【導讀】具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，對于加快。用，是現(xiàn)代機械化施工中不可或缺的裝備之一，也是工程機械中的一個主要機種。裝載機根據(jù)不同的使用要求，發(fā)展形成了不同的結構類型。的距離內(nèi)作為運輸設備，且目前輪式裝載機應用范圍日益擴展。大都通過了國家鑒定定型，進行批量生產(chǎn)。目前，我國的ZL系列裝載機主要是斗容1-53m范圍內(nèi)的。是研發(fā)斗容小于13m的小型裝載機和斗容大于53m的超大型裝載機。善的技術經(jīng)濟性能與指標以及先進的部件結構方案。我設計的題目是ZL20輪式裝載機的工作裝置。關廠家的ZL系列裝載機的性能參數(shù)，實習測量了一些數(shù)據(jù)，力爭有所創(chuàng)新。以，這次設計可以說是一次十分有意義的嘗試。下完成的，在此謹表示感謝。由于本人設計水平有限，設計過程中難免會存在一。鏟斗以鏟裝物料；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，連桿使鏟斗轉動。動臂的升降和鏟斗的轉動采用液壓操。連桿機構進行設計等幾部分組成。

　　

【正文】 平衡： 由 0BM ?? 4 2 3 2 4 3 3 3( sin c o s ) ( c o s sin ) 0ECP l h P h l? ? ? ?? ? ? ? 所以： 4 2 3 24 3 3 3( s i n c o s )c o s s i nEC P l hP hl????? ?= 由 ? ?0X 32c os c os 0B C EX P P??? ? ? 所以： 32c os c osB C EX P P????=158。 4KN 由 ??0Y 32sin sin 0B C EY P P??? ? ? ? 所以： 32si n si nB C EY P P????= 取動臂為隔離體，根據(jù)受力平衡： 由 0AM ?? 6 4 5 4 5 6 7 7( c os sin ) 0H B B G GP h l X h Y l X h Y l??? ? ? ? ? ? 所以： 5 6 7 76 4 5 4c o s s i nB B G GH X h Y l X h Y lP hl??? ? ??? ?= 由 ? ?0X 4c o s 0A H G BX P X X?? ? ? ? 所以： 4c osA H G BX P X X?? ? ?= 由 ??0Y 4sin 0A G B HY Y Y P ?? ? ? ? 所以： ? ?4s inA G B HY Y Y P ?? ? ? ?= 四 工作裝置強度校核 根據(jù)典型工況受力分析求出各個構件的作用力，找出危險截面，按照強度理論即可對工作裝置的主要構件進行強度校核。 在進行強度校核時，各種材料的許用應力 ??? 按照下式?。? ?? Sn??? 式中： S? ———— 材料的屈服強度極限； n———— 安全系數(shù)，設計手冊中規(guī)定 n=，由于裝載機作業(yè)繁重，動載荷較大，并考慮到計算方法的簡化的影響，可按下述選?。簩τ趯ΨQ工況，各驗算斷面的安全系數(shù)在 之間。、 參考國內(nèi)外同類型的裝載機工作裝置各主要構件的材料，本次設計選?。簞颖酆瓦B桿的材料 為 16Mn 鋼；搖臂材料選取 Q235 鋼；銷軸材料用 40Ｃｒ。 查機械設計手冊可知： １６ Mn 鋼： S? =330— 360ＭＰａ Ｑ２３５鋼： S?＝２３５ MPa ４０Ｃｒ： S?＝８００ MPa 一般?。? １６ Mn 鋼： S? =３６０ MPa， ??? ＝ 360 1802S MPan? ?? Ｑ２３５鋼： S? ＝２３５ MPa ? ? 235 1 1 7 .52S M P an?? ? ? ? ４０Ｃｒ： S? ＝８００ MPa ? ? 800 4002S M P an?? ? ? ? （一）．動臂校核 動臂可看成是支撐在車架Ａ點和動臂舉升油缸上鉸接點Ｈ點的雙支點懸臂梁，其危險截面在 H 點附近，強度計算時，把動臂分成 4 段，如圖（ 54）所示： 圖（ 54）動臂受力分析圖 每個區(qū)段上分別作用有彎曲應力、正應力和剪切應力，分別算出各段內(nèi)危險截面的內(nèi)力，按照下述方法進行校核： 正應力： ? ?610XM NWA???? ? ? ? 