装载机设计说明书.doc

安徽理工大学毕业设计（论文）
第一章 前言
1.1设计课题
我此次设计专题为装载机工作机构设计，要求该装载机装载能力大，机动性好安全可靠，生产率较高，其斗柄是曲线的，铲斗的提起和倾斜由油缸的动作来实现。
1.2 装载机的发展历史
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。最早的装载机是在马拉的农用拖拉机前部装上铲斗而成.。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工作机构尺寸的增加和机构的改进进一步增加了生成力。
1.3 装载机工作机构的特点
装载机工作机构由潺斗，铲臂，铲斗座，升降油缸（两个左右对称）侧卸油缸，拉斗油缸组成。装载机在工作过程中，铲斗是沿料堆底部插入料堆的，斗尖在料堆内运动，轨迹如图1-1所示。

图1-1
由于铲斗沿料堆底部插入料堆所以插入阻力大，阻力方向与机体的推进方向相反，从而使得装载机有足够的重量和牵引力来克服插力。以得到足够的插入深度，铲斗插入料堆后，在开始提升的瞬间，料堆对提升的阻力很大，以后就迅速的降低，故在提斗的过程中工作机构承受的负载很不均匀，尖峰负荷大。但它易于卸载，故效率高，在铲斗臂的左右对称的布置两个升降油缸，完成铲斗的提升过程，铲斗上安装一个侧卸油缸。用来卸下铲斗内的物料，铲斗和铲斗座采用焊接的方法联结在一起，再用销轴与铲斗臂连接整个机构是四连机构完成装卸过程。
1.4装载机工作机构的用途
工作机构是装载机用以直接完成装载工作的机构，是装、运、卸一体的联合设备。由于铲斗即可作取料构件，又可作运料贮料和卸料物件，从而简化了整机结构使用灵便。

第二章 装载机装载过程分析
2.1装载过程描述：
铲斗挖掘土壤的过程很类似金属切削过程（如图2-1，图2-2）。斗刃切入后物料对切入的阻力取
决于物料的性质和状态，以及斗刃的刃角γ。

图2-1

图2-2
斗刃切入后，在刃的物料被压缩，变形以致破坏原来结构，而改变堆存状况，这种改变取决于物料的性质和状态，斗刃的几何形状，切削角δ和切削厚度c，同时物料与斗底间的相对运动也产生摩擦阻力，其大小取决于物料与斗底的摩擦系数和斗刃的后角θ。此外，由于刃前形成小堆而后才能进入斗内，这种物料间的内摩擦阻力取决于物料的性质和状态，物料的内摩擦系数和斗的运动轨迹。
铲斗插入矿堆后，矿堆变形A¹B¹CDE（见铲装过程图）包括三部分：第一滑移体A¹B¹FE。变形较明显；第二滑移体CDEF变形不够明显；压实区，在刃前ED，相当于斗刃的延长，压实区的大小与装载工作阻力的大小有密切关系。压实区的大小取决与矿石的物理机械性质，矿堆高度，铲斗插深度以及铲斗的形状和尺寸等因素。当斗刃插入矿堆时物料挤压，剪切产生变形阻力，物料与斗臂间的摩擦阻力以及物料内摩擦阻力等等阻力的综合，便是装载阻力。
2.2装载机的装载阻力计算
装载机的装载阻力包括插入阻力和铲取阻力，其插入阻力计算式
Wen = K len1.25B 千克
式中 K-------与物料的性质块度，堆高和铲斗形状与关的系数
K = K1 K2 K3 K4
K1-------物料块度与松散度系数
K2-------物料性质系数
K3-------堆高系数
K4-------铲斗斗形系数
Len------铲斗一次插入深度， 单位：厘米
B--------铲斗宽度， 单位：厘米
铲取阻力计算式：
Msp0=1.1Wen[0.4(X-1/3Len)+Y] 公斤·米
式中：
Wen---------插入阻力， 单位：公斤
Len---------铲斗插入深度， 单位： 米
X，Y--------斗尖距铲斗回转中心的直角坐标系植，单位：米
铲取阻力矩Msp随着铲斗回转角a的增大而减小，其变化规律为双曲线（见下图）
Msp= Msp0（1-Can）
式中 n=
C=

