0158-推土機的工作裝置結構及液壓系統(tǒng)設計【全套11張CAD圖】

0158-推土機的工作裝置結構及液壓系統(tǒng)設計【全套11張CAD圖】,全套11張CAD圖,推土機,工作,裝置,結構,液壓,系統(tǒng),設計,全套,11,十一,cad 摘 要 推土機推鏟貨物的作業(yè)是通過工作裝置的運動實現(xiàn)的。推土機的工作裝置由鏟斗，支撐臂、連桿及液壓系統(tǒng)等組成。鏟斗以推鏟物料；支撐臂和支撐臂油缸的作用是提升鏟斗并使之與車架連接；轉斗油缸通過支撐板，連桿使鏟斗轉動。支撐臂的升降和鏟斗的轉動采用液壓操作。 先對推土機的發(fā)展概況幾設計的指導思想、特點、任務進行概述，然后確定方案，在技術設計部分羅列了推土機的主要技術性能和參數(shù)，進行了牽引特性計算，工作裝置設計。工作裝置設計中有工作裝置運動分析，對鏟斗、支撐臂、連桿機構進行設計等幾部分組成。 在工藝設計中敘述了工藝工程。應用程序計算了受力分析?？傊?，整個設計是有序地完成的。 關鍵詞：推土機；工作裝置；強度校核；液壓系統(tǒng)  Abstract Bulldozers shoveling cargo operation is accomplished by movement of working device. Of bulldozer working device by the bucket, bracket, connecting rod and hydraulic system, etc. Bucket to push shovel material; Bracket and the bracket is to improve the action of oil cylinder bucket and connected to the frame; Turning cylinder through the support plate, connecting rod to rotate the bucket. The rise and fall of bracket and the rotation of the bucket adopts hydraulic operation. General situation of the development of bulldozer first several design guiding principle, characteristics and tasks are summarized, and then determine the scheme, the technical design part listed the main technical performance and parameters of bulldozer, the traction calculation, working device design. Motion analysis device has a job in the design of device, the bucket, bracket, linkage design, etc. In the process described in the design of process engineering. Application to calculate the stress analysis. In a word, the whole design is done in an orderly fashion. Key words: bulldozer, Working device; Intensity; The hydraulic system  目錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 第一章 緒論 4 1.1推土機的介紹 4 1.2 推土機在地下推鏟作業(yè)中的應用 5 1.3 我國推土機的發(fā)展前景 6 1.4 推土機分類 7 1.5 結構和原理 8 1.6 推土機總體設計的任務 8 1.7 課題背景和設計意義 8 第二章 推土機總體方案設計 10 2.1 各個機構的選擇 10 2.1.1 動力裝置 10 2.1.2 傳動機構 10 2.1.3 行走機構 11 2.1.4 工作裝置 11 2.1.5 液壓系統(tǒng) 11 2.2 推土機總體參數(shù)選擇 12 2.2.1 推土機重量和接地比壓 12 2.2.2 推土機的行走速度 12 2.2.3 鏟刀的垂直壓力及比壓入力 13 2.2.4 鏟刀的提升高度和切削深度 13 2.2.5推土機生產率 13 2.2.6推土機重心計算 15 第三章 推土機工作裝置設計 17 3.1 工作裝置結構類型 17 3.2 工作裝置主要參數(shù)及結構尺寸的確定 18 3.2.1鏟刀的高度和寬度 18 3.2.2 推土板角度參數(shù)的選擇 19 3.2.3推土板曲率半徑 21 3.2.4推土板直線部分及檔土板尺寸 21 3.2.5頂推架于臺車架的鉸點位置 21 3.2.6鏟刀鋼板厚度 