《畢業(yè)設計（論文）履帶式推土機液壓系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）履帶式推土機液壓系統(tǒng)設計（36頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、上海交通大學畢業(yè)設計 第1章 緒論 推土機在國民經濟與國家建設事業(yè)中，占據重要的地位。它廣泛應用于鐵道建筑工程、公路工程、機場建設、水利工程、房屋建筑、市政工程、港口建設、礦山工程、地下工程、軍事工程等各種工程項目中，我國建國五十多年社會主義建設的實踐充分說明，如果沒有大量優(yōu)質的推土機，是不可能高速高質完成國家的建設項目的。至于人煙稀少，工作面狹窄，工作條件惡劣，高寒沙漠地帶，工程質量要求嚴格的工程項目，沒有優(yōu)質的推土機是絕對不可能完成任務的。 推土機的覆蓋面廣，技術先進，直接關系國家的建設事業(yè)，有不少領域等待著人們去探討與提高，是大有可為的。因此我們從國家建設事業(yè)出發(fā)，選擇了履帶式

2、推土機液壓系統(tǒng)的設計，是大有前景的。 1.1 推土機的現狀 推土機是一種多用途的自行式土方工程建設機械，它能鏟挖并移運土壤。例如，在道路建設施工中，推土機可完成路基基底的處理，路側取土橫向填筑高度不大于1m的路堤，沿道路中心線向鏟挖移運土壤的路基挖填工程，傍山取土修筑半堤半塹的路基。此外，推土機還可用于平整場地，堆積松散材料，清除作業(yè)地段內的障礙物等。推土機在建筑、筑路、采礦、油田、水電、港口、農林及國防各類工程中，都得到了十分廣泛的應用。它擔負著切削、推運、開挖、堆積、回填、平整、疏松、壓實等多種繁重的土方作業(yè)，是各類施工中不可缺少的主要設備。 推土機的用途雖十分廣泛，但由于受到鏟刀

3、容量的限制，推運土壤的距離不宜太長，因此它是一種短運距的土方施工機械。在實際使用中，如果運距過長，由于土壤漏失的影響，會降底其生產率；反之，運距過短時由于換向、變速操作頻繁，在每個工作循環(huán)中這些操作所用時間占比例增大，同樣也會使推土機生產率降低。通常中小型推土機的運距在30～100m為宜；大型推土機的運距一般不應超過150m；推土機的經濟運距為50～80。 推土機可按用途、發(fā)動機功率、傳動方式、行走方式、推土鏟安裝方式及操作方式等進行分類。 1. 用途可分為：普通用型推土機和專用型推土機兩類； 普通用型推土機。這種推土機通用性好，廣泛應用于各類土方工程的施工作業(yè)，是目前施工作業(yè)中廣為采

4、用的推土機機種。 專用型推土機。該類推土機包括浮體推土機、水陸兩用推土機、深水推土機、濕地推土機、爆破推土機、低噪音推土機、軍用高速推土機等。他們均屬于特殊條件下使用的專用推土機施工機械。 2. 發(fā)動機的功率可分為：、 前已述及，因為柴油機具有功率范圍寬，輸出扭矩大，燃料使用經濟性好，故障少，工作可靠等優(yōu)點，所以推土機均采用柴油機為動力裝置。按柴油機的功率大小，推土機可分為小型推土機（＜140KW＝、中型推土機（59—103KW）和大型推土機（118—235KW）特大型推土機（功率＞235KW）等四類。 3. 按傳動方式可分為： （1）. 機械傳動式推土機。它具有設計制造容易，工作

5、可靠，傳動效率高，維修方便等優(yōu)點，但操作費力，對負荷的使用性差，使推土機的作業(yè)效率受到一定影響。目前只是小型推土機采用機械傳動。 （2）. 液力機械傳動方式推土機。采用液力變矩器與動力換擋器組合的液力機械傳動，具有自動無級變速變矩，適應為負荷變化的能力，且可自動換擋，減少換擋次數，操縱輕巧靈活，使推土機作業(yè)效率高等優(yōu)點。缺點是：液力變矩在工作過程中容易發(fā)熱，降低了傳遞效率；同時傳遞裝置結構復雜，制造精度高，提高了知道成本，維修較困難。目前大中型推土機采用這種傳動方式較為普遍。 （3）. 全液壓傳動式推土機。它自帶泵源，由液壓馬達直接驅動其行走。因為取消了主離合器，變速器，后橋等總成，所以結

