挖掘机设计

挖掘机 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 西北工业大学继续教育学院 毕 业 设 计 (论文)意 见 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 设计题目 设计者 指导教师 年 月 日 年 月 日 顾问教师 年 月 日 部门负责人 年 月 日 意见参考提纲 1. 学生完成的工作量与内容是否符合任务书的要求。 2. 设计和论文的优缺点，包括:学生理论水平，独立工作能力，在工作方面的创造 性和组织能力，精确程度勤勉态度和在写作毕业设计或论文时候表现出的特殊爱 好与能力。 3. 设计或论文中研究较深入的部分和较成功的技术决定。 4. 作毕业设计或论文时遇到的困难和问题。 5. 对毕业设计或论文的质量与学生担任工程工作能力的总评。 6. 按百分制评定成绩。 西北工业大学继续教育学院 20 毕业设计(论文)意见书 年级 类别 专业 科 成绩 学生姓名 毕业设计题目 指导教师 年 月 日 顾问教师 年 月 日 毕业设计任务书 一、题目: 轮式装载机工作装置 二、指导思想和要求: 所设计的装载机应具有较强的作业能力，铲斗插入料堆的阻力要小，在料堆中铲掘的能力大、能耗小。工作机构的各杆件受力状态良好，强度寿命合理。结构和工作尺寸适应生产条件需要，效率高。结构简单紧凑，制造及维修容易，操作使用方便。 三、主要技术指标: 3 铲斗容量 4.5 m 额定载重量 6吨 操作质量 20200kg 最大牵引力 185KN ? 最大爬度 25 最小转弯半径(最外轮迹中心线) 6170mm 整机最大转角 36? 全长(斗平放地面) 8900mm 全宽(铲斗处) 3090mm 全高 3450mm 轴距 3285mm 轮距 2250mm 最小离地间隙(铰接点底部) 415mm 最大卸载高度 3600mm 相应卸载距离 1400mm 工作装置 单摇臂反转六连杆机构 液压操作系统 先导操纵 动臂油缸数—缸径×行程 2-D180/90-1557(最小安装距)×900(行程) 转斗油缸数—缸径×行程 1-D200/110-1450(最小安装距)×580(行程) 液控多路阀 FYZ-31A 工作油泵 CBGj3125 系统工作压力 17.5Mpa 四、进度与要求: 毕业设计交论文题目时间:7月30日——9月24日 毕业设计交初稿时间:7月28日——9月30日 毕业设计交二稿时间:10月01日——10月17日 毕业设计交三稿时间:10月18日——10月31日 毕业设计定稿时间: 11月01日——11月07日 毕业设计交收论文: 11月22日 五、主要参考书及参考资料 1. 王国彪,杨力夫. 装载机工作装置优化设计, 北京:机械工业出版社, 1996. 2. 杨占敏等. 轮式装载机. 北京:化学工业出版社, 2006. 3. 同济大学. 铲土运输机械.北京:中国建筑工业出版社，1987. 4. 殷林等. 徐工WL 30G轮式装载机. 工程机械，2005(9). 5. 许纯新. 工程机械底盘设计. 北京:机械工业出版社，1988. 6. 吴庆鸣等. 工程机械设计. 武汉:武汉大学出版社，2006. 7. 杨国平等. 现代工程机械技术. 北京:机械工业出版社，2006. 8. Xu Min,Jiang Shuyuna,Cai Ying. An improved thermal model for machine tool bearings，(2007)53–62. 年级:2009级 专业:机械设计制造及其自动化 指导老师: 2010年 月 日 学生: 2010年 月 日 摘要 轮式装载机工作装置由铲斗、连杆、摇臂、动臂、转斗油缸和举升油 缸组成。依靠这套装置装载机可以对汽车、火车进行散料装载作业，也可 以对散料进行短途运输作业，还可以进行平地修路等作业。 由于轮式装载机常工作在各种复杂的工况下，这就要求轮式装载机具 有良好的适应性和可靠性，尤其是工作装置的各种设计 参数 转速和进给参数表a氧化沟运行参数高温蒸汽处理医疗废物pid参数自整定算法口腔医院集中消毒供应 直接影响装载 机的整机性能，因此对轮式装载机的设计提出了严格的要求。对轮式装载 机工作装置的运动学、动力学进行研究，以提高装载机作业效率，对轮式 装载机的整机设计具有特别重要的意义。 本次设计采用新参数方法来设计铲斗尺寸参数，并验证容量;同时利 用图解法设计连杆机构尺寸，并对连杆机构进行受力分析及强度校核。 关键词:轮式装载机，工作装置，连杆机构，强度校核 目录 第一章 绪论 ........................................................ 1 1.1 轮式装载机简介 ............................................. 1 1.2 中国轮式装载机行业发展概括、机遇及其前景 ................... 1 1.3 轮式装载机工作装置简介 ..................................... 2 1.4 轮式装载机工作装置设计要求 ................................. 2 第二章 铲斗的设计 .................................................. 4 2.1 铲斗的结构形式 ............................................. 4 2.2 铲斗断面形状和基本参数确定 ................................. 5 2.3 铲斗容量计算 ............................................... 8 第三章 工作装置连杆系统设计 ........................................ 9 3.1 工作装置连杆机构的选型 ..................................... 9 3.2 工作装置连杆机构设计 ...................................... 10 3.2.1 机构分析 ............................................. 10 3.2.2 尺寸参数设计的图解法 ................................. 10 第四章 工作装置静力学计算及强度校合 ............................... 17 4.1 工作装置的静力学分析 ...................................... 17 4.1.1 外载荷的确定原则 ..................................... 17 4.1.2 外载荷计算 ........................................... 