotherfields,andhasbecomeoneoftheessentialengineeringmachinery.ThispaperdesignstheworkingdeviceoftheZL60loader,includingthecalculationofthedimensionsofbuckets,booms,linkagemechanismsandcomponents,andthecalculationofthestrengthoftheworkingdeviceusingtheforceanalysismethod.Keywords:loader;ZL60;forwardsix-barmechanism;workingdevice第1章绪论11.1 装载机概述11.2 铲斗结构设计及材料选择11.2.1 斗体形状11.2.2 切削刃的形状11.2.3 斗侧壁的形状11.2.4 斗底2第2章工作机构的总体设计32.1 设计参数32.2 装载机的工作过程32.3 装载机的结构形式42.4 自由度的计算5第3章铲斗几何形状的确定73.1 铲斗容量的计算83.2 斗齿的选择与位置的初步确定10第4章工作装置的的设计计算Il4.1 动臂的设计114.2 连杆机构设计114.3 六杆机构连杆系统的尺寸参数设计12第5章工作机构的强度计算175.1 计算位置175.2 外载荷的确定175.3 工作装置的受力分析195.4 工作装置的强度校核235.4.1 动臂235.4.2 钱销265.4.3 连杆285.4.4 摇臂295.4.5 油缸315.5 缓冲装置设计32附录33参考文献35致谢371.1 装载机概述装载机是我们生活中一种常见的工程机械，它通过液压驱动工作装置实现斗的翻转和升降，来完成装载机的装卸。按照行走装置的不同可以分为履带式装载机和轮胎式装载机。前者一般应用于大载荷、恶劣环境的工况中，后者应用于一般工况中，在此工况更能发挥出它机动性能好的特点。装载机可以有效地降低劳动强度，提高劳动效率。在现代化施工建设中，它广泛应用于道路施工、土方开挖、物料运输等领域，己成为不可缺少的工程机械之一。ZL系列轮式装载机是一种结构先进、性能可靠、操作性强，使用方便的高效工程机械。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，因此近几年来国内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 铲斗结构设计及材料选择1.2.1 斗体形状轮胎式装载机的铲斗斗容较大，截面形状一般为型，采用钢板焊接而成。从整个斗体形状来看，铲斗基本可以分成"浅斗”和“深斗”两种类型。在斗容相同时，前者铲斗开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者相反。浅底铲斗插入料堆的深度较小，相应的插入阻力也小，容易装满，但运输时易撒料；由于浅底铲斗前悬增大，影响车辆行驶的平稳性。而深底铲斗则恰恰相反。相比之下，定点装载用浅斗，而运输距离较大时，采用深底铲斗较为适宜。综上所述，本次设计的地下矿用装载机的铲斗选用浅底斗型。1.2.2 切削刃的形状切削刃有两种，一种是直线型，另一种是非直线型。直线型形式简单，有利于铲平地面和铲装小块松散的物料。插入阻力较大。但铲斗的装满系数较好。如果在斗刃上装上铲斗齿，则容易插入密实的料堆或翘起大块物料，斗齿磨损后也容易更换或补修。铲斗较宽者多采用直线型。本次设计的铲斗切削刃采用带斗齿的直线型刃。1.2,3斗侧壁的形状侧壁有弧线型的侧刃和直线型的侧刃。装载机中使用直线型的侧刃比较普遍，因大容量的铲斗宽度大，侧刃形状对插入阻力影响的比重小。铲斗的后壁较短。侧刃的倾角为锐角。因为侧刃参与插入工作，为减小插入阻力侧壁前刃与斗前壁成锐角是合理的。1.2.4 斗底斗前壁与斗后壁用圆弧衔接，构成弧形斗底。为了使物料在斗中有良好的流动性,斗底圆弧半径不宜太小。前后壁夹角不应小于物料与钢板的摩擦角的二倍，以免卡住大块物料。若取物料与钢板的摩擦系数f=0.4,则摩擦角。二22。，所以张开角必须大44°o由于铲斗在工作的过程中会直接与矿石产生摩擦，工作条件非常恶劣，特别是铲斗前壁易磨损，因此。