毕业论文-履带式推土机的设计

（2010届）本科生毕业设计履带式推土机的设计学 院（部）： 机 械 工 程 学 院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 班 级：指导教师姓名： 职称 讲师 最终评定成绩 2010 年 摘 要推土机在土石方工程中被广泛应用，推土工作装置是其承受工作载荷的主要部件，并将载荷传递至机体，受力情况非常恶劣。在复杂多变的工作外载荷作用下，分析计算推土工作装置在不同工况、不同部位危险点的应力分布，是设计推土机工作装置所必需的。 本文进行了推土机的总体设计、推土机重心计算、推土机工作装置结构设计。本次设计工作装置采用固定式直倾推土铲，双液压缸提升。根据任务书设计了铲刀和推土板的主要尺寸，并使用CAD制图软件，更直观的将设计体现出来。 本设计选择了危险工况和计算位置进行了强度校核， 并借助计算机选取危险截面进行了有限元分析，对结果进行了对比分析。经过校核，该结构设计合理，满足使用要求。稳定性分析中，是在切土作业和坡道运行中进行的分析。并根据受力情况对液压缸进行设计，得出相应的缸体尺寸。 关键词：推土机；工作装置；液压缸；强度校核；CAD制图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 录第1章 绪论11.1推土机概述11.1.1 履带式推土机介绍11.1.2 推土机的应用21.1.3 我国推土机产品的发展前景21.1.4 推土机总体设计的任务31.2课题任务31.3 课题背景和设计意义3第2章推土机总体方案设计52.1各个机构的选择5动力装置5传动机构52.1.3 行走机构6工作装置6液压系统62.2 推土机总体参数选择62.2.1 推土机重量和接地比压6推土机的行走速度7铲刀的垂直压力和比压入力7铲刀的提升高度和切削深度72.2.5 推土机生产率7第3章推土机重心计算94.1重心位置分析94.2重心位置的确定9第4章推土机工作装置设计114.1工作装置结构类型114.2工作装置主要参数及结构尺寸的确定124.2.1 铲刀的高度和宽度124.2.2 推土板角度参数的选择124.2.3 推土板曲率半径144.2.4 推土板直线部分及挡土板尺寸154.2.5 顶推架于台车架的铰点位置154.2.6 铲刀钢板厚度154.3推土机工作装置的强度计算154.3.1 土壤的切削性能154.3.2 推土机受力分析164.3.3 推土机作业阻力计算184.4推土机铲刀的强度计算204.4.1 计算位置的确定（第一计算位置）204.4.2 超静定计算204.4.3 斜撑杆强度计算274.5第三位置计算284.5.1 顶推架的强度计算284.5.2 铰销轴强度计算29第5章推土机的稳定性计算315.1推土机切土作业的稳定性315.2推土机坡道运行的稳定性325.2.1 纵向稳定性325.2.2 横向稳定性33第6章液压缸设计346.1系统压力的确定346.2计算油缸尺寸34结论37参考文献38致谢39第一章 绪 论1.1 推土机概述1. 1.1履带式推土机介绍（1）.历史介绍履带式推土机是由美国人Benjamin Holt在1904 年研制成功的，它是在履带式拖拉机前面安装人力提升的推土装置而形成，当时的动力是蒸汽机，之后又先后研制成功由天然气动力驱动和汽油机驱动的履带式推土机，推土铲刀也由人力提升发展为钢丝绳提升。随着技术的不断进步，目前推土机动力已经全部采用柴油机，推土铲刀和松土器全部由液压缸提升。推土机除履带式推土机外，还有轮胎式推土机，它的出现要比履带式推土机晚十年左右。我国生产推土机，是新中国成立以后才开始的。（2）.推土机分类按行走方式，推土机可分为履带式和轮胎式两种。履带式推土机附着牵引力大，接地比压小(0.04一0.13MPa)，爬坡能力强，但行驶速度低。轮胎式推土机行驶速度高，机动灵活，作业循环时间短，运输转移方便，但牵引力小，适用于需经常变换工地和野外工作的情况。按用途可分为通用型及专用型两种。通用型是按标准进行生产的机型，广泛用于土石方工程中。