毕业设计（论文）履带式推土机液压系统设计

上海交通大学毕业设计第1章 绪论推土机在国民经济与国家建设事业中，占据重要的地位。它广泛应用于铁道建筑工程、公路工程、机场建设、水利工程、房屋建筑、市政工程、港口建设、矿山工程、地下工程、军事工程等各种工程项目中，我国建国五十多年社会主义建设的实践充分说明，如果没有大量优质的推土机，是不可能高速高质完成国家的建设项目的。至于人烟稀少，工作面狭窄，工作条件恶劣，高寒沙漠地带，工程质量要求严格的工程项目，没有优质的推土机是绝对不可能完成任务的。推土机的覆盖面广，技术先进，直接关系国家的建设事业，有不少领域等待着人们去探讨与提高，是大有可为的。因此我们从国家建设事业出发，选择了履带式推土机液压系统的设计，是大有前景的。1.1 推土机的现状推土机是一种多用途的自行式土方工程建设机械，它能铲挖并移运土壤。例如，在道路建设施工中，推土机可完成路基基底的处理，路侧取土横向填筑高度不大于1m的路堤，沿道路中心线向铲挖移运土壤的路基挖填工程，傍山取土修筑半堤半堑的路基。此外，推土机还可用于平整场地，堆积松散材料，清除作业地段内的障碍物等。推土机在建筑、筑路、采矿、油田、水电、港口、农林及国防各类工程中，都得到了十分广泛的应用。它担负着切削、推运、开挖、堆积、回填、平整、疏松、压实等多种繁重的土方作业，是各类施工中不可缺少的主要设备。推土机的用途虽十分广泛，但由于受到铲刀容量的限制，推运土壤的距离不宜太长，因此它是一种短运距的土方施工机械。在实际使用中，如果运距过长，由于土壤漏失的影响，会降底其生产率；反之，运距过短时由于换向、变速操作频繁，在每个工作循环中这些操作所用时间占比例增大，同样也会使推土机生产率降低。通常中小型推土机的运距在30100m为宜；大型推土机的运距一般不应超过150m；推土机的经济运距为5080。推土机可按用途、发动机功率、传动方式、行走方式、推土铲安装方式及操作方式等进行分类。1. 用途可分为：普通用型推土机和专用型推土机两类；普通用型推土机。这种推土机通用性好，广泛应用于各类土方工程的施工作业，是目前施工作业中广为采用的推土机机种。专用型推土机。该类推土机包括浮体推土机、水陆两用推土机、深水推土机、湿地推土机、爆破推土机、低噪音推土机、军用高速推土机等。他们均属于特殊条件下使用的专用推土机施工机械。2. 发动机的功率可分为：、前已述及，因为柴油机具有功率范围宽，输出扭矩大，燃料使用经济性好，故障少，工作可靠等优点，所以推土机均采用柴油机为动力装置。按柴油机的功率大小，推土机可分为小型推土机（140KW、中型推土机（59103KW）和大型推土机（118235KW）特大型推土机（功率235KW）等四类。3. 按传动方式可分为：（1）. 机械传动式推土机。它具有设计制造容易，工作可靠，传动效率高，维修方便等优点，但操作费力，对负荷的使用性差，使推土机的作业效率受到一定影响。目前只是小型推土机采用机械传动。（2）. 液力机械传动方式推土机。采用液力变矩器与动力换挡器组合的液力机械传动，具有自动无级变速变矩，适应为负荷变化的能力，且可自动换挡，减少换挡次数，操纵轻巧灵活，使推土机作业效率高等优点。缺点是：液力变矩在工作过程中容易发热，降低了传递效率；同时传递装置结构复杂，制造精度高，提高了知道成本，维修较困难。目前大中型推土机采用这种传动方式较为普遍。（3）. 全液压传动式推土机。它自带泵源，由液压马达直接驱动其行走。因为取消了主离合器，变速器，后桥等总成，所以结构简单，整机质量减轻，操纵轻便，并可原地转向。全液压传动式推土机制造成本较高，且耐用度和可靠性差，维修较困难。目前只在中等功率的推土机上采用全液压传动。（4）. 电传动式推土机。它由柴油机带动发动机电动组，进而驱动其行走装置。电传动总体布置方便，操纵轻便，且能实现原地转向。行驶速度和牵引力可无级调节，对外界阻力有良好的适应性，作业效率高。但由于质量大，结构复杂，制造成本高，目前只在大功率推土机使用，且以轮胎式推土机为主。另一类电传动推土机是采用动力电网的电力，可称为电气传动，该推土机一般用于矿山开采和井下作业，因受电力和电缆的限制，它的使用范围受到很大制约。但此类推土机结构简单，工作可靠，不污染环境，作业效率高。4. 行走方式可分为：（1）. 履带式推土机。起耐用性好，牵引力大，接地比压大，爬坡能力强，能适应恶劣的工作环境，故具有优越的作业能力，但机械质量大，制造成本高。（2）. 轮胎式推土机。其行驶速度快，机动性好，转移迅速方便且不损坏路面，作业循环时间短，适合城市建设和道路维修工程中使用。制造成本底，维修方便。但它的附着性能差，在松软、潮湿的场地上施工时，生产效率底，甚至无法施工。若遇到坚硬，锐利的岩石，轮胎容易磨损，因此轮胎式推土机的使用受到一定限制。5. 按铲刀方式可分为：（1）. 固定式铲刀推土机。