中文摘要裝載機是工程機械的主要機種之一，作業(yè)效率高，本次設計的題目是 ZL05 裝載機總體及其工作裝置設計，此設計的主要內容如下：裝載機總體計算及分析，包括發(fā)動機參數選擇，整機性能參數確定，總體參數評價，裝載機鏟裝阻力的計算，整機的自重及橋荷分配，最大牽引力計算，最大爬坡度計算。裝載機總體中工作裝置設計，包括鏟斗斗型的選擇，鉸點位置確定，動臂、搖臂、拉桿長度和截面形狀確定，工作裝置受力分析及校核強度，各鉸銷強度校核，拉桿穩(wěn)定性計算。液壓系統(tǒng)的分析與計算，包括工作液壓系統(tǒng)設計參數及壓力計算，油缸所需流量計算，油泵的選擇，液壓件的選擇，轉向液壓系統(tǒng)的最小轉彎半徑，轉向阻力及工作壓力計算。前后車架的鉸接力式及工藝要求。此外，還在 ADAMS 中建立了此裝載機工作裝置的模型并進行了運動仿真，并且測出了其最大卸載高度和斗尖的位移﹑速度﹑加速度曲線。關鍵詞 總體設計 工作裝置 液壓系統(tǒng) 車架外文摘要Title the whole design of the loader ZL05AbstractLoader is one of the main models of the engineering machines. The homework efficiency is high. The topic of this design is the total and its work equip of the loader ZL05. The main contents of this design is as follows:The total calculation and analysis of the loader. It includes the choice of launch the machine parameter, the assurance of the whole machine function parameter, the choice of the theories leads characteristic parameter, the analysis of the theories leads characteristic parameter, the calculation of the theories leads characteristic parameter, the evaluation of the total parameter ,the calculation that the machine spade packs resistance, the whole machine of self-respect and the bridge lotus allotment, the calculation of the biggest lead the dint, the calculation of the biggest climb a slope.The design of work equip, including the choice of the spade type, the assurance of orders' position, the assurance of the length to moving arm,shake arm and pulling the pole, the assurance of cutting the noodles shape, working equip's analysis by dint and the school check strength, the calculation of the pulling pole stability .The analysis and calculation of the liquid presses system, including the work liquid to press the system design parameter and the pressure calculation, the discharge calculation of the oil urn's needing, the choice of the oil pump, the choice of the liquid presses, the calculation of