【正文】 長總寬度車高軸距輪距最小離地間隙最大卸載高度7080mm2940mm3370mm2760mm2200mm300mm3050mm ZL50輪式裝載機的總體布置總體布置時應(yīng)該準(zhǔn)確選擇三個方向的布置基準(zhǔn)： 以通過后橋中心線的水平面為上下位置的基準(zhǔn)。故作出如下設(shè)計：鉸接銷布置在軸距的1/2處，此種布置轉(zhuǎn)彎半徑小；前后輪軌跡重合，減少了行駛阻力和轉(zhuǎn)彎阻力。(2)發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的布置發(fā)動機按縱向布置在裝載機的后部，以保證整機的穩(wěn)定性。(4)工作裝置的布置工作裝置布置在裝載機的前部。駕駛員視野好，并與鏟斗的相對視角保持不變，鏟斗的對準(zhǔn)性容易控制，但駕駛員受到工作機構(gòu)傳來的沖擊較大，容易疲勞。這種布置的形式，綜合了前兩種布置形式的有點，并克服其缺點。裝載機在作業(yè)過程中，作用在鏟斗上的外載荷力變化范圍很大，使作用在前后橋上的橋荷力大小也發(fā)生了變化。滿載時，前橋橋荷力占裝載機自重力的75%～80%，后橋橋荷力占裝載機自重力的25%～20%。 根據(jù)推薦一般使K0=～，即滿足前、后橋橋荷力分配。 綜上所述，橋荷力分配滿足要求。穩(wěn)定力矩和傾翻力矩之比，稱為穩(wěn)定比，即 K=MsM0 (512)當(dāng)K1時，裝載機穩(wěn)定；當(dāng)K1時裝載機傾翻；當(dāng)K=1時，裝載機處于將要傾翻而未傾翻的臨界狀態(tài)。其中，Q=5000kg，L1=1630mm，C=16700kg，l=1680mm。油液經(jīng)濾油器進入液壓泵，當(dāng)它從泵中輸出進入壓力管后，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸一腔，推動活塞和上作臺運動。這些元件的不同組合形成了不同功能的液壓系統(tǒng)；(4) 輔助裝置——上述三部分以外的其它裝置，例如油箱、濾油器、油管等，他們對保證系統(tǒng)正常上作也有重要作用。 (2) 液壓裝置的上作比較平穩(wěn)。 (4) 液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，因為它是對液體的壓力、流量和流動方向進行控制或調(diào)節(jié)，操縱很方便。(6) 由于液壓元件己實現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設(shè)計、制造和使用都比較方便。(3) 液壓傳動對油溫的變化比較敏感，它的上作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下上作?？偟恼f來，液壓傳動的優(yōu)點是突出的，它的缺點將隨著科技的發(fā)展而逐漸得到克服。選擇適當(dāng)?shù)膲毫土髁窟M行參數(shù)設(shè)計。 (2)功能、性能及負(fù)載特性 負(fù)載種類(恒定負(fù)載、變化負(fù)載及沖擊負(fù)載)及大??；運動方式(直線運動、旋轉(zhuǎn)運動、擺動)及運動量(位移、速度、加速度)，慣性力，摩擦力(靜摩擦、動摩擦、粘性摩擦)，動作特性、動作時間，精度(定位精度、跟蹤精度、同步精度)。(6)循環(huán)時間 系統(tǒng)中各種執(zhí)行器的動作順序、動作時間的相互關(guān)系。 (3)設(shè)置環(huán)境 環(huán)境溫度、濕度(高溫、寒帶、熱帶)，粉塵種類和濃度(防護、凈化等)，腐蝕性氣體(所用元件的結(jié)構(gòu)、材質(zhì)、表面處理、涂覆等)，易爆氣體(防爆措施)，機械振動(機械強度、耐振結(jié)構(gòu))，噪聲限制(降低噪聲措施)。 5．經(jīng)濟性 不能只考慮投資費用，還要考慮能源消耗、維護保養(yǎng)等運行費用 ZL50輪式裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計已明確的參數(shù) （1）卸載時間為3s(2)動臂升舉時間為8s（3）動臂下降時間為6s(4)轉(zhuǎn)斗油缸的行程為500mm(5)液壓缸的安裝長度為1455mm(6)轉(zhuǎn)向液壓缸的速度134m/s(7)動臂油缸的行程為925mm3 液壓系統(tǒng)設(shè)計 油路循環(huán)方式的分析與選擇 油路的循環(huán)方式分為開式和閉式兩種。 確定液壓執(zhí)行元件的形式液壓執(zhí)行元件大體分為液壓缸或液壓馬達(dá)。 各機構(gòu)液壓回路的確定（1) 轉(zhuǎn)斗動作回路確定本機構(gòu)動作主要通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作要求，鏟斗的前傾與收起。