起推土铲在水平面内与推土机纵向轴线固定为直角，也称为直铲式推土机。一般来说，从铲刀的坚固性和经济性考虑，小型及经常重载作业的推土机都采用这种铲刀安装方式。（2）. 回转式推土机。其推土铲在水平面能回转一定角度（也可成为直角。它作业范围较广，可以直线行驶一侧排土，适宜平地作业，也宜于横坡铲土侧移。该推土机又称活动式铲刀推土机或角铲式推土机。目前绝大多数推土机用柴油机是由蓄电池电动机启动的，故柴油机操纵机构大为简化，其生产制造、技术使用及维修等日趋成熟。由于液压控制技术的迅速发展，使现代推土机工作装置的控制已实现液压化，它具有切土立强、平整质量好、生产效率高等优点，可满足工程建设对施工质量的要求。1.2 推土机的国内外发展方向1.2.1 国内发展水平及方向推土机在我国的发展大致经力了萌芽期（19501961年）、专业形成期（19611978年）和产品系列形成期（1978年至今）等三个阶段。通过半个世纪的发展，特别是1978年以后，我国的推土机逐渐形成系列，通过引进国外的先进技术，提高了专业技术水平，使我国推土机的产量和品种都有了较大的增长，产品性能和技术水平达到了国际20世纪80年代末、90年代初的水平。目前全国生产推土机的厂家已有20多个，生产规格45300KW不等，年产量已有1万台以上。今后我国推土机的发展主要考虑以下几点：1）. 提高推土机的工作可靠性和使用寿命。国产履带式推土机的可靠性和使用寿命与国际先进水平的产品相比还有比较大的差距。例如，美国卡特匹勒公司生产的履带式推土机的使用寿命为1000012000h，日本小松公司的为800010000h，而国产的仅为300012000h。随着国际先进技术标准的逐步采用、新结构、新材料、新工艺，应迅速提高国产推土机的可靠性和使用寿命。2）. 发展大功率多功能用推土机。目前推土铲的功率均在235KW以下，不能适用大型、特大型工程施工的需要，每年都需进口1000台左右的大型推土机。随着我国基本建设的加快、大中型工程的增多，发展大功率推土机势在必行。而且要积极研制开发多功能的工作装置，以提高推土机的利用率和作业效率。3）. 扩大生产规模、降低生产成本。国内推土机专业生产厂中以履带式推土机为主导产品的有11家。生产73KW以上厂家中年产量多为100200台。产量小，成本高，未形成规模经济。因此必须扩大生产规模，降低生产成本。4）. 发展机电液一体化。目前国产推土机的整体技术水平虽然有较大的提高，但由于近年来世界上技术发展很快，电子技术开始运用于推土机，实现了机电液一体化。例如，在发动机上采用了电子调速器，极限负荷控制系统和燃油喷射系统等，能够根据推土机作业情况，发动机工况，自动调整发动机性能，提高其适应性；推土铲采用自动控制的调平系统，提高了作业质量和生产效率。实现机电一体化是国产推土机发展方向之一。5）. 提高安全、舒适性，符合环境保护法。国产推土机要进一步满足用户要求和拓展国内外市场，必须按国际FOPS和ROPS标准，在推土机上安装防滚翻驾驶室并设置重要部件故障报警系统，以提高推土机的使用安全性。驾驶室内的空调设施，防震可调座椅的设置等要符合人机工程学的要求,提高驾驶员的工作舒适性,降低了噪音,减少了振动,噪声,震动,机械的涂饰等指标均要符合保护环境的要求。1. 2.2 国外水平及发展趋势国外生产推土机的历史较长(起始20世纪30年代末),在先进工业技术的带动下,推土机设计、制造、测试等技术也一成熟.美国卡匹特公司、日本小松公司等生产的推土机的结构、性能,展现了当今国际水平,并在以下特点的基础上继续发展。1）. 型、专用、一机多用。大型推土机施工速度快，生产率高，操纵人员少，使用于大型工程施工的需要。2）. 部件化设计，便于维护保养。将每一部件做成独立的结构完善的单一部件，简化相临部件的连接，这样便于拆装和维修保养。在这方面美国的卡特匹勒公司率先提出了要求，并实现的较好。3）. 液压化。推土机工作装置几乎采用全液压操纵方式。此外，主离合器，变速箱，转向器及制动器等发展为液压操纵式，中小型推土机犹为明显，可视为定势。4）. 发展轮胎式推土机。由于轮胎式推土机具有行走速度高，机动灵活，耗用金属少， 不损坏路面等优点，近年来得到了迅速发展，例如美国的轮胎式推土机产量已占国内推土机的 1/3。 5） . 技术和新结构的应用。随着电子技术的不断发展和计算机应用的普及，微电脑在推土机上的应用日益增多。例如，采用微处理器控制自动变速箱，使推土机能够根据作业阻力变化情况自动地选择适当的挡位（最佳速度），使液力变矩器处于最佳工作状态。推土机在最佳性能下工作，提高了作业效率。此外，由于采用电脑控制，驾驶员可以集中精力注意推土机地功能发挥，换挡，换向。变矩器接合于闭锁等许多烦琐的操作均由电脑控制，减轻驾驶员的疲劳。6） . 采用新材料、新工艺。