YZ16全液压振动压路机传动系统设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载2013届本科生毕业设计（论文）课题名称YZ16全液压振动压路机传动系统设计专业机械设计制造及其自动化专业方向机械制造工艺及设备班级091021B2学号0910211412学生姓名吴佳毅指导教师纪林章教研室机械电子工程上海应用技术学院机械工程学院2013年9月28日YZ16全液压振动压路机传动系统设计1摘要振动压路机是利用其自身的重力和振动压实各种建筑和筑路材料。在公路建设中，振动压路机最适宜压实各种非粘性土壤、碎石、碎石混合料以及各种沥青混凝土而被广泛应用。目前国产振动压路机以中小吨位和机械传动方式为主，而性能优良的全液压重型振动压路机主要依赖于进口。之所以出现处于这种状况是由于全液压压路机液压传动系统结构比较复杂并且各类液压元件加工复杂，为彻底改变这种现状本文对现有压路机液压系统进行调研，研制出结构优良的全液压压路机传动系统。本文在理论分析和计算的基础上，完成了YZ16型振动压路机液压系统的设计，在方案、结构和设计方法上进行了创新采用全液压的传动方案，通过3个相互独立的液压回路实现行驶、振动和转向三大基本功能，与机械传动相比在压实效果、爬坡能力、质量分配、操作控制和整体布局方面具备更大优势。转向结构采用铰接式车架折腰转向的方案，转弯半径小、机动性好、前后轮迹重叠、重心低、驾驶员视野开阔。同时本文对分动箱的机构进行了详细的设计计算，为缩小分动箱的体积本次采用齿面硬度达60HRC的齿轮和双列滚柱轴承的结构。关键词振动压路机；设计；液压系统；分动箱YZ16全液压振动压路机传动系统设计2ABSTRACTVIBRATORYROLLERISTOUSEITSOWNGRAVITYANDVIBRATIONCOMPACTIONVARIETYOFBUILDINGANDROADCONSTRUCTIONMATERIALSINHIGHWAYCONSTRUCTION,THEMOSTSUITABLEVIBRATORYROLLERCOMPACTEDVARIETYOFNONCOHESIVESOILS,GRAVEL,CRUSHEDSTONEANDAVARIETYOFASPHALTCONCRETEMIXTUREHASBEENWIDELYUSEDCURRENTDOMESTICVIBRATORYROLLERTOSMALLANDMEDIUMTONNAGEANDMECHANICALTRANSMISSIONMODEBASED,ANDEXCELLENTPERFORMANCEHEAVYDUTYHYDRAULICVIBRATORYROLLERMAINLYDEPENDENTONIMPORTSTHEREASONWHYTHISSITUATIONISDUEINFULLHYDRAULICROLLERHYDRAULICSYSTEMSTRUCTUREISMORECOMPLEXANDCOMPLICATEDPROCESSINGALLTYPESOFHYDRAULICCOMPONENTS,TOCOMPLETELYCHANGETHESITUATIONTHISROLLERHYDRAULICSYSTEMONTHEEXISTINGRESEARCH,DEVELOPEDAWELLSTRUCTUREDFULLHYDRAULICROLLERTRANSMISSIONBASEDONTHETHEORETICALANALYSISANDCALCULATION,BASEDONTHECOMPLETEDYZ16TYPEVIBRATORYROLLERHYDRAULICSYSTEMDESIGN,PROGRAM,STRUCTUREANDDESIGNMETHODSONTHEINNOVATIONTHEUSEOFFULLHYDRAULICTRANSMISSIONSCHEMEBYTHREEINDEPENDENTHYDRAULICCIRCUITSTOACHIEVEWITH,VIBRATIONANDSTEERINGTHREEBASICFUNCTIONS,COMPAREDWITHMECHANICALTRANSMISSIONINTHECOMPACTIONEFFECT,CLIMBINGABILITY,QUALITYANDDISTRIBUTION,OPERATIONCONTROLANDOVERALLLAYOUTHASAGREATERADVANTAGEARTICULATEDFRAMESTEERINGSTRUCTUREUSINGBOWSTEERINGPROGRAMS,SMALLTURNINGRADIUS,MOBILITY,FRONTANDREARTRACKSOVERLAP,LOWCENTEROFGRAVITY,DRIVERVISIONMEANWHILETHISPAPERTRANSFERCASEINSTITUTIONSCARRIEDOUTADETAILEDDESIGNCALCULATIONS,INORDERTONARROWTHEVOLUMETRANSFERCASETHETOOTHSURFACEHARDNESSOF60HRCUSINGGEARSANDDOUBLEROWROLLERBEARINGSTRUCTUREKEYWORDSVIBRATINGROLLERDESIGNHYDRAULICSYSTEMTRANSFERCASEYZ16全液压振动压路机传动系统设计3目录摘要1ABSTRACT2第一章绪论511压路机的定义512课题研究的目的和意义513国内压实机械和压实技术概况614国外压实机械和压实技术现状7第二章传动系统总体结构设计9第三章液压系统设计1031行走液压系统的设计10311全轮驱动液压压路机的优点10312全轮驱动液压压路机的缺点1132振动液压系统设计11321开式液压震动系统11322闭式液压振动系统12323工作装置液压振动系统形式的选用1333转向液压系统设计1334液压系统原理图16第四章液压系统计算与选型1741液压系统17411行走液压系统17412振动液压系统17413转向液压系统1842各液压系统所需功率计算18421行驶液压系统所需功率计算18422转向液压系统所需功率计算19423振动液压系统所需功率计算1943主要液压元件计算选型20431行驶液压系统20432振动液压系统21YZ16全液压振动压路机传动系统设计4433转向液压系统22第五章分动箱设计2551分动箱结构设计2552分动箱设计计算25521动力参数计算25522行驶级齿轮传动设计26523转向振动级齿轮传动设计28524输入轴的设计29525输出轴1的设计30526输出轴2的设计30527轴强度的校核31第六章传动系统的保养与维修3261传动系统保养3262传动系统的维修33621常见故障排除33结论36参考文献37致谢38YZ16全液压振动压路机传动系统设计5第一章绪论11压路机的定义压路机在工程机械中属于道路设备的范畴，广泛用于高等级公路、铁路、机场跑道、大坝、体育场等大型工程项目的填方压实作业，可以碾压沙性、半粘性及粘性土壤、路基稳定土及沥青混凝土路面层。全液压振动压路机是利用其自身的重力和振动压实各种建筑和筑路材料。在公路建设中，振动压路机最适宜压实各种非粘性土壤、碎石、碎石混合料以及各种沥青混凝土而被广泛应用。根据压实机械的工作原理、结构特点、传动形式、操作方法和用途的不同，有不同的分类方法，习惯上把压实机械分为压路机和夯实机两大类1、压路机按压实原理，压路机可分为静作用压路机、振动压路机和组合式压路机。静作用压路机又可分为光轮压路机和轮胎压路机。振动压路机可分为手扶式振动压路机、自行式振动压路机、两钢轮串联式振动压路机和拖式振动压路机。振动压路机按振动机构分又可分为圆周振动；扭转振动即振荡；智能振动，其中包括垂直振动、斜向振动和水平振动；复式振动即扭转振动和轴向振动的叠加混沌振动压路机即主频附近的宽频激振。2、夯实机夯实机有蛙式打夯机、振动平板夯、振动冲击夯和爆炸夯四种。振动平板夯又可分前行和可逆行振动平板夯两种。振动冲击夯又分为电动和内燃振动冲击夯两种。12课题研究的目的和意义现代公路都是在原始地面基础上，自下而上由自然土石方和各种混合料逐层铺筑起来的各种结构层。