輪式裝載機總體設計

濟南大學畢業(yè)設計PAGE31-1前言裝載機屬于鏟土運輸機械，是一種通過安裝在前端一個完整的鏟斗支撐結構和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升，運輸和卸載的自行式履帶或輪胎機械，它廣泛應用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等工程建設。裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性號、操作輕便等特點，因此成為工程建設中土石方施工的主要機種之一，對于加快工程建設速度，減輕勞動程度，提高工程質量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現代機械化施工中不可缺少的裝備之一。1.1輪式裝載機國內外發(fā)展現狀及趨勢在經歷了50-60年的發(fā)展后，20世紀90年代中末期國外輪式裝載機技術已達到到相當高的水平?；谝簤杭夹g，微電子技術和信息技術的各種智能系統已廣泛應用于裝載機的設計，計算操作控制，檢測監(jiān)控，生產經營和維修服務等各個方面，使國外輪式裝載機在原來的基礎上更加精制，其自動化也得以提高，從而進一步提高了生產效率，改善了司機的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒適性，降低噪聲，振動，排污量，保護了自然環(huán)境，最大限度的簡化維修，降低作業(yè)成本，使其性能，安全性，可靠性使用壽命和操作性能都達到了很高水平。產品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化發(fā)展。如以卡特彼勒為代表的美國，以小松公司為代表的日本和裝載機生產第三大集團西歐各廠家都加快推出多功能，全面兼顧動力性，機動性與靈活性的新產品。這些產品如美國克拉克公司生產的675型，功率達1000kW，而日本東洋遠搬株式會社生產的310型，斗容量僅為0.11立方米。此外，裝載機還向高卸位，遠距離作業(yè)方向發(fā)展，如JCB公司開發(fā)的伸縮臂裝載機，小松公司也開發(fā)了能擴大作業(yè)范圍的帶伸出機構的裝載機[1]。采用新結構，新技術，產品性能日趨完善。近年來開發(fā)的產品普遍采用了高性能發(fā)動機和自動換檔變速器，大流量負荷傳感液壓系統，前后防滑差速器，多片濕式盤式制動器，行走顛簸減震等先進技術，并綜合液壓，微電子和信息技術制造，并應用了很多智能系統。工作裝置連桿機構推陳出新，各種自動功能更趨成熟，完善。我國輪式裝載機起步較晚，其制造技術是陸續(xù)從美國、德國和日本等國家引進的。目前我國輪式裝載機生產技術水平只相當于發(fā)達國家20世紀80年代的制造水平。雖然目前國內輪式裝載機生產廠家群雄并立，并且有增無減，但國內的企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新能力較弱，產品更新換代以適應市場需求的能力較差，不能及時適應市場的需求。在生產制造中，工藝裝備水平和生產能力較低，造成關鍵零部件技術不過關，整機的可靠性，故障率，使用壽命，機電液一體化水平，外觀質量，操作的靈活性和舒適性方面與先進國家產品相比差距較大。其發(fā)展體現出以下一些趨勢：（1）大型和小型輪式裝載機，在近年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制。競爭最為激烈的中型裝載機更新速度將越來越快。（2）各生產廠家根據實際情況，重新進行總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化結構件的強度和剛度，以使整機可靠性得到提高。（3）優(yōu)化系統結構，提高系統性能。（4）利用電子技術及負荷傳感技術來實現變速箱的自動換擋及液壓變量系統的應用，提高效率，節(jié)約能源，降低裝載機作業(yè)成本。（5）提高安全性和舒適性。（6）降低噪聲排放，強化環(huán)保指標。（7）廣泛使用新材料、新工藝、新技術，特別是機電液一體化技術，提高產品壽命和可靠性。（8）最大限度的簡化維修，盡量減少保養(yǎng)次數和維修時間，增大維修空間，普遍采用電子監(jiān)視及監(jiān)控技術，進一步改善故障診斷系統，提高排除問題的方法?，F有的輪式裝載機還有很大的的設計和改進空間，文獻[1]-[4]重點對裝載機的基本構造等進行了簡要介紹。裝載機是由許多總成和零部件組合起來的一個有機的整體,整機技術性能的好壞是體現設計是否成功的主要標志。在現代建模技術發(fā)達的現代，基于proe和cad的裝載機設計與動態(tài)模擬顯示更好的使裝載機性能，安全等方面大大加強，文獻[5]-[10]對輪式裝載機工作裝置的現代設計理論與方法進行了系統、深入的專門研究，裝載機工作裝置優(yōu)化設計的基礎上,對工作裝置三維實體設計進行了探討和研究,實現了裝載機工作裝置三維實體參數式交互設計,建立了裝載機工作裝置三維實體設計系統。