式中： M———— 計算斷面的彎矩，Ｎｍ； Ｗ ———— 計算斷面的抗彎截面系數(shù)， 3m ； Ｎ ———— 計算斷面的軸向力，Ｎ； Ａ ———— 計算斷面的面積， 2m 。 剪切應力： max QA? ?? 式中： Ｑ ———— 計算斷面的剪力，Ｎ； Ａ ———— 計算斷面的面積， 2m 。 ?。赛c處的ｍ－ｍ，ｎ－ｎ斷面進行強度校核。 在ｍ－ｍ斷面上： 彎矩： 1 3 4 2G G B BM X L Y L X L Y L? ? ? ? ＝－１１９ .７４ 310? Ｎｍ 軸向力： 12( ) c os ( ) c osB G G BN X X Y Y??? ? ? ? ? ? ＝６６ .７４ＫＮ 選?。簞颖酆穸葹椋常埃恚?，計算斷面的高度為３８０ｍｍ。 22 30. 03 0. 38 ?? ? ? 20 . 0 3 0 . 3 8 0 . 0 1 1 4A b h m? ? ? ? ? ｍ－ｍ斷面的對大正應力和最大剪切應力分別為： 6m a x 10XM NWA? ?? ? ?＝１５９ .９ MPa ???? ＝１８０ MPa ｍ－ｍ截面滿足設計安全性的要求。 在ｎ－ｎ斷面上： 彎矩： 1 3 4 2G G B BM X L Y L X L Y L? ? ? ?＝－１１９ .７４ Nm 軸向力： 34( ) c o s ( ) c o sB G G BN X X Y Y??? ? ? ? ? ?＝４５ .５ＫＮ ｎ－ｎ截面與ｍ－ｍ截面幾何性質(zhì)相同 ｎ－ｎ截面： 選取動臂厚度為３０ｍｍ，斷面高度為３９０ｍｍ 所以： 22 nn bhWm? ?? ? ? 20 . 0 3 0 . 3 9 0 . 0 1 1 7nnA b h m? ? ? ? ? ? ｎ－ｎ截面的最大彎曲應力為； 6m a x 10XM NWA? ?? ? ?＝１５３．６６ＭＰａ ???? ＝１８０ MPa ｎ－ｎ截面滿足設計安全性能的要求。 （二）．搖臂強度校核 搖臂的材料取 Q235鋼，則 ?s=235MPa，其危險斷面通常取在 E 點附近，在此斷面上作用有彎曲應力和正應力，其方法與動臂相同。 危險截面通常在 E 點附近，所以對過 E 點附近取截面。 M= F 3 4 F 3 4P cos h P s i n h??= m N=PFcos60==?m 把搖臂設計成矩形截面，取截面的寬度為 8cm， h=40cm， 66 []1 0 1 0 sMNW F n? ?? ? ??? ?? 33 625 8 . 8 9 1 0 7 1 . 2 2 1 0 100 . 0 50 . 0 5 0 . 2 76h??????=１０２ .２２ MPa＜ ??? ＝１１７ .５MPa 搖臂設計滿足安全設計的要求。 （三）．連桿強度校核 計時把 連桿設計成矩形桿（即連桿斷面為矩形），有材料力學知道， 斷面的一邊為另一邊的二倍時，連桿的彎曲強度最好。 選取連桿的厚度為４０ｍｍ，寬度為８０ｍｍ，材料為１６Ｍｎ。 連桿的拉應力為 6272868 1 0 2 2 . 7 72FP M p aSb? ?? ? ? ?＜ ??? 連桿設計滿足設計安全性能的要求。 （四） 較銷強度校核 只需校核彎曲強度和擠壓強度，見圖（５－５）所示： 圖（５－５）較銷強度計算 銷 軸的彎曲應力： ? ? ? ?612 10W Pl M P aW?????? 式中 w? —— 銷軸的彎曲應力； 1P —— 計算載荷，為鉸點所受載荷之半； 2L —— 銷軸彎曲強度計算的計算長度； 2212 dall ??? （ m）； W—— 銷軸的抗彎斷面系數(shù)， )(12 33 mdW ?? ； 銷軸支座的擠壓應力 jY? ： ? ? ? ?61110jy P M P ald?????? 對 A 點鉸銷 進行強度計算：取 d=60mm， 22A A AP X Y??／ 2=87999（ N）， 11622 10 228 .22 WL dPaM P aW? ???? ? ?????? ? ?＜ ??? ， 11 Pld? ?? ＜ ??? ， 故 A 點鉸銷滿足強度要求。 對 G 點鉸銷進行強度計算：取 d=60mm， 22G G GP X Y??