毕业设计-侧卸式铲斗装载机总体设计和工作机构设计.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言装载工作是整个地下采矿的重要环节，其工作量最繁重，费时最多，对采矿生产率影响极大。消耗于这一工序的劳动量占循环时间的30%-40%。正因为如此，国外许多的国家十分重视装载机械的开发推广与使用。装载机开始制造是在90多年前。自身带有动力的装载机，是在1920年初出现的，其铲斗安装在两根垂直立柱上，铲斗的举升和下落是用钢绳来操纵的。从1930年开始，装载机的机构得到较大的改进。1939年出现了比较先进的轮胎式装载，在40年代装载机得到了更大的发展。1944年，开始用液压代替钢绳控铲斗。1947年装载机发展成四轮驱动。1950年出现了第一台带有液力变矩器的轮胎式装载机，它使装载机能够很平稳地插入料堆并且使作增快，同时插入运动，发动机不会因插入阻力大而熄火。1960年出现了第一台铰接式装载机，这使装载机转向性能大大改善，增加了它的机动性能性和纵向稳定性。60年代的电动装载机。这是装载机设计的一个新的突破，它进一步增加了装载机的使用范围。今后装载机的发展趋势是通过执行机构尺寸的增加和机构的改进进一步增加了生成力。1 绪论1.1 选题意义随着我国经济的持续、健康、高速发展，对工程机械的需求将增长，这些需求对工程机械产品既提出了“量”又提出了“质”的巨大市场需求。我国“九五”期间土石方、路基路面、基础及建筑施工工作量预计比“八五”要大一倍以上，工程机械的总需求量亦将为“八五”期间的二倍，推土机、装载机、轮式起重机、叉车、路面机械、凿岩钻车及挖掘机械等7类主要工程机械“九五”末的年需求量可在11万台以上。而装载机被大量应用于各行各业，无论是公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山都有它的身影。国外先进的采掘机械设备将有更多的机会进入中国，中国的设备也会有更多的的机会走向世界。在这种情况下，我国从事地下采掘与工程的管理人员、技术人员和使用维修人员都急需了解这类设备，国内从事该类设备制造业的工程技术人员为了研制出能参与国际竞争的成套设备也要掌握相关的设计理论和方法；所以对该类机械设备的设计是具有重大意义的。与其他的工程机械相比，侧卸式装载机的实用性很强。它主要用于煤巷、全岩巷中煤、岩及其它物料的装载。除完成装载作业以外，还可以充当支护时的工作平台。在井下作业时，主要是用完成工作面短距离运输、卧底、清帮和支护等。由于它插入力大、机动性好、全断面作业、安全性好。因而发展很快，成为井下施工的主要机械。综上所述，综合自己所学专业知识，对装载机执行机构进行设计。1.2 侧卸式装载机国内发展现状我国从1954年开始有了自己的装载机械制造业。几十年来已生产了多种类型的井下矿用装载机械，从而在减轻劳动强度，提高掘进与回采强度等方面取得了一定成绩，但至今装载作业仍然是井下开采中繁重而由费时的工序，装载设备仍然是钻装运成套设备中的薄弱环节，与国外先进水平相比，差距还相当大，应迅速改变这种状况。国内井下矿用装载机主要有ZS60型，ZCZ26型，ZMZ100/45型以及本次设计的ZCY60(100)侧卸式装载机等。另外，由于近几年液压技术的发展，把液压技术应用到装载设备中具有良好的发展前景。对于我国露天矿用装载机，由于大中型露天矿已基本实现现代化，装载机的发展也趋于完善。在小型矿中，QJ5型前端式装载机和具有连续装载能力的蟹爪式装载机业已正式生产。积极开展大型、高效露天装载机械的研制和配套工作，尽快提高我国装载机装备水平，是保证采掘工业迅速发展的重要措施之一。也可使我国的矿业得到充分开采与利用。