推土机选材的明显趋势是，除了重要的零部件仍采用高强度合金钢外，许多零件该用廉价的合金元素含量少的低锰钢、硼钢或碳钢，这是由于热处理技术的发展，使其达到或超过合金材料的物理机械性能。推土机的履带行走机构及工作装置，大多是通过淬火、低温回火，获得中碳马氏钢。刀片则采用淬透性好的低合金钢或硼钢，其强度可提高65%，耐磨性也明显提高。1.3 设计的内容与目的1.3.1 设计的内容：本次设计是针对履带式推土机的液压系统进行设计。包括以下几点：第二章： 对推土机的结构进行分析并计算出液压缸的受力，为下面的设计做铺垫。第三章：设计推土机的液压系统，它是总个设计的重点部分。它包括主要参数及性能的初步确定、液压系统方案的确定、执行元件和液压泵的选择、拟订液压系统原理图、选择液压元件、液压系统的验算。1.3.2 设计的目的1）. 研究液压系统在工程实际中的应用。2）. 提高手工和计算机绘图的能力。3）. 提高查阅资料的能力。第2章 推土机工作装置的设计已知参数：1作业重量：G=330KN；外型： 长宽高=7000mm4500mm3000mm。2行使速度（km/h）：前进：挡4；挡7；挡11； 后退：挡4；挡8；挡13；3，铲宽4900mm，铲高1200mm，提升高度1250mm，产入深度600mm，角铲水平面内倾斜25。2.1 推土机牵引力的计算 推土机牵引力和牵引功率的确定，应取推土板前堆满土壤的瞬时作为计算位置 。此时推土机牵引力将克服滚动阻力、坡道阻力、还需要克服土壤切削阻力、推土板前堆积土壤的移动阻力及土壤沿推土板上升的摩擦阻力。计算如下：2.1.1 推土板切削土壤的切削阻力 （N） （11）- 式中： 土壤切削比阻力（N/cm2）； 取：k=0.5N/cm2 （参考工程机械） 切削宽度或刀片长度（cm）； 由已知得：B=400cm 切削深度（cm）； 由已知得：h=60cm代入数据得出： =12（KN） （12）2.1.2 推土板前堆积土壤的移动阻力 （N） 式中：2 土壤与土壤的摩擦系数； 取：2=0.5 （参考工程机械） 堆积土壤的重量； 以土壤堆满推土板时，假设堆积土堆上部为一直线并且土堆沿推土板的断面不变，则土堆重量可按图11作近似计算 图11 推土板前土堆计算 式中：土壤的容重； 由工程机械查的，一般取： =18KN/m3； 土壤的自然坡度，经工程机械查的取：=； 代入数据求得： =24361（N） 从而得出： =12.18（N） 2.1.3 土壤沿推土板上升的摩擦阻力 （13） 式中：土壤对金属的摩擦系数，经工程机械查的=1； 推土板的切削角。取=。代入数据求出：=12.18（N）2.1.4 滚动阻力 （14）式中：机重（KN）。由已知可知 =330KN； 滚动阻力系数。经工程机械查的取 =0.07； 坡度。 取 。代入数据求得：2.1.5 坡度阻力 （15） 代入数据求得：2.1.6 推土机工作过程中的总的阻力 （16） 代入数据求得： 则拖拉机（或牵引车）的牵引功率为： 代入数据求得：（马力）2.2 推土板的合理形状与主要参数的选择1 对不同形状推土板的横截面加以研究后可以看出，当前多采用大曲率半径圆弧推土板。由于切削角大，工作时消耗功率大，切下土壤不能形成土屑，土壤受挤压沿推土板面上升，故这种形式只能推疏松的松土。如将大曲率半径圆弧型推土板切削角减小，则由于推土板后倾，改善了切削条件，切下的土壤易于形成土屑并沿着推土板流动。但是，土屑沿板面会流向推土板后面，卸土时有部分土壤留在推土板上，增加了起升功率；若将大曲率半径圆弧型的推土板下面连接平刀片，则由于推土板的切削角小，形成了良好的切削条件，被切下的土壤容易形成土屑，也便于卸土。但是，在土屑流动过程中，土壤仍受到挤压，因而增加了能量的消耗。 小曲率半径圆弧型推土板，由于切削角小，被切下的土容易形成土屑并沿着推土板面流动，而且，当土屑离开推土板上缘时，仍能想前翻滚，使土堆移动。但是，它卸土困难，一般应用在推土量小的场合。 合理的推土板横截面是变曲率半径的截面，即上部曲率半径较小，下部曲率半径较大并安装平刀片形成合适的切削角。这种推土板具有足够的高度和良好的切削条件，刀刃所切下的土壤形成土屑，并能在推土板曲面部分、翻滚，工作时消耗能量比较小，推土板形状不合理，则在推土板曲面部分将残存部分土壤，切下土壤不能眼推土板曲面流动，而是在土中自下而上的膨胀，消耗在土壤内摩擦的能量就大为增加。试验表明，在同样的土壤条件、相等的切削厚度的情况下，由于推土板形状的差别，可能使推土机的牵引阻力相差8 。2 为了使推土板具有足够的高度和良好的切削条件，刀刃所切下的土壤形成土屑，并沿板面流动、翻滚，工作时消耗能量比较小，采用直式推土板。其结构简图如图12所示： 图12 直铲式推土板计算简图3 推土板的主要参数包括尺寸参数，指推土板高度H、宽度B和形状参数，即推土板曲率半径、中心角、翻倒角、切削角、回转角以及切削刀片的尖角、后角、刀片长度B等，如图13 图13 推土板的几何参数1 推土板； 2刀片 推土板高度采用下式计算： （17） 其中：刀片的垂直高度。