这些结构层除了承受上层的重量载荷和车辆的流动变载荷外，还要遭受同晒、雨淋、冰雪、洪水、地震等自然气候灾害的侵蚀与破坏。如果各层材料压实不足，将直接导致道路面层出现沉陷、波浪、裂纹等缺陷。路基和路面的早期破坏，将降低运输效率、提高运输成本、诱发交通事故、危及行车安全、大幅增加道路养护成本。随着交通流量与大吨位车辆的与日俱增，对道路强度、刚度、平整度和气候稳定性要求越来越高。为了适应这些要求，必须对各铺层材料运用重型压实机械进行逐层压实以达到高标准的密实度。经过良好均匀压实的铺层，材料颗粒问摩擦阻力和内聚力增大，道路强度、刚度和承载能力大大提高；材料内部YZ16全液压振动压路机传动系统设计6的空隙减少，颗粒之间结合更加紧密，能抵抗水的渗透，改善道路的水稳定性和抗冰冻的能力；路面获得好的平整度，车辆行驶更舒适、平稳。工程实践证明，将筑路材料的密实度增加1，道路的承载能力会增加1015。尽管压实所需的费用只占总施工预算的1,4，但压实结果对道路的使用寿命是至关重要的。我国公路建设正逐步采用高的压实标准，为达到这样的标准，国家建设部门规定，只有装备16吨级以上重型振动压路机的施工单位才具备参与高等级公路建设的资质。因此，随着每年大量高速公路的开工建设，市场对于重型振动压路机的需求量不断增加。目前国产振动压路机在压实性能、可靠性、液压传动、电器控制等方面与国外产品相比还存在一定的差距，产品系列以中小吨位机械传动方式为主，而性能优良的全液压重型振动压路机主要依赖于进口N，。要彻底改变这种现状，就必须研制和生产具有自主知识产权的高性能重型振动压路机，既能满足市场需求，又能为我国高等级公路建设提供现代化的高效压实装备，确保公路建设的质量。13国内压实机械和压实技术概况建国以前，我国只有一些压路机的修配工厂，直到1940年，大连仿制出了我国第一台蒸汽压路机。建国以后，上海市工程局厦门筑路机械厂（洛阳建筑机械厂前身）于1952年成功地制造了6T三轮压路机，1954年厦门筑路机械厂由上海迁往洛阳，改名为洛阳建筑机械厂，并于1957年试制成功了12/15T三轮压路机，洛阳建筑机械厂成为我国第一个生产压路机的专业厂。进入20世纪60年代，徐州工程机械厂、上海工程机械厂和三明重型机械厂先后加入了压路机生产厂行列，先后设计出6/8T、8/10T、10/12T、12/15T光轮压路机，淘汰了蒸汽压路机。1961年，西安公路学院与西安筑路机械厂联合开发了3T自行式振动压路机，标志着我国自行开发设计振动压实机械的起步。1964年，洛阳建筑机械厂设计出45T振动压路机。1966年，徐州工程机械厂设计了9/16T轮胎压路机。20世纪70年代，交通部系统的德州筑路机械厂（山东公路机械厂前身）、西安筑路机械厂、四川公路机修厂和廊坊筑路机械厂也加入到压路机的生产行列。1974年，洛阳建筑机械厂与长沙建筑机械研究所合作开发了10T轮胎驱动压路机和14T拖式振动压路机。20世纪80年代，邯郸建筑机械厂、四平建筑机械厂、义乌建筑机械厂、长春工程机械厂、中建四局机械厂、陕西水利机械厂、常州市长江工程机械厂、江阴交通工程机械厂等都先后投产。洛阳建筑机械厂设计了6T、10T、12T、16T振动压路机，邯郸建筑机械厂设计了2T振动压路机，YZ16全液压振动压路机传动系统设计7陕西水利机械厂设计了拖式凸块振动压路机。20世纪80年代中期，我国开始引进国外压路机制造技术。1983年洛阳建筑机械厂引进了美国HRSTER公司技术，合作生产了6T铰接式振动压路机；1984年徐州工程机械厂引进瑞典DYNAPAC公司的CA25型轮胎驱动振动压路机和CC21型串联振动压路机技术；1985年温州冶金机械厂设计了19T振动压路机；1987年洛阳建筑机械厂引进德国BOMAG公司的217DBW和141AD振动压路机技术；江麓机械厂引进了德国VIBROMAX公司的W1102系列振动压路机技术。以后，各生产厂家在此基础上不断开发新的产品，使本厂产品达到多品种系列化。