轮式装载机工作装置结构及其液压专业系统设计.doc

ZL50轮式装载机工作装置构造及其液压系统设计摘 要：本次设计重要涉及两个某些：装载机工作装置设计，液压系统设计。在本设计中将液压系统设计作为重要内容进行设计。普通，按使用场合不同，提成露天用装载机和井下用装载机；按行走系统不同，提成轮式装载机于履带式装载机。由于装载机品种较多，不能各个简介，本次毕业设计重要完毕是露天轮式装载机工作液压机构设计。核心词：轮式装载机；工作装置构造；液压系统The Design of ZL50 Wheel Loader Working device Structure and Hydraulic SystemAbstract：This dissertation is composed of two procedures：design of loading device and hydraulic system. And in this design，the hydraulic system design is the main content. Actually，in accordance with different operating occasions，the loader could be divided into open-air loaders and underground ones；and with discriminated walking environment，it could also separate into wheel loader and crawler ones；and other varieties of the loader is not introduced due to the huge population. The graduation project is completed the design of the hydraulic mechanism of open wheel loader.Key words：Wheel loader； Equipment structure of the； Hydraulic system1 前言装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程土石方工程机械，她作业对象重要是各种土壤、砂石料、灰料及其她筑路用散状物料等，重要完毕铲、装、卸、运等作业，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同工作装置，还可以完毕推土、起重、装卸其她物料工作。在公路施工中重要用于路基工程填挖，沥青和水泥混凝土料场集料、装料等作业。由于它具备作业速度快，机动性好，操作轻便等长处，因而发展不久，成为土石方施工中重要机械之一。国产装载机型号普通用字母Z表达，第二个字母L代表轮式装载机，无L表达履带式装载机，背面数字代表额定载重量。如ZL50，代表额定载重量为50KN轮胎式装载机。但须指出，各生产厂家也有自己独特类型和表达办法。2 装载机发展状况2.1 国内装载机发展状况 国内轮式装载机是从60年代中期才发展起来。通过40年发展，国内装载机构造和性能均有了较大提高，产品技术水平有了很大提高，当前国内生产轮式装载机厂家有几十家，生产履带式和轮胎式两大系列各种形式装载机。近年来，国内装载机发展趋势可归结为如下几种方面。1.产品形成系列规格向两头延伸。2.技术不断创新，产品性能日趋完善。3.向机电液一体化、电子化方向发展。2.2 国外装载机发展状况当前，国外装载机生产厂家在其产品设计过程中广泛采用了当代设计办法，并高度应用了计算机技术和当代电子信息技术。老式设计办法是以经验总结为基本，运用力学和数学而形成经验、公式、图表、设计手册等作为设计根据，通过经验公式、近似系数或类比等办法进行设计。当代设计办法是以电子计算机为手段，运用工程设计新理论新办法，使计算机成果达到最优化，使设计过程实现高效化和自动化，重要涉及如下内容：计算机辅助设计，优化设计。