畢業(yè)論文-履帶式推土機的設計

（2010屆）本科生畢業(yè)設計履帶式推土機的設計學 院（部）： 機 械 工 程 學 院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 班 級：指導教師姓名： 職稱 講師 最終評定成績 2010 年 摘 要推土機在土石方工程中被廣泛應用，推土工作裝置是其承受工作載荷的主要部件，并將載荷傳遞至機體，受力情況非常惡劣。在復雜多變的工作外載荷作用下，分析計算推土工作裝置在不同工況、不同部位危險點的應力分布，是設計推土機工作裝置所必需的。 本文進行了推土機的總體設計、推土機重心計算、推土機工作裝置結構設計。本次設計工作裝置采用固定式直傾推土鏟，雙液壓缸提升。根據任務書設計了鏟刀和推土板的主要尺寸，并使用CAD制圖軟件，更直觀的將設計體現出來。 本設計選擇了危險工況和計算位置進行了強度校核， 并借助計算機選取危險截面進行了有限元分析，對結果進行了對比分析。經過校核，該結構設計合理，滿足使用要求。穩(wěn)定性分析中，是在切土作業(yè)和坡道運行中進行的分析。并根據受力情況對液壓缸進行設計，得出相應的缸體尺寸。 關鍵詞：推土機；工作裝置；液壓缸；強度校核；CAD制圖ABSTRACTBulldozers, works in the wide application of earth-moving equipment, which working device load to bear the main components, and load transfer to the body, the force is very poor. In the complex and ever-changing work loads, the analysis blade equipment in different conditions. Dangerous point in different parts of the stress distribution is designed bulldozers work necessary for the device. This article was the overall design of bulldozers, bulldozers gravity calculations, bulldozer structure design. This design work of device used fixed straight inclined Dozer, dual hydraulic cylinder elevated.According to the task of spade and book design a blade of main dimensions, and use CAD software, more intuitive design.The design chosen the dangerous working conditions and calculate the position of strength check, and the use of computer selected dangerous cross-section of the finite element analysis, and cooperate the results of the analysis. After checking the rational design of the structure, its meet the requirement.Stability analysis, is cutting jobs and ramp runs in the analysis. And according to the force on the hydraulic cylinder design, draw the appropriate dimensions.Key words: bulldozers; working device; hydraulic cylinders; check strength; CAD software目 錄第1章 緒論11.1推土機概述11.1.1 履帶式推土機介紹11.1.2 推土機的應用21.1.3 我國推土機產品的發(fā)展前景21.1.4 推土機總體設計的任務31.2課題任務31.3 課題背景和設計意義3第2章推土機總體方案設計52.1各個機構的選擇5動力裝置5傳動機構52.1.3 行走機構6工作裝置6液壓系統(tǒng)62.2 推土機總體參數選擇62.2.1 推土機重量和接地比壓6推土機的行走速度7鏟刀的垂直壓力和比壓入力7鏟刀的提升高度和切削深度72.2.5 