第二栏数据为日本小松公司所作的静态计算结果。第三、四栏数据为本文采用SAPS程序进行运算所得的计算结果，其中第四栏考虑了披击惯性力的因素。
　　从表中计算结果与动态实验数据比较可看出，SAPS静态计算结果与动态实验数据有一定的误差，但总体上基本上是吻合的，尤其当计及惯性力因素时，计算精度可在一定程度上提高，从而验证了本文所建立的推土机工装结构有限元计算模型是正确的。
　　本文仅针对推土机工装受集中载荷工况进行了廿算，对其它多种作业工况的强度计算，仅需坟写载荷工况作业卡片即可同时计算，并可物出各节点的应力及变形情况。
　　结构强度所作的实例计算得出如下结论:
　　该方法避免了材力方法繁琐的推导运算，校核多种作业工况均可同时进行，可提高计算效率及精度。
　　该方法通用性强。对其它多种形式的工装结构的强度计算，根据本文所建的模型，仅需改变某些几何参数，即可计算。因此本文为推土机工装强度计算提供了一种普遍性的方法。
　　简要结论本文通过应用SAPS程序进行推土机工装参考文献曹善华等.工程机械刀型工作装空间机构力分析程序.工程机械，1988(l)杨玉虎.推土机工装设计研究(硕士论文).天津大学研究生院.
　　郑州机械研究所编.机械强度.5人PS专集，1980.
　　藤村靖之等.建设车辆衡突时刃强度解析.小松技报，1989，20(3)工程机械自动增力式制动器优化设计北京建筑工程学院甘佩炎奋奋奋今奋今令令今今摘共工程机械制动系的翰出指标与制动器的型式及参数有关。
　　本文研究自动增力式制动器的优化设计。在制动鼓半径、制动鼓宽度和制动分泵推力一定的情况下，增大制动器的制动力矩，即可提高制动性能。
　　奋令奋奋牛令今奋奋关橄词:工程机械创动器优化设计自动增力式制动器(参见附图)能利用前蹄与鼓所产生的摩擦力来增加后蹄对制动鼓的压力，故前后蹄片的单位压力相差较大。对于在行驶中以前进为主的车辆(如汽车)，后蹄片的包角应大于前蹄片的包角，但对于叉车、装载机等工程机械，其前进和后退的机会几乎相等，故一般前后蹄靡擦片均选取相同的参数。制动器的制动力矩为前蹄的2~3倍。
　　制动效能因素K。是制动器和摩擦副的重要参数之一。设计时，常用制动器的效能因数K，来计算制动器的制动力矩。制动器效能因数K，，定义为在制动鼓(或制动盘)的作用半径r上所得到的摩擦力与输人力P(即制动分泵推力)之比。
　　优化设计方案.
　　对于具体某制动器，系数a为常数。因此，在制动分泵推力P和制动鼓半径r一定的情况下，优化K，f:就能增大制动器的制动力矩M，。
　　心圆(基础圆)直径附图自动增力式制动器示意鼓的作用半径r上所得到的摩擦力为M:/r。由于制动分泵对两蹄的推力尸相等，故制动器效能因数K。f为:
　　约束条件额定转矩条件制动器额定力矩值由制动系的设计要求确工程机械，1990(l)定。一个制动器的额定力矩(制动力矩)值可根据规定的车速和制动距离来推算。
　　下允许的最大制动距离，G-车辆重力(空载与满载)，Nr车轮工作半径，m占-质量转换系数n-制动器个数取不同工况下M。的大值为额定值。一个制动器的制动力矩M:应大于额定力矩，但要与附着力相适应。
　　比康擦力条件单位衬片摩擦面积上的制动摩擦力，称为比康攘力f。它是磨损特性指标之一。制动器比康擦力可由下式表示:
　　一个制动器两蹄衬片总摩擦面积，mmZ鼓式制动器允许的比摩擦力〔力，一般为0.48~O.75N/m耐，优化设计时建议取下限。
　　比康擦力的约束条件为:f《〔f〕1.么3摩擦片平均单位摩擦功条件康擦片的磨损与单位摩擦面积上的摩擦功L有关，而L与制动时的车速有关。
　　力沿周向分布规律，视假设条件而不同。有的假设单位压力沿周向均匀分布，亦有认为摩擦片上任何一点处的单位压力与该点相对于制动鼓的径向位移量成正比，即单位压力沿周向按正弦规律分布。按前一种假说，摩擦衬片包角e增加可使单位压力减小;按后一种看法，0过大将使衬片磨损不均匀。参考理论推荐值与制动器的实际参数值，取摩擦角包角约束条件为:
　　采用处理约束向题的复形法，用BASIC语言编程的"GPE"程序计算，收敛精度为0.001。原设计参数与优化设计参数的对比见附表。
　　附表摩擦衬片起始角8。
　　该两项产品吸收了国外先进技术，经过几年技术攻关，严格进行了台架试验和长期寿命考核，证明在国内居领先地位，具有明显的经济效益和社会效益。

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