ZL60翻斗油缸直接推拉式裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖

ZL60翻斗油缸直接推拉式裝載機工作裝置設計含開題及3張CAD圖,zl60,翻斗,直接,推拉,裝載,機工,裝置,設計,開題,cad ZL60翻斗油缸直接推拉式裝載機工作裝置設計 摘 要 由翻斗、動臂、翻斗油缸、動臂油缸組成的工作裝置是本次設計的裝載機的核心。裝載機通過作業(yè)裝置的運動來實現(xiàn)裝卸物料的作業(yè)。這次畢業(yè)設計主要是裝載機作業(yè)裝置設計。其中翻斗以鏟裝物料；動臂和動臂油缸的作用是提升翻斗并使之與車架連接；翻斗油缸通過與動臂的配合運動使翻斗旋轉運動。動臂和翻斗工作動作均通過液壓操作。 通過裝載機作業(yè)裝置的指導思想、發(fā)展前景、任務目標、進行論述，然后制定方案，在技術設計部分給出了 ZL60翻斗油缸直接推拉式裝載機工作裝置的主要技術性能要求和參數(shù)數(shù)據(jù)，進行了翻斗、動臂、油缸的計算和設計。工作裝置的設計中， 對翻斗、動臂等裝置進行設計。計算了特定受力位置的受力分析。 本次設計在關鍵零部件的設計和計算上嚴格按照相應要求，通用件均采用國家標準，設計的部件也符合制造工藝和設計要求、達到了指導教師的設計要求。并且在二維圖紙的繪制上也是嚴格按照所學的繪制標準來進行圖紙的繪制。 總之，整個設計是有序、有據(jù)地完成的。 關鍵詞：ZL60 翻斗油缸直接推拉式；裝載機工作裝置；翻斗；動臂；二維圖紙 Abstract The working device consisting of tipping bucket, moving arm, tipping bucket and boom cylinder is the core of this designed loader. The loader realizes the operation of loading and unloading material through the movement of the operation device. This graduation project is mainly the design of loader operation device. The dump bucket is used to shovel the material; the action of the movable arm and the movable arm oil cylinder is to lift the bucket and connect it to the frame. The working movements of the boom and the tipping bucket are operated by hydraulic pressure. The main technical performance requirements and parameter data of the ZL60 dump cylinder direct push loader working device are given in the technical design part, and the calculation and design of the dump bucket, the movable arm and the cylinder are carried out in the technical design part. In the design of the working device, the device for tipping bucket and moving arm is designed. The force analysis of a specific force position is calculated. In the design and calculation of the key parts, the design and calculation are strictly according to the corresponding requirements. The general parts are all national standards. The designed components also meet the requirements of the manufacturing process and design, and the design requirements of the instructors are met. And in the two-dimensional drawing is also strictly in accordance with the standards drawn by the drawings for drawing. In short, the whole design is done in an orderly and orderly way. Key words: ZL60 tipping bucket direct push pull; loader working device; tipping bucket; boom; 2-D drawing 目 錄 第 1 章 裝載機的概述 1 1.1 裝載機的概述 1 1.2 裝載機的工作原理 1 1.3 裝載機的主要技術性能參數(shù) 1 1.4 裝載機的結構型式 2 1.5 作業(yè)裝置自由度的計算 3 第 2 章 工作機構方案的選擇及工作原理 5 2.1 工作機構結構方案的選擇 5 2.1.1 正向旋轉運動八桿 7 