推土機生產率7第3章推土機重心計算94.1重心位置分析94.2重心位置的確定9第4章推土機工作裝置設計114.1工作裝置結構類型114.2工作裝置主要參數及結構尺寸的確定124.2.1 鏟刀的高度和寬度124.2.2 推土板角度參數的選擇124.2.3 推土板曲率半徑144.2.4 推土板直線部分及擋土板尺寸154.2.5 頂推架于臺車架的鉸點位置154.2.6 鏟刀鋼板厚度154.3推土機工作裝置的強度計算154.3.1 土壤的切削性能154.3.2 推土機受力分析164.3.3 推土機作業(yè)阻力計算184.4推土機鏟刀的強度計算204.4.1 計算位置的確定（第一計算位置）204.4.2 超靜定計算204.4.3 斜撐桿強度計算274.5第三位置計算284.5.1 頂推架的強度計算284.5.2 鉸銷軸強度計算29第5章推土機的穩(wěn)定性計算315.1推土機切土作業(yè)的穩(wěn)定性315.2推土機坡道運行的穩(wěn)定性325.2.1 縱向穩(wěn)定性325.2.2 橫向穩(wěn)定性33第6章液壓缸設計346.1系統(tǒng)壓力的確定346.2計算油缸尺寸34結論37參考文獻38致謝39第一章 緒 論1.1 推土機概述1. 1.1履帶式推土機介紹（1）.歷史介紹履帶式推土機是由美國人Benjamin Holt在1904 年研制成功的，它是在履帶式拖拉機前面安裝人力提升的推土裝置而形成，當時的動力是蒸汽機，之后又先后研制成功由天然氣動力驅動和汽油機驅動的履帶式推土機，推土鏟刀也由人力提升發(fā)展為鋼絲繩提升。隨著技術的不斷進步，目前推土機動力已經全部采用柴油機，推土鏟刀和松土器全部由液壓缸提升。推土機除履帶式推土機外，還有輪胎式推土機，它的出現要比履帶式推土機晚十年左右。我國生產推土機，是新中國成立以后才開始的。（2）.推土機分類按行走方式，推土機可分為履帶式和輪胎式兩種。履帶式推土機附著牽引力大，接地比壓小(0.04一0.13MPa)，爬坡能力強，但行駛速度低。輪胎式推土機行駛速度高，機動靈活，作業(yè)循環(huán)時間短，運輸轉移方便，但牽引力小，適用于需經常變換工地和野外工作的情況。按用途可分為通用型及專用型兩種。通用型是按標準進行生產的機型，廣泛用于土石方工程中。專用型用于特定的工況下，有采用三角形寬履帶板以降低接地比壓的濕地推土機和沼澤地推土機、水陸兩用推土機、水下推土機、船艙推土機、無人駕駛推土機、高原型和高濕工況下作業(yè)的推土機等。 我國目前生產的主要是通用型推土機、濕地型推土機以及適應西部大開發(fā)達高原型推土機。經歷了20多年的穩(wěn)步發(fā)展，目前我國推土機行業(yè)已形成從59kW(80馬力，山推的SD08推土機，在5.12汶川地震中，由俄羅斯米-26直升機吊起到施工現場)到309kW(420馬力，為山推近年來開發(fā)的SD42推土機，主要出口到俄羅斯，另據山推內部消息，機、傳動系統(tǒng)、工作裝置、電氣部分、駕駛室和機罩等組成。其中，機械及液壓傳動系統(tǒng)又包括液力變矩器、聯(lián)軸器總成、行星齒輪式動力換擋變速器、中央傳動、轉向離合器和轉向制動器、終傳動和行走系統(tǒng)等。 動力輸出機構以齒輪傳動和花鍵連接的方式帶動工作裝置液壓系統(tǒng)中工作泵、變速變矩液壓系統(tǒng)變速泵、轉向制動液壓系統(tǒng)轉向泵；鏈輪代表二級直齒齒輪傳動的終傳動機構（包括左和右終傳動總成）；履帶板包括履帶總成、臺車架和懸掛裝置總成在內的行走系統(tǒng)。1.1.2推土機的應用推土機采用機械傳動或帶液力變矩器的液力機械傳動系統(tǒng)，也有少數采用液壓傳動系統(tǒng)。推土機是填埋場應用最為廣泛的機械。主要功能是將垃圾從面只以山推工程機械股份產品為例作一介紹：其中的一些性能特點在選購任何廠家的產品時可參考比較衛(wèi)型推土機，飛輪功率額定轉速操作質量山推環(huán)衛(wèi)型推土機系列產品是山推工程機械股份，根據中國國情和我國城市生活垃圾散碎雜等具體情況，研制開發(fā)的是按照市場需求并經多次改進反復試驗生產的技術成熟，性能優(yōu)異的經濟型推土機。變型機種按適用范圍可分為環(huán)衛(wèi)型推土機環(huán)衛(wèi)型推土機環(huán)衛(wèi)型推土機主要適用于垃圾場的填埋平整壓實堆積等工作也可用于牽引。1.1.3我國推土機產品的發(fā)展前景（1）.開發(fā)小型推土機 與北美、西歐和日本市場相比，中國小型推土機市場無論是銷量，還是小型推土機與重型推土機銷售總量中所占的比重，都有相當大的差距。推土機行業(yè)必須借這次機遇，努力滿發(fā)展中國家開發(fā)小型工程機械產品，其定位一定要準。