6、構簡單，整機質量減輕，操縱輕便，并可原地轉向。全液壓傳動式推土機制造成本較高，且耐用度和可靠性差，維修較困難。目前只在中等功率的推土機上采用全液壓傳動。 （4）. 電傳動式推土機。它由柴油機帶動發(fā)動機—電動組，進而驅動其行走裝置。電傳動總體布置方便，操縱輕便，且能實現原地轉向。行駛速度和牽引力可無級調節(jié)，對外界阻力有良好的適應性，作業(yè)效率高。但由于質量大，結構復雜，制造成本高，目前只在大功率推土機使用，且以輪胎式推土機為主。另一類電傳動推土機是采用動力電網的電力，可稱為電氣傳動，該推土機一般用于礦山開采和井下作業(yè)，因受電力和電纜的限制，它的使用范圍受到很大制約。但此類推土機結構簡單，工作可靠

7、，不污染環(huán)境，作業(yè)效率高。 4. 行走方式可分為： （1）. 履帶式推土機。起耐用性好，牽引力大，接地比壓大，爬坡能力強，能適應惡劣的工作環(huán)境，故具有優(yōu)越的作業(yè)能力，但機械質量大，制造成本高。 （2）. 輪胎式推土機。其行駛速度快，機動性好，轉移迅速方便且不損壞路面，作業(yè)循環(huán)時間短，適合城市建設和道路維修工程中使用。制造成本底，維修方便。但它的附著性能差，在松軟、潮濕的場地上施工時，生產效率底，甚至無法施工。若遇到堅硬，銳利的巖石，輪胎容易磨損，因此輪胎式推土機的使用受到一定限制。 5. 按鏟刀方式可分為： （1）. 固定式鏟刀推土機。起推土鏟在水平面內與推土機縱向軸線固定為直角，

8、也稱為直鏟式推土機。一般來說，從鏟刀的堅固性和經濟性考慮，小型及經常重載作業(yè)的推土機都采用這種鏟刀安裝方式。 （2）. 回轉式推土機。其推土鏟在水平面能回轉一定角度（也可成為直角。它作業(yè)范圍較廣，可以直線行駛一側排土，適宜平地作業(yè)，也宜于橫坡鏟土側移。該推土機又稱活動式鏟刀推土機或角鏟式推土機。 目前絕大多數推土機用柴油機是由蓄電池——電動機啟動的，故柴油機操縱機構大為簡化，其生產制造、技術使用及維修等日趨成熟。由于液壓控制技術的迅速發(fā)展，使現代推土機工作裝置的控制已實現液壓化，它具有切土立強、平整質量好、生產效率高等優(yōu)點，可滿足工程建設對施工質量的要求。 1.2 推土機的國內外發(fā)展方

9、向 1.2.1 國內發(fā)展水平及方向 推土機在我國的發(fā)展大致經力了萌芽期（1950—1961年）、專業(yè)形成期（1961—1978年）和產品系列形成期（1978年至今）等三個階段。通過半個世紀的發(fā)展，特別是1978年以后，我國的推土機逐漸形成系列，通過引進國外的先進技術，提高了專業(yè)技術水平，使我國推土機的產量和品種都有了較大的增長，產品性能和技術水平達到了國際20世紀80年代末、90年代初的水平。目前全國生產推土機的廠家已有20多個，生產規(guī)格45—300KW不等，年產量已有1萬臺以上。今后我國推土機的發(fā)展主要考慮以下幾點： 1）. 提高推土機的工作可靠性和使用壽命。國產履帶式推土機的可靠性

10、和使用壽命與國際先進水平的產品相比還有比較大的差距。例如，美國卡特匹勒公司生產的履帶式推土機的使用壽命為10000～12000h，日本小松公司的為8000～10000h，而國產的僅為3000～12000h。隨著國際先進技術標準的逐步采用、新結構、新材料、新工藝，應迅速提高國產推土機的可靠性和使用壽命。 2）. 發(fā)展大功率多功能用推土機。目前推土鏟的功率均在235KW以下，不能適用大型、特大型工程施工的需要，每年都需進口1000臺左右的大型推土機。隨著我國基本建設的加快、大中型工程的增多，發(fā)展大功率推土機勢在必行。而且要積極研制開發(fā)多功能的工作裝置，以提高推土機的利用率和作業(yè)效率。 3）.