在動臂升降過程中，磚斗的連桿機構(gòu)由于動作不協(xié)調(diào)而受到某種程度的干涉，即在提升動臂時轉(zhuǎn)斗液壓缸的活塞桿有被拉出的趨勢，而在動臂下降時活塞桿又被強制頂回。其原理圖如下圖21。動臂要求具有較快的升降速度和良好的低速微調(diào)性能。裝載機要求有穩(wěn)定的轉(zhuǎn)向速度，也就是要求進入轉(zhuǎn)向液壓缸的油液流量恒定，轉(zhuǎn)向液壓缸的油液主要來自轉(zhuǎn)向泵，當(dāng)發(fā)動機受其他負(fù)載影響轉(zhuǎn)速下降時，就會影響轉(zhuǎn)速的穩(wěn)定性。 由于有多種方案，本方案是在歸納、整理，增加一些必要的元件和輔助油路后，并參考了國內(nèi)外同類系統(tǒng)的成熟精練。（3) 盡可能提高系統(tǒng)的效率，防止系統(tǒng)過熱。壓力決定于外負(fù)載。（1) 工作載荷Fg常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、及壓力等，這些作用力的方向與與活塞運動方向相同為負(fù)，相反為正。一般Δt=～，對于輕載低速運動部件取小值，對于高速重載部件一般取大值。 (67)104N，104N，104N。一般來說，對于固定尺寸不太受限制的設(shè)備，壓力可以選低一些，行走機械重載設(shè)備壓力要選得高一些。由圖67可得 (68)式中　p1——進油腔壓力，Pa； A1——進油腔有效面積，m2；　　　F——液壓缸總負(fù)載，N。（1) 確定轉(zhuǎn)斗油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑由上式(610)可求得D1=125mm,按表64可選d/D=，d=，圓整，d取88mm。 計算液壓缸所需流量液壓缸工作時所需的流量 (612)式中 A——液壓缸的有效作用面積，m2； V——活塞與缸體的相對速度，m/s。按照最后確的液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸計算出液壓缸的實際工作壓力， MPa，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓缸的實際工作壓力為11 MPa。ΣΔp的準(zhǔn)確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵瘟魉俨淮蟮?，取ΣΔp=（～）MPa：管路復(fù)雜進口油調(diào)速閥的，取ΣΔp=（～）MPa。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓泵的工作壓力為12MPa。，QPmin=160L/min。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%～60%。通常所選閥的額定壓力必須大于最大工作壓力，流量必須大于通過閥的實際最大流量，同時要注意以下幾點：1） 溢流閥或卸荷閥的額定流量不得小于泵的最大流量。一般選用原則是中高壓系統(tǒng)；裝配不便的中低壓系統(tǒng)可用銅管，有相對運動部件間的連接采用橡膠軟管。2) 油箱容量的計算 初始設(shè)計時，先按經(jīng)驗公式(717)確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后再按散熱的要求進行校核。 m3 。l=5m； d——管道內(nèi)徑，m； v——液流平均速度，m/s； ρ——液壓油密度，kg/m3。局部壓力損中，管路局部壓力損失Δp2相對控制閥的局部壓力損失要小得多，只計算通過閥的局部壓力損失。因為額定壓力還有一定的壓力裕度所以泵的選擇是合適的。發(fā)熱的原因一般為：（1） 動力方面:電機本身的發(fā)熱；（2） 泵效率低:泵的功率損失造成；（3） 執(zhí)行元件:油馬達(dá)、油缸的容積漏油與機械損失造成；（4） 管道沿程壓力損失，～；（5） 液壓元件:閥本身壓力損失，轉(zhuǎn)化為熱；（6） 油箱大小，是散熱面不足；（7） 冷卻器熱交換量不足；（8） 環(huán)境介質(zhì)的溫度較高；（9） 在液壓系統(tǒng)中混入了空氣。已知z=2，n=3,計算出phr=?！嫱L(fēng)條件很差通風(fēng)條件良好用風(fēng)扇冷卻循環(huán)水強制冷卻8～915～1723110～170表87油箱散熱系數(shù) The heat dissipation efficient of oil tank環(huán)境溫度為T，則T=T0+ΔT，若計算出的油溫超過該系統(tǒng)得最高允許油溫（工程機械正常溫度50～80℃；最高允許油溫70～90℃），在無法增加油箱散熱面積時，就要裝設(shè)冷卻器。