图2-3
式中Ma¹-------铲斗离开岩堆时，由物料重力产生的阻力矩
根据查表得：
K1=1.3
K2=0.10
K3=1.10
K4=1.5
则 K =K1 K2 K3 K4
=1.3x0.10x1.10x1.5
=0.2145
取铲斗一次插入深度Len =83.5cm
所以插入阻力为Wen=Klen1.25B
=02145x82.51.25x2200x0.1
=0.2145x248.6x220
=11704.088(公斤)
根据工作机构总图确定X,Y的值
X-------铲斗回转中心O点离斗刃的水平距离
Y--------铲斗回转中心O与地面的垂直距离
得X=1.15m
Y=0.3m
带入有关数据计算铲取力，有
Msp0=1.1Wen[0.4(X-1/3Len)+Y]
=1.1x11704.1x[0.4x(1.15-1/3x0.825)+0.3]
=8368.43(公斤•米)

第三章 装载机工作机构的设计
3.1工作机构对铲斗运动的要求
铲斗机工作时，铲斗的运动是由动臂油缸，恻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：
1） 将铲斗放平由机体的行走部将铲斗推入料堆。
2） 边推进边翻转铲斗使铲斗使物料充满铲斗。
3） 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。
4） 由机体的行走部将物料运送到卸载点。
5） 将铲斗对准卸载口进行翻斗卸载。
6） 将铲斗正位并下降动臂准备返回。
7） 返回到卸载点
8） 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。
3.2 铲斗的机构设计
铲斗是用来切削，收集，运输，卸出物料的不见。它设计的合理与否直接影响到装载机的身产率，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。
铲斗按其结构可分铆结构，铸造，焊接，铸-焊联合合金钢板铠装。
铆结构铲斗的优点是制造容易，接个便宜。求点是强度差（铆钉易松动），主要用于小型挖掘机上。
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。
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米3增大4米3；6米3增大8米3；9米3增大12米3），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米3）。
根据设计要求，本设计采用焊接铲斗。
3.3 斗容的计算和尺寸确定
3.3.1斗容的计算
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m3）由下式确定斗背上挡板的铲斗斗容为：
EK=SBBH-2/3h2b
式中 : S-------------铲斗横断面面积， m2
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
ES=EK+b2BBH/8- b2(h+c)/6
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3-1：