1.3 侧卸式装载机国外发展现状国外的平巷掘进机械化，主要是发展各种钻装运配套成龙的机械化作业线，并使局部自动化。在二十世纪中后期，内燃无轨设备的发展，使平巷掘进产生了革命性的变化。使机械化程度理论上可达100%，工效可提高十倍，人员大大减少。例如，日本小松制作所生产的D66S型静液压传动履带装载机，采用电子控制系统实现对机器转动、行走、转向、停止等各动作进行控制。国外生产这种钻装运配套成龙一体化的厂家主要有：美国的Wagner公司、Eimco公司、Cater Pillar公司；瑞典的Atlas-CFopco 公司和法国的Joy公司等。国外在露天矿用装载机械中的发展主要在机械式单斗挖掘机、半液压大型矿用挖掘机上。目前，由于电子计算机控制的无人工地的发展，露天矿的装载机械可以由脱离机体的中心指挥控制室或者遥控阀开进行控制和进行操作作业。2 ZCY60侧卸装载机执行机构运动分析2.1 侧卸装载机特点侧卸式装载机(图2-1):这种装载机是正面铲取岩石，在设备前方侧转卸载，行走方式多为履带式。它与铲斗后卸式比较，铲斗插入力大、斗容大、提升距离短，履带行走机动性好，装载宽度受限制小，铲斗还可兼做活动平台，用于安装锚杆或挑顶等。与机械化快速施工联系。全断面装载，不留死角，是全液压钻眼台车的最佳配套设备，机械化程度高。极大地减轻了掘进工种的劳动强度，实现了文明生产，施工安全也有保障。侧卸装载机是上述几条机械化作业线的重要组成部分，由实际情况可知，在整个岩巷掘进过程中，装载是耗时最多的工序，一般要占整个循环作业时间的30%，有时多达50%。因此，装载机质量的好坏往往成为岩巷快速掘进的关键。侧卸装载机高可靠性、高装载效率，无污染的特点，亦吸引了其他地下工程用户如水电、隧道、地铁的物料装载。图2-1侧卸装载机机构总图Fig 2-1 Sides dump mucker mechanism general diagram 2.2 装载机执行机构及其设计方法执行机构(又称工作装置)是装载机进行各种作业的执行部件，其性能直接影响装载机能力的发挥，所以对装载机执行机构的精确分析和设计就显得尤为重要。 装载机执行机构的设计最早采用的方法是图解设计法，它将工作装置的连杆机构看成是由斗杆机构和缸杆机构两部分组成。其关键是确定摇臂在动臂上的铰点位置和油缸在机架上的位置。这种方法得出的设计方案只是一种可行方案，但是并不是最优的方案。在这个基础上，经过几次分析和改进还可以继续提高其性能。但是这种方案比较繁琐，要想同时满足多个约束的要求比较困难。因此这种方式基本属于一种“类比试凑法”。 解析法是根据平移性、卸料性、动力性的要求作出连杆机构的近似特性曲线，并根据近似特性曲线确定一组杆件方程组。然后再根据已知数据和杆件方程组计算出其它杆件的长度。最后作出连杆机构的实际特性曲线，根据实际特性曲线和近似特性曲线之间的差值作出一些修正。解析法设计连杆机构较作图法来说省去了反复试凑作图的过程。特别是根据连杆机构的特性曲线，用杆件方程组设计出合乎预定性的方案，减少了设计过程的盲目性，从而利于提高设计的质量和效率。 优化设计方法是20世纪70年代中期才发展起来的一种设计方法。它以数学规划为理论基础，以电子计算机为工具，来寻求机械设计的最优参数，这是机械设计领域的一场革命。它用理论设计代替经验设计，以精确设计代替近似设计，以动态设计代替静态设计。在装载机执行机构的设计中，由于设计变量比较多，是复杂的多目标函数，以往的计算工具和计算方法己经不能满足优化设计的需要，而计算机的快速发展和新的计算方法的研究保证了设计的快速和可靠。2.3 装载机执行机构类型 目前国内外生产的地上装载机工作装置主要有两种:六杆机构(图2-2)、八杆机构(图2-3)。六杆机构工作装置传力比大，可充分发挥装载机的铲掘能力，广泛应用于矿山堆场的铲装作业。