裝載機畢業(yè)設計2

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　前言......................................1</p><p>　　設計任務..................................3</p><p>　　第一章....................................

2、</p><p>　　1.1 工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)的方案選擇··············4</p><p>　　1.2 工作機構(gòu)的工作原理··········

3、··········9</p><p>　　第二章....................................</p><p>　　2.1鏟斗結(jié)構(gòu)形式的選擇··········&#

4、183;···········10</p><p>　　2.2 切削刃的形狀···················&

5、#183;········11</p><p>　　2.3鏟斗尺寸的確定······················

6、····11</p><p>　　第三章....................................</p><p>　　3.1 工作機構(gòu)各鉸接點位置的確定···············&#

7、183;12</p><p>　　3.2 連桿工作機構(gòu)受力分析計算················13</p><p>　　第四章....................................</p><

8、;p>　　4.1 動臂的設計·····························18</p><p>　　4.2

9、搖臂的強度計算··························21</p><p>　　4.3 連桿強度設計···

10、3;························23</p><p>　　4.4 銷軸的計算······

11、3;·······················24</p><p>　　4.5 油缸的外形尺寸設計·······

12、···············25</p><p>　　總結(jié)......................................27</p><p>　　參考資料..................................28

13、</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　隨著現(xiàn)代社會的不斷發(fā)展，作為現(xiàn)代化基礎建設主要工具和手段的工程機械扮演著重要的角色。工程機械設備是集機、電、液一體化和信息、激光等高新技術以及審美藝術于一身的現(xiàn)代機電產(chǎn)品，并且正在向著自動化、遠距離控制和智能化等方向發(fā) 展。裝載機作為現(xiàn)代工程機械很重要的一種設備也是如此。裝載機主要用于鏟裝土壤、 沙石、煤

14、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。</p><p>　　在我國，裝載機經(jīng)歷了 50～60 年的發(fā)展后，到 20 世紀 90 年代中末期國外輪式 裝載機技術已達到相當高的水平。基于液壓技術、微電子技術和信息技術的各種

15、智能 系統(tǒng)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(chǎn)經(jīng)營和維修服務等 各個方面，使國外輪式轉(zhuǎn)載機在原來的基礎上更加“精致”，其自動化程度也得以提 高，從而進一步提高了生產(chǎn)效率，改善了司機的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒性， 降低了噪聲、振動和排污量，保護了自然環(huán)境，最大限度地簡化維修、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的水平。為了滿足鏟掘 能力和快速裝卸兩方面的要求，裝載機工作裝置采用多級液壓系

16、統(tǒng)，工作裝置已不再采用單一的z 形連桿機構(gòu)，不斷研制出集液壓、微電子及信息技術于一體的智能系統(tǒng)，并廣泛應用于輪式裝載機的產(chǎn)品設計之中。國外輪式裝載機在其未來技術發(fā)展中將廣泛應用微電子技術與信息技術，完善計算機輔助駕駛系統(tǒng)、信息管理系統(tǒng)及故障診斷 系統(tǒng)；采用單一吸聲材料、噪聲抑制方法等消除或降低機器噪聲；通過不斷改進電噴 裝置，進一步降低柴油發(fā)動機的尾氣排放量；研制無污染、經(jīng)濟型、環(huán)保型的動力裝 置；</p><p&g

17、t;　　我國輪式裝載機行業(yè)起步較晚，制造技術是陸續(xù)從美國、德國和日本等國家引進 的。目前，我國輪式盡管國產(chǎn)輪式裝載機的技術發(fā)展水平與西方發(fā)達國家存在著一定的差距，但也應該考慮到歷史和國情的原因。目前國產(chǎn)輪式裝載機亦正在從低水平、低質(zhì)量、低價位、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中價位、經(jīng)濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家也不斷進行技術投入，采用不同的技術路線，在關鍵部件及系統(tǒng)上技術創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設計雷同，無自己特色和優(yōu)勢是

18、現(xiàn)狀，正在從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)的領先者。大型和小型輪式 裝載機，在近幾年的發(fā)展過程</p><p>　　中，受到客觀條件及市場總需求量限制。競爭最為激 烈的中型裝載機更新速度越來越快；優(yōu)化各項性能指標，強化結(jié)構(gòu)件的強度及剛度，以使整機可靠性得到提高；優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高系統(tǒng)性能；利用電子技術及負荷傳感技術來實現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝 載機作業(yè)成

19、本；提高安全性、舒適性；降低噪聲和排放，強化環(huán)保指標；廣泛利用新 材料、工藝、新技術，特別是機、電、液一體化技術，提高產(chǎn)品的壽命和可靠性；最大限度地簡化維修，盡量減少保養(yǎng)次數(shù)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(tǒng)，提供排除問題的方法。</p><p>　　本設計在編寫過程中力求準確無誤，運用嚴謹?shù)目茖W的方法，但由于時間緊迫，且自己水平有限，設計中難免有不妥之處，還望各位老師

20、予以批評指正。</p><p>　　1-鏟斗；2-搖臂；3-動臂；4-轉(zhuǎn)斗油缸；5-前車架；6-動臂油缸；7-駕駛室；8-變矩器；</p><p>　　9-發(fā)動機；10-水箱；11-配重；12-后橋；13-后車架；14-變速箱；15-前橋；16-連桿</p><p>　　圖1.輪式裝載機組成</p><p><b>　　設計任務&l

21、t;/b></p><p>　　本次設計主要是針對ZL250輪胎式裝載機的工作機構(gòu)和鏟斗，工作機構(gòu)采用正轉(zhuǎn)六連桿機構(gòu) ，工作機構(gòu)的設計內(nèi)容：</p><p>　　1.工作機構(gòu)各鉸點的位置及銷軸。</p><p>　　2.鏟斗，大臂，斗桿，連桿，力學計算及結(jié)構(gòu)設計。</p><p>　　3.要求完成的文字資料及圖紙。</p>

