履帶式推土機設計（含11張CAD圖紙）

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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, it’s 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 1 1.1 推土機概述 1 1.1.1 履帶式推土機介紹 1 1.1.2 推土機的應用 2 1.1.3 我國推土機產品的發展前景 2 1.1.4 推土機總體設計的任務 3 1.2 課題任務 3 1.3 課題背景和設計意義 3 第2章 推土機總體方案設計 5 2.1 各個機構的選擇 5 2.1.1 動力裝置 5 2.1.2 傳動機構 5 2.1.3 行走機構 6 2.1.4 工作裝置 6 2.1.5 液壓系統 6 2.2 推土機總體參數選擇 6 2.2.1 推土機重量和接地比壓 6 2.2.2 推土機的行走速度 7 2.2.3 鏟刀的垂直壓力和比壓入力 7 2.2.4 鏟刀的提升高度和切削深度 7 2.2.5 推土機生產率 7 第3章 推土機重心計算 9 4.1 重心位置分析 9 4.2 重心位置的確定 9 第4章 推土機工作裝置設計 11 4.1 工作裝置結構類型 11 4.2 工作裝置主要參數及結構尺寸的確定 12 4.2.1 鏟刀的高度和寬度 12 4.2.2 推土板角度參數的選擇 12 4.2.3 推土板曲率半徑 14 4.2.4 推土板直線部分及擋土板尺寸 15 4.2.5 頂推架于臺車架的鉸點位置 15 4.2.6 鏟刀鋼板厚度 15 4.3 推土機工作裝置的強度計算 15 4.3.1 土壤的切削性能 15 4.3.2 推土機受力分析 16 4.3.3 推土機作業阻力計算 18 4.4 推土機鏟刀的強度計算 20 4.4.1 計算位置的確定（第一計算位置） 20 4.4.2 超靜定計算 20 4.4.3 斜撐桿強度計算 27 4.5 第三位置計算 28 4.5.1 頂推架的強度計算 28 4.5.2 鉸銷軸強度計算 29 第5章 推土機的穩定性計算 31 5.1 推土機切土作業的穩定性 31 5.2 推土機坡道運行的穩定性 32 5.2.1 縱向穩定性 32 5.2.2 橫向穩定性 33 第6章 液壓缸設計 34 6.1 系統壓力的確定 34 6.2 計算油缸尺寸 34 結論 37 參考文獻 38 致謝 39 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，作業循環時間短，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達高原型推土機。經歷了20多年的穩步發展，目前我國推土機行業已形成從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，為山推近年來開發的SD42推土機，主要出口到俄羅斯，另據山推內部消息，2009年山推將開發520馬力的推土機納入科研計劃)規格齊全的產品系列。而且還出現了根據不同作業工況的需要，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。 （3）.結構和原理 履帶式推土機主要由發動機、傳動系統、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又包括液力變矩器、聯軸器總成、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中工作泵、變速變矩液壓系統變速泵、轉向制動液壓系統轉向泵；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。 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，也有少數采用液壓傳動系統。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卸車地點推到填埋位置，配合壓實機作業并兼有壓實效果，特別是在雨季由于垃圾含水量大承載能力下降壓實機作業往往非常困難，就更需要推土機來作業協助垃圾壓實。為保證雨季填埋場的作業可持續進行推土機的機械性能，必須要考慮所選用的推土機要能夠保證在較濕的垃圾上行走，并進行作業選擇履帶較寬的濕地型。 推土機是必要的，國內現有多家機械制造廠可生產濕地型推土機，所有廠家的技術資料應不難得到下面只以山推工程機械股份有限公司產品為例作一介紹：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型推土機，飛輪功率額定轉速操作質量山推環衛型推土機系列產品是山推工程機械股份有限公司，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，性能優異的經濟型推土機。變型機種按適用范圍可分為環衛型推土機環衛型推土機環衛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展前景 （1）.開發小型推土機 　　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。推土機行業必須借這次機遇，努力滿足這一新市場的需求。據有關雜志介紹，目前小型機市場已進入成長期，2008-2012年前后進入成長期后期和成熟期前期，2020年前后進入成熟期。 所以，推土機行業的有關企業，應從戰略角度著眼，決不能忽視小型產品的未來市場。但，在中國這樣的發展中國家開發小型工程機械產品，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。應首先開發滿足發達地區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作業的關鍵技術 1、采用功率恢復型的增壓技術。 2、熱平衡技術。 　　3、防風沙技術的應用。 　　4、自救防護設備及機具的配置。 　 5、低溫預熱系統的采用。 　　 6、多自由度推土裝置的開發應用。 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、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。 （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略，而且更重要的是與他們之間的協調有關。組成整機的各總成之間的聯系又相互制約。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，各總成要相互協調，不能片面強調某一局部，必須從整機出發全面考慮，從而獲得較高的經濟技術指標。 1.2 課題任務 本設計題目進行推土機鏟斗的設計，主要工作有：設計工作裝置的結構形式和尺寸，設計鏟刀高度、鏟刀寬度、推土板角度參數、曲率半徑，頂推架與臺車架鉸點位置，然后進行鏟斗的強度計算，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。 本次設計主要完成鏟刀結構設計，需要查閱很多相關資料和深入思考問題，這對專業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、電氣系統和駕駛室等。 2.1.1 動力裝置 推土機的工作特點是在戶外連續作業，且阻力時常變化，宜選取 12 小時功率作為發動機裝車的標定功率，轉速在1800～2000r/min之間，功率為120kw，速度適應系數應在 1.35～1.55 的范圍內。 選用斯太爾 WD615T1-3 六缸四沖程柴油發動機，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和啟動變矩系數，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，循環圓直徑 380 mm，變矩系數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動機不熄火。 （2）變速器 變速器要求結構緊湊，換檔平穩，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 形鏟和環衛鏟。后工作裝置可配置單齒松土器、三齒松土器、工業絞盤、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，保證作業質量，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 液壓系統分為變速變矩液壓系統、轉向液壓系統和工作裝置液壓系統。變速液壓系統由變速泵、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、可靠、省力。轉向液壓系統由轉向泵、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，他是衡量發動機功率利用的一個重要參數。 此款推土機的使用重量是173850N，其發動機額定功率是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： 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173.85kN，L為2.43m，b為0.51m。 q==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 推土機前進時1—3檔的速度分別為0—3.8Km/h,3.8—6.6 Km/h，6.6—10.6 Km/h。后退時1—3檔的速度分別為0—4.9 Km/h，4.9—8.5 Km/h，8.5—13.6 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,推土作業生產率，平地作業生產率。 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，取1.0。 所以V=×1.0=0.063 2 推土作業生產率: =(/h) （2.5） 式中：—推土機作業時間利用系數，取0.90； —推土板土量損漏系數，取決于運輸距離L, =1-0.005L； —坡度作業影響系數，取0.7； T—一個推土周期循環時間（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開式，如圖4-3所示： 圖4-3 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時的能量消耗，提高作業效率有很大關系。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。 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 鏟倒高度取決于發動機的額定功率，可按以下經驗公式確定： =（220～275） （㎜） (4.1) 式中:—發動機的額定功率（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，因此鏟刀寬必須大于行走裝置每邊25～35㎜。 當鏟刀高度確定后，也可以根據經驗公式確定鏟刀的寬度： =（2.5～3） （4.3） =3×1149=3416㎜ 4.2.2 推土板角度參數的選擇 推土板的形狀對減少推土機作業過程中能量消耗， 提高作業效率有很大關系。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 4-4所示。 圖4-4 推土板角度參數 （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刀片背后接地現象（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（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。 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=172.35≈180mm 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生形變，鉸點位置一般選在八字架與臺車架聯接中點的附近。 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 0.10 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 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、 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 0.05 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 4.3.2推土機受力分析 推土機作業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： =（0.18～0.21）（N） （4.4） —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4-5 鏟刀提升力計算受力圖 =0得GT+Xm－Z－S=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θ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 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： = （4.7） 式中: --動載系數，查表取1.4 故=169200N 4.3.3推土機作業阻力計算 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，當切土結束提升推土鏟的瞬時所產生的最大作業阻力作為 計算工況，其作業阻力主要有：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 =0545－sin=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：推土機的作業阻力 PT 為： PT=Pq+Pt+Pm1+Pm2=42358+17351+13200+11416=84325N 上述作業阻力計算時，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=126488N 4.4 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： ⑴推土機在水平地面作業 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，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：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 =-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 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 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 = = 根據以上數據得： =0.0643 =0.254 =－3308.8N?m =21717.1 N?m O 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