组成八杆机构工作装置的机构杆件多，可以实现复杂运动，所以常常作为多功能装载机的工作装置。图2-2 装载机六杆执行机构 Fig 2-2 The six pole working mechanism of mucker 图2-3装载机八杆执行机构 Fig 2-3 The eight pole working mechanism of mucker 地下矿上的铲装作业中，由于空间有限，执行机构的设计就较为简单，广泛采用四种装置，正转四杆机构，正转五杆机构，正转六杆机构，Z型反转六杆机构，如图2-4所示: 正传四杆机构 正转五杆机构 正转六杆机构 Z型反转六杆机构 图2-4地下装载机常用工作装置Fig 2-4 Underground mucker working device2.4 侧卸装载机铲斗的运动过程分析侧卸装载机的铲斗工作时，铲斗的运动是由动臂油缸，侧卸油缸和机体的行走部共同控制的。在一个工作循环中铲斗要完成的动作有：将铲斗放平由机体的行走部将铲斗推入料堆。边推进边翻转铲斗使物料充满铲斗。当铲斗装满物料后，将铲斗转正并举臂到适当的位置作好运送的准备由机体的行走部将物料运送到卸载点。将铲斗对准卸载口进行翻斗卸载。将铲斗正位并下降动臂准备返回。返回到卸载点将铲斗放平到插入位置进行下一个工作循环。为了使操作方便和提高劳动生产率，铲斗臂上对称地布置两个油缸，铲斗上安装有一个油缸使的得整个动作协调。图2-5为侧卸装载机。图2-5 侧卸装载机Fig 2-5 Sides dump mucker mechanism 2.4.1 铲斗结构设计铲斗是用来切削，收集，运输，卸出物料的部件。它设计的合理与否直接影响到装载机的生产率，能量消耗及工作的可靠性。铲斗的结构设计，一般应满足下列条件，在斗体尽可能轻的条件下，保证铲斗有足够的强度和刚度；铲斗的结构形状应保证铲斗插入物料堆时阻力最小；耐摩擦对易损斗齿更换方便等。为减小铲斗插入物料堆的阻力，尽量避免无效容积及顺利卸载的要求，铲斗形状通常是前臂高与后臂，前臂上部作为圆弧状，并装有一组齿，铲斗下部较上部略宽，四角呈圆弧状以方便卸载，避免大块堵塞，后臂与斗底的夹角要成钝角，即可避免可效容积又可使斗底铰点抬高，方便开斗。铲斗前臂直接切入物料，要求材质耐磨，强度高，一般用锰钢（ZG35Mn）铸造，并在其切削部位焊有硬质合金。铲斗后臂与斗体相连接，并支承整个斗体，故后臂多用碳钢铸造并铸有加强的筋条。斗体的两侧板连接前后臂，使之成一方箱，因其磨损受力较前后臂小，故小型铲斗用焊件式铸造，而大型铸斗两侧臂采用前后臂延长两侧，再用塞柱焊接在一起。斗的后臂固定着斗与斗柄，拉杆的铰及提升滑轮的铰座等。斗齿它可减小挖掘阻力。斗齿的形状应根据物料的物理，机械性质正确选择斗齿的最大厚度是铲斗加强厚度的2.2-2.3倍。斗齿是磨损严重的易损件。故通常用耐磨材料铸造。铲斗按其结构可分铸造，铆结构，焊接，铸-焊联合合金钢板铠装。铸造铲斗：整体铸造的铲斗，强度较铆结构的高，但其自重较大，适用于小型挖掘机上。铆结构铲斗的优点是制造容易，价格便宜。缺点是强度差（铆钉易松动），主要用于小型挖掘机上。焊接铲斗：前臂和侧臂是钢板焊接，而后臂通常是铸造。其特点是自重较小。对单斗挖掘机，在动力不变的条件下，用焊接铲斗代替铸造铲斗，铲斗容积平均可增大1/3（即3.3m增大到4.3m；6.3m增大到8.3m；9.3m增大到12.3m），这是提高挖掘机生产率的途径之一。但一般钢板焊接的铲斗，仅用于轻型挖掘机。铸-焊联合制造，外面包以合金钢板的铲斗，适用与大型铲斗（如斗容12.3m）。根据设计要求，本设计采用焊接铲斗。