18 4.1.3 六种典型工况的计算 ................................... 19 4.2 工作装置的受力分析 ........................................ 24 4.2.1 对称载荷工况 ......................................... 24 4.2.2. 偏载工况 ............................................ 26 4.3 工作装置的强度校核 ........................................ 28 4.3.1 动臂 ................................................. 28 4.3.2 摇臂 ................................................. 31 4.3.3 连杆 ................................................. 32 4.3.4 铰销 ................................................. 34 结论……………………………………………………36 参考文献 ...................................................... 37 附录 ............................................................ 38 致谢 ............................................................ 39 第一章绪论 1.1 轮式装载机简介 轮式装载机属于铲土运输机械类，是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口和矿山等建设工程的土石方施工机械。具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，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，是现代机械化施工不可缺少的装备之一。 随着我国加入WTO组织和西部大开发的进程，及水电、港口、公路等基础设施建设项目的增多，国外先进工程机械先后涌入中国市场，我国工程机械面临前所未有的机遇和挑战。这也意味着我国工程机械行业对技术人才的技术素质提出了更高的要求。因此本次设计对我们来说是一次真正的挑战。 1.2 中国轮式装载机行业发展概括、机遇及其前景 目前，国外工程机械发展总的趋势是:发展快，水平高。如国外工程机械产品在集成电路、微型计算机及电子监控技术等方面都有广泛的应用，一些节能新技术得到了推广，可靠性、安全性、舒适性，环保性能得到了高度重视，并向大型化和微型化两个方向发展，大力发展机电液一体化产品，实现装载机工作状态的自动监测和控制，实现在有毒、有危险环境下工程机械作业的遥控;大力提高产品的质量、可靠性和技术水平;大力发展多品种，加强新技术的应用，改善驾驶员的工作条件等。 机械设备市场有一个明显的趋势，就是采矿设备日趋大型化，其道理很简单，目前可供开采的矿物资源逐渐枯竭，采矿公司的目标正投向边界品位矿体，在这种形势下，提高成本效益的有效方法之一就是加大工作面的尺寸，这就需采用大型采矿设备。从产品结构来看，我国装载机机型主要集中在3t、4t、5t级三种机型上，到2005年3-5t级机型市场占有率已达97%以上。其中尤以5t级机型最为集中，市场占有率达到60%以上，3t级产品这些年来市场占有率均在30%左右徘徊，6t级以上，特别是8t级以上的大吨位机种，国内成熟的产品不多，主要是进口或合资、独资企业产品。6-l0t级产品国内只有柳工、厦工、徐工和临工等少数几个企业有成熟的产品和技术，而且生产数量也很少，如果这些企业在技术、成本、价格及可靠性等几个方面有所突破，市场前景会更看好。从2005年进口装载机大多以大吨位为主，以卡特比勒、小松、沃尔沃等国外公司为主导产品。 因此，有必要大力发展我国大吨位装载机，对企业有很大的利益，能够促进我国工程机械行业的快速发展。 1.3 轮式装载机工作装置简介 装载机的工作装置主要由铲斗和支持铲斗进行装载机作业的连杆系统组成，依靠这套装置装载机可以对汽车、火车进行散料装载作业，也可以对散料进行短途运输作业，还可以进行平地修路等作业。把铲斗更换成专门的装置，还可以进行其他装载作业。 装载机的工作装置的结构和性能直接影响整机的工作尺寸和性能参数，因此，工作装置的合理性直接影响装载机的生产效率、工作负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环时间、外形尺寸和发动机功率等。轮式装载机工作装置有多种形式，根据杆数和运动特征可分为正转四连杆、正转五杆、正转六杆、反转六杆、正转八杆等类型。 图1-1 装载机工作装 置组成 如图1-1所示，轮式装载机工作装置由铲斗、连杆、摇臂、动臂、转斗油缸、举升油缸组成。这个机构实质是两个四杆机构。 1.4 轮式装载机工作装置设计要求 根据轮式装载机的作业特点，其工作装置的设计应满足以下要求。 基本要求 (1) 所设计的装载机应具有较强的作业能力，铲斗插入料堆的阻力要小，在料堆中铲掘的能力大、能耗小。工作机构的各杆件受力状态良好，强度寿命合理。结构和工作尺寸适应生产条件需要，效率高。结构简单紧凑，制造及维修容易，操作使用方便。 (2)特殊要求 ? 由于铲斗宽度和容积都较大，所以铲装阻力大，装满系数小，因此，设计时必须合理选取铲斗的结构尺寸，以减小工作阻力，达到装满卸净、运输平稳。 ? 铲斗由运输工况被举升到最高卸载位置的过程中，为避免铲斗中物料撤出，要求铲斗作“平移运动”。从不易撤料这一目的出发，绝对平动并无必要，只要把铲斗举升时的倾角变化限制在一定许可范围之内即可。设计时一般控制在以内为好。因为铲斗堆装时，物料堆角为1:2左右，10: 即倾角为27º左右，而松散物料的自然安息角平均在40º左右，所以举升过 º-27º=13º时便可减少撒料。 程中，铲斗口的倾角不大于40 ? 保证必要的卸载角、卸载高度和卸载距离。轮式装载机要求铲斗在从运输工况至最高位置之间的任一高度都能卸载干净，为此，铲斗各瞬时的卸载角(铲斗斗底对地面的前倾角)均需不小于45º。铲斗在最高位置卸 h载时，最大卸载高度和卸载距离，必须与配套的载重汽车车厢尺寸相Lmax 适应，或遵照设计任务书规定。 ? 铲斗能自动平放。铲斗在最高位置卸载后，闭锁转斗油缸，下放动臂，铲斗能自动变成插入工况的功能称为“铲斗自动平放”。 它对定点高位卸载很有意义。因为汽车就在装载机近旁，若卸载后，与下放动臂同时，装载机使向装载点，当到达装载点时，铲斗正好呈开始插入状态，即可开始新的装、运、卸工作循环。