专用型用于特定的工况下，有采用三角形宽履带板以降低接地比压的湿地推土机和沼泽地推土机、水陆两用推土机、水下推土机、船舱推土机、无人驾驶推土机、高原型和高湿工况下作业的推土机等。 我国目前生产的主要是通用型推土机、湿地型推土机以及适应西部大开发达高原型推土机。经历了20多年的稳步发展，目前我国推土机行业已形成从59kW(80马力，山推的SD08推土机，在5.12汶川地震中，由俄罗斯米-26直升机吊起到施工现场)到309kW(420马力，为山推近年来开发的SD42推土机，主要出口到俄罗斯，另据山推内部消息，机、传动系统、工作装置、电气部分、驾驶室和机罩等组成。其中，机械及液压传动系统又包括液力变矩器、联轴器总成、行星齿轮式动力换挡变速器、中央传动、转向离合器和转向制动器、终传动和行走系统等。 动力输出机构以齿轮传动和花键连接的方式带动工作装置液压系统中工作泵、变速变矩液压系统变速泵、转向制动液压系统转向泵；链轮代表二级直齿齿轮传动的终传动机构（包括左和右终传动总成）；履带板包括履带总成、台车架和悬挂装置总成在内的行走系统。1.1.2推土机的应用推土机采用机械传动或带液力变矩器的液力机械传动系统，也有少数采用液压传动系统。推土机是填埋场应用最为广泛的机械。主要功能是将垃圾从面只以山推工程机械股份产品为例作一介绍：其中的一些性能特点在选购任何厂家的产品时可参考比较卫型推土机，飞轮功率额定转速操作质量山推环卫型推土机系列产品是山推工程机械股份，根据中国国情和我国城市生活垃圾散碎杂等具体情况，研制开发的是按照市场需求并经多次改进反复试验生产的技术成熟，性能优异的经济型推土机。变型机种按适用范围可分为环卫型推土机环卫型推土机环卫型推土机主要适用于垃圾场的填埋平整压实堆积等工作也可用于牵引。1.1.3我国推土机产品的发展前景（1）.开发小型推土机 与北美、西欧和日本市场相比，中国小型推土机市场无论是销量，还是小型推土机与重型推土机销售总量中所占的比重，都有相当大的差距。推土机行业必须借这次机遇，努力满发展中国家开发小型工程机械产品，其定位一定要准。应该用不同的技术、针对不同用户群来解决定位准的问题。应首先开发满足发达地区广大农村市场的低端产品。而高端产品更多应考虑未来用户的需求。（2）.尽快完善和解决适应西部高原地区作业的关键技术 1、采用功率恢复型的增压技术。2、热平衡技术。 3、防风护设备及机具的配置。5、低温预热系统的采用。 6、多自由度推土装置的开发应用。1.1.4 推土机总体设计的任务根据所要设计的推土机的主要用途、作业条件、制造情况等全名正确的确定影响整机性能的主要参数要性能参数。（3）按总体性能要求，确定各总成主要参数及相互之间的关系。（4）进行必要的总体计算。（5）绘制整机尺寸链图及总图。（6）辅助系统设计。 总体设计对整的，但组合在一起不一定能取得良好的的效果。因此在总体设计中，各总成要相互协调，不能片面强调某一局部，必须从整机出发全面考虑，从而获得较高的经济技术指标。 1.2 课题任务本设计题目进行推计算，最后进行铲斗的三维设计。 1.3 课题背景和设计意义随着社会经济的发展，竞争无处不在，现在对学生的要求越来越高，不仅对学生的理论要求提高了，而且对学生的动手能力的要求也有所提高，而这次的毕业设计就是对学生的理论实践能用了结构力学的知识，提高学生对软件的应用能力。第二章 推土机总体方案设计2.1各个机构的选择推土机总体结构包括动力装置、传动机构、行走机构、工作装置、液压系统、电气系统和驾驶室等。 2.1.1 动力装置推土机的工作特点是在户外连续作业，且阻力时常变化，宜选取 12 小时功率作为发动机装车的标定功率，转速在18002000r/min之间，功率为120kw，速度适应系数应在 1.351.55 的范围内。 选用斯太尔 WD615T1-3 六缸四冲程柴油发动机，额定功率 120kw，最大输出扭矩 840Nm。2.1.2 传动机构采用发动机液力变矩器变速器中央传动最终传动的路线。 （1）液力变矩器 推土机功率 120kw，属大型推土机，应选液力机械传动。液力机械传动所选变矩器应有较大86%。该变矩器使推土机输出力的大小能自动适应外负载的变化，并保证超载运行时发动机不熄火。 （2）变速器 变速器要求结构紧凑，换档平稳，换档时无需切断动力。 