2.1.2 翻斗油缸前置式正向旋轉運動六連接桿件 7 2.1.3 翻斗油缸后部放置方式正向旋轉運動六桿 7 2.1.4 翻斗油缸后部放置方式反轉六連接桿件 7 2.1.5 正向旋轉運動四桿 7 2.1.6 正向旋轉運動五桿 8 2.1.7 動臂可伸縮式三桿 8 2.2 工作機構的工作原理 8 2.2.1 工作過程分析 8 2.2.2 正向旋轉運動四桿工作機構分析 9 2.2.3 輪式裝載機作業(yè)裝置設計要求 9 第 3 章 翻斗幾何形狀的確定及翻斗重心的計算 11 3.1 設計要求 11 3.2 翻斗斗型的結構分析 11 3.3 翻斗基本參數(shù)的確定 12 3.3.1 翻斗寬度 12 3.3.2 翻斗回傳半徑 R 0 12 3.3.3 翻斗的斷面形狀參數(shù) 14 3.3.4 斗容的計算 14 3.3.5 斗齒的設計 16 3.4 翻斗結構設計及材料選擇 16 3.4.1 斗體形狀 16 3.4.2 切削刃的形狀 16 3.4.3 斗側壁的形狀 17 3.4.4 斗底 17 3.5 翻斗重心計算 17 3.5.1 翻斗形心的確定 18 3.5.2 翻斗重心坐標的確定 19 第 4 章工作裝置連接桿件系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 23 4.1 作業(yè)裝置各鉸合點位置的確定 23 4.1.1 動臂與翻斗、機架的兩個鉸合點 A、B 的確定 23 4.1.2 確定翻斗油缸與翻斗的鉸合點 C 及與機架的鉸合點 D 24 4.1.3 動臂油缸與動臂和機架鉸合點 F、E 的確定 24 第 5 章工作靜力分析 25 5.1 外載荷確定原則 25 5.2 外載荷計算 25 5.3 工作機構的受力分析與計算 29 5.3.1 裝載機的幾種工況 29 5.3.2 聯(lián)合鏟裝時的受力分析 29 第 6 章 工作機構主要零件的強度計算及液壓缸的確定 33 6.1 動臂強度計算 33 6.2 液壓缸的選擇 34 6.2.1 翻斗油缸的選擇 34 6.2.2 動臂油缸的選擇 34 6.3 銷軸的計算 35 6.3.1 C 點銷軸的確定 35 6.3.2 動臂鉸點 A 銷軸的確定 36 6.3.3 F 點銷軸的確定 37 6.3.4 動臂鉸點 B 銷軸的確定 38 第 7 章 結論 39 附 錄 40 參考文獻 41 致 謝 43 第 1 章 裝載機的概述 1.1 裝載機的概述 裝載機是一種以輪胎或履帶為運動基礎，安裝翻斗作為作業(yè)裝置的工程機械。作為一種效率高、操作簡單、用途多樣的施工機械，他能對松散的堆積物料，礦石，硬土等進行挖掘、裝卸作業(yè)。裝載機能在工程建設中加快速度、降低強度、提供質(zhì)量、節(jié)約成本。是現(xiàn)代化施工中不可缺少的一部分。 1.2 裝載機的工作原理 鏟裝和卸載通過組成構件的運動來實現(xiàn)的。本次設計裝置是由翻斗、動臂、動臂油缸、翻斗油缸等組成。鏟車的裝卸物料是通過動臂和油缸與翻斗配合來實現(xiàn)。通過液壓來操縱裝置中兩個的油缸。 工作環(huán)境下應該確保：油缸閉鎖、升降時，動臂和翻斗上下平動或接近平動，避免物料灑落；動臂處于任何位置、翻斗運動并繞鉸合點時，為實現(xiàn)卸載完成實現(xiàn)翻斗自動平放，翻斗傾斜角不小于 45 度。 1.3 裝載機的主要技術性能參數(shù) 重要的性能參數(shù)主要有翻斗裝載量多少、額定裝載的重量大小、額定發(fā)動機功率大小、裝載機整機的質(zhì)量大小、卸載高度的最大值、行駛速度的最大值、轉彎半徑的最小值、牽引力的最大值、掘起力的最大值、卸載距離的大小、裝置關鍵三個動作和等。 翻斗裝載量多少：翻斗的規(guī)定物料容量，是平裝時翻斗的容量與翻斗堆出部分的體積之和，用 m3 表示。 額定裝載的重量大?。捍_保裝置穩(wěn)定作業(yè)的同時，翻斗載重量的最大值，單位為 kg 。 發(fā)動機額定功率：是設計的工程機械施工能力的一項重要數(shù)據(jù)。分為有效功率和總功率，其中國產(chǎn)裝載機通常是直接標志總功率，單位為 KW。 裝載機整機的質(zhì)量大?。褐冈谂渲蒙蠎械淖鳂I(yè)裝置和隨機工具后的裝載機整體， 滿載其他輔助的配套系統(tǒng)的液體也都滿載，并且駕駛員的標定質(zhì)量（75kg±3kg）和 帶有規(guī)定形式和尺寸的空載翻斗時的整體總質(zhì)量。影響到本工程機械的附著性能、經(jīng) - 7 - 濟性和穩(wěn)定可靠程度，單位為 kg 。 行駛速度的最大值：工程機械不裝載物料時在平整高硬度的地面上前后移動時每個擋位能達到速度的最大值，對裝載機的工作效率高低和施工方案的靈活安排程度都有影響，單位為 km/h 。 轉彎半徑的最小值：指自車輪中心或車后輪胎外側或翻斗外沿所構成的弧線至回轉中點的距離，單位為 mm 。 牽引力的最大值：指在輪胎上的推進的力（車體驅(qū)動輪緣上所產(chǎn)生的）。工程機械上的附著質(zhì)量越大，則可能產(chǎn)生的牽引力最大值越大，單位為 kN 。 掘起力的最大值：翻斗切削刃在高于基準面二十毫米處時，在前切削刃向后一百毫米處，在操縱液壓缸后產(chǎn)生的鉛錘方向垂直向上的力最大的時候是為崛起力最大值單位為 kN 。 卸載高度的最大值：指翻斗鉸軸在最大高度、翻斗處于450 卸載角（如果卸載角 小于450 時，指明該卸載角）時，翻斗的切削刃最低一點與水平面的距離。單位為 mm 。卸載距離的大小：通常指在最大卸載高度時，工程機械中前外廓垂直線到翻斗刃 后垂直線水平直線距離，單位為 mm 。 裝置關鍵三個動作和：翻斗的提升、翻斗的下降、翻斗的卸裝三項時間的和，單位為 s 。 1.4 裝載機的結構型式 裝載機作業(yè)裝置的兩種形式為：無翻斗托架形式、有翻斗托架形式。 