22、<p>　　4.設計計算說明書一份。</p><p>　　5.工作機構(gòu)總裝圖一張。</p><p>　　6.鏟斗組裝圖一張。</p><p>　　第一章 工作機構(gòu)的選擇 </p><p>　　工作機構(gòu)是輪胎式裝載機上直接實現(xiàn)鏟裝物料的裝置，它的結(jié)構(gòu)和性能都顯著的影響整機的工作尺寸，性能參數(shù)，發(fā)動機功率及生產(chǎn)率等。因此它的設計

23、是輪胎裝載機的設計中十分重要的組成部分。</p><p>　　我設計的工作機構(gòu)（正轉(zhuǎn)六連桿）的基本結(jié)構(gòu)如圖2所示：</p><p><b>　　圖2</b></p><p>　　1.1工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)的方案選擇。 </p><p>　　綜合國內(nèi)外輪式裝載機的工作裝置形式，主要有 7 種類型的連桿機構(gòu)。按工作機 構(gòu)的構(gòu)件數(shù)不

24、同，可分為三桿，四桿，五桿，六桿和八桿連桿機構(gòu)。按輸入桿和輸出 桿的轉(zhuǎn)向是否相同又分為正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)連桿機構(gòu)。</p><p><b>　　正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu) </b></p><p>　　正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu),如圖1-1此機構(gòu)在轉(zhuǎn)斗油缸大腔進油時轉(zhuǎn)斗鏟取，所以掘起力較 大；各構(gòu)件尺寸配置合理時，鏟斗具有較好的舉升平動性能；連桿系統(tǒng)傳動比較大， 鏟斗能獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸

25、載干凈，速度快；正轉(zhuǎn)八桿機構(gòu)的主要缺點是機構(gòu)復雜，不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。</p><p><b>　　圖1-1</b></p><p>　　2.轉(zhuǎn)斗油缸前置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)</p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸前置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)，如圖1-2其優(yōu)點是轉(zhuǎn)斗缸直接與搖臂相連接， 該工作機構(gòu)由兩個平行四桿機構(gòu)組成，鏟斗平移性較好。結(jié)構(gòu)簡單，司機視野較好。 缺點是

26、轉(zhuǎn)斗時油缸小腔進油，鏟掘力相對較?。贿B桿機構(gòu)傳力比小，使得轉(zhuǎn)斗缸活塞 行程較大，轉(zhuǎn)斗缸加長；由于轉(zhuǎn)斗缸前置，使得工作裝置的整體重心外移，增大了工 作裝置的前懸量，影響整機的穩(wěn)定性和行駛時的平穩(wěn)性；鏟斗不易實現(xiàn)自動放平。</p><p><b>　　圖1-2</b></p><p>　　3.轉(zhuǎn)斗油缸后置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)</p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸

27、后置式正轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)，如圖1-3此種機構(gòu)與轉(zhuǎn)斗缸前置相比，機構(gòu) 前懸較小，傳動比較大，活塞行程較短；有可能將動臂、轉(zhuǎn)斗缸、搖臂和連桿機構(gòu)的中心線</p><p>　　設計在同一平面內(nèi)，從而簡化了結(jié)構(gòu)，改善了動臂和鉸銷的受力狀態(tài)。缺點是： 轉(zhuǎn)斗缸與車架的鉸接點位置較高，影響了司機的視野；轉(zhuǎn)斗時油缸小腔進油，掘起力 相對較小。</p><p><b>　　圖1-3</b>&

28、lt;/p><p>　　4.轉(zhuǎn)斗油缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)</p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸后置式反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)，如圖1-4這種機構(gòu)有如下優(yōu)點：轉(zhuǎn)斗油缸大腔進 油時轉(zhuǎn)斗，并且連桿系統(tǒng)的倍力系數(shù)能設計成較大值，所以獲得較大的掘起力；恰當 地選擇各構(gòu)件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以實現(xiàn)鏟斗的自動放平； 結(jié)構(gòu)緊湊，前懸小，司機視野好。缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄空 間，容易發(fā)生構(gòu)件

29、相互干涉。</p><p><b>　　圖1-4</b></p><p><b>　　5.正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)</b></p><p>　　正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)如圖1-5該機構(gòu)結(jié)構(gòu)最為簡單，易于設計成鏟斗舉升平動；前 懸較小。缺點是鏟掘轉(zhuǎn)斗時油缸小腔作用，輸出力較??；連桿機構(gòu)的傳力比難以設計 成較大值，所以鏟掘力相對較?。晦D(zhuǎn)斗缸行程較大，

30、油缸結(jié)構(gòu)較長；鏟斗卸載時，活 塞桿易與鏟斗底部相碰，減小了卸載角； 機構(gòu)不易實現(xiàn)鏟斗自動放平。 </p><p><b>　　圖1-5</b></p><p><b>　　6.正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu) </b></p><p>　　正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)圖1-6為克服

31、正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)卸載時活塞桿易于斗底相碰的缺點，在活塞桿與鏟斗之間增加一根短連桿，從而使正轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)變成正轉(zhuǎn)五桿機構(gòu)。其缺點正如正轉(zhuǎn)四桿機。</p><p><b>　　圖1-6</b></p><p>　　7.動臂可伸縮式三桿機構(gòu)</p><p>　　這種機構(gòu)的插入工況是靠動筆伸出實現(xiàn)的，它解決了靠機器行走插入易使輪胎 磨損嚴重的問題；卸載時可伸

32、出動臂，以獲得較大的卸載高度和卸載距離；而運輸工 況可縮回動臂，以減小前懸。缺點是既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗自動放平， 結(jié)構(gòu)也比較復雜。</p><p>　　綜上分析，反轉(zhuǎn)六桿工作機構(gòu)優(yōu)點較多，能比較理想的滿足鏟、裝、卸作業(yè)要求，所以它得到了廣泛運用。但在本次設計中出于老師的要求，將采用正轉(zhuǎn)六連桿機構(gòu)。</p><p>　　1.2 工作機構(gòu)的工作原理</p><

