1、 摘 要裝載機是工程機械的主要機種之一，廣泛用于建筑、礦山、水電、橋梁、鐵路、公路、港口、碼頭等國民經濟各部門。本文中參閱了大量的土方機械的設計參考書，其中大多數是有關裝載機方面的，有的是工作裝置單一構件的設計，有的則是整個工作裝置的設計，并且有許多有關工作裝置優化設計方面，各參考所涉及到的裝載機雖然型號不同，研究的方法也有差異，但綜合起來基本上也概述了現行的設計方法。國外裝載機發展迅速，而我國裝載機在設計上存在很多問題，其中主要集中在可靠性、結構設計強度等方面。而工作裝置對于裝載機來說又是重中之重，所以工作裝置的設計好壞直接影響到裝載機的使用壽命以及工作效率等。關鍵詞 工程機械，裝載機，工作

2、裝置title: the turn withershins 6-link work equipment design of zl50 wheel loadersabstractthe loader is one of the main kind of the engineering machinery, used in every department of national economy such as the building , mine , water and electricity , bridge , railway , highway , port , quay extensi

3、vely. in this article has referred the massive folk recipes machinery design reference book, majority is the related car loader aspect, some are works the equipment sole component design, some then is the entire work installment design, and has many related work installments optimization design aspe

4、ct, each reference involves to the car loader although the model is different, the research method also has the difference, but synthesized basically has also outlined the present design method. the overseas loader development is rapid, but our country car loader has very many problems in the design

5、, mainly concentrates in aspect and so on reliable, structural design intensity. but works the installment regarding the loader to say also is extremely important, therefore the work installment design is good and bad affects directly the car loader service life as well as the working efficiency and

6、 so on .keywords:engineering machine； wheel loaders ；work equips畢業設計（論文）原創性聲明和使用授權說明原創性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業設計（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，不包含其他人或組織已經發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

7、、使用畢業設計（論文）的規定，即：按照學校要求提交畢業設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業設計（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容。作者簽名： 日 期： 目 錄1裝載機工作裝置設計概述41.1輪式裝載機的工作過程41.2 裝載機工作裝置設計概述51.3 結構型式選擇62 鏟斗的設計92.1 設計要求92.3 鏟斗基本參數的確定122.4 斗容的計量143工作裝置的結構設計173.1工作機構連桿系統的尺寸參數設計173.2 機構分析173.3 設計方法173.

8、4尺寸參數設計的圖解法173.5 確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程234工作裝置的強度計算264.1 計算位置264.3 工作裝置的受力分析274.4 工作裝置的強度校核33總結42參考文獻431裝載機工作裝置設計概述1.1輪式裝載機的工作過程輪式裝載機是一種鏟、裝、運、卸一體化的自行式設備，它的工作過程由六種工況組成。插人工況動臂下放，鏟斗放置于地面，斗尖觸地，斗底板與地面呈35傾角， 開動裝載機，鏟斗借助機器的牽引力插人料堆。鏟裝工況鏟斗插人料堆后，轉動鏟斗鏟取物料，待鏟斗口翻至近似水平為止。重載運輸工況鏟斗鏟裝滿物料后舉升動臂，將鏟斗舉升至運輸位置（即鏟斗斗底 離地高度不小于機器的

9、最小允許離地間隙），然后驅動機器駛向卸載點。舉升工況保持轉斗缸長度不變，操作舉升缸，將動臂升至上限位置，準備卸載。卸載工況在卸載點，在舉升工況下操作轉斗缸翻轉鏟斗，向溜井倉或運輸車輛中卸載，鏟斗物料卸凈后下放動臂，使鏟斗恢復至運輸位置。空載運輸工況卸載結束后，裝載機再由卸載點空載返回裝載點。1.2 裝載機工作裝置設計概述 裝載機鏟掘和裝卸物料的作業是通過工作裝置的運動實現的。 裝載機的工作裝置由鏟斗、動臂、搖臂連桿(或托架)及液 壓系統等組成(圖11)。鏟斗用以鏟裝物料；動臂和動臂油缸的作用是提升鏟斗并使之與車架連接；轉斗油缸通過搖臂連桿(或托架)使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的轉動采用液壓操縱

