机械毕业设计（论文）-YZC3振动压路机振动轮设计【全套图纸】

目 录 第 1 章 绪 论 - 1 - 1.1 国内外压路机产品技术概述与发展趋势 - 1 - 1.2 本设计研究内容 .- 2 - 第 2 章 总体方案设计 - 3 - 2.1. 整机方案拟定 .- 3 - 2.1.1 规格系列 .- 3 - 2.1.2 行驶方式 .- 3 - 2.1.3 行走驱动系统 .- 4 - 2.1.4 车架形式 .- 4 - 2.1.5 转向方式 .- 4 - 2.1.6 振动轮总成 .- 5 - 2.1.7 减振方式 .- 5 - 2.2 基本技术参数的拟定 - 6 - 2.2.1 名义振幅 .- 6 - 2.2.2. 工作频率 - 6 - 2.2.3 YZC3 振动压路机拟达到的主要技术参数 .- 7 - 第 3 章 整体参数计算 .- 7 - 3.1 六个基本参数计算 - 7 - 3.2 爬坡能力的确定 .- 8 - 3.3 转弯半径计算 - 8 - 3.4 重心位置 - 9 - 3.5 整机稳定性分析 - 9 - 3.6 减振系统设计与计算 .- 18 - 3.7 振动参数的设计计算 - 18 - 第 4 章 YZC3 型振动压路机传动系统设计- 20 - 4.1 传动形式的确定 - 20 - 4.2 液压行走系统设计 - 21 - 4.3 液压振动系统设计 - 25 - 4.4 液压转向系统设计 - 29 - 4.整机功率及发动机选型 - 31 - 第 5 章 总 结 .- 32 - 5.1 本设计的特点 - 33 - 5.2 本设计的不足及努力方向 - 33 - 参考文献 - 35 - 第第 1 章章 绪绪 论论 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 1.1 国内外压路机产品技术概述与发展趋势国内外压路机产品技术概述与发展趋势 20 世纪 30 年代，世界上最早的振动压路机出现在的德国。此后随着振动压实理论 研究的深入，避振材料和振动轴承制造技术的不断完善，振动压路机在 60 年代占领了 世界压实机械市场，其品种、规格也呈现多元化发展。随着社会需求对压路机动力性 能、运动精度及自动化程度的要求，液压传动技术于 60 年代应用于压路机，70 年代国 外的大多数振动压路机已经实现液压传动。随后，电液控制技术在振动压路机上的应 用，更使得压路机实现了行走、振动、转向和制动等系统的全液压传动。到 20 世纪末 期，电子技术和计算机技术给压实机械进行了一场控制革命，德国宝马（Bomag）公司 首创了振动调幅压实系统并迅速推向世界市场。目前，国际上全液压传动压路机技术 中，液压传动、全轮驱动、铰接转向等技术已经较为成熟，自动控制技术还处于起步 阶段，其中振动参数的自动控制已经有了突破性进展，但技术还有待进一步完善1 2。 我国的压路机研制起步较晚，主要借鉴国外成果经验发展，20 世纪 80 年代，国内 压路机厂家引进国外先进技术，开发生产了全液压单钢轮振动压路机，由于国情原因， 90 年代国内出现了将静压路机的机械驱动行使系统移植到了全液压振动压路机上，替 代了其原有的液压传动件和驱动桥组成行使驱动系统，创造了国内特有的机械式单缸 轮振动压路机，它以低廉的价格赢得了市场3。总体上说，我国振动压路机市场的特 点可以概括为：生产厂家众多，产品系列齐全，销量规模攀升，高端市场不强。目前， 国内大部分振动压路机仍为单轮驱动、单轮振动、机械传动的状态，与国外相关产品 技术比较，还有较大的差距。在保证占有市场份额的同时，加快研发高端振动压路机 长沙学院课程设计（论文） - 2 - 产品，积极抢占国内外高端市场，是国内相关企业的当务之急4。 目前，国际上振动压路机正朝着结构模块化、一机多用化、机电一体化、行车安 全化、智能化、专业化的趋势发展。可以预见，随着我国基础设施建设特别是公路建 设的持续发展，我国压路机销量将有所增加，且会呈现较大的增长幅度。根据权威专 家预计， “十一五”期间我国压路机容量将会达到 15000 台左右，其中国生产的产品销 量约占 85，其中静碾压路机和机械驱动单钢轮振动压路机等中低档产品依然维持主 导；国外产品约占 15，其中以全液压驱动振动压路机等高档产品为主。由于技术上 的差距，国内企业的增长空间将比较有限。效率高、档次高的高端产品是未来的发展 方向5 6。 随着市场对施工机械性能的更高要求，以下类型的产品具有更广阔的发展空间： 大型振动压路机、中型轮胎压路机、自行式双钢轮串联振动压路机、无级调频调幅振 动压路机、压实 RCC 材料的专用压路机。需要进一步研发与推广的产品有：驾驶条件 好、环境污染小的振荡式压路机；生产率高的串联振动压路机；压实封层严密又不破 坏骨料的轮胎压路机7。 