33、p>　　輪胎式裝載機是一種裝運作業(yè)聯(lián)合一體的自行式機械。它的工作過程由五種工作狀態(tài)和工況組成：</p><p><b>　　1.空斗運行狀態(tài)</b></p><p>　　裝載機為鏟取貨物，需空斗駛向料堆，在卸貨后后退。落斗并駛向料堆。</p><p>　　在空斗狀態(tài)運行時，鏟斗取運輸位置，使鏟斗地面與前輪的公切線和地面成15度角</

34、p><p>　　運行，以保持必要的離地間隙。</p><p>　　在此工況下，動臂舉升油缸。轉(zhuǎn)斗油缸都不動作。</p><p><b>　　2.鏟取插入狀況</b></p><p>　　當裝載機空斗駛向料堆前1-1.5m處時，換入低檔，同時動臂油缸動作，使動臂下放，鏟斗斗底面貼地，斗尖觸地，鏟斗前臂對地面呈3-5度的前傾角，

35、鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。</p><p>　　在鏟取貨物的時候，一般采取兩種方法，即一次切入鏟裝法和復合鏟裝法。前者是鏟斗一次切入達到一定深轉(zhuǎn)，再通過舉升油缸動作完成鏟取作業(yè)；而后者是利用多次切入邊上轉(zhuǎn)鏟斗的復合動作完成鏟裝物料。因復合鏟裝法能縮短作業(yè)循環(huán)時間約10%,故廣泛采用。</p><p>　　轉(zhuǎn)動鏟斗應使鏟斗口翻轉(zhuǎn)至接近水平位置。</p><p>&

36、lt;b>　　3.鏟斗提升狀態(tài)</b></p><p>　　完成鏟取作業(yè)后，為保證裝載機移動和不使物料灑落，鏟斗應提高到某一高度，一般是運輸位置。</p><p><b>　　4.滿斗運行狀態(tài)</b></p><p>　　裝載機完成上述動作后，后退一定距離，駛向卸載點。</p><p><b>

37、;　　5.卸載狀態(tài)</b></p><p>　　在卸載點，舉升動臂使鏟斗到卸載位置，翻轉(zhuǎn)鏟斗，向運輸車輛火料倉卸載，卸載完后使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。</p><p>　　第二章 鏟斗設計</p><p>　　鏟斗是工作裝置的重要部件，裝載機工作時用它直接鏟掘，裝載運輸和晴卸物料。鏟斗的機構(gòu)形狀及尺寸參數(shù)對插入阻力，掘起阻力及生產(chǎn)率有著很大的影響，所以

38、鏟斗設計就是根據(jù)裝載機的主要用途和作業(yè)條件從減小插入阻力，掘起阻力及提高生產(chǎn)率出發(fā)，合理的設計選擇鏟斗的結(jié)構(gòu)形狀，正確確定鏟斗尺寸參數(shù)。</p><p><b>　　鏟斗設計要求：</b></p><p>　　1）插入及掘起阻力小，作業(yè)效率高。 2）鏟斗工作條件惡劣，時常承受很大的沖擊載荷及劇烈的磨削，要求鏟斗具有足夠的強度和剛度及耐磨性。</p>

39、<p>　　3）根據(jù)所鏟物料的種類及重度的不同，設計不同結(jié)構(gòu)形式及不同斗容的鏟斗。</p><p>　　2.1鏟斗結(jié)構(gòu)形式的選擇</p><p>　　裝載機根據(jù)鏟掘物料的種類的種類不同，其鏟斗結(jié)構(gòu)形式也不一樣。具體如下圖所示：</p><p><b>　　圖3</b></p><p>　　后壁 h 是指鏟斗

40、上緣至圓弧與后壁切點間的距離。底壁長是指斗底壁的直線段長度。l 長則鏟斗鏟入料堆深度大，斗易裝滿．但掘起力將由于力臂的增加而減小，插入的阻力也將隨鏟斗鏟入料堆的深度而急劇增 </p><p>　　加。 長亦會減小卸載高度, 短則掘起力大，且由于卸料時鏟斗刃口降落的高度小， 還可減小動臂舉升高度，縮短作業(yè)時問，但這會減小斗容。根據(jù)任務書要求以及老師建議，可選擇大些。</p><p>　　鏟斗

41、張開角 γ 為鏟斗后壁與底壁間的夾角，一般取 450～520。適當減小張開 角并使斗底壁對地面有一定斜度，可減小插入料堆時的阻力，提高鏟斗的裝滿程度。</p><p>　　鏟斗的寬度應大于裝載機兩前輪外側(cè)間的寬度，每側(cè)要寬出 50～l00mm。如鏟斗 寬度小于兩輪外側(cè)間的寬度，則鏟斗鏟取物料后所形成的料堆階梯會損傷輪胎側(cè)壁， 并增加行駛時輪胎的阻力。</p><p>　　2.2 切削刃的形

42、狀</p><p>　　根據(jù)裝載物料的不同，切削刃有直線型和非直線型。前者形式簡單，有利于鏟平地面，但鏟裝阻力大。后者有 V 形和弧形等， 插入阻力較小，容易插入物料，并有利于減少偏載插入，但鏟裝系數(shù)小。</p><p>　　根據(jù)設計任務書要求，此工作裝置需進行鏟平工作，且工作條件相對良好，所以 選用直線型切削刃。斗刃材質(zhì)采用既耐磨又耐沖擊的中錳合金鋼材料．側(cè)削刃和加強 角板都用高強度耐磨

43、鋼材料制成</p><p>　　鏟斗的結(jié)構(gòu)形式簡圖。</p><p><b>　　圖4</b></p><p>　　2.3鏟斗尺寸的確定</p><p><b>　　1.鏟斗尺寸的確定</b></p><p>　　B=LL+bL+(100—200）</p>&l

44、t;p>　　bL......輪胎寬度。</p><p>　　參考有關機型，取LL=4500 mm</p><p>　　Bl=1876 mm</p><p>　　則B=LL+bL+200=6576 mm</p><p><b>　　2.鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑</b></p><p>　　3.鏟斗截面各

45、邊尺寸計算</p><p>　　斗底長度：Lg=Rλg=16031.45=2324.35mm， </p><p>　　斗后壁長度：Lz=Rλz=1603×1.15=1843.45mm， </p><p>　　擋板高度：Lk=Rλk=1603×0.13=208.39mm</p><p>　　斗底圓弧半徑：r=Rλr=16