10、。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程中，連桿機構應能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，以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，提高勞動生產率。1.3 結構型式選擇 裝載機工作裝置的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如圖11（a）所示。其動臂和連桿的后端與車架支座鉸接，動

11、臂和連桿的前端與鏟斗托架鉸接，托架上部鉸接轉斗油缸體，其活塞桿及托架下部與鏟斗鉸接。當托架、動臂、連桿及車架支座構成的是平行四連桿機構，則在動留提升、轉斗油缸閉鎖時，鏟斗始終保持平移，斗內物科不會撤落。有鏟斗托架的工作裝置易于更換鏟斗及安裝附件，例如將鏟斗卸下，在托架上裝上起重叉便可進行起重及叉車作業。 有鏟斗托架的工作裝置，結構比較簡單，同時，由于轉斗油缸及鏟斗都是直接鉸接在托架上，所以鏟斗的轉動角較大。但由于在動管前端裝有較重的托架，所以減少了鏟斗的載重量。 國產zl35、zl160裝載機均采用有鏟斗托架的工作裝置。 無鏟斗托架的工作裝置如圖11（b）所示。其動臂的前端和鏟斗鉸接，動臂的后

12、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部支座鉸接，轉斗油缸一端和車架鉸接，另一端和搖臂鉸接，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。 根據搖臂連桿數目及鉸接位置的不同，可組成不同型式的連桿機構。不同型式的連桿機構，鏟斗的鏟起力p隨鏟斗轉角的變化關系，傾斜時的角速度大小以及工作裝置的運動特性也不同。因此，裝載機工作裝置結構型式的選擇，既要考慮結構簡單，又要考慮作業性質與鏟掘方式來確定(圖12)。 正轉連桿機構的工作裝置，當機構運動時，鏟斗與搖臂的轉動方向相同(圖12a、b、c、d)。其運動特點是：發出最大鏟起力p時的鏟斗轉角是負的(圖13曲線)，有利于地面的挖掘

13、，鏟斗傾斜時的角速度大，易于抖落砂土，但沖擊較大。正轉連桿機構又可分為正轉單連桿(圖12a、b)和正轉雙連桿(圖12c、d)兩種形式。單連桿機構的連桿數目少，結構簡單，易于布置，一般也能較好地滿足作業要求。缺點是鏟起力變化曲線陡峭；搖臂連桿的傳動比較小，為提高傳動比，需加長搖臂連桿的長度，給結構布置帶來困難，并影響駕駛員的視野。雙連桿機構的結構較復雜，轉斗油缸也難于布置在動臂下方， 但搖臂連桿的傳動比較大，因此搖臂連桿尺寸可以減小，駕駛員的視野較好，鏟起力變化曲線平緩，適于利用鏟斗及動臂復合鏟掘的作業。缺點是提升動臂，鏟斗便后傾，因此，如保證動臂在最大卸載高度時，鏟斗的后傾角適當，則動臂在運輸

14、位置時，鏟斗后傾角較小，易造成物料散落。 圖12 常見工作裝置結構形式 正轉連桿機構，因總體結構布置及動臂形狀的不同而將轉斗油缸布置在不同的位置上。如將轉斗油缸布置在動臂上方(圖1-2b、d)，則在動臂提升時，轉斗油缸軸線與動臂軸線不會交叉，因而這種布置便于實現動臂、搖臂連桿與轉斗油缸的中心線布置在同一平面內，工作裝置受力較好。缺點是當鏟斗鏟裝物料時油缸的小腔工作，因而使鏟斗油缸的缸徑與重量增大。國產zk410裝載機的工作裝置就是采用這種正轉雙連桿機構。反轉連桿機構的工作裝置，當機構運動時，鏟斗與搖臂的轉動方向相反。其運動圖1-3鏟起力隨鏟斗傾角變化曲線 卸載速度隨鏟斗轉角變化曲線1-正轉六連