11、擴大生產規(guī)模、降低生產成本。國內推土機專業(yè)生產廠中以履帶式推土機為主導產品的有11家。生產73KW 以上廠家中年產量多為100～200臺。產量小，成本高，未形成規(guī)模經濟。因此必須擴大生產規(guī)模，降低生產成本。 4）. 發(fā)展機電液一體化。目前國產推土機的整體技術水平雖然有較大的提高，但由于近年來世界上技術發(fā)展很快，電子技術開始運用于推土機，實現了機電液一體化。例如，在發(fā)動機上采用了電子調速器，極限負荷控制系統(tǒng)和燃油噴射系統(tǒng)等，能夠根據推土機作業(yè)情況，發(fā)動機工況，自動調整發(fā)動機性能，提高其適應性；推土鏟采用自動控制的調平系統(tǒng)，提高了作業(yè)質量和生產效率。實現機電一體化是國產推土機發(fā)展方向之一。 5

12、）. 提高安全、舒適性，符合環(huán)境保護法。國產推土機要進一步滿足用戶要求和拓展國內外市場，必須按國際FOPS和ROPS標準，在推土機上安裝防滾翻駕駛室并設置重要部件故障報警系統(tǒng)，以提高推土機的使用安全性。駕駛室內的空調設施，防震可調座椅的設置等要符合人機工程學的要求,提高駕駛員的工作舒適性,降低了噪音,減少了振動,噪聲,震動,機械的涂飾等指標均要符合保護環(huán)境的要求。 1. 2.2 國外水平及發(fā)展趨勢 國外生產推土機的歷史較長(起始20世紀30年代末),在先進工業(yè)技術的帶動下,推土機設計、制造、測試等技術也一成熟.美國卡匹特公司、日本小松公司等生產的推土機的結構、性能,展現了當今國際水平,并

13、在以下特點的基礎上繼續(xù)發(fā)展。 1）. 型、專用、一機多用。大型推土機施工速度快，生產率高，操縱人員少，使用于大型工程施工的需要。 2）. 部件化設計，便于維護保養(yǎng)。將每一部件做成獨立的結構完善的單一部件，簡化相臨部件的連接，這樣便于拆裝和維修保養(yǎng)。在這方面美國的卡特匹勒公司率先提出了要求，并實現的較好。 3）. 液壓化。推土機工作裝置幾乎采用全液壓操縱方式。此外，主離合器，變速箱，轉向器及制動器等發(fā)展為液壓操縱式，中小型推土機猶為明顯，可視為定勢。 4）. 發(fā)展輪胎式推土機。由于輪胎式推土機具有行走速度高，機動靈活，耗用金屬少， 不損壞路面等優(yōu)點，近年來得到了迅速發(fā)展，例如美國的輪

14、胎式推土機產量已占國內推土機的 1/3。 5） . 技術和新結構的應用。隨著電子技術的不斷發(fā)展和計算機應用的普及，微電腦在推土機上的應用日益增多。例如，采用微處理器控制自動變速箱，使推土機能夠根據作業(yè)阻力變化情況自動地選擇適當的擋位（最佳速度），使液力變矩器處于最佳工作狀態(tài)。推土機在最佳性能下工作，提高了作業(yè)效率。此外，由于采用電腦控制，駕駛員可以集中精力注意推土機地功能發(fā)揮，換擋，換向。變矩器接合于閉鎖等許多煩瑣的操作均由電腦控制，減輕駕駛員的疲勞。 6） . 采用新材料、新工藝。推土機選材的明顯趨勢是，除了重要的零部件仍采用高強度合金鋼外，許多零件該用廉價的合金元素含量少

15、的低錳鋼、硼鋼或碳鋼，這是由于熱處理技術的發(fā)展，使其達到或超過合金材料的物理機械性能。推土機的履帶行走機構及工作裝置，大多是通過淬火、低溫回火，獲得中碳馬氏鋼。刀片則采用淬透性好的低合金鋼或硼鋼，其強度可提高65%，耐磨性也明顯提高。 1.3 設計的內容與目的 1.3.1 設計的內容： 本次設計是針對履帶式推土機的液壓系統(tǒng)進行設計。包括以下幾點： 第二章： 對推土機的結構進行分析并計算出液壓缸的受力，為下面的設計做鋪墊。 第三章：設計推土機的液壓系統(tǒng)，它是總個設計的重點部分。它包括主要參數及性能的初步確定、液壓系統(tǒng)方案的確定、執(zhí)行元件和液壓泵的選擇、擬訂液壓系統(tǒng)原理圖、選擇液壓元件