2.4.2 铲斗关键尺寸的计算和确定（1）几何斗容： 按美国汽车工程师学会（SAE）标准前端式装载几何斗容EK（单位为）由下式确定斗背上挡板的铲斗斗容为： 式中， S铲斗横断面面积，BBH铲斗的内臂宽，m;h挡板高度，m;b斗刃刃口与挡板最部之间的距离，m；（2）额定斗容： 按SAE标准，对于斗背上装有挡板的铲斗 式中C-物料“堆积”高度，m其确定方法如下图，由斗刃刃口和挡板最下部之间作一连线，再由料堆尖端M点作直线MN与CD垂直，将MN垂线向下延长，与斗刃刃口和挡板最下部之间的连线相交，此点与料堆尖端之间的距离，使表示物料堆积高度C。铲斗横断面积如图2-5：图2-6 铲斗横断面积简化计算图Fig 2-6 simplified nomogram1-挡板 2-斗刃 3-铲斗横断面积将已知的横断面分成若干块，方法如下：找出铲斗底部的内圆弧部分的中心G点，通过G点作BE线与CD线平行，然后找出铲斗横断面面内从圆弧过渡到直线的过渡点A、F再分别连A、G和F、G这样就把铲斗的横断面分成四块。按设计要求铲斗的额定斗容为1立方米。预估各部分尺寸如下： 铲斗长1350mm 内壁宽b=1100mm R=300mm GK=320mm BE=500mm AB=130mm h=160 mm EF=100mmAGF=135。 扇形面积 AGFA=R2x135/360=3.14x30x30/360 =1060()三角形面积 ABGA=0.5AbxR=0.5x13x30=195()三角形面积GEFC=0.5EfxR=0.5x10x30=150()梯形面积 BCDEB=0.5x（BE+CD）x GK=0.5x(50+120)x32=2720()求总面积： S=1060+195+150+2720+4125=4125（）几何斗容： =4125x180-2/3(16x16x120) =742500-20480=722020() =0.722()额定斗容： =0722x106=120x120x180/8-120x120/6(16+31) =0.9496()符合设计额定斗容1立方米的设计要求。2.5 液压缸设计计算2.5.1 外负载计算斗杆装载时装载行程较长，切土厚度在装载过程中可视为常数。斗杆在装载过程中总转角为，在这转角行程中铲斗被装满。铲斗缸外负载为最大时，缸内压力最大，此时装载力最大，其值为12： =CBAZX+D (4-1) =200+D =200+15000=165x417+15000=170417(N)式中 C表示土壤硬度的系数,对级土宜取C=5080，对级土宜取C=90150，对级土宜取C=160320，式中取C=200； R铲斗与斗杆铰点到斗齿尖的距离，即转斗装载半径，取斗容量为1m,根据反铲斗主要参数特性计算表，查表得R=1.15m；B装载刃宽度影响系数,B=1+2.6b,其中b为铲斗宽度,查表得b=1.25m；装载过程中铲斗总转角的一半,查表得=；A装载角变化影响系数,取A=1.3；Z带有齿的系数,取Z=0.75；X斗侧臂厚度影响系数,X=1+0.3s,其中s为侧臂厚度,单位为cm,初步设计时可取X=1.15；D装载刃挤压土壤的力,根据斗容大小在D=1000017000N范围内选取.设计容量为1m,取D=15000N；转斗装载装土阻力和法向装载阻力相对与很小，所以在计算时可以忽略不计。