15、桿2-正轉八連桿3-反轉六連桿 1-正轉連桿2-反轉連桿特點是，發出最大鏟起力p時的鏟斗轉角是正的（圖1-3），且鏟起力變化曲線陡峭，因此，在提升鏟斗肘的鏟起力較大，適于裝載礦石，不利于地面的挖掘；鏟斗傾斜時的角速度小，卸料平緩，但難于抖落砂土；升降動臂時能基本保持鏟斗平移，因此物料撒落少，易于實現鏟斗自動放平；搖臂連桿的傳動比較小。 反轉連桿機構多采用單連桿，雙連桿機構布置較困難。反轉連桿機構當鏟斗位于運輸位置時，連桿與動臂軸線相交，因此，難于布置在同一平面內。但由于這種型式結構簡單，鏟起力較大，所以中小型裝載機采用較多。國產zl50裝載機的工作裝置就是這種反轉連桿機構。應當指出，正、反轉連

16、桿機構都是非平行四邊形機構。因此，在動臂提升過程中，鏟斗或多或少總要向后翻轉一些。 2 鏟斗的設計2.1 設計要求根據輪式裝載機的作業特點，其工作裝置的設計應滿足以下要求。(1) 基本要求所設計的裝載機應具有較強的作業能力，鏟斗插人料堆的阻力要小，在料堆中鏟掘的能 力大、能耗小。工作機構的各桿件受力狀態良好，強度壽命合理。結構和工作尺寸適應生產 條件需要，效率高。結構簡單緊湊，制造及維修容易，操作使用方便。(2) 特殊要求由于鏟斗寬度和容積都較大，所以鏟裝阻力大，裝滿系數小，因此，設計時必須合 理選取鏟斗的結構和尺寸，以減小工作阻力，達到裝滿卸凈、運輸平穩。鏟斗由運輸工況被舉升到最髙卸載位置的

17、過程中，為避免鏟斗中物料撒出，要求鏟 斗作“平移運動”。嚴格要求鏟斗舉升平動是很困難的，它給設計工作帶來很多麻煩，并將 急劇降低工作裝置的其他性能。從不易撒料這一目的出發，絕對平動并無必要，只要把鏟斗 舉升時的傾角變化限制在一定許可范圍之內即可。因為鏟斗堆裝時，物料堆角為1:2左右， 即傾角為27左右，而松散物料的自然安息角平均在40左右，所以舉升過程中，鏟斗口的 傾角不大于40 27 = 13時便可減少撒料。設計時，一般控制在10以內為好。保證必要的卸載角、卸載高度和卸載距離。輪式裝載機要求鏟斗在從運輸工況至最 髙位置之間的任一髙度都能卸載干凈，為此，鏟斗各瞬時的卸載角(鏟斗斗底對地面的前

18、傾角）均需不小于45。鏟斗在最髙位置卸載時，最大卸載髙度(鏟斗尖離地高度）和卸載距離l，必須與配套的載重汽車車廂尺寸相適應，或遵照設計任務書規定。鏟斗能自動放平。鏟斗在最高位置卸載后，閉鎖轉斗油缸，下放動臂，鏟斗能自動 變成插人工況（開始插人狀態）的功能稱為“鏟斗自動放平”。它對定點髙位卸載很有意義。 因為汽車就在裝載機近旁，若卸載后，與下放動臂同時，裝載機駛向裝載點，當到達裝載點 時，鏟斗正好呈開始插人狀態，即可開始新的裝、運、卸工作循環。如此，能省去兩次操作 (鏟斗由卸載工況運輸工況插人工況），既提高了裝載工作效率，又減輕了司機的勞動強 度。對于井下鏟運機，由于多為動點低位卸載，此功能可不