changing direction a liquid to press system of minimum turn radius, change direction resistance and work a pressure.The front and back car connects and craft request.In addition, I build up the model of this loader's work device in ADAMS and carry on sport to imitate really, I also test to find out its biggest the unloaded height and the curve of spade point's moving﹑velocity and acceleration.Keywords the total calculation and analysis work equip the liquid presses system car connects目 錄第一章 引言 11.1 設計任務和基本要求 .11.2 主要部件結構形式 .11.3 主要技術參數 .1第二章 總體設計 32.1 基本結構原理圖 .32.2 基本參數選取與確定 .32.3 發(fā)動機 .52.4 液壓系統(tǒng) .5第三章 工作裝置設計 73.1 概述 .73.2 鏟斗基本參數的確定 .73.3 動臂設計 .93.4 工作裝置強度計算 .12第四章 液壓系統(tǒng)設計計算 304.1 轉向系統(tǒng)分析及計算 .304.2 轉斗、動臂液壓缸的選取 .334.3 液壓系統(tǒng)評價 .40第五章 車架設計 415.1 前車架的設計 .415.2 后車架設計 .425.3 車架的連接 .425.4 車架設計評價 .42第六章 工藝分析 446.1 零件工藝性分析 .446.2 零件機械加工工藝文件 .44第七章 工作裝置仿真模型在 ADAMS 中的建立 .467.1 在 ADAMS 中建立六連桿機構動力學仿真模型 467.2 卸載高度的測量 .517.3 六連桿裝載機鏟斗斗尖位移、速度、加速度的測量 .52結論 56致謝 57參考文獻 58吉林大學本科畢業(yè)設計說明書1第一章 引言1.1 設計任務和基本要求為適應工程施工，市政建設及農用水利工地的砂石灰土等各種散裝物料的裝運需要，提出設計小型輪式裝載機的任務。基本要求：⑴以“GB3688.1—84”輪式裝載機的基本系數的要求為設計依據。⑵整機主要參數達到或超過我國同級別裝載機水平。⑶貫徹“三化” ，方便生產，方便用戶。⑷力爭降低制造成本。1.2 主要部件結構形式⑴變速箱：小四輪拖拉機變速箱。⑵驅動橋：后橋驅動，小四輪拖拉機驅動橋。⑶離合器：小四輪拖拉機主離合器。⑷制動器：小四輪拖拉機制動器。⑸工作裝置：單板 Z 型反轉四連桿機構，單搖臂、臥式動臂油缸。⑹車架：鉸接式車架，全部鋼板式焊接。⑺轉向器：擺線轉子式全液壓轉向器。⑻輪胎：T.50—16。1.3 主要技術參數型號：ZL05額定裝載質量(kg) ： 500額定斗容量(m 3)： 0.25最大卸載高度(mm)： 大于 1900第一章 引 言2相應卸載距離(mm)： 大于 800軸距(mm)： 1540輪距(mm)： 1150最小離地間隙(mm)： 245車速(km／h) ： 前進： V1=1.9, V2=4.4V3=5.97, V4=7.1V5=13.9, V6=22.2后退： VR1=4.58掘起力（KN）： 1100最大牽引力（N）： 9000發(fā)動機額定功率(kW)： 15機重（kg）： 1800吉林大學本科畢業(yè)設計說明書3第二章 總體設計2.1 基本結構原理圖圖 2-1 基本結構原理圖2.2 基本參數選取與確定⒈額定斗容：0.25m 3，根據物料比重范圍可加大，一般取 0.25～0.29 m3 之間。⒉額定載重：500㎏。⒊最大卸載高度：1900mm，此高度滿足 CA141 以下車輛滿載要求。⒋卸載距離：800mm，能滿足 CA141 卡車要求。⒌最大卸載角：地面與最高卸載位置均應達到 45°，以滿足小型裝載機的多用途要求。⒍動臂舉開時間：根據 JB 標準，參照相近規(guī)格樣機，考慮到我國裝載機液壓系統(tǒng)的壓力范圍及元件（泵，閥，接頭等）的制造質量確定。