2.5.2 液压缸结构尺寸计算(1) 根据铲斗缸的最大外负载，可以设计计算铲斗缸的结构尺寸15： 当推力驱动工作负载时： F= = (4-2)由此可求出缸筒内径为: D= =求出D=88mm本系统为高压系统，因此速比取=2，d= (2-1) 式中 系统背压P=1MPa 系统最高压力P=30Mpa根据查表GB/T23481993圆整得到D=90mm16(2) 活塞杆直径为 d=90=63.63(mm)根据GB/T23481993规定的活塞杆尺寸圆整为d=63mm(3) 最大工作行程 行程S=12D (2-2) S=12=1080（mm）根据国家标准GB/T1980规定的液压缸行程系列圆整到S=1100mm活塞有效计算长度液压缸的安装尺寸，可查设计手册得 安装尺寸=+S=377+1100=1377（mm）当活塞杆全部伸出时，有效计算长度为： L=1100+1100+377=2577（mm）S液压缸的安装尺寸(查设计手册得到)(5) 最小导向长度 H(mm) (2-3) 取最小导向长度为600（mm）式中 L液压缸最大行程； D缸筒内径。(6) 导向套长度A=（0.61.0）d (2-4) =(37.863)mm导向套长度为60mm(7) 活塞宽度 B=（0.61.0）D (2-5) =（5490）mm活塞杆宽度B=80mm式中 D缸筒内径(8) 缸筒壁厚：材料的许用应力计算 = (2-6) 式中 缸体材料的抗拉强度，缸体材料为，=800Mpan安全系数.一般取n=5 (2-7) =7.99(mm)查缸筒壁厚度表，取=12mm式中 P-系统最高压力,P=30Mpa。(9) 缸筒外径 (2-8)=90+212=114(mm)因为液压缸的缸筒是无缝钢管，因此缸筒内部要留出5mm加工余量所以查手册，选取内径为95mm的无缝钢管。 2.5.3 油缸强度计算：(1) 已知参数：缸径D=90 杆径d=63 行程S=1100 缸筒壁厚=12有效计算长度L=2577 (参数单位：mm)(2) 油缸强度计算a. 活塞杆应力校核 (2-9) = =61.22Mpa活塞杆材质为调质，经查表得强度极限为800Mpa,材料的许用应力为：=（n为安全系数）.由此可见，应力完全满足要求。 式中 油缸最大闭锁压力 b. 缸筒强度验算：由于缸筒壁厚与缸径之比，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理论验算。 （2-10） = =8.65（mm）由此可见,即为大柔度压杆时，稳定力为： (2-15)（N）式中 为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；f. 油缸最大闭锁力 = (2-16)（N）式中 油缸最大闭锁压力g. 稳定系数 (2-17)2.6 侧卸装载机的执行机构分析 由图2-4可知，地下装载机常用的执行机构由正转四杆机构，正转五杆机构，正转六杆机构，Z型反转六杆机构。 对于六杆机构，由于承载的元件及铰销较多，所以结构相对较为复杂，铲斗在卸料与铲掘时，Z型反转机构承受的符合最大，而且它的横梁与动壁回转销承受的负荷也是最大的。摇臂与连杆布置在铲斗与前桥之间的狭窄空间，容易发生构件的相互干涉。 正转四杆机构结构最简单，前悬较小，承载元件，铰销数量最少，结构重量相对较轻，这种执行机构能有效的满足初始的技术要求，容易保证四杆机构实现举升平动，铲掘工况时，铲斗有着最大的角速度，但铲斗返回时不能实现铲斗自动放平。卸料时，活塞杆易与铲斗相碰。 为克服正转四杆机构卸载时活塞杆易与斗底相碰的缺点，在活塞杆与铲斗之间增加一根短连杆，从而使正转四杆机构变成正转五杆机构。这种机构在铲装和卸料时避免了活塞杆和斗底相撞。 侧卸装载机是在传统的正转四杆机构的基础上，将装载部分由单一的铲斗变成了铲斗和铲斗座的组合，使执行机构类似于五杆机构，并且在铲斗和铲斗座之间增加了一个侧卸油缸，物料由正卸改为侧卸，从而使其可以实现侧卸功能，并且缩短了转斗油缸的长度。执行机构示意图2-7所示，侧卸机构如图2-8所示。 