20世纪80年代后期，随着基础工业的发展，特别是液压泵、马达、振动轮用轴承、橡胶减振器的引进生产，使振动压路机技术总体水平和可靠性有很大的提高，在基础元件支持下，振动压路机引进技术不断得到消化吸收，国内大专院校和科研院所的科研攻关，使我国自行开发和设计振动压路机的能力有较大的提高，1990年西安公路交通大学与徐州工程机械厂共同开发了10T振荡压路机，标志着我国振动压路科研和产品开发达到新的水平。从1960年以来，夯实机械也处于蓬勃发展时期，1961年长沙建筑机械研究所在总结群众发明的基础上，设计了蛙式夯土机；同时，厂所合作设计成功了爆炸式夯系列产品。20世纪70年代，长沙建筑机械研究所与制造厂合作开发了振动平板夯系列。20世纪80年代，长沙机械研究所、北京建筑机械综合研究所、建研院建筑机械化研究所与工厂合作，先后设计了不同型号的振动冲击夯。目前，我国30多家工厂生产压路机，生产夯实机械的工厂多达数百家，已形成620T光轮压路机、620T轮胎压路机、0520T振动压路机等三大系列的压路机的批量生产，基本上满足了国内需要。我国压路机，整体技术水平与国外相比仍有差距，主要表现在产品型号不全、重型和超重型压路机生产数量和品种仍然较少、专用压实设备缺乏、综合技术经济指标和自动控制方面仍低于国外先进水平。14国外压实机械和压实技术现状国外压实机械比较先进的国家有德国、美国、瑞典、日本、法国、英国和俄罗斯。光轮压路机的产量逐年下降，目前生产量较大的有三轮压路机（612T）、二轴串联压路机（213T）、三轴串联压路机（1214T）。光轮压路机比较先进的结构是大滚轮直径、全轮驱动、液压传动、液压转向机构。日本酒井公司生产的R1和R2型全液压光轮三轮压路机采用了全轮驱YZ16全液压振动压路机传动系统设计8动铰接转向机构，是比较先进的机种。光轮压路机的技术简单、维修方便、寿命长、施工工艺成熟、特别是价格便宜、因而尚有一定的市场需求。工业发达国家，在维修高速公路的磨耗层时，二轮串联光轮压路机是合适的机种。轮胎压路机的应用始于20世纪50年代，但直到20世纪60年代才因成功地采用轮胎集中调压系统，使技术日臻完善。轮胎压路机与光轮压路机相比，其优越性在于使被压实材料有非常好的封闭性。除了适宜压实沥青摊铺层，几乎还能够完成所有的压实工作。自行式轮胎压路机的机动性好，便于运输与工地转移。由于20世纪70年代振动压路机已解决了沥青铺装层的压实工艺问题，轮胎压路机的发展余地也比较少了。但是，在修筑高等级路面时，轮胎压路机仍是不可缺少的机种。目前世界上主要压路机生产厂家都生产轮胎压路机。国外振动压路机发展迅速，从产品品种、产量、销售额等方面与其它压路机相比，都占有较大的优势。由于高速公路的发展，对基础的承载能力需求越来越高，振动压路机被视为较理想的、能满足要求的压实机械，因而从20世纪50年代初就引起了人们对振动压路机的重视。本世纪20世纪30年代，德国最早利用振动原理压实土壤。罗申豪森（LOSEAUSEN）公司率先设计了一台安装有振动的平板压实机的25T履带式拖拉机。随后生产出拖式振动压路机，工作质量为46T。当时，研究的主要问题是解决振动压路机的参数选择和振动轴轴承的寿命，瑞典压实机械专家拉斯佛斯布德（LARSFORSSBLAD）先生发明了拨球滚道振动机构，获得了专利权。这个机构解决了振动轴轴承的使用寿命问题。20世纪50年代，欧洲各国开发了串联式整体车架振动压路机，并逐步改型。20世纪60年代，随着对振动压路机的深入研究，振动轴轴承性能、减振器性能和制造工艺水平不断提高，促使振动压路机得到了飞速发展。此时，轮胎驱动铰接式振动压路机、双钢轮串联式振动压路机等产品相继问世，振动压路机形成了两个主要系列。20世纪70年代以后，振动压路机家族先后出现了组合式、蟹形式、凸块式、手扶式振动压路机；调频、调幅技术、全轮驱动振动技术被广泛应用于振动压路机。进入20世纪80年代，压实度的自动测量技术、“机电液”一体化技术逐渐应用于振动压路机上。20世纪80年代初，瑞典乔戴纳米克（GEODYNAMIKAB）研究所提出了新的压实理论，即利用土力学交变剪应变原理，使土壤等压实材料的颗粒重新排列而得更加密实。根据该理论，1982年德国哈姆（HAMM）公司开发出新型振动压路机，即震荡压路机，1984年，世界首批震荡压路机开始销售市场。