1.2設計方法及步驟本次設計說明書分為六部分，是對整個設計過程的描述和總結。第一部分：前言；第二部分：輪式裝載機總體參數確定；第三部分：輪式裝載機總體布置；第四部分：裝載機穩(wěn)定性設計；第五部分：輪式裝載機工作裝置設計；第六部分：液壓系統設計。這次設計主要采用傳統的以人工計算為主的設計方法，參照國內外現有成熟機型數據，從中選優(yōu)，以便能更好的設計要求，本次設計的重點為總體設計，重點在總體參數計算，總體布置，和穩(wěn)定性計算。由于本人水平有限，設計中必定存在不少錯誤，請同學和老師指正。2輪式裝載機總體布置總體布置的合理與否，直接影響整車的使用性能與即使經濟指標，是總體設計的主要任務之一。各部件在車上的布置基準的選擇：選取前后車橋中心連線作為上下位置的基準；通過前橋軸線垂直地面的平面為前后位置的基準；鄒游位置則以縱向對稱軸線為基準2.1裝載機總體布置原則1、總體布置內容應包括以下幾個方面：（1）確定各個部件在整機上的位置，并對外形尺寸提出要求；（2）確定各部件之間、部件與整機之間的連接方式；（3）估算整機重量幾重心位置，并對各部件的重量提出要求；（4）布置各個操縱機構、機棚、駕駛室等；（5）審核各運動件的運動空間，排除可能發(fā)生的運動干涉；（6）定出標準化、通用化和系列化的零、部件的名細表。2、總體布置的原則總體布置時要考慮以下幾條原則：（1）保證整機的穩(wěn)定性；（2）結構緊湊、并有較高的傳動的效率；（3）便于操作和維修，工作安全可靠；（4）外形平整美觀。3、總體布置的基準選擇總體布置時，應注意以下幾個基準選擇：（1）通過后橋中心線的水平面，為上、下位置的基準面；（2）以通過后橋中心線的垂直面，為前、后位置的基準面；（3）以整機的鉛垂縱向對稱面，為左右位置的基準面。2.2.發(fā)動機與傳動系的布置發(fā)動機一般置于裝載機后部，起著對前置鏟斗中負荷的平衡作用，并增加裝載機的穩(wěn)定性。發(fā)動機是預選現成的，故主要尺寸均已知。根據載荷分配確定發(fā)動機相對后橋中心的前后位置，并參考同類型裝載機的發(fā)動機布置來確定曲軸中心線相對車架上線的高度。發(fā)動機位置的布置要結合傳動系各總成的結構和整機的使用要求全面考慮。發(fā)動機位置確定后，即可安排變矩器、變速器的位置然后確定傳動軸數目。本設計采用變速箱獨立布置，發(fā)動機與變矩器組成一體的方案。如圖1-發(fā)動機2-變矩器3-變速箱圖2.1發(fā)動機、變矩器、和變速箱的鏈接方式其特點是：1、各總成獨立支撐，因而在某一部件發(fā)生故障時，可以在不影響其他部件的條件下拆卸，便于修理；2、發(fā)動機前后位置不受變速箱位置的影響，可向后移動，減少配重，有利于整車重量的合理分配；3、可根據不同機種配置不同的變矩器和變速箱，零部件通用性強，有利于組織專業(yè)化生產。2.3鉸接點和傳動萬向節(jié)的布置鉸接式裝載機前后車架鉸接點的位置對整機性能、運行阻力、轉向阻力和穩(wěn)定性均有顯著影響。目前國外大多數裝載機的鉸接點均布置在軸距的中點，車輛行駛時，其前后輪的軌跡始終相同。其優(yōu)點是：1、后輪始終沿著由前輪滾壓過的車轍運行，減少了運行阻力，其車轍的轉向半徑最小，可通過狹窄，難走的地段。2、前橋內、外側輪的轉速和等于后橋內、外側輪的轉速和，當雙軸驅動時，前后軸間無轉速差，減少了輪胎的磨損。2.4工作裝置布置工作裝置布置在整車的前端，結合工作裝置的設計要求確定動臂與車架鉸點的位置。假如動臂長度不變，鉸點布置向前，最大卸載距離大，但由鏟斗中載荷作用的傾翻力矩增加，為減小此傾翻力矩而不減小載重量，一般將鉸點向后布置，但最好不安排在駕駛室兩側或駕駛室之后，以免動臂舉升時恰在駕駛員的兩側影響駕駛人員的安全性。動臂落在最低位置時鏟斗位于前輪之前，不能與前輪干涉。動臂的最大舉升與最低位置的夾角一般為90左右，此角度太大，特使最大卸載高度時的卸載距離急劇下降，同時動臂油缸與動臂鉸點間的距離(力臂)也大大減小，使受力情況不利2.5駕駛室的布置為使駕駛員在作業(yè)時前方有良好視野，整體式車架駕駛室是布置在車架的前部。駕駛室布置在前車架后端。這種布置形式前方視野艙便于駕駛員鏟挖作業(yè)，但后方視野較差。轉向時駕駛員隨前車架一起轉動，鏟斗始終在駕駛員的正前方，便于對準料堆和卸載卡車。由于駕駛它在全車的較前部，因此在鏟挖時駕駛員受到的沖擊較大，容易疲勞。另外因駕駛室在前車架上，而發(fā)動機、變速箱等均在后車架上，所以操縱機構一般只能采用電、氣壓或液壓操縱。目前國外有少數裝載機駕駛室是這樣布置的。2.6轉向系的布置及分類裝載機的軸荷大，轉向頻繁，轉向角度大，一般均采用動力轉向。鉸接式裝載機轉向所需功率均比整體式車架偏轉車輪轉向方式大（所需油泵流量大，作用力也大），故轉向油缸均獨立布置。