16、、液壓系統(tǒng)的驗算。 1.3.2 設計的目的 1）. 研究液壓系統(tǒng)在工程實際中的應用。 2）. 提高手工和計算機繪圖的能力。 3）. 提高查閱資料的能力。 第2章 推土機工作裝置的設計 已知參數： 1．作業(yè)重量：G=330KN；外型： 長寬高=7000mm4500mm3000mm。 2．行使速度（km/h）：前進：Ⅰ擋4；Ⅱ擋7；Ⅲ擋11； 后退：Ⅰ擋4；Ⅱ擋8；Ⅲ擋13； 3， 鏟寬4900mm，鏟高1200mm，提升高度1250mm，產入深度600mm，

17、角鏟水平面內傾斜25。 2.1 推土機牽引力的計算 推土機牽引力和牽引功率的確定，應取推土板前堆滿土壤的瞬時作為計算位置 。此時推土機牽引力將克服滾動阻力、坡道阻力、還需要克服土壤切削阻力、推土板前堆積土壤的移動阻力及土壤沿推土板上升的摩擦阻力。計算如下： 2.1.1 推土板切削土壤的切削阻力 （N） （1—1） - 式中： ——土壤切削比阻力（N/cm2）； ?。簁=0.5N/cm2 （參考《工程機械》） ——切

18、削寬度或刀片長度（cm）； 由已知得：B=400cm ——切削深度（cm）； 由已知得：h=60cm 代入數據得出： =12（KN） （1—2） 2.1.2 推土板前堆積土壤的移動阻力 （N） 式中：μ2 ——土壤與土壤的摩擦系數； ?。害?=0.5 （參考《工程機械》）

19、 ——堆積土壤的重量； 以土壤堆滿推土板時，假設堆積土堆上部為一直線并且土堆沿推土板的斷面不變，則土堆重量可按圖1—1作近似計算 圖1—1 推土板前土堆

20、計算 式中：——土壤的容重； 由《工程機械》查的，一般取： =18KN/m3； ——土壤的自然坡度，經《工程機械》查的取：=； 代入數據求得： =24361（N） 從而得出： =12.18（N） 2.1.3 土壤沿推土板上升的摩擦阻力 （1—3） 式中：——土壤對金屬的摩擦系數，經《工程機械》查的=1；

21、 ——推土板的切削角。取=。 代入數據求出：=12.18（N） 2.1.4 滾動阻力 （1—4） 式中：——機重（KN）。由已知可知 =330KN； ——滾動阻力系數。經《工程機械》查的取 =0.07； ——坡度。 取 。 代入數據求得： 2.1.5 坡度阻力 （1—5） 代入數據求得： 2.1.6 推土機工作過程中的總的阻力

22、 （1—6） 代入數據求得： 則拖拉機（或牽引車）的牽引功率為： 代入數據求得：（馬力） 2.2 推土板的合理形狀與主要參數的選擇 1． 對不同形狀推土板的橫截面加以研究后可以看出，當前多采用大曲率半徑圓弧推土板。由于切削角大，工作時消耗功率大，切下土壤不能形成土屑，土壤受擠壓沿推土板面上升，故這種形式只能推疏松的松土。如將大曲率半徑圓弧型推土板切削角減小，則由于推土板后傾，改善了切削條件，切下的土壤易于形成土屑

23、并沿著推土板流動。但是，土屑沿板面會流向推土板后面，卸土時有部分土壤留在推土板上，增加了起升功率；若將大曲率半徑圓弧型的推土板下面連接平刀片，則由于推土板的切削角小，形成了良好的切削條件，被切下的土壤容易形成土屑，也便于卸土。但是，在土屑流動過程中，土壤仍受到擠壓，因而增加了能量的消耗。 小曲率半徑圓弧型推土板，由于切削角小，被切下的土容易形成土屑并沿著推土板面流動，而且，當土屑離開推土板上緣時，仍能想前翻滾，使土堆移動。但是，它卸土困難，一般應用在推土量小的場合。 合理的推土板橫截面是變曲率半徑的截面，即上部曲率半徑較小，下部曲率半徑較大并安裝平刀片形成合適的切削角