采用高强度合金钢做唇板或堆焊与铲斗的斗刃前沿，并经过热处理以增加其耐磨性。为了提高铲斗的刚度，在铲斗的后壁与斗底等处有加强板或加强筋。本次设计的铲斗各切削刃和壁均采用16Mn钢材，以保证其耐磨性和强度、刚度等各方面的要求。第2章工作机构的总体设计2.1 设计参数表21设计参数斗容m3额定载重量八最大铲取力/kN力/KN最小机体外形长度机体外形宽度咻幅高度轮胎规格/in液压系统工作压力/Mpa卸载距离mm最大卸载高度mm3.361801651250310085932814343524.5-25302.2 装载机的工作过程装载机采掘和卸载货物的作业是通过工作装置的移动实现的。装载机的工作装置主要由铲斗，动臂、摇臂、连杆及液压系统等组成。铲斗以铲装物料；动臂和动臂油缸的作用是提升铲斗并使之与车架连接；转斗油缸通过摇臂，连杆使铲斗转动。动臂的升降和铲斗的旋转采用液压操作。（1）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钦接所构成的连杆机构，应保证在装载机作业时能满足：1）铲斗的平移能力，即当转斗油缸闭锁，动臂在动臂油缸的作用力下提升时。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内。以免装满物料的铲斗由于倾斜而洒落物料。2）一定大小的卸荷角，即当动臂处于任何作业位置时，在转斗油缸的作用下通过连杆机构使铲斗绕其较接点转动，并且卸荷角不小于45度。3）铲斗的自动放平能力，即在动臂下降时，铲斗能自动放平，以减轻驾驶员的劳动强度，提高生产率。（2）装载工作对工作机构设计的要求轮胎式装载机是一种装运卸作业联合一体的自行式机械，它的工作过程由5种工作状态或工况组成:1）工况I插入状态动臂下放，铲斗放置地面，斗尖触地，铲斗前壁对地面呈35。前倾角；开动装载机铲斗借助机器的牵引力插入料堆。2）工况11铲装状态工况1以后，转动铲斗，铲取物料，待铲斗口翻转至近似水平为止。3）工况III重载运输状态举升动臂，待工况II之铲斗升高到适合位置（以斗底离地的高度不小于最小允许距离为准），然后驱动装载机，载重驶向卸载点。4）工况IV卸载状态在卸载点，举升动臂将铲斗移至卸载位置；翻转铲斗，向运输车辆或固定料仓卸载；卸载后，下放动臂，使铲斗恢复到运输状态。5）工况V空载运输状态卸载结束后，装载机由卸载点空载返回装载点。在露天矿或工地，通常轮胎式装载机是向载重汽车卸裁，出于装载点和卸载点距离很近，卸载位置较高，所以一般称作“定点高位卸载（3）工作装置的结构设计应满足以下要求：1）确保满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，可在任何位置都能卸净物料并考虑可换工作装置。2）保证作业过程中任何构件不与其它构件干涉。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个构件尺寸几位置的相互影响，可变性很大。对于选定的结构形式，在满足上述条件下可以有各种各样的构件尺寸及钱接点位置。通过对各种方案的比较，选出最佳构件的尺寸及钱接点位置，使所设计的工作装置不仅满足使用要求，而且具有较高的技术经济指标。2.3 装载机的结构形式装载机按组成连杆机构的数目可以分为六连杆和八连杆，连杆构件数目多，机构的钱接点就多，结构越复杂，因此超过八连杆的机构在装载机上一般不采用。根据连杆机构的运动可以分为正转连杆机构和反转连杆工作机构。如图2-1就是反转连杆工作装置。正转连杆机构的摇臂与铲斗转动方向相同，而反转连杆工作装置的摇臂与铲斗转动方向相反。正转连杆机构工作装置的运动特性是：在铲斗底面略低于地面时是最大掘起力，即铲斗转角为负值时，适宜于挖掘地面，铲斗卸荷时前倾角速度大，易于抖落物料，但冲击较大。反转连杆工作装置的运动特点是：最大掘起力是在铲斗底略高于地面后翻转时发挥出来，而且最大铲起力比正转连杆机构大。反转连杆机构在铲装物料转斗时掘起力大，易于进行掘起作业，适用于一次铲掘法铲装，但是不适于进行往上耙料的作业，铲斗卸载时前倾最后阶段速度降低，卸载平稳、冲击小，但难于抖落砂土；由于连杆数目少，传动比小，为了提高摇臂传动比，必需增大尺寸，这不仅使卸载时连杆易碰自卸卡车货槽侧壁，而且还造成驾驶员视野不好；铲斗在最高卸载位置卸载后，下降动臂铲斗易于自动放平。