但轉向器與控制閥則有組成一體或分置的方案，前者結構進錯，避免了由于中間傳動環(huán)節(jié)的間隙引起的不穩(wěn)定；后者可選用現有的轉向器，并可使閥的布置位置比較機動。液壓缸一般均采用二只，對稱分置于車身二側，一側液壓缸的小腔與令一側液壓缸的大腔相連，使左右轉向時力矩變化均勻。轉向液壓缸的布置應保證下列條件：1、在轉向過程中，各個零件不受碰撞和干涉；2、管要短，轉向時管路變位?。?、壓缸的擺角盡量小，以減少轉向力臂的變化。轉向液壓缸在品面內支點的布置位置對轉向力矩和轉向運動軌跡有一定影響。如轉向液壓缸在平面內成外“八”字形布置（如圖3-2）在前后橋軸荷相等和鉸點前后橋距離相同的條件下，則前橋因作用的轉向力矩大(力臂大)必將先行偏轉。圖2.2轉向油缸布置位置的影響輪胎式裝載機的轉向系：有偏轉前輪轉向和鉸接式轉向兩類，偏轉車輪轉向又分為偏轉前輪、偏轉后輪、偏轉前后輪三種。本設計采用偏轉前輪轉向前輪轉向半徑大于后輪轉向半徑，這樣當前輪能從障礙物的內側通過時，后輪也一定能從障礙物內側通過，駕駛員可以利用前輪估計后輪避開障礙物，有利于安全行駛。在整體車架的車輛上，多采用偏轉前輪的轉向系。但是對裝載機來說，由于工作機構布置在前端，轉向機構的布置，受到前部空間的限制；又因為裝載機的前輪負荷大、轉向阻力大、所以，轉向機構不易布置在前輪上。只有沿用其它車輛的前輪轉向的底盤時，才采用偏轉前輪轉向。故前輪與后輪軌跡相同，可以減小在劣路上的行駛阻力，并且前輪能通過的狹小地段，后輪也能順利通過。整體式車架采用偏轉車輪轉向，裝載機重載時前橋負荷比后橋大，所以多采用后輪轉向。第二種方案比第一種結構復雜，尤其是要保證前轉向輪與動臂不發(fā)生干涉，因而也給總體布置方而帶來一定困難。在布置轉向車輪時應保證它的周圍有一定的空間，在任何轉向角時車輪都不與周圍的零部件相碰，尤其是在最大轉向角時不能與車架相碰。轉向梯形可布置在橋的前部或后部。2.7裝載機的軸荷分配在初步布置各總成、部件在車上的位置后，必須進行前后橋軸荷的估算，以校驗軸荷的分配是否合理。軸荷分配是否合理，直接影響裝載機的很多實用性能，如牽引性，通過性和穩(wěn)定性，另外還會影響零部件尺寸選擇和強度計算。也只有知道了軸荷分配的數據，才能正確地選擇輪胎規(guī)格。裝載機在空載和滿載時，前后橋的軸荷分配比例變化甚大，在鏟掘作業(yè)時，甚至能使后輪抬起，前橋承受整機全部載荷，因而需要確定前后橋合理的軸荷分配比例，以最小的機重獲得整機最好的使用性能。對軸荷分配的要求：1、證驅動橋上有足夠的附著重量，以獲得所需的牽引力。軸荷分配不合理。則軸荷過大者因零部件經常超負荷二損壞；軸荷過小者則輪胎易打滑，發(fā)揮不出牽引力。特別是對于單軸驅動的裝載機更需保證足夠的驅動輪壓。2、證整機的穩(wěn)定性。軸荷分配要兼顧到裝載機在空載和滿載時的縱向及橫向穩(wěn)定性。3、證轉向輕便。對于采用后輪偏轉轉向的裝載機，如空載時后橋軸荷過大，將使轉向沉重；對于鉸接式裝載機軸荷分配將影響車輛轉向的運動軌跡。4、每個輪胎的負載能力得到充分的應用，并使各輪胎的使用壽命大體接近。輪式裝載機的前橋如果軸荷過大，則縱向穩(wěn)定性大，輪胎超載過大會影響輪胎壽命。后橋軸荷過大，雖然有利于縱向穩(wěn)定性，但往往增加了機重，并使橫向穩(wěn)定性下降。綜合考慮上述要求，整體車架輪式裝載機的軸荷分配大體是:空載時，前橋占整機重量35～40%，后橋占整機重量60～65%；滿載時，前橋占整機重量60～65%，后橋占整機重量35～40%；2.8車架車架是安裝總成、部件的基礎。裝載機車架可分為整體式車架和鉸接式車架兩類，本設計采用鉸接式車架。如圖圖2.3鉸接式車架它由前車架和后車架兩部分組成，兩者間用垂直鉸銷在D處相聯，增加上下鉸銷的距離可改善鉸銷的受力狀態(tài)，另外采用球鉸結構可使受力情況得到好轉，圖示為上鉸銷的結構，它是鉸接式裝載機上采用的一種球鉸形式。前車架在A處固定前橋，前車架上焊有懸掛工作裝置的支架，前車架的上端是動臂鉸點E下端是動臂油缸鉸點F，因E、F兩點距離較大，所以前車架在CC處以縱向中心銷與副車架B相鉸接，后橋固定在后車架B上。圖2.4上鉸銷裝載機車架結構的設計，可參照同類裝載機結構進行，E、F點的位置有工作專職設計所決定。車架的強度計算很復雜，一般采取對已有的樣機進行強度試驗，以確定是否足夠，將強度不夠處加強。這種方法設計的車架比較可靠。3輪式裝載機總體參數確定3.1裝載機鏟掘時的作業(yè)阻力裝載機在進行鏟掘作業(yè)中的作業(yè)阻力主要是：鏟斗插入料堆時的插入力；提升動臂時的鏟起力；翻起轉斗時的轉斗阻力矩。影響這些阻力的因素很多，例如鏟掘的物料種類、鏟斗的形狀，鏟斗插入的深度等。而鏟掘的物料種類又是多種多樣的，可能是土壤砂石，也可能是各種塊度的礦石，因此在這些復雜因素影響下，難以準確的計算出裝載機鏟掘時的作業(yè)阻力，為確定這些阻力，則通過鏟掘散狀物料試驗的辦法得出經驗公式和多種系數進行計算，下面分別計算裝載機在鏟掘散狀物料時的各種阻力。