图3-1 铲斗横断面积简化计算图
1-挡板 2-斗刃 3-铲斗横断面积

铲斗横断面面积和斗容
1） 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。
2) 预估各部分尺寸如下：
铲斗内臂宽BBH=1800mm b=1200mm
R=300mm GK=320mm
BE=500mm AB=130mm
h=160 mm EF=100mm
∠AGF=135。
扇形面积 AGFA=ЛR2x135/360=3.14x30x30/360
=1060(cm2)
三角形面积 ABGA=0.5AbxR=0.5x13x30=195(cm2)
三角形面积GEFC=0.5EfxR=0.5x10x30=150(cm2)
梯形面积 BCDEB=0.5x（BE+CD）x GK=0.5x(50+120)x32=2720(cm2)
3） 求总面积：
S=1060+195+150+2720+4125=4125（cm2）
几何斗容： EK=SBBH-2/3(h2b)
=4125x180-2/3(16x16x120)
=742500-20480
=722020(cm3)
=0.722(m3)
额定斗容： ES=EK+b2BBH/8-b2/8(h+c)
=0722x106=120x120x180/8-120x120/6(16+31)
=0.9496(m3)
符合设计额定斗容1立方米的设计要求。
3.4工作机构杆件系统的配制与设计
由于装载机歌德工作机构实际上就是一个四连杆机构，根据工作条件对铲斗在工作循环各阶段的要求，确定铲斗在其运动轨迹上应有的位置来确定设计系统，使它尽可能的满足铲斗这个杆件在运动上的要求。
设计方法：
3.4.1确定铲斗的工作位置
假设铲斗是ab杆，根据工作需要确定铲斗在工作过程中要求的五个位置，即铲斗的插入位置（a,b位置），向上翻转到正位（a,b位置）升举到中间（a’b3’位置）升举到卸载高度（a’’b4’’位置），翻斗卸载（a’’b5’’位置）和返回原位ab1位置。
确定铲斗插入位置（ab1）时，应使斗前臂与地面约有的倾角。为了得到较大的翻斗铲取力，还应使ab1相对b1c的位置有较大的翻斗力臂。
确定铲斗上的翻到正位（ab2）时，应使斗口水平向上，铲斗的后臂与车轮有适当的间隙。确定铲斗与地面的相对位置时，应考虑链轮有5%的滚动半径变形量，应使斗底与地面约有200-300mm的间隙。
铲斗升举过程中，为了使铲斗运动平稳，不撒矿，应尽量使铲斗平移而无转动，也就是使为只a’b3’//a’，b4’。在a’’b5’’卸载时，应使前臂与地面的倾角有45度。以上的卸载角并且斗尖的位置符合对卸载高度和卸载距离的要求。
因点a’,a’’,a 都在以g为圆心的圆弧上，所以还应根据机器结构的可能性，在确定a点三个位置的同时确定动臂的回转g。
3.4.2求ab1杆相对ag杆的运动位置
按上述五个位置，将动臂ag杆视为不动，求出ab1杆相对动臂ag杆的五个运动位置ab1,ab2,ab3,ab4,ab5。在这五个位置中ab1及ab2按铲斗插入和转正的位置定出 ab3位置，按保持铲斗平易，因此动臂转角θ/2即铲斗相对动臂转θ/2角，即∠b2a3=θ/2定出b3点。同样的道理∠b3a4=θ/2定出b4点，再按卸载时b4’’b5’’=b4b5即可定出 b5点的位置。

图3-2

3.4.3求四杆机构ab2c2d
仍将动臂视为固定杆。先根据结构条件估选d点位置，再以d为心作c2 点的运动轨迹的最低点不低于斗底距地面的高度。当仅用一个翻斗油缸时，c2点的位置不应碰到前桥差速器。c2点选取后，则杆b2c2长初步确定。据初选的b2c2由点b5使b5c5=b2c2确定c5点位置。应使c5点不越过点b5与点d的连线。因当c5点在b5嗲与点d的连线上 时。铲斗的卸载角达到最大，所以选取的c5距b5d的距离应符合在低位卸载时，仍能使卸载角不小于45。的需要。点c5及连杆b2c2长度确定后，据b2c2=b3c3,=b1c1=b4c4即可定出c1,c3,c4。
3.4.4 求四杆机构de2fg
四杆机构ab2c2d求得后，就可以开始求杆机构de2fg，在此四杆中，固定杆dg（既动臂上的两个铰点）为已知，还知道当杆e2d的转角为∠e3de3时，杆件fg相对固定杆dg的转角为θ/2（实际上是动臂dg相对机架fg转了θ/2角）。当杆ed转角为∠e3de4时，杆fg又转了θ/2。当翻斗油缸活塞杆收缩即连杆e2f缩短时，铲斗进行卸载。卸载后，杆ed反转∠e5de1，杆fg反转θ角，使铲头恢复到原始的插入位置，然后求符合这些条件的四杆机构。

第四章 装载机工作机构受力分析
4.1工作机构的最大受力工况与最大外载荷的确定
进行工作的受力分析时，应首先根据工作机构选择受力最大工况，并按受力最大工况下的外载荷进行受力分析。在装载机的工作循环中，铲斗的插入是靠行走机构将铲斗推入料堆的，在铲，提斗斜载和降斗的诸工况中，铲斗
在插入后提斗的铲挖物料工况，是工作机构受力最大的工况，在此工况下，由于物料种类和作业条件的不同，对外载荷可简化成载荷沿铲斗斗刃均布的对称受载情况和由于铲斗
偏铲斗，料堆密实程度不均造成的偏载荷情况。由于对偏载荷的大小缺少数据，所以在计算中，往往按对称受载计算后，以适当的安全裕量来考虑偏载荷的影响。
4.2工作机构最大铲取力与铲斗臂最大举升的确定
4.2.1最大铲取力的确定
最大铲取力即铲斗斗尖接触地面，铲斗臂油缸向上升，铲斗刚起时，起斗尖处产生的最大挖掘力。（SAE规定，在距离斗尖四英寸处产生的，最大垂直向上的力为最大铲取力）。