图2-1反转六连杆工作机构电图2-2正转连杆工作机构2.4 自由度的计算由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。转斗机构有转斗油缸、摇臂、连杆、铲斗、动臂和机架六个部分组成。实际上它由两个正转四杆部件组成。当举升动臂时,若假定动臂为固定杆，则可把机架视为输入杆，把铲斗视为输出杆，由于机架和铲斗转向相反，故称为正转六杆机构。活动构件和一个移动副，则正转杆工作机构的活动构件数n=8,运动低副数6=11,机构的自由度数F为：F=3n-2Pl=3x82x11=2因为两个油缸均为原动件，故整个机构有确定的运动。第3章铲斗几何形状的确定铲斗是工作机构的主要组成部分。由于它与物料直接接触，它是一个装卸的工具和容器，所以它的形状、各部结构、几何尺寸、质量、强度等等。全严重影响着整机的生产能力、功率和效率等。这种设计，是主要依据“减少装载工作阻力，满足生产率需求。''同时做到在不同工作条件下不易撒料，具有良好的耐磨性、抗冲击性，和良好的强度。因为本次设计的3.3n?的装载机是用于露天场合作业的，一般为定点高位卸载。所因此，在卸载时采用铲斗前卸式方式，在铲取物料时，采取底取式方式。铲斗几何形状的确定及斗容中心的计算：铲斗基本参数的确定：设计时，把铲斗的回转半径R（即铲斗与动臂较接点至切削刃间的距离），如图3-1所示，作为基本参数，铲斗的其他参数作为R的函数。它的大小不仅直接影响铲斗底壁的长度，而且还直接影响转斗时掘起力及斗容的大小，所以它是一个与整机总体有关的参数。铲斗的回转半径R可按照式（3.1）计算。图3-1铲斗尺寸参考5Ig(Z + cos1)sin -若cot-0.5- 1- -2 I 180(3-1)式中匕铲斗平装斗容，3n综铲斗内侧宽度，3.03m乙铲斗斗底长度系数，4=1.40L53后壁长度系数,2z=1.1-1.2儿挡板高度系数，4=0.120.144f,圆弧半径系数，r=一(0.350.4)R，张开角，为45。52。取50。挡板与后壁间的夹角5。10。(无挡板取0)图3-1中各参数含义如下：厂铲斗圆弧半径，m人斗底长度，是指由铲斗切削刃至斗底延长线与斗后壁延长线交点的距离，mLg=&R=(1.41.53)RL后壁长度，是指由后壁上缘至后壁延长线与斗底延长线交点的距离，mLz=4R=(Ll1.2)R乙挡板高度，mLk=4R=(0.120.14)R调整参数，根据调整后的各值与R之比分别计算4、4、儿、儿值，4=1.4,z1.2,k=0.13,r=0.4然后代入式(3-1),即可确定铲斗的回转半径R,通过计算得出R才1314mm即可得出Ls,=1.4×1314=1839.6mm=1.2×1314=1576.8mm=0.13×1314=170.8mm一般取铲斗侧壁切削刃相对斗底壁的倾角4=50°60°o铲斗与动臂较接点距离斗底壁的高度=(0.060.12)R=78.84157.68mm。r=525.6mmS=0.957m23.1 铲斗容量的计算由于本次设计的铲斗容量是在设计任务书中体现出来的，并且铲斗的参数都是根据铲斗容量而定下的，所以如下只介绍的是它的算法公式。平装容量铲斗的平装容量（见图3-2）按照式（32）计算。对于有防溢板的铲斗(3-2)Vv=5B0-tz=2.87m3式中S有挡板的铲斗横截面面积，m2BO铲斗内侧宽度，ma挡板高度，m人斗刃刃口与挡板最上部之间的距离，m对于无防溢板的铲斗V：=SR（H?）式中不装挡板的铲斗横截面面积，图3-2铲斗容量计算额定容量铲斗的额定容量（见图3-2）按照式（33）计算。对于有防溢板的铲斗(3-3)V=V+-(6z+c)=3.44m3rS86式中C物料堆积高度，m对于无防溢板的铲斗3.44-3.3=-=424%<5%该结果在误差范围内，所以该方案合理。判断铲斗类型：对于浅底铲斗为：La=(425-475)j对于深底铲斗为：La=(620665),所以此铲斗为浅底铲斗。3.2 斗齿的选择与位置的初步确定铲斗切削刃上装有斗齿时，斗齿将先于切削刃插入物料堆，由于它比压力(即单位长度插入力)大，所以比不带斗齿的切削刃易于插入物料堆，插入阻力能减小20%。