本次依據(jù)無翻斗托架形式來設計作業(yè)裝置。其作業(yè)裝置的后鉸點都與支座鉸合， 作業(yè)裝置運動構件的前鉸合點與翻斗支座鉸合，在翻斗油缸的后端與支座鉸合，其液壓缸的活動桿件與翻斗后端支座鉸合。有翻斗托架的結構裝置，容易進行翻斗的更換和附件的加裝。無翻斗托架有利于地面物料的鏟裝。 無翻斗托架的裝載機結構組成比較簡單，但其運動缺點是在翻斗鏟裝物料時油缸的小型油腔工作，因而使翻斗油缸的缸徑與重量都相對應的增大。而有翻斗托架結構由于托架上能直接鉸合翻斗油缸及翻斗，所以翻斗的旋轉角較大。但托架擁有較大的重量并且在動管的前端，導致翻斗的載重下降。 1.5 作業(yè)裝置自由度的計算 由于組成裝載機工作裝置的各構件是通過銷軸連接的，各個銷軸互相平行；加上， 其結構又是縱向?qū)ΨQ。因此，在進行裝載機工作裝置的運動學分析時，可將其簡化為帶液壓缸的平面低副多桿機構，不計各桿件的自重，并假設各鉸接點的摩擦力為零。 圖 1-1 所示為正轉四桿機構工作裝置的桿系結構簡圖。 觀察設計的作業(yè)裝置，其中，活動桿件數(shù)為 6，低副數(shù)為 8，高副數(shù)為 0。 這樣，通過平面機構自由度公式計算可知，本次設計的正向旋轉運動四桿機構作業(yè)裝置的自由度為 F = 3n - 2Pl - Ph = 2 (1-1) 圖 1-1 工作裝置平面桿系結構簡圖 第 2 章 工作機構方案的選擇及工作原理 作業(yè)裝置是輪胎式裝載機上實現(xiàn)鏟裝物料的核心裝置，其結構和性能都顯著地影響著整機的工作尺寸、性能參數(shù)、發(fā)動機功率及生產(chǎn)效率等。 本次設計的裝載機作業(yè)裝置的基本結構如圖 2-1 所示，他由翻斗 1、大臂 2、舉高油缸 3、翻斗油缸 4、等組成。整個作業(yè)裝置通過銷軸直接鉸合在車架支座上。 圖 2-1 正向旋轉運動四桿工作機構簡圖 2.1 工作機構結構方案的選擇 結合國內(nèi)、外裝載機行動機構為輪胎式的作業(yè)裝置主要連接桿件機構形式有七種類型。其中按構件數(shù)的不同能分成三桿、四桿、五桿、六桿、八桿連接桿件機構。在這幾種 連接桿件機構中有六種機構在實際生活的應用中較常見。如圖 2-2 所示 圖 2-2 常見連接桿件機構 2.1.1 正向旋轉運動八桿 如圖 2-2a 所示，此機構鏟取力較大；在合理設計作業(yè)裝置的情況下，較好的舉升性能和平動性能都在翻斗上體現(xiàn)；由于連接桿件系統(tǒng)的傳動比較大，翻斗有更大的卸載速度和角度，因而為了改善駕駛員觀察范圍可以進行適當?shù)恼{(diào)整，調(diào)整時要注意不能減小連接桿件系統(tǒng)倍力系數(shù)，影響作業(yè)裝置發(fā)揮鏟取力。 2.1.2 翻斗油缸前置式正向旋轉運動六連接桿件 如圖 2-2b 所示，裝置中的翻斗和搖臂直接鉸合翻斗油缸，容易在裝置中直接設計成兩個平行四桿機構，此時翻斗具有極佳的水平移動性能；結構相比八桿機構要簡單。缺點是翻斗油缸小型油腔進油，鏟取力?。贿B接桿件系統(tǒng)傳動比小，翻斗油缸油缸活動部分行程大，需要把翻斗油缸長度增加。八桿機構動作更快；前置的翻斗油缸，增大了作業(yè)裝置前部懸掛，整機平動穩(wěn)定性被破壞；不能實現(xiàn)翻斗自動平放。 2.1.3 翻斗油缸后部放置方式正向旋轉運動六桿 如圖 2-2c 所示。與前一裝置相比，后部放置方式的前部懸掛小，傳動比大，油缸活動部分行程短；動臂、翻斗油缸、可以簡化設計結構（把搖臂、連桿中心設計在同一平面線內(nèi)）能讓動臂和鉸銷的受力達到更好的改善。缺點:車駕和翻斗油缸鉸合位置偏高，駕駛員的觀察范圍會受到影響，前部進油腔口進油的油缸鏟取力較小。 2.1.4 翻斗油缸后部放置方式反轉六連接桿件 如圖 2-2d 所示，此機構的優(yōu)點是： 其一，翻斗時翻斗油缸大腔進油，連接桿件系統(tǒng)的倍力系數(shù)較大，從而使翻斗能得到很大的鏟取力 其二，選擇合適的結構尺寸不僅能使翻斗得到更好的平動性能，而且實現(xiàn)翻斗自動放平也更容易。 其三，擁有結構緊湊、前部懸掛小、駕駛員觀察范圍好等突出優(yōu)點。 缺點：布置搖臂和連接桿件時是在狹窄的翻斗和前橋，容易發(fā)生桿件之間的干擾。 2.1.5 正向旋轉運動四桿 如圖 2-2e 所示，它是最簡單的連接桿件機構，翻斗舉升平動，前部懸掛小很容易通過設計達到。缺點：翻斗油缸的小型油腔進油，油缸動力輸出小；要求必須減少卸載角。通常使用凹型斗底以避免與其他機構件的碰撞，這樣既增加了制造困難又減小了斗容。 2.1.6 正向旋轉運動五桿 如圖 2-2f 所示，為克服正向旋轉運動的四桿機構作業(yè)時動臂容易碰撞翻斗的斗底的缺點，把短連接桿件加在油缸桿件和翻斗中間，從而使四桿機構變成五桿正向旋轉運動機構。當翻斗端平時，油缸拉力和翻斗重力使得短連接桿件和油缸桿件拉成一直線；卸載時，機構旋轉運動時是短連接桿件相對油缸桿件的，從而避免兩者相碰。缺點仍如上述的機構。 2.1.7 動臂可伸縮式三桿 動臂的伸縮運動是借助油缸來完成的，而翻斗的插入工況則是借助動臂的伸縮運動來實現(xiàn)的，這樣設計的工程機械解決了在行走插入時容易損耗輪胎的問題，而且在伸出動臂的時候能得到更大的卸載角度和卸載距離，動臂回縮時能提高行駛時的穩(wěn)定性。 缺點：翻斗的平動，翻斗自動放平本結構都不能實現(xiàn)；結構比較復雜。本次設計的裝載機工作機構選用的是正向旋轉運動四桿機構。 2.2 工作機構的工作原理 2.2.1 工作過程分析 裝運卸一體的自行式工程機械，工作由五種工況組成就是輪胎式裝載機；當裝載機用于將貨物從料堆裝入運輸車輛或?qū)⑽锪嫌梢坏剡\載至另一地時，其工作過程大概包括：空斗運行、鏟取貨物、提升翻斗、滿斗運行、卸貨等五個循環(huán)作業(yè)過程 （1）空斗運行狀態(tài) 裝載機鏟取貨物時需空斗駛向料堆，在卸載后，后退、落斗并駛向料堆。 