裝載機的作業(yè)阻力主要是插入阻力、掘起阻力和轉斗阻力矩。3.1.1插入阻力插入阻力是裝載機鏟斗插入料堆時，料堆對鏟斗的反作用力。插入阻力分別由以下阻力組成，由實驗得知，隨著鏟斗插入料堆深度的增加，經試驗研究得到的下列公式可用來確定插入阻力：（3.1）--鏟斗插入阻力（N）——鏟斗寬度(cm)——鏟斗插入料堆深度（cm）——考慮物料塊度大小、松散程度的系數；如松散程度較差，上述各值應增大20—40%；對于小顆粒物料（如礫石等），=0.75；對于粉狀物料（如砂等），=0.45-0.5--考慮物料種類的系數（見表2-2）（詳見參考資料一70頁）--考慮物料高度的系數（見表2-3）--考慮鏟斗形狀的系數；它綜合考慮斗側壁、斗底與地面傾角、前刃形式和斗齒的影響，一般在1.2-1.8之間，其中對于前刃不帶齒的斗，取值較大3.1.2鏟起阻力鏟起阻力是指鏟斗插入料堆一定深度后，用動臂油缸提升動臂時，科堆對鏟斗的反作用力。鏟斗插入科堆深度后，用動臂提升鏟斗，鏟起阻力由鏟斗斗底插入科堆深度和鏟斗寬度所決定的矩形面積上的物科所決定。鏟斗開始提升時的鏟起阻力N可按下式確定：（3.2）——鏟斗開始提升物料時的剪切阻力（kN/m）——鏟斗插入科堆深度(m)；——鏟斗寬度(m)；剪切阻力需通過實驗確定，如對于塊度100-300mm的已松散巖石的平均剪切阻力可取為35（kN/m）3.1.3轉斗阻力矩轉斗阻力矩是當鏟斗插入科氓一定深度后，用轉斗油缸使鏟斗向上翻起時，料堆對鏟斗的反作用力矩。當用翻轉鏟斗來鏟掘物科比如不考慮鏟斗翻轉的角加速度，在鏟斗翻起最開始時刻靜阻力矩；具有最大值以;而當鏟斗繼續(xù)回轉時，的數值迅速減小，回轉到值時，即鏟斗底板前線開始離開料堆坡面，這時靜阻力矩為。，僅由鏟斗中物科重量決定。翻起鏟斗的靜阻力矩肥；隨鏟斗翻轉角的變化，表示開始轉斗時刻的靜阻力矩，這時鏟斗翻轉角，表示鏟斗離開科堆時靜阻力矩，這時鏟斗翻轉角。根據實驗，最大靜阻力矩可用下式計算：（3.3）式中—鏟斗開始翻轉時的插入阻力；l—鏟斗回轉中心O點離斗刃的水平距離（m），如圖3.1h—鏟斗回轉中心O點與地面的垂直距離（m），如圖3.2圖3.1轉斗靜阻力矩與鏟斗轉角之間關系圖3.2轉斗靜阻力矩的確定在翻轉鏟斗時，除作用有物料的靜阻力矩外，還作用有鏟斗自重所引起的阻力矩，故開始翻轉鏟斗時的總阻力矩為：（3.4）式中—鏟斗重心到回轉中心的水平距離（m）如圖3.23.2裝載機總體參數確定1—柴油機2—變矩器3—工作泵4—鉸接銷5—轉斗油缸6—動臂7—拉桿8—鏟斗9—車架10—驅動橋11—動臂油缸12—前傳動軸13—轉向油缸14—變速箱15—后傳動軸16—配重圖3.3輪式裝載機總體結構示意圖已知參數：額定功率：29kw整機自重：3200kg額定載重量：1200kg斗容量：0.61、額定載重量Q一般常用它作為劃分裝載機等級的主要參數，因為它比較直觀的反應了裝載機的生產能力。裝載機常與運輸車輛配合作業(yè)，因而裝載機額定載重量的選定應與相配套的運輸車輛的載重量相適應。根據統計分析，推薦裝載機以2—5斗裝滿一卡車比較合適，斗的裝載量過大，卸載時物料對運輸車輛的沖擊較大，影響車輛壽命，并且物料也易撒落到車廂外面。斗的容量過小，則裝車時間過長，使運輸車利用率下降，運輸成本提高。在確定額定載重量時，應與裝載機系列標準相一致Q=1.2t=11.76（kN）2、額定斗容量它長與額定載重量一起作為主要參數，裝載機的額定載重量確定后，可按下式計算斗容量=（3.5）式中：—額定載重量—物料的容量（kN/）由上式可得=11.76/0.6=19.6（kN/）3、裝載機的操作重量裝載機作業(yè)時要發(fā)揮大的插入力，必須要求機器有足夠的自重，增加附著重量能改善機械的附著性能，但機器自重增加，將會導致裝載機運行阻力變大，動力性能變差，材料和燃料消耗增加，輪胎壽命縮短，以及造價提高。對于一般土壤，如附著重量過大，當其比壓超過某一極限而破壞土壤結構時，甚至使附著性能反而變差，因此在保證一定附著牽引力的前提下盡量使機器的自重降低。具有同樣作業(yè)能力和壽命的機器，其自重越小，往往說明其總體布置、材料利用和部件設計的合理性，一般可用單位自重功率（）或單位斗容量（）來反映，它是機械技術性能的重要比較指標之一。裝載機是在行進中插入料堆的，如不計慣性力影響，裝載機在水平地面欲克服插入阻力所需要的牽引力為：（3.6）牽引力的最大值受地面附著條件限制，可以列出下式（3.7）式中：—附著力?！街禂?見文獻[1]表1-1和1-2)—滾動阻力。=ff—滾動阻力系數（見文獻[1]表1-1、1-2）將式2帶入1，即可求得裝載機為克服最大插入阻力所必須之附著重量=（3.8）帶入數據得==3200100.5=16（KN）對于全輪驅動裝載機，附著重量即為裝載機自重4、牽引力當裝載機沿著平坦地面勻速前進時，鏟斗插入料堆的作用力即是裝載機的牽引力。牽引力大，說明裝載機插入料堆的能力強。