特别是对于物料堆的块度较大、较密实的情况下，效果尤为显著。因此，这次设计的轮胎式装载机的铲斗带有斗齿。而斗齿的形状和间距对切削阻力是有影响的。当间距太大时，由于切削刃将直接参与插入工作，使阻力增大；若间距太小时，也将增加工作阻力，因为齿间易卡住石块。参考同类型其他铲斗的情况和一般的装载机铲斗间距，这里取斗齿间距为300mmo因为长而窄的斗齿比短而宽的斗齿插入阻力小。但豆豉太窄又容易损坏，所以齿宽以每厘米长载荷不大于500600kg为宜。所以本次设计的斗齿宽定为50mm。第4章工作装置的的设计计算4.1动臂的设计（1）动臂的形状与结构动臂的形状一般可以分为直线形和曲线形两种，如图4-1所示。直线形动臂不仅结构简单，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，一般用于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。图4-1动臂结构形式图动臂的断面结构有单板、双板和箱型三种形式。单板动臂结构简单、工艺性好、但其中强度和刚度较低，在小型装载机中采用较多，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。（2）动臂长度按图利用几何关系，可以求出动臂的长度ID=JKmin-ROCOSQ+£）+，/+【"smax-&§抽（。+夕）F（miB）（4-1）式中：Amin铲斗最小卸载距离，1250mm；Ro铲斗的回转半径，；a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，通常取尸之45。；取45。；Ib动臂与车架被接点到装载机前面外廓水平距离；Hsmax最大卸载高度，3100mmo计算得：Id=2422nn4.2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。对已定结构型式的连杆机构，在满足使用要求的情况下，各构件可以设计成各种尺寸及不同较接点位置，构件尺寸及较接点的位置可变性较大。所以设计出的连杆机构，并不都具有高的技术经济指标。要想获得连杆机构的最佳尺寸及构件最合理的钱接位置，需要结合总体布置、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。若运用优化设计理论，借助计算机，则可以获得更理想的设计方案。连杆机构设计要求1）有好的平移性，在动臂从最低到最高卸载高度的举升过程中，铲斗后倾角变化尽可能小，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；使在运输位置时应该大于45度。通常在最大卸载高度时一般取4761度。2）有良好的卸载性，在动臂举升高度范围内的任意位置，铲斗的卸载角445o,以确保能卸载干净。3）有良好的动力性，在设计构件尺寸的时候，为了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，从而使有效分力大，以便有较大的掘起力；运输位置传动角小于170度，因为这个角太大会使铲斗收不紧，以致在运输途中物料容易撒落。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，如果翻斗油缸行程较长的话，会造成卸料时间过长。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。4.3六杆机构连杆系统的尺寸参数设计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钱接点的位置有关，因此连杆机构的其他构件的尺寸可以依据该参数来确定。正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、机架六个构件组成，由于DF和BC转向相同，所以此机构称为正转六杆机构。工作机构各钱点的坐标值，最终必须使设计满足对工作机构设计提出的各种要求。在运动学方面，必须满足铲斗能举升运动，达到最大卸载高度，最小卸载距离和各个位置的卸载角等要求。在动力学方面，主要是满足挖掘力、举升力和生产率的耍求前提下，使转斗油缸和举升油缸所需输出力及功率尽量减少。