其值为：； 刀片的宽度（mm）。取。参考工程机械使用手册； 上段直线高度。其值为：；其中：b上段直线长度（mm）。其值为： ，取 另外刀尖的尖角采用=300 由几何知识显然：=1800- 其中=450，取=800，（参考工程机械手册得：=550因此综上所式，可求出 ：R=854.8855（mm） 2.3 推土机工作装置的受力分析 工作装置的强度计算,首先要选择推土机的计算位置拟定计算条件；其次，确定作用在推土机上的外载荷及作用在工作装置各构件上的力,最后对工作装置的零部件进行强度计算。2.3.1 计算位置的选择 分析推土机强制切土、切削土壤、提升、运移、卸土、空回等作业过程，从强度观点可选择如下几个计算位置。1 推土机正常作业时推土板中点碰到障碍物。计算条件是推土机沿水平表面运动；推土板由切削位置起升到运输位置；在推土板起升的同时，推土机以最大的顶推力移动，考虑惯性载荷。在这个位置对推土板、支架和液压系统的零部件进行强度计算。2 推土机正常作业时推土板边上一点碰到障碍物。计算条件与1相同。此时，对固定推土板的顶推梁、斜撑杆和铰链；对回转式推土板的顶推杆、支架和铰链进行强度计算。3 在液压操纵的推土机强制切土时，计算条件除与1相同外，还要考虑切削深度等于零，油缸推力参加切土条件。以此作为确定液压操纵系统和对推土机进行强度计算依据。 2.3.2 外载荷的确定 推土机工作过程中作用在工作装置上外载荷有重力G、铰C处外力Pc、油缸力S以及土壤反力P，如图14所示。下面分别讨论 1 重力G作用在推土板上的力有沿垂直方向的土壤反力R2和水平反力R1。则 （18） R1=1R2 （19） 式中 土壤承载能力系数，中等条件土壤取=5060（N/cm2）。在这取中间值，取=55（N/cm2）； B推土板宽度或刀片长度（cm）； X考虑磨损后刀片沿土壤摩擦的宽度，如图15所示，X=0.71.0（cm）。取X=1.0（cm）； 1刀片与土壤的摩擦系数，考虑到土壤表面不平和切不平处土时刀片前棱工作的可能性，取1=1。 图14 工作装置受力简图 图15 刀刃与地面接触情况 1推土板；2顶推架；3斜承杆；4液压油缸。 代入数据得：R1=22（KN），R2=22（KN）2. 铰C处反力铰C处反力可分为和，如图14所示。当推土机在水平地面上运动，其升机构在中间位置时，力等于拖拉机（或牵引车）的顶推力。考虑外载荷作用的动力特性，顶推力计算如下 （110）式中 考虑动力特性时的顶推力； 动力性系数=1.5； T拖拉机（或牵引车）最大牵引力，其值为： 或其中 G2提起推土板时推土机总重，由已知可知：G2=330（KN）； 附着系数，=0.80.9。取=0.85； 放下推土板时，拖拉机（或牵引车）重量。代入数据可求得：T=280.5（KN） 则 =420.75（KN）3. 土壤的反力假定土壤对推土板表面的匀称载荷集中作用到推土板刀刃中点上。当推土机作业时，作用到推土板上的外载荷有土壤对磨钝了的刀刃反力R1、R2；土壤对推土板的作用力（分为正压力、摩擦力）。将以上各力在相应的坐标轴上投影，可求出P的分力P1、P2，如图16（a）、（b）所示。(a) （b）图16 土壤对刀片作用力 式中 土壤对钢的摩擦角； 由工程机械查的=450力P1的最大值取决于拖拉机的牵引可能性，即 代入数据求出：P1=420.75（KN）； （KN）；（负号代表方向与所取方向相反）4 起升机构的力S液压操纵的推土机,推土板的动作靠双作用液压油缸来完成，因此油缸力必须综合考虑推土板强制切土和从土中拔出推土板两种工作状态。推土板升降油缸的力取决于推土机的工作状态和推土机的整机稳定性。（1） 油缸推力的确定推土机在水平地面进行强制切土时，油缸所具备的推力由工作装置平衡条件求出，如图17所示。 图17 推土板强制切土时计算参考同类产品初选推土机工作机构的各个尺寸，如下： =2.5m； l=3m； l0=2.35m； m=0.48m； G=1500kg； =450。为所求油缸的推力。取 其中 G工作装置重量。 整理上式则油缸的推力 （111）代入数据求得： St=8.1（KN）（2） 油缸拉力的确定推土机切削终了，推土机由切削位置变为运输位置，工作装置提升时，起升力既油缸拉力，由图18可求出：取 图18 推土板起升受力计算 参考同类产品初选工作机构的各个尺寸如下：l1=2.9m；式中 被抬起土壤的重量，其值为； 其中 推土板内土壤面积，图18画阴影部分，由几何知识易求得： =0.24（m3）从而的出： =17.3（KN）被抬土壤与留下土壤间的滑移阻力，其值为：其中 F滑移面积（假定滑移沿着通过刀尖的垂直平面进行），F=BH（mm2）=48000（mm2）C滑移时土壤粘结力（N/cm2）；参考工程机械查得 C=0.6N/cm2； 从而求得： Q=280.5（KN）； P1作用于工作装置上土壤水平分力之和，取P1=T=R=280.5（KN）。