24、。這種推土板具有足夠的高度和良好的切削條件，刀刃所切下的土壤形成土屑，并能在推土板曲面部分、翻滾，工作時消耗能量比較小，推土板形狀不合理，則在推土板曲面部分將殘存部分土壤，切下土壤不能眼推土板曲面流動，而是在土中自下而上的膨脹，消耗在土壤內摩擦的能量就大為增加。試驗表明，在同樣的土壤條件、相等的切削厚度的情況下，由于推土板形狀的差別，可能使推土機的牽引阻力相差8％ 。 2． 為了使推土板具有足夠的高度和良好的切削條件，刀刃所切下的土壤形成土屑，并沿板面流動、翻滾，工作時消耗能量比較小，采用直式推土板。其結構簡圖如圖1—2所示：

25、 圖1—2 直鏟式推土板計算簡圖 3． 推土板的主要參數包括尺寸參數，指推土板高度H、寬度B和形狀參數，即推土板曲率半徑、中心角ω、翻倒角ψ、切削角、回轉角以及切削刀片的尖角、后角、刀片長度B等，如圖1—3 圖1—3 推土板的幾何參數 1— 推土板； 2—刀片 推土板高度采用下式計算： （1—7） 其中：——刀片的垂直高度。其值為：； ——刀片的寬度（mm）。取。參考《工程機械使用手冊》； ——上段直

26、線高度。其值為：； 其中：b——上段直線長度（mm）。其值為： ，取 另外刀尖的尖角采用β=300 由幾何知識顯然：ω=1800-ψ-δ 其中δ=450，取ψ=800，（參考《工程機械手冊》 ∴得：ω=550 因此綜上所式，可求出 ：R=854.8≈855（mm） 2.3 推土機工作裝置的受力分析 工作裝置的強度計算,首先要選擇推土機的計算位置擬定計算條件；其次，確定作用在推土機上的外載荷及作用在工作裝置各構件上的力,最后對工作裝置的零部件進行強度計算。 2.3.1 計算位置的選擇

27、 分析推土機強制切土、切削土壤、提升、運移、卸土、空回等作業(yè)過程，從強度觀點可選擇如下幾個計算位置。 1． 推土機正常作業(yè)時推土板中點碰到障礙物。計算條件是推土機沿水平表面運動；推土板由切削位置起升到運輸位置；在推土板起升的同時，推土機以最大的頂推力移動，考慮慣性載荷。在這個位置對推土板、支架和液壓系統(tǒng)的零部件進行強度計算。 2． 推土機正常作業(yè)時推土板邊上一點碰到障礙物。計算條件與1相同。此時，對固定推土板的頂推梁、斜撐桿和鉸鏈；對回轉式推土板的頂推桿、支架和鉸鏈進行強度計算。 3． 在液壓操縱的推土機強制切土時，計算條件除與1相同外，還要考慮切削深度等于零，油缸推力參加切土

28、條件。以此作為確定液壓操縱系統(tǒng)和對推土機進行強度計算依據。 2.3.2 外載荷的確定 推土機工作過程中作用在工作裝置上外載荷有重力G、鉸C處外力Pc、油缸力S以及土壤反力P，如圖1—4所示。下面分別討論 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。則 （1—8） R1=μ1R2 （1—9） 式中 ——土壤承載能力系數，中等條件土壤取=5

29、0～60（N/cm2）。在這取中間值，取=55（N/cm2）； B——推土板寬度或刀片長度（cm）； X——考慮磨損后刀片沿土壤摩擦的寬度，如圖1—5所示，X=0.7～1.0（cm）。取X=1.0（cm）； μ1——刀片與土壤的摩擦系數，考慮到土壤表面不平和切不平處土時刀片前棱工作的可能性，取μ1=1。 圖1—4 工作裝置受力簡圖 圖1—5 刀刃與地面接觸情況 1—推土板；2—頂推架；3—斜承桿；4—液壓油缸。 代入數據得

30、：R1=22（KN），R2=22（KN） 2. 鉸C處反力 鉸C處反力可分為和，如圖1—4所示。當推土機在水平地面上運動，其升機構在中間位置時，力等于拖拉機（或牽引車）的頂推力。考慮外載荷作用的動力特性，頂推力計算如下 （1—10） 式中 ——考慮動力特性時的頂推力； ——動力性系數=1.5； T——拖拉機（或牽引車）最大牽引力，其值為： 或 其中 G2——提起推土板時推土機總重，由已知可知：G2=330（KN）； ——附著