正转六连杆工作机构的连杆系统的设计要特别注意的是：一定要保证机构在各种工况的各个位置都能正常工作，不的出现“死点”、”自锁”和“机构撕裂”等机构运动被破坏的现象。目前，连杆系统尺寸参数的设计主要有图解法和解析法两种方法。由于图解法更为直观，故这次设计采用图解法计算。图解法是在初步确定了最大卸载高，最小卸载距离，卸载角，轮胎尺寸和铲斗尺寸等参数后进行。正转连杆机构（见图4-2）的尺寸及较点位置确定：连杆CD的长度b,摇臂DE的长臂长度c和短臂长度e,铲斗上两个较接点BC之间的距离a,较接点E和较接点C的位置，转斗油缸与车架的较点G的位置及转斗油缸的行程等。GD图4-3正转六杆机构（1）摇臂DE长度及较接点位置连杆与铲斗钱点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RO之间的夹角-=10Oo125。；摇臂DE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DE的形状和长短臂的比例关系c/e及较点E的位置，是由连杆机构的受力情况及它们在空间布置的方便性和可能性来确定的，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状的。弯曲形摇臂夹角一般不大于30度，否则构件受力不良。处。钱点E的位置，布置在动臂两钱点连线AB的中部。偏上m设计时初定：=(0.130.14).9。=(0.480.5)%；M=(O.H0.12)/。；(4-2)e=(0.22-0.24)o;C=(0.270.29)/。计算得：=319340Ie=II63-1121m=266291e=532581c=654702(2)确定连杆CD长度b及转斗油缸在车架上的较接点G在确定上述尺寸后，通过作图法确定连杆CD的长度b,转斗油缸在车架上的钱接点G及其行程，如图4.4所示。根据已经选好的连杆机构尺寸参数，绘制出动臂和铲斗在地面时，铲斗后倾角45度的位置及摇臂和动臂的较点Eo将动臂从最低到最高位置的转角等分成4部分，将动臂提升到不同的角度，并保持铲斗的平移性，依次绘出用弓,殳。2，%。3，田。4,8夕5的相应位置，并使它们彼此平行。绘出铲斗在最大卸载高度时的卸载位置，取卸载角45度，假设铲斗在最大卸载高度卸载时摇臂DF和连杆CD处在极端位置，即较接点C、D、E位于一条直线上，贝ICD的最小长度b=C5E5-。然后根据已选定的连杆CD和摇臂DEF,绘出其相应的位置GA和A46,由此得出该位置摇臂与转斗油缸的钱点F,0在保持后倾铲斗的平移性时，作出铲斗在提升过程中的各位置及其相应的连杆机构位置，得出相应的摇臂与转斗油缸较点的相对位置巴，连接产,各点得一曲线，作该曲线的外包弧M；则圆弧M的圆心G即为所求转斗油缸在车架上的较点；半径GF即为转斗油缸的最大安装长度RmaI同理，对铲斗在不同卸载位置时的连杆机构位置进行确定，得出摇臂与转斗油缸较点位置力，连接力各点得一曲线，作该曲线的内包圆弧N,则圆弧半径齿;为转斗油缸的最小安装长度Rmin。于是转斗油缸的行程。可以按下式计算：IX=Ra-Rmin=I您一侬=345(加)«-3)当在转斗油缸闭锁情况下举升动臂，铲斗在任何位置时的后倾角都比铲斗在地面时的后倾角大，在动臂举升范围内后倾角通常允许相差15度。铲斗卸载角通常随着卸载高度的降低而略有减小，若铲斗的卸载角小于45度，可以通过减小BC或。的长度来满足对卸载角的要求。当动臂举升到最大卸载位置卸载后，动臂下降到地面时要求铲斗能自动放平，只要凑成连杆机构铲斗由最高卸载位置到地面过程中，铲斗绕B点的上翻角等于/+°即可。(3)举升油缸与动臂和机架的较接点H及I的确定举升油缸布置应本着工作力矩大、油缸稳定性好、构件互不干扰、整机稳定性好的原则来确定。一般H点选在AG连线下方，并取AGNAH/3。AH不能取太大，它受到油缸行程的限制。I点尽量与地保持最小高度，并且往前桥方向靠是比较有利的，这样举升工作力臂大小变化比较小。图4-4确定连杆机构的图解法第5章工作机构的强度计算5.1 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，当装载机在铲掘物料时，装载机工作装置的受很大的力，所以取铲斗斗底与地面的前倾角为50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。