高速公路路面质量检测冲击设备设计

毕业论文（设计）题 目 高速公路路面质量检测冲击设备设计 院 系 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 年级 2009 级 学生姓名 学 号 指导教师 四川大学锦江学院毕业论文（设计）- I - 高速公路路面质量检测冲击设备设计【摘 要 】 由于国际上 经济形势的不断变化,新一 轮的“刺激国内需求”的国家基础设施建设又迎来了一个峰值,公路建设的规模在世界上已位居第一 ,公路所有量仅在美国之后。这些已经完成或准备建设公路的施工质量和使用寿命,不 仅直接影响到公路的投资效益和工程质量的形象也会危及地面行驶安全 1。在本文中,根据需求的高速公路路面质量检测条件,设计一个冲击设备在同一地以某一频率性能必须武力打击。在早期 阶段的高速公路投入使用的高速公路路面 损坏预测表。【关键词】 路面质量 检测 冲击四川大学锦江学院毕业论文（设计）- II - Impact of highway pavement quality testing equipment design【Abstract】With the changes in the international economic situation, the national infrastructure construction of a new round of stimulating domestic demand, ushered in a peak, the scale of Chinas highway construction has been ranked the worlds first highway ownership is second only to the United States. These have been built or equipment to build the quality of construction and service life of the highway, directly affect the image of highway investment efficiency and quality of the project.According to the highway pavement quality testing conditions need to design a shock device on the same ground to impose certain frequency results of certain forces to combat. Put into use in the early stage of the highway on the way of the highway Table dilapidated conditions forecast.【Key words】 pavement quality testing impact四川大学锦江学院毕业论文（设计）- III - 目录1 绪论 .11.1 课题的背景和意义 .11.2 国内外研究现状 .12 偏心轮和电机的确定 .42.1 确定偏心块质量 .42.2 确定电动机功率及传动比 .53 带和带轮的参数确定 .73.1V 带类型确定 .73.2 V 带尺寸确定 .73.3 计算带轮 D2 直径并确定带根数 .73.4 求轴上的载荷 .83.5 带轮结构 .83.6 计算带轮 D3、D4 直径并确定带根数 .93.7 轴上的载荷 .103.8 带轮结构 .113.9 带的工作应力计算 .113.10 带的寿命计算 .124 轴的设计 .134.1 初步确定带轮 4 上轴的尺寸 .134.2 带轮 4 上轴的整体设计 .134.3 轴的受力校核 .134.4 初步确定带轮 3 上轴的尺寸 .155 键的选择 .175.1 带轮 1 上键的选择与校核 .175.2 带轮 2 上键的选择 .175.3 带轮 3 上键的选择 .185.4 带轮 4 上键的选择 .186 机架的设计和电动机的安装 .19四川大学锦江学院毕业论文（设计）- IV - 6.1 机架的设计 .196.2 电动机的安装及外形尺寸 .197 车轮的参数 .217.1 车轮的选择 .218 设计总结 .22参考文献 .23致谢 .24四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 1 - 1 绪论1.1 课题的背景和意义近年来,随着交通基础设施投资的增加,中国的高速公路里程逐年快速增长。2012 年全国交通运输工作会议在 2011 年告诉我们国家新公路通车里程 71400 公里,高速公路11000 公里,新改造的农村公路 190000 公里,到 2011 年底,总里程 85000 公里。