如此，能省去两次操作(铲斗由卸载工况?运输工况?插入工况)，既提高了装载机的工作效率，又减轻了司机的劳动强度。对于井下铲运机，由于多为动点低位卸载，此功能可不必考虑。 ? 轮式装载机的工作机构属于连杆机构，设计中要特别注意防止各个工况出现构件相互干扰、“死点”、自锁”和“机构撕裂”等现象;各处传动角不得小于;在满足工作性能的前提下，尽可能增大机构的倍力系数。 10: ? 应尽量减小工作机构的前悬(即工作机构重心至整机重心的距离)、长度和高度，以提高装载机在各种工况下的稳定性和司机的视野。 第二章 铲斗的设计 工作装置是装载机的执行机构之一，铲斗是这个执行机构的执行构件，它是工作装置的重要部件。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，因此铲斗的设计质量对装载机的工作能力有较大的影响。为了保证铲斗的设计质量，首先应当合理地确定铲斗的结构及几何形状，以降低铲斗插入物料的阻力。其次要保证铲斗具有足够的强度、刚度、耐磨性，使其具有合理的使用寿命。 2.1 铲斗的结构形式 (1)斗体形状 从整个斗体形状来看，铲斗基本分成“浅底”和“深底”两种类型。在斗容相同的情况下，前者开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者正好相反。 浅底铲斗插入料堆的深度小，相应的插入阻力也小，容易装满，但运输行驶时容易撒料;由于前悬增大，影响车辆行驶平稳性。而深底铲斗恰恰相反。相比之下，定点装载和运输距离短的情况使用浅底铲斗。斗体常用低碳、耐磨、高强度钢板焊接制成。 (2)切削刃的形状 根据装载机物料不同，切削刃有直线形和非直线形两种。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。 因此对于小型轮式装载机，因为插入阻力小，一般选择形式比较简单的直线形。斗刃材质既耐磨又耐冲击的中锰合金钢材料，侧切削刃用高强度的耐磨钢材料制成。 (3)斗齿 铲斗斗刃上可以有斗齿，也可以没有斗齿。若斗刃上装有斗齿时，斗齿将先于切削刃插入料堆，由于它比压大(即单位长度插入力大)，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，因此所设计的轮式装载机的铲斗带斗齿。中装载机上斗齿结构采用整体式。斗齿的间距为270mm左右。斗齿的材料和斗刃的材料相同，都用ZG25CrMnMo。 (4)铲斗侧刃 因为侧刃参与插入工作，为减小插入阻力，侧壁前刃应与都前壁成锐角，取侧壁切削刃厚度为0.02m。 (5)斗底 斗前壁与斗后壁用圆弧连接，构成弧形斗底。为了使物料在斗中有很好的流动性，斗底圆弧半径不宜太小，所以张开角一般大于45º。 并且为了提高铲斗的装满系数，在铲斗斗后壁上沿设计上挡板，它还可以在铲斗翻转速度较快时有效地防止物料散落。 2.2 铲斗断面形状和基本参数确定 (1)铲斗断面形状 rl铲斗的断面形状由铲斗圆弧半径，底臂长，后壁高和张开角四,h个参数确定，如图2-1所示。 图2-1 铲斗断面基本参数 r圆弧半径越大，物料进入铲斗的流动性越好，有利于减少物料装入斗 r内的阻力，卸料快而干净。但过大，斗的开口大，不易装满，且铲斗外形较高，影响驾驶员观察铲斗斗刃的工作情况。 后壁高是指铲斗上缘至圆弧与后壁切点间的距离。 h l底壁长是指斗底壁的直线段长度。长则铲斗铲入料堆深度大，斗易L 装满，但崛起力将由于力臂的增加而减小。 铲斗张开角为铲斗后壁与底壁间的夹角，一般取~,这里取,45:52: 。 50: 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 mm50~100。如铲斗宽度小于两轮外侧间的宽度，则铲斗铲取物料后形成的物料堆接替会损伤轮胎侧壁，并增加行驶的阻力。 (2)铲斗基本参数的确定 图2-2铲斗形状及参数 设计时把铲斗的回转半径(即铲斗与动臂铰接点至切削刃间的距离)R 作为基本参数，铲斗的其他参数则作为的函数。 R 是铲斗的回转半径，它的大小不仅直接影响铲斗底壁的长度，而且R 还直接影响转斗时崛起力及斗容的大小，所以它是一个与整机总体有关的 (2,1)参数。铲斗的回转半径可按式计算。 R Vsm= () R,,2B{[0.5，cos)sin],[cot,0.5(1,)]},,,,,,gkr012180() 2,1 3V式中 ——铲斗的平装容量，m; S Bm ——铲斗内侧宽度，; 0 ,, ——铲斗斗底长度系数，=1.40~1.53; gg ,, ——后壁长度系数，=1.1~1.2; zz ,, ——挡板高度系数，=0.12~0.14; kk r ——圆弧半径系数，==0.35~0.4; ,,rrR ——张开角，为~; ,45:52: ,——挡板与后壁间的夹角，选择,时应使侧壁切削刃与挡板11 的夹角为; 90: rm ——铲斗圆弧半径，; L ——斗底长度，是指由铲斗切削刃至斗底延长线与斗后壁延长g L,m线交点的距离，，=; Rgg L ——后壁长度，是指由后壁上缘至后壁延长线与斗底延长线交z mL,点的距离，，=; RZz LLm, ——挡板高度，，= Rkkk 3''VmmmmB已知，=，=，=(为铲斗钢板厚度)， mll4.5309016S1 '，BB则=-2=3090-216=3058 l01 ,,,,,取，=，=，=，=，=，=，代入式1.41.10.120.35,50:8:gk1zr ()中。 2,1 =R 94.5，10 50::2:3058{0.5，1.4(1.1，0.12cos8)sin50,0.35[ctg25,0.5,(1,)]}180 mm解得= R1588 ，L,mm== R1.41588,2223gg L,== R1.1，1588,1747mmzz L,== R0.12，1588,191mmkk mm r,,,R,0.35，1588,556r 是铲斗与动臂铰销(称下铰接点)h,0.12,R,0.1，1588,191mmh 距斗底壁的高度。 2.3 铲斗容量计算 (1)平装容量 铲斗的平装容量见图2-3计算。 图2-3铲斗横截面 对于有防溢板的铲斗 232(m),, VSBab s03 (2,2) 2式中 S——有挡板铲斗横截面面积面积，m; B0m ——铲斗内侧宽度 ; am ——挡板高度，; bm——斗刃刃口与挡板最上部之间的距离，。 m根据图2-3可知S=1.3?, =1.8 b 223V0.191m=1.3×3.1-××1.8=3.77 s3 (2)额定容量 额定容量见图计算。 2,3 对于有防溢板的铲斗 22bBb30V,V，,(a，c)(m) (2,3)ts86 cm式中 ——物料堆积高度， cm根据图2-3可知 =0.58 221.8，3.11.83V,(0.58，0.191)=3.77+=4.56 mt86 第三章 工作装置连杆系统设计 3.1 工作装置连杆机构的选型 轮式装载机工作装置连杆机构的设计任务是确定各连杆的尺寸和相互间的位置关系，以满足设计任务中所规定的使用性能及技术经济指标。