19、必考慮。輪式裝載機的工作機構屬于連桿機構，設計中要特別注意防止各個工況出現構件相互干擾、“死點”、“自鎖”和“機構撕裂”等現象；各處傳動角不得小于10；在滿足綜合 工作性能的前提下，盡可能增大機構的倍力系數。應盡量減小工作機構的前懸（即工作機構重心至整機重心的距離）、長度和髙度，以 提髙裝載機在各種工況下的穩定性和司機的視野。 2.2 鏟斗斗型的結構分析2.2.1 切削刃的形狀 鏟斗切削刃的形狀根據鏟掘物料的種類不同而不同，一般分為直線型和非直線型兩種（圖21)。直線型切削刃簡單并利于地面刮平作業，但切削阻力較大。非直線型切削刃有v型和弧型等，裝載機用得較多的是v型斗刃。這種切削刃由于中間突出

20、，在插入料堆時，插入力可以集中作用在斗刃中間部分，易于插入料堆，同時對減少“偏裁切入”有一定的效果。但鏟斗的裝滿系數要小于直線型斗刃的鏟斗。2.2.2 鏟斗的斗齒 裝有斗齒的鏟斗在裝載機作業時，插入力由斗齒分擔，形成較大的比壓，利于插入密實的料堆或松物料或撬起大的塊狀物料，便于鏟斗的插入，斗齒磨損后容易更換。因此，對主要用于鏟裝巖石或密實物料的裝載機，其鏟斗均裝有斗齒。用于插入阻力較小的松散物料或粘性物隊其鏟斗可以不裝斗齒。斗齒的形狀對切削阻力有影響：對稱齒形的切削阻力比不對稱齒形的大；長而狹窄的齒比寬而短的齒的切削阻力要小。斗齒結構分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

21、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 換和節約斗齒金屬，也有使用雙段斗齒的。這種斗齒的齒尖與齒座的配合面為錐面，兩者配合情況良好。裝配時，先置入有彈性的鑲金屬橡皮閂，然后再從上邊或從下邊往方形銷孔中打人鋼銷4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條件 差、斗齒磨損嚴重，故常采用這種分體式斗齒。斗齒的形狀和間距對切削阻力是有影響的。一般中型裝載機鏟斗的斗齒間距為250 300mm左右，太大時由于切削刃將直接參與插人工作，使阻力增大，太小時，齒間易卡住 石塊，也將增大工作阻力。長而窄的齒要比短而寬的齒插人阻力小，但太

22、窄又容易損壞，所以齒寬以每厘米長載荷不大于500600kg為宜。2.2.3 鏟斗的側刃 因為側刃參與插人工作，為減小插人阻力，側壁前刃應與斗前壁成銳角，弧線或折線側 刃鏟斗的插人阻力比直線形側刃要小，但具有弧線或折線形側刃鏟斗的側壁較淺，物料易從 兩側撒落，影響鏟斗的裝滿。為了不使斗容減小太多，一般可將連接前后斗壁的側壁刃口設計成弧形。2.2.4 斗體形狀 對主要用于土方工程的裝載機，在設計鏟斗時要考慮斗體內的流動性，減少物料在斗內的移動或滾動阻力，同時要有利于在鏟裝粘性物料時有良好的倒空性。鏟斗底板的弧度(圓弧半徑，見圖22)越大，鏟掘時泥土的流動性越好，但對于流動性差的巖石等，則應將底邊加

23、長而弧度減小，使鏟斗容積加大，比較容易鏟取。但是，當底邊過長，則鏟斗的鏟起力變小，且鏟斗插入料堆的插入阻力與刃口的插入深度成比例的急劇增加， 如圖23所示。相反，如底邊短，不但鏟斗的鏟起力大，而且卸載時，斗刃口的降落高度小，也易于將物料卸凈。因此，鏟斗轉鉸銷的位置以近于刃口處為好，在極端時也有將轉鉸銷布置在鏟斗內部，如圖24所示。2.3 鏟斗基本參數的確定 鏟斗寬度應大于輪胎外側寬度100一200，以防止鏟掘物料所形成的階梯地面，而損傷輪胎側面和容易打滑而影響牽引力。 鏟斗的回轉半徑是指鏟斗的轉鉸中心b與切削刃之間的距離(圖24)。由于鏟斗的回轉半徑不僅影響鏟起力和插入阻力的大小，而且與整機的