在空斗運行狀態(tài)時，翻斗取運輸位置，使翻斗底面與前輪的公切線和地面成 15 度角運行，用以保持必要的離地間隙。 在此工況下，動臂舉升油缸、翻斗油缸都不動作。 （2）鏟取插入狀況 當裝載機空斗駛向料堆前約 1~1.5 米處時，換入低檔，同時動臂油缸動作，使動臂下放，翻斗底部貼近地面，接觸地面的是斗尖的一部分，3~5 度的傾角是翻斗前壁與水平地面之間需要有的，翻斗插入物料的力是機器前進牽引力賦予的。 （3）翻斗提升狀態(tài) 完成鏟取作業(yè)后，為保證裝載機移動和不使物料撒落，翻斗應提升到某一高度， 一般是運輸位置。 （4）滿斗運行狀態(tài) 裝載機完成上述動作后，后退一定距離，轉向駛向卸載點。 （5）卸載狀態(tài) 翻斗到達卸載點時，通過翻轉翻斗，向運輸車輛或固定料倉卸載，而后從卸載工況狀態(tài)恢復到運輸狀態(tài)。 2.2.2 正向旋轉運動四桿工作機構分析 圖 2-3 正向旋轉運動四桿工作機構簡圖 I---插入狀況； II---鏟裝狀況；III---最高位置工況； IV---高位卸載工況。 2.2.3 輪式裝載機作業(yè)裝置設計要求 （1）.翻斗寬度和容量都較大，使得翻斗的鏟取阻力大，滿載系數(shù)小。設計時要求合理設計翻斗的尺寸和結構從而達到減小阻力，卸凈、穩(wěn)定的要求，。 （2）.翻斗從平裝運輸?shù)阶罡咝遁d位置的運動過程中，要求翻斗作“水平移動” 從而避免在運動中翻斗中物料撒出。因為很難達到翻斗的徹底平動，所以設計時一般控制在100 以內(nèi)。 （3）.設計時必須把卸載相關的角度、高度和距離都要保證滿足要求。為此，要 保證翻斗卸載干凈而且是在運輸?shù)阶罡呶恢弥g的任意高度位置。因此，翻斗的卸載角a（翻斗斗底對地面的前傾角）均不小于450 。 （4）.自動放平翻斗。卸載點在最高處時，翻斗油缸閉鎖，動臂的下方，翻斗形狀能自動變成插入工況（開始插入狀態(tài)）的功能稱為“自動放平翻斗”。 （5）.防止機構關鍵點間的異常配合導致的構件間相互干擾；各處傳動角不得小于100 ；在滿足設計要求的前提下，倍力系數(shù)要盡可能的增大。 （6）.為了提高工程機械各個工況的穩(wěn)定性和駕駛員的觀察范圍要盡可能的減小工作裝置的前懸。 - 19 - 第 3 章 翻斗幾何形狀的確定及翻斗重心的計算 3.1 設計要求 切削、收集、運輸和卸出物料是翻斗的主要作用，翻斗直接發(fā)揮出鏟取的作業(yè)能力，裝載機的作業(yè)效率和穩(wěn)定可靠程度受到翻斗構成和設計數(shù)據(jù)影響，所以主要的要求是減少切削方向的阻力和提高作業(yè)效率。 沖擊載荷和磨削程度都要求有很高的承受能力，所以要求翻斗在惡劣的條件下強度、耐磨損程度和剛度都足夠大。 3.2 翻斗斗型的結構分析 翻斗不同的結構對應不同種類的鏟取物料，通常是直線型和非直線型，非直線型中常用 V 型斗刃，優(yōu)點是插入物料是能集中插入力在斗刃中間部分，一般用來鏟取比較密實的物料。而直線型斗刃比較簡單具有良好的平地運動性能，一般用來裝載比較松散的物料。 翻斗裝有斗齒時在面對密實的物料堆時能使翻斗更容易插入物料，而且使用斗齒能增加切削刃的使用壽命，磨損后也更容易更換。 設計翻斗時要考慮內(nèi)部的流通性，鏟裝粘性物料時要具備倒空性。 （a）直線形斗刃翻斗 （b）直線形帶齒翻斗 （c）v 形斗刃翻斗 （d）弧形帶齒翻斗圖 3-1 常見的翻斗結構 3.3 翻斗基本參數(shù)的確定 3.3.1 翻斗寬度 翻斗寬度 BK 應大于輪胎外側一百到二百毫米的寬度，為避免翻斗作業(yè)后行成的料堆損傷輪胎，增加阻力應該把翻斗的寬度設計的比輪胎最外側的寬度要大。 3.3.2 翻斗回傳半徑 R 0 翻斗的轉鉸中心 B 與切削刃之間的距離翻斗的回轉半徑 R 是指(圖 3-2)。由于翻斗的回轉半徑 R 不僅影響鏟起力和插入阻力的大小，而且與整機的總體參數(shù)有關。因此翻斗的其它參數(shù)依據(jù)它來決定。翻斗的回轉半徑 R 可按下式計算 R = （3-1） 圖 3-2 翻斗基本參數(shù)簡圖 根據(jù)幾何簡圖（見圖 3—2）可以計算翻斗橫截面積為 A = R 2 {[0.5l (l + l cosg ) sing ] - l2 [cot g0 - 0.5p(1 - g0  )]}(mm 2 )  （3-2） 0 0 g Z k 1 0 r 2 180 而翻斗的幾何容積Vg = A0 ′ B0 ，可得回傳半徑為 R0 = (mm) （3-3） 式中 VK ——幾何斗容量( 圖 3—2 中所示陰影斷面 )，由設計任務書給定(米 3)； B?！穬?nèi)側寬度(米)； lg ——翻斗斗底長度系數(shù)，通常lg = 1.4 ~ 1.5 lz 一—后斗壁長度系數(shù)，通常lz = 1.1 ~ 1.2 ； lk ——擋板高度系數(shù)，通常lk = 0.12 ~ 0.14 ； lR ——斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數(shù)，通常lR = 0.35 ~ 0.40 ； g ——擋板與后斗壁問的夾角，通常g = 50 ~ 100 ； 1 1 g ——斗底和后斗壁間的夾角，通常g = 480 ~ 520 ， (有推薦550 ~ 650 )。 0 0 根據(jù)設計資料有 B0 = 3050 mm 所以有 R0 =  (mm) R0 = 1353mm 圖 3-3 翻斗斷面基本參數(shù)圖 3.3.3 翻斗的斷面形狀參數(shù) 鏟斗的斷面形狀由鏟斗圓弧半徑 r、底壁長 l、后壁高 h 和張開角γ四個參數(shù)確定， 如圖 3-2 所示。 