根据这个预测,符合公路建设的迅速发展,在我国,在未来需要大量的改造原有道路,保持一个良好的路用性能。路面性能测试关键是在公路建设，管理技术,为检测和控制工程质量,决定了网络维护的决策更科学,直接影响到公路养护资金的分配。根据相关规定,其主要路面测试指标包括偏转、平整度、摩擦系数、破损等。此外,还可以根据实际项目需求在车辙、厚度和完整性指标。传统的检测方法主要包括:(1)贝克曼梁的挠度仪、百分表、标准轴载的黄河车,利用杠杆原理测试道路回弹弯沉;(2)使用3 m 直尺、测试纵向粗糙度,横向断面车辙试验路面车辙;(3)摩擦系数摆仪、人工采点测试路面摩擦系数;(4)使用取芯机、采取样品测试路面厚度、用芯样判断完整性;(5)人为损坏调查,了解路面损害的状态。这些早期的测试方法不仅费时,影响交通,还有一些甚至破坏路面结构,数据精度难以得到可靠的保证,因此,已逐渐被新的测试设备取代 2。路表损坏情况常常是道路使用者对道路建设和维护质量的直观感受,因此,我国各级公路主管部门一直更关心路面损坏状况。目前该指标主要依赖人工取样。除了主观性大，效率很低，还有很多潜在的安全隐患。针对这种情况,国内部分单位近年来引入了损坏的路表测试系统,其基本原理是通过图像摄像系统连续采集,然后通过后处理软件自动处理结合人工解释、识别、分类和统计路表损坏。道路损坏表测试系统大大提高了工作效率,避免人为损坏的风险调查,随着公路建设的快速发展。将成为广泛使用的设备。目前，路测试系统主要有美国、加拿大和其他国家的产品。因为是价格更昂贵的进口设备,国内自主研发和有一些单位有早期的产品投入使用。根据调查这些产品,主要的问题包括:(1)设备主要识别裂缝类病害。不能准确地识别三维病害;(2)后处理工作量较大,因为这种产品不可以自动识别破损。错判率高,如容易区分为路面坑槽污染,因此需要人工判读，处理时间太长;(3)人为和天气因素影响测试结果的准确性。在不同的天气条件,比如识别的效果是不同的。设备商为了解决这个问题,改进设备。重点是自动识别的表面损伤。分类,减少误判,漏判率,并自动输出指标的路面破损。本课题的研究可以在高速公路投入使用之前对路面进行选择行打击破坏，以检测路面质量在符合要求的同时也用以确定路面多长时间进行维护检修。 2。1.2 国内外研究现状目前,国外研究公路的路面挠度测试,主要包括贝克曼梁的挠度仪, 路面曲率仪, 拉克鲁瓦弯沉仪、自动偏转试验机等。自动弯沉仪测定路面弯沉值高自动化设备、对高密集四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 2 - 的点在路上强度测量,适用于路面施工质量控制、验收和路面养护管理。自动弯沉仪器的使用简单的杠杆原理偏转,以一定的速度 1,将安装在测试车后方,底盘下面测量梁的挠度之间的正面车辆底盘和保持在地面上,当后桥通过测量头、挠度位移传感器和其他设备自动记录,在这一点上,测量梁双车速度到下一个点,连续向前测定 2。通过电脑输出截面挠度测试统计结果。动态挠度测试使用落锤挠度仪(FWD),丹麦产的相对先进的是国际DYNATEST 8000 FWD 牵引式落锤式挠度仪,它由一个拖拉机和拖车两部分组成。拖拉机配备计算机控制系统和电源控制系统。通过测量地表面一定距离内的弯沉,计算路面回弹模量的方法来综合判断路面承载能力。该方法简单快速,综合评价高。FWD 便携式落锤挠度仪(便携式)是一种动态测试设备,它是一种新型的用于确定地基承载力和地基检测设备、可以得到路基动态弹性模量。通过加载系统、数据采集系统、数据传输系统,测试原理,具有小型的、便携式、携带方便、快速传送速度,检测时间短,人员少、适用范围广等 1。路面平整度评价是路面施工质量验收的一个重要指标,主要反映了道路断面曲线的平整度。当路表面轮廓曲线相对平稳,路面是相对平滑,行驶舒适,反之表示粗平整度相对差。路面粗糙度检测可以提供重要的信息为决策者,决策者可以使路面养护维修优化决策。路面平整度检测的另一方面,是能够提供信息在路面施工质量的路面施工提供客观指标的质量评价。在 19 世纪 70 年代,平面度测量主要采用水平仪, 3 m 直尺，但是这种方法低精度和速度慢。90 年代以后,平面度检测手段逐步得到改善,连续平面度规,颠簸累积仪等新的检测设备不断出现。目前,路面粗糙度的测试设备主要分成两大类:截面以及反应类型。部分类是测量路面表面的凹凸情况,粗糙度仪,如连续激光分析器,等等。反应类是司机和乘客的直观感受 3,因此,它实际上是舒适的性能指标,如颠簸累积仪,其原理是测试路上的汽车在一定速度,振动引起的不均匀,通过机械传感器的道路汽车后桥与汽车之间的单向位移累积价值 VBI,VBI 值越大,行车越不舒服。由于国际平整度指数轮式侦察车的不标准,所以需要通过校准实验和部分之间建立国际平整度指数 IRI 值这样的设备校准转换关系。一般来说,截面类型的设备在国内和国外是主流产品。