整理上式则油缸所具备的拉力 （112）代入数据得：。油缸拉力的最大值受整机稳定条件限制，此时拖拉机会绕A点倾翻，如图19所示。取 （113） 式中 由稳定条件确定的 油缸最大拉力。 （114） （115）参考同类产品初选工作机构的各个尺寸如下：； =1.5m； ；代入数据，将式（113）、（114）、（115）联立求得：。明显满足要求第3章 液压系统的设计3.1 载荷的组成和计算3.1.1 液压缸的载荷组成和计算如图为液压缸为执行元件的计算简图。其中是作用在活塞杆上的外载荷。除此之外，活塞还受摩擦载荷及惯性载荷。但由于活塞质量和速度并不是很大，相比外载荷更是微不足道，因此可以忽略不计。液压缸的外载荷有：推土时的推力：=8.1（KN）收推土板的拉力：=139.5（KN）3.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算 （1）. 液压马达载荷转矩的计算 （其中根据同类产品初选驱动轮半径R=400mm） （116）取液压马达的机械效率为，则其载荷转矩：。 （117）3.2 液压系统主要参数计算3.2.1 初选系统工作压力参考同类产品，初选工作压力P=25（）；3.2.2 计算液压缸的主要结构尺寸1). 确定液压缸受拉时载荷最大，其载荷为139.5KN；则 （118） 液压缸回油腔压力，即背压力，参照表2、24取值为=1MPa 液压缸工作腔压力，其值=P=25MPa；又参照表2、25得： （119）由（118）、（119）式代入数据求得： D=85（mm）， d=60（mm）粗算其行程： 取行程为=600（mm）参考机械设计设计手册液压传动部分的工程用液压缸的选择，选择型号为：； 其D=100（mm），d=70（mm）。同理 松土器升降油缸型号为：；铲刀倾斜油缸型号为：。3.2.3 计算液压马达的排量液压马达是双旋转的，其回油直接接回油箱，视其出口压力为零。机械效率为这样： ； （120）3.2.4 计算液压执行元件实际工作压力 1). 根据液压缸的结构尺寸其实际工作压力 （121）代入数据求得： P1=18.3；2). 液压马达的执行元件实际所需流量 （122）代入数据求得：；3.2.5 计算液压执行元件实际所需流量1). （123）（根据同类产品初选）代入数据可求得：2). （124）代入数据求得： 3.3 制定系统方案和拟订液压系统图3.3.1 制定系统方案 1). 执行机构油缸及控制阀的确定执行机构的动作分为推土板的垂直倾斜、升降以及松土器的升降运动。对于推土板的垂直倾斜运动，需用有控制推土板倾斜的液压油缸，因其只有倾斜运动，固液压油缸选为单活塞杆双作用液压油缸进行控制；而对于推土板的的升降运动，也可用单活塞双作用液压油缸进行控制。考虑到油缸的受力问题，可在两边个装一个液压油缸，使其受力均匀；同理，松土器的升降运动同样可采用单活塞双作用液压油缸进行控制，以满足要求。 对于铲刀垂直倾斜油缸，当其工作时，即控制阀的中位时，油泵产生的压力油要直回油箱；而当其工作时，操纵控制阀，压力油又能改变方向从而使油缸活塞杆能产生不同的运动方向，即收缩及拉伸运动。要满足上述要求以及考虑到人体手感的舒适敏捷性，选控制阀三位五通手动换向阀进行控制。同理，松土器的分析也一样，控制阀也选用三位五通手动换向阀进行控制。不同之处在于当松土器松土碰到坚硬障碍物而不能松土时，如果这时没有一个卸油装置，则会使松土器油缸产生很大的压力，从而降低液压油缸的寿命甚至产生爆炸危险。因而还需在与松土器有杆面相连的油路上连接一过载阀进行保护。同时考虑到当松土器在很松的土壤上或者不平的路面上工作时，松土器油缸的活塞会在重力的作用下产生运动，从而使油缸有杆腔产生气泡，这对油缸是相当不利；因而需有一补油装置来防止上述情况产生。在这我们采用一单向阀直接装在油缸与油箱之间，从而避免上述情况。除此之外，由于松土器通常在环境恶劣的情况下工作，油缸内油压变化很大，从而产生很大的震动，这震动会影响到油的正常运行，固还需在油缸与油泵之间连接一单向阀来阻止干涉的产生。铲刀升降油缸是综合上述两种情况选择控制阀的。其不同在于铲刀有四个工作位：举升、保持、下降以及浮动。因此其需选用四位五通手动换向阀。单向阀的选择与松土器的选择一样。上述三种油缸还需满足他们产生的运动不能同时产生，否则就会产生干涉。2）. 行走机构的确定机构的行走是由两液压马达驱动的，由于行走条件非常恶劣，为了充分利用发动机的功率，满足在不同路面的行使速度与同步性；除有总功率调节而需的两台液压泵供油保证同步性外，还需有高低速转速转换调速阀保证液压马达的高低速转换；而高低速转换阀只有工作和不工作两种工作位，且要随马达高低速变化而转换，固其选用两位两通液控换向阀来控制马达高低速转换，时还要在马达的回油箱油口接两个单向阀形成封闭油路。