31、系數，=0.8～0.9。取=0.85； ——放下推土板時，拖拉機（或牽引車）重量。 代入數據可求得：T=280.5（KN） 則 =420.75（KN） 3. 土壤的反力 假定土壤對推土板表面的勻稱載荷集中作用到推土板刀刃中點上。當推土機作業(yè)時，作用到推土板上的外載荷有土壤對磨鈍了的刀刃反力R1、R2；土壤對推土板的作用力（分為正壓力、摩擦力）。將以上各力在相應的坐標軸上投影，可求出P的分力P1、P2，如圖1—6（a）、（b）所示。 (a) （b） 圖1—6 土壤對刀片作用力

32、 式中 ——土壤對鋼的摩擦角； 由《工程機械》查的=450 力P1的最大值取決于拖拉機的牽引可能性，即 代入數據求出：P1=420.75（KN）； （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。 （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

33、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 參考同類產品初選推土機工作機構的各個尺寸，如下： =2.5m； l=3m； l0=2.35m； m=0.48m； G=1500kg； θ=450。 ——為所求油缸的推力。 取 其中 G——工作裝置重量。 整理上式則油缸的推力 （1—11） 代入數據求得： St=8.1（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

34、出：取 圖1—8 推土板起升受力計算 參考同類產品初選工作機構的各個尺寸如下： l1=2.9m； 式中 ——被抬起土壤的重量，其值為； 其中 ——推土板內土壤面積，圖1—8畫陰影部分，由幾何知識易求得： =0.24（m3） 從而的出： =17.3（KN） ——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

35、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=0.6N/cm2； 從而求得： Q=280.5（KN）； P1——作用于工作裝置上土壤水平分力之和，取P1=T=R=280.5（KN）。 整理上式則油缸所具備的拉力 （1—12） 代入數據得：。 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 （1—13） 式中 ——由穩(wěn)定條件確定

36、 的 油缸最大拉力。 （1—14） （1—15） 參考同類產品初選工作機構的各個尺寸如下： ； =1.5m； ； 代入數據，將式（1—13）、（1—14）、（1—15）聯(lián)立求得： 。明顯滿足要求 第3章 液壓系統(tǒng)的設計 3.1 載荷的組成和計算 3.1.1 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：

37、 推土時的推力：=8.1（KN） 收推土板的拉力：=139.5（KN） 3.1.2 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 （其中根據同類產品初選驅動輪半徑R=400mm） （1—16） 取液壓馬達的機械效率為，則其載荷轉矩： 。 （1—17） 3.2 液壓系統(tǒng)主要參數計算 3.2.1 初選系統(tǒng)工作壓力 參考同類產品，初選工作壓力P=25（）； 3.2.2 計算液壓缸的主要結構尺寸 1). 確定液壓缸受拉時載荷最大，其載荷為139.5KN； 則

38、 （1—18） ——液壓缸回油腔壓力，即背壓力，參照表2、2—4取值為=1MPa ——液壓缸工作腔壓力，其值=P=25MPa； 又參照表2、2—5得： （1—19） 由（1—18）、（1—19）式代入數據求得： D=85（mm）， d=60（mm） 粗算其行程： 取行程為=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： ； 其D=100（mm），d=70（mm）。 同理 松土器升降油缸型號為：；

39、鏟刀傾斜油缸型號為：。 3.2.3 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 這樣： ； （1—20） 3.2.4 計算液壓執(zhí)行元件實際工作壓力 1). 根據液壓缸的結構尺寸 其實際工作壓力 （1—21） 代入數據求得： P1=18.3； 2). 液壓馬達的執(zhí)行元件實際所需流量 （1—22） 代入數據求得：； 3.2.5 計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量 1).

40、 （1—23） （根據同類產品初選） 代入數據可求得： 2). （1—24） 代入數據求得： 3.3 制定系統(tǒng)方案和擬訂液壓系統(tǒng)圖 3.3.1 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。考慮到油缸的受力問題，可在兩邊個裝一個液壓油缸，使其受力均勻；同理，

41、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生很大的壓力，從而降低液壓油缸的壽命甚至產生爆炸危險。因而還需在與松土器有桿面相連的油路上連接一過

42、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生運動，從而使油缸有桿腔產生氣泡，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，油缸內油壓變化很大，從而產生很大的震動，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

43、三種油缸還需滿足他們產生的運動不能同時產生，否則就會產生干涉。 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