24、總體參數有關。因此鏟斗的其它參數依據它來決定。鏟斗的回轉半徑可按下式計算使用平裝斗容計算公式: （2-1）式中 幾何斗容量 (3)；b。鏟斗內側寬度()； 鏟斗斗底長度系數，通常 一后斗壁長度系數，通常；擋板高度系數，通常； 斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數，通常；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)。 （2-2） mm式中 -鏟斗側壁切削刃的厚度 取b-輪距 bw-輪胎寬度 根據設計資料有 （2-3）所以有： （2-4）斗底長度是指由鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離： （2-5）后斗壁長度是指出后斗壁上緣到與斗底相交點的距離 （2-6）擋板高度： （2-7）

25、鏟斗圓弧半徑： （2-8）鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度: （2-9）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=600，切削角0=300。2.4 斗容的計量鏟斗的斗容量可以根據鏟斗的幾何尺寸確定。2.4.1幾何斗容(平裝斗容)鏟斗平裝的幾何斗容可按下式確定(圖25)。對于裝有擋板的鏟斗： （2-10） 根據有關計算有 （2-11） 鏟斗橫斷面面積，如圖25中所示陰影面積 鏟斗內壁寬(m)， a擋板高度(m)； b斗刃刃口與擋板最上部之間的距離(m)。扇形agf的面積直角gfn直角gac直角cnd=0.25=2.4.2 額定斗容(堆裝斗容)鏟斗堆裝的額定斗容是

26、指斗內堆裝物料的四邊坡度均為1：2，此時額定斗容可按下式確定(圖25) （2-12）式中 c物料堆積高度(米)。物料堆積高度c可由作圖法確定(圖25)：由m點作直線mn與cd垂直，將mn垂線向下延長，與斗刃刃口和擋板最下端之間的連線相交，此交點與料堆尖端之間的距離，即為物料堆積高度c。 （2-13）鏟斗斗容的誤差率 （2-14）所以鏟斗的設計合格。3工作裝置的結構設計 3.1工作機構連桿系統的尺寸參數設計由于現今國內、外購輪胎式裝載機廣泛地采用反轉六桿工作機構，并且它的設計難度較大，又有一定的代表性，所以以其為例，闡述工作機構連桿系統的尺寸參數設計。3.2 機構分析反轉六桿工作機構由轉斗機構和

27、動臂舉升機構兩個部分組成。轉斗機構內轉斗油缸gf、搖臂fed、連桿dc、鏟斗bc、動臂aeb和機架ag六個構件組成。當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞b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b點作相對轉動。這在作機構運動分析時必須注意。3.3 設計方法 因為工作機構連桿系統的尺寸參數直接與整機的基本性能和工作參數有關，所以通常是先初步設計出整機的主要參數，然后以其為條件，再進行連桿系統的尺寸設計。 不管用什么方法確定各鉸接點的坐標值，但最終都必須滿足對工作機構設計提出的各種要求。在運動學方面，必須滿足鏟斗舉升平動、自

28、動放平、最大卸載高度、最小卸載距離和各個位置的卸載角等要求；在動力學方面，主要是在滿足挖掘力、舉升力和生產率的要求前提下，使轉斗油缸和舉升油缸的所需輸出力及功率盡量減小。3.4尺寸參數設計的圖解法 圖解法比較直觀，易于掌握，是目前工程設計時常用的一種方法。圖解法是在初步確定了最大卸載高、最小卸載距離、卸載角、輪胎尺寸和鏟斗幾何尺寸等參數后進行的，它通過在坐標圖上確定工況（見圖31）時工作工作機構的九個鉸接點的位置來實現。圖31 鉸接點b的確定3.4.1 動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點b、e、a的確定3.4.1.1 確定坐標系如圖3-2所示，先在坐標紙上選取直角坐標系，沖選定長度比例尺。圖3