当马达不工作时自成闭式循环回路供补油（供油源是给液压缸供油的液压泵提供的，因此还需一个两位四通的电磁阀控制）。其次，由于马达的正反转（即油路的改变），且当马达不工作时油泵所提供的油需流回油箱，并考虑到操纵的方便敏捷性，固选用三位六通的液控换向阀进行控制。当马达碰到超负荷工作的情况下还需有压力保护，负负荷工作时限制回路压力，因还需在马达的进油口连接一个益流阀，出油口连接一安全阀。除此之外，考虑到实现行走时大流量，不行走时小流量，因而还需一个能随工作机构液压泵出口压力作为外控制指令控制行走机构液压泵的流量的调节器。综上所述，马达需选用四个，两个驱动履带行走，另两个马达实现两条履带的同步行走。3.3.2 拟订液压系统图3.4 液压元件的选择3.4.1 液压泵的选择1). 液压泵工作压力的确定（给液压马达供油的油泵） （125）液压执行元件的最高工作压力，对于本系统最高压力是液压马达进口压力； （126） 泵到执行元件间总的管路损失。取代入数据可求的液压泵工作压力为：。2). 流量的确定 （127） K泄露系数，取K=1.2； 最大流量工况，在这 代入数据可求得：；因选用两个液压泵，固一个液压泵流量。参考机械设计手册液压传动部分，选用型号为：A7V107型斜轴式轴式柱塞泵；其流量 ，额定压力同理，可选定为液压缸供油的油泵型号为：CBFD25齿轮泵，额定压力 额定排量；额定转速。3.4.2 液压马达的选择前面已求的马达排量为，系统的工作压力为25MPa，马达的转矩。参考上述数据及机械设计手册液压传动部分，选用型号为：NJMG25型内曲线径。柱塞马达。其排量；额定压力；额定转矩。3.4.3 液压阀的选择选择液压阀主要时据是阀的工作压力和流过阀的流量。序号名称通过流量型号及规则3溢流阀150.5DBDS30P4安全阀150.5DBDS30P5溢流阀150.5DBDS30P6安全阀150.5DBDS30P7三位六通液控换向阀150.5WH32HE8三位六通液控换向阀150.5WH32HE9二位四通电磁阀1024F32B20E2410二位四通电磁阀1024F32B20E2411液控高低速转换阀150.524YF3ME32BZZ12液控高低速转换阀150.524YF3ME32BZZ13单向阀C2G-82514单向阀C2G-82519单向阀C2G-82520单向阀C2G-82522溢流阀15DBDA30G23过滤器安全阀50.12DBDA30G24铲刀升降操纵阀50.1234SH-HBT25松土器升降操纵阀50.12DMG-01-3C-5026铲刀垂直倾斜操纵阀50.1234SH-HBT27安全阀 50.12DBDA10G28止回阀50.12C2G-82529单向补油阀40C2G-81530止回阀50.12C2G-82531单向补油阀40C2G-8153.4.4 确定油箱的有效容积按下式来初步确定油箱的有效容积 （128） 已知所选泵的总流量易求出，这样液压泵没分钟排出压力油的体积为0.35m3。 参照表2.43取a=6；算得有效容积。3.5 液压系统性能验算 3.5.1 液压系统压力损失 压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部损失，总的压力损失为： （129） 式中 管道长度；管道内经（m）；液流平均速度；液压油的密度；沿程阻力系数；局部阻力系数；参考同类产品几现代工程机械液压系统与液力系统得：=70m； =0.032m； =4m/s； =880kg/m3； =0.032； =0.1。 式中 Q通过阀的实际流量；阀的额定流量；阀的额定压力损失；从查工程机械产品样本得：=0.1； 代入数据求得1MPa 满足要求3.5.2 计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：（1）. 液压泵的功率损失 （130）式中Pr是液压系统的总输入功率；Pc是输出的有效功率。 式中 工作周期（s）； 取=4小时=3600（s）；z、n、m分别为液压泵、液压缸及液压马达的数量；z=3， n=5， m=4；、第i台泵的实际输出压力、流量及效率；、前面已算出，取=0.8；第i台泵的工作时间（s）；t1=t2=1400（s）；、液压马达的外载荷转矩、转速以及工作时间；、液压缸外载荷及驱动此载荷的行程。参考同类产品及前面算得的数据： 所以可得：（2）. 计算散热功率 前面已粗算油箱的有效容积为2.1m3，按V=0.8abh，求得油箱各边之积：取a=1.5m， b、h为1.32m3；所以求得散热面积为：油箱散热功率为： 式中 Kt油箱散热系数，由表212取； 油温与环境温差， 取；代入数据可得： 由此可见，油箱的散热与系统散热的要求相差不大，满足要求。 