由于连杆尺寸以及销轴位置的相互影响，连杆机构可变性很大，同时又要受到结构的限制，可变参数甚多，因而无法单纯采用理论计算的方法来确定，目前大多数采用图解法并配合统计或类比法加以确定。连杆结构采用转斗油缸后置式单臂反转六连杆结构。 图3-1 转斗油缸后置式反转六连杆机构 这种机构有如下优点: ?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植，所以可获得较大的掘起力; ?恰当地选择各构件的尺寸，不仅能得到良好的铲斗平动性能，而且可以实现铲斗的自动放平; ?结构十分紧凑，前悬小，司机视野良好。 缺点是摇臂和连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄空间，容易发生构件相互干涉。 3.2 工作装置连杆机构设计 轮式装载机工作装置连杆机构的设计任务是确定各连杆的尺寸和相互间的位置关系，以满足设计任务中所规定的使用性能及技术经济指标。由于连杆尺寸以及销轴位置的相互影响，连杆机构可变性很大，同时又要受结构的限制，可变参数甚多，因而无法单纯采用理论计算的方法确定，目前大多数采用图解法并配合统计和类比法加以确定。因为图解法比较直观，易于掌握。 3.2.1 机构分析 单臂反转六杆工作机构它是由两个反转四杆机构所串联组成。其一由机架杆、转斗油缸、上摇臂和动臂组成一个四连杆，因为它包括转斗液压缸，故它称为斗液压缸四杆机构。转斗液压缸活塞杆伸出，使铲斗上翻，实现收斗动作，活塞杆收缩，可使铲斗下翻，实现翻斗卸料动作。其二，由下摇臂、拉杆、斗连杆和动臂组成的四杆机构称为斗四连杆机构。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，把铲斗两铰点连线看成输出杆，由于机架和铲斗两铰点连线转向相反，所以把此机构称作反转六杆机构。 3.2.2 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、轮胎尺寸和铲斗几何尺寸等整机主要参数后进行的，它通过在坐标图上确定工作机构的9个铰接点的位置来实现。 h,3600,,50:l,1400，，(轮胎半径) r,900mmmaxxmin 图3-2臂上三铰接点设计 (1)动臂与铲斗、摇臂、机架的三个铰接点G、B、A的确定 1)确定坐标系 如图所示，先在坐标纸上选取直角坐标系xOy，并选定长度比例3,2 ,尺。 1 2)画铲斗图 xOy把已设计好的铲斗横截面轮廓图按比例画在坐标里，斗尖对准坐 x标原点O，斗前壁与轴呈前倾角。此为铲斗插入料堆时的位置，即工5: 况。 , 3)确定动臂与铲斗的铰接点G x由于G点的值坐标值最小，转斗崛起力就越大，所以G点靠近O点是有利的，但它受斗底和最小离地高度的限制，不能随意减小;而G点的y坐标值增大时，铲斗在料堆中的铲取面积增大，装的物料多，但这样缩小了G点与连杆铲斗铰接点F的距离，使崛起力下降。 综合考虑何种因素的影响，设计时，一般根据坐标图上工况I时的铲斗 xxy,191实际情况，G点y值坐标值?，轴坐标值尽可能小而其不与GG 斗底干涉的前提下，在坐标图上人为地把G点初步确定下来。 4)确定动臂与机架的铰接点A ,,,x?以G点为圆心，使铲斗顺时针转动，至铲斗斗口与轴平行为oo 止，即工况?。 ?把已经选定的轮胎外廓画在坐标图上。做图时，应使轮胎前缘与工况?时铲斗后壁的间隙尽量小些，目的使机构紧凑、前悬小，但一般不小于50mm;轮胎Z的y坐标值应等于轮胎的工作半径R. K ，，,,dHw,,，，y,R,，b1,, (3-1) ,,ZKw,,2b,,q,,，， yZ式中 ——Z点的y坐标值，? dw ——轮辋的直径,? bw ——轮胎宽度,? Hbw ——轮胎断面高度与宽度之比(宽面轮胎取0.83) , ——轮胎变形系数(宽面轮胎取0.08)。 ，，,,dH50，24.5，，w,,，，，，，，y,R,，b1,,,，26.5，24.51,0.08,750,,ZKw,,,,2b2，，,,q,,，， ? h,3600l,1400?根据给定的最大卸载高度?、最小卸载距离?xmin ,,50:和卸载角，画出铲斗在最高位置卸载时的位置图，即工况?，并令x ,O此时斗尖为,G点位置为，如图3-2所示。 G4 ,x?以点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与轴平行，即得到铲G 斗最高举升位置图(即工况?)。 ,,?连接并做其垂直平分线。因为G和点同在以A点为圆心，动GGG ,臂AG长为半径的圆弧上，所以A点必在的垂直平分线上。 GG A点在垂直平分线上的位置应尽可能低一些，以提高整机工作的稳定性，减小机器高度，改善司机视野。一般A点取在前轮右上方，与前轴心 11~水平距离为轴距的处。 32 ,A点未知的变化，可借挪动和轮胎中心Z点的位置来进行。 G 5)确定动臂和摇臂的铰接点B B点的位置是一个十分重要的参数。它对连杆机构的传动比、倍力系数、连杆机构的布置以及转都油缸的长度都有很大的影响。如图所示，根据分析和经验，一般取B点在AG连线的上方，过A点的水平线下方，并在AG的垂直平分线左侧尽量靠近工况?时的铲斗处。相对前轮胎，B点在其外廓的左上部。 (2)连杆与铲斗和摇臂的两个铰接点F、E的确定 因为G、B亮点已被确定，所以再确定F点和E点实际上是为了最终确定与铲斗连杆的四杆机构GFEB(即G)的尺寸，如图3-3所示。 确定F、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个工况时的转角，又要注意动力学的要求，如铲斗在铲装物料时应能输出较大的掘起力，同时，还要防止前述各种机构运动被破坏的现象。 图3-3杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计 1)按双摇杆条件设计四杆机构 杆为最短杆，BG杆为最长杆，即必有 GF GF+BG>FE+BE (3-2) 如图所示，若令GF=a，FE=b,BE=c,BG=d,并将式(3-7)不等号的两边同除以d,经整理可得下式，即 bcaK,，,,1 (3-3) ddd 设计时取，K=0.952，a=0.4d，c=0.6d BG=d=1856,解得GF=a=742，FE=b=1396，BE=c=1114 。 2)E和F点位置 这两点位置的确定要综合考虑如下四点要求:?E点不可与前桥相碰， 并有足够的最小离地高度;?工况?(插入工况)时，使EF杆尽量与GF杆垂直，这样可获得较大的转动角和倍力系数;?工况?(铲装工况)时，EF杆与GF杆的夹角必须小于，即传动角不能小于，以免机构运动170:10: 时发生自锁;?工况?(高位卸载工况)时，EF杆与GF杆的传动角也必须大于。 