22 3.3 推土機工作裝置的強度計算 22 3.3.1土壤的切削性能 22 3.3.2推土機受力分析 23 3.3.3推土機作業(yè)阻力計算 25 3.4 推土機鏟刀的強度計算 28 3.4.1計算位置的確定（第一計算位置） 28 3.4.2超靜定計算 28 3.4.3斜撐桿強度計算 35 3.5第三計算位置 36 3.5.1頂推架強度計算 36 3.5.2鉸銷軸強度計算 37 第四章 推土機液壓系統(tǒng)方案設計 39 4.1 推土機液壓系統(tǒng)組成與功能分析 39 4.2 推土機變速轉向液壓系統(tǒng)設計 41 4.2.1 推土機變速轉向液壓系統(tǒng)原理分析 41 4.2.2 推土機變速轉向液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 43 4.3 推土機工作裝置液壓系統(tǒng)設計 46 4.3.1 推土機工作裝置液壓系統(tǒng)原理分析 47 4.3.2 推土機工作裝置液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 48 4.4 推土機整機液壓系統(tǒng)原理圖 50 總結 52 參考文獻 53  第一章 緒論 1.1推土機的介紹 金屬礦山的推鏟作業(yè)可劃分為露天推鏟作業(yè)和地下推鏟作業(yè)兩大類。我國露天礦采以礦石的比重約占70％，但從事地下推鏟作業(yè)的人員比露天推鏟作業(yè)的人員多。這是因為地下推鏟作業(yè)的條件復雜，使用的設備種類繁多，在產量相同的條件下，對地下礦投資的人力和物力遠大于露天礦的緣故。 保護自然環(huán)境和合理地利用礦藏資源，是發(fā)展社會主義經濟的必要條件。隨著淺埋礦床的耗盡而愈來愈向深部推鏟作業(yè)，或當露天升采的深度很大而使地表遭受大面積的破壞時，就必須采用地下推鏟作業(yè)。可以預料今后地下推鏟作業(yè)仍將逐漸增加。 不論是露天礦推鏟作業(yè)還是地下礦推鏟作業(yè)，對礦體較硬的金屬礦山，都是經鑿巖爆破將崩落松散礦石或巖石，經裝運作業(yè)運至下步工序的作業(yè)地點。裝載作業(yè)是礦山整個生產過程小既繁重又費時的作業(yè)。所以努力提高推土機械的作業(yè)能力，對實現(xiàn)礦山生產的高效率低消耗想著重要的作用。 ZL系列履帶式推土機是一種高效率的工程機械，具有結構先進，性能可靠，機動性強，操縱方便等優(yōu)點。廣泛應用于礦山，建筑工地，道路修建，水利工程，港口，貨場，電站以及其他工業(yè)部門，進行裝載，推土，鏟挖，起重，牽引等多種作業(yè)。對加快工程建設速度減輕勞動強度提高工程質量降低工程成本都發(fā)揮著重要作用，因此近幾年來無論在國內還是國外推土機品種和產量都得到迅速發(fā)展，成為工程機械的主導產品之一。 為適應推土機多功能作業(yè)的要求，履帶式推土機已經向一機功能方向發(fā)展。這主要靠主機控制適合多種作業(yè)的組合工作裝置完成。80年代國外推土機和液壓挖掘機除了不斷完善裝，挖功能外，正向一機多能方向發(fā)展。許多公司競相生產各式各樣的輔助機構。這種機型使用范圍很廣，其產品受到用戶的普遍關注。 在通用拖拉機前端加裝載裝置，后部加挖掘裝置可改裝變形成前裝后挖拖拉機，亦稱挖掘推土機，俗稱“兩頭忙”。 工作裝置的性能分析過去多采用作圖分析和手工計算法，工作量繁重，精度較低。當分析工礦較多時問題更為突出，為克服手工畫圖的誤差。本次設計前面所進行的工作裝置CAD設計是通過看資料、實物，通過初步分析、計算而確定的方案。其次要考慮各個工作液壓缸作用力的均衡性，整機的穩(wěn)定性，整機與地面的附著性、滿足結構和布置的可能性，以綜合比較初選方案，從而確定機構參數(shù)（一般來說，從計算機輔助分析中發(fā)現(xiàn)不合理的現(xiàn)象可究其原因，采取改進措施，是設計合理化。對已經擬訂的各種方案可通過計算機輔助分析作進一步的取舍和修改，以便確定較合理的方案）。同時，通過性能分析能夠很清楚的了解到這個推土機裝置在各個位置或各種工況時的里和其它參數(shù)，有利于更有效地使用挖掘推土機和使這種推土機工作效率得到最大限度的發(fā)揮。 1.2 推土機在地下推鏟作業(yè)中的應用 地下礦的推鏟作業(yè)，包括開拓、采準、回采三個步驟。開拓是礦山的基建工程，它是用井巷把地表與山地下礦體接通，并建成完整的運輸、通風、排水的并巷工程，包括豎井、斜井、盲井、井底車場，如水泵房、變電室、機修站、火藥庫等，還有石門、階段運輸巷道、溜井等。 采準是指掘進形成采區(qū)外形的一些巷道及為了回采工作面的碎巖和爆破而需要的自由空間。前者如采區(qū)的運輸巷道、通風和人行天井，以及電耙巷道等，如切割槽、拉底空間、放礦漏斗等。 回采就是做完采準后，在采區(qū)工作面進行的落礦、裝運和管理作業(yè)?；夭芍械牡V石裝運作業(yè)是礦山生產的重要環(huán)節(jié)。 裝載作業(yè)就是把開拓、采準、回采的礦石或巖石裝入運輸工具或卸入溜井。開拓、采準和回采三者在使用裝運機械方面對比起來，采準工程的特點是：它的裝運作業(yè)工作量，是在階段水平以上或礦房內部及礦床上下盤中進行的。