爬坡和加速性能好，因而可以說短作業(yè)循環(huán)的時間，增加生產效率。但是牽引力受附著條件的限制，如果設計所選擇的牽引力過大，則機器在作業(yè)中因附著力的限制，即發(fā)揮不出來所需的牽引力，反而使輪胎由于經常處于劃轉狀態(tài)而加速磨損，無益的消耗功率，因而牽引力的選取應與裝載機的附著條件相適應，并且使之與行走機構的額定滑轉率一致，以或得較好的經濟效果。設計應使裝載機在水平地面以第一檔工作速度工作時，發(fā)動機與變矩器最佳工況的匹配點所相應的牽引力等于額定滑轉率,即：=（3.9）由底盤設計可知=（3.10）根據統計輪式裝載機=0.45-0.55之間，在這里去0.5代入數據得==3200×10×0.5=16(KN)5、掘起力它是作用在鏟斗刀刃上的垂直力，其最大值由整機穩(wěn)定性所限制。在初步確定裝載機自重和軸荷分配的基礎上，如已知在鏟掘位置時，鏟斗刀刃離前輪接地點之距離，則根據整機平衡，即可求得最大掘起力的值。裝載機的作業(yè)時依靠牽引力和掘起力的協同配合，特別是用作挖掘和礦場的剝離工作時，作業(yè)阻力甚大，多采用復合鏟掘法，以降低作業(yè)阻力，這就需要有足夠的掘起力與之配合，因而，鏟起力常作為裝載機的重要性能參數。掘起力由轉斗液壓缸和提臂液壓缸的作用力產生，一般要求掘起力大于二倍的額定載重量。在本設計中采用比切入力300，比掘起力2006、發(fā)動機功率裝載機作業(yè)時，發(fā)動機凈功率消耗于兩部分，即牽引力功率和驅動液壓泵功率牽引力功率是由發(fā)動機經傳動系驅動裝載機行駛的功率。可按下式計算：=（3.11）式中：—額定輪緣切線牽引力（N）=,值按2-10式計算，—滾動阻力其值為Gfcosα—裝載機插入料堆的理論作業(yè)速度，輪式取3km/h—傳動系總效率，液力機械傳動：取=0.75帶入數據得：=16+3200×10×0.06=161920N由此可得=kw7、檔位和車速本設計輪式裝載機各檔速度取值如下：前進Ι檔速度取3km/對于液力機械傳動，它是相應于變矩器最高效率工況時的理論作業(yè)速度。超過以上速度駕駛員來不及操縱，反而延長鏟斗裝滿時間，增加駕駛員疲勞，降低生產效率。前進Ⅱ檔速度取10km/h。運輸檔—由于裝載機車架一般均非彈性懸掛，車速不益過高，最高車速小于40km/h倒檔—為縮短作業(yè)循環(huán)時間，一般要求作業(yè)時的回程速度比前進速度高25-40%，故后退檔選取12km/h8、鏟斗提升和下降時間的確定減少鏟斗升降和轉斗時間，可以縮短作業(yè)循環(huán)時間，提高生產率。為了使得裝載機在裝滿料后行駛之載重車的時間內，鏟斗能提升到所需卸載的高度，以縮短作業(yè)時間，鏟斗提升時間應小于或等于裝載機作業(yè)時的平均工作路程所需的行走時間，它受到作業(yè)油泵容量的限制，一般取6—9秒。鏟斗下降時間受動臂下降停止沖擊和液壓缸上腔產生真空的限制，一般取4—6s9、軸距和輪距軸距和輪距的大小直接影響裝載機很多實用性能，是總體設計中的重要參數，一般是參考同類型的機器初選，并通過繪制總體布置草圖加以確定。軸距—它的改變會影響以下幾方面的整車性能影響前后橋的軸荷分配，當各總成相對前軸的位置不變時，軸距的改變會使前后軸上的載荷發(fā)生變化。影響裝載機的縱向穩(wěn)定性。軸距增大，有利于提高整車的縱向穩(wěn)定性。影響最小轉彎半徑。軸距增大，最小轉彎半徑增加。影響裝載機的自重。軸距增加，車架、傳動軸等零件相應加長，裝載機自重必然增加。此外，軸距的改變，還會影響車架受力和整機的通過性。輪距—現代裝載機前后輪胎大多采用同一規(guī)格，其輪距也相同。輪距增加，可以提高整機橫向穩(wěn)定性，但最小轉彎半徑將增加，影響機動性。除采用滑移轉向方式的裝載機外，設計中應盡可能減少輪距，它往往受動力傳動系結構布置所限制。10、最小離地間隙它是指機器最低點離地面距離，標志裝載機無碰撞的越過石塊、樹根等障礙物的能力，輪式裝載機其最低點事變速箱或動臂油缸下支點，要求離地面間隙大于350mm。11、最大卸載高度和相應的卸載距離根據裝載機的結構形式和與它相配合的運輸車輛來確定。為了保證裝于運輸車輛中的物料在運輸過程中不至于掉落，要求物料在車箱中堆高的自然傾角為α≤30°；為了使鏟斗能把物料均勻的卸載車箱里，要求鏟斗卸料時其斗刃離車箱壁不小于1／3B,如下圖：圖3.4最大卸載高度根據上述要求，所需最大卸載高度可由下式求得==2500（3.12）式中:—運輸車輛車箱側壁離地面高度（mm）B—車箱寬度（mm）。必需的卸載距離由下式計算S=1/3B+⊿b式中：⊿b—根據安全作業(yè)，卸載時裝載機前端與運輸車輛之間所保持的必要距離。取⊿b≥200-400mm12、裝載機中心位置的確定用實驗的方法測出中心位置，首先測出裝載機的軸距L和它的使用重量W，在測出前橋負荷，然后將后輪舉起一個小的高度，再測定前橋負荷，此時前輪的支反力的合力用表示。則裝載機的中心位置可又下式表示：（3.13）裝載機在不同的工作位置時重心位置也不相同，因此，應跟實驗測得以上數據，本設計在水平地面時候代入數據得=1500=1200