1.2 本设计研究内容本设计研究内容 本设计定位为：在充分吸收国外小吨位振动压路机先进技术水平的基础上，结合 我国道路施工方面的研究成果和规范，设计出具有较好压实性能的小吨位振动压路机， 主要用于高等级公路路面沥青混凝土的压实工作，兼能满足砂石等非粘性土壤的路面 压实及修补工作中的较高要求，要求该设计产品具有压实性好、适应性强、转弯灵活、 爬坡能力强等特点，达到国内同类产品的先进水平。 具体任务为： a. 在研究国内同类产品技术参数的基础上，设定 YZC3 振动压路机总体方案，进 行总体参数的校核与计算，确定发动机选型、各档速度、压实力、激振力。 b. 在基本参数确定的基础上，重点对压路机传动系统进行设计，以保证整机达 到预期的良好性能。传动系统设计包括：行走系统设计、振动系统设计、转向系统设 计，并计算整机功率选定发动机型号。 c. 进行重要零件的设计与选型。 长沙学院课程设计（论文） - 3 - 第第 2 章章 总体方案设计总体方案设计 2.1. 整机方案拟定整机方案拟定 2.1.1 规格系列规格系列 本设计为 3 吨位小型振动压路机。 2.1.2 行驶方式行驶方式 振动压路机按行使方式分为拖式、自行式和手扶式，其比较如表 2-1： 表表 2-12-1 振动压路机行驶方式比较振动压路机行驶方式比较 行驶方式 吨位 （t） 特点 自行式 2-18 静线压力适中，振动频率和振动幅值在一定范 围内可调，速度可无级变速，机动性强，操纵方便， 生产效率高且减振性能良好，价格较高，应用非常 广泛。特别适用于路基和路面工程。 拖式 8-25 静线压力大，激振力大，压实影响深，结构简 单。价格适中，需要牵引车配合作业。且行使和转 向受牵引的大小压实表层有振松和压碎机料的现象， 长沙学院课程设计（论文） - 4 - 适用于大坝、港口、道路路基等大型填方填石工程。 手扶式 0.5-1.0 静线压力小，激振力小，振动频率高，压实影 响小，造价低，一般辅助大型压实机械作业，适用 于公路路肩、人行道、构槽等小型工程。 本设计行驶方式采用自行式。 2.1.3 行走驱动系统行走驱动系统 传统的行走系统有单轮驱动和双轮驱动和全轮驱动几种形式。单轮驱动形式对压 实平整度等有不好影响，故不采用。由于本设计为小型机，行走驱动系统采用液压全 轮驱动的形式，该技术在国内外均已较为成熟，国内则多用于大吨位机型，可减少堆 料现象，极大提高压实效果，振动轮做驱动轮可减少压实路面产生裂缝的可能性，且 振动轮静线压力得到充分运用，密实度高，压实遍数少，并提高压实层表面平整度。 该技术行走系统由一泵双马达并联组成的闭式回路低速方案，既具有良好驱动能力， 又方便安装和维修。低速大转矩马达有两个排量可以实现电磁阀控制两挡无级变速度 11。 2.1.4 车架形式车架形式 振动压路机车架形式可分为刚性车架、铰接车架。刚性车架为一整体，转向时为 整体转动，不灵活，适应性差。铰接车架一般由前车、后车和中心铰接架组成，具有 较好的通过性和灵活性。本设计拟采用铰接车架。 2.1.5 转向方式转向方式 本设计转向系统拟采用液压转向系统，主要由转向齿轮泵、全液压转向器、转向 油缸和压力油管组成，操纵方便，易于达到良好工作性能。 铰接车架的转向机构可分为铰接转向、双铰接转向（蟹行转向）。铰接转向结构 特点为：转向灵活，转弯半径小；压路机轮迹重合，铺层表面质量好；操纵方便，易 于实现全轮驱动，并有一定隔振性能。中心铰接架由双铰接架、轴端挡板、球形轴承 长沙学院课程设计（论文） - 5 - 等组成，其技术国内已经成熟。双铰接转向除具有铰接转向的优点外，还具有良好的 贴边性能，缺点是结构较为复杂，转弯半径较大，由于本设计为小型机，贴边性在使 用过程中优点并不特别明显，故本设计拟采用结构较简单、转弯半径小的铰接转向系 统。 2.1.6 振动轮总成振动轮总成 a.振动轮数量： 国内目前小型振动压路机中单轮振动设计为多，本设计振动系统拟采用一泵双马 达串联组成的闭式系统，实现双轮振动，与单轮振动相比，工效可提高一倍。在系统 中安装一个二位二通阀，搬动阀柄，可实现前轮的单独振动，实现多功能。 b.振动轮结构： 振动压路机振动轮外部结构分光轮振动和凸块式振动，凸块式振动特别适合压实 粘性土壤，本设计振动轮外部采用应用范围更广泛的光轮振动结构。 2.1.7 减振方式减振方式 振动压路机一般的减振方式有橡胶减振、空气减振、弹簧减振三种。其中空气减 振方式有振幅衰减能力差、传递转矩较困难、外形尺寸大、结构不紧凑的缺点，主要 用于拖式振动轮。弹簧减振有内部阻尼小、衰减振动能力差、不许在共振频率间工作 的缺点，主要用于振动平板。