后壁高 h 是指鏟斗的上邊緣至圓弧與后壁切點之間的距離。 底壁長 l 是指鏟斗底壁的直線部分的長度。L 如果增加，鏟斗鏟入料堆深度也變大，鏟斗容易裝滿，但掘起力將由于力臂的增加而減小。從試驗中可知，插入阻力隨著鏟斗入料堆的深度而急劇增加。l 長同樣也會降低卸載高度。l 如果縮短，則掘起力大；并且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度較小，縮短工作時間，但會降低鏟斗容量。對于主要裝載輕質(zhì)物料的鏟斗，l 可選擇較的大值；對于裝載巖石的鏟斗，應取小些。 鏟斗張開角γ 是鏟斗后壁和底壁之間的角度，一般在 45°到 52°之間。 本次設計的具體參數(shù)初始設置如下： 斗底長度 Lg ：是指從鏟斗切削刃到鏟斗底部延長線與鏟斗后壁延長線交點的距離， m Lg = lg R0 = 1.4R0 = 1894mm  （3-4） 后斗壁長度lz ：是指從后壁的上緣到后壁延長線與斗底延長線交點的距離，m lz = lz R0 = 1.1R0 =1488mm （3-5） 擋板高度l k ： 翻斗圓弧半徑 R1 ： LK = lK R0 = 0.12R0 = 162mm R1 = lR R0 = 0.4R0 = 541mm  （3-6） （3-7） 翻斗上的動臂鉸銷距斗底的高度： hb = (0.06 ~ 0.12)R0 o 0.11R0 = 149mm  （3-8） 翻斗側壁切削刃相對于斗底的傾角a0 = 50° ~ 60°。在選擇g1 時，使側壁切削刃與擋板的夾角為90° ，切削刃的削尖角d0 = 30° ~ 40°。 3.3.4 斗容的計算 翻斗的斗容量可以根據(jù)翻斗的幾何尺寸確定。 圖 3-4 裝載機斗容計算圖 （1）幾何斗容(平裝斗容) Vg 翻斗平裝的幾何斗容可按下式確定： V = A ′ B ′10-9 ( m3 ) （3-9） 對于裝有擋板的翻斗： g 0 0 根據(jù)有關計算有 VK = ( AB0 - 2 a2b) ′10-9 m3 3 （3-10） a = LK = 0.162m B0 = 3.05m b = 1.5m  （3-11） A——翻斗橫斷面面積，如圖 3—4 中所示陰影面積 B0 ——翻斗內(nèi)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)。 裝有擋板的翻斗幾何斗容 VK = ( AB0 - 2 a2b) ′10-9 m3 3  （3-12） = 2.72 ′10-9 m3 （2）額定斗容(堆裝斗容) Vh 2 2 = + b B0 - b ( + ) ′ ?  -9 3 VH VK [ 8 a c ] 10 m 6  （3-13） 式中 c——物料堆積高度(米)。（圖 3-4） c = 1 b + 4 2  ba b2 - a2  （3-14） = 0.456m 翻斗堆裝的額定斗容Vh = + b2 B0 - b2 ( + ) ′ ?  -9 3 VH VK [ 8 a c ] 10 m 6 （3-15） = 3.35 ′10-9 m3 翻斗斗容的誤差率 所以翻斗的設計合格。 3.3.5 斗齒的設計  d= 3.35 - 3.3 ′100% 3 = 1.5% < 5%  （3-16） 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，用螺栓固定在翻斗斗刃上。 初選齒間距為 300mm，斗齒寬度為 90mm，斗齒長度為 310mm。后期根據(jù)具體的翻斗形式在進行調(diào)整具體數(shù)據(jù)在圖紙上有詳細的說明。 3.4 翻斗結構設計及材料選擇 3.4.1 斗體形狀 輪胎式裝載機的翻斗斗容較大，斷面形狀一般為“U”型，用鋼板焊接而成。 從鏟斗的整體形狀來看，鏟斗分為兩種形式：深底和淺底。淺底鏟斗比深底鏟斗 更容易裝滿，但在運輸過程中淺底鏟斗容易溢出物料。相比之下，淺底鏟斗更適合定點裝卸，深底鏟斗適合遠距離的運輸。綜上所述，本次設計的地下礦用裝載機的翻斗選用深底斗型。 3.4.2 切削刃的形狀 直線型切削刃形式簡單，容易在平地面鏟裝小塊松散的物料，插入時翻斗的阻力較大。但翻斗的裝滿系數(shù)較好。如果在斗刃上裝上翻斗齒，則容易插入密實的料堆或翹起大塊物料，斗齒磨損后也容易替換和維修。翻斗較寬者多采用直線型。本次設計 的翻斗切削刃采用帶斗齒的直線型刃。 3.4.3 斗側壁的形狀 側壁有弧線型的側刃和直線型的側刃。裝載機中使用直線型的側刃比較普遍，因大容量的翻斗寬度大，側刃形狀對插入阻力影響的比重小。翻斗的后壁較短。側刃的傾角為銳角。 因為側刃參與插入工作，為減小插入阻力側壁前刃與斗前壁成銳角是合理的。 3.4.4 斗底 為了使鏟裝的物料在鏟斗內(nèi)能有良好的流動性，鏟斗底部的圓弧半徑應不宜過小， 前后壁夾角應大于物料與鋼板的摩擦角的 2 倍，以免卡住大塊物料。若取物料與鋼板的摩擦因數(shù) f =0.4，則摩擦角φ≈22°，所以張開角必須大于 44°。本次設計均采用 16Mn 鋼材用于翻斗各切削刃和壁均，以保證其耐磨損程度性、強度、剛度等各方面都符合設計的要求。 圖 3-5 翻斗結構圖 1-斗齒 2-主刀板 3-側板 4-翻斗擋板 3.5 翻斗重心計算 在翻斗的基本幾何形狀和結構，材料等確定以后，進行其重心的計算，主要是為以后的各構件的強度計算時力學分析作準備。 翻斗是較為復雜的焊接件，求其重心時，可將它分為兩個部分：翻斗側壁部分和 斗前刃、斗后壁、斗底部分；然后可將其各部分劃成若干個簡單的幾何圖形，求每一個小部分的中心，最后求出總的重心位置。 