46、03×0.4=641.2m</p><p>　　4.鏟斗容量計算與誤差判斷</p><p>　　鏟斗容量是裝載機的總體參數(shù)之一，鏟斗的斗容量已經(jīng)系列化，其計算也以標準化。</p><p>　　通過AUTOCAD2007建立面域的方法求的Vr=12.43m³</p><p>　　經(jīng)計算誤差==0.56% , 在誤差范圍內(nèi)&l

47、t;/p><p>　　第三章工作機構(gòu)連桿系統(tǒng)設計</p><p>　　3.1 工作機構(gòu)各鉸接點位置的確定</p><p>　　工作機構(gòu)各鉸接點的坐標值，最終必須使設計滿足對工作機構(gòu)設計所提供的各種要求。在運動學方面，必須滿足鏟斗舉升平動，最大卸載高度，最小卸載距離和各個位置卸載角等要求。在動力學方面，主要是滿足挖掘力。舉升力，生產(chǎn)率的要求前提下，使轉(zhuǎn)斗油缸和舉升油缸所需

48、輸出力及功率盡量減少。</p><p>　　目前，連桿系統(tǒng)尺寸參數(shù)的設計主要有兩種方式，一種是圖解法，一種是解析法。由于圖解法比較直觀，故本次設計采用圖解法。</p><p>　　圖解法是在初步確定了最大卸載高度、最小卸載距離、卸載角、輪胎尺寸和鏟斗 </p><p>　　幾何尺寸等整機主要參數(shù)后進行的，通過在坐標圖上確定工況Ⅱ時工作機構(gòu)的 9 個鉸 </p&

49、gt;<p>　　接點的位置來實現(xiàn)。 </p><p>　　1.動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點 G、B、A 的確定 </p><p>　　1)確定坐標系，畫鏟斗圖 </p><p>　　如圖 3-1所示，選取直角坐標系 xOy，并選定長度比例尺 把已設計好的鏟斗橫截面圖畫在坐標系里，斗尖對準坐標原點 O，斗前壁與 x 軸呈4度前傾角，此為鏟

50、斗插入</p><p>　　料堆時的位置，即工況Ⅰ。</p><p><b>　　圖3-1</b></p><p>　　2）確定動臂與鏟斗的鉸接點 G</p><p>　　由于 G 點的 x 坐標值越小，轉(zhuǎn)斗崛起力就越大，所以 G 近 O 點是有利的，但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減?。欢?G 點的 y 坐標值

51、增大時，鏟斗在 料堆中的鏟取面積增</p><p>　　大，裝的物料多，但縮小了 G 點與連桿鏟斗鉸接點 F 的距離，使 崛起力下降。</p><p>　　綜合考慮各種因素的影響，設計時，一般根據(jù)坐標圖上工況Ⅰ時的鏟斗實際情況， 在保證 G 點 y 軸的坐標值 yG=250～350mm 和 x 軸坐標值盡可能小的而且不與斗底干涉 的前提下，我取 G 點的坐標為(1807.28,300)。&

52、lt;/p><p>　　3)確定動臂與機架的鉸接點 A 以 G 點為圓心，使鏟斗順時針轉(zhuǎn)動，至鏟斗斗口 0’0’ 與 x 軸平行為止，即工況Ⅱ</p><p>　　2.把已選定的輪胎外廓畫在坐標圖上。應使輪胎前緣與工況Ⅱ時的鏟斗后壁的間 隙盡量小些。輪胎中心 Z 的坐標值應等于輪胎的工作半徑 Rk。</p><p>　　A 點在垂直平分線的位置應盡量低些，一般取在前輪

53、右上方，與前軸心水平距離 為軸距的 1/3～1/2 處。因此，我取 A 點坐標為(7542.43，3837.78)。</p><p>　　3.確定動臂與搖臂的鉸接點 B</p><p>　　B點的位置是一個十分關鍵的參數(shù)，它對連桿機構(gòu)的傳動比、倍力系數(shù)、連桿 機構(gòu)的布置以及轉(zhuǎn)斗油缸的長度都有很大影響。根據(jù)分析與經(jīng)驗，一般取 B 點在 AG 連線的上方，過 A 點的水平線下方，并在 AG 的

54、垂直平分線上，并在 AG 的垂直平分線 上左側(cè)靠近工況Ⅱ時的鏟斗處。相對于前輪胎，B 點在其外廓的左上部。通過作圖， 設計出 B 點坐標為(2808.73,798.21)。</p><p>　　4.連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點 F、E 的確定</p><p>　　因為 G、B 兩點已被確定，所以在確定 F 點和 E 點實際上是為了最終確定與鏟斗 相連的四桿機構(gòu) GFEB 的尺寸。</

55、p><p>　　確定 F、C 兩點時，既要考慮對機構(gòu)的要求，又要注意動力學的要求，同時，還 要防止前述各種機構(gòu)被破壞的現(xiàn)象。</p><p>　　1）按雙搖桿條件設計四桿機構(gòu)</p><p>　　令 BG為最短桿，BC 桿為最長桿，即必有</p><p>　　GF+FC>GB+BC(4-10)</p><p>　　

56、如圖 4-21 所示，若令，F(xiàn)C=c,GF=b,BC=d,BG=a,并將式(4-10)不等號兩邊同時除 以 d，經(jīng)整理上式得下式，即 </p><p>　　K=b/a+c/d-a/d＜1 （4-11）</p><p>　　其中 a 值由 BG 確定，即 a=1069.32mm。</p><p>　

57、　初步設計時，(4-11)式中各值可按式(4-12)中選取。</p><p>　　K=0.950～0.995</p><p>　　d=(1.1~01.2)a(4-12)</p><p>　　c=(1.0～0.8)a</p><p>　　所以得 K=0.970，BC=1280.6mm，F(xiàn)C=1321.45mm,GF=985.73mm。<