29、2 連桿兩鉸接點的確定圖3.4.1.2 畫鏟斗圖 把已設計好的鏟斗橫截面外輪廓按比例畫在坐標里，斗尖對準坐標原點o，斗前臂與x軸呈前傾角。此為鏟斗插入料堆時位置，即工況。3.4.1.3確定動臂與鏟斗的鉸接點b 由于b點的x坐標值越小，轉斗鏟取力就越大，所以b點靠近o 點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減小；而坐標值增大時，鏟斗在料堆中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣就縮小了b點與連桿鏟斗鉸接點c的距離，使鏟取力下降。綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據坐標圖上工況i時的鏟斗實際狀況，在保證b點與y軸坐標值和x軸坐標值盡可能小而且不與斗底干涉的前提下，在坐標圖上人為地把b

30、點初步確定下來。(1) 以b點為圓心，使鏟斗順時針轉動48o，即工況。(2)把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。作圖時，應使輪胎前緣與工況時鏟斗后壁的間隙盡量小些，目的使機構緊湊、前懸小，但一般不小于50mm ；輪胎中心z的y軸坐標值應等于輪胎的工作半徑： （3-1）式中 輪胎動力半徑， mm； 輪轂直徑，mm； 輪胎寬度，mm；輪胎斷面高度與寬度之比。取1；輪胎變形系數，普通輪胎為0.05。3.4.1.4確定動臂與機架的鉸接點a （3-2） 圓整后取rd=867.7mm。動臂長度的確定：動臂鉸點位置確定之后，按圖32利用幾何關系可求出動臂的長度：由輪胎型號查的輪胎的外徑d=1.78m，(3)根據

31、給定的最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出鏟斗在最高位卸載的位置圖，即工況，此時，點位置為，如圖3-2所示。 (4)以點為圓心，順時針旋轉鏟斗48o，即得鏟斗被舉升到最高位置圖(工況)。 (5)連接并作其垂直平分線因為和點同在以a點為圓心，動臂長為半徑的圓弧上，所以點必在的垂直平分線上。動臂育車架鉸點的高度通常取：=2.925m鏟斗回轉半徑a點位置盡可能低一點，以提高整機工作的穩定性，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處。；斗底與地平面夾角=；斗底與鏟斗回轉半徑的夾角；最高位置時卸載角=；動臂回轉角通常取 a點位置的變化，可借挪動點和輪胎中心點的

32、位置來進行。3.4.2 連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點c、d的確定因為b、e兩點已被確定，所以再確定c和d點實際上是為了是終確定與鏟斗相聯的四桿機構bcde的尺寸。 確定c 、d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工況時的轉角，又要注意動力學要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的鏟取力，同時，還要防止前述各機構運動被破壞的現象。為此，建議按下述方法進行設計：按單搖桿條件設計六桿機構，連桿與鏟斗鉸點c的位置影響連桿的受力和轉斗油缸的行程，選擇時主要考慮當鏟斗處于地面挖掘位置情況下，轉斗油缸作用在連桿cd的有效分力較大，以發揮比較大的掘起力。通常bc與鏟斗回轉半徑之間的夾角=35o

33、100o；=（0.130.14）=0.35m搖臂和連桿要傳遞比較大的插入和轉斗阻力，因此在設計時不僅考慮運動關系，而且還應考慮它們的強度和剛度。搖臂是形狀以及長短臂的比例關系及鉸點e的位置的確定，主要考慮連桿的受力情況及它們在空間布置的方便和可能性，同時轉斗油缸的行程及連桿的長度也不要過大。搖臂可做成直的也可做成彎曲的形狀。彎曲搖臂的夾角一般不大于30o，否則使構件受力不良。搖臂與動臂的鉸點e布置在動臂兩鉸點的連線ab的中部偏上為m處。設計時初步取m=(0.110.18)，=(0.450.50)，ef=（0.220.24）=0.61m，de=（0.290.32）。完成上述構件尺寸選擇后，就可用