橡胶减振方式其减振块形状和尺寸可根据需要设计，具 有隔振缓冲性好、弹性持久，内部阻尼大，通过共振区安全，体积轻、质量小，易于 安装、维护、保养的优点，应用广泛，满足本设计对减振系统的要求，故本设计采用 橡胶减振方式。 2.1.8 整机方案表整机方案表 综上所述，本设计的整机方案如表 2-3 所示。 表表 2-32-3 整机方案表整机方案表 规格系列3 吨位 行驶方式自行式 长沙学院课程设计（论文） - 6 - 传动系液压传动 行走驱动系统液压全轮驱动 车架形式铰接车架 转向系统液压系统铰接转向 振动轮数量双轮振动 振动轮外部光轮振动 振动轮内部激振机构低幅高频 减振方式橡胶减振 特殊机构暂不作设计 2.1.9 设计产品型号编制的确定设计产品型号编制的确定 根据建筑机械产品型号编制方法的规定，本设计产品的型号编制为 YZC3 振动 压路机，其中 3 为主参数代号（即工作质量，单位 t） ，YZC 为两轮串联振动压路机特 性代号。 2.2 基本技术参数的拟定基本技术参数的拟定 2.2.1 名义振幅名义振幅 名义振幅指振动压路机用千斤顶或其他支撑物架起后，振动轮悬空后测得的振动 轮振幅，又称空载振幅。工作振幅指其实际工作时的振幅。通常工作振幅比名义振幅 大，工作振幅用表示，名义振幅用表示，与随土的刚度的变化有如下关系： 0 A 0 A 0 )21 (AA 试验和经验积累表明，振动压路机名义振幅的取值范围为： 压实基层 1.42.0mm 压实次基层 0.82.0mm 压实沥青混凝土及路面 0.40.8mm 结合本设计要求，参考同类产品参数，本设计名义振幅取值为 0.40mm。 长沙学院课程设计（论文） - 7 - 2.2.2. 工作频率工作频率 经验表明，振动压路机工作频率有一合理的取值范围，其取值范围是： 22 22 其中为压路机土的振动系统的二阶固有频率。 2 由于其随着压实对象的变化而变化，较为复杂，根据经验，一般而言参考取值范围 2 为： 压实基层 2530Hz 压实次基层 2540Hz 压实沥青混凝土及路面 3055Hz 由于本设计产品主要用于压实沥青混合料，为了保证沥青混合料与其他材料充分 渗透和糅合，工作频率宜取高值，参考同类产品参数，本设计初步取值为 55Hz12。 2.2.3 YZC3 振动压路机拟达到的主要技术参数振动压路机拟达到的主要技术参数 本设计的其他技术参数如上所述，均根据振动压路机压实原理并在参考国内外同 类产品的基础上拟定，不再敷述，本设计拟设达到的技术参数如下表所示表 2-3： 表 2-3 YZC3 振动压路机主要技术参数 项目技术参数项目技术参数 工作质量（kg） 3000 名义振幅（mm） 0.45 工作速度（km/h） 0-9 振动频率（Hz） 55 理论爬坡能力（） 30 振动轮直径（mm） 700 激振力（kN）230振动轮宽度（mm） 1200 长沙学院课程设计（论文） - 8 - 第第 3 章章 整体参数计算整体参数计算 3.1 六个基本参数计算六个基本参数计算 3.1.1 工作重量 G=3000kg 经验表明，振动压路机上、下车质量比近似于 1 时，压实效果最好，但在实际设 计制造中很难达到正好为 1 这一比例，为方便设计，本设计初取上下车质量比为 1 计 算，如有偏差，再在后面校核时改正13。故： 3.1.2 前轮分配质量 Av=1500kg 3.1.3 后轮分配质量 Ah=1500kg 3.1.4 前轮静线载荷 前轮宽度为，则cmmmbv1201200 长沙学院课程设计（论文） - 9 - （3-cmN b gA N v V v /100 120 8 . 91500. 1） 3.1.5 后轮静线载荷 后轮宽度为，则cmmmbh1201200 （3-cmN b gA N h h h /100 120 8 . 91500. 2） 3.1.6 行走速度 一般要求振动压路机工作时的压实速度为 3.0km/h 左右，行驶速度为 6km/h，为留 有一定速度储备，本设计行使速度范围选定为 09 km/h。 3.2 爬坡能力的确定爬坡能力的确定 为使设计产品有较好的适应能力，并留有一定的爬坡储备，本设计爬坡能力设计 为 30。 3.3 转弯半径计算转弯半径计算 转向角30 （3- 1600 ()750 22 r tgr R 3） 则 R= 30 /800/2986 22 r tgtgmm 最小转弯半径 RRmin 1200 2486 2 mm 最大转弯半径 RRmax 1200 3486 2 mm 3.4 重心位置重心位置 初步设定左右侧倾时的稳定角为，重心高度 h 如下：45 长沙学院课程设计（论文） - 10 - （3-mm l h60045tan 2 1200 )90tan( 2 00 4） 3.5 整机稳定性分析整机稳定性分析 整机稳定性指整机在各种可能工况下不发生滑移和倾斜而保证正常工作状态的性 能，用滑移角和倾斜角来评价，整机稳定性包括平地上的稳定性和坡道上的稳定性， 平地上的稳定性一般只考虑整机在最大转向角时是否失稳，主要是指侧倾翻。