應該用不同的技術、針對不同用戶群來解決定位準的問題。應首先開發(fā)滿足發(fā)達地區(qū)廣大農村市場的低端產品。而高端產品更多應考慮未來用戶的需求。（2）.盡快完善和解決適應西部高原地區(qū)作業(yè)的關鍵技術 1、采用功率恢復型的增壓技術。2、熱平衡技術。 3、防風護設備及機具的配置。5、低溫預熱系統(tǒng)的采用。 6、多自由度推土裝置的開發(fā)應用。1.1.4 推土機總體設計的任務根據所要設計的推土機的主要用途、作業(yè)條件、制造情況等全名正確的確定影響整機性能的主要參數要性能參數。（3）按總體性能要求，確定各總成主要參數及相互之間的關系。（4）進行必要的總體計算。（5）繪制整機尺寸鏈圖及總圖。（6）輔助系統(tǒng)設計。 總體設計對整的，但組合在一起不一定能取得良好的的效果。因此在總體設計中，各總成要相互協(xié)調，不能片面強調某一局部，必須從整機出發(fā)全面考慮，從而獲得較高的經濟技術指標。 1.2 課題任務本設計題目進行推計算，最后進行鏟斗的三維設計。 1.3 課題背景和設計意義隨著社會經濟的發(fā)展，競爭無處不在，現在對學生的要求越來越高，不僅對學生的理論要求提高了，而且對學生的動手能力的要求也有所提高，而這次的畢業(yè)設計就是對學生的理論實踐能用了結構力學的知識，提高學生對軟件的應用能力。第二章 推土機總體方案設計2.1各個機構的選擇推土機總體結構包括動力裝置、傳動機構、行走機構、工作裝置、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)和駕駛室等。 2.1.1 動力裝置推土機的工作特點是在戶外連續(xù)作業(yè)，且阻力時常變化，宜選取 12 小時功率作為發(fā)動機裝車的標定功率，轉速在18002000r/min之間，功率為120kw，速度適應系數應在 1.351.55 的范圍內。 選用斯太爾 WD615T1-3 六缸四沖程柴油發(fā)動機，額定功率 120kw，最大輸出扭矩 840N·m。2.1.2 傳動機構采用發(fā)動機液力變矩器變速器中央傳動最終傳動的路線。 （1）液力變矩器 推土機功率 120kw，屬大型推土機，應選液力機械傳動。液力機械傳動所選變矩器應有較大86%。該變矩器使推土機輸出力的大小能自動適應外負載的變化，并保證超載運行時發(fā)動機不熄火。 （2）變速器 變速器要求結構緊湊，換檔平穩(wěn)，換檔時無需切斷動力。 采用行星齒輪式動力換檔變速器，速度的切換通過手操作液壓控制閥實現，前進后退各三檔，采用強制潤滑。（3）中央傳動和最終傳動 采用一對螺旋圓錐齒輪傳動，將動力分左右兩部分。通過左右轉向離合器再將動力傳給最終傳動，最終傳動為二級直齒輪減速機構，結構簡單，承受力強，是推土機的主要受力部件。 （4）轉向機構 采用多片濕式轉向離合器，利用彈簧壓緊，手操縱（與制動器聯(lián)動）油壓助力壓縮，液壓分離；采用濕式帶抱式腳踏油壓助力轉向制動器，以轉向器從動鼓作為制動鼓。2.1.3 行走機構行走機構由，緩沖彈簧起緩和沖擊的作用。履帶為密封潤滑型耐磨損，摩擦系數低，使用壽命長。 2.1.4 工作裝置推土鏟可根據不同的使用土況配置角鏟、直傾鏟、U 形鏟和環(huán)衛(wèi)鏟。后工作裝置可配置單齒松土器、三齒松土器、工業(yè)絞盤、拖式鏟運機、拖式振動壓路機等，并可根據用戶需要改裝成質量，操作輕便，易于控制。工作裝置布置在推土機前端，主要包括推土鏟刀、頂推架、水平撐桿、斜撐桿和控制推土鏟刀起落的液壓缸。直傾式鏟刀的推土板采用中部為圓弧段，上部為擋土板，下部為直線段的復合型推土板，推土板斷面結構為半開式。推土板側邊與推土機縱軸方向夾角一般為 57 度。2.1.5 液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)分為變速變矩液壓系統(tǒng)、轉向液壓系統(tǒng)和工作裝置液壓系統(tǒng)。變速液壓系統(tǒng)由變速泵、變速閥等組成，用于推土機的前進、后退和變速換擋，使推土機換擋平穩(wěn)、可靠、省力。轉活可靠。工作裝置液壓系統(tǒng)由工作泵、控制閥和液壓缸等組成，用于推土機工作裝置的提升、下降和保持，作業(yè)效率高。2.2推土機總體參數選擇推土機的總體參數包括重量、速度、牽引力等。初選時，一般按經驗公式或相似法則來確定，然后通過總體計算來校核總體性能。如果計算結果不夠理想，必須對某些參數做適當的修改，以獲得良好的總體性能。2.2.1 推土機重量和接地比壓推土機的重量總體性能影響很大，他是衡量發(fā)動機功率利用的一個重要參數。此款推土機的使用重量用重量與履帶接地面積F之間的比值按下式計算： q= （2.1） 式中：推土機的使用重量（KN）; L履帶接地長度（m）； b履帶板寬度（m）；其中，是173.85般在60KPa左右。