可靠性设计，有限元分析，动态设计，动态仿真，并行设计，模块化设计，机、电、液一体化设计，反求工程设计，绿色设计，工业艺术造型设计，人机工程学设计，价值分析，机械系统设计等。应用当代设计办法可以适应市场激烈竞争，提高设计质量并大大缩短设计周期，提高公司竞争力。3 装载机重要技术性能参数与工作装置总体设计3.1 工作装置总体设计3.1.1 工作装置总体构造装载机工作装置是完毕装卸作业并带液压缸空间多杆机构。工作装置是构成装载机核心部件之一，其设计水平高低直接影响工作装置性能好坏，进而影装载机工作装置按构造型式分为有铲斗托架和无铲斗托架两种。有铲斗托架工作装置，这种构造型式工作装置长处是，托架、动臂、连杆及车架铰座可以构成平行四边形连杆机构，这样在转斗油缸闭锁状况下，提高动臂时，铲斗始终保持平移，铲斗内物料不易洒落。但也存在缺陷，如动臂前端装有比较重托架和转斗油缸，使得装载机载重量减小。无铲斗托架工作装置，前端没有很重托架，克服了有铲斗托架工作装置缺陷，因此当前广泛应用。因此选取无铲斗托架工作装置。 3.1.2 工作装置连杆机构构造形式与特点由装载机工作装置自由度分析可知，工作装置连杆机构均为封闭运动链单自由度平面低副运动机构，其杆件数目应为4、6、8、10、等。对装载机工作装置而言，尽管杆件数目越多越能实现复杂运动，但同步铰接点数目也随之增长，构造越复杂，就越难在动臂上进行布置。因而，事实上装载机工作装置连杆机构多为八杆如下机构。这样，按构成工作装置连杆机构构件数不同，装载机工作装置可分为三杆、四杆、五杆、六杆和八杆机构；按输入与输出杆转向不同，又可分为正转和反转机构。正转机构是指输入与输出杆转向相似；反转机构是指输入与输出杆转向相反。六杆机构工作装置是当前装载机上使用最为普及一种构造形式。对于单自由度六杆机构，只能有两个三铰构件和4个两铰构件构成， 依照转斗油缸布置位置不同，可以作为装载机工作装置六杆机构，常用有如下几种构造形式：转斗缸前置式正转六杆机构，转斗缸后置式正转六杆机构，转斗缸后置式正转六杆机构，转斗缸后置式反转六杆机构，转斗缸后置式反转六杆机构。3.1.3 工作装置总体设计由设计任务书和设计规定，对于本次ZL50装载机设计采用如下方案：在铲斗某些，采用无铲斗托架式构造；油缸布置形式为立式布置形式。同步考虑到实际工作中运用状况，它连杆机构采用是反转六杆机构。重要参数：铲斗容量： 3.0 额定载重量： 5 t4 工作装置重要构造设计4.1 铲斗设计铲斗是工作装置重要部件，装载机工作时用它直接铲掘、装载、运送和倾卸物料。铲斗直接与物料接触，是装、运、卸工具，工作时，它被推压插入料堆铲取物料，工作条件恶劣，要承受很大冲击力和激烈磨损，因而铲斗设计质量对装载机作业能力有较大影响。为了保证铲斗设计质量，一方面应当合理拟定铲斗构造及几何尺寸，以减少铲斗插入物料阻力。另一方面要保证铲斗有足够强度、刚度、耐磨性，使之具备合理使用寿命。4.1.1 铲斗构造形式铲斗形状和尺寸参数对插入阻力、铲取阻力、转斗阻力和生产率均有着很大影响。同一种铲斗有两种容积标志：一是物料装平时容积，称为平装斗容；二是物料装满堆高后容积，称为堆装斗容。机器铭牌上标称斗容普通为堆装容积。铲斗由斗底、侧壁、斗刃及后壁等某些构成。铲斗斗刃还分为带齿和不带齿两种。铲斗断面形状普通为“U”形，用钢板焊接而成。(1)斗体形状基本可以提成“浅底”和“深底”两种类型。在斗容量相似状况下，前者开口尺寸较大，斗底深度较小，即斗前壁较短，而后者正好相反。(2)切削刃形状依照装载物料不同，切削刃有直线型和非直线型。前者形式简朴，有助于铲平地面，但铲装阻力较大。后者又有V形和弧形等，由于这种刃中间突出，铲斗插入料堆时可使插入力集中作用在斗刃中间某些，因此插入阻力较小，容易插入料堆，并有助于减少偏载插入，但铲斗装满系数要比前者小。矿用轮式装载机工作条件恶劣，偏非直线形切削刃，并以V形切削刃为佳。斗刃材质是即耐磨又耐冲击中锰合金钢材料，侧切削刃和加强角板都用高强度耐磨钢材料制成。1齿尖 2齿坐 3钢销图1 双段斗齿Fig 1 Double section dipper teeth(3）斗齿可以有斗齿，也可以没有斗齿。此装载设计带了斗齿。斗齿构造分为整体式和分体式两种，普通斗齿是用高锰钢制成整体式，用螺栓固定在铲斗斗刃上，中小型装载机多采用这种形式。