坡道上 的稳定性分为纵向稳定性和横向稳定性，其中又包括直线和转向至最大转向角的状况。 而且，按整机工作状态又分为静态稳定性和行驶时动态稳定性。从安全角度考虑，滑 移与倾翻都是整机失稳的标志，而倾翻则具有更大的危险性，因此整机必须做到既不 滑移又不侧翻，至少做到滑移先于倾翻，这是分析和计算整机稳定性基础14。 3.5.13.5.1 稳定性工况分类稳定性工况分类 对于压路机而言，由于结构和性能上的一些特点，如一般为前后铰接式车架、左 右结构基本对称、工作速度较低等，给稳定性的分析和计算带来一些方便。一般工程 机械在分析和计算稳定性时所要考虑的各种工况见表 3-1: 表表 3-13-1 各种工况考虑的稳定性各种工况考虑的稳定性 静态稳定性（最大转向角时） 平地 行驶稳定性（最大转向角时） 静态稳定性 直线状态 行驶稳定性 静态稳定性 纵向 最大转向角 行驶稳定性 重心在上时 静态稳定性 重心在下时 重心在上时直线状态 行驶稳定性 重心在下时 重心在上时 坡道 横向 最大转向角静态稳定性 重心在下时 长沙学院课程设计（论文） - 11 - 重心在上时 行驶稳定性 重心在下时 由于整机在临倾翻或滑移状态时一般不承担工作载荷，因此关于工作状态下的稳 定性未列入表中。表中带号的项目为整机较危险的工况，在进行稳定性分析和计算 时要考虑。 3.5.23.5.2 坡道纵向静态稳定性坡道纵向静态稳定性 整机自重为的整机在坡道角为的纵坡道上静态受力示意图如图所示， 为整机重心点，与两轮距离分别为 l1，l2，重心垂直高度 h。1,2分别为两轮接 地点（线） 。1,2处两轮受有坡道的支承力和，其反力为。由于整机 / 12 NN和 存在下滑趋势，因此两轮还受静摩擦力，其反力为。 12 HH和 / 12 HH和 l1 l2 M1 M2 o G h N1 1N / / / H1 H1 2H 2H / N2 N2 o o 1 2 图 3-1 纵坡道上静态受力示意图 对整机，分别以1和2为中心列力矩平衡方程，可以求出： （3-5） / 112 12 (cossin) G NNlh ll （3-6） / 222 12 (cossin) G NNlh ll （3-7） / 1111 / 2222 HHH HHH 式中表示两轮的静摩擦系数 12 、 倾翻临界状态：令，即 111 , m ll tgtg hh 长沙学院课程设计（论文） - 12 - 式中表示临界倾翻角。 m 滑移临界状态：令 12 sinHHG （3-8） 1 22 1 1221 () ll tg llh 即 所以 （3-9） 11 22 1 1221 () ll tg llh 式中表示临界滑移角。 如前所述，为了防止翻车事故以确保安全，应满足： ，即： m ，亦即 1 22 11 1221 () lll llhh 1 1 l h 综上所述，整机在纵坡上的静态稳定性指标为： 倾翻临界角 （3-10） 11 m l tg h 滑移临界角 （3-11） 11 22 1 1221 () ll tg llh 当时能保证滑移先于倾翻。 1 1 l h 3.5.33.5.3 坡道横向静态稳定性坡道横向静态稳定性 / 11 / 22 0.5 (cossin) 0.5 (cossin) beh NNG bb beh NNG bb / 111 / 222 HHH HHH 令即，所以 2 0N ， 0.5be tg h 10.5 m e tg h 令，即 12 sinHHG / / 0.5 ()() () be tg bh 长沙学院课程设计（论文） - 13 - 所以， / 1 / 0.5 ()() () be tg bh 一般情况下，于是 / ,0e 11 0.5 , m b tgtg h 于是 11 0.5 , m b tgtg h 同样的，令 , 0.5 ,2 m bb hh 即亦即 综上所述，整机在横坡上的静态稳定性指标为： 倾翻临界角 （3-12） 10.5 m b tg h 滑移临界角 （3-13） 1 tg 当时能保证滑移先于倾翻。2 b h 3.5.43.5.4 上坡稳定性上坡稳定性 a、如图所示，为整机在横坡上的静态受力示意图对图示轮子而言，将支 撑力向点转化是完全可以的，与线载荷效果一致。 12 ,O O 为整机重心至纵向对称面的距离，为轮宽或轮距。