5.2 外载荷的确定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。装载机的铲掘过程通常可分如下三种受力情况：图5-1典型工况1）斗水平插入料堤，工作装置油缸闭锁，此时认为铲斗切削刃只受到水平力的作用。2）铲斗水平插入料堆后，翻转铲斗（靠转斗油缸工作）或提升动臂（靠动臂油缸工作）铲掘时，此时认为铲斗切削刃只受到垂直力的作用。3）铲斗边插入边转斗或边插入边提臂铲掘时,此时认为水平力与垂直力同时作用在铲斗的切削刃上。综合上述分机可以得到如下六种工作装置的典型工况（图5-1）：（1） .对称水平力的作用工况（图5-la）水平力（即插入阻力PC）的大小由装载机的牵引力决定，其水平力的最大值为：RX=KPma×=（5-1）此处根据已知取R=P=165KNxmMAX装载机空载时的最大牵引力，与一插入力。（2） .对称垂直力的作用工况（图5Jb）垂直力（即铲起阻力）的大小受装载机纵向稳定条件的限制，其最大值为WLP-=/18x10x8572830=54.5KN（5.2）式中w装载机满载时的自重；W=17.5+0.5=18/I1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。L（W-W）3427（1-75%）WL1=%=以=875即（5-3）WW式中L轴距。L=3427mmoW整车重量。Wi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5-lg）此时垂直力，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）受水平偏教的作用工况（图5-ld）（5）受垂直偏载的作用工况（图5le）垂直力之大小与工况（b）相同。（6）受水平偏载与垂直偏载同时作用的工况（图5-1。水平力与垂直力的大小与工况（C）相同。5.3 工作装置的受力分析在确定了计算出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52a、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，其上作用的载荷取相应工况外载荷之半进行计算，即：=1×165=82.5KMP=P=×54.5=27.25KN在偏载工况中，近似地用求简支粱支反力的方法，求出分配于左右动臂平面内的等效力Ra与K：P；3Px*=也Pzaa（5-4）I-=由于微飕;号，所以取治与4进行计算。a=9880mm,b=870mm9880+870xl65=2038KN870988.870545=673KNZ870（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钢板的重量Gl,另一部分是筋板、吊耳等附属装置的重量AG,估算AG的值为10%Gl,则GD=G1+G=G+10%G1=1.IG1又G1=（25/+S2t+SKt）Pg式中Sl铲斗侧壁的面积，铲斗壁厚，S2斗底和后斗壁的面积，SK档板面积，p钢板的密度（取p=7850kgm3）,g重力加速度（取g=10NKg）,由前述可得Sl=0.957m2t=0.01mS2=6.437m2SK=0.461m2代入各项数据可得：G1=（2×0.957+6.437+0.461）×0.01×7850×10=6806NGd=LlG1=l.l×6806=7487N=7.487KN(3)考虑到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)断面的弯曲中心，即略去了由于安装校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)水平偏载取铲斗为分离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由ZM8=0，ppz+-d=(2cosa1÷2sin«1)(5-5)小+岑/争。