YZ16全液压振动压路机传动系统设计920世纪80年代末，日本生产出大吨位垂直振动压路机，其振动轮内部采用双轴交叉振动法，使压路机压实深度深、压实效果好且低速直线行驶稳定。20世纪50年代，国外开始生产爆炸夯，但不久就被淘汰了，国外生产的夯实机械产品品种较多，产量较大的有以下两种（1）振动平板夯，许多厂家都进行系列生产，自重60600KG，较大型的振动平板夯都可逆行；（2）振动冲击夯，是轻便灵活的机型，自重60120KG。第二章传动系统总体结构设计振动压路机传动系将动力装置的机械能进行传递和转换后传至振动压路机行驶元件驱动轮、工作装置振动马达、转向元件转向油缸等，行驶、振动压实、转向等，典型的全液压压路机传动系统原理图如下全液压压路机传动系统1分动箱；2，11变量泵；3齿轮油泵；4变速器；5液压马达；6行走液压马达；7减速器；8振动液压马达；9振动轮；10转向器；12轮边减速器；13轮胎；14后桥YZ16全液压振动压路机传动系统设计10第三章液压系统设计31行走液压系统的设计根据前期的市场和技术调研，发现在道路的修筑过程中，路面以下各基础层的压实工程量是最大的。而全轮驱动液压压路机主要适用于道路基础的压实，不仅具有良好的压实效果，而且相对于前后都是光轮的压路机，具备更大的驱动力，更适应在坡道上碾压，在未成形路面上行驶。这种振动压路机在市场销售量中占据了大部分的份额，具有广泛的市场前景，自身的重量更是向着重型或超重型的方向发展。因此，本次设计选用全轮驱动液压压路机。全轮驱动液压系统原理图311全轮驱动液压压路机的优点压路机的碾压速度是根据滚动压实工艺规范选定的。碾压速度对土壤铺层的压实效果有着显著的影响，振动压路机尤其如此。在铺层厚度一定时，压路机传递给填方内的能量E与碾压遍数N和碾压速度“之比值成正比，即EREZO。较低的碾压速度，能使铺层材料在压实力的作用下有足够的时间产生不可逆变形，更好地改变被压材料的结构。然而，碾压速度还与生产率有着密切关系，因此，碾压速度存在一个最佳值，这个最佳值就是在不降低压实质量的前提下，选择尽可能高的碾压速度，以保证压路机有较高的生产率。对于不同的铺层材料、铺层厚度与压实度要求，无级调速允许选用不同的碾压速度，能较好地克服压实质量与生产效率之问的矛盾，优化压实过程。由于一个系统内压力的自然平衡及液压软管的相对柔性，使得液压传动的动力极易分流和长YZ16全液压振动压路机传动系统设计11距离传输，这对于压路机振动轮行走的动力传递很方便，从而能实现全轮驱动。全轮驱动不仅增加了压路机的驱动能力，而且能增大振动压路机的压实能力和提高铺筑表层的压实质量，还提高了驱动桥的工作可靠性。全轮驱动充分利用了两个车轮的附着能力，在匹配得当的条件下，一台全轮驱动单轮振动压路机的爬坡能力可以达到50以上。在沙漠地带压实施工，砂性土壤的附着系数只有粘性土的5060，而滚动阻力系数却是粘性土的1215倍，单轮驱动的振动压路机根本不能行走。全轮驱动允许振动轮有较大的分配重量，其分配比可从单轮驱动的465增加到62。振动轮的静线压力和激振力相应地增大。压路机的全轮驱动是以其液压传动为条件实现的。由于液流的自动差速作用，能使压路机的所有车轮实现驱动而不会产生前后轮间的循环功率损失和相对滑移。车轮滑移会搓起被碾压材料，造成新的表面不平整。312全轮驱动液压压路机的缺点全轮驱动液压传动系统的缺点主要表现在1单纯的液压系统不能用于低速运行，因为液体的可压缩性会引起压路机的爬行，从而降低压实工作质量；2液压系统在高压低速时的传动效率低下，在系统压力35MPA与马达转速300RMIN时的总效率不足70，大量的机械能转化成热能；3液压一机械联合传动使得压路机行走传动系统总传动效率仅有60左右，能源浪费大，还造成了机器发热；4增加了液压油的消耗，还容易造成环境污染；5液压油的清洁度至关重要，使得压路机对制造与使用的条件苛刻，反而使得全液压振动压路机的工作可靠性大打折扣；32振动液压系统设计闭式系统结构比较紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不宜渗入系统，故传动的平稳性较好；工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。