58、/p><p>　　2）確定 E 點和 F 點的位置</p><p>　　這兩點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：1.E 點不可與前橋相碰，并且有足夠的最小離地高度；2.插入工況時，使 EF 桿盡量與 GF 桿垂直，這樣可獲得較大的傳動比角和倍力系數(shù)；3.鏟裝工況時，EF 與 GF 桿的夾角必須小于 170度，即傳動角不能小于 10度，以免機構(gòu)運動</p><p>　　時

59、發(fā)生自鎖;4.高位卸載工況時， EF 桿與 GF 桿的傳動角也必須大于 10度。具體做法如下： </p><p>　　如圖 4-22 所示，鏟斗取工況Ⅰ。分別以 B 點和 G 點為圓心，以 c 和分別為半徑 畫弧，其 </p><p>　　點為 E；再分別以 G 點和 E 點為圓心，a 和 b 半徑畫弧，則其交點必為 F。</p><p>　　作圖所得，在鏟裝工

60、況下，即工況Ⅰ下，E 點坐標為(2535，833),F 點坐標為 (1337,903)。</p><p>　　為了防治機構(gòu)出現(xiàn)“死點”，“自鎖”或“撕裂”現(xiàn)象，設計時應滿足下列不等式。</p><p>　　工況Ⅱ時： GF+FE>GE (4-13)</p><p>　　工況Ⅳ時：

61、FE+BE>FB (4-14)</p><p>　　檢驗 E 與 F 點位置設計：</p><p>　　1 工況Ⅱ時，GF=654mm，F(xiàn)E=1200mm，GE=1851mm，因此滿足 GF+FE>GE。</p><p>　　2 工況Ⅳ時，F(xiàn)E=1200mm，BE=982mm，F(xiàn)B=2175mm

62、，因此滿足 FE+BE>FB。</p><p>　　綜上所得，E 點與 F 點設計位置滿足要求。</p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸與搖臂和機架的鉸接點 C 和 D 的確定</p><p>　　在圖3-1中，如果確定了 C 點和 D 點，就最后確定了與機架連接的四桿機構(gòu) BCDA 的尺寸。C 點和 D 點的布置直接影響到鏟斗舉升平動和自動放平性能，對掘起力和動 臂舉

63、升阻力的影響都較大。</p><p><b>　　a.確定 C 點</b></p><p>　　從力的傳遞出發(fā)，顯然使搖臂 BC 長一些有利，那樣可以增大轉(zhuǎn)斗油缸作用力臂， 使掘起力相應增大。但加長 BC 段，必將減小鏟斗和搖臂的轉(zhuǎn)角比，造成鏟斗轉(zhuǎn)角難 以滿足各個工況的要求，并且使轉(zhuǎn)斗油缸行程過長。初步設計時，一般取</p><p>　　BC≈

64、(0.7～1.0)BE（4-15）</p><p>　　因此，取 BC=O.8BE=785mm。C點一般取在B點左上方，BC 與 BE 夾角(即搖桿折 角)，可取∠CBE=165º，C點運動不與鏟斗干擾，其高度不影響司機視野。</p><p><b>　　b.確定 D 點</b></p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸與機架的鉸接點 D，是根

65、據(jù)鏟斗由工況Ⅱ舉升到工況Ⅲ過程為平動和由 工況Ⅳ下降到工況Ⅰ能自動放平這兩大要求來確定的。</p><p>　　如圖 3-1所示，當鉸接點 G、F(即 F2)、E(即 E2)、B、C、(即 C2)被確定后，則鏟斗分別在工</p><p>　　況Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ時的 C 點的位置 C1、C2、C3、C4 也就唯一的被確定 下來。因為鏟斗由工況Ⅱ舉升到工況Ⅲ或由工況Ⅳ下放到工況Ⅰ的運動過程中，

66、轉(zhuǎn)斗油缸的長度分別保持不變，所以 D 點必為 C2 點和 C3 點連線的垂直平分線與點 C1 和C4 點連線的垂</p><p>　　直平分線的交點。研究證明，D 點設計在 A 點的左下方較好。D 的固定坐標為(3674,1711)。</p><p>　　4)動臂舉升油缸與動臂和車架鉸接點 H 點及 M 點的確定</p><p>　　動臂舉升油缸的布置應本著舉臂時工

67、作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構(gòu)件互不干擾、 整機穩(wěn)定性好等原則來確定。綜合考慮這些因素，一般動臂舉升油缸都布置在前橋與 前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。</p><p>　　一般動臂舉升油缸與動臂的鉸接點H選定在AG連線附近或上方并取AH ≥ AG/3。因此，取工況Ⅰ時的 H 坐標為(5121.51,2058.65),AH=2000mm。</p><p>　　考慮到聯(lián)合鏟裝工況(邊插入邊舉臂

68、)的需要，在滿足動臂舉升油缸與車架鉸接點 M 最小離地高度要求的前提下，令工況Ⅰ時 AH 與 MH 趨于垂直。這樣可以使鏟斗 開始從料堆中提升時阻力距最大，獲得較大的初始工作力矩。</p><p>　　M 點往前橋方向靠近是比較有利的。這樣做，可使動臂舉升油缸在動臂整個舉 升過程中，舉升工作力臂大小的變化往往較小，即工作力矩變化不大，避免鏟斗舉升 最高位置時的舉升力不足，因此此時工作力臂往往較小或最小。</

69、p><p>　　綜上所述，我取 M 點在 A 點正下方 3389.85mm 處。</p><p>　　經(jīng)過上述的各步作圖，整個工作裝置連桿機構(gòu)的尺寸參數(shù)設計完畢。為了進一步 檢驗鏟斗的平動質(zhì)量，在工況Ⅱ、Ⅲ之間選擇 2 個位置進行檢驗鏟斗的轉(zhuǎn)角，所得結(jié) 果鏟斗轉(zhuǎn)較差小于 10度，則證明設計合理。</p><p>　　3.2 連桿工作機構(gòu)受力分析計算</p>