采用行星齿轮式动力换档变速器，速度的切换通过手操作液压控制阀实现，前进后退各三档，采用强制润滑。（3）中央传动和最终传动 采用一对螺旋圆锥齿轮传动，将动力分左右两部分。通过左右转向离合器再将动力传给最终传动，最终传动为二级直齿轮减速机构，结构简单，承受力强，是推土机的主要受力部件。 （4）转向机构 采用多片湿式转向离合器，利用弹簧压紧，手操纵（与制动器联动）油压助力压缩，液压分离；采用湿式带抱式脚踏油压助力转向制动器，以转向器从动鼓作为制动鼓。2.1.3 行走机构行走机构由，缓冲弹簧起缓和冲击的作用。履带为密封润滑型耐磨损，摩擦系数低，使用寿命长。 2.1.4 工作装置推土铲可根据不同的使用土况配置角铲、直倾铲、U 形铲和环卫铲。后工作装置可配置单齿松土器、三齿松土器、工业绞盘、拖式铲运机、拖式振动压路机等，并可根据用户需要改装成质量，操作轻便，易于控制。工作装置布置在推土机前端，主要包括推土铲刀、顶推架、水平撑杆、斜撑杆和控制推土铲刀起落的液压缸。直倾式铲刀的推土板采用中部为圆弧段，上部为挡土板，下部为直线段的复合型推土板，推土板断面结构为半开式。推土板侧边与推土机纵轴方向夹角一般为 57 度。2.1.5 液压系统液压系统分为变速变矩液压系统、转向液压系统和工作装置液压系统。变速液压系统由变速泵、变速阀等组成，用于推土机的前进、后退和变速换挡，使推土机换挡平稳、可靠、省力。转活可靠。工作装置液压系统由工作泵、控制阀和液压缸等组成，用于推土机工作装置的提升、下降和保持，作业效率高。2.2推土机总体参数选择推土机的总体参数包括重量、速度、牵引力等。初选时，一般按经验公式或相似法则来确定，然后通过总体计算来校核总体性能。如果计算结果不够理想，必须对某些参数做适当的修改，以获得良好的总体性能。2.2.1 推土机重量和接地比压推土机的重量总体性能影响很大，他是衡量发动机功率利用的一个重要参数。此款推土机的使用重量用重量与履带接地面积F之间的比值按下式计算： q= （2.1） 式中：推土机的使用重量（KN）; L履带接地长度（m）； b履带板宽度（m）；其中，是173.85般在60KPa左右。2.2.2 推土机的行走速度推土机前进时13档的速度4.9 Km/h，4.98.5 Km/h，8.513.6 Km/h.2.2.3 铲刀的垂直压力及比压入力铲刀的垂直压力p是以推土机在油缸的作用下，抬头失稳极限情况下确定的，其计算公式如下：P=（N） （2.2）式中：推土机使用重量（N）； 、铲刀切削刃及整机重心至倾翻点水平距离；为17385N, 、分别为3.5m，1.2m，所以有如下：P=17385N=42255N比入压q是铲刀单位支地面积的垂直压力。q按下式计算：q3.4MPa F切削刃接地面积（）。2.2.4 铲刀的提升高度和切削深度此款推土机铲刀的提升高度为1095，铲土深度为545。2.2.5推土机生产率 影响推土机生产率的因素 V= （2.4） 式中：推土板宽度（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，取；土地的充盈系数，取1.0。 所以V=1.0=0.0632 推土作业生产率: =(/h) （2.5） 式中：推土机作业时间利用系数，取0.90；推土板土量损漏系数，取决于运输距离L,=1-0.005L；坡度作业影响系数，取0.7； T一个推土周期循环时间（s），取 T=+2+ （2.4） 式中： 切土距离，取10m；运土距离，取50m； 、分别为切土、运土、返回的速度（m/s）,分别取0.8 m/s、1.6 m/s、4 m/s;推土机掉头时间，取10s；换挡时间，取4s；铲刀下落时间，取1s。 所以T=84s 推土作业生产率=1.28 /h 第三章 推土机重心计算3.1 重心位置分析推土机的中心位置主要是指纵向的位置，横向一般分布在推土机纵轴中心线上，重心的高度在满足离地间隙要求的情况下，为提高稳定性，应尽量降低。 影响重心位置有两个：一个是总体布置是否合理；另一个是作用在铲刀上的外载荷的变化。推土机在各种工况作业时，地面对铲刀反力的大小和方向是影响接地比压的重要因素。