早期的产品连续度平整仪，连续测试原理很简单,即由间距是三米前轮和后轮之间作为一个支点,架起平衡梁,由位移传感器来检测平衡梁垂直距离路面的中值变异,然后转换成平面度标准偏差。连续的平面度仪由于测试速度慢,正常速度约 5 公里/小时,测试主要用于施工过程。激光分析器是更多的截面类型的测试设备使用,正常速度 80 公里/小时,具有特征的测试速度,准确度高,如指标可用于粗糙度测试,其基本原理是利用激光传感器的身体,他们距离表面同时使用加速度计测量的垂直位移的身体本身,和部分道路的概要文件,然后使用剖面 iri 实时计算。围绕激光断面仪研究主要是测试结果的重复性和再现性。欧洲和美国已经大规模的重复性和再现性研究,在建立关系的主流设备使用。目前,使用激光断面仪有很多品牌,设备已经大量使用,但因为没有系统的研究,再现性 2，相似性之间的数据可比性不高。总的来说,近几年来新型设备大量出现,为我们提供了更多的信息,因此,如何更好地四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 3 - 使用自动化测试技术的路面性能评价,提出合理的维修方案,将是下一阶段的测试设备用户关注的重点 2。由此可以看出国内外在路表破损状况投入的研究相对较少，属于相对空白的研究领域。四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 4 - 2 偏心轮和电机的确定2.1 确定偏心块质量在整体设计中，由于总打击力在 100N-200N，在本次设计中，由于总力是偏心块离心力和打击头重力的合力，所以，偏心块受力应该考虑到：当冲击头被提升至最高位置时，偏心块产生的离心力只需要客服冲击头重力，即 F 离 G 重 ，根据条件，频率为 10HZ-50HZ。这里取 f=10HZ，取打击力 100N，即W=2f=20rad/s (21)假设偏心块厚 20mm，如下图 2-1：图 2-1根据图中尺寸，假设打击头连杆距离为 700mm，偏心块距离 R=350mm，由重心公式：Xc= 23(22) 得 Xc=4.05mm 重心计算简图 2-2 如下：四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 5 - 图 2-2由于偏心块受到较大冲击，故选用材料为铸钢，其密度 p=7.8g/cm3。所以，偏心块质量m=pv=7.8* （37.2 2-12.52）*2/1000=3.4kg (23)203602.2 确定电动机功率及传动比由以上知打击头受离心力：F=mrw2=3.4*0.00405*（20） 2=54N (24)则打击头工作时所需功率，P=FRW=54*0.7*20=2373.84w (25)取 P=2.37Kw，另外，在本次设计中均采用的为带传动，查机械设计课程设计 2 可知，带传动效率 =0.96，本设计用了两组传动带，故=0.96*0.96=0.9216 (26)则电动机功率Po=2.37/0.9216=2.57Kw (27)查机械设计课程设计可以知道，选择 Y 系列三相异步电动机，其主要参数如表 2.1表 2.1型号 功率（Kw） 满载电流（A） 满载转速（r/min）Y100L2-4 3 6.8 1420满载效率（%） 堵转电流额定电流 堵转转矩额定转矩 功率因数 cos82.5 7.0 2.2 0.81总传动比： i=1420/60=23.6 (28)四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 6 - i=i1*i2=4.5*5.2 (29)其中 i1 为第一级传动，i 2 为第二级传动。n1=1420/4.5=315.6r/min (210)n2=315.5/5.2=60.6r/min (211)各轴功率计算PI=Po 1=2.57*0.96=2.47Kw (212)P = PI 2=2.47*0.96=2.37Kw (213) 由以上可知主要数据如下表 2.2：表 2.2轴号 功率（Kw） 转速（r/min） 转矩（NM）I 2.47 315.6 74.7 2.37 60.6 373.5四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 7 - 3 带和带轮的参数确定3.1V 带类型确定根据机械设计 3查表 11.5 可知，工作情况系数 KA=1.3，计算功率Pc=KAPo =1.3*2.57=3.34Kw (31)由表 11.16 得到，V 带选用 SPZ 型。3.2 V 带尺寸确定要是带传动正常进行，那么 V 带与带轮一定要紧密结合，V 带传动当中，带的截面夹角一定要大于带轮截面夹角，并且保证在接触面内有足够的摩擦力以防止皮带打滑。