Pc=乙z2cosal+l2sina1295×220+0×1530+x500=2360×cos6°+400×sin6°二184KN由ZX=O+5cos-Xs=0Xs=例+Bcos)=(295+184×cos60)=478KNXz=0,Csina1+Z-=0Zb -, sincrl +=-184sin60+2=-19.2+3.7=-15.5KN如图5-2b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：Pc=Pd图5-2受力分析由图示受力分析可知，连杆此时受拉。如图5-2c所示，取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力；=0(5-6)Pd+l4sma2+PDh3cos2=-PrI3sin%+PFhACOSa3.776×cos60+800×sin6P293x551×cos8-148×sin8o=438KNZX=O,Xe-PhCOSa3-PDcosa2=OXE=PFCoSa3+PDCoSa2=438×cos8u÷295×cos6o=727KNZz=O,-Zf+丹Sina§-匕Sina2=0Ze二弓Sina§一分Sina2=438×sin8o-295×sin6°=30MV取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力：，Ma=0,PhGCoSa4+4SinaJ-ZJ+XE为+ZeI6=0P_XB%+ZJ_X，5_Z4(z6cosa4+5sina4)478x2053-15.5x1527-727x790-30x904742×cosl5o+339×sin15°二443KNYjX=0,Xa-Phcosa4+Xb-Xe=OXa=Phcosa4-Xb+Xe=443cosl5°-478+727=677KNZ=0,Z+7-sina4+Z£-Zfi=0ZA=ZB-ZEPHCOSa4=-15.5-3O-443sinl5o=760KN(b)垂直偏载与求水平偏载一样，取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力：由EM8=0Zz1+1=Pc(h2cosa1+Z2sin«1)(5-7)Pkh、+rCU：Zz2cosa1+Z2sn%0x220+116x1530+x500=2360×cos6o+400×sin6°=495KN由ZX=0,P；+PcCOSal-XB=0Xs=(+BCOS?)=(÷495×cos60)=492KNZ=0,sina1÷Z-=028=(岑-i*+与)=116-495sin60+2=61KN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,BP：PC=PD由图示受力分析可知，连杆此时受拉。取摇臂为脱离体，根据平衡原理，分桥摇臂的受力；(5-8)X=oPd+l4sma2+Pd3cos2=-PrI3sina3+Prh4CoSa3PF=495×547-18二735KyZX=O,XE-PFCoSa3-PDCoSa2=XE=PFCOSa3+PDCoSa2=735×cos8o+495×cos6c=1220KNZZ=O-Ze+sina3-sin2=OZt=PFsina3-PDsina2=735XSin80-495XSin6'=-50.6KN取动臂为脱离体，根据平衡原理，分析动臂的受力:ZMA=0,PH(cos4+/5sM%)Xb%ZJ+X，5+ZJg=Op_XB阳+ZiiIi-X，5-Z4(6cosa4+5sina4)492×1853+61X1767-1220×639-50.6×742806XCOSI50+680XSinl5°=200KNZX=O,Xzt-丹cos%+Xs-Xe=OXA=PH-COStZ4-X÷Xt-=200cosl5o-492÷1220=92IKNZ=0,ZA+PHsincx4÷Z-Z=0ZA=ZB-ZEPHCOSOf4=61-5O.6-2OOsinl5o=一41KN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。5.4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。5.