显然不可能要求在任何情况下推土机接地比压均匀，并使得压力中心保持在接地中心上，因此只能找出一个对推土机总体性能影响最大而又经常遇到的工况，满足上述要求，这是推土机重心合理布置的基本要求。3.2 重心位置的确定1 理论分析：为了使液压推土机铲刀具有良好的的强制入土的性能，重心入土以强制入土为基本情况。此时，要求接地比压均匀，压力中心位于接地重心上。如图3-1： 图3-1 重心位置的确定以驱动轮中心线与地面交点O为坐标原点，建立坐标系。重心位置距O点为l，地面对履带支反力的合力N距O点为接地长度的一半，即L/2。由=0得： N= （3.1）由=0得： N=0 (3.2)则 =+=1.46m从上式可见，推土机重心的确定，以入土工况为基本工况是，必须将重心布置在接地中心之前，其前超量为。重心位于接地重心之前，使铲刀强制入土性能提高，入土力大，不易抬头。第四章 推土机工作装置设计4.1 工作装置结构类型推土机的工作装置也称铲刀，它包括推土板，顶推架，铲倒升降机构等。推土板的横向结构外形为直线型，直线型推土板切削力大，但推土板两侧有土遗漏现象。推土板前土形成的时间较长，因此它主要用于短距离土的剥离和运输。如图4-1： 图4-1 直线型固定式铲刀推土板纵向外形结构为复合型，下面直线段，上面为圆弧段。如图4-2所示： 图4-2 推土板结构外形推土板断面结构为断方向的夹角是。推土板两侧轮廓为直角外形。推土机的外形对减少推土机在作业时的能量消耗，提高作业效率有很大关系。合理的推土板外形土的切削阻力较小，土屑沿推土板面向上滑移时，摩擦功消耗较小，并且土屑再向上滑移的同时，向推土板的前方滑落，容易形成较大的土块。设计推土板外形是要考虑以下因素：（1）土屑在推土板上缘易向前翻落，不应越过刀背向后翻落。（2）推土板前前面上升时变形小。（4）推土板卸土干净，不易粘着湿土。 4.2 工作装置主要参数及结构尺寸的确定4.2.1铲刀的高度和宽度（1） 铲刀发动机的额定功率，可按以下经验公式确定： =（220275） （） (4.1) 式中:发动机的额定功率（KW） =233=1149 （4.2）(2) 铲倒宽度 铲刀切削刃外廓宽。推土机铲刀必须有自身开辟道路的能力，因此铲刀宽必须3） （4.3） =31149=34164.2.2 推土板角度参数的选择 推土板的形状对减少推土机作业过程中能量消耗， 提高作业效率有很大关系。合理的推土板外形，土的切削阻力较小，土屑沿推土板面向上滑移时，摩擦功消耗较小，并且土屑在向上增加了能量的消耗。对于同样的土，当切削面积相等时，推土板外形稍有改变，切削阻力就随之改变，所需的顶推力也就不同。推土板角度参数包括切削角，后角，刀刃尖角，前翻角 ，挡土板安装角 ，推土板斜装角，挡土板垂直面倾斜角。推土板各角度如图 4-4所示。 图4-4 推土板角度参数（1）切削角的选择 切削角是铲刀支证后角大与 30。因此过小不仅使得不（2）后角的选择 后角是刀片后端斜面与地平面的夹角，若30，由于地形起伏会出现刀片背后接地现象（此时=0），从而增加摩擦阻力，使切削能力降低。若太大，则推土阻力明显增大。选为 30。 （3）刀刃尖角的选择 刀刃尖角是刀（4）前翻角的选择 前翻角是推土板最上缘切线与水平面夹角。的选择主要考虑使土屑沿推土板上缘向前翻落性能良好。选为 75。 （5）推土板回转角的选择 推土板回转角是指在水平面内，推土板与推土机纵轴线的夹角，对于固定式铲刀。取=90。 （6）推土板倾斜角的选择 推土板倾斜角是在垂直面内推土板与地平面夹角，有了角能使推土机在坡地上，横向推出水平切土面，以及在平地上推出横坡，另外对较坚硬土可用角铲作业（铲刀尖肯地）。的调整范围，取为10。 （7） 挡土板安装角的选择 挡土板安装角是后面翻落并增加推土板前积土量。（8）推土板斜装角的选择 推土板斜装角是整个推土板与地面倾斜安装的角度。过小，一方面土屑易从推土板上缘往后翻落，使得土屑上升变形加大，增加切削阻力。取=75。 推土板角度参数值的选择见表 4.1。 表4.1 推土板角度参数4.2.3推土板曲率半径 推土板曲率半径 Rg 是铲刀的重要参数之一，它直接影响到推土机的作业性能。