34、下述作圖方法來確定連桿cd的長度、轉斗油缸與車架的鉸點g及行程。根據已經選定的工作裝置連桿機構的尺寸參數，畫出動臂和鏟斗在地面時鏟斗后傾的位置及搖臂和動臂的鉸點e；將動臂由最低到最高位置時的轉角分成若干等分，提升動臂到不同的角度，并保持后傾鏟斗的平移性，依次畫出bc的相應位置：、，并使它們互相平行；然后畫出鏟斗在最大卸載高度時的卸載位置（取卸載角），得。假設鏟斗在最大卸載高度卸載時搖臂和連桿cd處在極端位置，即鉸接點c、d、e位于同一條直線上，則連桿cd的最小長度 b=。根據搖臂的結構尺寸和鏟斗在任意位置能卸凈物料這一條件，作出鏟斗在不同卸載位置時所對應的搖臂與轉斗油缸活塞桿鉸接點位置，連接各

35、點得一曲線，過點作此曲線的內包圓弧，則圓弧的圓心g即為與車架的交接點，圓弧的半徑g既為轉斗油缸的最小安裝尺寸。 根據提升動臂過程中鏟斗保持平移的特性畫出相應的搖臂與轉斗油的鉸接點位置得一曲線，以鉸接點g為圓心，過點做此曲線的外包圓弧，圓弧n的半徑g，即為轉斗油缸的最大安裝距離，轉斗油缸的行程，按下式計算： （3-3）當連桿機構和鉸接點位置確定以后，根據上述作圖法所確定的轉斗油缸與車架鉸接點g及轉斗油缸的行程，一般當轉斗油缸閉鎖的情況下提升動臂的過程中，鏟斗在任何位置時的后傾角都不在地面時后傾角大，在動臂提升范圍內后傾角通常允許相差15o。鏟斗卸載角通常隨卸載高度的降低而稍有減小，若鏟斗的卸載角

36、小于45o時，可減小bc或的長度來滿足對卸載角的要求。圖33 確定連桿機構圖解法簡圖要實現動臂提升到最大卸載位置卸載后，動臂下放到地面時鏟斗即自動放平，只要湊成連桿機構使鏟斗由最高位置到地面過程中，上翻角即可。 3.4.3舉升油缸與動臂和機架的鉸接點h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、油缸穩定性好、構件互不干擾、整機穩定性好等原則來確定。綜合考慮這些因素，一般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。如圖3-4所示，一般h點選定在ab聯線附近或上方，并取。ah不可能取得太大，它還受到油缸行程的限制。考慮到聯合鏟裝(邊抓入邊舉臂)工況的需要，在滿足m點最小離地高

37、度要求的前提下，令工況時hm近似于水平，一般取hm與水平線成10o15o夾角。這是機械優化設計的結果。m點往前橋方向靠是比較有利的。這樣做，可使動臂油缸在動臂整個舉升過程中，舉升工作力臂大小的變化較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升到最高位置時的舉升力不足，因為此時工作力臂往往較小或最小。但是，采用底部鉸接式油缸時，要使m點前移是比較困難的，它受前橋限制，支座布置也較麻煩，如圖37a所示，為克服m點前移的困難，可采取m點上移(即加大)和h點向b點方向前移的辦法，使舉升動臂油缸幾乎呈水平狀態，計算證明，這樣布置也能得到較好的舉升特性。 為了得到較好的舉升工作力臂變化特性曲線，以適應舉升過程中阻

38、力矩的變化和合理地選定舉升油缸的功率，采用中間鉸接式油缸是比較理想的，如圖所示。圖34 動臂油缸鉸接點的確定3.5 確定動臂油缸的鉸接位置及動臂油缸的行程3.5.1動臂油缸的鉸接位置確定動臂油缸與動臂及車架的鉸接點h、m的位置(圖35)，通常參考同類樣機，同時考慮動臂油缸的提升力臂與行程的大小選定。h點一般選在約為動臂長度的三分之一處，且在動臂兩鉸接點的連線之上，以便留出鉸座位置 (對曲線型動臂而言)。動臂油缸與車架有兩種連接方式：油缸下端與車架鉸接(圖35a)；油缸中部或上端與車架鉸接(圖35b)。后者在動臂提升過程中，由于油缸下端的擺動，可以使動臂油缸的提升力臂變化較小，效率較高。但不論那