10: 图3-4连杆端部铰点设计 22图解法 如图3-4所示。分别以B点和G点为圆心，以c和分a，b别为半径画弧，其交点为E;再分别以G点和E点为圆心，a和b为半径的弧，则其交点必为F。设计时时一般使不小于即可。 ，EFG70: 为了防止机构出现“死点”、“自锁”、或“撕裂”现象，设计时满足下列不等式。 工况?: GF+FE>GE (3-4) 工况?: FE+BE>FB (3-5) (3)转斗油缸与摇臂和机架的铰接点C和D的确定 在图中，如果确定了C点和D点，就最后确定了与机架连接的四杆机 CDA)的尺寸。C点和D点的布置直接影响到铲斗举升平动构BCDA(B2 和自放平动性能，对掘起力和动臂举升阻力的影响都较大。 1)确定C点 从力传递效果出发，显然使摇臂BC段长一些有利，那样可以增大转斗油缸作用力臂，使崛起力相应增加。但加长BC段，必将减小铲斗和摇臂的转角比，造成铲斗转角难以满足各个工况的要求，并且使转斗油缸行程过长。取 BC=0.9BE=0.8×1114=891 (3-6) C点一般取在B点左上方，BC与BE夹角(即摇杆折角)可取 ~,这里取并注意使工况?时摇臂BC与转斗，CBE,130:180:，CBE,160: 油缸CD趋近垂直;C点运动不得与铲斗干扰，其高度不能影响司机视野。 2)确定D点 转斗油缸与机架的铰接点D，是依据铲斗由工况?举升到工况?过程为平动和由工况?下降到工况?时能自动放平这两大要求来确定的。 如图3-3所示，当铰接点G、F(即F)、E(即E)、B、C(即C)222 C被确定后，则铲斗分别在工况?、?、?、?时的C点的位置、、、CC321C也就唯一地被确定下来。 4 因为铲斗由工况?举升到工况?或由工况?下放到工况?的运动过程 C中，转斗油缸的长度均分别保持不变，所以D点必为点C和点连线的垂32 CC直平分线与和点连线的垂直平分线的交点。 41 机架的四杆机构BCDA初步设计出来，但它还不一定保证工作机构在整个工作循环中不出现死点或不被撕裂，因此还必须进行校验。校验的方 C法如图所示，取工况?时的四杆机构BDA为研究对象，固定AB杆，3,41 ,令AD杆(机架)逆时针旋转。若转角由至动臂最大举升转角变化时，0:1C，BCDCCB杆与D杆的夹角始终小于，即B和D未出现被拉成一180:1111 条直线甚至拉开的现象，则说明设计有效;反之，则说明四杆机构不能满 ,足所有工况需要，必须重新设计。考虑到可靠性，应保证在,(+)0:15:1范围内正常工作为好。 (4)动臂举升油缸与动臂和车架铰接点H和M点的确定 动臂举升油缸的布置本着举升时工作力矩大、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，一般动臂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。 图3-5 动臂举升油缸两铰接点设计 如图3-5所示，一般动臂举升油缸与动臂的铰接点H选定在AG连线附近或上方，并取AH>AG/3。AH不可能取得太大，它还受到油缸行程的限制。 在满足动臂举升油缸与车架铰接点M最小离地高度要求的前提下，令工况?时AH与MH趋于垂直。这是因为，铲斗开始从料堆中提升时阻力矩最大，这样设计，可获得较大的初始举升工作力矩。M点往前桥方向靠是比较有利的。 经过上述各步作图，整个工作装置连杆机构的尺寸参数即设计完毕，但最后还必须进一步检验一下铲斗举升平动的质量，因为上述方法只保证铲斗在工况?和工况?时的转角相等，而工况?至工况?之间各瞬间位置的转角就不一定和工况?都一样了，为此，可在工况?和工况?之间任选1,2个位置，画出已定的机构简图，检验铲斗的转角，如果相对工况?的铲斗转角差不大于，则设计合理，否则，还要修改有关尺寸，重复前述10: 各步，知道满意为止。 第四章 工作装置静力学计算及强度校合 4.1 工作装置的静力学分析 4.1.1 外载荷的确定原则 装载机在铲斗插入料堆，铲取物料和举升铲斗的过程中，铲斗要克服切削物料的阻力、物料与铲斗间的摩擦力和物料自身的重力。这些力构成了装载机工作装置的作业阻力。为了分析问题方便，假设它们作用在铲斗齿尖的刃口上，并形成两个集中力:水平插入阻力和垂直的崛起力。 由于铲装物料的种类和作业条件不同，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受载情况:一是对称载荷，载荷沿切削刃均匀分布，计算时可用一个作用在斗刃中部的集中载荷来代替;二是偏心载荷，由于铲斗偏铲活物料的均匀性而导致物料对铲斗的载荷产生不均匀分布，使载荷偏于铲斗一侧，形成偏心载荷，此时，通常将其简化后的集中载荷加在铲斗侧边的第一个斗齿上。 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作用。 ?铲斗水平插入料堆，翻转铲斗(操纵转斗缸)或举升动臂(操纵动臂举升油缸)铲取物料时，认为铲斗斗齿只受垂直崛起力的作用。 ?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崛起力同时作用。 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结合，就可以得到铲斗六种典型的受力作用工况。如图4-1所示。 (a)水平对称工况 (b)垂直对称工况 (c)水平垂直对称同时作用 工况 (d)水平偏载工况 (e)垂直偏载工况 (f)水平垂直偏载同时作用 工况 图4-1 工作装置外载荷工况 4.1.2 外载荷计算 装载机的工作阻力是多种阻力的合力。由于物料性质和工作机构工作方式的不同，工作阻力有不同的计算方法，一般工作阻力通常分别按插入阻力、崛起阻力和转斗阻力矩进行计算。 (1)插入阻力 插入阻力就是铲斗插入料堆时，料堆对铲斗的反作用力。插入阻力由铲斗前切削刃和两侧斗壁的切削刃的阻力，铲斗底和侧壁内表面与物料的摩阻力，铲斗底外表面和物料的摩擦力阻力组成。这些阻力与物料的种类、料堆高度、铲斗插入料堆的深度、铲斗的结构形状等有关。计算上述阻力比较困难，一般按以下经验 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 来确定总插入阻力。 1.25F,9.8KKKKBL(N) (4-1) x1234 K式中 ——物料块度与松散程度系数，见《轮式装载机》表3-1;1 K=0.75; 1 KK ——物料性质系数，见《轮式装载机》表3-2; =0.04; 22 KK ——料堆高度系数，见《轮式装载机》表3-3;=1.15; 33 K ——铲斗形状系数，一般在1.1,1.8之间，对于前刃不带齿4 KK的斗，取最大值;=1.3; 44 B——铲斗宽度，309?; L——铲斗的一次插入深度，60?。 1.25F ，0.75，0.04，1.15，1.3，309，60,9.8,22.7KNx (2)掘起阻力 掘起阻力就是指铲斗插入料堆一定深度后，举升动臂时物料对铲斗的反作用力。