图4-1

图3-1是根据三十八种地下矿用铲运机的数据求得铲取力与栽重量的经验关系式。图中的每一点是一种铲运机的数据，图中的直线是用均值法求得的直线式。
Pt=1.47+1.56GZ
GZ-----------铲斗的载重量， 吨
Pt-----------最大铲取阻力， 吨
GZ=ρgv 其中v为斗容1立方米 g=9.8 m/s2
计算 ： Pt=1.47+1.56GZ
=1.47+1.56x2.65x9.8x1
=41.98(吨)
4.2.2铲斗臂的最大举升力。
铲斗臂油缸升举斗臂的力臂随着铲斗接近最高位置而减少，当铲斗臂油缸将铲斗升举到最高位置时，斗内能够被斗臂举起的最大载荷重，就是铲斗臂的最大举升载荷。
最大举升载荷应小于能够使机体倾覆的倾翻载荷，其中铲斗臂油缸的直径便根据斗臂的最大升举力来确定的。由此选DG-J160C-E1（左，右两个）作为升降油缸。
铲斗臂的最大举升力应能够满足最大举升载荷的要求和使用边插入边举臂的铲装操作要求，在转载机中，取倾翻载荷的85%作为动臂的最大举升载荷。
P=1.7 Gz
其中Gz-------铲斗臂的额定载重量， 公斤
计算代入数据
P=1.7 Gz
=1.7x2.5x9.8x1
=44.19x9.8
=432.66(KN)
4.2.3.装载机工作机构受力分析
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4-2

取铲斗为分离体，按力平衡可写出方程。
按∑MB=0 得：
Pax•h1+Pay•h =Pc(h2cosα1+h2 sinα1)
∴ Pc= Pax•h1+Pay•h
按∑X=0 得：
Pax+ Pc cosα1-Pbx=0
∴ Pbx=Pax+ Pc cosα1
按∑Y=0 得：
Pby+ Pc sinα1 -Pay
∴ Pby=Pay- Pc sinα1

其中 N=Pax•V
N=48.5Kw 总功率 V=3.1Km/h
∴Pax=N/V=5.75(吨)
Pay=Gz+G
其中 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)

根据工作机构总图，确定h1,l1,h2,l2, a各值
h1=300mm
l1=550mm
l2=1150mm
a=35。
代入数据计算 PL,Pbx,Pby得
=
=
=58.88（吨）
Pbx=Pax+Pc cosα
=57.5+58.88xcos35。
=5398(吨)
Pby=Pay-Pc sinα
=26.308-58.88xsina35。
=-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
4.3工作机构强度的校核
根据工作机构受力分析，将构件上的作用力求得后就可以进行强度校核。
4.3.1铲斗臂：
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：
σ = M/W + N/F ≤ [σ]

图4-3
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。
取过D点的端面m-m (如图) 厕
M = -Pby(l1-l2) - Pbx(h1-h2)
　 N = Pbysina + Pbxcosa
　σm-n = M/W +N/F ≤ [σ]
=

其中 Pbx = 53.98 （吨）
Pby = 7.36 （吨）
根据工作机构总图确定参数l1 ,l2 ,h1 ,h2 ,α.
得 : l1 =640 mm l2 =300 mm
　h2 =200 mm h1 =950 mm
　α =60º
其中 F = 180 x 310 = 55800 mm2
W =d3/32 =2924817.6 (mm3)
带入公式有：
σm-n = M/W + N/F
=
=
=-0.014+0.059
=0.045（MPa）
很显然，铲斗臂强度满足要求
4.3.2 销轴 材料选择 20 CrMnMo [σ] ≤ 885 MPa