動臂舉開：不大于 5 秒動臂下落：不大于 2.7 秒第二章 總體設計4卸料時間：不大于 1.6 秒⒎行使速度因采用小四輪拖拉機的傳動系統(tǒng)，所以速度范圍相同，即：車速(km／h)： 前進： V1=1.9, V2=4.4V3=5.97, V4=7.1V5=13.9, V6=22.2后退： VR1=4.58⒏越野性最小離地間隙：0.245m，較高，通過性好最大爬坡度：22°最小轉彎半徑：3200mm最大外形尺寸：3734×1350×2363mm。 （為獲得較好的通過性及緊湊的結構外形，采用對比、差值方法，選取上述參數）⒐主要尺寸及重量分布?。┹S距：1540mmⅱ）輪距：1150mm從整機靜態(tài)及動態(tài)穩(wěn)定性計算及通過性來確定上述參數。ⅲ）由結構布置及最小轉彎半徑來確定前后車架的鉸接位置，取中點偏前的方案。ⅳ）整車重量：考慮到發(fā)動機功率儲備不大，機重取 Q=1800㎏空載時 前橋：后橋=35％：65％滿載時 前橋：后橋=60％：40％⒑方向機采用擺線式液壓轉向器，可靠性好，適應小型裝載機使用。⒒驅動方式：后橋驅動?？紤]到直接采用小四輪的傳動系，結構簡單，降低制造成本，采用單橋驅動。不足之處：影響牽引力的發(fā)揮，但對吉林大學本科畢業(yè)設計說明書5額定載重量為 500㎏的裝載機，發(fā)動機僅為 15HP，基本可以滿足裝載散裝物料的要求。⒓變速箱：人力換檔變速箱。這種變速箱是靠操縱桿件及撥叉夾撥動齒輪，使不同齒輪嚙合，對嚙合換擋，換擋時，必須切斷動力，并且有沖擊。但其結構簡單，制造容易，適用于小型機械傳動裝載。2.3 發(fā)動機型號：SD1100ND 型ⅰ）臥式、單缸、四沖程ⅱ）缸徑×引程：100×115mmⅲ）額定轉速及功率：2200r/min，11KWⅳ）最大扭矩及轉速：450N?m，1600～1700r/minⅴ）燃油消耗率：250.2KW/hⅵ）凈重：185㎏ⅶ）冷卻及啟動方式：冷凝，電啟動2.4 液壓系統(tǒng)⒈考慮到小型裝載機，柴油機功率不大，采用工作裝置和轉向系統(tǒng)共泵的方案。選用齒輪泵：CB—G1025q=25.4ml/r， η 額 =200rpm，n max=3000rpm，P=16Mpa⒉多路換向閥額定壓力：P=16Mpa額定流量：Q=63L/min型號：DL —b15L—Tw—GL—GC⒊油缸動臂缸：HSGL01—50/28E—1101第二章 總體設計6鏟斗缸：HSGL01—63/35E—130r轉向缸：HSGL01—40/22E—2801系統(tǒng)壓力：P=12.5MPa吉林大學本科畢業(yè)設計說明書7第三章 工作裝置設計3.1 概述裝載機的鏟掘和裝卸物料作業(yè)是通過工作裝置的運動實現的，裝載機的工作裝置是由鏟斗、動臂、搖臂、連桿及轉斗油缸和動臂油缸組成。鏟斗與動臂及通過連桿或托架與轉斗油缸鉸接，用以裝卸物料；動臂與車架及與動臂油缸鉸接，用以升降鏟斗。鏟斗的翻轉和動臂的升降采用液壓操縱。3.2 鏟斗基本參數的確定3.2.1 Bg 的確定Bg 要大于裝載機每邊輪胎寬度 5～10cm，則Bg=1374mm3.2.2 回轉半徑 R0= 0 2001{.5(cos)in[.5(1)]}8pgzk ctgbB????????圖 3-1 鏟斗基本參數簡圖第三章 工作裝置設計8VP /VH =1.2 VP=1.2VH=0.3m3 VH =0.25 m3B0=1346mm λ g=1.4 λ z =1.1λ k =0.12 λ b=0.35 υ 1=10°υ 0=52°則 R 0=615mm斗底長度 lg： lg=（1.4～1.5R 0=860mm后斗壁長度 lz： lz=1.1R0=676.5mm擋板高度 lk： lk=0.12R0=70mm鏟斗圓弧半徑 R1： R1=0.35R0=190mm鏟斗與動臂鉸銷距斗底高度 hg： hg=20mm鏟斗側壁切削刃相對斗底的傾角 α 0： α 0=60°切削刃的切削尖角 δ 0： δ 0=30°3.2.3 鏟斗斗容的計算吉林大學本科畢業(yè)設計說明書9圖 3-2 斗容計算圖⑴幾何斗容對于有擋板的鏟斗：VP=SB0－ a2b3式中 B0=1346mm a=30mm b=595mmS=S 梯形 CDEB+SΔABG + SΔGEF +S 弧 AGF=0.10+0.019+0.039=0.158m2VP =0.158×1.346+ ×0.032×0.5953=0.213m3⑵額定斗容VH= VP + B0－ （a＋c）28b26=0.213+0.06-0.011=0.262m這與假設的參數基本一致，所選參數正確，無須改動。