为便于斗齿磨损后更换和节约斗齿金属，也有使用双段斗齿，如图1所示。这种斗齿齿尖与齿坐配合面为锥面，两者配合状况良好。装配时，先置入有弹性金属橡皮，然后再从上边或从下边往方形销孔中打入钢销3即可。由于拆卸以便，齿尖一边磨损后可以翻转再使用，从而延长使用寿命。大型装载机由于作业条件差、斗齿磨损严重，故常采用这种分体式斗齿。普通中型装载机铲斗斗齿间距为250300mm左右，太大时由于切削刃将直接参加插入工作，使阻力增大，太小时，齿间易于卡住石块，也将增大工作阻力。长而窄齿要比段而宽齿插入阻力小，但太窄又容易损坏，因此齿宽以每厘米长载荷不不不大于500600kg为宜。（4）铲斗侧刃参加插入工作，为减小插入阻力，普通可将连接先后斗壁侧壁刃口设计成弧形。（5）斗底斗前壁与斗后壁用圆弧衔接，构成弧形斗底。为了使物料在斗中有较好流动性，斗底圆弧半径不适当太小，先后壁夹角不应不大于物料与钢板摩擦角2倍，以免卡住大块物料。若取物料与钢板摩擦因数f =0.4，则摩擦角22，因此张开角必要不不大于44。综上所述，针对我铲斗设计性质如下：斗体材料：低碳、耐磨、高强度钢板斗刃形状：直线形斗刃斗刃材料：耐磨又耐冲击中锰合金钢材料4.1.2 铲斗断面形状和基本参数拟定 图2 铲斗断面基本参数图Fig 2 The basic parameter diagram. Bucket section （1）铲斗断面形状，铲斗断面形状由铲斗圆弧半径r、底壁长l、后壁高h和张开角四个参数拟定，如图2所示。圆弧半径r越大，物料进入铲斗流动性越好，有助于较少物料装入斗内阻力，卸料快而干净。但r过大，斗开口大，不易装满，且铲斗外形较高，影响驾驶员观测铲斗斗刃工作状况。后壁高h是指铲斗上缘至圆弧与后壁切点间距离。底壁长l是指斗底壁直线段长度。l长则铲斗铲入料堆深度大，斗容易装满，但掘起力将由于力臂增长而减小。由实验得知，插入阻力随铲入料堆深度而急剧增长。l长同样会减小卸载高度，短则掘起力大，且由于卸料时铲斗刃口降落高度小，还可以减小动臂举升高度，缩短作业时间，但会减小斗容。对装载轻质物料为主铲斗，l可选取大些，对于装载岩石铲斗，应取小些。铲斗张开角 为铲斗后壁与底壁之间夹角，普通取45到52之间。铲斗宽度应不不大于装载机两个前轮外侧间宽度，每侧要宽出50100mm。如铲斗宽度不大于两轮外侧间宽度，则铲斗铲取物料后所行成料堆阶梯会损伤到轮胎侧壁，并增长行驶时轮胎阻力。通过以上简介，结合从现场采集来大概参数，本次设计详细参数初定如下：铲斗圆弧半径r：350mm底壁长l：700mm后壁高h：400mm张开角： 48（2）铲斗基本参数拟定。在定下了以上断面参数后，从现场参照数据得到，本设计铲斗总宽度B为2900mm，并且铲斗壁厚为30mm。设计时，把铲斗回转半径R （即铲斗与动臂铰接点至切削刃间距离），作为基本参数，铲斗其她参数作为R函数。铲斗回转半径R可按照下式计算。（m） （1）式中 铲斗平装斗容，2.5m3 铲斗内侧宽度，2.840m 铲斗斗底长度系数，=1.401.53 后壁长度系数，=1.11.2 挡板高度系数，=0.120.14 圆弧半径系数， 张开角，为4552 挡板与后壁间夹角（无挡板取0） 图3 铲斗尺寸参照Fig 3 Bucket size reference图3中各参数含义如下： 铲斗圆弧半径，m 斗底长度，是指由铲斗切削刃至斗底延长线与斗后壁延长线交点距离，m 后壁长度，是指由后壁上缘至后壁延长线与斗底延长线交点距离，m 挡板高度，m 调节参数，依照调节后各值与R之比分别计算、值，=1.5，=1.1， =0.12然后裔入式（1），即可拟定铲斗回转半径R，通过计算得出1140mm即可得出 =1.51140=1710mm =1.11140=1254mm =0.121140=136.8mm普通取铲斗侧壁切削刃相对斗底壁倾角=5060。铲斗与动臂铰接点距离斗底壁高度=（0.060.12）R。4.1.3 铲斗容量计算 由于本次设计铲斗容量是在设计任务书中体现出来，并且铲斗参数都是依照铲斗容量而定下，因此如下只简介是它算法公式。平装容量，铲斗平装容量按照式（2）计算。