eb e O G h 图 3-2 横坡道上静态受力示意图 、为两轮的驱动力矩，、为两轮产生的牵引力，、为两轮 的滚动阻力，则： 1 11max11 1 2 22max22 2 , , M TTN R M TTN R 长沙学院课程设计（论文） - 14 - 11 1 222 FN f FN f 式中：为两轮滚动半径 12 R R 、 表示两轮的附着系数 12 、 表示两轮的滚动阻力系数 12 f f 、 对机器，分别以 和为中心列力矩平衡方程，可以求出： / 112 12 / 222 12 ( cossin) ( cossin) G NNlh ll G NNlh ll 倾翻临界状态：令0，即 1 11 , m ll tgtg hh 滑移临界状态：由于 12 0FF 令，即得： 11 sinTTG 1 22 1 1221 () ll tg llh 所以 1 1 22 1 1221 () ll tg llh 同样地，令 1 1m l h , 即 综上所述，整机在纵坡上双轮驱动行使上坡的稳定性指标为： 倾翻临界角 （3-13） 11 m l tg h 滑移临界角 （3-14） 1 1 22 1 1221 () ll tg llh 当时能保证滑移先于倾翻。 1 1 l h 需要说明的是，上述结果的成立，前提条件是整机产生的牵引力足够，即 ；但如果整机不能产生足够的牵引力，则滑移临界角降低， 12 1111 12 MM NN RR 长沙学院课程设计（论文） - 15 - 1 1122 12 sin M RM R GR R b、单轮驱动前进爬坡（驱动轮在下）时的稳定性 2 T1 F1 2 T2F2 图 3-3 单轮驱动前进爬坡受力示意图 如图 3-3 所示，假设为驱动轮即后轮，那么： 1 O 222 0,0,0MT 于是 （3-15） 11 m l tg h （3-16） 1 1 2 121 l tg llh 当时能保证滑移先于倾翻。 1 1 l h c、单轮驱动倒退爬坡（驱动轮在上）时的稳定性 同理可求得： （3-17） 22 m l tg h （3-18） 1 1 2 121 l tg llh 当时能保证滑移先于倾翻。 212 ()0l ll 长沙学院课程设计（论文） - 16 - 3.5.53.5.5 下坡稳定性下坡稳定性 a、双驱动时的稳定性 如图 3-4 所示，为此状态下受力示意图。此时整机重力在坡道方向的分力与牵引 力的方向相同，即使在临界状态，整机也不可避免地存在下滑趋势，甚至向下运动， 而且向下运动正是工况需要，即此工况下产生滑移（更多情况下是滚动）是必然的， 因此： 0, 21 FF 2 2 T1 F1 2 T2F2 图 3-4 双驱动时下坡稳定性受力示意图 同理可求得： （3- 11 m l tg h 19） （3- 1 122211 121122 ()() () lflf tg llhff 20） 当时能保证滑移先于倾翻。 1 11 l f h b.单轮驱动倒退下坡（驱动轮在下）时的稳定性 同理可求得： （3-21） 12 m l tg h 长沙学院课程设计（论文） - 17 - （3-22） 1 12211 12112 () () l flf tg llhff 当时能保证滑移先于倾翻。 1 11 l f h c. 单轮驱动前进下坡（驱动轮在上）时的稳定性 同理可求得： （3-23） 12 m l tg h （3-24） 1 12211 12112 () () l flf tg llhff 当时能保证滑移先于倾翻。 1 11 l f h 3.5.63.5.6 计算分析讨论计算分析讨论 a.倾翻角 从上述公式中可以看出，临倾翻角的正切值与整机重心垂直高度成反比，与坡道 下游轮子至整机重心的水平距离成正比，而与其他参数无关。 从计算结果还可以看出，理论上讲临界倾翻角与整机是否处于行使状态以及是单 轮驱动还是双轮驱动无关，但实际情况是有影响的。如后轮驱动前进爬坡时，由于后 轮产生驱动力矩，会减少前轮的分配载荷，因而使临界倾翻角降低。 b.滑移角 从上述公式中可以看出，各种工况滑移临界角(滑移稳定性)，上坡比下坡好，驱 动轮在下比在上好，双驱动可以改善上坡滑移稳定性，但会减少下坡滑移稳定性，这 与实际情况是完全一致的。 c.滑移先于倾翻的条件 从上述公式中可以看出，在单轮驱动前进爬坡(驱动轮在下)时的稳定性、双驱动 时的稳定性、单轮驱动倒退下坡(驱动轮在下)时的稳定性、单轮驱动前进下坡(驱动轮 在上)时的稳定性这四种工况下滑移肯定先于倾翻，说明不会发生翻车事故。 3.5.73.5.7 关于整机稳定性的分析讨论关于整机稳定性的分析讨论 a.上述讨论的静态稳定性，基本上是由整机的结构参数(整机重心位置，轴距， 轮距等)决定的。有时按这些结构参数计算出的失稳条件(滑移角、倾翻角)在理论上根 本不能实现，或远大于整机最大设计爬坡能力(理论)。 