2.2.2 推土機的行走速度推土機前進時13檔的速度4.9 Km/h，4.98.5 Km/h，8.513.6 Km/h.2.2.3 鏟刀的垂直壓力及比壓入力鏟刀的垂直壓力p是以推土機在油缸的作用下，抬頭失穩(wěn)極限情況下確定的，其計算公式如下：P=（N） （2.2）式中：推土機使用重量（N）； 、鏟刀切削刃及整機重心至傾翻點水平距離；為17385N, 、分別為3.5m，1.2m，所以有如下：P=17385N×=42255N比入壓q是鏟刀單位支地面積的垂直壓力。q按下式計算：q3.4MPa F切削刃接地面積（）。2.2.4 鏟刀的提升高度和切削深度此款推土機鏟刀的提升高度為1095，鏟土深度為545。2.2.5推土機生產率 影響推土機生產率的因素 V= （2.4） 式中：推土板寬度（m），取0.2m；推土板高度（m），取1.149m； h 平均切土深度（m），取0.545m；土的自然坡度角，??；土地的充盈系數，取1.0。 所以V=×1.0=0.0632 推土作業(yè)生產率: =(/h) （2.5） 式中：推土機作業(yè)時間利用系數，取0.90；推土板土量損漏系數，取決于運輸距離L,=1-0.005L；坡度作業(yè)影響系數，取0.7； T一個推土周期循環(huán)時間（s），取 T=+2+ （2.4） 式中： 切土距離，取10m；運土距離，取50m； 、分別為切土、運土、返回的速度（m/s）,分別取0.8 m/s、1.6 m/s、4 m/s;推土機掉頭時間，取10s；換擋時間，取4s；鏟刀下落時間，取1s。 所以T=84s 推土作業(yè)生產率=1.28 /h 第三章 推土機重心計算3.1 重心位置分析推土機的中心位置主要是指縱向的位置，橫向一般分布在推土機縱軸中心線上，重心的高度在滿足離地間隙要求的情況下，為提高穩(wěn)定性，應盡量降低。 影響重心位置有兩個：一個是總體布置是否合理；另一個是作用在鏟刀上的外載荷的變化。推土機在各種工況作業(yè)時，地面對鏟刀反力的大小和方向是影響接地比壓的重要因素。顯然不可能要求在任何情況下推土機接地比壓均勻，并使得壓力中心保持在接地中心上，因此只能找出一個對推土機總體性能影響最大而又經常遇到的工況，滿足上述要求，這是推土機重心合理布置的基本要求。3.2 重心位置的確定1 理論分析：為了使液壓推土機鏟刀具有良好的的強制入土的性能，重心入土以強制入土為基本情況。此時，要求接地比壓均勻，壓力中心位于接地重心上。如圖3-1： 圖3-1 重心位置的確定以驅動輪中心線與地面交點O為坐標原點，建立坐標系。重心位置距O點為l，地面對履帶支反力的合力N距O點為接地長度的一半，即L/2。由=0得： N= （3.1）由=0得： N=0 (3.2)則 =+=1.46m從上式可見，推土機重心的確定，以入土工況為基本工況是，必須將重心布置在接地中心之前，其前超量為。重心位于接地重心之前，使鏟刀強制入土性能提高，入土力大，不易抬頭。第四章 推土機工作裝置設計4.1 工作裝置結構類型推土機的工作裝置也稱鏟刀，它包括推土板，頂推架，鏟倒升降機構等。推土板的橫向結構外形為直線型，直線型推土板切削力大，但推土板兩側有土遺漏現象。推土板前土形成的時間較長，因此它主要用于短距離土的剝離和運輸。如圖4-1： 圖4-1 直線型固定式鏟刀推土板縱向外形結構為復合型，下面直線段，上面為圓弧段。如圖4-2所示： 圖4-2 推土板結構外形推土板斷面結構為斷方向的夾角是。推土板兩側輪廓為直角外形。推土機的外形對減少推土機在作業(yè)時的能量消耗，提高作業(yè)效率有很大關系。合理的推土板外形土的切削阻力較小，土屑沿推土板面向上滑移時，摩擦功消耗較小，并且土屑再向上滑移的同時，向推土板的前方滑落，容易形成較大的土塊。設計推土板外形是要考慮以下因素：（1）土屑在推土板上緣易向前翻落，不應越過刀背向后翻落。（2）推土板前前面上升時變形小。（4）推土板卸土干凈，不易粘著濕土。 4.2 工作裝置主要參數及結構尺寸的確定4.2.1鏟刀的高度和寬度（1） 鏟刀發(fā)動機的額定功率，可按以下經驗公式確定： =（220275） （） (4.1) 式中:發(fā)動機的額定功率（KW） =233×=1149 （4.2）(2) 鏟倒寬度 鏟刀切削刃外廓寬。推土機鏟刀必須有自身開辟道路的能力，因此鏟刀寬必須3） （4.3） =3×1149=34164.2.2 推土板角度參數的選擇 推土板的形狀對減少推土機作業(yè)過程中能量消耗， 提高作業(yè)效率有很大關系。合理的推土板外形，土的切削阻力較小，土屑沿推土板面向上滑移時，摩擦功消耗較小，并且土屑在向上增加了能量的消耗。對于同樣的土，當切削面積相等時，推土板外形稍有改變，切削阻力就隨之改變，所需的頂推力也就不同。