一般地說，這些巷道斷面尺寸小、長度短，分布在階段水平以上不同的高度上，要求機械設備輕便靈活，便于調入和調出及遷移到不同高度上。在斷面只寸很小的空間內工作，由于設備的調入遷移和使用都比較困難，致使采準工作的機械化程度低、工作效率低、成本高。因此采準工作量的多少，便成為衡量采礦方法好壞的重要指標之一。 1.3 我國推土機的發(fā)展前景 隨著我國國民經濟建設的調整發(fā)展，大型履帶式推土機的需求量會有大幅度上升，特別是西部大 開發(fā)，許多大型工程建設等，大型履帶式推土機大有用武之地。另外，世界上生產大型履帶式裝載 機的國家、企業(yè)也不多，出口前景也非常好，苦于我們還拿不出產品。 1999年，我國全行業(yè)ZL60型共銷28臺，ZL80型及ZL100型一臺也未銷售。因此，我國大型 履帶式推土機可以說是基本上未推向市場。影響推出市場的主要原因是，除開發(fā)水平較低外，主 要是配套件跟不上。大型 履帶式推土機的配套件國內基本上沒有，有少量的也是水平低，可靠 性差，不太適用，進口配套件價格又太貴。因此大型履帶式推土機的國內市場基本上被國外大公 司所占領。我國推土機行業(yè)，特別是主要推土機制造企業(yè)，應抓住我國加入WTO 后進口件價格 降低的機遇，進口一部分重要的關鍵部件，同時為盡量降低成本，加大力度開發(fā)一些目前已經有能力開發(fā)的零部件，如傳動系統(tǒng)中的驅動橋、液壓件中的缸、閥等，經過精心設計，開發(fā)出 具有中國特色的大型履帶式推土機。只要我們的產品能占領國內市場，也一定能打進國際市場。 　　國產挖掘推土機及小型多功能推土機數(shù)量很少，在我國ZL20型以下屬小型推土機，據(jù)1999 年全行業(yè)主要企業(yè)統(tǒng)計,共銷售小型推土機有1546 臺，能占全行業(yè)的8.2％。 　　國外小型推土機及小型多功能推土機，包括挖掘推土機在內，市場份額已相當大。美國的 山貓牌小型多功能推土機年銷量在5萬臺左右，還有美國的凱斯、約翰迪爾、卡特彼勒、英國 的JCB公司等的挖掘推土機及小型多功能推土機年銷量都在萬臺上。可見世界市場上挖掘裝載 機及小型多功能推土機市場是多么大，而中國目前這類產品基本上還沒有。這類產品特別適用 于市政建設、中小城鎮(zhèn)建設、鄉(xiāng)間非等級公路建設、一般公路的維護保養(yǎng)、港口碼頭作業(yè)，還 有改造環(huán)境、植樹造林等。特別是西部大開發(fā)，這類產品將有廣闊的潛在市場。這類產品的開發(fā)，今后肯定是以靜液壓件傳動為主，目前世界上小型推土機、小型多功能推土機基本上都是 靜液壓傳動。我國要能真正把這類產品發(fā)展起來，必須有自己的創(chuàng)新。推土機行業(yè)的廣大企 業(yè)，特別是有能力的大企業(yè)，應加大創(chuàng)新力度，去爭我國小型推土機、小型多功能推土機、挖掘推土機等這一巨大的潛在市場。 　　我國西部3000米以上高海拔地區(qū)及沙漠地區(qū)占了很大的面積，在實施西部大開發(fā)中，高原 及沙漠型特殊用途推土機需要量較大，國內目前基本上還沒有這類產品，而國外大公司在這方 面已經有成熟的產品。因此，我國加入WTO后，這個巨大的潛在市場很可能被國外大公司所占領。我國的推土機行業(yè)從現(xiàn)在起應積極行動起來，與有關科研院所及有關發(fā)動機等配套件企業(yè)聯(lián)合起來，盡快開發(fā)出具有中國特色的高原、沙漠型特殊用途推土機，去搶占我國西部這一潛在大市場。 　　中型履帶式推土機是國內最成熟而產量又大大過剩的產品。這種產品只要“入世”后實行國 際采購，提高質量、水平、可靠性，那么大批進入國際市場的機遇就在眼前。 1.4 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(xiàn)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(jù)山推內部消息，2009年山推將開發(fā)520馬力的推土機納入科研計劃)規(guī)格齊全的產品系列。而且還出現(xiàn)了根據(jù)不同作業(yè)工況的需要，采用不同配置模塊的變型產品，基本上滿足了國內土石方工程對推土機產品的需求。 1.5 結構和原理 履帶式推土機主要由發(fā)動機、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)。 1.6 推土機總體設計的任務 根據(jù)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(shù)、各總成的型式，并進行合理的布置。 總體設計包括以下內容： （1）根據(jù)設計任務，選擇機型及各總成結構型式，確定總體布置方案。 （2）確定整機主要性能參數(shù)。 （3）按總體性能要求，確定各總成主要參數(shù)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。 