本设计选择闭式液压振动系统。321开式液压震动系统开始回路液压系统，如图41所示。基本组成为齿轮泵1、电液换向阀2、齿轮马达3、稳压阀4和冷却器5其中的稳压阀由减压阀和溢流阀组成，稳压阀和电液换向阀集成于一体，共同组成一个振动阀单独安装在压路机车架上。YZ16全液压振动压路机传动系统设计12此系统仅能得到单频率振动。电液换向阀用于改变马达的旋转方向，以实现压路机双振幅的变换。液压阀的控制用压力油是由压路机行走液压系统中的供油泵提供的。单换向阀处于中位时，阀体的四个通道相互串通，油泵即可卸荷，振动就停止。当压路机起振或变换振幅时，偏心块将产生很大的惯性力矩，使液压系统中的附加压力急剧增大。当阀在开启0204S的瞬间，由于阀孔的开启面积小，而在油路中造成一个压力峰值，这一峰值压力增大到一定程度的瞬间，溢流阀就会开启卸载；待压力平稳之后溢流阀才关闭，使激振器进入到正常运转，从而保护了液压元件。该种液压传动方案适宜于中等工作压力。溢流阀的调定压力纵使要比实际工作压力高出23MPA。开式液压振动系统1齿轮泵；2溢流阀；3齿轮马达；4电液换向阀；5冷却器；开式系统的优点结构简单，由于系统本身具有油箱，因此可以发挥油箱的散热、沉淀杂质的作用。322闭式液压振动系统闭式液压振动系统如图42所示，其基本组成为冷却器1、斜盘式轴向柱塞变量泵2、储能器3、组合阀4、定量柱塞马达5。此系统是用马达的正反转来调节振幅，并且能很容易地得到两种频率，必要时还可以实现无级调频。这种闭式回路的振动液压系统可以选的工作压力较大，在使用柱塞马达时的最大工作压力可达25MPA，这样就减少了液压元件的规格尺寸。在振动压路机停振或转换振幅时，工作压力常达35MPA,也伴有瞬时YZ16全液压振动压路机传动系统设计13冲击压力产生，但比开式回路系统要好得多。解决这一问题的有效方法是在液压马达回路中设置蓄能器，用作缓冲装置。闭式液压振动系统1变量泵；2伺服阀；3定量马达；4组合阀；5蓄能器；6滤油器闭式系统的优点结构比较紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不宜渗入系统，故传动的平稳性较好；2、工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失；3、马达的旋转方向由双向可变量的泵控制，输出转速可由改变泵的排量来实现。因此，这种系统可以实现变频、变幅的功能；系统存在背压且对称工作，柱塞泵、马达具有很高的容积效率。323工作装置液压振动系统形式的选用由于振动压路机振动，行驶工作中正反方向工作及制动等要求，使振动压路机液压系统中的泵、马达大多采用闭式回路方式。闭式回路采用双向变量液压泵，通过泵的变量改变油路中油的流量和方向，实现振动压路机的变速和换向，可以充分体现液压传动的优点。闭式系统的主泵上通常带一小排量的补油泵，并集成补油溢流阀和不邮单向阀，而冲洗冷却阀则集成于马达。补油溢流阀调定补油压力，补油单向阀选择补油方向，向主油路低压侧补油，以补偿由于泵、马达容积损失及由冲洗冷却阀组中泄漏的流量。补油泵的附加功率损失比较小，仅为总传动功率的12。YZ16全液压振动压路机传动系统设计1433转向液压系统设计目前，在压路机上都是采用了液压传动的铰接式液压转向系统。与传统的阿克曼式转向比较，铰接转向具有转弯半径小、机动性好及牵引力大等优点。见图43，为整体车架的转向示意图，根据偏转轮的不同，可分为前轮偏转、后轮偏转和前后轮偏转三种结构型式。前轮偏转是静载压路机常用的转向方式，转弯半径较大，前后轮的轨迹重叠性不好，影响路面平整质量，但驾驶员可以根据前轮的偏转程度来估计压路机的行车路线，符合操作习惯，有利于安全驾驶。后轮偏转在压路机的设计中很少采用，对于只用前轮驱动和制动的压路机，有利于保证上坡行驶的纵向稳定性。整体车架转向示意图前后轮偏转，又称为全轮转向。