当推土板高度一定，其中不使土屑往推土板后面翻落是主要因素，也就是要求 （0.80.9）Ho,通常取 Rg= Ho。4.2.4推土板直线部分及档土板尺寸 固定式铲刀推土板采用下部为直线段的复合形推土板，下部直线部分用来安装刀片，直线部分等于刀片宽度。 取 a=0.15Hg=172.35180mm 推土板垂直高度根据总尺寸确定。4.2.5顶推架于台车架的铰点位置 顶推架铰接在台车架上，其铰点位置影响铲刀升降机构的运动，它与铲刀升降高度、顶推架长度等参数有关。 顶推架铰点位置对台车架的受力状况影响很大(尤其当铲刀受到偏载及横向力时，太靠前则台车架发生较大形变，太靠后则推土机易前翻)，为了使铰点反力均衡的(纵向和横向)传至台车架和八字架上，避免台车架受力过大发生形变，铰点位置一般选在八字架与台车架联接中点的附近。4.2.6铲刀钢板厚度推土板及顶推架均是钢板焊接部件，钢板厚度由刚度和强度条件确定。取钢板的厚度为22。4.3 推土机工作装置的强度计算4.3.1土壤的切削性能表1 几种土壤的粘聚力C和重度塑性土壤的种类 粘土 亚粘土 亚砂土C/MPa/(KN/m)C/MPa/(KN/m)C/MPa/(KN/m)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流动0.005180.00518.00.0018.0表2 土壤的自然坡度角 种类状态碎石砾石 砂石 粘土轻亚粘 土种植土粗砂中砂细砂肥土贫土干354030383545504040湿454032353035403035饱和253527252015302025表3 土对钢和土对土的摩擦系数、土壤名称砂土和亚砂土 0.8 0.35中质亚粘土重质亚粘土 1.2 0.80土壤内摩擦角=，土与钢的摩擦角。表4 各种土壤的切削比阻力及刀刃入土比阻力（MPa）土级别 土的名称 砂、砂质上、中等湿度的松撤粘土、种植土枯质土、中纲砂砾、松散软粘土峦实枯土质、中等钻粘土、软泥炭合碎石成卵石的枯土、雹湿枯土、中等坚实煤炭、合少量杂质的石砾堆积物中等页岩、得于枯土、坚实而硬的黄土，软石膏0.010.030.030.060.060.1300.250.250.320.250.61.01.4表5 履带行走机构在各种地面的滚动阻力系数和附着系数支撑面种类滚动阻力系数附着系数铺砌的路面0.050.60.8干燥的土路0.070.80.9柔软的砂质路面0.100.7细砂地00.450.55收割过的草地0.100.70.9开垦的田地0.100.120.60.7冰雪冻结的道路0.030.040.24.3.2推土机受力分析推土机作业受力分析是强度计算的依据，就是确定外载荷，踏实工作装置提升机构的工作依据，而且为工作装置、履带台车架等零部件强度计算提供载荷依据。（一） 铲刀自重 液压推土机靠油缸力使铲刀强制入土，所以铲刀不必太笨重，铲刀自重在强度及刚度允许的情况下，可适当减轻。可以用经验公式确定铲倒自重： =（0.180.21）（N） （4.4） 推土机的使用重量。所以有：=173850.93N（二） 铲刀提升力计算 铲刀提升力是指提升装置的提升作用力，当铲刀遇到大障碍物，铲刀提不起来，而铲刀提升机构供给的提升力足以使推土机绕履带接地最前端（A 点）倾翻。 以拖拉机为脱离体，拖拉机受力有：拖拉机使用重量 GT,顶推架绞点支反力和，提升力，按内力平衡，、分别和、大小相等，方向相反。 图4-5 铲刀提升力计算受力图=0得GT+XmZS=0得 Sy=S= （4.5）以铲刀为脱离体，铲刀受力有：土的反力 Px 和 Pz,铲刀自重 Gg，顶推架绞点C 的反力 Xc 和 Zc，提升力 Sy,此时与地平面成角。