对于有防溢板铲斗 （m3） (2)式中 有挡板铲斗横截面面积，m2 铲斗内侧宽度，m 挡板高度，m 斗刃刃口与挡板最上部之间距离，m对于无防溢板铲斗 （m3） 式中 不装挡板铲斗横截面面积，m2 额定容量，铲斗额定容量（见图13）按照式（3）计算。对于有防溢板铲斗 （m3） （3）式中 c 物料堆积高度，m对于无防溢板铲斗 （m3） （4）4.2 工作装置连杆系统设计通过在第二章中工作装置连杆机构构造形式与特点简介，综合本次设计基本规定和设计任务，所选用构造形式为反转六杆机构构造形式。4.2.1 机构分析反转六杆工作机构由转斗机构和动臂举升机构两个某些构成。转斗机构由转斗油缸CD、摇臂CBE、连杆FE、铲斗GF、动臂GBA和机架AD六个构件构成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可把机架AD视为输入杆，把铲斗GF当作输出杆，由于AD和GF转向相反，因此叫反转六杆机构。举升机构重要由动臂举升油缸HM和动臂GBA构成。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕G点作定轴转动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将作复合运动，即一边随动臂对A点作牵连运动，同步又相对动臂绕G点作相对转动。其材料为低碳、耐磨、高强度钢。I-插入工况 II-铲装工况 III-最高位置工况IV-高位卸载工况 V-低位卸载工况图4 反转六杆机构简图Fig 4 Reverse six poles structure diagram4.2.2 尺寸参数设计由于图解法比较直观，易于掌握，故采用图解法设计，它通过在坐标图上拟定铲装工况（图4）时工作装置9个铰接点位置来实现。（1）动臂与铲斗、摇臂、机架三个铰接点G、B、A拟定1）拟定坐标系如图5所示，先选用坐标系并拟定尺寸比例1：40。2）画铲斗图，把设计好铲斗横截面外廓按比例在坐标系xOy中画出，斗尖对准坐标原点O，斗前壁与x轴呈35前倾角。此为铲斗插入料堆时位置，即插入工况。拟定动臂与铲斗铰接点G由于G点x坐标值越小，转斗掘起力就越大，因此G点接近O点是有利，但不能随意减小；而G点y坐标值增大时，铲斗在料堆中铲取面积增大，装物料多，但这样缩小了G点与连杆铲斗铰接点F距离，使得掘起力下降。图5 动臂上三铰接点设计Fig 5 Moving arm hinged on three point design综合考虑各种因素影响，依照坐标图上插入工况铲斗实际状况，在保证G点y轴坐标值yG=250350mm和x轴坐标值xG尽量小并且不与斗底干涉前提下，在指标图上人为把G点初步定下来。初定G点坐标为（1130，260）。拟定动臂与机架铰接点A以G点为圆心，使铲斗顺时针转动，至铲斗斗口与x轴平行为止，即铲装工况。把已选定轮胎外廓画在指标图上（轮胎外廓直径约为1600mm）。作图时，应使轮胎前缘与铲装工况时铲斗后壁间隙尽量小些，目是使机构紧凑、前悬小，但普通不不大于50mm；轮胎中心Zy坐标值应等于轮胎工作半径Rk 600mm 。 （5）式中 Z点y坐标值，mm 轮辋直径，mm 轮胎宽度，mm 轮胎断面高度与宽度之比（普通轮胎取1，宽面轮胎去0.83，超宽面轮胎取0.64） 轮胎变形系数（普通轮胎为0.10.16，宽面轮胎取0.050.1）依照给定最大卸载高度hx，最小卸载距离lx和和卸载角，即高位卸载工况。以点为圆心，顺时针旋转铲斗，使铲斗口与x轴平行，即得到铲斗最高举升位置图。连接并作其垂直平分线。由于G和点同在以A点为圆心，动臂长为半径圆弧上，因此A点必要在垂直平分线上。A点在平分线位置应尽量低某些，以提高整机工作稳定性，减小机器高度，改进司机视野。普通A点取在前轮右上方，与前轴心水平距离为轴距1/31/2处。最后定下A点坐标为（3230，2110）。A点位置变化，可借挪动点和轮胎中心Z点位置来进行。连杆与铲斗和摇臂两个铰接点F、E拟定由于G、B两点已被拟定，因此再拟定F点和E点事实上是为了最后拟定与铲斗相连四杆机构GFEB尺寸，如图18所示。