推土板角度參數包括切削角，后角，刀刃尖角，前翻角 ，擋土板安裝角 ，推土板斜裝角，擋土板垂直面傾斜角。推土板各角度如圖 4-4所示。 圖4-4 推土板角度參數（1）切削角的選擇 切削角是鏟刀支證后角大與 30°。因此過小不僅使得不（2）后角的選擇 后角是刀片后端斜面與地平面的夾角，若<30°，由于地形起伏會出現刀片背后接地現象（此時=0），從而增加摩擦阻力，使切削能力降低。若太大，則推土阻力明顯增大。選為 30°。 （3）刀刃尖角的選擇 刀刃尖角是刀（4）前翻角的選擇 前翻角是推土板最上緣切線與水平面夾角。的選擇主要考慮使土屑沿推土板上緣向前翻落性能良好。選為 75°。 （5）推土板回轉角的選擇 推土板回轉角是指在水平面內，推土板與推土機縱軸線的夾角，對于固定式鏟刀。取=90°。 （6）推土板傾斜角的選擇 推土板傾斜角是在垂直面內推土板與地平面夾角，有了角能使推土機在坡地上，橫向推出水平切土面，以及在平地上推出橫坡，另外對較堅硬土可用角鏟作業(yè)（鏟刀尖肯地）。的調整范圍，取為±10°。 （7） 擋土板安裝角的選擇 擋土板安裝角是后面翻落并增加推土板前積土量。（8）推土板斜裝角的選擇 推土板斜裝角是整個推土板與地面傾斜安裝的角度。過小，一方面土屑易從推土板上緣往后翻落，使得土屑上升變形加大，增加切削阻力。取=75。 推土板角度參數值的選擇見表 4.1。 表4.1 推土板角度參數4.2.3推土板曲率半徑 推土板曲率半徑 Rg 是鏟刀的重要參數之一，它直接影響到推土機的作業(yè)性能。當推土板高度一定，其中不使土屑往推土板后面翻落是主要因素，也就是要求 <90,一般需滿足 Rg>（0.80.9）Ho,通常取 Rg= Ho。4.2.4推土板直線部分及檔土板尺寸 固定式鏟刀推土板采用下部為直線段的復合形推土板，下部直線部分用來安裝刀片，直線部分等于刀片寬度。 取 a=0.15Hg=172.35180mm 推土板垂直高度根據總尺寸確定。4.2.5頂推架于臺車架的鉸點位置 頂推架鉸接在臺車架上，其鉸點位置影響鏟刀升降機構的運動，它與鏟刀升降高度、頂推架長度等參數有關。 頂推架鉸點位置對臺車架的受力狀況影響很大(尤其當鏟刀受到偏載及橫向力時，太靠前則臺車架發(fā)生較大形變，太靠后則推土機易前翻)，為了使鉸點反力均衡的(縱向和橫向)傳至臺車架和八字架上，避免臺車架受力過大發(fā)生形變，鉸點位置一般選在八字架與臺車架聯(lián)接中點的附近。4.2.6鏟刀鋼板厚度推土板及頂推架均是鋼板焊接部件，鋼板厚度由剛度和強度條件確定。取鋼板的厚度為22。4.3 推土機工作裝置的強度計算4.3.1土壤的切削性能表1 幾種土壤的粘聚力C和重度塑性土壤的種類 粘土 亞粘土 亞砂土C/MPa/(KN/m³)C/MPa/(KN/m³)C/MPa/(KN/m³)硬性0.0621.50.0220.5半硬0.0621.00.0420.01520.0低塑0.0420.50.0250.0119.5塑性0.0219.50.0150.00519.0高塑0.01190.0118.50.00218.5流動0.005180.00518.00.0018.0表2 土壤的自然坡度角 種類狀態(tài)碎石礫石 砂石 粘土輕亞粘 土種植土粗砂中砂細砂肥土貧土干354030383545504040濕454032353035403035飽和253527252015302025表3 土對鋼和土對土的摩擦系數、土壤名稱砂土和亞砂土 0.8 0.35中質亞粘土重質亞粘土 1.2 0.80土壤內摩擦角=，土與鋼的摩擦角。表4 各種土壤的切削比阻力及刀刃入土比阻力（MPa）土級別 土的名稱 砂、砂質上、中等濕度的松撤粘土、種植土枯質土、中綱砂礫、松散軟粘土巒實枯土質、中等鉆粘土、軟泥炭合碎石成卵石的枯土、雹濕枯土、中等堅實煤炭、合少量雜質的石礫堆積物中等頁巖、得于枯土、堅實而硬的黃土，軟石膏0.010.030.030.060.060.1300.250.250.320.250.61.01.4表5 履帶行走機構在各種地面的滾動阻力系數和附著系數支撐面種類滾動阻力系數附著系數鋪砌的路面0.050.60.8干燥的土路0.070.80.9柔軟的砂質路面0.100.7細砂地00.450.55收割過的草地0.100.70.9開墾的田地0.100.120.60.7冰雪凍結的道路0.030.040.24.3.2推土機受力分析推土機作業(yè)受力分析是強度計算的依據，就是確定外載荷，踏實工作裝置提升機構的工作依據，而且為工作裝置、履帶臺車架等零部件強度計算提供載荷依據。（一） 鏟刀自重 液壓推土機靠油缸力使鏟刀強制入土，所以鏟刀不必太笨重，鏟刀自重在強度及剛度允許的情況下，可適當減輕?？梢杂媒涷灩酱_定鏟倒自重： =（0.180.21）（N） （4.4） 推土機的使用重量。