總體設計對整機性能起決定性的作用，因為整機性能的好壞，不僅取決于的各總成本身性能的優(yōu)略，而且更重要的是與他們之間的協(xié)調有關。組成整機的各總成之間的聯(lián)系又相互制約。在總體設計中，如果對整機缺乏總體考慮，那么即使各總成的造型與設計是好的，是先進的，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。 1.7 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(xiàn)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力的一次提高。 本次設計主要完成推土機工作裝置結構和液壓系統(tǒng)設計，需要查閱很多相關資料和深入思考問題，這對專業(yè)能力的提升有很大幫助。 在這次的設計中，應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1800～2000r/min之間，功率為120kw，速度適應系數(shù)應在 1.35～1.55 的范圍內。 選用康明斯柴油發(fā)動機，額定功率 120kw，最大輸出扭矩 780N·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的工作變矩系數(shù)和啟動變矩系數(shù)，以及較大的最高效率較寬的高效率范圍，而且穿透性應比較小。 選用 YJ380 型單級單相三元件液力變矩器，循環(huán)圓直徑 380 mm，變矩系數(shù)2.38，最高效率 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(xiàn)，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 行走機構由臺車、平衡梁和四輪一帶(托輪、鏈輪、支重輪、引導輪和履帶) 組成。臺車通過平衡梁與機架間半剛性聯(lián)接，支撐推土機前部幣量。臺車張緊液壓缸起張緊履帶的作用，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(shù)低，使用壽命長。 2.1.4 工作裝置 推土鏟可根據(jù)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(jù)用戶需要改裝成吊管機和焊接工程車，這些工作裝置均為液壓驅動、結構簡單、連接方便。 采用液壓操縱式直傾鏟刀，鏟刀可以在液壓缸的作用下強制入土，在較硬土質條件下正常作業(yè)，保證作業(yè)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 5～7 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。轉向液壓系統(tǒng)由轉向泵、轉向閥等組成，用于推土機的轉向和制動，使推土機轉向制動靈活可靠。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(shù)選擇 推土機的總體參數(shù)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(shù)做適當?shù)男薷?，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(shù)。 此款推土機的使用重量是173850N，其發(fā)動機額定功率是120Kw，所以其比重量約是1.45。 推土機的接地比壓q是使用重量與履帶接地面積F之間的比值按下式計算： （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173.85kN，L為2.43m，b為0.51m。 =68KPa 履帶式推土機的接地比壓一般在60KPa左右。 2.2.2 推土機的行走速度 推土機前進速度： 1檔：0~3.8km/h；2檔：0~6.6km/h；3檔：0~10.6km/h 推土機后退速度： 1檔：0~4.9km/h；2檔：0~8.5km/h；3檔：0~13.6km/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主要有每鏟最大推土量V,推土作業(yè)生產率，平地作業(yè)生產率。 1 每鏟最大推土量V: 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(shù)，取1.0。 所以V=×1.0=0.063 2 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(shù)，取0.90； —推土板土量損漏系數(shù)，取決于運輸距離L, =1-0.005L； —坡度作業(yè)影響系數(shù)，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 2.2.6推土機重心計算 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。 