70、<p>　　對零部件進行強度計算，應根據(jù)工作機構(gòu)受力最大最危險工況時的外載荷，對工作機構(gòu)進行受力分析和強度校核計算。</p><p>　　在實際裝載作業(yè)中，鏟斗做聯(lián)合鏟裝時，當鏟斗插入料堆最大深度要轉(zhuǎn)斗時，插入阻力和鏟取阻力同時純在，各桿件受力狀況最惡劣，所以取此工況下的工作機構(gòu)進行強度校核和計算。</p><p>　　在計算時有如下假設；</p><p&g

71、t;　　1）一側(cè)動臂，搖桿,連桿，油缸在同一平面內(nèi)，各鉸點為免扭結(jié)構(gòu)。</p><p>　　2）油缸同步，鉸點反力相等。</p><p>　　3）動載，偏載，隱患，在理論力上計算不好解決，用安全系數(shù)來考慮。n=1.8-2.3</p><p>　　4）課忽略機構(gòu)桿件的自重，但鏟斗的自重要記入。</p><p><b>　　1.插入阻力

72、的計算</b></p><p>　　插入阻力：當鏟斗插入料堆時，物料給予鏟斗的阻力。當LIN=時</p><p>　　時，插入阻力增長很快。</p><p>　　插入阻力的計算公式如下：</p><p>　　FIN=K.B.LINn （KG)</p><p>　　式中：B.....

73、..鏟斗刃的寬度。（cm)</p><p>　　Lin......鏟斗一次插入深度（cm）</p><p>　　K.........阻力計算系數(shù)，與物料塊度。松散度，性質(zhì)，狀態(tài)，鏟斗形狀有關。</p><p>　　K=K1.K2.K3.K4</p><p>　　K1.........塊度和松散度影響系數(shù)，具體數(shù)值有下表 塊度（mm） &l

74、t;100 100-200 200-300 300-400 400-500K1 0.45-0.5 0.75 1.0 1.10 1.30</p><p>　　K2..........物料系數(shù)影響系數(shù)，主要是容重的影響。具體數(shù)值見下表。</p><p>　　礦巖種類 容重r（t/m3)

75、 K2</p><p>　　磁鐵礦石 4.2-4.5 0.20</p><p>　　鐵礦石 3.2-3.8 0.17</p><p>　　細?；◢弾r 2.75-2.80 0.14</

76、p><p>　　石灰?guī)r 2.65 0.10</p><p>　　砂礫 2.30-2.35 0.10</p><p>　　煤 1.2-1.3 0.04-0.045</p>&l

77、t;p>　　泥巖層 2.40-2.5</p><p>　　初次設計時取K2=0.1-0.2</p><p>　　K3...........物料堆高影響系數(shù)</p><p>　　巖堆高度（m） 0.4 0.6 0.8 1.2 1.4 >1.4</p><p>　　K3

78、 0.55 0.8 1.0 1.1 1.15 1.20</p><p>　　C初選時取K3=0.8-1.2</p><p>　　K4...........鏟斗形狀影響系數(shù)。</p><p>　　大型寬斗 1.1-1.3</p><p>　　小型寬斗 1.4-1.8</p

79、><p>　　本次設計采用大型寬斗。</p><p><b>　　綜上：</b></p><p>　　FIN=K.B.LINn .9.8</p><p>　　=K1.K2.K3.K4.B.LINn</p><p><b>　　2.鏟取阻力計算</b></p>&

80、lt;p>　　鏟取阻力：鏟斗插入料堆一定深度后，提起料堆時所受的阻力。</p><p><b>　　其計算公式如下：</b></p><p>　　FSH=2.2.B.LIN.I.9.8</p><p>　　式中：B.......斗刃寬度（m）</p><p>　　I.......斗提升時物料產(chǎn)生的剪切阻力（kg\m

81、2)</p><p>　　其和B的對應關系如下：</p><p>　　B 0.75 1.0 1.25 1.5 》2.0</p><p>　　I 4000 3500 3400 3300 3000</p><p>　　綜上：FSH=2.2.B.LIN.I.9.8 </p><p&g

82、t;　　3.鏟斗自重和額定載重量</p><p><b>　　參考有關機型：</b></p><p><b>　　鏟斗自重G0=</b></p><p>　　額定載重量Gm=25000Kg</p><p>　　4.鉸接點f處的作用力</p><p>　　分離鏟斗，根據(jù)力矩平衡

83、方程，取G點為支點，有：</p><p>　　a.0.5G0+b.0.5Gm+0.5FSH.c+0.5FIN.Y=FF.d</p><p><b>　　解得FF=</b></p><p>　　5.鉸接點G處的作用力</p><p>　　分離鏟斗，其它的作用力都已知，就FG未知，可采用作圖法求FG.</p>

84、<p>　　作圖法要注意繪制準確，可在計算機上用CAD軟件精確畫圖，求得。</p><p><b>　　FG=</b></p><p>　　6.鉸接點E處的作用力</p><p>　　分離搖桿，取b為支點，根據(jù)力矩品衡方程有：</p><p>　　FC.L1=FE.L2</p><p>

85、<b>　　式中FC=FF</b></p><p><b>　　解得FE=</b></p><p>　　7.鉸接點B處的作用力</p><p>　　分離搖桿，F(xiàn)C和FE已知，可用作圖法求FB,解得FB=</p><p>　　8.求H點處的作用力</p><p>　　分離大臂，

86、取A為支點，根據(jù)力矩平衡。</p><p>　　有FB.L3+FG.L4=FH.L5</p><p><b>　　解得FH=</b></p><p>　　9.鉸接點A處的作用力</p><p>　　10.分離大臂，用作圖法求FA,解得FA=</p><p>　　第四章 工作機構(gòu)各零件的強度計算&l

87、t;/p><p>　　工作機構(gòu)是輪胎式裝載機直接實現(xiàn)鏟裝物料的裝置。它的結(jié)構(gòu)性能，發(fā)動機功率及生產(chǎn)率都受其影響。它是輪胎式裝載機設計的主要組成部分。其設計應滿足生產(chǎn)條件需要，零部件受力狀態(tài)良好，強度和壽命合理，結(jié)構(gòu)簡單緊湊，制造維修容易，操作使用方便等。</p><p>　　零部件的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，材料，加工工藝均可參觀現(xiàn)有同類產(chǎn)品，應用類比法初選，然后進行強度校核。零部件設計時，應盡量做到標