所以有：=17385×0.93N（二） 鏟刀提升力計算 鏟刀提升力是指提升裝置的提升作用力，當鏟刀遇到大障礙物，鏟刀提不起來，而鏟刀提升機構供給的提升力足以使推土機繞履帶接地最前端（A 點）傾翻。 以拖拉機為脫離體，拖拉機受力有：拖拉機使用重量 GT,頂推架絞點支反力和，提升力，按內力平衡，、分別和、大小相等，方向相反。 圖4-5 鏟刀提升力計算受力圖=0得GT+XmZS=0得 Sy=S= （4.5）以鏟刀為脫離體，鏟刀受力有：土的反力 Px 和 Pz,鏟刀自重 Gg，頂推架絞點C 的反力 Xc 和 Zc，提升力 Sy,此時與地平面成角。=0 得X=Xc=Px+Sycos=0 得 Z=Zc= 將X和Z值代入式，得 Sy= （4.6） 式中：推土機使用重量 Px土的反力 Gg鏟刀自重 提升力與地面夾角Sy 力與作用線距離l、lg-見圖示Sy= =120860N考慮動載荷的鏟刀提升力： = （4.7） 式中: -動載系數，查表取1.4 故=169200N4.3.3推土機作業(yè)阻力計算 以推土機在水平地面勻速行駛，鏟刀以最大切土深度進行作業(yè)，當切土結束提升推土鏟的瞬時所產生的最大作業(yè)阻力作為 計算工況，其作業(yè)阻力主要有：切線切削阻力 Pq，鏟刀前積土的推移阻力 Pt，刀刃與土壤摩擦阻力 Pm1和土屑沿鏟刀上升時的摩擦阻力的水平分力 Pm2，(1)切線切削阻力 Pq 設 Pq 的作用點在鏟刀刃前， 作用方向沿鏟刀切削角底邊并與推土機前進方向相反，則: Pq = B （4.8）式中：B- 推土板的寬度 （3.416m） - 切削比阻力，查表4取=0.05（MPa） -推土產平均切削深度（m） 圖4-6 推土鏟平均切屑計算=（）sin=sin=0545sin=0.248m故=×3.416×0.248×0.0542358 N 鏟刀前積土的推移阻力 =· (4.9) 式中：土與土之間的摩擦系數，查表3取0.5推土鏟前積土重量 = （4.10） 式中：土的重度（N/），查表1得=21×N/ B推土鏟的寬度（3.416m） H推土鏟的高度（1.149m）推土鏟平均切屑深度（0.248m）土壤的自然坡度角，查表2得取 故=21×=34701N 故=34701N×0.5=17351N(3)刀刃與土壤摩擦阻力： =·B·x· （4.11） 式中：推土鏟切削刃磨損后切削刃壓入土的比阻力，查表4得 0.483Mpa B推土鏟寬度（3.416m） x切削刃磨損后的接地長度 m (取 0.008m)土壤與鋼鐵的摩擦系數，查表3取 1.0 故=×0.483× 3.416×0.008×1.013200N (4)土屑沿鏟刀上升時的摩擦阻力的水平分力 = （4.12） 式中:Gt推土鏟前積土重量（34701N） 土壤與鋼鐵的摩擦系數（1.0）推土鏟的切削角（55°） 故=34701×1.0×55°= 11416 N 綜上所述：推土機的作業(yè)阻力 PT 為：PT=Pq+Pt+Pm1+Pm2=42358+17351+13200+11416=84325N上述作業(yè)阻力計算時，沒有考慮鏟刀碰撞障礙物時的沖擊載荷的影響，當鏟刀碰撞到難以克服的障礙物時，推土機仍全力頂推，履帶完全滑轉，此時需考慮猛烈的沖擊及慣性力，計算經驗公式： Px =Kd ·PT （4.13）式中:Kd動載系數，取 1.5故Px=1.5 ×84325=126488N4.4 推土機鏟刀的強度計算4.4.1計算位置的確定（第一計算位置）鏟刀的水平土反力 Px 和頂推架絞點水平反力 Xc 的最大值，適當推土機具有最大頂推力和慣性力時產生的。即推土板頂到障礙物，履帶滑轉時出現的。鏟刀的土切垂直反力Pz 和鏟刀升降力的最大值， 是在推土板固定切削時或者以全功率提升及強制入土時產生的。推土機中部頂到障礙物，其計算條件為： 推土機在水平地面作業(yè) 帶土的推土板從切削位置提升到運土位置 推土機功率足夠大，在頂升推土板的同時，以最大頂推力向前，即可能使推土機翹尾失穩(wěn)，同時履帶滑轉。4.4.2超靜定計算為了使鏟刀有足夠的高度，推土板和頂推架往往組成一個超靜定構件，因此需要按解超靜定方法進行鏟刀的強度計算。 首先繪制計算草圖，如圖5-7所示，其中各件的幾何尺寸和相互間位置，是根據總體布置要求確定。 圖4-7 超靜定計算草圖 已求出， =·ctg() =-22303N式中： 土對鋼的摩擦角=arctan1=將Px和轉算到頂推架平面上，其合力為則：= +cos式中： -力與頂推架平面間夾角(45°) 故 =238452N此時附加力矩M1,M2 頂推架平面內構建具有三個多余約束，即頂推支座多余一個約束及水平撐桿多于兩個約束。由于P1 作用在推土板中間，兩水平撐桿的約束相同，所以可簡化為兩次超靜定結構。 