3.3 動臂設計3.3.1 動臂長度和形狀的確定⑴由已知條件：Hsmax=1900mm lsmin=832mm β=45°HA=1300mm 作圖如下：第三章 工作裝置設計10圖 3-3 動臂計算圖⑵動臂長度 lD 的確定=Dl 2 2' '0max0min[cos()][sin()]sAsBlRHR????????式中 =832mm =810mm =1900mm =1300mmis s A=Dl 2 2832615819365i? ?=1690mm這與優(yōu)化設計所得 1640 相差不多。⑶動臂的形狀與結構采用曲線型，斷面結構型式為單板式，結構簡單，工藝性好，但其強度和剛度低。3.3.2 連桿機構設計⒈設計要求：從保證理想的完成鏟掘、運輸及卸載作業(yè)要求出發(fā)，對連桿的設計提出下列要求：⑴動臂從最低到最大卸載高度的提升過程中，保證滿載時鏟斗中的物料不撒落，鏟斗后傾角 α 的變化盡量小（不超過 15°） ，鏟斗在地面時后傾角取 α 1=42°～46°，最大卸載高度通常取 α ’=47°～61°.吉林大學本科畢業(yè)設計說明書11⑵在動臂提升高度范圍內的任一位置，鏟斗的卸載角 β≥45°，以保證能卸凈物料。⑶作業(yè)時與其它構件無運動干涉。⑷使駕駛員工作方便安全，視野寬闊。⑸為保證連桿機構具有較高的力傳遞效率，在設計連桿機構的構件尺寸時，應盡可能使主動桿件與被動桿件所確定的傳動角在不超過 90°的情況下盡量取大一些。圖 3-4 反轉式連桿機構工作裝置⒉連桿尺寸鉸點位置的確定連桿與鏟斗鉸點 C 的位置影響連桿的受力和轉斗油缸的行程。通常 BC 與鏟斗回轉半徑之間的夾角 Ψ=92° a=0.14 lD=230mm搖臂和連桿 CD 要傳遞較大的插入和轉斗阻力，彎曲搖臂的夾角一般不大于 30°，搖臂與動臂的的鉸點 E 布置在動臂兩鉸點連線 AB中部 le 偏上 m 處，設計時取 le=（0.45～0.50）l D m=（0.11 ～0.18 ）l D第三章 工作裝置設計12e=（0.22～0.24）l D c=（0.29～0.32）l D由此確定連桿 CD 的長度 b，轉斗油缸與車架鉸接點的位置 G 及行程，則 la=280 lb =548 lc =464 m=318 e=352 b=5703.4 工作裝置強度計算3.4.1 工作裝置強度計算位置的確定分析裝載機鏟掘運輸，提升及卸載等作業(yè)過程，發(fā)現裝載機在水平面上鏟掘物料時，工作裝置受力最大。3.4.2 工作裝置典型工況的選擇及外載荷的確定⒈裝載機沿水平面運動，工作裝置油缸閉鎖，鏟斗插入料堆，此時認為物料對鏟斗的阻力水平作用在切削刃上。⒉鏟斗水平插入料堆足夠深度后，裝載機停止運動，向后轉斗或者提升動臂，此時認為鏟掘阻力垂直作用在切削刃上。⒊裝載機在水平面上勻速運動，鏟斗水平插入料堆一定深度后，邊插入邊轉斗或者邊插入邊提升動臂，此時認為物料對鏟斗的水平阻力和垂直阻力同時作用在切削刃上。⑴水平插入力 Px 的確定Px=0.6×最大牽引力=0.6×9000=5400N⑵掘起力 P z=8820N3.4.3 受力分析和強度計算⑴鏟斗受力分析取鏟斗為分離體，受力如圖所示吉林大學本科畢業(yè)設計說明書13圖 3-5 鏟斗受力圖已知數據列表如下（單位 mm N）表 3-1 已知數據L1 L2 h1 h2 α c Px Pz GD660 215 70 270 7° 5400 8820 450由 =0，得BM?+ + ﹣ =0xP1z1DG2Lc2h= （ + + ）c2hx1z1D= （5400×20+8820×660+450×215）70=23.32kN=cxPosc?=23.32× 7?=23.14kN第三章 工作裝置設計14=czPsinc?=23.32× 7?=2.84kN由 =0，得z?﹣ ﹣ ﹢2 ﹢ =0zPDGBcz= （ ﹢ ﹣ ）B12z= （8820﹢450﹣2840）=6430N由 =0，得x?﹣2 ﹢ =0xPBC= （ ﹢ ）12x= （5400﹢23140）=14270N=BP2xz?= 2643017=15652N=B?1cosB?= 1427056=19.9°吉林大學本科畢業(yè)設計說明書15計算結果列表如下：表 3-2節(jié)點 X z P αB 14270N 6430N 15652N 7°C 23140N 2840N 23320N 19.9°⑵拉桿受力分析拉桿為二力構件，兩端受等值拉力PD=PC=23320Nα D=α=7 °⑶搖臂受力分析取搖臂為分離體時，受力如圖所示：第三章 工作裝置設計16圖 3-6 搖臂受力圖已知數據列表如下：單位（mm，N）表 3-3L1 L2 h1 h2 α D α F PD255 180 270 270 7° 17° 23320由 =0，得EM?