／ 2=48560 （ N）， 11622 10WL dPaW? ???? ? ?????? ? ?＜ ??? ， 11jyPld? ? =＜ ??? ， 故 G 點鉸銷滿足強度要求。 對 E， F 點鉸銷進行強度計算：取 d=60mm， CP =37343（ N）， W? =＜ ??? 故 E， F 點鉸銷滿足強度要求。 對 C 點鉸銷進行強度計算： 取 d=50mm CP? （ N）， W?? ＜ ??? ， ? ? ＜ ??? ， 故 C 點鉸銷滿足強度要求。 對 B 點鉸銷進行強度計算：取 d=60mm， 1P = 22BBXY? =81550（ N）， W?? ＜ ??? ， jy?? ＜ ??? ， 故 B 點鉸銷滿足強度要求。 對 H 點鉸銷進行強度計算：取 d=60mm， 1P =59434（ N）， W?? =＜ ??? ， jy?? = ＜ ??? ， 故 H 點鉸銷滿足強度要求。 第六章 油缸作用力的確定 目前大多 數(shù)裝載機的工作裝置只有兩種油缸：動臂油缸和轉斗油缸。推壓 (變幅 )油缸則采用較少。 動臂油缸與轉斗油缸的作用力有兩種情況：油缸推動機構運動時的作用力為主動作用力 (簡稱工作力或作用力 )，其最大值取決于液壓系統(tǒng)的工作壓力和油缸直徑 (活塞作用面積 )；工作裝置工作時作用于閉鎖狀態(tài)的油缸上的作用力為被動作用力，其最大值取決于液壓系統(tǒng)的過載閥壓力值和承載活塞面積。如工作裝置的動臂油缸不動，靠轉斗油缸轉動鏟斗而進行鏟掘作業(yè)時，則轉斗油缸所產(chǎn)生的作用力為主動作用力，動臂油缸所承受的作用力為被動作用力。當油缸最大被動作用力大于 外載荷的作用力時，油缸無回縮現(xiàn)象，否則因過載閥打開而溢流，使油缸發(fā)生回縮。 油缸作用力的分析與確定是裝載機設計中的重要內(nèi)容之一，分析裝載機的工作情況可知，為保證裝載機正常而有效地工作，油缸作用力應能保證裝載機工作時發(fā)揮最大的鏟起力Ng，使鏟斗裝滿，同時動臂油缸的作用力還應保證把滿斗的物料提升到所需的卸載高度與卸載距離。所以最大鏟起力 Ng是確定油缸作用力的依據(jù)。 確定了工作裝置油缸作用力和可能產(chǎn)生的被動作用力后，便可按選定的液壓系統(tǒng)的工作壓力設計油隨所需之缸徑，并選定過載閥之壓力。至于油缸行程，如前所述，它由 工作裝置結構方案決定。工作裝置的結構方案，也影響各油缸在主動和被動狀態(tài)下的作用力，所以確定油缸作用力要在工作裝置的結構方案、構件尺寸與鉸接點位置選定之后進行分析與計算。 鏟取力確定 7 6 .1 2 6 ( )gzN p K N?? 轉斗油缸作用力的確定 由圖 6— 1 所示，分別取鏟斗．連桿、搖臂為脫離體，根據(jù)平衡原理可以確定轉斗油缸作用力 斗P ： 動臂油缸作用力的確定 如圖 51 所示 ，根據(jù)平衡原理可以確定動臂油缸作用力 臂P ： 由 ? ?0AM 8 9 1 2 1 1 1 09 1 2 1 1 1 080( 7 8 .9 6 4 0 5 1 0 .8 5 0 0 5 .4 2 2 4 2 .3 7 8 .9 6 1 8 6 9 .2 )1 4 6 9 .51 3 5 .3H B A K gB A K gHP l P l G l G l N lP l G l G l N lPlKN? ? ? ? ?? ? ? ???? ? ? ? ? ? ??? 考慮到連桿機構傳動中的摩擦損失，所以動臂油缸作用力 臂P 要大于 HP ，可按 ? ?2 1 0 1 1 1 2 981121 1 .2 5 1 3 5 .328 4 .6g K A BP K N l G l G l P llKN? ? ? ?? ? ??臂 式中 2K —— 考慮連桿機構皮 控損失的系數(shù)，取 ?K . 轉斗油缸與動臂油缸被動作用力的確定 轉斗油隨和動臂油缸的被動作用力 P P4，是根據(jù)裝載機在工作中， 工作裝置受力最大的計算工況確定的。因此，可直接利用本章第四節(jié)強度計算中六種工況的計算結果，取其中的最大值作為轉斗油隨和動臂油缸的被動作用力。據(jù)此可以確定液壓系統(tǒng)過載閥的調(diào)定壓力。通常過載悶的調(diào)