【文章內(nèi)容簡介】 。將以上各力在相應的坐標軸上投影，可求出 P的分力 P P2，如 圖 1— 6（ a）、（ b）所示。 (a) （ b） 圖 1— 6 土壤對刀片作用力 ? ? 111 s in RNP c ??? ?? ? ? 212 c o s RNP c ??? ?? 式中 1?—— 土壤對鋼的摩擦角； 由《工程機械》查的1?=450 力 P1的最大值取決于拖拉機的牽引可能性，即 gTP?1 代入數(shù)據(jù)求出： P1=（ KN）； 112 ??P （ KN）；（負號代表方向與所取方向相反） 4． 起升機構的力 S 液壓操縱的推土機 ,推土板的動作靠雙作用液壓油缸來完成，因此油缸力必須綜合考慮推土板強制切土和從土中拔出推土板兩種工作狀態(tài)。推土板升降油缸的力取決于推土機的工作狀態(tài)和推土機的整機穩(wěn)定性。 上海 交通大學畢業(yè)設計 15 （ 1） 油缸推力的確定 推土機在水平地面進行強制切土時，油缸所具備的推力由工作裝置平衡條件求出，如圖 1— 7所示 。 圖 1— 7 推土板強制切土時計算 參考同類產(chǎn)品初選推土機工作機構的各個尺寸，如下： sr =； l=3m； l0=； m=； G=1500kg； θ =450。 lS —— 為所求油缸的推力。 取 0?? cM 0210 ????? strSRmRGl 其中 G—— 工作裝置重量 。 整理上式則油缸的推力 ? ?? ?0139。1 GlmlXBkrS st ??? ? （ 1— 11） 代入數(shù)據(jù)求得： St=（ KN） （ 2） 油缸拉力的確定 推土機切削終了，推土機由切削位置變?yōu)檫\輸位置，工作裝置提升時，起升力既油缸拉力，由圖 1— 8可求出：取 0?? cM 曹小平 履帶式推土機液壓系統(tǒng)設計 16 圖 1— 8 推土板起升受力計算 00111 ????? slrSGllGQlmP 參考同類產(chǎn)品初選工作機構的各個尺寸如下： l1=； 式中 tG —— 被抬起土壤的重量，其值為； 0?BFG tt? 其中 tF —— 推土板內(nèi)土壤面積，圖 1— 8畫陰影部分，由幾何知識易求得： tF =（ m3） 從而的出： tG =（ KN） Q —— 被抬土壤與留下土壤間的滑移阻力，其值為： 其中 F—— 滑移面積（假定滑移沿著通過刀尖的垂直平面進行）， F=BH（ mm2） =48000（ mm2） C—— 滑移時土壤粘結力（ N/cm2）；參考《工程機械》查得 C=； 從而求得： Q=（ KN）； P1—— 作用于工作裝置上土壤水平分力之和，取 P1=T=R=（ KN）。 整理上式則油缸所具備的 拉力 ? ?01111 GllGQlmPrS sl ???? （ 1— 12） 上海 交通大學畢業(yè)設計 17 代入數(shù)據(jù)得： )( KNSl ? 。 油缸拉力的最大值受整機穩(wěn)定條件限制，此時拖拉機會繞 A點傾翻，如圖 1— 9所示。 取 0?? AM 0m a x ???? ccmcmslTT lZXrSLG （ 1— 13） 式中 maxlS — — 由穩(wěn)定條件確定 的 油缸最大拉力。 ?c o sm a xlgccm STXX ??? （ 1— 14） ? ?mXrSllGllGlZZ cltccm ???????? 