A-机架与动臂油缸的铰接点 B-机架与动臂的铰接点 C-机架与转斗油缸的铰接点 D-动臂油缸与动臂的铰接点 E-转斗油缸与铲斗座的铰接点 F-动臂与铲斗座的铰接点G-铲斗与侧卸油缸的铰接点 H-侧卸油缸与铲斗座的铰接点M-铲斗座与铲斗铰接点MM图2-7 侧卸装载机执行机构总图Fig2-7 The sides dump mucker working mechanism fig图2-8 侧卸机构图Fig2-8 The sides dump mechanism fig1.机架 2.动臂油缸 3.动臂 4.转斗油缸5.铲斗座 6.侧卸油缸 7.铲斗定义：为动臂油缸的长度，是一个变量。最大值，最小值。 为转斗油缸的长度，是一个变量。最大值，最小值。 为侧卸油缸的长度，是一个变量。最大值，最小值。-AB的长度 -BD的长度 -EF的长度 -CF的长度 -HM的长度 -MG的长度此处 L1，L2，L3分别代表的是工作时油缸的长度，该长度工作时变化的，其大小值是-等所代表的符号，不是具体数值，其目的是为后面推导运动关系做准备。坐标系的选取：在本文的研究中，以过机架上的A点垂直向上的方向为Y轴的正方向，以Y轴和地面的交点为坐标原点O，在纸平面内，过O点和Y轴垂直的方向为Z轴，。在本文中所有的角度以逆时针为正。 侧卸机构的坐标系，以过侧卸油缸上的H点垂直向下的方向为Y轴的正方向，垂直向左的方向为X轴正方向。 工作装置的作业过程：动臂油缸回缩，转斗油缸伸出，使铲斗处于铲掘位置-转斗油缸回缩，铲斗转到运输位置动臂油缸伸长，转斗油缸保持不变，动臂将铲斗举升至任意高度侧卸缸伸出卸料侧卸缸回缩动臂油缸回缩到铲掘位置。2.6.1 动臂的运动方程 动臂AD的位置是由动臂油缸决定的，由图2-6分析ABD的结都可以知道动臂油缸的长度和之间的关系是： （2-18）为的大小。在动臂油缸全缩的情况下，即时，=。在动臂油缸全伸时，即，。于是动臂油缸在全缩全伸过程中，动臂油缸的转角为: （2-19） 为了方便，引入无因次比例系数令： （2-20）将（5-1）式变形，再将（2-3）代入（2-1）中就可以得到： （2-21） 随着油缸推力的变化，油缸推力对于铰点B的力臂e也不断变化。ABD中： （2-22）由（2-5）知道：是L的函数，假设不变，对（2-5）求导可以得到： 0.令=0所得的解=即是为最小的解。即： （2-23）2.6.2 转斗油缸和侧卸油缸的运动分析 如图2-1所示,转斗油缸的位置和长度决定了铲斗的位置，为了便于分析转斗油缸对于铲斗位置的影响，假定动臂不动，则铰点B和D可以看做是固定支座，那么同动臂的运动分析，CEF引入 （2-24） （2-25） （2-26） （2-27）为CFE的大小，为转斗油缸对F点的力矩。当动臂油缸全伸后，动臂油缸和转都有刚不动，侧卸缸动作卸料。分析图5-2中HMG。引入 (2-28) (2-29) (2-30) (2-31)为HMG的大小，为转斗油缸对M点的力矩。2.6.3 工作装置自由度的计算由于组成装载机工作装置的构件是通过销轴连接的，各销轴相互平行；加之其结构又具有纵向对称性。因此，在进行装载机工作装置的运动学分析时，可将其简化为带液压缸的平面低副多杆机构，不计管件自重，并假设各铰点的摩擦力为零。对于侧卸装载机执行机构的自由度计算，若不考虑侧写部分，活动构件有动臂，动臂油缸（缸体，活塞），转斗油缸（缸体，活塞），铲斗6个，即n=6,低副数=8，高副数=0.因此，由平面自由度计算公式：F=3n-2-=36-28-0=2 (2-32)当转斗缸闭锁，动臂在动臂油缸的作用下举升或下降铲斗，该执行机构的自由度为：F=3n-2-=35-27-0=1 (2-33)考虑侧卸部分，综合考虑图2-1，图2-2可知F=3n-2-=39-212-0=32.7 本章小结本章对ZCY60型侧卸装载机执行机构简化，归纳出了动臂，转斗油缸和侧卸油缸的运动方程，计算了工作装置的自由度。