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。  第三章 推土機工作裝置設計 3.1 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(xiàn)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3-1： 圖3-1 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3-2所示： 圖3-2 推土板結構外形 推土板斷面結構為斷開式，如圖3-3所示： 圖3-3 推土板斷面結構型式 推土板側邊與推土板從軸方向的夾角是～。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）推土板前積累土體要多。 （3）土屑沿推土板前面上升時變形小。 （4）推土板卸土干凈，不易粘著濕土。 3.2 工作裝置主要參數(shù)及結構尺寸的確定 3.2.1鏟刀的高度和寬度 （1） 鏟刀的高度鏟刀支地，沿地面垂直方向量出的高度稱為鏟倒高度 鏟倒高度取決于發(fā)動機的額定功率，可按以下經驗公式確定： =（220～275） （㎜） (3.1) 式中:—發(fā)動機的額定功率（KW） =233×=1149㎜ （3.2） (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，因此鏟刀寬必須大于行走裝置每邊25～35㎜。 當鏟刀高度確定后，也可以根據(jù)經驗公式確定鏟刀的寬度： =（2.5～3） （3.3） =3×1149=3416㎜ 3.2.2 推土板角度參數(shù)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，并且土屑在向上滑移的同時，向推土板前面翻落，容易形成較大的土堆；不合理的推土板外形，使土的切削阻力增加，土屑在向上運動及向前翻滾時雜亂擠出，這樣就加大了土屑間摩擦力，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(shù)包括切削角δ，后角а，刀刃尖角β，前翻角 ，擋土板安裝角 ，推土板斜裝角ε，擋土板垂直面傾斜角ξ。推土板各角度如圖 3-4所示。 圖3-4 推土板角度參數(shù) （1）切削角的選擇 切削角δ是鏟刀支地，刀片與地平面間夾角，δ越小土的切削阻力就越小，由于推土機正常作業(yè)時，必須保證后角а大與 30°。因此δ過小不僅使а得不 （2）后角的選擇 后角а是刀片后端斜面與地平面的夾角，若а<30°，由于地形起伏會出現(xiàn)刀片背后接地現(xiàn)象（此時а=0），從而增加摩擦阻力，使切削能力降低。若а太大，則推土阻力明顯增大。選а為 30°。 （3）刀刃尖角的選擇 刀刃尖角β是刀片前后面夾角，β過小刀片強度減弱，β過大引起后角а過小。選β為 30°。 （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φ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φ=90°。 （6）推土板傾斜角的選擇 推土板傾斜角ξ是在垂直面內推土板與地平面夾角，有了ξ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）。ξ的調整范圍，取ξ為±10°。 （7） 擋土板安裝角的選擇 擋土板安裝角是推土板上部擋土板與地平面的夾角，取 90°，加裝擋土板的目的是防止土屑往推土板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。ε過小，一方面土屑易從推土板上緣往后翻落，另外，由于推土板上積土太多而引起鏟刀提升阻力增加，ε過大，則隨著切削角δ增大，使得土屑上升變形加大，增加切削阻力。取ε=75。 推土板角度參數(shù)值的選擇見表 3.1。 表3.1 推土板角度參數(shù) 3.2.3推土板曲率半徑 推土板曲率半徑 Rg 是鏟刀的重要參數(shù)之一，它直接影響到推土機的作業(yè)性能。當推土板高度一定時，為了不使土屑向推土板后面翻落及增大鏟刀前面的積土量，Rg 宜小些，而為了減小土屑上升阻力及卸土干凈，Rg 值又宜大些。因此確定 Rg 時要綜合考慮上述因素，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>（0.8—0.9）Ho,通常取 Rg= Ho。 3.2.4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=172.35≈180mm 推土板垂直高度根據(jù)總尺寸確定。 3.2.5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(shù)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。 