0m a x10 )()(1 （ 1— 15） 參考同類產(chǎn)品初選工作機構的各個尺寸如下： mrs ? ； CL =； KNGT 265? ； 代入數(shù)據(jù)，將式（ 1— 13）、（ 1— 14）、（ 1— 15）聯(lián)立求得： )( 3 9)( 0 6m a x KN＞SKNS ll ?? 。明顯滿足要求 曹小平 履帶式推土機液壓系統(tǒng)設計 18 第 3章 液壓系統(tǒng)的設計 載荷的組成和計算 液壓缸的載荷組成和計算 如圖為液壓缸為執(zhí)行元件的計算簡圖。 其中 lS 是作用在活塞桿上的外載荷。除此之外，活塞還受摩擦載荷及慣性載荷。但由于活塞質量和速度并不是很大，相比外載荷更是微不足道，因此可以忽略不計。 液壓缸的外載荷有： 推土時的推力： lS =（ KN） 收推土板的拉力： lS =（ KN） 液壓馬達載荷力矩的組成與計算 （ 1） . 液壓馬達載荷轉矩的計算 )(317884000 3 MNNT kw ??????? （其中根據(jù)同類產(chǎn)品初選驅動輪半徑 R=400mm） （ 1— 16） 取液壓馬達的機械效率為 ?m? ，則其載荷轉矩： )(3 34 6 17 8 8 MNTT mw ???? ? 。 （ 1— 17） 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算 初選系統(tǒng)工作壓力 參考同類產(chǎn)品，初選工作壓力 P=25（ aMP ）； 計算液壓缸的主要結構尺寸 上海 交通大學畢業(yè)設計 19 1). 確定液壓缸受拉時載荷最大，其載荷為 ； 則 lSAPAP ??? 1221 （ 1— 18） 2P —— 液壓缸回油腔壓力，即背壓力，參照表 2— 4取值為 2P =1MPa 1P —— 液壓缸工作腔壓力，其值1P =P=25MPa； 又參照表 2— 5得： ?Dd （ 1— 19） 由（ 1— 18）、（ 1— 19）式代入數(shù)據(jù)求得： D=85（ mm）， d=60（ mm） 粗算其行程： )(5 3 045c o s)1 5 0 03 0 0 0(21 0 mmS ???? 取行程為 S =600（ mm） 參考《機械設計設計手冊》《液壓傳動》部分的工程用液壓缸的選擇，選擇型號為： 8 0 03 5 1 1/ ??? HdDH S G K ； 其 D=100（ mm）， d=70（ mm）。 同理 松土器升降油缸型號為： YZJDG ??? 363 ； 鏟刀傾斜油缸型號為： 3350 YZCJDG ??? 。 計算液壓馬達的排量 液壓馬達是雙旋轉的，其回油直接接回油箱，視其出口壓力為零。機械效率為 ?m? 這樣： rLrmP Tq mw 08 3 17 3611 ???? ????? ??； （ 1— 20） 計算液壓執(zhí)行元件實際工作壓力 1). 根據(jù)液壓缸 的結構尺寸 其實際工作壓力1221 A APSP l ??? （ 1— 21） 代入數(shù)據(jù)求得： P1= )(MPa ； 2). 液壓馬達的執(zhí)行元件實際所需流量 曹小平 履帶式推土機液壓系統(tǒng)設計 20 qTP ?22 ? （ 1— 22） 代入數(shù)據(jù)求得： )(202 MPaP ? ； 計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量 1). VAQ 11 ? （ 1— 23） （根據(jù)同類產(chǎn)品初選 mV ? ） 代入數(shù)據(jù)可求得： sLLQ ?? 2). nqQ ??2 （ 1— 24） 代入數(shù)據(jù)求得： sLQ ? 