44、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，另兩個馬達實現兩條履帶的同步行走。 3.3.2 擬訂液壓系統(tǒng)圖 3.4 液壓元件的選擇 3.4.1 液壓泵的選擇 1). 液壓泵工

45、作壓力的確定（給液壓馬達供油的油泵） （1—25） ——液壓執(zhí)行元件的最高工作壓力，對于本系統(tǒng)最高壓力是液壓馬達進口壓力； （1—26） ——泵到執(zhí)行元件間總的管路損失。取 代入數據可求的液壓泵工作壓力為：。 2). 流量的確定 （1—27） K——泄露系數，取K=1.2； ——最大流量工況，在這 代入數據可求得：； 因選用兩個液壓泵，固一個液壓泵流量。 參考《機械設計手冊液壓傳動》部分，

46、選用型號為：A7V107型斜軸式軸式柱塞泵；其流量 ，額定壓力 同理，可選定為液壓缸供油的油泵型號為：CB—FD25齒輪泵，額定壓力 額定排量；額定轉速。 3.4.2 液壓馬達的選擇 前面已求的馬達排量為，系統(tǒng)的工作壓力為25MPa，，馬達的轉矩。 參考上述數據及《機械設計手冊液壓傳動》部分，選用型號為：NJM—G25型內曲線徑。柱塞馬達。其排量；額定壓力；額定轉矩。 3.4.3 液壓閥的選擇 選擇液壓閥主要時據是閥的工作壓力和流過閥的流量。 序號 名稱 通過流量 型號及規(guī)則 3 溢流閥 150.5 DBDS30P 4 安全閥 15

47、0.5 DBDS30P 5 溢流閥 150.5 DBDS30P 6 安全閥 150.5 DBDS30P 7 三位六通液控換向閥 150.5 WH32HE 8 三位六通液控換向閥 150.5 WH32HE 9 二位四通電磁閥 10 24F32B20E24 10 二位四通電磁閥 10 24F32B20E24 11 液控高低速轉換閥 150.5 24YF3ME32BZZ 12 液控高低速轉換閥 150.5 24YF3ME32BZZ 13 單向閥 C2G-825 14 單向閥 C2G-825 19 單向閥

48、C2G-825 20 單向閥 C2G-825 22 溢流閥 15 DBDA30G 23 過濾器安全閥 50.12 DBDA30G 24 鏟刀升降操縱閥 50.12 34SH-HBT 25 松土器升降操縱閥 50.12 DMG-01-3C-50 26 鏟刀垂直傾斜操縱閥 50.12 34SH-HBT 27 安全閥 50.12 DBDA10G 28 止回閥 50.12 C2G-825 29 單向補油閥 40 C2G-815 30 止回閥 50.12 C2G-825 31 單向補油閥 40 C2G-815

49、 3.4.4 確定油箱的有效容積 按下式來初步確定油箱的有效容積 （1—28） 已知所選泵的總流量易求出，這樣液壓泵沒分鐘排出壓力油的體積為0.35m3。 參照表2.4—3取a=6； 算得有效容積。 3.5 液壓系統(tǒng)性能驗算 3.5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失，管路的局部壓力損失和閥類元件的局部損失，總的壓力損失為： （1—29） 式中 ——管道長度； ——管道內經（m）； ——

50、液流平均速度； ——液壓油的密度； ——沿程阻力系數； ——局部阻力系數； 參考同類產品幾《現代工程機械液壓系統(tǒng)與液力系統(tǒng)》得： =70m； =0.032m； =4m/s； =880kg/m3； =0.032； =0.1。 式中 Q——通過閥的實際流量； ——閥的額定流量； ——閥的額定壓力損失； 從查《工程機械產品樣本》得：=0.1； 代入數據求得＜1MPa 滿足要求 3.5.2 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。液壓系

51、統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式： （1）. 液壓泵的功率損失 （1—30） 式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率；Pc是輸出的有效功率。 式中 ——工作周期（s）； 取=4小時=3600（s）； z、n、m——分別為液壓泵、液壓缸及液壓馬達的數量；z=3， n=5， m=4； 、、——第i臺泵的實際輸出壓力、流量及效率；、前面已算出，取=0.8； ——第i臺泵的工作時間（s）；t1=t2=1400（s）； 、、——液壓馬達的外載荷轉矩、轉速以及工作時間； 、——液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程。 參考