=0 得X=Xc=Px+Sycos=0 得 Z=Zc= 将X和Z值代入式，得 Sy= （4.6） 式中：推土机使用重量 Px土的反力 Gg铲刀自重 提升力与地面夹角Sy 力与作用线距离l、lg-见图示Sy= =120860N考虑动载荷的铲刀提升力： = （4.7） 式中: -动载系数，查表取1.4 故=169200N4.3.3推土机作业阻力计算 以推土机在水平地面匀速行驶，铲刀以最大切土深度进行作业，当切土结束提升推土铲的瞬时所产生的最大作业阻力作为 计算工况，其作业阻力主要有：切线切削阻力 Pq，铲刀前积土的推移阻力 Pt，刀刃与土壤摩擦阻力 Pm1和土屑沿铲刀上升时的摩擦阻力的水平分力 Pm2，(1)切线切削阻力 Pq 设 Pq 的作用点在铲刀刃前， 作用方向沿铲刀切削角底边并与推土机前进方向相反，则: Pq = B （4.8）式中：B- 推土板的宽度 （3.416m） - 切削比阻力，查表4取=0.05（MPa） -推土产平均切削深度（m） 图4-6 推土铲平均切屑计算=（）sin=sin=0545sin=0.248m故=3.4160.2480.0542358 N 铲刀前积土的推移阻力 = (4.9) 式中：土与土之间的摩擦系数，查表3取0.5推土铲前积土重量 = （4.10） 式中：土的重度（N/），查表1得=21N/ B推土铲的宽度（3.416m） H推土铲的高度（1.149m）推土铲平均切屑深度（0.248m）土壤的自然坡度角，查表2得取 故=21=34701N 故=34701N0.5=17351N(3)刀刃与土壤摩擦阻力： =Bx （4.11） 式中：推土铲切削刃磨损后切削刃压入土的比阻力，查表4得 0.483Mpa B推土铲宽度（3.416m） x切削刃磨损后的接地长度 m (取 0.008m)土壤与钢铁的摩擦系数，查表3取 1.0 故=0.483 3.4160.0081.013200N (4)土屑沿铲刀上升时的摩擦阻力的水平分力 = （4.12） 式中:Gt推土铲前积土重量（34701N） 土壤与钢铁的摩擦系数（1.0）推土铲的切削角（55） 故=347011.055= 11416 N 综上所述：推土机的作业阻力 PT 为：PT=Pq+Pt+Pm1+Pm2=42358+17351+13200+11416=84325N上述作业阻力计算时，没有考虑铲刀碰撞障碍物时的冲击载荷的影响，当铲刀碰撞到难以克服的障碍物时，推土机仍全力顶推，履带完全滑转，此时需考虑猛烈的冲击及惯性力，计算经验公式： Px =Kd PT （4.13）式中:Kd动载系数，取 1.5故Px=1.5 84325=126488N4.4 推土机铲刀的强度计算4.4.1计算位置的确定（第一计算位置）铲刀的水平土反力 Px 和顶推架绞点水平反力 Xc 的最大值，适当推土机具有最大顶推力和惯性力时产生的。即推土板顶到障碍物，履带滑转时出现的。铲刀的土切垂直反力Pz 和铲刀升降力的最大值， 是在推土板固定切削时或者以全功率提升及强制入土时产生的。推土机中部顶到障碍物，其计算条件为： 推土机在水平地面作业 带土的推土板从切削位置提升到运土位置 推土机功率足够大，在顶升推土板的同时，以最大顶推力向前，即可能使推土机翘尾失稳，同时履带滑转。4.4.2超静定计算为了使铲刀有足够的高度，推土板和顶推架往往组成一个超静定构件，因此需要按解超静定方法进行铲刀的强度计算。 首先绘制计算草图，如图5-7所示，其中各件的几何尺寸和相互间位置，是根据总体布置要求确定。 图4-7 超静定计算草图 已求出， =ctg() =-22303N式中： 土对钢的摩擦角=arctan1=将Px和转算到顶推架平面上，其合力为则：= +cos式中： -力与顶推架平面间夹角(45) 故 =238452N此时附加力矩M1,M2 顶推架平面内构建具有三个多余约束，即顶推支座多余一个约束及水平撑杆多于两个约束。由于P1 作用在推土板中间，两水平撑杆的约束相同，所以可简化为两次超静定结构。 解此超静定系统求出支反力和两个水平杆的约束力，首先画出该结构所受多余未知力X1，X2，如图4-8 所示。 图4-8 工作装置所受多余未知力并建立两个补充方程： +=0 （4.14） +=0 （4.15）式中：和-去除多余约束后假设的未知反力、和-分别为、和力作用下沿作用方向上的位移量、和-分别为、和力作用下沿作用方向上的位移量 顶推架与履带台车架两绞点的作用力分别为、和、。 