总结本次毕业设计是大学期间最后一次设计、也是大学期间涉及的知识面最广的一次设计，设计时间最长的一次。它将大学期间所学的知识多融合在一起，环环相扣。下面是我对本次设计的一些感想。在指导老师的精心指导和同学们的相互帮助下，我们顺利地完成了本次毕业设计地任务。在设计的过程中，我们碰到了很多的困难，但是在我们的努力下困难一个个被我们闯过，最后终于按照学校的要求完成了任务。这次毕业设计有别于我们以前的任何一次的设计，因为它设计的知识面是设计中最广的，并且要求我们有一定的创新精神。设计的过程是复杂而有序的，首先是读懂自己的毕业设计题目，明确设计任务。然后在查找相关的资料。其次再进行设计计算，并且画图，设计和绘图是互动的过程，因为设计是为绘图服务的，而绘图是为表现你的设计的。因此，绘图是个不断的重复的过程，直到达到要求为止。通过这次毕业设计，我们巩固了大学期间学到的知识，特别是液压系统知识。提高了查阅资料、手工绘图、计算机绘图的能力。其次还提高了我们的实践能力，加深了同学之间的友谊。总之，这次毕业设计是整个大学教育过程中的重要的环节，它是有别于课堂教育的一种教学形式，是理论与实际的结合。为我们以后的工作打下了坚实的基础。谢词本次毕业设计的课题时:履带式推土机液压系统的设计。历时一个多月。设计综合了工程机、液压原理、机械制图、机械原理、机械制造工艺等多科知识。在设计过程中，我们碰到了很多困难，因为我们以前对工程机械不太了解。经过卢老师的指导及自身的亲身体验，使我们对所设计的工程机械有了进一步的了解。这次设计过程中，卢老师经常来到设计教室为我们指导解答我们设计过程中遇到的各种问题，使我们这次设计能得于比较顺利的完成。可以说如果没有卢老师得精心指导，我们是不可能这么顺利地完成这次设计的。在次我要衷心地感谢卢老师这一个多月来对我地精心指导和照顾，谢谢卢老师！另外，我还要谢谢我们同组的同学（王凡、刘志勇、沈钱富、周文相等），我们成分发挥了团结互助的精神，使我们突破了一个又一个的困难，最后终于顺利地完成了毕业设计。参考资料1 扬培元，朱福元。液压系统设计简明手册。北京：机械工业出版社，1994年；2 吉林大学，工程机械液压与液力传动（上，下）。北京：机械工业出版社，1983年；3 唐经世，京国安。工程机械（上、下）。北京：中国铁道出版社，1996年；4 成大先。机械设计手册（第四版）。北京：化学工业出版社，1993年；5 张林，朱明才。工程建设机械、机电液一体化。石油大学：石油大学出版社，2001年；6 张栋林。地下铲运机。北京：冶金工业出版社2002年；7 华南理工大学。机械工程英语。北京：机械工业出版社。2002年；8 章宏甲。液压传动。北京：机械工业出版社2002年；9 液压传动设计手册10 华中理工大学。画法几何机械制图。北京：高等教育出版社，2002年。11 工程机械产品样本1979年编。 附录 AHYDRAULIC SYSTEMINDUSTRIAL HYDRAULIC CIRCUITThe purpose of the pump is , of course , to give pressure to the oil ; in other words , to give power to the machine ,the purpose of the values is to control the flow of oil and to apply the power when and where it may be needed . To illustrate as simply as possible how this is accomplished in a “ circuit ” , that is , in the rum of oil from the reservoir , through the pump , the valves , the valves , the driven unit , and back to the reservoir references are made to the diagrams shown in Figs 11 and 11.2 . First , get the general idea of the circuit from Fig , 11.2 (omitting the feeding mechanism ) , then a clear understanding of the operation of the speed-control and reverse valves (Fig 11.2) , after whi8ch it should not be difficult to understand the details