52、同類產品及前面算得的數據： 所以可得： （2）. 計算散熱功率 前面已粗算油箱的有效容積為2.1m3，按V=0.8abh，求得油箱各邊之積： 取a=1.5m， b、h為1.32m3； 所以求得散熱面積為： 油箱散熱功率為： 式中 Kt——油箱散熱系數，由表2—12?。? ——油溫與環(huán)境溫差， ?。? 代入數據可得： ＜ 由此可見，油箱的散熱與系統(tǒng)散熱的要求相差不大，滿足要求。

53、 總結 本次畢業(yè)設計是大學期間最后一次設計、也是大學期間涉及的知識面最廣的一次設計，設計時間最長的一次。它將大學期間所學的知識多融合在一起，環(huán)環(huán)相扣。下面是我對本次設計的一些感想。 在指導老師的精心指導和同學們的相互幫助下，我們順利地完成了本次畢業(yè)設計地任務。在設計的過程中，我們碰到了很多的困難，但是在我們的努力下困難一個個被我們闖過，最后終于按照學校的要求完成了任務。 這次畢業(yè)設計有別于我們以前的任何一次的設計，因為它設計的知識面是設計中最廣的，并且要求我們有一定的創(chuàng)新精神。 設計的過程是復雜而有序的，首

54、先是讀懂自己的畢業(yè)設計題目，明確設計任務。然后在查找相關的資料。其次再進行設計計算，并且畫圖，設計和繪圖是互動的過程，因為設計是為繪圖服務的，而繪圖是為表現你的設計的。因此，繪圖是個不斷的重復的過程，直到達到要求為止。 通過這次畢業(yè)設計，我們鞏固了大學期間學到的知識，特別是液壓系統(tǒng)知識。提高了查閱資料、手工繪圖、計算機繪圖的能力。其次還提高了我們的實踐能力，加深了同學之間的友誼。 總之，這次畢業(yè)設計是整個大學教育過程中的重要的環(huán)節(jié)，它是有別于課堂教育的一種教學形式，是理論與實際的結合。為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 謝詞 本次畢業(yè)設計的課題時

55、:履帶式推土機液壓系統(tǒng)的設計。歷時一個多月。設計綜合了工程機、液壓原理、機械制圖、機械原理、機械制造工藝等多科知識。 在設計過程中，我們碰到了很多困難，因為我們以前對工程機械不太了解。經過盧老師的指導及自身的親身體驗，使我們對所設計的工程機械有了進一步的了解。這次設計過程中，盧老師經常來到設計教室為我們指導解答我們設計過程中遇到的各種問題，使我們這次設計能得于比較順利的完成?？梢哉f如果沒有盧老師得精心指導，我們是不可能這么順利地完成這次設計的。在次我要衷心地感謝盧老師這一個多月來對我地精心指導和照顧，謝謝盧老師！ 另外，我還要謝謝我們同組的同學（王凡、劉志勇、沈錢富、周文相等），我們成分發(fā)

56、揮了團結互助的精神，使我們突破了一個又一個的困難，最后終于順利地完成了畢業(yè)設計。 參考資料 ［1］ 揚培元，朱福元?！兑簤合到y(tǒng)設計簡明手冊》。北京：機械工業(yè)出版社，1994年； ［2］ 吉林大學，《工程機械液壓與液力傳動》（上，下）。北京：機械工業(yè)出版社，1983年； ［3］ 唐經世，京國安?！豆こ虣C械》（上、下）。北京：中國鐵道出版社，1996年； ［4］ 成大先?！稒C械設計手冊》（第四版）。北京：化學工業(yè)出版社，1993年； ［5］ 張林，朱明才。

57、《工程建設機械、機電液一體化》。石油大學：石油大學出版社，2001年； ［6］ 張棟林。《地下鏟運機》。北京：冶金工業(yè)出版社2002年； ［7］ 華南理工大學?！稒C械工程英語》。北京：機械工業(yè)出版社。2002年； ［8］ 章宏甲。《液壓傳動》。北京：機械工業(yè)出版社2002年； ［9］ 《液壓傳動設計手冊》 ［10］ 華中理工大學?！懂嫹◣缀螜C械制圖》。北京：高等教育出版社，2002年。 ［11］ 《工程機械產品樣本》1979年編。

58、 附錄 A HYDRAULIC SYSTEM INDUSTRIAL HYDRAULIC CIRCUIT The 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 i

59、llustrate 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 gene

60、ral 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 F

61、ig.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

62、(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 enla

63、rgement ) 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) b

64、ut 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 cyl

65、inder , 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

66、(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