长沙学院课程设计（论文） - 18 - b.分析整机在横向坡道上的行走稳定性时，还应考虑作用在行走机构上的牵引力。 实际上，整机在坡道上横向行走时有切向牵引力输出，以阻止整机下行，在此情况下， 侧向附着力将降低。 c.整机的动态稳定性受其它随机因素的影响，惯性力的产生会降低车辆原有的静 态稳定性，不该滑移时滑移，不该翻车时翻车。而且操作人员的驾驶水平和机器的使 用条件，对整机的稳定性也有很大影响。因此，为了防止整机失稳，避免翻车事故， 提高驾驶水平更具有现实意义。 3.5.83.5.8 YZC3YZC3 压路机稳定性计算分析压路机稳定性计算分析 YZC3 振动压路机车架结构为铰接式，为双钢轮双驱动形式，其结构参数如下表 3- 2 所列。 表 3-2 参数结构 整机质 量 m(kg) 单轮宽 度 b(mm) 后轮轮 距 b(mm) 重心厚 度 h(mm) 重心距 后轮 l1(mm) 重心距 前轮 l2(mm) 重心左 右偏移 量 e(m) 爬坡能 力设计 值 （） 3000120012006008008002030 整机在良好沥青路面上的滚动阻力系数等见下表 3-3 所列。 表 3-3 沥青路面上的滚动阻力系数 工况对象 1 2 1 f 2 f 1 2 良好沥 青路面 钢轮 0.450.450.0350.0350.450.45 将两表中的数据代入上述公式，即可得出各种状态下的临界角。 稳定性计算结果分析一说明: a.对坡道横向静态稳定性，表 3-3 中所列指前后钢轮与地面的静摩擦系数，由于 本机前后均为钢轮，故。 12 b.重心左右偏移量 e 只影响横向倾翻角，不影响滑移临界角。 计算结果表明，YZC3 振动压路机设计取值是合理可行的。 长沙学院课程设计（论文） - 19 - 3.6 减振系统设计与计算减振系统设计与计算 本设计采用橡胶减振方式。选用丁腈橡胶，其有良好的耐油性和较大的阻尼。 由经验公式，减振系统总刚度为： （3-25） 2 11 /36Km 式中：压路机的上车当量质量， 1 mkgm1500 1 压路机的振动频率，则：Hz55 = 2 11 /36KmmmN / 6 . 1236/55 . 0 1500 2 mmNKK/ 6 . 12 12 3.7 振动参数的设计计算振动参数的设计计算 3.7.1 振动轴偏心质量和偏心距的计算 偏心块厚度: 1 600.6tmmm 偏心块偏心质量 1: m （3-26）kgrRttAm49 . 3 )3 . 075 . 0 ( 2 6 . 085 . 7 )( 2 2222 1111 偏心块偏心质量 2: m （3-27）kgrRttAm49 . 3 )3 . 075 . 0 ( 2 6 . 085 . 7 )( 2 2222 2222 偏心距 e: 3333 2222 4()4(7530 ) 35.47 3 ()3 (7530 ) Rr emm Rr 3.7.23.7.2 振幅计算振幅计算 振动轮质量：550Mkg 偏心质量：6.89mkg 偏心距：mm35.47e 振幅：m （3-28） 6.89 35.47 0.45 550 me Am M 长沙学院课程设计（论文） - 20 - 3.7.33.7.3 振动频率计算振动频率计算 泵的流量： （3-29） （3-29）smnqQ vpp /1092. 0 60 96 . 0 23001025 336 马达转速： MMPM q nQ （3-30）Hz q Q n M MP M 55 1016 93 . 0 1092 . 0 6 3 3.7.43.7.4 偏心力矩偏心力矩 （3-31）mkNemMS.248 . 0 03547 . 0 98 . 6 3.7.53.7.5 激振力激振力 （3-32）kNefmemewF30)2( 22 3.7.63.7.6 振动轴承的选型及寿命振动轴承的选型及寿命 选用轴承：NJ409MA/C3，润滑油润滑，Cr=102KN 已知数据：转速，径向力：（一组轴承）3100 /minnr24.5FKN 该轴无轴向力，只有径向力，单个轴承当量动载荷： （3-12.25 2 R F PKN 33） 轴承寿命： （3-34） 66 210/3 1010102 ()()6290.7 6060 3100 12.25 r r C Lh n P 3.7.73.7.7 联轴器的选择联轴器的选择 为保证马达轴与振动轴的正确传动及同心度问题，需要可调节同心度的弹性联轴 器，选用简单弹性柱销联轴器 HL2。 参数：弹性体强度75; A H 许用转矩T=90N m 振动轴冷起动转矩：起振瞬间压力 160bar 39.5 m MN m 长沙学院课程设计（论文） - 21 - 储备系数：（符合设计要求） 90 2.3 39.3 m T r M 第第 4 章章 YZC3 型振动压路机传动系统设计型振动压路机传动系统设计 4.1 传动形式的确定传动形式的确定 常见的振动压路机传动系统可分为机械传动、液力传动和液压传动。