3.2.6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㎜。 3.3 推土機工作裝置的強度計算 3.3.1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 0.10 21.5 0.06 21.5 0.02 20.5 半硬 0.06 21.0 0.04 21.0 0.015 20.0 低塑 0.04 20.5 0.025 21.0 0.01 19.5 塑性 0.02 19.5 0.015 19.0 0.005 19.0 高塑 0.01 19 0.01 18.5 0.002 18.5 流動 0.005 18 0.005 18.0 0.00 18.0 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 35 40 30 38 35 45 50 40 40 濕 45 40 32 35 30 35 40 30 35 飽和 25 35 27 25 20 15 30 20 25 表3 土對鋼和土對土的摩擦系數(shù)、 土壤名稱 砂土和亞砂土 0.8 0.35 中質亞粘土 1.0 0.50 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 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 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、中等鉆土、松散粘土、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 0.01——0.03 0.03——0.06 0.06——0.13 0.13——0.25 0.25——0.32 0.25 0.6 1.0 1.4 表5 履帶行走機構在各種地面的滾動阻力系數(shù)和附著系數(shù) 支撐面種類 滾動阻力系數(shù) 附著系數(shù) 鋪砌的路面 0.05 0.6—0.8 干燥的土路 0.07 0.8—0.9 柔軟的砂質路面 0.10 0.6—0.7 細砂地 0.10 0.45—0.55 收割過的草地 0.10 0.7—0.9 開墾的田地 0.10—0.12 0.6—0.7 冰雪凍結的道路 0.03—0.04 0.2 3.3.2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(jù)，就是確定外載荷，踏實工作裝置提升機構的工作依據(jù)，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(jù)。 （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： =（0.18～0.21）（N） （3.4） —推土機的使用重量。 所以有：=17385×0.18=31293N （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3-5 鏟刀提升力計算受力圖 =0得GT+Xm－Z－S=0 得 Sy=S= （3.5） 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θ角。 =0 得X=Xc=Px+Sycos =0 得 Z=Zc= 將X和Z值代入式，得 Sy= （3.6） 式中：—推土機使用重量 Px—土的反力 Gg—鏟刀自重 θ—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： = （3.7） 式中: --動載系數(shù)，查表取1.4 故=169200N 3.3.3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 （3.8） 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3-6 推土鏟平均切屑計算 =（－）sin=－sin =0545－sin=0.248m 故=×3.416×0.248×0.0542358 N (2)鏟刀前積土的推移阻力 =· (3.9)式中：—土與土之間的摩擦系數(shù)，查表3取0.5 —推土鏟前積土重量 = （3.10） 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· （3.11） 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(shù)，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 = （3.12）式中:Gt—推土鏟前積土重量（34701N） —土壤與鋼鐵的摩擦系數(shù)（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 （3.13） 式中:Kd—動載系數(shù)，取 1.5 故Px=1.5 ×84325=126488N 3.4 推土機鏟刀的強度計算 3.4.1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?shù)秸系K物，履帶滑轉時出現(xiàn)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?shù)秸系K物，其計算條件為： ⑴推土機在水平地面作業(yè) ⑵帶土的推土板從切削位置提升到運土位置 ⑶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。 