解此超靜定系統(tǒng)求出支反力和兩個水平桿的約束力，首先畫出該結構所受多余未知力X1，X2，如圖4-8 所示。 圖4-8 工作裝置所受多余未知力并建立兩個補充方程： +=0 （4.14） +=0 （4.15）式中：和-去除多余約束后假設的未知反力、和-分別為、和力作用下沿作用方向上的位移量、和-分別為、和力作用下沿作用方向上的位移量 頂推架與履帶臺車架兩絞點的作用力分別為、和、。 圖4-9 多余未知力計算圖在P1載荷下：=-=0 得=119226N =0 =55311N =0 =165933N在單位力作用下：=-1+1=0 得=0 =0 =0 在單位力作用下：=0 =0 =sin 通過以上分析計算，建立在載荷 P1 作用下和單位力=1和=2作用下，基本結構圖上的彎矩圖、如圖 4.5 所示，圖乘法計算、值:= = = = = 帶入以式4.14與4.15得： =21967.73N =193985.3N 多余未知力求出后，最后彎矩圖可有下式按疊加原理計算： Mg= （4.16） 得到工作裝置所受軸向力和彎矩圖如圖5-10所示： 圖4-10 工作裝置所受軸向力和彎矩圖推土板在外力作用下，從Mg 圖可見，推土板中間O 截面及頂推架的D 截面彎矩最大。得到推土板截面特性參數如下：體積 = 9.8732567e+07 曲面面積 = 1.6882094e+07 密度 = 7.8000000e-06 kg / 質量 = 7.7011402e+02 kg 根據推土鏟 坐標邊框確定重心: X Y Z 1.6978878e+03 7.0192331e+02 -1.4649351e+02 mm相對于推土鏟 坐標系邊框之慣性. (kg×) 慣性張量 IxxIxyIxz4.7590098e+08-9.1781195e+081.9155013e+08IyxIyyIyz-9.1781195e+083.0798006e+098.8997762e+07IzxIzyIzz1.9155013e+088.8997762e+073.5055927e+09重心的慣性(相對推土鏟坐標系邊框) (kg×) 慣性張量IxxIxyIxz7.9941711e+070.0000000e+000.0000000e+00IyxIyyIyz0.0000000e+008.4317113e+089.8090872e+06IzxIzyIzz0.0000000e+009.8090872e+069.0605779e+08主慣性力矩(kg×)I1 I2 I3 7.9941711e+07 8.4167662e+08 9.0755230e+08 從推土鏟定位至主軸的旋轉矩陣: 1.00000 0.00000 0.00000 0.00000 0.98859 0.15062 0.00000 -0.15062 0.98859 從推土鏟定位至主軸的旋轉角(度): 相對 x y z 的夾角 -8.663 0.000 0.000 由 = =根據以上數據得： =0.0643=0.254 =3308.8Nm=21717.1 NmO 截面的正應力值為：代入數據得：設扭矩值與剛度成正比故O 截面上扭矩剪切應力為：式中：-O 截面上各外力對扭轉中心的力矩值之半 （約束承擔了一半扭矩） -O 截面各板厚度 -截面各部分的扭轉慣性矩代入數據得：=88.7Mpa推土板中間O 截面的總應力按第三強度理論求得： = （4.17） 式中： -許用應力帶入數據得：=190.2 Mpa<380 Mpa校核合格。4.4.3斜撐桿強度計算在推土板垂直平面內，推土板與頂推架絞點支反力為 ，推土板與斜撐桿絞點反力為 ，由于 和的作用，產生力矩和 = =cos 由=0 得： -+sin-(+)=0 =代入數據得：=98483N 由=0得：-+sin+(+)=0=代入數據得：= 139344N 斜撐桿受軸向力：= 式中：-斜撐桿截面積 代入數據得：=246.9 MPa <=380MPa 校核合格。4.5第三計算位置第三計算位置是超靜定體系，此位置主要計算頂推架、絞銷軸?？砂挫o定方法計算。4.5.1頂推架強度計算頂推架絞點反力和由圖5-11根據力矩平衡式求得。 （N） (N) 圖5-11 鏟刀第三位置計算圖=812497.5N =204617.2N4.5.2鉸銷軸強度計算此位置時銷軸危險截面為II面（如圖5-12），銷軸受力為，其計算如下： =838204.5N 圖5-12 絞銷軸受力 （MPa） （4.18）式中：W銷軸抗彎截面模量（），值為0.005銷軸的軸向力，取32536N F銷軸斷面積（），值為0.003 282MPa 380 MPa此絞銷軸合格第五章 穩(wěn)定性計算推土機的穩(wěn)定性包括防止推土機前傾翻、后傾翻、側向傾翻以及橫向滑移等現象的出現。以下討論幾種典型工況。5.1推土機切土作業(yè)的穩(wěn)定性 推土機的作業(yè)條件為：推土出現向前傾翻的現象。