制定系統(tǒng)方案和擬訂液壓系統(tǒng)圖 制定系統(tǒng)方案 1). 執(zhí)行機構油缸及控制閥的確定 執(zhí)行機構的動作分為推土板的垂直傾斜、 升降以及松土器的升降運動。對于推土板的垂直傾斜運動，需用有控制推土板傾斜的液壓油缸，因其只有傾斜運動，固液壓油缸選為單活塞桿雙作用液壓油缸進行控制；而對于推土板的的升降運動，也可用單活塞雙作用液壓油缸進行控制?？紤]到油缸的受力問題，可在兩邊個裝一個液壓油缸，使其受力均勻；同理，松土器的升降運動同樣可采用單活塞雙作用液壓油缸進行控制，以滿足要求。 對于鏟刀垂直傾斜油缸，當其工作時，即控制閥的中位時，油泵產(chǎn)生的壓力油要直回油箱；而當其工作時，操縱控制閥，壓力油又能改變方向從而使油缸活塞桿能產(chǎn)生不同的運動方向， 即收縮及拉伸運動。要滿足上述要求以及考慮到人體手感的舒適敏捷性，選控制閥三位五通手動換向閥進行控制。 同理，松土器的分析也一樣，控制閥也選用三位五通手動換向閥進行控制。不同之處在于當松土器松土碰到堅硬障礙物而不能松土時，如果這時沒有一個卸油裝置，則會使松土器油缸產(chǎn)生很大的壓力，從而降低液壓油缸的壽命甚至產(chǎn)生爆炸危險。因而還需在與松土器有桿面相連的油路上連接一過載閥進行保護。同時考慮到當松土器在很松的土壤上或者不平的路面上工作時，松土器油缸的活塞會在重力的作用下產(chǎn)生運動，從而上海 交通大學畢業(yè)設計 21 使油缸有桿腔產(chǎn)生氣泡，這對油缸是相 當不利；因而需有一補油裝置來防止上述情況產(chǎn)生。在這我們采用一單向閥直接裝在油缸與油箱之間，從而避免上述情況。除此之外，由于松土器通常在環(huán)境惡劣的情況下工作，油缸內(nèi)油壓變化很大，從而產(chǎn)生很大的震動，這震動會影響到油的正常運行，固還需在油缸與油泵之間連接一單向閥來阻止干涉的產(chǎn)生。 鏟刀升降油缸是綜合上述兩種情況選擇控制閥的。其不同在于鏟刀有四個工作位：舉升、保持、下降以及浮動。因此其需選用四位五通手動換向閥。單向閥的選擇與松土器的選擇一樣。 上述三種油缸還需滿足他們產(chǎn)生的運動不能同時產(chǎn)生，否則就會產(chǎn)生干涉。 2） . 行走機構的確定 機構的行走是由兩液壓馬達驅動的，由于行走條件非常惡劣，為了充分利用發(fā)動機的功率，滿足在不同路面的行使速度與同步性；除有總功率調節(jié)而需的兩臺液壓泵供油保證同步性外，還需有高低速轉速轉換調速閥保證液壓馬達的高低速轉換；而高低速轉換閥只有工作和不工作兩種工作位，且要隨馬達高低速變化而轉換，固其選用兩位兩通液控換向閥來控制馬達高低速轉換，時還要在馬達的回油箱油口接兩個單向閥形成封閉油路。當馬達不工作時自成閉式循環(huán)回路供補油（供油源是給液壓缸供油的液壓泵提供的，因此還需一個兩位四通的電磁閥控制） 。 其次，由于馬達的正反轉（即油路的改變），且當馬達不工作時油泵所提供的油需流回油箱，并考慮到操縱的方便敏捷性，固選用三位六通的液控換向閥進行控制。當馬達碰到超負荷工作的情況下還需有壓力保護，負負荷工作時限制回路壓力，因還需在馬達的進油口連接一個益流閥，出油口連接一安全閥。 除此之外，考慮到實現(xiàn)行走時大流量，不行走時小流量，因而還需一個能隨工作機構液壓泵出口壓力作為外控制指令控制行走機構液壓泵的流量的調節(jié)器。 綜上所述，馬達需選用四個，兩個驅動履帶行走，另兩個馬達實現(xiàn)兩條履帶的同步行走。 曹小平