拟定F、E两点时，既要考虑对机构运动学规定，如必要保证铲斗在各个工况时转角，又要注意动力学规定，如铲斗在铲装物料时应能输出较大掘起力，同步，还要防止前述各种机构运动被破坏现象。按双摇杆条件设计四杆机构令GF杆为最短杆，BG为最长杆，即有 GF+BG FE+BE （6）如图3-10所示，若令GF=a，FE=b，BE=c，BG=d，并将式（5）不等号两边同步除以d，整顿后得到下式，即 （7）上式各值可按式（7）选用，由G（1130，260）、B（1680，1565）点坐标得到d=1415mm （8）由式（7）选用K=0.950得到 a=0.3d=425c=0.58d=830，代入（6）得到 b=948 。图6 连杆、摇臂、转斗油缸尺寸设计Fig 6 Connecting rod，rocker，and turn fights oil cylinder size design拟定E和F点位置这两点位置拟定要综合考虑如下四点规定：E点不可与前桥相碰，并有足够最小离地高度；插入工况时，使EF杆尽量与GF杆垂直，这样可获得较大传动角和倍力系数；铲装工况时，EF杆与GF杆夹角必要不大于170，即传动角不能不大于10，以免机构运动时发生自锁；高位卸载工况时，EF杆与GF杆传动角也必要不不大于10。如图19所示，铲斗插入工况，以B点为圆心，以BE=c为半径画弧；人为初选E点，使其落在B点右下方弧线上；再分别以E点和G点为圆心，以FE=b和GF=a分别为半径画弧，得到交点，即为F。图7 连杆端部铰接点设计Fig 7 Connecting rod ends hinged point design如图所示得到了E和F点位置，由于各种工况状况不定，因此在这就不详细阐明此时状况坐标值。动臂举升油缸与动臂和车架铰接点H点及M点拟定动臂举升油缸布置应本着举臂时工作力矩大、油缸稳定性好、构件互不干扰、整机稳定性好等原则来拟定。综合考虑这些因素，因此动臂举升油缸都布置在前桥与先后车架铰接点之间狭窄空间里。4.3 工作装置静力学分析及强度校核4.3.1 静力学分析（1）外载荷拟定原则，装载机在铲斗插入料堆，铲斗要克服切削物料阻力、物料与铲斗间摩擦力和物料自身重力。这些力构成了装载机工作装置作业阻力。为了分析问题以便，假设它们作用在铲斗齿尖刃口上，并形成两个集中力：水平插入阻力和垂直掘起阻力。装载机实际作业时简化为两种极端受载状况：一是对称载荷，载荷沿切削刃均匀分布，二是偏心载荷，由于铲斗偏铲或物料不均匀性而导致物料对铲斗载荷产生不均匀分布，使载荷偏于铲斗一侧，形成偏心载荷。装载机在铲掘作业过程中，普通有如下三种受力工况：1）铲斗水平插入料堆，工作装置油缸闭锁，此时可以为铲斗斗刃只受水平插入阻力作用。2）铲斗水平插入料堆，翻转铲斗或举升动臂铲取物料时，以为铲斗斗齿只受垂直掘起阻力作用。3）铲斗边插入边收斗或边插入边举臂进行铲掘时，以为铲斗斗齿受水平插入阻力与垂直掘起阻力同步作用。如果将对称载荷和偏载状况分别与上述三种典型受力工况相组合，就可得到铲斗六种典型受力作用工况1.水平对称工况2.直对称工况3.水平垂直对称同步作用工况4水平偏载工况5垂直偏载工况6水平垂直偏载同步作用工况。（2）外载荷计算，装载机工作阻力是各种阻力合力。由于物料性质和工作机构工作方式不同，工作阻力有不同计算办法，普通工作阻力普通分别按插入阻力、掘起阻力和转斗阻力矩进行计算。1）插入阻力插入阻力就是铲斗插入料堆时，料堆对铲斗反作用力计算上述阻力比较困难，普通按照下面经验公式来拟定： （N） （9）式中 K1 物料块度与松散限度系数 K2 物料性质系数 K3 料堆高度系数 K4 铲斗形状系数，普通在1.11.8之间，取1.3 B 铲斗宽度，290cm L 铲斗一次插入深度，40cm得到： F=9.81.00.0451.101.3290401.25 =18397（N）2）掘起阻力掘起阻力就是指铲斗插入料堆一定深度后，举升动臂时物料对铲斗反作用力。掘起阻力重要是剪切阻力。