刘志强：ZL40装载机工作装置设计
其上作用的载荷取相应工况外载荷的一半进行分析计算，即：
1Fxa?Fx?74172/2?3786(N)
21Fza?Fz?71232/2?35616(N)
22）在偏载的工况中，近似地用求简支梁的方法，求出分配于左右动臂平面内的等效力Fx和Fz；
Fxa?a?ba?bFx； Fza?Fz 式4.4 bbFxb?Fx?Fxa； Fzb?F?Fza 式4.5
由于Fxa?Fxb,Fza?Fzb,所以只求Fxa，Fza。 在工作装置中a=165mm,b=1500mm。
165?1500Fxa??74172?82331N
1500165?1500Fza??71232?79068N
1500
图4.2工作装置受力分析简图
3.认为动臂轴线与连杆、摇臂轴线处于同一平面内，则所有的作用力都通过构件（铲斗除外）断面的弯曲中心，即略去的由于安装铰座而产生的附加扭转，从而可以用轴线、折线或曲线来代替实际构件。
通过上面的分析与假设，就能将工作装置这样一个空间超静定结构简化为平面问
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2013届工程机械专业毕业设计（论文）
题进行受力分析。
工作装置的受力分析，就是根据上述工况下作用在铲斗的外力，用解析法或作图法求出对应工况下工作装置各构件的内力。典型工况6下的各构件受力最大，以工况6进行内力计算。
（a）铲斗(b)连杆(c)摇臂(d)动臂 图4.3工作装置各构件受力分析
1)如图4.3（a）取铲斗为脱离体，根据平衡原理，分析铲斗的受力： 由 ?MB?0,有Fxah1?Fzal1?0.5GblD?Fc(h2cos?1?l2sin?1)
Fh?Fzal1?0.5GblD所以 Fc?xa1
h3cos?1?l2sin?131
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51907395
567.6 ?91451（N）
?由 ?X?0， Fxa?Fccos?1?XB?0 所以 XB??(Fxa?Fccos?1) ??(66200?91451?cos14?) ??154934(N)
由 ?Z?0， Fza?Fcsin?1?ZB?0.5Gb?0 所以 ZB?Fza?Fcsin?1?0.5Gb =16359(N)
2）如图4.3（b）所示，取连扦为分离体，根据平衡原理，作用于连杆两端的力大小相等，方向相反，即：
FD?FC 由图示受力分析可知，连杆此时受拉。
3)如图4.3（c）所示，取摇臂为分离体，根据平衡原理，进行受力分析：
s2?l4sin?2)?FF(h4co?s3?l3sin?3) ?ME?0 FD(h3co?hco?s2?l4sin?2 所以 FF?PD3
h4co?s3?l3sin?3445.26 ?91451?
420.4 ?9685(N) 9s3?FDco?s2?0 ?X?0 XE?PFco?s3?FDco?s2 所以 XE?FFco? ?91451?cos14??9685?9co8s? ?1846(N) 5?3?FDsin?2?0 ?Z?0 ?ZE?FFsin?3?FDsin?2 所以 ZE?FFsin ?96859?sin8??91451?sin14? ??8644(N)
4）如图4.3（d）所示，取动臂为分离体，根据平衡原理，分析动臂的受力。 由?MA?0, FH(h6cos?4?l5sin?4)?XEh5?ZEl6?XBh7?ZBl7?0
Xh?ZBl7?XEh5?ZEl6 所以 FH?B7
h6cos?4?l5sin?418465?311?8644?1265?154934?1665?16359?1065 ?
262?cos55??311?sin55?32
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?280579490
405 ?692789(N)
由 ?X?0, XA?FHcos?4?XE?XB?0 所以 XA?FHco?s4?XE?XB
?692789?cos55??18465?154934 ?260898(N)
?Z?0, ZA?ZE?ZB?FHsin?4?0
所以 ZA??(ZE?ZB?FHsin?4)
??(?8644?16359?692789sin55?)
??542496(N)
4.5 工作装置强度校核
根据典型工况受力分析所求出的作用力，即可按强度理论对工作装置主要构件进行强度校核。 4.5.1 动臂
动臂可看成是支撑在车架A点和动臂油缸上铰点H点的双支点悬梁臂，其危险断面在H点附近：
MN??[?](MPa) 式4.6 WA?max?式中： A——计算断面的截面积,mm2；
M——计算断面的弯矩，N?mm；
N——计算断面的轴向力，N；
W——计算断面的抗弯断面模数，mm3。
QSzmax?max??[?](MPa) 式4.7
Jzb3Q如果计算断面为矩形则有：?max?(MPa)
2A式中： Q——计算断面的剪力，N；
Szmax——计算断面中性轴Z处的静矩，mm3； Jz——计算断面对中性轴Z的惯性矩，mm4； B——计算断面的宽度，mm。
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图4.4动臂强度计算简图
对于H点的M?M断面：
M?XBl1?ZBl3?XEl4?ZEl2(N·mm) 式4.8
??154934?1603?16359?589?18465?49?8644?446 =-2.6?108
N?(XB?XE)cos?1?(ZE?ZB)cos?2(N) 式4.9
=1.1?105
Q?(XB?XE)sin?1?(ZE?ZB)sin?2(N) 式4.10
=9.6?104
bh2W??1.6?106
6计算出?max?166MPa?[?]??2?300MPa
?max?60MPa?[?]?240MPa
4.5.2 铰销
其危险断面在支座G点附近，装载机工作装置铰销的一般结构形式及受力情况，如图所示。在铰销轴套的端部增加一个密封圈，密封圈可以防止润滑剂泄漏及尘土进入，因此可以延长轴销和轴套的使用寿命及减小定期润滑次数，使日常维修工作所消耗的时间及费用减小。
目前国内外对工程机械工作装置铰销的强度计算都采用下面的计算公式： 销轴的弯曲应力?w：
Fl ?w?12?[?]（MPa） 式4.11
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