掘起阻力同样与物料的种类、块度、松散程度、密度、物料之间及物料与铲斗之间的摩擦阻力有关。掘起阻力主要是剪切阻力。最大掘起阻力通常发生在铲斗开始举升的时刻，此时铲斗中物料与料堆之间剪切面积最大，随着动臂的举升举起阻力逐渐减小。 2)计算。 铲斗开始举升时物料的剪切力按式(4- F,2.2KBL (N) (4-2) zc 式中 K——开始举升铲斗时物料的剪切应力，查表得K=33000Pa; B——铲斗宽度，m;B=3.09m LL ——铲斗插入料堆的深度，m。=0.6m。 cc F,2.2，33000，3.09，0.6,134600 (N) Z 4.1.3 六种典型工况的计算 1.对称工况 (1)对称水平插入工况，见图4-1(a) 铲斗插入料堆所受水平阻力的大小由装载机的牵引力来确定，受附着条件的限制， R,P (4-3) xKPmax RPKN,,185xKPmax (2)对称垂直力作用工况，见图4-1(b) 铲斗在铲取物料时所受的垂直阻力，其最大值受装载机的稳定条件限制。由图6-2可得最大垂直作用力: GLS1N, (4-4) l G式中——装载机机重。 S GL9.8202002.25，，S1KNN,, 3.285l (3)水平与垂直力同时作用，见图4-1(c) 垂直力按上式求得，水平力取发动机飞轮马力扣除为产生垂直力N工作液压泵所消耗的功率后，装载机能发出的水平牵引力P 9.55()NNi,,GLePS1垂直力 水平力 R, N,xrnlke N——发动机净功率(KW); e N——产生垂直力所消耗的工作液压泵功率(KW); P ——发动机至驱动轮之间的头档总传动比;对于液力机械传动应包i 括变矩器的变矩系数; n——发动机的转速(r/min) e r——车轮滚动半径(m) k —— 传动系效率;对液力机械传动应包括变矩器效率; , NKW,187NKW,19.5由同组同学得到 i,20.72eP nr,2200/min e rm,0.9,,0.866 k GL9.8202002.25，，S1 N,,,135.6KNl3.285 9.55()NNi,,9.55(18719.5)0.86620.72，,，，ePRKN,,,14.5 xrn0.92200，ke 2.偏载工况 (1)偏载水平插入力作用工况 铲斗作用有水平插入力时，装载机轮胎除受有地面垂直反力和水平牵引力外，还受到地面的侧向作用力。偏载水平插入力的大小受地面附着条件的限制，由整机平衡确定，当前、后驱动桥均达到地面完全打滑条件时，该插入力达极限值。 图4-3 偏载水平插入力作用工况 如图4-3所示，距离装载机对称纵轴线a初的铲斗刃上作用有一水平插入力R，根据平衡条件可得: X R,P，P (4-5) x,0X12, Q,Q,0 y,012, (4-6) Ra,QL (4-7) M,0x1, QQ式中，——分别为地面对前、后桥轮胎的侧向作用力合力; 12 PP，——分别为地面对前、后桥轮胎的牵引力合力; 12 R——偏载水平插入力; x Ra——作用点离装载机纵向对称轴线的距离。对有斗齿铲斗x R作用在斗外侧第一个斗齿上; x ——轴距。 L 为平衡地面作用在轮胎上的侧向作用力，装载机左右侧的轮胎负荷是不等的，对于装置普通差速器的驱动桥。其附着条件受轮胎负荷小的附着条件限制。根据地面附着条件可得: 22PQZ，,2(), (4-8) 111min 22PQZ，,2(), (4-9) 222min (Z)(Z)，——分别为装载机前、后轮胎受地面垂直反力较式中1min2min 小的一侧的轮胎负荷。 由于装载机驱动桥一般均采用普通差速器，作业时不用差速器，左右两侧轮胎传递的扭矩基本相等，且其极限值受较小一侧轮胎的附着牵引力 所限制。故装载机在该工况下前、后桥地面的最大附着力分别为2(Z),1min和2(Z),; 2min 由装载机的整机载荷分布可求出(Z)=(Z)=6.21KN 1min1min R联立以上五个方程式，即可求得偏载水平插入力的极值=8.91KN x (2)偏载垂直力作用工况 a偏载作用点距装载机纵向对称轴线的距离同上述。其最大值受装载机纵向稳定条件以及一侧轮胎极限负荷和变形的限制。 (3)垂直偏载、水平偏载联合作用工况 垂直偏载力根据装载机纵向稳定条件确定，此时装载机后轮离地。水平偏载的作用必同时出现侧向载荷，它们的大小由地面附着条件确定。载荷作用点如图4-4所示， R,QR,P根据平衡条件可得: y1x1 GLRax1N,, R yll 图4-4 垂直、水平偏载联合作用工况 22P，Q,2(Z),根据附着条件可得: 111min 式中(Z)——在偏载作用下，装载机后轮离地时，前桥负荷较小一1min 侧的轮胎负荷值。由载荷分布可求得(Z)=6.21KN 1min GL202009.81850，，1NKN,,,162.8l2250 R,185.8KN联立解方程式可得 R,100.5KN xY 3.切土工况 装载机除了铲掘位置上述六种典型工况外，尚需验算切土工况，即装 载机利用转斗油缸作用力把铲斗刀刃强制切入土中，其极值情况时整机绕 后轮接地点转动，前轮抬起。如图4-5所示。 图4-5 装载机强制切土工况 R在铲斗斗刃上作用有垂直向上的作用力，则 y GLS2R, (4-10) yL3 G式中 ——装载机自重; S LL——装载机重心至后轮轴线的水平距离;=2360mm 22 LL——斗尖至后轮轴线的水平距离。=5645mm 33 20200，9.8，2360R,,82.8KN y5645 4.2 工作装置的受力分析 在确定了装载机典型作业工况和铲斗所受外载荷后，便可进行工作装置的受力分析，以求出相应工况下工作装置各构件的受力。 4.2.1 对称载荷工况 对称载荷工况可简化成平面静定系统计算，但需要作如下规定 ? 忽略铲斗和支撑横梁对工作装置各构件受力和变形的影响。根据这个假设，由于工作装置构件均系对称结构(对称与机器的纵轴线)，当载荷是对称作用时，两侧杆件受力相等，各为相应外载荷的一半，可单独取一侧杆件系统视为平面力系作受力分析，即 11 R,R,RR,R,Rx1x2xy1y2y22 ? 每一侧连杆机构件轴线均假设在同一平面内，所有作用力都通过各杆件断面弯曲中心，忽略各杆件因不在同一平面内所引起的扭矩，计算时可以用构件的中轴线来代替实际构件。 根据以上假设，就可将工作装置这样一个空间超静定结构，简化为一般平面问题进行受力分析。 为了分析工作装置各铰点的受力情况，可以选择一种简单的受力工况进行分析计算，对于复杂的受力情况。可转化为几种简单的受力工况的几何叠加。因此，下面以ZL60装载机工作装置为例进行分析计算。计算工作装置各构件受力时，首先以铲斗为受力分离体，去掉约束以反力代替，然后，根据构件中的连接顺序，依次求出各构件的受力。此时，工作装置各构件的受力简图如图4-6所示，并规定任何构件中力的符号以拉力为正，压力为负。 