因此在本次设计中，V 带的截面尺寸如下表 3.1 所示：表 3.13.3 计算带轮 D2 直径并确定带根数根据上面的计算已经知道 V 带类型为 SPZ 型，由表 11.6 可以得到 D 1=63mm假设 =0.01，则D2=（1-） =（1-0.01）* =280mm 112 631420315.6(32)那么大带轮的实际转速n2=（1-） =（1-0.01）* =316r/min 112 631420280(33)计算带长求Dm= = =171.5mm 1+22 63+2802(34) 取 Dm=171.5mm求= = =108.5mm 212 280632(35) 取 =108.5mm名称 b h bp数值 11.5 8 40 9.7四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 8 - 初取中心距 2（D 1+D2）a0.55（D 1+D2）+h686mma200mm初取中心距 a=500mm带长 L=Dm+2a+ =*171.5+2*500+ =1561.8mm 2 1082500(36)基准长度由图 11.4 可知 Ld=1600mm求中心距和包角中心距 a= +- 4 14（ ） 282= +1600171.54 14（ 1600171.5） 28108.52=510mm120 合理求带根数带速 V= = =4.68 m/s 11601000631420601000(37) 取 V=4.68m/s带根数 Z= （ +） (38)查表 11.9 可知 Po=0.93 查表 11.7 可知 Ka=0.92 查表 11.12 可知 K L=1.00查表 11.11 可知 Po=0.23 带入所查数据可得 Z=3 根3.4 求轴上的载荷张紧力 Fo=500 （ ）+qv 2 2.5(39) 查表 11.4 可知 q=0.07kg/m四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 9 - 带入数据可得 Fo=180N轴上载荷 FQ=2ZFosin =2*3*180*sin =1052.3N (310)12 15423.5 带轮结构由电机型号 Y100L2-4 查表可知，其轴伸直径 d=28mm，长度 L=60mm，故小带轮轴孔直径应取 do=28mm，毂长应小于 60mm，由表 14-18 查得，小带轮结构为是新纶，其主要尺寸如下表 3.2 （单位 mm） （以下数据均来自机械零件设计手册 4）表 3.2名称 do dd da ha B数值 28 63 67 2 38名称 hf dl L e f数值 9 56 47.6 12.3 7其中轮槽角 =34 带轮 2 的基准直径 dd=280mm，查表 14-18，带轮 2 采用辐板轮，其主要尺寸如下表3.3（单位 mm）表 3.3名称 do d1 dd da B S S1数值 35 70 280 284 38 10 20名称 S2 L hf ha e f数值 10 5.5 56 9 2 12 7其中轮槽角 =383.6 计算带轮 D3、D4 直径并确定带根数根据以上的计算，初取大带轮直径 D4=450mm，n 3=316r/min，n 4=60.6r/min，由i= = (311) 3443故 D 3= = =86mm443 45060.6316计算带长求 Dm 四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 10 - Dm= = =268mm 3+42 86+4502(312) 取 Dm=268mm求 = = =182mm 432 450862(313) 取 =182mm初取中心距 2（D 3+D4）a0.55（D 3+D4）+h 1072a302.8 初取中心距 a=700mm带长 L=Dm+2a+ =268+2*700+ 2 1822700(314)L=2289mm基准长度由图 11.4 可知 Ld=2500mm求中心距和包角中心距 a= +- 4 14（ ） 282= + 25002684 14（ 2500268） 281822=808.5mm120 合理取 1=153求带根数带速 V= = 3360100086316601000(315) 算得 V=1.42m/s传动比四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 11 - i= = =5.2 3431660.6(316)带根数 Z= （ +） (317) 查表 11.9 Po=0.6 查表 11.11 Po=0.05查表 11.7 =0.93 查表 11.12 =1.07 故 Z=4.9 取 Z=53.7 轴上的载荷张紧力 Fo=500 （ ）+qv 2 2.5(318) 查表 11.4 q=0.07kg/m故 Fo=381.8N轴上载荷 FQ=2ZFosin 12(319)故 F Q=3712.5N3.8 带轮结构由表 14-18 可知，带轮 3 为实心轮，其主要尺寸如下表 3.4：（单位 mm）表 3.4名称 do dd