图4-9 多余未知力计算图在P1载荷下：=-=0 得=119226N =0 =55311N =0 =165933N在单位力作用下：=-1+1=0 得=0 =0 =0 在单位力作用下：=0 =0 =sin 通过以上分析计算，建立在载荷 P1 作用下和单位力=1和=2作用下，基本结构图上的弯矩图、如图 4.5 所示，图乘法计算、值:= = = = = 带入以式4.14与4.15得： =21967.73N =193985.3N 多余未知力求出后，最后弯矩图可有下式按叠加原理计算： Mg= （4.16） 得到工作装置所受轴向力和弯矩图如图5-10所示： 图4-10 工作装置所受轴向力和弯矩图推土板在外力作用下，从Mg 图可见，推土板中间O 截面及顶推架的D 截面弯矩最大。得到推土板截面特性参数如下：体积 = 9.8732567e+07 曲面面积 = 1.6882094e+07 密度 = 7.8000000e-06 kg / 质量 = 7.7011402e+02 kg 根据推土铲 坐标边框确定重心: X Y Z 1.6978878e+03 7.0192331e+02 -1.4649351e+02 mm相对于推土铲 坐标系边框之惯性. (kg) 惯性张量 IxxIxyIxz4.7590098e+08-9.1781195e+081.9155013e+08IyxIyyIyz-9.1781195e+083.0798006e+098.8997762e+07IzxIzyIzz1.9155013e+088.8997762e+073.5055927e+09重心的惯性(相对推土铲坐标系边框) (kg) 惯性张量IxxIxyIxz7.9941711e+070.0000000e+000.0000000e+00IyxIyyIyz0.0000000e+008.4317113e+089.8090872e+06IzxIzyIzz0.0000000e+009.8090872e+069.0605779e+08主惯性力矩(kg)I1 I2 I3 7.9941711e+07 8.4167662e+08 9.0755230e+08 从推土铲定位至主轴的旋转矩阵: 1.00000 0.00000 0.00000 0.00000 0.98859 0.15062 0.00000 -0.15062 0.98859 从推土铲定位至主轴的旋转角(度): 相对 x y z 的夹角 -8.663 0.000 0.000 由 = =根据以上数据得： =0.0643=0.254 =3308.8Nm=21717.1 NmO 截面的正应力值为：代入数据得：设扭矩值与刚度成正比故O 截面上扭矩剪切应力为：式中：-O 截面上各外力对扭转中心的力矩值之半 （约束承担了一半扭矩） -O 截面各板厚度 -截面各部分的扭转惯性矩代入数据得：=88.7Mpa推土板中间O 截面的总应力按第三强度理论求得： = （4.17） 式中： -许用应力带入数据得：=190.2 Mpa380 Mpa校核合格。4.4.3斜撑杆强度计算在推土板垂直平面内，推土板与顶推架绞点支反力为 ，推土板与斜撑杆绞点反力为 ，由于 和的作用，产生力矩和 = =cos 由=0 得： -+sin-(+)=0 =代入数据得：=98483N 由=0得：-+sin+(+)=0=代入数据得：= 139344N 斜撑杆受轴向力：= 式中：-斜撑杆截面积 代入数据得：=246.9 MPa =380MPa 校核合格。4.5第三计算位置第三计算位置是超静定体系，此位置主要计算顶推架、绞销轴。可按静定方法计算。4.5.1顶推架强度计算顶推架绞点反力和由图5-11根据力矩平衡式求得。 （N） (N) 图5-11 铲刀第三位置计算图=812497.5N =204617.2N4.5.2铰销轴强度计算此位置时销轴危险截面为II面（如图5-12），销轴受力为，其计算如下： =838204.5N 图5-12 绞销轴受力 （MPa） （4.18）式中：W销轴抗弯截面模量（），值为0.005销轴的轴向力，取32536N F销轴断面积（），值为0.003 282MPa 380 MPa此绞销轴合格第五章 稳定性计算推土机的稳定性包括防止推土机前倾翻、后倾翻、侧向倾翻以及横向滑移等现象的出现。以下讨论几种典型工况。5.1推土机切土作业的稳定性 推土机的作业条件为：推土出现向前倾翻的现象。