88、準化，系統(tǒng)化，通用化，從而有利于產(chǎn)品質(zhì)量的提高和制造成本的降低。</p><p><b>　　4.1 動臂的設計</b></p><p><b>　　1.動臂強度設計</b></p><p>　　動臂是工作機構(gòu)中最重要的組件，它受力復雜，自重較大。國內(nèi)外裝載機的動臂均發(fā)生過斷裂破壞現(xiàn)象，破壞較多的部位是：動臂油缸魚大臂鉸接

89、點處；橫梁與大臂焊接處（包</p><p>　　括焊縫處和大臂在此部位的斷面處）。因此，在初步設計時，選這幾處為危險截面，然后在根據(jù)材料力學的相關知識進行強度校核。</p><p><b>　　2.動臂形狀的選擇</b></p><p>　　動臂的形狀按其縱向軸線的形式可分為直線型和曲線兩種。曲線型結(jié)構(gòu)較復雜，受力狀況較差，但它可以使工作機構(gòu)的

90、布置十分緊湊合理。直線型結(jié)構(gòu)設計簡單，受力狀況良好，加工容易且省料。故本設計采用直線型動臂結(jié)構(gòu)。動臂的截面形狀有單板，工字，雙板，箱型等。單板型結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，但剛性較差，當鏟斗受偏載時，易產(chǎn)生扭曲；工字型與單板相比，剛性稍好，變形較小，但受力狀況不太好，加工困難些；雙板和箱型截面具有剛性好，變形小，抗彎扭性強等特點，故本次設計采用雙板截面。</p><p><b>　　3. 動臂材料選擇</

91、b></p><p>　　動臂受力復雜，沖擊力強烈，因而動臂材料的沖擊韌性要求較高，抗脆裂能力強，同時易于焊接。經(jīng)查有關資料，選用16</p><p>　　Mn，其=353Mpa。</p><p><b>　　4.動臂尺寸設計 </b></p><p>　　根據(jù)前面的各鉸點的位置，工況1時各桿件鏟斗的位置，相互關系

92、，初步確定動臂的形狀及縱向軸線，此處動臂采用直線型。</p><p><b>　　5.強度計算</b></p><p>　　1）選危險截面x-x</p><p>　　此截面為彎扭組合變形，先計算出偏載情況下截面處的彎曲應力，正應力，扭轉(zhuǎn)應力，然后用第四強度理論校核。</p><p><b>　　δ=式中...

93、.</b></p><p>　　δ1.....................扭轉(zhuǎn)應力</p><p>　　δ2....................彎曲應力</p><p>　　I .......................切應力</p><p>　　Δs.....................屈服極限 n

94、......................安全系數(shù)。</p><p>　　為簡化計算，只作正載計算，偏載部分通過增大安全系數(shù)來補償。這時，只考慮彎曲和拉伸變形，其強度條件是：</p><p>　　式中： M.................危險截面處彎矩</p><p>　　W ................ 危險截面處抗彎截面模數(shù)</p>&l

95、t;p>　　F ..................危險截面處軸向力</p><p>　　A...................危險截面處面積</p><p>　　M=Fa.SINAΒ.L</p><p><b>　　F=FaCOSΒ1</b></p><p><b>　　W=BHA2</b>

96、;</p><p><b>　　取斷面寬B=60</b></p><p>　　則W=0.06/3HA2</p><p>　　A=2.B.HA=0.12HA</p><p><b>　　綜上可得方程</b></p><p>　　.B.HA2-F.HA-6M≥0</p>

97、;<p><b>　　解得HA≥</b></p><p><b>　　取HA=</b></p><p>　　2）選取B-B截面為危險截面，同x-x截面形狀相同。</p><p>　　式中各符號意義同前所訴。</p><p>　　MB=FG.L.COSΒ</p><p

98、><b>　　F=FGSINΒ</b></p><p>　　AB=2.BB.HB</p><p><b>　　W=B.HB2</b></p><p><b>　　綜上解得HB≥</b></p><p><b>　　取HB=</b></p>

99、<p>　　4.2 搖臂的強度計算</p><p>　　搖臂的形狀也有直線型和曲線形，兩者各有優(yōu)缺點。但直線型能使工作機構(gòu)受力更好，應用較廣泛，故本設計使用直線型。</p><p>　　選擇危險截面E-E,其強度條件如下所示：</p><p><b>　　δs=</b></p><p>　　式中：.....

100、..............搖臂材料屈服極限，用45剛，=353Mpa。</p><p>　　N.......................安全系數(shù)取2.</p><p>　　ME=FC.SINΒ.L</p><p>　　F = FC.COSΒ</p><p>　　AE=2.BE.HE</p><p><b&g

101、t;　　WE=</b></p><p><b>　　綜上解得HE≥</b></p><p><b>　　取HE=</b></p><p>　　4.3 連桿強度設計</p><p>　　連桿是二力桿，在工作過程中，有時受拉有時受壓，且屬于細長桿，需進行強度和壓桿穩(wěn)定性校核。</p&g

102、t;<p>　　聯(lián)合鏟裝時連桿受拉力，且此時所受力為最大值，其強度計算式如下。</p><p>　　材料用45鋼，=353Mpa，n=2</p><p><b>　　A=</b></p><p><b>　　解得D≥</b></p><p><b>　　取D=</b&g

103、t;</p><p><b>　　4.4 銷軸的計算</b></p><p>　　銷軸的受力情況根據(jù)其所受部不同而各有差異，有彎曲應力，剪切應力，擠壓應力等。</p><p><b>　　1.鏟斗動臂銷</b></p><p><b>　　強度計算式如下：</b></p&

104、gt;<p>　　銷軸磨損嚴重，受力復雜，所以材料一般選用40Gr，其=800Mpa</p><p><b>　　MG=</b></p><p><b>　　W=</b></p><p><b>　　n=2</b></p><p><b>　　綜上d1≥