铲斗开始举升时物料剪切力按下式计算 （N） （10）式中 K 开始举升铲斗时物料剪切应力，它通过实验测定，对于块度为0.10.3m松散花岗岩，剪切应力平均值取K=35000Pa B 铲斗宽度，m Lc 铲斗插入料堆深度，m得到： F=2.2350002.90.4=89320（N）3）转斗阻力矩当铲斗插入料堆一定深度后，用转斗油缸使铲斗向后翻转时，料堆对铲斗反作用力矩称为转斗阻力矩。开始铲取时（a=0）静阻力矩为 （11）式中 Fx 开始转斗时插入阻力，18397N x 铲斗回转中心与斗刃水平距离，1.13m y 铲斗回转中心与地面垂直距离，0.26m L 铲斗插入深度，0.4m得到 =1.1183970.4（1.130.250.4）+0.26 =13599 （Nm）掘起阻力矩随铲斗回转角a增大而减小。当铲斗回转a角后，其转斗阻力矩为 （12）式中 铲斗离开料堆时翻转角度 铲斗离开料堆时，由物料重力产生阻力矩，Nm转斗阻力矩计算：铲斗在料堆中转斗时，除了要克服料堆静阻力矩之外，还要克服铲斗自重和铲斗中物料所产生阻力矩。因而，开始转斗阻力矩为 （13）式中 转斗阻力矩，Nm 开始转斗静阻力矩，13599 Nm 轮式装载机额定载重量重力，49000 N 铲斗自重力，13470N 铲斗中心至回转中心B水平距离，0.5m得到 =13599+（49000+13470）0.5 =44834 （Nm） 图8 作用在转斗连杆上力拟定Fig 8 Turn on role in determination of connecting force of fight作用在转斗连杆上力：铲斗充分插入料堆后开始转斗时，作用在铲斗与铲斗连杆铰销上力 （N） （14）式中 铲斗回转中心至作用线垂直距离，0.430m得到 =44834/0.43=104265 （N）4.3.2 强度校核摇臂强度校核，在对称载荷作用下，摇臂可看作是支承在动臂B点变截面曲梁。由式24可得Fc=104265 N，取单边侧板为研究对象，得到 N （15）由，得到 （16）代入数据得到 =72116 N 弯矩 =43269 Nm （17）在对称水平载荷作用下，由内力得出内力图（图9） 图9对称载荷引起摇臂内力图 Fig 9 Load symmetry in caused to the rocker 然后对危险断面强度校核。对于危险断面1-1，在此断面上作用有弯曲应力和正应力，以其合成应力所示强度条件为 （18） （19）由式3-39得到： =0.0063 m2得到：20 000 000 Pa强度通过5 液压系统设计和计算5.1 初选系统工作压力压力选取要依照载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件装配空间，经济条件及元件供应状况等限制。详细选取可考虑表1和表2由工作规定，和系统压力规定可初步拟定，用到重要液压元件有：液压泵，液压缸，油箱 表1 按载荷选取工作压力Table 3-1 press load selection work pressure载荷/KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表2 各种机械惯用系统工作压力Table 3-2 all kinds of mechanical common system work pressure机械类型 机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运送机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032有以上数据查表可得：初步选定工作压力P = 16 MPa。5.2 液压系统原理图1.转斗液压缸 2.提臂液压缸 3.提臂液压缸换向阀 4.转斗液压缸换向阀 5.单向阀6.液压泵 7.滤油器 8.溢流阀 9.安全阀 10.油箱图10 液压系统原理图Figure 10 hydraulic system principle diagram由工作条件可拟定液压系统原理图10为：5.3 液压缸设计和计算5.3.1 转斗油缸作用力拟定以转斗油缸作用力即以此平衡条件作为计算位置。