如图51所示，稳定性的判断式为 式中，c为最前端支重轮下的履带接地点到驱动轮中心线的距离；x为支承履带的土壤法向反力的合力动链轮中心的水平距离。可以按下面的方法求得，由得 （5.1） 图51 推土机的作业稳定性式中；推土机的使用重量；土壤对推土铲反力推土铲带起的土堆重量可以取=/3，为推土铲前的积土重量； N土壤的法向反力合力，=1.66mc故推土机切土作业稳定5.2推土机坡道运行的稳定性 推土机坡道运行的稳定括推土机在坡道上的纵向运行稳定性和横向运行稳定性。5.2.1纵向稳定性 图52(a)为上坡时推土机的极限坡度角。设整机重心位置在O点，此时机重的作用线不能越出履带线不能超过点。否则推土机将绕点向前倾翻。所以有： 下坡倾翻极限角 （5.2） 上坡倾翻极限角 （5.2）式中，H为重心离地面高度，H=1.8m。 图52 推土机的纵向稳定性 推土机在坡道上行驶，还受发动机功率、地面附着条件等限制。为了使推土机在坡道上不滑移，应按地面附着条件计算不滑移的极限坡度角。若不计滚动阻力，不滑移的极限坡度角求推土机在被道上行驶时倾翻后于滑移，即上(下)坡倾翻极限角应大于不滑移的极限坡度角。 因此，履带推土机纵向行驶稳定条件为；上坡时，；下坡时，。稳定性符合要求。5.2.2横向稳定性横向稳定性反映了推土机在坡道上，横坡行驶及停放不倾翻的能力。横向稳定性的极限角也称横向临界坡角。如图53所示令高侧履带接地面上的垂直反力N1=0，则 =0式中，e为推士机重心离行驶也受地面附着条件的限制横坡安全行驶的条件为 （5.4）式中，为侧向附着系数，取0.5。稳定性符合要求 图53 推土机横向稳定性第六章 液压缸设计 压力和流量是液压系统最主要的参数。根据这两个参数来计算和选择液压元件。系统压力选定后，液压缸尺寸即可确定，液压缸尺寸一经确定，据液压缸的速度确定其流量。6.1系统压力的确定 系统压力选定的是否合理，直接关系列整个系统设计的合理性。在设计一个新的液压系统时，最佳的工作压力应是在特定的条件下各项设计因素的较好结合这些因素主要包括以下几个方面。 1经济和重量因素 在液压传动中，系统所传递的功率是压力和流量两个参数的乘积，这就说明这两个参数是紧密相关的。如果系统功率一定，系统压力选得低，则元件尺寸大，造成主机体积变大，自重增加，是不经济的。若选取较高压力，则元件尺寸减小，主机结构紧凑，重量减轻，较经济。但继续提高系统压力，也会出现相反情况，相应元件强度要增加，材质要提高，制造精度也要提高经济效果变差。重量与尺寸在固定式机械中，不是最主要因素，但在自行式工程机械中，尺寸和质量就成为一个较突出的设计因素。 2其他因素 (1)提高系统工作压力，将对密封装置、元件和辅件的加工精度提出更高的要求。 (2)提高系统压力，会统压力般为1420MPa，属于中高压，但大型推土机也有向高压发展的趋势要满足推土机的作业要求，在整机匹配上，工作装置油泵消耗的功率，一般占总功率的30一40，所以大型推土机的系统压力采用高压级范围(20MPs)。这里选取系统压力为16MPa。6.2计算油缸尺寸1计算油缸尺寸油缸的有效面积和活塞杆直径，可根据油缸负载的平衡关系式得出。油缸无杆腔(大腔)为工作腔时(参阅图61)： 力MPa，油缸回油腔压力，MPa，油缸大腔有效面积，m （6.3）油缸小腔有效面积，m （6.4） D油缸活塞直径，m d油缸活塞杆直径，m； F油缸的最大外负载，N；油缸的机械效率，一般取0.9一0.97。当油缸有杆腔为工b）所示；由此得： （6.5） 图61 液压缸计算分析图 当按以上公式决定油缸尺寸时，需先确定d/D比值，当活塞杆受拉时，一般取d/D0.3一0.5，压力高的取小比的要求来选取，其中、分别为油缸正反行程速度。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最后油缸直径D和活塞杆直径d应整为国家标准值。取D=100mm d=50mm还需指出的是，由初选的系统压力出发，按油缸最大负载，算出其结构尺寸，再按尺寸的标准系列取标准值后，再复算油缸的工作压力，即为实际的系统压力。 =15.11MPa 跟据最大切削深度和最大提升高度选取液压缸行程为1100mmQQ 1037250680