,。 壓力沖擊的原因（1) 油流的動量引起： (931)式中 m——單位流體質(zhì)量，kg； g——流體的重力加速度； v——液體的流速m/s。（3） 慣性力產(chǎn)生的動能引起:由動能產(chǎn)生的壓力p=F/A這個壓力增加較大，往往需要考慮。4 動臂液壓缸的設(shè)計 液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算工程機械用標(biāo)準(zhǔn)液壓缸外徑系列見表41缸徑mm (P≤16MPa)液壓缸外徑 mm缸徑mm (P≤16MPa)液壓缸外徑 mm405063809010050607695108121110125140160180200133146168194219245表41工程機械用液壓缸外徑系列 The diameter serious of hydraulic cylinder for engineering mechanism由上表可知，轉(zhuǎn)斗液壓缸的外徑為146mm；轉(zhuǎn)向液壓缸外徑121mm。則缸筒的壁厚計算公式為 (91)式中 p——液壓缸的最大工作壓力,MPa； D——缸筒內(nèi)經(jīng)，m；〔σ〕——缸筒材料的許用應(yīng)力，N?！　　∮缮鲜綄⒁阎獏?shù)代入，查表得油口直徑為EC42mm,EE25。求得缸底厚度為44mm?？ōh(huán)的擠壓應(yīng)力條件為 (95)式中 h1——卡環(huán)寬度之半，h1=18mm；〔σcm〕——，〔σcm〕=120MPa。耳環(huán)的連接計算?。?) 耳環(huán)寬度為：耳環(huán)的其他尺寸按照表102選取EWMSLp16MPa16p無襯套帶襯套帶球鉸d表42耳環(huán)尺寸表Tab. 42 The size of the eyes由上表選出耳環(huán)寬度EW為72mm。[12]對于本液壓缸l/d10且xl1，當(dāng)液壓缸僅有軸向壓縮壓縮載荷F和自重的作用，而不承受其他橫向的作用力和縱向偏心時，液壓缸的初始撓度值可按下式計算，即 (97)式中 Δ1——活塞桿與導(dǎo)向套的配合間隙，mm； Δ2——活塞桿與干桶內(nèi)壁的配合間隙，mm； l1——活塞桿頭部銷軸孔至導(dǎo)向中心A的距離，mm； l2——活塞桿尾部銷軸孔至導(dǎo)向中心點的距離，mm； l——活塞桿全部外伸時液壓缸兩端銷軸之間的距離，mm； a——活塞桿全部外伸時，導(dǎo)向套滑動面前端到活塞滑動面末端的距離，mm； F——液壓缸的最大推力，N； G——液壓缸的自重，中心位置假定在導(dǎo)向中心點A處，N； a——液壓缸軸線與水平面的夾角，當(dāng)液壓缸水平工作時，cosα=1，同時工作時cosα=0活塞桿在偏心載荷作用下的合成應(yīng)力及強度條件為 (98)式中 A——活塞桿橫截面積，mm2； W——活塞桿橫截面模數(shù)。所以液壓缸的穩(wěn)定條件為　　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　　　(89)式中　F——最大負(fù)載力，N。J1=лd4/16=824247?？偨Y(jié) 通過對本學(xué)期的畢業(yè)設(shè)計，使我了解到很多關(guān)于裝載機的知識，同時也增強了我專業(yè)方面能力的訓(xùn)練。據(jù)初步統(tǒng)計，現(xiàn)今正在生產(chǎn)的規(guī)格型號有百余種，產(chǎn)量最大的是液壓輪式裝載機。因此裝載機的研究在我國以后的發(fā)展中有很大的潛力可以挖掘。感謝學(xué)校教我的全體老師，正是他們孜孜以求的探索精神鼓勵我不畏困難順利的完成了論文，正是他們兢兢業(yè)業(yè)的教學(xué)態(tài)度讓我看到了教師的偉大。參考文獻(xiàn)[1]懂林福，趙艷春，《液壓與氣壓傳動》，化學(xué)工業(yè)出版社，2005[2]劉靖巖，《機械制圖》，電子科技大學(xué)出版社，2007[3]王健，《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，西南交通大學(xué)，2008[4]楊占敏，王智明，張春秋，《輪式裝載機》，化學(xué)工業(yè)出版社，2005[5]周士昌，《液壓系統(tǒng)設(shè)計》，機械工業(yè)出版社，2005[6]楊培元，朱福元，《液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊》，機械工業(yè)出版社，2007[7] 李昌熙,[M].北京:[8] 王裕清,[M]. 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