39、種連接方式，都要使動臂油缸的下端到地面的距離hm滿足裝載機離地間隙的要求。此外，在采用動臂油缸下端擺動的連接方式時，要注意油缸下端在擺動過程中不與機體發生于涉。圖3-5動臂油缸的鉸接位置3.5.2 動臂油缸行程的確定 （3-4）作圖知道 （3-5）3.5.3確定轉斗油缸行程3.5.4 最大卸載高度和最小卸載距離 （3-6）在軌跡圖中測量出：所以滿足和的要求。4工作裝置的強度計算4.1 計算位置4.2外載荷的確定1. 對稱水平力的作用工況(圖42a)水平力(即插入阻力pc)的大小由裝載機的牽引力決定，其水平力的最大值為： (4-1)此處根據已知取 （4-2）裝載機空載時的最大牽引力， 插入力。2

40、. 對稱垂直力的作用工況(圖42b)垂直力(即鏟起阻力)的大小受裝載機縱向穩定條件的限制，其最大值為 （4-3）式中 w裝載機滿載時的自重； 裝載機重心到前輪與地面接觸點的距離；在此處取軸距的四分之一靠前。 （4-4） 式中l 軸距。 w整車重量。 w1滿載時前橋負荷，取整機重量的75。 4.3 工作裝置的受力分析 （4-5） （4-6）由于，所以取進行計算。(圖43b)中 (4-7) 2） (4-8) 又 (4-9) 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， 鋼板的密度（取=7850kg/m3）， g重力加速度（取g=10n/kg），由前述可得 s1=

41、0.886m2 t=0.01m s2=6.437 m2 sk=0.461 m2 代入各項數據可得： 由 （4-10） （4-11） 由 （4-12） 所以 （4-13） 由 (4-14) （4-15） （4-16） 由 （4-17） （4-18）由 （4-19）由 （4-20） 由 （4-21） （4-22） （4-23）b）垂直偏載（pxa=0,pza=116kn）由 （4-24） （4-25）由 （4-26）所以 （4-27） 由 （4-28） （4-28） （4-30） （4-30） (4-31) （4-32） （4-33） 由 （4-34）由 （4-35） （4-36）4.4 工作裝置

42、的強度校核4.4.1動臂 (mpa) （4-37） 式中 m計算斷面上的彎矩（）； n計算斷面上的軸向力(n)； w計算斷面的抗彎斷面系數(m3) f計算斷面的截面積(m2)。 （mpa） （4-38）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）； b計算斷面的寬度（m）。因為動臂計算斷面多為矩形，則 （mpa） （4-39）圖45 動臂強度校核圖強度計算中許用應力按下式選取 （4-40）式中 s材料的屈服極限，國內裝載機工作裝置的動臂以及搖臂多采用16mn鋼，其s=360mpa； n安全系數，設計手冊中規定n1.11.

43、5，考慮工程機械工作繁重，作業條件惡劣及計算上的失誤，一般取n1.5，此處取n=1.8。則 mpa bi段：彎矩 (4-41)軸向力 (4-42)剪力 (4-43)參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm，寬h=200mm則m3 (4-44)f=bh=0.06x0.2=12x10-3m2 (4-45)將式(441)(442) (443) (444)及(445)代入式（437）和(439)得： ij段：軸向力矩 (4-46) 剪力 (4-47) (4-48)參考柳工856型裝載機，取動臂厚b=60mm，寬h=450mm則m3 (4-49)f=bh=0.06x0.45=27x10-3m2 (4-50)將式(446)(447) (448) (449)及(450)代入式（437）和(439)得： 4.4.2 鉸銷 （4-51）銷軸的彎曲應力； 計算載荷，為鉸點所受載荷之半；銷軸彎曲強度計算的計算長度， ，式中l1、a、d的意義如圖46所示； （4-52） w銷軸的抗彎斷面系數， 銷軸支座的擠壓應力： （4-53）銷軸套的擠壓