这样，根据平面静力学公式可列出工作装置各构件的静力学计算平衡方程式，即 (a) (b) 图4-6 工作装置受力分析 (1)对于铲斗如图4-6a所示有 Rh，Rl11xy (4-11) M,0,P,,GFcos,h，sin,l1212 (4-12) x,0,x,,(R，Pcos,),GxF1 (4-13) y,0,y,R,Psin,,GyF1 R,14.5KN已知对称水平力和垂直力同时作用时,R,135.6KN xY RhRl，14.5191.3135.61600，，，xy11313.7PKN,,,F,,cossincos9736sin972hl，，，，1112 xRP,,，,,，，,,cos(14.5313.7cos9)271.3,，，GxF1KN yRP,,,,,sin135.6313.7sin96.3,GyF1KN (2)连杆受力 因连杆为二力构件，如图4-6(a)所示，因连杆式二力构件，所以 P,P (受拉力) (4-14) FE (3)摇臂受力，如图4-6(a)所示。 ,,，，Phcos，lsinE3242P, (4-15) M,0C,Dhcos,,lsin,4333 xPP,，coscos,,DEE32 (4-16) x,0, y,0yPP,,sinsin,,,DEC23 (4-17) Phlcossin,,，，，313.7(996cos9166sin9)，，，E3242PKN,,,441Chlcossin780cos15166sin15,，,，,,4333 xPPKN,，,，，，,coscos441cos15313.7cos9735.8,, DCE32 yPPKN,,,，,,,sinsin313.7sin9441sin1565,, DEC23 (4)动臂受力分析，如图4-6(b)所示。 ylylxhxh，,,DGDG6757P,HM,0cossin,,hl，,A6454 (4-18) x,0x,Pcos,，x，x,AH4DG (4-19) y,0yyyP,，,sin,,ADGH4 (4-20) ylylxhxh，,,DGDG6757750.6PKN,,H,,hlcossin，6454 xPxxKN,，，,cos700.4,AHDG4 yyyPKN,，,,,sin433.8,ADGH4 4.2.2. 偏载工况 把偏载工况转化为作用在铲斗中点的集中力和一个附加力偶。由于装载机无论是转斗缸还是举升缸，在作业中，左、右缸的作用力总是相等的(因为左、右缸的油路是并联的)，因而可以假定附加力偶仅作用在铲斗、动臂和横梁上，其他杆件不受此力偶的影响。集中力所引起的各杆件受力计算如同对称工况一样，可以视为一平面力系。附加力偶则在动臂上产生扭矩和侧弯矩。现以水平和垂偏载工况为例计算动臂与车架铰接点由于附 -7以垂直偏载、水平偏载联合作用工况分加力偶所引起的外载荷。见图4 析 (a) (b) 图4-7 偏载工况受力分析 把作用在斗边齿上的外力(垂直力N和水平力P)转化为作用在铲斗中 M,PLM,NL心的水平集中力P、垂直集中力N和力偶，。 yx 垂直偏载、水平偏载联合作用工况时 PRKN,,100.5NRKN,,158.8yx 88MPLNm,,，,1.610MNLNm,,，,2.510yx MM力偶对动臂的作用可分解成一个扭矩和一个侧弯矩，以矢量式GK 表示，即 Mx,M，M KxGx MMM,，yKyGy MMx式中，——由，所引起的对动臂的弯矩， MMKxyKy M,Mcos,Kxx M,Msin,Kyy 8MMNm,,，,cos1.410,Kxx 8MMNm,,，,sin1.210,Kyy MGx，——分别表示由所引起的对动臂的侧弯矩， MGy M,Msin,Gxx M,Mcos,Gyy ,,——动臂几何轴线与水平面的夹角。=28º 8MMNm,,，,sin0.710,Gxx 8MMNm,,，,cos2.210,Gyy 合成扭矩 8 M,M，M,3.6，10N,mKKyKx 合成侧弯矩 8M,M，M,2.9，10N,m GGxGx 4.3 工作装置的强度校核 4.3.1 动臂 在对称载荷作用下动臂可看作是支承在车架A点和动臂油缸上铰接点H 的双支点悬臂变截面曲梁。为简化计算，将动臂主轴线分成GI、IJ、JH、 HA等折线段，见图6-8，求出每段的内力Q、N、M值。 对于GI和IJ段: 图4-8 动臂内力计算 N,xcos,，ysin,轴向力 iGiGi Q,xsin,,ycos,剪力 iGiGi M,(xsin,,ycos,)l弯矩 iGiGii N,44.58KNN,,19.91KN由此可求得 12 Q,60.09KNQ,72.12KN 12 M,808.42N,mM,39312.3N,m 12 对于JH和HA段，可用同样方法计算得 N,,43.75KNN,,45.25KN 34 Q,,44.09KNQ,,42.46KN 34 M,24040N,mM,12350.76N,m 34 (a)轴力图 (b)剪力图 (c)弯矩图 图4-9 对称载荷引起的动臂内力图 根据所求的各段内力即可描绘出内力图，图4-9为以对称水平载荷做出的动臂内力图。 '然后进行危险断面的强度校核。以动臂危险截面m,m(见图4-9)，在此断面上作用有弯曲应力、正应力和剪应力，以其合成应力所表示的强度条件为 MNHHA,,，,,，,,,,, ZNWA QHA,, ,,1.5,,maxA '式中M——计算断面处对z轴的弯矩; m,mH 'N——计算断面处的轴向力; m,mHA '——侧动臂断面处截面积，; m,mAA,,H,i 2,H'iW,——计算断面处对z轴的抗弯断面系数， m,mW,, ',——侧动臂断面处的钢板厚度; m,mi '——断面处的高度。 m,mH ,国内装载机的工作装置的动臂常用16Mn钢，=330,360MPa安全系s 2.5之数可按下述选取:对于对称工况，各验算断面的安全系数应在2.2,间;对于偏载工况和特殊工况，由于载荷作用时间短，各验算断面的安全系数可取在1.2,1.5之间。 [,],,/n,132MPa s MN39312.31270H,,，,，,62.27MPa,[,] ,3WA0.006170.34，10 Q1270HA,,1.5,1.5，,1.04MPa,,,, maxA0.00617 4.3.2 摇臂 摇臂的危险断面在支座D点附近，在此断面上作用有弯曲应力和正应力。计算方法与动臂相同。 N,xcos,，ysin,轴向力 iEiEi Q,xsin,,ycos,剪力 iEiEi M,(xsin,,ycos,)l弯矩 iEiEii 由前面的受力分析可求得E点的作用力x,313.6KN y,6.8KN EE ,,,,50,,5由图测得 12 因此可求得N,206.8KN N,235.9KN 12 Q,313KN Q,20.6KN 12 M,305601.87N,m 危险断面的强度校核 MNDDE,,，,,，,,[,] ZNWA ,,240MPa摇臂的材料选用Q235钢，，安全系数一般在2.0,2.5s 之间，取n=2.1 ,s[],,114.3MPa ,n A,,H,0.01，4.78,0.0478 i 22H,0.01，4.78,3iW,,,0.38，10 66 305601.878.99,,，,100.3,[,] ,20.04780.38，10 因此摇臂的强度合格。 