当偏转的方向相反时，压路机的转弯半径最小，机动性好，同时前后轮的轨迹重合，易于保证路面质量平整；当偏转的方向相同，角度相等，此时前后轮轴互相平行，并相互错开一定的距离，此称为“蟹行”。但“蟹行”常用于双钢轮振动压路机的转向，以提高压实作业的贴边性能，对于轮胎驱动光轮振动的压路机则没有什么实际意义。对于偏转轮转向的压路机，有一个很大的缺点，那就是偏转轮处的车架只能设计在偏转轮的上方，尤其是全轮转向，整个车架都在前后轮上方。这种结构上的缺陷，必然导致压路机重心偏高，从而使压路机行驶稳定性差，在坡道上容易倾覆，给驾驶员带来很大的危险。因此整体式车架偏转轮转向的结构一般只用于小吨位的压路机。见图44，为铰接式车架转向示意图，采用这种转向结构的压路机，其车架分成前后两部分，通过垂直的铰接销连接。转向时，前后车架绕铰接销发生相YZ16全液压振动压路机传动系统设计15对转动，通过车架折腰而实现转向。这种转向方式转弯半径很小，机动性好，前后轮的轨迹重叠，利于保证路面的压实质量。前车架设计成框架的形式，通过减振系统悬挂在振动轮的四周，重心可以很低，基本上与前轮的轴心等高。由于前轮框架位于振动轮的四周，驾驶员具有良好的前视野，对于待压路面和光轮表面的情况一目了然。后车架设计成如图的结构形式，位于两轮胎之间，前部上方安装驾驶室，中部安装发动机、油泵和后桥总成等主要部件，后部设计成燃油箱，重心位置基本与轮胎的轴心等高，甚至更低。铰接式车架转向示意图通过上面的比较分析，我们发现铰接转向相比于偏转转向虽然存在转向阻力偏大，直线行驶性能欠佳等缺点，但还是具有更大的优势，尤其是对于重型或超重型压路机。因此，本次设计的振动压路机采用铰接式车架折腰转向的方案。YZ16全液压振动压路机传动系统设计16铰接式车架折腰转向系统原理图34液压系统原理图综合以上选择的全轮驱动行走液压系统、闭式振动液压系统和铰接式转向液压系统可以得到本次设计的全液压震动压路机液压传动系统原理图如下YZ16全液压振动压路机传动系统设计17全液压振动压路机液压传动系统原理图1转向液压缸；2转向器；3手动液压泵；4回油过滤器；5行驶液压马达（带阀组）；6行驶液压变量泵（带阀组、补油液压泵）；7分动箱；8柴油机；9双联液压泵；10振动系统控制阀；11振动系统液压马达第四章液压系统计算与选型41液压系统根据本文第三章，YZ16型振动压路机采用全液压的传动方案，前、后轮YZ16全液压振动压路机传动系统设计18驱动，压路机的行驶、振动和转向三大功能均通过静液压传动来实现。整机液压系统包括三个基本相互独立的系统，即行走液压系统、振动液压系统和转向液压系统，每个系统都有自己的油泵和执行元件，避免了相互之间的干扰。三个系统的油泵采用串联结构，直接通过弹性联轴器与发动机的飞轮连接，结构非常紧凑，大大节约了内部空间，方便了压路机的整机布置。411行走液压系统行驶油泵与前、后行走马达并联连接，构成闭式回路。行驶油泵为机械伺服斜盘式变量柱塞油泵，通过操纵油泵上的机械摇臂，可相应改变内部斜盘的倾斜角度和方向，从而改变油泵的排量大小和高压油流动的方向，实现无级变速和换向功能。前行走马达通过前轮减速器与振动轮连接，后行走马达与后桥总成连接，分别驱动前、后轮旋转，实现全轮驱动。后行走马达为斜盘式变量马达，通过Y6电磁阀的通、断电，使其具有两种设定好的排量，可实现两档行走速度。当行驶油泵摇臂的角度回到零位时，输出排量为零，并且两根高压油管之间相互隔断，可完成行车制动。后桥总成和前轮减速器上装有常闭式摩擦片制动器，压路机行驶时，用于系统补油的压力油进入制动器，克服弹簧力量，将制动器打开。压路机行驶过程中，可通过控制Y7和Y2电磁阀，将行驶油泵斜盘迅速回零并将制动器卸压，完成紧急制动。行驶油泵自带一个小的齿轮油泵，与转向系统的回油一起，完成对行走和振动两个闭式回路的补油，并用于制动器的开启。412振动液压系统振动油泵与振动马达并联，构成闭式回路。振动油泵为电控斜盘式变量柱塞油泵，通过Y3和Y4电磁阀的通、断电，使振动油泵的斜盘在两种状态下工作，此时的振动油泵输出的液压油具有不同的流动方向和排量，从而使定量振动马达具有正反两种旋转方向和相应的转速。