3.5.1 翻斗形心的確定 以 C 點為原點進行計算 （1） 三角形形心的確定由圖可得 yCu=533mm xCu=750mm （2）扇形形心的確定 圖 3-6 扇形形心 x c2 =2/3 r sinaa （3-17） a 式中，a--用弧度表示，a=0.72π； r=533mm 由此可得  c c x=317mm x `= x sina=258mm 2 2 c c y =r- x `cos65=414mm 2 2 (3)三角形 ODB 的形心確定 圖 3-7 三角形 ODB 形心的確定 c c y =175mm x =1145mm 3 3 (4)三角形 OEB 的形心確定  D OBD=25° 3 BC3=y c /sin12.5°=808mm 4 y c = BC 3 ·sin（65-15）=1279mm 4 x c = BC3·cos50=462mm 由以上各式該形心在 x 軸和軸上的坐標為 x 1 =750mm y 1 =533mm x 2 =1008mm y 2 =414mm x3=1145mm y3=175mm x 4 =1279mm y 4 =462mm DH=1.212m 3.5.2 翻斗重心坐標的確定 根據(jù)幾何關系有 1 A =1/2 ′1.839 ′1.212=1.11443m 3 A 2 =0.36pR 2 =0.31244m 3 A 3 =A 4 =1/2′0.525′1.127=0.2958m 3 由此可得翻斗重心坐標為 - 27 - A1 xc X= 1 - ( A3 x3 + A4 x4 - A2 x2 ) A1 + A2 - A3 - A4  （3-18） 代入數(shù)據(jù)得：X=750mm Y= A1 y1 - ( A3 y3 + A4 y4 - A2 y2 ) A1 + A2 - A3 - A4  （3-19） 代入數(shù)據(jù)得：Y=533mm 即翻斗形心坐標為（750，533） (6)翻斗在堆裝狀態(tài)下的物料重心 1)已知：c 0 （750，533） AD=1476mm MD=1500mm 根據(jù)幾何關系得三角形 DNM 重心坐標為（218，720），三角形 ADM 重心（506，839）。 2)堆裝狀態(tài)物料重心 圖 3-8 翻斗的形心 c x = A1 x1 + A2 x2 + A3 x3 A1 + A2 + A3 代入數(shù)據(jù)得 同理可得 x c =632mm y c =516mm 式中， A 1 ——翻斗橫斷面面積 ； A 2 —— DAMD 的面積 ； A 3 ——物料堆高面積 。x 1 ， y1 ——翻斗橫斷面形心坐標 ； x 2 ， y2 —— DAMD 的形心坐標 ； x3 , y3 ——物料堆高形心坐標 ； 由于（632，516）和翻斗形心坐標（785，407）接近，因此選物料和翻斗重心坐標為 （750，533）。 第 4 章工作裝置連接桿件系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 工作裝置連接桿件系統(tǒng)的尺寸參數(shù)直接影響著裝載機的工作性、整體結構、生產(chǎn)效率等各方面。所以對它的設計要全面來考慮。 4.1 作業(yè)裝置各鉸合點位置的確定 本工作裝置的關鍵鉸合點的坐標，在設計制定完之后必須要符合設計對工作裝置作業(yè)運動的要求，能夠?qū)崿F(xiàn)在各個工況下的正常運轉。在裝載機的動力方面，要確保在滿足鏟取力、舉起力等要求下盡量減小油缸所需的輸出力和功率。在運動方面要滿足翻斗的各個運動工況都能實現(xiàn)，保證翻斗能達到最大的卸載高度、最小的卸載距離、各個位置的卸載角度的要求。 目前主要使用兩種方法來進行連接桿件系統(tǒng)的尺寸參數(shù)的設計計算，圖解法和解析法，本次設計是圖紙數(shù)據(jù)一同設計的，因而使用圖解法進行設計計算。 在確定了卸載高度、距離、角度的最大值最小值和設計要求之后再結合翻斗的尺寸參數(shù)和選取的輪胎尺寸等參數(shù)后進行圖解法的計算。 4.1.1 動臂與翻斗、機架的兩個鉸合點 A、B 的確定如 圖 4-1 所 示1、確定動臂與翻斗的鉸合點 A。 由于 A 點的 x 坐標值越小，翻斗鏟取阻力就越大，所以 A 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??；A 點的 y 坐標值增大時，想要翻斗鏟裝的物料越多，翻斗在料堆的插入面積就要增大，但是這樣會降低鏟取阻力縮小A 點與 C 點的距離。 在考慮了翻斗在 I 工況的實際情況和各種外界可能影響到的因素之后，根據(jù)坐標初取 G 點的坐標 yG ， 取 yA =285mm 。2、確定動臂與機架的鉸合點 B。 （1）B 點要在 AA' 的垂直平分線上。因為 AA' 同在從 B 為圓心、動臂長為半徑的圓弧上。 （2）B 點盡量靠近裝載機的整體重心，取在前輪右上方與前軸心水平距離為軸距的 13 ~ 12 處。 （3）B 點位置盡可能低些，以提高整機工作的穩(wěn)定性，減少機器高度， 改善駕駛員的觀察范圍。B 點高度 H A ?（1.2~2.0） R0 。 經(jīng)計算，取 H B =1020 mm 符合要求。 BA=3249 mm 圖 4-1 工作機構個鉸點確定圖 4.1.2 確定翻斗油缸與翻斗的鉸合點 C 及與機架的鉸合點 D C 點：不與快換裝置的油缸干涉，在插入工況下，應該讓 AC 與 CD 盡量垂直。 D 點：根據(jù)鏟裝工況和最高位置工況的升降平動穩(wěn)定性來確定的，翻斗從鏟裝工 況上升到最高位置工況的工作過程中翻斗油缸的整體長度應該保持不變。 經(jīng)過試湊實驗后發(fā)現(xiàn) AC 越小，D 點的位置越低，這樣駕駛員的視野范圍就越寬廣，所以為了駕駛員的觀察視野，D 點應盡可能的降低。因此試湊時在保證 C 點不與快換油缸干涉而且保證翻斗油缸舉起力的情況下 AC 要盡量小。 