4輪式裝載機的穩(wěn)定性裝載機的穩(wěn)定性是指裝載機在作業(yè)中和運行中抗傾翻的性能，它是確保機器安全及正常工作的重要衡量指標。裝載機應有合適的穩(wěn)定性，若穩(wěn)定性差，將限制機器的作業(yè)速度和工作范圍。影響總也生產率，危機人員安全，嚴重時還可造成翻車事故。但機器的穩(wěn)定性過分好，則會增加機器的自重，并使機器常在超負荷的條件下工作，易使零部件過早損壞。裝載機的穩(wěn)定性，分為縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性。通常用如下指標來衡量機器的穩(wěn)定性：4.1穩(wěn)定性系數裝載機在作業(yè)中受有兩種力矩的作用，一類是使機器發(fā)生傾翻的力矩，如裝載機的物料重量、慣力性、坡度等產生力矩；一類是使裝載機保持穩(wěn)定的力矩，如機器自重所產生的力矩。如果作用在裝載機上的傾翻力矩大于穩(wěn)定力矩，則機器就會喪失穩(wěn)定性發(fā)生傾翻。裝載機穩(wěn)定程度可用穩(wěn)定力矩和傾翻力矩的比值表示，該比值即成為穩(wěn)定性系數：（4.1）要使裝載機不發(fā)生傾翻的必要條件是>1。圖2-42表示即為輪式裝載機滿載、動臂最大外伸，機器停在水平位置時候的工況，則：（4.2）式中：—鏟斗中物料的重量（額定載重量）L—動臂最大外伸時載荷中心離前軸的距離；C—裝載機的使用重量；—裝載機的重心離前軸的距離。為確保機器的穩(wěn)定，考慮作業(yè)時候的動載荷影響和地面的凹凸不平，按照規(guī)定，上述工況的值應大于或等于2.對鉸接式裝載機則應保證在最大折腰角時滿足上述條件。帶入數據C=3.2tQ=1.2t=1500=2000代入數據得>2所以裝載機的穩(wěn)定性得以確保4.2穩(wěn)定度裝載機的傾翻是因為作用在機器上的合力超過支承面發(fā)生的。如圖2-43所示，G為作用在裝載機上的合力作用點，A為前輪接地點，連接GA，過G點作地面垂線GE得<AGE=α。如果合力（包括自重、慣性力等）的作用線在支承界限A以內，即作用角小于α，則機器必繞A點前發(fā)生傾翻；如果機器的合力作用線恰好通過GA線，則機器處于臨界穩(wěn)定狀態(tài)，α即稱為穩(wěn)定角，亦可用坡度（%）來表示（4.3）稱為穩(wěn)定度，它是穩(wěn)定力臂與中心高度得比值。分為縱向穩(wěn)定度和橫向穩(wěn)定度：縱向穩(wěn)定度：==1.25橫向穩(wěn)定度：=5輪式裝載機工作裝置設計5.1工作裝置結構分析裝載機采掘和卸載貨物的作業(yè)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、連桿及液壓系統等組成。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作。由動臂、動臂油缸、鏟斗、轉斗油缸、搖臂、連桿及車架相互鉸鏈而成的機構，在裝載機工作時需要保證：當動臂處于某種作業(yè)位置不動時，在轉斗油缸的的作用下，通過連桿機構使鏟斗繞其鉸接點轉動；當轉斗油缸閉鎖時，動臂在動臂油缸的作用下提升或下降鏟斗過程中，連桿機構應該能使鏟斗在提升過程中保持平動或與地面的夾角變化控制在很小的范圍，以免裝滿料的鏟斗由于鏟斗傾斜而使物料灑落；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，提高生產效率。裝載機的工作裝置的結構形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其動臂和連桿的后端與車架的支座鉸鏈，動臂和連桿的前端與鏟斗托架鉸鏈，托架上部鉸油缸，其活塞桿幾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，則在動臂提升、轉斗油缸閉鎖時，鏟斗始終保持平動，斗內物料不會灑落。無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。但是，動臂前端的較重的托架減少了鏟斗的載重量。根據搖臂、連桿數目及鉸接位置的不同，可組成不同形式的連桿機構，鏟斗的鏟起力P隨鏟斗轉角a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，裝載機工作裝置的結構形式的選擇，既要考慮結構簡單，也要考慮作業(yè)性質和挖掘方式來確定。本設計采用無鏟斗托架結構。1-鏟斗；2-托架；3-鏟斗液壓缸；4-連桿；5-動臂；6-動臂液壓缸；7-搖臂圖5.1(a)有鏟斗托架式；（b）無鏟斗托架式5.2鏟斗設計(1)鏟斗結構形式的選擇鏟斗是直接用來切削、收集、運輸和卸出物料，裝載機工作時的插入能力及鏟掘能力是通過鏟斗直接發(fā)揮出來的，鏟斗的結構形狀及尺寸直接影響裝載機的作業(yè)效率和工作可靠性，所以減少切削阻力和提高作業(yè)效率是鏟斗設計的主要要求。