其比较如表 4-1： 表4-1 常见的振动压路机传动系比较 要 求机械传动液力传动液压传动 无级变化速度 不同滚动阻力时不变的压实速度 无级改变牵引力 在两个行驶方式重复调节速度 无冲击的换向 无冲击的启动 简单的单手柄操作 加速限制可调节 传动机械元件的配置可自由移动 功率简单地分配在几个使用部分上 （全部滚轮驱动） 长沙学院课程设计（论文） - 22 - 在一个大的速度范围内有最佳的效率（） 内燃机环境静化和最佳的功率调节 制度或加速时几乎无损 注：表示要求的性能很理想 ：表示要求的性能较好 （）：表示要求的性能可以满足 ：表示要求的性能不理想 如表 4-1 所示，相比而言，液压传动有装置重量轻，体积紧凑，易于实现无级调 速和调频，传动冲击小和闭锁制动功率损失小，易于功率分流，方便整机布置，操纵 控制方便，易于实现自动化等优点，是振动压路机设计中比较理想的传动方式。 液压传动系统也有一些缺点，如容易产生泄漏，污染环境；因泄漏和弹性变形大， 不易做到精确的定比传动；系统内若混入空气，会引起噪声和振动等。这些缺点均与 液压元件的可靠性相关，随着液压技术的不断发展和液压元件可靠性的不断提高，振 动压路机的传动系统已逐渐采用全液压传动技术。本设计拟采用全液压传动系统。 本设计动力元件采用柴油发动机，发动机输出的动力主要传动给三个驱动系统， 即本设计的液压传动系统由三个部分：液压行走系统、液压振动系统和液压转向系统 组成，下面分别进行设计与计算15 16。需要说明的是，本设计中液压系统主要元件 均选用现有的国内外成套产品，不作专门的元件设计。 4.2 液压行走系统设计液压行走系统设计 4.2.1 液压行走系统方案液压行走系统方案 压路机行走系统采用容积调速方案，且选用闭式容积调速系统较为合理。闭式系 统分为高速方案和低速方案两种，其中低速方案结构简单，且容易布置，用于小型机 更能体现其优势，仅成本比高速方案略高，本设计采用低速方案。 本设计产品要求两个钢轮同时驱动，拟采用行走变量泵、行走变量马达组成，系 统中两个行走马达并联连接，因此，泵控系统内必须具备补油泵和补油溢流阀，以及 冷却系统需要的梭阀。 系统中两个行走马达并联连接，由左端振动补油泵供给马达减速器输出轴制动缸 制动油，并由两位三通电磁阀控制。考虑到压路机故障时便于拖动，设有手动泵，主 长沙学院课程设计（论文） - 23 - 要用于停车时松开制动。为方便实现无级调速，满足压路机的压实作业工况，设有行 走泵手动伺服阀以控制行走驱动马达的方向与转速。为实现紧急行走制动，设有液压 伺服阀，并辅以机械制动。 4.2.2 行走系统功率计算行走系统功率计算 通过两个钢轮对地面附着力求得的功率作为压路机的最大行走功率。 （1）在地面上的最大功率计算公式 两钢轮直径相同，且均为驱动轮，两个行走马达并联，最大功率为两钢轮功率之 和，则： （4-1） 2221221121max gRmgRmMMppP 其中Rvrvn/2/22 （4-2）)( 2211max mmgvP 两马达并联取 21max 或 （4-3）vgvP max （2）在地面上的最大功率： 钢/土地的附着系数取4 . 0 整机重量3000mkg 取振动时的行走速度为工作速度，将数据代入式 4-3 中，得：hkmv/3 （4- 4） 带振动时：，则4 . 03 . 0 kwkwP84 . 9 35 . 7 , 4 . 03 . 0 max 则 其中，前轮最大可传递的行走功率： 后轮最大可传递的行走功率： 根据经验，行走装置的总效率为，则行走装置的所属总功率为：85. 0 （4- 5） kwP84.9 6.3 0.3 4.08.93000 max kwvgmpv90. 4 6 . 3 0 . 3 048 . 91500 11 kwvgmph90 . 4 6 . 3 0 . 3 048 . 91500 22 kw p P58.11 85 . 0 84 . 9 max 1 长沙学院课程设计（论文） - 24 - （3）通过摩擦力两驱动钢轮传递的最大转矩： （4-2/ dmgMR 6） 其中，d 为轮直径 d=700mm=0.7m，代入式 4-6 中得： 3000 9.8 0.4 0.7/24116 . R MN m 4.2.3 液压行走系统元件的选型液压行走系统元件的选型 由以上计算可知，行走系统总功率为，两轮最大转矩为，结合国kw58.11mN.4116 内外现有同类产品、技术，初选参数型号，并留有足够的储备系数，一般储备系数为 2 左右，则初选泵为 42P28 型，马达选用力乐士 MCR05 系列马达，初定排量为 620cm3/rcm，输出功率 29Kw，最大承受压力 45Mpa，工作压力为 25Mpa，并且可带动 制动器。