105、</b></p><p><b>　　取d=</b></p><p><b>　　擠壓應力</b></p><p><b>　　故所取符合要求。</b></p><p><b>　　2.大臂支座銷</b></p><p>

106、;　　其連接狀況和鏟斗動臂銷相同，強度計算如下。</p><p><b>　　MA=</b></p><p><b>　　WA=</b></p><p><b>　　n=2</b></p><p><b>　　解得d≥</b></p><

107、;p><b>　　取d2=</b></p><p><b>　　擠壓應力=</b></p><p>　　所取直徑符合強度要求。</p><p>　　其它銷軸的強度計算如上述兩種，計算過程在此省略。</p><p>　　4.5 油缸的外形尺寸設計</p><p>　　油缸

108、是將液壓能裝換為機械能的一種執(zhí)行元件，主要用于往復直線運動或擺動的場合。在狂三機械中常用的類型有往復式活塞，包括活塞式和柱塞式，活塞式又分為單作用和尚作用缸。</p><p><b>　　動臂油缸的一般計算</b></p><p>　　1.動臂油缸所需出力的確定，考慮摩擦損耗。</p><p><b>　　P=</b>&l

109、t;/p><p>　　式中：n................動臂油缸的個數(shù)，n=1.</p><p>　　FH..........................油缸作用在動臂上的力</p><p>　　...............................摩擦損失系數(shù)，一般取1.15</p><p><b>　　則P=<

110、;/b></p><p><b>　　確定活塞推力</b></p><p>　　油缸工作時，其作用力P1，必須克服下列阻力，即：</p><p>　　P1=P靜+P回+P慣+P磨+P密</p><p>　　式中：P靜....................活塞桿靜工作阻力。</p><p>

111、　　P回.....................回油阻力</p><p>　　P慣......................活塞在啟動制動時的慣性力</p><p>　　P磨.......................外摩擦阻力 P摩=KyP</p><p>　　P密......................密封圈摩擦阻力</p><

112、p>　　以上諸力中，主要有P靜.和P磨，初步確定缸徑為250（內(nèi)徑）。則Ky=0.05</p><p>　　缸徑 40-60 70-125 140-250</p><p>　　Ky 0.1 0.08 0.05</p><p>　　則活塞桿推力為P1=P+0.05P=1.05P</p&g

113、t;<p><b>　　確定缸徑（內(nèi)徑）</b></p><p>　　根據(jù)現(xiàn)在液壓技術發(fā)展，工程機械油泵供油壓力已達到20-25Mpa，且在大型機械上取上限，故本次設計供油壓力取25Mpa。</p><p><b>　　D= </b></p><p>　　經(jīng)計算后，查液壓徑內(nèi)徑系列，取D=0.25

114、m</p><p><b>　　確定油缸外徑</b></p><p>　　根據(jù)有關計算方法，有定用公式有</p><p>　　M≥ 式中：P.............油泵工作壓力（Mpa）</p><p>　　............剛筒材料許用應力，=δb/5</p><p>　　

115、材料選用45鋼，=610Mpa</p><p><b>　　則M≥</b></p><p><b>　　取M=</b></p><p><b>　　油缸行程的計算</b></p><p>　　6.根據(jù)作圖法繪出的工作機構(gòu)各個工況圖，可以確定油缸的工作行程。</p>

116、<p>　　1）舉升油缸的工作行程</p><p><b>　　直徑長度取L=</b></p><p>　　2）轉(zhuǎn)斗油缸的計算。</p><p>　　轉(zhuǎn)斗油缸的計算和舉升油缸相同，取油泵油壓為25Mpa。</p><p><b>　　則：油缸內(nèi)徑D1=</b></p>&l

117、t;p><b>　　油缸壁厚m1=</b></p><p><b>　　油缸行程L=</b></p><p><b>　　油缸長徑L=</b></p><p><b>　　總結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過三個星期的緊張作業(yè)，終于完成了*老師的裝

118、載機設計工作。在參考相關資料的同時充分發(fā)揮自己的想象，其中鏟斗裝備圖經(jīng)過在工程訓練中心實地考察才畫的</p><p>　　經(jīng)過這次設計充分掌握了正轉(zhuǎn)六連桿機構(gòu)工作原理，將理論知識用于設計，在設計過程中鞏固理論知識，學會如何去判斷什么是正轉(zhuǎn)與反轉(zhuǎn)，但是設計過程中存在很多問題，其一是鏟斗空載時的重心如何去確定，鏟斗滿載時如何去確定重心，設計過程中曾想到運用微積分去解決，但積分方程以及鏟斗曲線方程百思不得其接；其二，書

119、上介紹的是反轉(zhuǎn)六連桿工作機構(gòu)的設計，其中的設計公式對正轉(zhuǎn)六連桿是否適用，所以在確定一些鉸接點的時候在參考反轉(zhuǎn)六連桿的設計方法的同時充分發(fā)揮自己的創(chuàng)造力。</p><p>　　在設計過程中初步掌握了專業(yè)設備的設計能力和使用專業(yè)工具書的能力，通過這次課程設計我也發(fā)現(xiàn)了自身存在的不足之處，雖然感覺理論上已經(jīng)掌握，但在運用到實踐的過程中仍有意想不到的困惑，經(jīng)過一番努力才得以解決。這也激發(fā)了我今后努力學習的興趣，</

120、p><p>　　我想這將對我以后的學習產(chǎn)生積極的影響。通過這次設計，我懂得了學習的重要性，了解到理論知識與實踐相結(jié)合的重要意義，學會了堅持、耐心和努力，這將為自己今后的學習和工作做出了最好的榜樣。</p><p>　　參考文獻： </p><p>　　[1] 機械設計手冊.化學工業(yè)出版社.</p>

121、<p>　　[2] 液壓傳動設計手冊.上海：上海人民出版社.</p><p>　　[3] 王榮祥，任效乾.礦山機械系統(tǒng)工程.</p><p>　　[4] 燕碧娟.專業(yè)授課筆記.</p><p>　　[5] 王榮祥，鐘良俊.山機電設備運用管理.</p><p>　　[6] 王榮祥，任效乾.設備系統(tǒng)設計.</p><