4.1.3 動臂油缸與動臂和機架鉸合點 F、E 的確定 在綜合考慮了，油缸工作時的穩(wěn)定性、動臂油缸舉升時工作力矩大、構件之間在工作是互不干擾影響、工作裝置整體穩(wěn)定等因素后，確定了把動臂油缸設置在裝載機車體的前端和車架兩個前后鉸合點之間。 F 點選定在 AB 連線附近或下方，并聯(lián) BF>AB/3。BF 不能太小，受油缸行程限制。由上可知，各鉸點的位置已被確定。 第 5 章工作靜力分析 5.1 外載荷確定原則 裝載機在鏟掘作業(yè)過程中，通常有以下三種受力工況： (1)翻斗水平插入物料料堆，油缸閉鎖，此時可認為翻斗斗刃只受水平插入阻力的作用。 (2)翻斗水平插入物料料堆，翻轉翻斗或舉升動臂鏟取物料時，認為翻斗斗齒只受垂直掘起阻力的作用。 (3)翻斗在同時進行插入、收斗、舉臂其中兩項進行鏟掘作業(yè)時，認為翻斗斗齒受水平插入阻力與垂直掘起阻力的同時作用。 將對稱載荷和偏載情況分別與上述三種典型受力工況分別相組合，就可得到翻斗六種典型的受力作用工況，如圖 5-1 所示。 圖 5-1 作業(yè)裝置外載荷工況 5.2 外載荷計算 裝載機的工作阻力是多種阻力組成的合力。由于物料的不同性質(zhì)和作業(yè)裝置的工 作方式不同，工作阻力有其相應的不同計算方法，通常工作阻力通常分別按插入阻力、掘起阻力和翻斗阻力矩進行計算。 (1) 插入阻力 是指在進行鏟取作業(yè)時物料堆對翻斗的反作用力，物料的種類、插入料堆的深度、物料堆高度、翻斗的結構形狀等都有影響阻力的大小。 由于計算上述阻力比較困難，一般按照經(jīng)驗公式來確定： x 1 2 3 4 F = 9.8K K K K BL1.25 （N） （5-1） 式中 K1 物料塊度與松散程度系數(shù)，附表 1 K2 物料性質(zhì)系數(shù)，附表 2 K3 料堆高度系數(shù)，附表 3 K4 翻斗形狀系數(shù)， 寬斗 B 31.5 m K4=1.1 ～1.4； 小斗 B ?（0.5～1.3）m K4=1.6～1.8； 取 1.4 B 翻斗寬度，305cm L 翻斗的一次插入深度，52.5cm(最大插入深度可取翻斗前壁長的 0.6~0.7 倍) 得到：  F = 9.8′1′ 0.2 ′ 0.8 ′1.4 ′ 305 ′ 52.51.25 = 94617.8（N） x (2)掘起阻力 在翻斗插入料堆后在較深的位置處，動臂油缸在升起時會對翻斗有一個反作用力， 鏟取的物料的松散系數(shù)、類型、塊度、密度、物料之間及物料與翻斗之間的摩擦阻力 都會對崛起阻力的大小有影響。 翻斗開始舉升時物料的剪切力按下式計算 Fz = 2.2KBLc （N） （5-2） 式中 K 開始舉升翻斗時物料的剪切應力，它通過試驗測定，對于塊度為 0.1~0.3m 的松散花崗巖，剪切應力的平均值取 K=35000Pa B 翻斗寬度，m Lc 翻斗插入料堆的深度，m 得到： FZ = 2.2 ′ 35000 ′ 3.05′ 0.525 = 123296 （N） (3)翻斗阻力矩 當鏟斗翻轉鏟取物料時，在鏟斗充分插入料堆轉斗的最初時刻，轉斗靜阻力矩具有最大值，用M a 0 表示，此時鏟斗轉角 a=0；之后，當鏟斗靜阻力矩隨著鏟斗的翻轉角 a 的變化而按雙曲線特性變化（見圖 5-2），一直到鏟斗前切削刃離開料堆坡’面線為止(a = a￠)。開始鏟取時（a=0）的靜阻力矩M a 0 為 M = é ? 1 ? ù a0 1.1Fx ê0.4? x - 4 L÷ + yú （5-3） ? è ? ? 式中 Fx 開始翻斗時的插入阻力，165000N(取最大牽引力值) x 翻斗回轉中心與斗刃的水平距離，1.3m y 翻斗回轉中心與地面的垂直距離，0.266m L 翻斗的插入深度，0.525m M = é ? 1 ? ù 得到 a0 1.1Fx ê0.4? x - 4 L÷ + yú ? è ? ? =1.1×165000×[0.4×（1.3－0.25×0.525）+0.266] =181500（N·m） 圖 5-2 翻斗靜阻力矩與翻斗轉角的關系 掘起阻力矩M a 隨翻斗回轉角 a 的增大而減小。當翻斗回轉 a 角后，其翻斗阻力矩M a 為 a a 0 M = M (1 - ca n ) （5-4） 式中 ? M a 0 - M a￠ ? lg? 2 ÷ M n = è a 0 ? lg a￠ 3 c = 1 ′ M a 0 - M a￠ a 0 (a￠)n M a￠ 翻斗離開料堆時的翻轉角度 M a￠ 翻斗離開料堆時，由物料重力產(chǎn)生的阻力矩，N·m 翻斗阻力矩計算：翻斗在料堆中翻斗時，除了要克服料堆的靜阻力矩之外，還要克服翻斗自重和翻斗中物料所產(chǎn)生的阻力矩。因此，開始翻斗的阻力矩為 M z = M a 0 + (GH + GC )LB （5-5） 式中 M z M a0 GH Gc 翻斗阻力矩，N·m 開始翻斗靜阻力矩，181500N·m 裝載機額定載重量重力，60000 N 翻斗自重力 取翻斗底厚 20mm，后臂和擋板厚 12mm，側板厚 20mm 根據(jù)翻斗各機構尺寸計算翻斗體積為： V=0.1341 m 3 鋼 r = 7900Kg / m3 LB 得到 M z GC = rvg = 10594 (N) 翻斗中心至回轉中心 B 的水平距離（圖 5-3），0.626m = M a 0 + (GH + GC )LB =133130+（60000+10594）×0.626 =177322（N·m） 圖 5-3 作用在翻斗連接桿件上力的確定 作用在翻斗連接桿件上的力 Fc ：翻斗充分插入料堆后開始翻斗時，作用在翻斗與翻斗連接桿件鉸銷上的力 Fc C F = M Z LC = 175486 = 268670N 0.66 5.3 工作機構的受力分析與計算 5.3.1 裝載機的幾種工況 (1)重載翻斗舉升至最高位置； (2)重載翻斗舉升至最大水平幅度； (3)聯(lián)合鏟裝工況； 5.3.2 聯(lián)合鏟裝時的受力分析 圖 5-4 翻斗的受力分析 - 39 - （1） FF求解由圖可知  a=600mm b=1327mm c=660mm y=300mm 以 G 為支點，有力矩方程 Gm + Gc × a + F / 2 × b + F / 2 × y = F  × sin 80 × c 2 sh in C （5-6） 代入數(shù)據(jù)得 （2） FA 求解  FC = 169159 N FC = FD  （方向相反） 圖 5-5 C 點受力分析 經(jīng)過計算知 F1 E1 水平，因此有 FC 與 Fin / 2 方向一致。