具体参数如下： 行走泵：42p28:rcmq/28 3 流量：min/ 5 . 6297 . 0 230028lnqQ 持续压力：P=25Mpa 最大压力：MAaP35 max 持续功率：kwQpP 2 . 1497 . 0 5 . 62250 最大功率：kwQPP2197 . 0 5 . 62350 maxmax 行走马达：MCR05C620 排量：q=620cm3/r 最大压力：p=45Mpa 持续压力：p=25Mpa 最大转速：min/220 max rn 45Mpa 时前后轮的最大转矩： （4- 7） 根据以上计算可得： 泵的最大储备系数： （可行） 马达的最大储备系数： （可行） mN qp M.8440 102 95 . 0 620104502 2 2 6 3 8 . 1 58.11 21 max x p p p 1 . 2 4116 8440 n p M M 长沙学院课程设计（论文） - 25 - 4.2.4 行走系统的功率校核行走系统的功率校核 （1）两驱动马达传递给两钢轮的传递功率(式 4-4)： kwP84 . 9 max （2）行走传动装置的最大功率： 行走传动装置的功率损失包括管路、接头及泵、马达的功率损失。 液压油：搞磨液压油 YB-N32 密度：(15) 3 /878mkg 运动粘度：(50)(取一般液压系统液压油粘度范围中间值)smr/1020 26 软管内径：d=12.7mm 泵：q=28cm3/r，因为一泵带二马达，则： 流动速度 v 为： （4- 8） 沿程压力损失和局部压力损失 雷诺数：Re （4- 9） 临界雷诺数 2000Re4000，液流为层流流动与紊流流动的过渡状态。 由莫迪图查得沿程阻力系数（液压软管为光滑管） ，则047 . 0 a.沿程压力损失 整个流程软管的长度为 10 米，根据达西（Darcy）公式 沿程压力损失 2.92Kw （4- 10） b.局部压力损失 局部阻力系数：785 . 3 85 . 3 hV 局部压力损失： （4-barNmvp p 6 . 0106 . 02/24 . 4 8787 . 7 2522 2 sm d qn A Q v/24 . 4 60)10 7 . 12(2 1023002824 2 23 4 2 2698 1020 10 7 . 1224. 4 6 3 r vd Re 2 22 10 7 . 122 24 . 4 87810047 . 0 2d lpv p 长沙学院课程设计（论文） - 26 - 11） （1）行走回路的功率损失 hkmv/3 （4- 12） （2）马达的功率损失 平地最大功率输出时：kwp84 . 9 max 马达总效率：即,94 . 0 （4- 13） （3）行走泵的功率损失： 泵的总效率：94 . 0 泵的功率损失： （4- 14） （4）供油回路的功率需求： n=2300r/min 时，查得 42L28 补油泵功率（在 4bar 时）kwp0 . 1 4 （5）行走传动装置的最大功率需求： （4-15） 4.3 液压振动系统设计液压振动系统设计 4.3.1 液压振动系统方案确定液压振动系统方案确定 液压振动系统分为阀控制开式液压系统和泵控制闭式液压系统。阀控制开式液压 系统由定量泵、安全阀、换向阀、定量马达和冷却器组成，系统组成开式回路。其中 液压泵、马达均采用定量的齿轮泵和齿轮马达，成本低。泵控制闭式液压系统通常由 变量泵、组合阀、马达、冷却器、蓄能器等，由于其变量泵和定量马达采用轴向柱塞 kwQpvp31. 0 6 . 3 0 . 3 60 2300 1028106 . 092 . 2 65 1 kwpp63 . 0 ) 1 94 . 0 1 (84 . 9 ) 1 1 (84 . 9 ) 1 1 ( max2 312max 11 (1)()(1) 1 (0.31 0.529.84)(1)0.68 0.94 ppppp kw kwpppppp35.1284 . 9 0 . 168 . 0 63 . 0 31 . 0 max43211 长沙学院课程设计（论文） - 27 - 式结构，各种阀尽可能与泵、马达集成一体，组成闭式系统，容积效率高。与前者相 比，由于系统采用柱塞泵和柱塞马达，在同样的系统功率下可使系统流量减少，泵和 马达的体积相对减小，在结构布置上更有机动性。由于各种阀集成化，外部结构简单， 中间联接环节减少，减少了损失，提高了效率和可靠性，而且可实现变幅变频功能。 只是成本略高。本设计是小型机，