图4-4 铲斗臂前头销轴
销轴的弯曲应力
= ≤[σ]
式中　 -------- 销应力轴的弯曲
------------ 计算载荷， 为铰点所受载荷的一半
------------- 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 (m3)
P1=0.5x54.2=27.1(吨)

= ==865.8 (Mpa) ≤885 Mpa
故满足强度要求
4.3.3铲斗 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3-5所示的断面n-n则

图4-5
M =
N =
σm-n = M/W + N/F
=
根据工作机构总图确定h, l,, F的值
得 ：
h=50 mm
l=625 mm
=60
F=35x2200=77000 (mm2)
其中=5.75（吨）； =25.97(吨)
代入数据得：

=
+
=（0.4456+0.3185）
=76.4 (Map) ≤835 Map
故铲斗满足强度要求、

第五章 工作机构稳定性能分析
稳定性能是指机器行走和工作时不致发生翻到和侧滑，并且保持规定的行走方向的能力。稳定性不仅影响作业和行走安全，而且与生产率有关， 只有良好的稳定性，才能保证其他性能的充分发挥。此外稳定性对减轻司机劳动强度有很大意义。
5.1 稳定性指标
衡量稳定性的指标是稳定系数和稳定角。稳定系数是稳定力矩和倾复力矩之比
K= Mst / Mo ≥1.1~1.3
根据机器平衡状态的重要性对稳定性系数有不同的具体要求
稳定角是机器重心与支撑点连线的最大倾角
纵向倾角：
tgδ= L/2Hc
横向倾角：
tgδ= B/2Hc

图5-1
稳定角因机器工作机构状态而改变，一般δ≥30 ~40
5.2机器纵向稳定性能分析
装载机受力图5-2如下：

图5-2
基本阻力 　W=W01+W02
其中 　W01=z1μ1
　 W02= z2μ2
风阻力Ww1作用迎风面积的形心上，高度为h wi
插入阻力： Wen方向与运动相反
铲取阻力：Wsp作用在斗尖上，垂直路面
动阻力： Wg 作用在Cg点，方向视加速度。
而定与路面平行，其值为
Wg=δG/g×dVw/dt
切向作用力 Pt1 和Pt2作用在车轮与路面的接触点上，方向与运动方向相同。
由平衡方程列出矩方程
z1+G Hcsinα+δG/g×dVw/dt+wwih wi-Wsp（l3+l）-G l2cosα=0
又由于∑y=0
z1+ z2=Wsp+Gcosα
联立以上两式

z1= G l2cosα- G Hcsinα-δG/g×dVw/dt-wwi+Wenh+Wsp（l3+ l2）
L

Z2 = G l2cosα+G Hcsinα+G/g×dVw/dt-wwi+wwih wi+Wspl3
L

从上式可以看出， 和 不仅与机器的结构系数有关
而且还与机器的各种状态有关
即上坡时， Z1 减小 Z2 增大
下坡时， Z1 增大 Z2 减小
上坡行驶时，装载机的稳定极限状态是前轮离开地面，机器绕后轮接地点b向后翻倒
即 z1=0 并且 dVw/dt，wwi，Wen
Wsp 均为零
所以l2cosα- G Hcsinα=0
最大稳定坡度为
为了安全起见，在使滑动的可能性先于翻倒的可能性
即
即
查表取φ=0.5φ
∴
插入铲斗时，装载机的稳定极限状态与插力与铲取时极为相似
即 Z2=0，此时=0，wwi=0
∴
最大卸载距离时，装载机的稳定极限状态与插入与铲取时极为相似。
既 Z2=0， =0，Wen i=0，Wsp=0
Gs-----------装载机的翻倒载荷，
Go----------- 额定载荷取翻倒载荷的一半