鏟斗是在惡劣的環(huán)境下工作承受很大的沖擊載荷和劇烈的磨損，所以要求鏟斗具有足夠的強度和剛度，同時要耐磨。根據裝載物料的容重，鏟斗做成三種類型：正常斗容的鏟斗用來裝載容重1.4～1.6噸/米的物料（如砂、碎石、松散泥土等），增加斗容的鏟斗，斗容一般為正常斗容的10.8，用來裝載斗容重大于2噸/米的物料（如鐵礦石、巖石等）。用于土方工程機械的裝載機，因作業(yè)對象較廣，因此多采用正常斗容的通用鏟斗，一般適應鏟裝不同物料的需要。鏟斗切削刃的形狀根據鏟掘物料的種類不同而不同，一般分為直線型或非直線型兩種。直線型切削刃簡單并利于地面刮平作業(yè)，但切削阻力較大。非直線型切削刃有V型和弧型等，裝載機用的較多是V型斗刃。這種切削刃由于中間突出，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；同時減少“偏載切入”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。裝有斗齒的鏟斗，在裝載機作業(yè)時，插入力有斗齒分擔，形成較大的比壓，利于插入密實的料堆疏松物料，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料，其鏟斗可以不裝斗齒。（a）直型斗刃鏟斗（b）V型斗刃鏟斗(c)直型帶齒鏟斗（d）V型帶齒鏟斗圖5.2鏟斗結構形式斗齒的形狀對切削阻力的影響：對稱齒型的切削阻力比不對稱的大；長而狹窄的齒比寬而短的切削阻力小?；【€型側刃的插入阻力比直線型側刃小，但弧線型側刃容易從兩側泄漏物料，不利于鏟斗的裝滿適宜于鏟裝巖石。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，減少物料在斗體的移動或滾動阻力，同時要有利于在鏟裝粘性物料是有良好的倒空性。鏟斗底板的弧度(圓弧半徑，見圖)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。本設計采用之行帶齒鏟斗，基本構造如圖：1-斗齒2-主刃板3-加強板4-斗壁5-加強板6-側刀板7-側板8-加強板9-檔板10-角鋼11-上支承板12-連接板13-下支承板14-銷軸15-限位擋塊圖5.3鏟斗構造5.3鏟斗容積鏟斗基本參數的確定：鏟斗寬度應大于裝載機輪胎寬度，每側為mm，以便保護輪胎側壁，減少行使阻力。在確定鏟斗各部分尺寸時，一般把鏟斗的回轉半徑R作為基本參數。著是因為它直接影響鏟斗前壁的長度，前壁長度的鏟斗要求插入深度大，插入力大，卸載時所占的高度空間大，而且直接影響鏟斗鏟取力和斗容的大小。（5.1）式中：——幾何4容量(圖3—18小所示陰影斷面)，由設計任務書給定(米)B?！P斗內側寬度(m)；——鏟斗斗底長度系數，通常＝1.4-1.5，圖5.4鏟斗斗型計算——后斗壁長度系數，通常＝1.1-1.2，——擋板高度系數，通常＝0.12-0.14；——斗底和后斗壁直線間的圓弧半徑系數，通常＝0.35-0.40；——擋板與后斗壁問的夾角，通常rl＝5-10；——斗底和后斗壁間的夾角，通常r。＝48-52，(有推薦55-65)代入數據得=836-1008mm選取=850斗底長度Lg是指由鏟斗切削刃到斗底與后斗壁交點的距離：=1190-1275（5.2）后斗壁長度是指后斗壁上緣到與底相交點的距離：=935-1020（5.3）擋板高度：=102-119（5.4）鏟斗圓弧半徑：=297.5-340（5.5）鏟斗與動臂鉸銷距斗底的高度：=51-102（5.6）鏟斗側壁切削刃相對于斗底的傾角。在選擇時，擋板的夾角為90。5.4動臂鉸點位置和動臂長度的確定動臂長度決定于動臂與機架的鉸點位置和動臂與鏟斗的鉸點（簡稱動臂下鉸點）的位置。動臂下鉸點在動臂舉升最高時的位置由所需的最大卸載高度和相應的卸載距離S確定。動臂下鉸點在動臂下落時的位置則應盡量靠近輪胎，以減少對傾覆的力臂，縮短整機總長，但應保證鏟斗上翻時，斗與輪胎有一定間隙。動臂的上下鉸點位置確定后，就可以用計算或作圖法確定動臂長度。5.5連桿機構類型的選擇轉斗油缸后置式反轉六桿機構這種機構有兩大優(yōu)點：（1）轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系統的倍力系數能設計成較大值。所以可以獲得相當大的鏟取力；（2）恰當地選擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現鏟斗自動放平。這是其它6種工作機構所望塵莫及的。此外，結構十分緊湊、前懸小，司機視野好也是此種機構的突出優(yōu)點。缺點足搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾。5.6工作裝置結構設計根據裝載機的用途、作業(yè)條件及技術經濟指標等擬訂的設計任務書的要求，選定了工作裝置結構形式以后，可開始進行工作裝置的結構設計。1-鏟斗2-托架3-轉斗油缸4-連桿5-動臂6-動臂油缸7-搖臂圖5.5工作裝置結構5.7動臂強度的校核根據計算工況及受力分析，即可按強度理論對工作裝置主要構件進行強度校核（1）動臂動臂可看成是支撐在車架A點和動臂油缸上鉸點H點的雙支點懸梁臂，其危險斷面在H點附近，在此斷面上作用有彎曲應力和正應力：（5.7）式中：——計算斷面的截面積；——（m-m）斷面處得高度——計算斷面的抗彎斷面系數。圖5.6動臂校核計算對于H點的斷面=-2.6（5.8）=1.1（5.9）將式和代入得：=<3273（5.10）所以動臂H點彎曲應力復合設計標準（2）鉸銷其危險斷面在支座G點附近，裝載機工作裝置鉸銷的一般結構形式及受力情況，如圖所示。目前國內外對工程機械工作裝置備銷軸的強度計算都采用下面的計算公式銷軸的彎曲應力=（5.11）=(千克/厘米)式中：——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；——銷軸的抗彎斷面系數取銷軸直徑為70mm為例：（5.12）銷軸支座的擠壓應力：=17.8=178（千克/厘米）銷軸套的擠壓應力：式中：為軸套的支承長度;如圖圖5.7軸套基本尺寸（3）連桿裝載機在作業(yè)過程中，連桿有時受拉，有時受壓，需要同時進行強度計算及壓桿穩(wěn)定驗算。其計算根據《工程力學》中所講的方法進行。強度計算中所用的許用應力可按下式選?。?（千克/厘米）=3273（動臂）2182（搖臂）(5.13)——材料的屈服極限。國內裝載機工作裝置的動臂常用16Mn鋼，其＝3600千克／厘米；搖臂材料為3號鋼，＝2100一2400千克／厘米；n——安全系數，設計手冊規(guī)定n＝；由于工程機械工作繁重，，通常M＞1.5。6結論裝載機作為現代工程機械很重要的一種設備主要用于鏟裝土壤、沙石、煤炭、石灰等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)，換裝不同的輔助工作裝置還可以進行推土、起重、破碎等作業(yè)。由于裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建筑工程。本設計經歷了明確任務、調查研究、制定任務書、進行整機布置、確定整機的主要性能參數、主要部件方案設計與強度校核，一臺裝載機設計的成功與否，首先看其是否能滿足使用要求，在整機布置中，本設計主要對發(fā)動機與傳動系、鉸接點與傳動萬向節(jié)、擺動橋、工作裝置、駕駛室、轉向系、軸荷分配、車架等進行了方案設計、在參數確定中主要對額定載重量、牽引力、鏟起力、機重、卸載高度、與卸載距離等進行了計算、為所繪的裝載機總圖（A0）做好了充分的準備。輪式裝載機最重要的部分是工作裝置，本設計針對工作裝置進行了重要的計算與校核，校核的部分主要是動臂部、連桿、鉸銷。經校核，所設計參數均符合設計要求。在設計階段本設計完成了裝載機總體圖紙的繪制，主要包括輪式裝載機總圖（A0）、車架（A0）、工作裝置（A1）、動臂（A1）、銷軸（A4）、鏟斗（A2），能夠充分的表達裝載機的結構形式。目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第一章企業(yè)基本情況 -1-1.1 企業(yè)簡介 -1-1.2 主要原材料、燃料及公用工程用量情況 -1-1.3 技術水平、研發(fā)能力介紹 -2-1.4 目前環(huán)保檢測達標情況 -3-第二章開展循環(huán)經濟工作的基礎 -1-2.1 企業(yè)開展清潔生產情況 -1-2.2 資源節(jié)約及資源綜合利用開展情況 -2-2.3 相關核心技術掌握及應用情況 -3-2.4 發(fā)展循環(huán)經濟存在的主要問題 -XXX-第三章發(fā)展循環(huán)經濟的指導思想及目標 -8-3.1 指導思想和總體思路 -8-3.2 實施期限 -8-3.3 規(guī)劃目標 -8-第四章發(fā)展循環(huán)經濟的主要任務及重點工作 -12-4.1 技術創(chuàng)新，完善XXX制硫酸生產硫酸鹽聯產水泥的技術體系 -12-4.2 延伸和完善企業(yè)循環(huán)產業(yè)鏈 -12-4.3 進一步節(jié)能減排，建設清潔生產企業(yè) -13-4.4 制定XX制硫酸生產硫酸鹽聯產水泥的企業(yè)技術標準 -13-4.XXX 先行先試創(chuàng)新，建立完善的循環(huán)經濟企業(yè)制度 -14-第五章循環(huán)經濟項目規(guī)劃及投資 -1XX-XXX.1 XX制硫酸聯產水泥項目 -1XX-XXX.2 硫酸鹽綜合制造項目 -XXX-XXX.3 粉塵的回收再利用項目 -XXX-HYPERLINK"file:///H