（ ）﹣ （ ）FP22cossinFF??DP11cossinDDL??=0=F1122cossinFFh?D= ×23320705icos8sn??=22437N=FxPsF?=22437×co17?=21456.6N=FzsinF=22437× ?=6560N= =23140NDxC= =2840Nz由 =0，得x?－ ＋ － =0FxED吉林大學本科畢業(yè)設計說明書17= ＋ExFD=21456.6＋23140=44596.6N由 =0，得z?－ ＋ － =0FzED= ＋ F=2840＋6560=9400N=EP2xz?= 224596.0=45576.5N=E?1cosE?= 14596.7=12°計算結果列表如下（單位 mm，N）：表 3-4節(jié)點 x z P ?D 23140 2840 23320 19.9°E 44596.6 9400 45576.5 12°F 21456.6 6560 22437 17°⑷動臂的受力分析取動臂為分離體，其受力如圖所示：第三章 工作裝置設計18圖 3-7 動臂受力圖由 =0，得AM?－ ×（ ）HP32cossinHHhL??－ － － ＋ =01Bx1zEx2z=H32cossinHH??=147036401384596.714086cossin2??????=－73177.8N與所設方向相反=HxcosHP?吉林大學本科畢業(yè)設計說明書19=73177.8×cos20?=68764.6N=HzsinHP?=73177.8× ?=25028.3N由 =0，得x?－ ＋ ＋ =0BxEAHx= － －AB=44596.6－68764.6－14270=18438N由 =0，得z?－ － ＋ － =0BzEHAz= ＋ －A=6430＋9400－25028.3=－9198.3N=AP2xz?= 218439.=20605.1N=A?1cosA?第三章 工作裝置設計20= 1843cos2065.?=26.5°動臂受力列表如下（單位 N，°）：表 3-5鉸點 x z P αB 14270 6430 15652 7°E 44596.6 9400 45576.5 12°H 68764.6 25028.3 73177.8 20°A 18438 9198.3 20605.1 26.5°3.4.4 動臂強度計算圖 3-8 動臂計算圖⑴內力計算根據上圖，計算各段內力：軸力 N，剪力 Q 和彎矩 M吉林大學本科畢業(yè)設計說明書210—1 段N=－ ＋Bxcos35?Bzsin?=－14270× ＋6430×?i35?=－8001NQ=－ －Bxsin?Bzcos?=－13452N=00M=－ ×15－ ×221左 BxBz=－355.5 kNcm?1—2 段N=－ ＋Bxcos63?Bzsin?=－14270× ＋6430×?i63?=－8850NQ=－ －Bxsin?Bzcos?=－14270× －6430×??=－15.6N= =355.51M右 1左 kNcm?=－ ×57－ ×42.52左 BxBz=－14270×57－6430×42.5=1086.7 kNc?第三章 工作裝置設計222—3 段N=（－ ＋ ） －（ － ）BxHcos49?BzHsin49?=（－ 14270＋68764.6） －（6430－25028.3）?sin49?=21715NQ=（ － ） ＋（ － ）HxBsin49?BzHcos49?=28926N= ＋8.52M右 2左 H=1086.7＋8.5×25028.3=1107.7 kNcm?3—4 段N= －Axcos45?Azsin?=6533.7NQ=（ ＋ ）Asi?=（18438＋9198.3）× in45?=119542N=－65 －683M右 Axz=－1824 kNcm?= ＋30.83左 3右 E=1541 ?吉林大學本科畢業(yè)設計說明書23內力 N、Q、M 如下圖所示：圖 3-9 動臂 N 圖圖 3-10 動臂 Q 圖第三章 工作裝置設計24圖 3-11 動臂 M 圖⑵應力計算校核動臂 I-I～IV-IV 截面的強度，其截面位置和截面形狀由圖繪出：圖 3-12 動臂截面計算圖