da ha B数值 35 86 90 2 62名称 hf e f 数值 9 5.5 12.3 7其中轮槽角 =38由表 14-18 可知，带轮 4 为孔板轮，其主要尺寸如下表 3.5：（单位 mm）表 3.5名称 do d1 dd da B S S1数值 45 90 450 454 62 20 36四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 12 - 名称 S2 L hf ha e f数值 16 5.5 76.5 9 2 12 7其中轮槽角 =383.9 带的工作应力计算带在传动过程当中，其受力的情况如下图 3-1 所示：图 3-1从前面的计算可知，带轮 1、2 的张紧力 Fo=180N，带轮 3、4 上的张紧力Fo=381.8N，在计算带轮的寿命是，此次计算主要是通过对带轮 3 上的应力及带的寿命进行计算。选择带轮 3 是因为带轮 3 小于带轮 4，V 带在带轮 3 上弯曲的次数比带轮 4 上多，应力循环次数就比较多，所以对带的影响也较大。根据前面的计算，V=1.42m/s，由公式F= = =1739.4N 1000 10002.471.42(320)由于在 V 带传动当中，F 1/F25 ，又由于 F=F1-F2 联立、可以解得 F1=2174.25N F2=434.85N1= = =31.6MPa 1 2174.2568.8106(321) （其中 A 为 V 带的截面面积）2= = =6.3MPa 2 434.8568.8106(322) o= = =5.5MPa 381.868.8106(323)由于带速 V10m/s，根据资料其离心力可以忽略不计。 b1=E ，其中，带的弹性模量 E 为 250MPa-400MPa，=D/2，y=ha，取 E=350MPa，查表四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 13 - 11.4 可知 y=3 带入数据可以解得 b1=24.4MPa 那么带在工作时应该满足 max=1+b1 (324) max=1+b1=31.6+24.4=56MPa (325) 3.10 带的寿命计算根据疲劳强度条件公式： = = (326) 3600其中 Zp 为绕过带轮的数目，t h 为总工作时间，V 为带速，V 带传动当中 m=11，N 为循环次数，在本次设计当中取 106，代入数据可以解得 t h=1.41 年四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 14 - 4 轴的设计4.1 初步确定带轮 4 上轴的尺寸轴的材料选用 45 钢，采用调质处理，按许用切应力估算轴最小直径，dminC (41) 3由表 16-2 可知，取 C=112 带轮 4 上轴的最小直径 dmin=40mm4.2 带轮 4 上轴的整体设计带轮 4 上主要安装有带轮 4，打击头架，故其长度应大于这几个零件宽度之和，在校核轴时主要考虑轴收到的弯曲应力。轴承选择深沟球轴承 6208该轴承的简图 4-1 如下所示：图 4-14.3 轴的受力校核由于后面计算相似，故以该轴为例。如图 4-2四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 15 - 图 4-2由前面的计算可知，轴上离心力 F 离 =54N，打击头重力 G 重 =100-54=46N，带轮 4 重力G=pvg= =638N 7.0（ 22.52） 6.21000 9.8(42) 那么水平面反力 FR1=-183.46NFR2=183.46N 那么垂直面反力 F R1=369N FR2=-369N其主要受力图如下图 4-3：（单位 Nmm）四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 16 - 图 4-3需用应力 用插值法查表 16.3 可知，ob=95MPa，许用应力值-1b=55MPa，应力校正系数= =0.579。 (43)1校核轴径 d4= (44) 3 0.11带入数据解得 d 4=34mm45mm4.4 初步确定带轮 3 上轴的尺寸带轮 3 上的轴主要安装有轮 2、轮 3，支撑架以及打击头连杆，所以其长度L轮 2 宽+轮 3 宽+2 倍支撑架宽+2 倍打击头连杆宽。轴的材料选用 45 钢，采用调质处理，由 dminC ，取 C=112 可以知道，该轴 dmin=30mm，选用深沟球轴承 6206.