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推土機在土石方工程中被廣泛應用，推土工作裝置是其承受工作載荷的主要部件。在復雜多變的工作外載作用下，分析計算推土工作裝置在不同工況、不同部位危險點的應力分布，是推土機工作裝置設計所必需。在這方面，國內學者開展了不少相關的研究工作。曹善華等開發了一套用于靜定結構的推土機工作裝置力分析程序，但對于多數超靜定結構的推土機工作裝置來說結構強度計算受到限制。石則昌等運用大型有限元分析結構靜、動力分析程序SAP5進行推土機工作裝置結構強度計算，由于該程序是通用性很強的大型程序，企業設計人員掌握非常困難，運行程序時要在大量的程序作業卡上填寫各節點信息及必要的控制信息，難以在企業中推廣使用。靳曉雄等利用試驗模態分析和理論計算相結合的方法，進行推土機工作裝置結構動態應力計算。這種方法必須先進行模態試驗，獲取推土機刀板的固有頻率、固有振型、阻尼因子和沖擊響應位移時間歷程等，雖然具有理論研究價值，但難以在更大范圍內推廣。盧耀祖等有限元方法建立大型推土機工作裝置的計算模型，雖然得到了閉式箱形結構推土板內力和應力的分布規律，但有限元程序和前處理程序的編制工作量卻很大。本文運用強度理論對大型推土機推土工作裝置進行強度分析，建立了在偏載工況下推土機推土工作裝置超靜定體系發生組合變形時的應力計算模型。
載荷工況：推土機鏟刀的一個側角頂到障礙物，即偏載工況。
計算條件：推土機在水平地面作業，帶載的推土機鏟刀從切削位置提升到運輸位置，且以最大頂推力工作。將鏟刀反力PN看作一個集中載荷，作用在鏟刀偏刃上。
將鏟刀反力PN分解為水平反力Px和垂直反力Pz。Px的最大值取決于推土機的牽引性能，Pz與鏟刀切削角和土與鋼鐵摩擦角有關，鏟刀極限提升力S1取決于提升油缸內徑、工作油壓。計算表達式可參閱文獻。
以整個工作裝置為研究對象，如圖1所示。分別對Z軸取力平衡方程式和對X軸取力矩平衡方程。
將Px和S1轉換到頂推梁平面上，其合力為在頂推梁平面內，構件具有3個多余約束，即頂推梁支座多余一個約束及水平支臂多余兩個約束。由于力P1作用在推土板角部，載荷既不是對稱的，又不是反對稱的，因此，可將P1的作用變為由兩個對稱載荷作用和兩個反對稱載荷作用的構件基本體系，如圖2所示。參照構件基本體系圖2，繪制兩個系統的基本結構，如圖3所示，其中P1’=P1/2，圖中兩水平支臂的約束相同或相反，所以此計算位置可簡化為兩個兩次超靜定體系的組合，求解這兩個超靜定系統，解出支反力和兩個水平支臂的約束反力，再將兩個系統進行疊加就等價于原系統。
在頂推梁、鏟刀以及支臂組成的組合結構中，支臂可認為是二力桿。在計算變形時，支臂軸向力引起的變形是不能忽略的，因此，在利用維利沙金法進行支臂變形計算時，不僅要考慮彎矩的影響，也要考慮軸向力引起的變形。計算出在對稱載荷作用體系和反對稱載荷作用體系中X1′、X2′值，然后進行疊加，得出原載荷作用體系中結構的X1、X2，進而求出結構在P1、X1、X2作用下的鉸點反力Xc1、Xc2、Yc1。
頂推梁的變形是扭轉、彎曲和軸向壓縮的組合變形，因此，在計算頂推梁的強度時，要考慮這幾種變形的聯合作用，并應用強度理論分段進行危險截面的強度計算。在頂推梁上距鉸點C1距離為x處截取截面，該截面所受的內力有軸向力N，Y′軸方向剪力Qy′，Z′軸方向剪力Qz′，對Y′軸彎矩My′，對Z′軸彎矩Mz′和扭矩MN，可以導出x截面處內力的表達式。
推土機在偏載工況下作業時，其推土工作裝置的受力狀況是極其惡劣的。將推土工作裝置在偏載工況下的超靜定體系，簡化為在對稱載荷作用下的兩次超靜定體系和在非對稱載荷作用下的兩次超靜定體系的組合，依據強度理論，同時考慮推土工作裝置工作時，頂推梁將發生扭轉、彎曲和軸向壓縮等多種組合變形，進行了頂推梁強度分析。用這種計算模型編制了計算機程序，并以新型235.3 kW履帶式推土機推土工作裝置的結構參數為例，對其工作裝置頂推梁進行了強度分析，獲得了令人滿意的結果，說明此種方法對于推土機頂推梁強度分析是可行的。該模型結構簡單，易于編程，是工程設計人員比較容易理解、接受、實現的一種工程方法。
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