有 FA =  （5-7） 代入數(shù)據(jù)得  FA =237185N q= arctan( Fsh  Fin / 2 + FF ) / 2 + Gc + Gm 2 代入數(shù)據(jù)得 （3）分離動臂，以 A 為支點，有  q= 66o FF × LAF = FA × LAB  （5-8） 圖 5-6 FB 的求解 式中，  LBF ——B 點到 FF 的作用線的距離 ； LAB ——B 點到 FA 的作用線的距離 ； A A 經(jīng)過計算得 AB 與水平線夾角為 32 ° ，F(xiàn) 與水平線夾角為 24 ° ，因此有 F 與 AB 連線的夾角為 56 ° 。所以有 AB L =ABsin56 ° =2693mm A A BF 經(jīng)過計算得 BF 與水平線夾角為 28 ° ，F(xiàn) 與水平線夾角為 24 ° ，因此有 F 與 AB 連線的夾角為 52 ° 。所以有 所以有 L =BFsin52 ° =800mm = F FG × LAB L F BF = 237185′ 2693 800  =798424N （4）求解 F B X  = F cos32o - F sin66o A F A = 798424′ cos32o - 237185′ sin66o Y = -(F sin32o - F cos66o） A F A =（- 798424′ sin32o - 237185′ cos66o） 因此有  FB =  =564532N 那么 FB 與水平線夾角g為 g=arccos x A /Y A =55° 第 6 章 工作機構主要零件的強度計算及液壓缸的確定 說明：對于該裝載機的各工作機構，在計算其強度時，應使用第四強度理論： s = 工作初步計算 ￡ ss / n  （6-1） s = M + F ￡ s / n max W S s 式中，n——為安全系數(shù)，n=1.8-2.3。 6.1 動臂強度計算 動臂可以看作是支撐在車駕 B 點和動臂油缸上鉸合點 F 的雙支點懸臂變截面曲梁，為簡化計算，將動臂危險取為動臂油缸上 H 處截面。則 s = M + F ￡ s / n max W S s （6-2） 取 n=2。  BH 2 W= A 3 A S=2BH M= FB sin55°× LBF F= FB cos55° A =324041N A Bss H 得 2 - FH - 6M = 0 H A 3 2Bss 式中，M=564532sin42.5° ′ 0.8 =369881N·m ss ——屈服極限，MPa ； 45 鋼ss =353MPa ； B——鋼板厚度，取 B=40mm H A 3  2 ′ 0.04 ′ 353′106 3 371mm 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取 H A =420 mm 6.2 液壓缸的選擇 6.2.1 翻斗油缸的選擇 F1 = FC = 268670 N 工作壓力取 P=30MPa （1）直徑的選擇 根據(jù)國家系列，取內(nèi)徑 D 1 =106mm， P1推 = 1058431N P1 拉 = 81388N 查表得 油缸桿件直徑 d=60mm ； 缸體內(nèi)徑 D 1 =110mm ； （2）行程的選擇 經(jīng)過計算得其行程為 S=997mm ； 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取 S=1200mm； 根據(jù)經(jīng)驗公式 L + S L 代入數(shù)據(jù)得 = 1.6-1.7 L=1714 ~ 2000mm 6.2.2 動臂油缸的選擇 （1）直徑的選擇 F2 = FF =798424N ； 工作壓力取 P=30MPa ； 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取液壓缸內(nèi)徑 D 2 =100mm； F=942000N 取 S=800mm； 根據(jù)經(jīng)驗公式， L + S =1.6-1.7 L 代入數(shù)據(jù)得 L=1143 ~ 1333mm 6.3 銷軸的計算 6.3.1 C 點銷軸的確定 根據(jù)公式 M smax = W ￡ ss / 2  （6-3） pd 3 W = 32 M = FGl 2 l=a/2+b+c/2 圖 6-1 C 點銷軸 式中， 根據(jù)同類型產(chǎn)品，取 c=20mm,b=20mm，a=40mm 因此有 l=50mm。 根據(jù)公式 d 3 式中，ss ——屈服極限，ss =800MPa； 因此有 d 3 代入數(shù)據(jù)得 銷軸支座擠壓應力的計算根據(jù)公式  d=70mm s = 1/ 2FC mz ad 因此合適。 銷軸套擠壓應力的計算根據(jù)公式 = 169159 ? 2 0.04 ′ 0.07 =30MPa ￡ 176.5 MPa s