5.3 装载机横向稳定性分析

图5-3
装载机外力：
两侧车轮的垂直支反力 和 ，装载机的自重G
对C点取力矩平衡 得

对D点取力矩平衡 得

联立以上两式 得

当 时，即有侧翻危险
∴稳定性条件为 ：

∴ 求出极限侧坡

转弯时的横行稳定性
转弯时受力
假设重心Cg在AB的中点上 ，在Cg带内除重力和阻力 Wgx之外，还增加了侧向运动阻力 Wgx 和垂直轴的惯性力矩（动力矩） Mgz
假设转半径为R，转向角为，据上述图形关系

∠ABD=
假设装载机以等速转弯
则
由力矩平衡关系，分别对A 点和B点取矩
∴

若Y1，Y2之一大于侧向粘着力，将发生侧滑而丧失稳定性，所以防止侧滑的稳定性条件为：

下图是不发生侧滑的条件

∴
∴

既为产生横向打滑的极限速度V1
如果不考虑转弯时重心和轮距的变化， 则横向侧翻条件为：

∴
既为产生侧翻的极限速度V2
为保证安全，应使侧滑先于侧翻
即

∴
由于 =0.8
∴ B＞1.6Hc
∴ H c＜ B/1.6=656 mm
对以上分析加以综合管理。
纵向稳定角 tgδ纵 =L/2Hc=1500/2X656=1.143
∴ δ纵=arctg1.143=48.82
横向稳定角 tgδ横=B/2Hc
∴tgδ横 =10550/2X656=0.8
∴ δ横=arctg0.8=38.67
∴ 可以预选 Hc =400 mm
这时δ纵 ，δ横都满足稳定性要求。

第六章 液压缸设计计算
6.1 铲斗上的侧卸油缸设计
6.1.1．铲斗装满物料后，不仅要灵活卸载，而且能够自动复原，所以有这一系列动作必须由侧卸油缸来完成，则所选的油缸类型为双作用单杆液压缸。另外，根据铲斗的劳动强度应选用重型的活塞杆，查表选取DG系列的油缸。
由于铲斗油缸安装在铲斗的背部，为便于安装，应用单耳式安装方式。
6.1.2铲斗装满物料后，侧卸油缸在卸载过程中对铲斗的作用示意图如下：
取恻卸油缸的安装角
=
要使得油缸能够卸载铲斗内的物料
其最小的推力要等于（
故侧卸油缸的推力
将 KN
=
计算得
（KN）

图6-1
根据FKN 查表选取有关尺寸如下：
表6-1
缸径（mm）
活 塞 杆
直径
活塞面积
（）

推力
KN

拉力
KN

最大
行程
mm
大端
小端
14Mpa
16Mpa
14Mpa
16Mpa
100
55
78．50
54．75
109．9
125．6
76．65
87．6
4000
由上表，侧卸油缸选用DG-J100C-E1型
6.1.3侧卸油缸的验算
液压缸的推力F1

公式中----------工作压力Mpa
A1----------活塞的作用面积
其中

故侧卸油缸强度满足强度要求
6.2 拉伸油缸的设计
6.2.1铲斗的铲取物料的过程以及提起，皆由拉伸油缸来完成，根据它的劳动强度应选用双作用单杆液压缸。其中活塞杆应选用重型的，查表选取DG系列油缸。
为了方便拉伸油缸的安装， 应选用单耳式安装
6.2.2铲斗装满物料后，拉深油缸刚开始将铲斗拉起时，油缸的抗力F2达到最大值。
根据前面装载机工作机构的受力分析，得：
（KN）

由于工作压力为16Mpa.
根据Pc=577KN P2=16Mpa

选取的油缸的有关尺寸如下表
表6-2
缸径（mm）
活 塞 杆
直径
活塞面积
（）

推力
KN

拉力
KN

最大
行程
mm
大端
小端
14Mpa
16Mpa
14Mpa
16Mpa
280
150
615.72
439.04
862.05
985.20
614.66
702.46
4000

根据上表 选取拉伸油缸的型号为： DG- J280C-E1
拉伸油缸的强度校核：
根据： F2=P2A2
式中 F2—————油缸的拉力 KN
P2---------------工作压力 Mpa
A2---------------液压缸有杆腔作用面积 m2
-------------活塞的直径 m2
-------------活塞杆直径 m m

=
附： （升降油缸）