3.4.2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3-7所示，其中各件的幾何尺寸和相互間位置，是根據(jù)總體布置要求確定。 圖3-7 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：λ --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3-8 所示。 圖3-8 工作裝置所受多余未知力 并建立兩個補充方程： ++=0 （3.14） ++=0 （3.15） 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3-9 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 =-1=0 得== ===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、和，如圖 3.5 所示，圖乘法計算、、、、、值: == === == =－=－ =－ =－ 帶入以式3.14與3.15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= （3.16） 得到工作裝置所受軸向力和彎矩圖如圖3-10所示： 圖3-10 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(shù)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(jù)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 Ixx Ixy Ixz 4.7590098e+08 -9.1781195e+08 1.9155013e+08 Iyx Iyy Iyz -9.1781195e+08 3.0798006e+09 8.8997762e+07 Izx Izy Izz 1.9155013e+08 8.8997762e+07 3.5055927e+09 重心的慣性(相對推土鏟坐標系邊框) (kg×㎡) 慣性張量 Ixx Ixy Ixz 7.9941711e+07 0.0000000e+00 0.0000000e+00 Iyx Iyy Iyz 0.0000000e+00 8.4317113e+08 9.8090872e+06 Izx Izy Izz 0.0000000e+00 9.8090872e+06 9.0605779e+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(jù)以上數(shù)據(jù)得： =0.0643 =0.254 =－3308.8N?m =21717.1 N?m O 截面的正應力值為： 代入數(shù)據(jù)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(shù)據(jù)得：==88.7Mpa 推土板中間O 截面的總應力按第三強度理論求得： = （3.17） 式中： --許用應力 帶入數(shù)據(jù)得：==190.2 Mpa<380 Mpa 校核合格。 3.4.3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(shù)據(jù)得： ==98483N 由=0得： -++sin+(+)=0 = 代入數(shù)據(jù)得： ==－139344N 斜撐桿受軸向力： = 式中：--斜撐桿截面積 代入數(shù)據(jù)得：==246.9 MPa <=380MPa 校核合格。 3.5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。 3.5.1頂推架強度計算 頂推架絞點反力和由圖3-11根據(jù)力矩平衡式求得。 （N） (N) 圖3-11 鏟刀第三位置計算圖 =812497.5N =204617.2N 3.5.2鉸銷軸強度計算 此位置時銷軸危險截面為I－I面（如圖3-12），銷軸受力為，其計算如下： ==838204.5N 圖3-12 絞銷軸受力 （MPa） （3.18） 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  第四章 推土機液壓系統(tǒng)方案設計 4.1 推土機