该轴3的简图如下图 4-4 所示：四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 17 - 图 4-4四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 18 - 5 键的选择5.1 带轮 1 上键的选择与校核在本次设计当中，所选的键的类型均为 A 型源头普通平键 ，所用的材料也均为 45钢，带轮 1 上的键的尺寸如下表 5.1 所示：表 5.1轴键 键槽宽度 b 的极限偏差 深度公称直径公称尺寸一般联接 轴 t 毂 t1半径 rd b*h 轴 N9 毂 Js9 公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小 最大28 8*7 0-0.036+0.018-0.018 4 +0.203.3 +0.200.25 0.40其中键长 L=25mm，根据表 7.1 知 p=30MPa，T= hldp=24.99NM74NM，故合14理。5.2 带轮 2 上键的选择如上所述，带轮 2 选择 A 型圆头普通平键，其材料为 45 钢，键的主要尺寸如下表5.2：表 5.2轴键 键槽宽度 b 的极限偏差 深度公称直径公称尺寸一般联接 轴 t 毂 t1半径 rd b*h 轴 N9 毂 Js935 10*8 0-0.036+0.018-0.018公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小 最大四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 19 - 5 +0.203.3 +0.200.25 0.40其中键长 L=45mm。5.3 带轮 3 上键的选择带轮 3 上选择 A 型圆头普通平键，其材料选用 45 钢，键的主要尺寸如下表 5.3：表 5.3轴键 键槽宽度 b 的极限偏差 深度公称直径公称尺寸一般联接 轴 t 毂 t1半径 rd b*h 轴 N9 毂 Js9 公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小 最大35 10*8 0-0.036+0.018-0.018 5 +0.203.3 +0.200.25 0.40其中键长 L=50mm。5.4 带轮 4 上键的选择带轮 4 上选择 A 型圆头普通平键，其材料选用 45 钢，键的主要尺寸如下表 5.4：表 5.4轴键 键槽宽度 b 的极限偏差 深度公称直径公称尺寸一般联接 轴 t 毂 t1半径 rd b*h 轴 N9 毂 Js9 公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小 最大45 14*9 0-0.043+0.0215-0.0215 5.5 +0.203.8 +0.200.25 0.40其中键长 L=50mm。四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 20 - 6 机架的设计和电动机的安装6.1 机架的设计在本次设计当中，机架选用材料为 HT200，壁厚 =6mm。底座长 L=1940mm，宽B=450mm，高 H=200mm。尾箱长 L=50mm，高 H=43.5mm，厚 =4mm，另外，与打击头联接的横版长 L=140mm，宽 B=160mm。6.2 电动机的安装及外形尺寸如图 6-1四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 21 - 图 6-1如上图所示，其主要尺寸查表可知，A=160mm B=140mm C=66mm D= 28+0.0090.004E=60mm F=8mm G=24mm H=100mm K=12mm AB=205mm AC=205mmAD=180mm HD=245mm L=380mm电动机与底座联接选用六角头螺栓全螺纹 A 级联接，其规格为 M12*50.四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 22 - 7 车轮的参数7.1 车轮的选择根据市面上可以买到的轮胎型号，选择车轮规格为 180*40，根据本次设计的需要，前轮选择万向轮以及四轮均带有自锁装置。又由于在本次设计当中，车轮主要在高速公路当中使用较多，故选用充气轮胎，另外车轮焊接在机架上。由于车轮在使用中会发生振动，防止产生振动可以首先通过注意下列事项来避免: 1. 确保车轮轮惘的清洁.使轮胎能完全并正确地固定在轮辋上，确保有足够的润滑膏；轮胎初始充气压力要高 2. 确保车轮轮惘清洁 3.确保车轮安装在汽车上的方式与车轮安装在平衡机上的方式一致。(即用中心孔与螺栓孔两者来对位安装) 4. 确保车轮安装表面和轮轴的安装表面都是清洁的,并且没有油漆，锈等。 5. 安装车轮时,正确拧紧车轮螺母。 6. 确保车轮轮惘清洁.使轮胎能完全并正确地固定在轮辋上，确保有足够的润滑膏；轮胎初始充气压力要高:参照轮胎防水线，确认复位状况。如果可能,将轮胎上的重点与轮辋上的轻点标志相对。四川大学锦江学院毕业论文（设计）- 23 - 8 设计总结本次设计设计了一个高速公路路面冲击装置，其主要作用原理是在偏