4.3.3 连杆 在作业过程中，连杆有时受拉，有时受压，需分别进行强度计算和压 52杆稳定性验算。连杆材料选用45钢，E,210，10N/cm， 2222,,350，10N/cms,3，，稳定安全系数，半径,,280，10N/cmssp r=345mm。 在铲斗掘起时，连杆受拉，按此工况进行强度计算。 P,P,313.7KN由前分析可知连杆受拉时的力 EF P ,,,[,]A 2,350，10s[],,,116.67MPa ,n3 P313700 ,,,,24.97MPa,[,]A0.01256 因此铲斗掘起时，连杆强度合格。 在铲掘作业时，有时在转斗后，装载机仍向前推进，此时，由于铲斗 RR,P刃上有作用力(设),使连杆受压(见图4-10)。 xxH 图4-10 铲斗刃受水平推力时连杆受力情况 对图4-10所示的工况进行受力分析 对于铲斗受力分析可得 Rlx1,M,0P, GFcos,l,sin,l23 ,,,45l,72mmR,Pl,1600mml,1436=313.7 KW3xH12 313.7，1600P,,523.2KN F,,cos45，1436,sin45，72 当铲斗下翻强制切入地面铲掘物料，连杆也受压，如图4-5所示对其 R,0铲斗进行受力分析，如图4-6(a) 其中使 x Rl1y,M,0 P,GFcos,h，sin,l1222 R,82.8KN切土工况时 y 由此可得P,231.9KN F 对这两种受压工况进行压杆稳定性验算: 5210，10E,,,,,,86对于45钢 12280，10,p a,,22s由《机械设计手册》表1-128查得 ,a,461，10N/cm,2b 22 b,2.5868，10N/cm 461,350 ,,,43.222.568 ,4dIr64i,,,,1 2A2,r ,l1，58.3,,,,58.3,, 2i1 ,,,,,由于，故用直线公式计算临界应力 21 22,,a,b,,(461,2.568，58.3)，10,3112.9N/cm c 22P,,A,3112.9，10，,，2,3909180N CC P3909180CS,,,6.1,S工作安全系数 SP523200故连杆满足稳定性要求。 4.3.4 铰销 只需验算弯曲强度和挤压强度，见图4-11 轴销的弯曲应力强度条件为 PL12,, ,,,,WW 图4-11 铰销强度计算图 P式中 ——计算载荷，为铰接点所受载荷的一半; 1 11L——销轴的计算长度，且; L,L，a，d22122 13——销轴的抗弯断面系数，Wd。 ,,W32销轴支座的挤压应力为 P1,,,,,, mzLd1 销轴套的挤压应力为 P1,,,,,, mtLd3 L式中——轴套的支承长度。 3 ,s,,, ,n ,销轴的材料常用40Cr，=2500MPa，安全系数n取2。 s ?动臂与铲斗连接的铰销强度计算 122 P,P,x，y,271.4KNGG12 取L,40mm a,10mmd,80mm1 11 L,L，a，d,70mm2122 PL271.4，712 ,,,2420.1MPa,[],,W1W3，，2,32 P2714001,,,,848MPa,[,] mzLd0.04，0.081 ?连杆与铲斗连接的铰销强度计算 1 P,P,135.7KN12 L,40mmL,40mm a,10mmd,80mm31 11 L,L，a，d,70mm2122 PL135700，712,,,1210MPa,[] ,,W1W3，，2,32 P2714001,,,,848MPa,[,] mzLd0.04，0.081 P2714001,,,,,,848MPa,, mtLd0.04，0.083 因此，所设计的铰销均满足强度要求。 参考文献 [1] 张世英等编著 筑路机械工程 [M] 北京:机械工业出版社 1998 [2] 宋延坤等主编 现代工程机械检测与维修 [M] 北京:铁道出版社 1996 [3] 机械电子工业部 编机械产品目录第十分册 [M] 北京:机械工业出版社 1991 [4] 苑家良等编译 施工机械维修手册 [M] 上海:远东出版社 1992 [5] 周春华、钟建国等编著 土、石方机械 [M]北京:机械工业出版社 2001.116,139 [6] 同济大学主编 铲土运输机械 [M] 北京:中国建筑工业出版社 1987 [7] 甘永立主编 几何量公差与检测 [M] 上海:上海科学技术出版社 2001 [8] 同济大学、张光裕主编 工程机械底盘构造与设计 [M] 西安:西安建筑科技大学, 1986 [9] 王修正等主编 工程机械施工手册[M] 北京:中国铁道出版社 1991 [10] 杨占敏、王智明、张春秋等编著 轮式装载机[M] 北京:化学工业出版社 2006 [12] Frederick E Giesecke. Engineering Graphics. New Jersey: Prentice-Hall, Inc. Upper Saddle River,2000 [13] Shigley J E. Mechanical Engineering Design. New York: McGraw-Hill, 1997 附录 出图清单 1.工作装置总成 ZL60.05.01 A0 2.铲斗 ZL60.05.01-9 A1 3.连杆设计原理图 ZL60.05.01-LG A2 4.动臂总成 ZL60.05.01-18 A2 5.摇臂总成 ZL60.05.01-21 A2 折合A1图纸共2.0张 论文字数18000字 致谢 历时三个多月的毕业设计已经接近尾声，首先最想说的是要感谢在毕业设计过程中给我提供了很大帮助的强怀博老师，以及给我提供帮助的热心同学，因为有了他们的帮助，才能使我在遇到困难的情况下顺利完成毕业设计。在此我向他们表示最衷心的感谢。 毕业设计是教学 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 中十分重要的综合性教学环节，是专升本两年半学习的一次很好的实战演习，此次设计将我们两年半所学知识系统化，不仅用到大量的专业知识，而且涉及了许多基础课程的知识。通过这次设计培养了我们从文献资料、科学试验、生产实践和调查研究各方面获取知识的能力。同时也培养了我们理论联系实际、从实际出发分析问题、研究问题和解决问题的能力。锻炼了我们从事专业技术工作及管理工作所必须的各种基本技能和实践动手能力。对已参加工作的我们也是一次锻炼。在此次设计中，我受益匪浅，在学到很多知识的同时，更明白了作为一个机械工作者所必需拥有的科学、严谨、敢于质疑的治学态度。对在设计中所取得经验和教训，我讲铭记在心。同时我感受到每一份工作的辛苦，明白了任何一份工作都需要投入持久的热情，需要认真负责的态度，需要付出努力，只有这样才能把工作做好。