3 ZCY60侧卸装载机执行机构受力分析及强度校核3.1 装载机执行机构受力分析铲斗在料堆内运动时，所受的外阻力可分解成水平分量Pax及垂直分量Pay.(如图所示)为便于进行计算取铲斗所受的载荷为均分，动臂轴线与连杆及挂壁轴线处于同一平面内，略去由于铰接座占有空间而产生的附加扭矩。将空间超静定结构简化为平面问题进行分析。 图3-1 执行机构受力分析 Fig3-1The mechanical analysis for working mechanism取铲斗为分离体，按力平衡可写出方程。 按=0 得： + =Pc(cos+sin) Pc= +按X=0 得： 按Y=0 得： =0 其中 N=48.5Kw 总功率 V=3.1Km/h (N) 式中，Gz-铲斗的额定装载重； G-铲斗的自重 0.383吨； 代入数据得： Pay=25.97+0.338=26.308（吨)根据执行机构总图2-7，因为预设计额定铲斗容积为1M3，查工程机械手册确定：转斗油缸与铲斗座的铰接点和动臂与铲斗座的铰接点的距离为图2-7中EF，设EF=；AB=；同时令机架（机身）与动臂油缸铰接点和铲尖的距离AM最大值为1150mm，经总结，提取数据：, ,各值 =100mm=550mm =1150mm=35。代入数据计算 ,得=58.88（吨）=57.5+58.88xcos35。=5398(吨)=26.308-58.88x。=-7.46(吨)其中负号表示受力与图示方向相反，计算得出的力PC就是拉斗油缸受力。3.2 装载机执行机构强度的校核根据执行机构受力分析，将构件上的作用力求得后就可以进行强度校核。3.2.1 铲斗臂校核材料选择 45号钢 355 Mpa将铲斗臂看成是支承在固定箱体和铲斗座上的双支点悬梁（如下图）。其危险断面在D点附近上作用的应力为： = M/W + N/F 式中，M-计算端面上的弯矩； N-计算断面上的轴向力； W-计算断面上的抗弯断面系数； F-计算端面面积。 图3-2 铲斗臂 Fig 3-2 Bucket arm取过D点的端面m-m (如图) 侧式中，Pbx = 53.98 （吨） Pby = 7.36 （吨）根据执行机构总图，参考国际按标准手册，动臂油缸的最大支撑角度等，确定参数, ,.(该参数来源，及设定同P24数据设定) =640mm =300mm =200mm =950mm =60 其中 F = 180 x 310 = 55800 （）W =d3/32 =2924817.6 （） 代入公式有： = = = -0.014+0.059 = 0.045（MPa）很显然，铲斗臂强度满足要求3.2.2 销轴校核 材料选择 20 CrMnMo 885 Mpa图3-3铲斗臂前头销轴Fig3-3 Bucket arm sinciput pin销轴的弯曲应力 = 式中，销应力轴的弯曲 计算载荷， 为铰点所受载荷的一半 铰接结构外耳环厚度，经验值取20mm 销轴弯曲强度计算的计算长度 = W = 其中 =20 mm a=5mm d=50mm = =0.5x20+5+0.5x50 =400 (mm) W = =x3.14x(50x10-3) =12.27x10-6 () P1=0.5x54.2=27.1(吨) = =865.8 (Mpa) 885 (Mpa) 故满足强度要求3.2.3 铲斗校核 材料选择 20 CrMnMo 885 Mpa将铲斗分离出来，把它看成是弯曲的薄板，其危险断面在如图3-4所示的断面n-n则 图3-4 铲斗危险断面Fig 3-4 The dangerous section of bucket M = N = =根据执行机构总图确定h, l, F的值得 ：h=50 mm l=625 mm