of Fig.11.2 including the feed mechanism . The diagram in Fig.11.1 shows speed-control valve open (speed control-piston) pulled out , permitting the exhaust through V port (9) to the reservoir . through R1 to the intake port (1) in the valve , out through (3) to the right-hand end of the cylinder , and forces the piston out of the cylinder and down through (4) , across the spool through port (2) , and on down through the V port (9) to the reservoir . The instant the valve is changed , the flow of oil through the valve is reversed (as shown in Fig.11.2) , and the piston travels in the opposite direction .Referring to a in Fig.11.2 (which is an enlargement ) of the valve in F.11.1 , oil from the reservoir ( and pump) , through R1 to (1) to (3) to the cylinder , pushers the piston to the left ; oil on the other side of the piston escapes from the cylinder down through (4)to (2) to (9) to R2 to the reservoir . Notice that the oil can enter (1) but cannot enter (5) because it is stopped by the land (11) ,also that it cannot get through (12) because it is stopped by the land (13) .In b(Fig.11.2) the valve is shown shifted to the left . This merely closes (1) and opens (5) . oil flows now through R1 to (5) to (4) to the left side of the cylinder , and at the same time the oil on the right side of the cylinder exhausts through (3) to (2) to (9) to R2 to the reservoir . Note that , as in a , the oil can flow on as stated ; elsewhere it is shut off by the lands on the valve plunger . Referring to the speed-control plunger , the V port (9) is simply a notch cut in the side . Rotating the plunger a slight amount serves to reduce the size of the port , and of course , the amount of oil that can pass through the port , and consequently the speed of the driven piston in the cylinder and therefore of the sliding worktable . when the V port (9) and the table remains stationary ; oil from the pump by-passing through the exhaust line (12) and the space (14) . This is the way to stop the table , instead of shutting off (9) entirely