依照装载机纵向稳定条件得最大掘起阻力式中 装载机自重力； 载机重心离前轴距离；假设为轴距；即 斗刃在地面上支点至装载机前轮接地点距离；由图得铲斗在铲掘位置绕点上翻时，铲斗刃口运动方向基本上接近于垂直地面，因而可以以为转斗油缸作用力重要克服铲起阻力（见图11） 图11转斗油缸作用力分析图 Figure 11 turn fights oil cylinder force were取 取 因 其中为铲斗自重力 L1= 则 考虑到连杆机构铰点摩擦损失，则每只转斗油缸受力为式中 -转斗油缸数 -考虑连杆机构摩擦损失系数，取 则 转斗液压缸用于转斗，重复推拉摇臂完毕铲掘和卸载。 5.3.2 活塞活塞在液体压力作用下沿缸筒往复滑动，故它与缸筒配合应恰当，既不能过紧，也不能间隙过大。式中 油缸工作压力，取 =MPa 油缸机械效率，重要考虑密封处摩擦损失=，平均取0.95 =查表3，又考虑到液压缸行程为600mm左右，故选用缸径：=。依照实际工作状况，采用组合式活塞，活塞和活塞杆采用卡环型连接，密封构造采用O型密封圈和Y型密封圈。有导向环。选用35钢为活塞材料。活塞宽度普通为活塞外径0.51.0倍，取系数为0.6，则活塞宽度为：活塞外径配合采用f9，外径对内孔同轴度公差定为0.01mm，端面与轴线垂直度公差为0.02mm/100mm，外表面圆度和圆柱度不不不大于外径公差1/2。 =活塞外径配合采用f9，外径对内孔同轴度公差定为0.01mm，端面与轴线垂直度公差为0.02mm/100mm，外表面圆度和圆柱度不不不大于外径公差1/2。表3 工程液压缸技术参数Table 3 engineering technical parameters of hydraulic cylinder缸径/mm活塞杆直径/mm推力/N额定工作压力16MPa1.331.462 拉力633235450370103448024430904550631017907634070370519101407080100246300184730165880120640180901001254071503053602814902108002001001101405026603769903506602563502501251401807854005890505391003782505.3.3 活塞杆活塞杆是液压缸传递力重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力和振动冲击等各种作用力，必要有足够强度和刚度。此杆体用实心杆。考虑到杆与摇臂连接方式，故杆外端选用铰销型。查表4表4 公称压力表Table 4 nominal pressure gauge公称压力/1012.52020 1.331.46，22由于，故选用为： 、对于双作用单边活塞杆液压缸，其活塞杆直径d依照往复运动速比𝝋（即面积比）来拟定：mm按原则选用 由工程液压缸技术规格，又可得：最大行程4000mm，推力502660N，拉力376990N。 选用45钢作为活塞杆材料，调质解决，表面镀 。规定对活塞杆进行淬火，淬火深度0.8mm。并可查得35钢机械性能参数： 活塞杆要在导向套中滑动，采用H8/h7配合。圆度和圆柱度公差不不不大于直径公差1/2。安装活塞轴颈与外圆同轴度公差规定不不不大于0.01mm，为了保证活塞杆外圆与活塞外圆同轴度，以避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套卡滞现象。安装活塞轴肩端面与活塞杆轴线垂直度公差定位0.02mm/100mm，以保证活塞安装不产生倾斜。 活塞外圆粗糙度定为0.2m，以利于表面形成油膜。为了提高耐磨性和防锈性，对活塞杆表面进行镀解决，并进行抛光和磨削加工。（1）活塞杆强度计算：活塞杆在稳定工况下，只受轴向推力或拉力，可以近似地用直杆承受拉压载荷简朴强度计算公式计算： 满足条件其中 活塞杆作用力， 活塞杆直径， 材料许用应力. ， n=35，取n=3则 活塞杆螺纹和退刀槽等构造往往是活塞杆上危险截面，此处合成应力应满足 满足条件其中 活塞杆拉力， 危险截面直径，取 5.3.4 缸筒（1）流量计算,活塞运动速度为单位时间内压力油推动活塞移动距离。依照工况，速度V定为： V =0.12m/s=7.2m/min事实上，活塞在行程两端各有一种加、减速