如圖51所示，穩(wěn)定性的判斷式為 式中，c為最前端支重輪下的履帶接地點到驅動輪中心線的距離；x為支承履帶的土壤法向反力的合力動鏈輪中心的水平距離?？梢园聪旅娴姆椒ㄇ蟮?，由得 （5.1） 圖51 推土機的作業(yè)穩(wěn)定性式中；推土機的使用重量；土壤對推土鏟反力推土鏟帶起的土堆重量可以取=/3，為推土鏟前的積土重量； N土壤的法向反力合力，=1.66m<c故推土機切土作業(yè)穩(wěn)定5.2推土機坡道運行的穩(wěn)定性 推土機坡道運行的穩(wěn)定括推土機在坡道上的縱向運行穩(wěn)定性和橫向運行穩(wěn)定性。5.2.1縱向穩(wěn)定性 圖52(a)為上坡時推土機的極限坡度角。設整機重心位置在O點，此時機重的作用線不能越出履帶線不能超過點。否則推土機將繞點向前傾翻。所以有： 下坡傾翻極限角 （5.2） 上坡傾翻極限角 （5.2）式中，H為重心離地面高度，H=1.8m。 圖52 推土機的縱向穩(wěn)定性 推土機在坡道上行駛，還受發(fā)動機功率、地面附著條件等限制。為了使推土機在坡道上不滑移，應按地面附著條件計算不滑移的極限坡度角。若不計滾動阻力，不滑移的極限坡度角求推土機在被道上行駛時傾翻后于滑移，即上(下)坡傾翻極限角應大于不滑移的極限坡度角。 因此，履帶推土機縱向行駛穩(wěn)定條件為；上坡時，；下坡時，。穩(wěn)定性符合要求。5.2.2橫向穩(wěn)定性橫向穩(wěn)定性反映了推土機在坡道上，橫坡行駛及停放不傾翻的能力。橫向穩(wěn)定性的極限角也稱橫向臨界坡角。如圖53所示令高側履帶接地面上的垂直反力N1=0，則 =0式中，e為推士機重心離行駛也受地面附著條件的限制橫坡安全行駛的條件為 （5.4）式中，為側向附著系數，取0.5。穩(wěn)定性符合要求 圖53 推土機橫向穩(wěn)定性第六章 液壓缸設計 壓力和流量是液壓系統(tǒng)最主要的參數。根據這兩個參數來計算和選擇液壓元件。系統(tǒng)壓力選定后，液壓缸尺寸即可確定，液壓缸尺寸一經確定，據液壓缸的速度確定其流量。6.1系統(tǒng)壓力的確定 系統(tǒng)壓力選定的是否合理，直接關系列整個系統(tǒng)設計的合理性。在設計一個新的液壓系統(tǒng)時，最佳的工作壓力應是在特定的條件下各項設計因素的較好結合這些因素主要包括以下幾個方面。 1經濟和重量因素 在液壓傳動中，系統(tǒng)所傳遞的功率是壓力和流量兩個參數的乘積，這就說明這兩個參數是緊密相關的。如果系統(tǒng)功率一定，系統(tǒng)壓力選得低，則元件尺寸大，造成主機體積變大，自重增加，是不經濟的。若選取較高壓力，則元件尺寸減小，主機結構緊湊，重量減輕，較經濟。但繼續(xù)提高系統(tǒng)壓力，也會出現相反情況，相應元件強度要增加，材質要提高，制造精度也要提高經濟效果變差。重量與尺寸在固定式機械中，不是最主要因素，但在自行式工程機械中，尺寸和質量就成為一個較突出的設計因素。 2其他因素 (1)提高系統(tǒng)工作壓力，將對密封裝置、元件和輔件的加工精度提出更高的要求。 (2)提高系統(tǒng)壓力，會統(tǒng)壓力般為1420MPa，屬于中高壓，但大型推土機也有向高壓發(fā)展的趨勢要滿足推土機的作業(yè)要求，在整機匹配上，工作裝置油泵消耗的功率，一般占總功率的30一40，所以大型推土機的系統(tǒng)壓力采用高壓級范圍(20MPs)。這里選取系統(tǒng)壓力為16MPa。6.2計算油缸尺寸1計算油缸尺寸油缸的有效面積和活塞桿直徑，可根據油缸負載的平衡關系式得出。油缸無桿腔(大腔)為工作腔時(參閱圖61)： 力MPa，油缸回油腔壓力，MPa，油缸大腔有效面積，m² （6.3）油缸小腔有效面積，m² （6.4） D油缸活塞直徑，m d油缸活塞桿直徑，m； F油缸的最大外負載，N；油缸的機械效率，一般取0.9一0.97。當油缸有桿腔為工b）所示；由此得： （6.5） 圖61 液壓缸計算分析圖 當按以上公式決定油缸尺寸時，需先確定d/D比值，當活塞桿受拉時，一般取d/D0.3一0.5，壓力高的取小比的要求來選取，其中、分別為油缸正反行程速度。取d/D=0.5，得： D=97mm d=48.5mm 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.7最后油缸直徑D和活塞桿直徑d應整為國家標準值。取D=100mm d=50mm還需指出的是，由初選的系統(tǒng)壓力出發(fā)，按油缸最大負載，算出其結構尺寸，再按尺寸的標準系列取標準值后，再復算油缸的工作壓力，即為實際的系統(tǒng)壓力。 =15.11MPa 跟據最大切削深度和最大提升高度選取液壓缸行程為1100mmQQ 1037250680