振动马达再通过联轴器与振动轮内的激振器连接，相互配合实现双频双幅的功能。前、后行走马达和振动马达内都安装有冲洗阀组，由液控换向阀，节流阀和溢流阀组成，在闭式回路运行的过程中，系统内不断有热的旧油通过冲洗阀组排入油箱，又不断有新油补入，从而持续完成散热和过滤的功能。413转向液压系统转向液压系统采用开式回路，包括两个转向油缸、全液压转向器、组合阀块和转向齿轮油泵。转向器通过转向立柱与方向盘连接，左右转动方向盘，便YZ16全液压振动压路机传动系统设计19可带动转向器内的阀芯左右旋转，从而控制压力油的流动方向。转向器选用开心无反应型。开心是指转向器在中位时，齿轮泵的供油能直接排回油箱，从而节省了动力；无反应是指前轮在行驶和转向过程中碰到的阻力不会反映到方向盘上面去，减轻了驾驶员的劳动强度。组合阀块中有两个缓冲阀，用来消除行驶和转向过程中前轮受到冲击而引起的瞬时峰值压力，压力设定值为20MPA。一个溢流阀用来限制整个系统的工作压力，设定值为14MPA。转向油缸采用平衡式双液压缸的布置形式，关于车轴对称，活塞杆一端与铰接架上的耳板铰接，缸筒一端则与后车架上的支架铰接。当方向盘向左旋转时，压力油进入右侧油缸的无杆腔和左侧油缸的有杆腔，右侧油缸伸出，左侧油缸缩回，使前轮绕铰接轴向左偏转，实现左转向；而当方向盘向右旋转时，则相反，实现右转向。该系统性能稳定可靠，操纵轻便灵活，总体布置方便，并能实现发动机熄火转向，在压路机和许多工程机械上应用广泛。42各液压系统所需功率计算参数要求振动频率30/40HZ，行驶速度010KM/H其他相关参数整机工作质量16T振动轮直径宽度16002000MM激振力337KN/112KN整机长宽高615024203250MM421行驶液压系统所需功率计算压路机在最困难条件下时产生以下阻力运行阻力NGFGW150976COS1089COS1。上坡阻力48IN6IN2。式中F压路机滚动阻力系数，取F01G压路机工作质量，G16000KG道路坡度，根据交通部公路工程技术标准，各种公路的最大坡度值为11，即；。28610ACTG本压路机设计的理论爬坡度为30，即。71630ACTGYZ16全液压振动压路机传动系统设计20压路机上坡压实工作中的阻力NW60721压路机在上坡压实工况时的行驶功率N1KWGWVN748902761式中压路机工作时行驶速度，VHMV/2发动机至驱动轮之间的机械传动效率，70即行驶液压系统所需功率KWN741422转向液压系统所需功率计算转向功率N2KWNIQPN32901458238022式中转向泵压力，2PMPAP82转向泵排量，QRMLQ/13发动机转速，NIN50N传动箱速比，I8I转向泵效率，292即转向液压系统所需功率KWN32423振动液压系统所需功率计算振动功率N3KWMRN34078501261753式中高振幅的偏心力矩，RMKGR61角速度，SADHZ/2振动轮振动阻力系数，5YZ16全液压振动压路机传动系统设计21振动泵效率，8502振动马达效率，7即振动液压系统所需功率KWN34043主要液压元件计算选型431行驶液压系统行驶油泵的选择参照YZ16型全液压振动压路机选A4VG125HWDL1/32R厂商德国力士乐）（后后后轮容积后前前前轮容积前HMIQRQIQRQV/K1026102633MAX31分动箱发动机容积油泵总后前IN式中进入前行走马达的流量（L/MIN）前Q进入后行走马达的流量（L/MIN）后行驶油泵总的输出流量（L/MIN）总油泵和马达的容积效率，容积970容积前轮的滚动半径，前轮RMR8前轮前轮的滚动半径，后轮6后轮行驶油泵的最大排量，油泵QRLQ/125油泵前行走马达的排量，前RML/后行走马达的排量，后前轮减速器的减速比，前I481前I后桥总成的减速比，后357前分动箱行驶级的减速比，分动箱1I51分动箱IYZ16全液压振动压路机传动系统设计22发动机工作时的设定转速，发动机NMIN/250RN发动机压路机的最高行驶速度，MAXVHKV1MAX将各已知参数带入以上公式得）（分动箱发动机容积油泵总后前IN/20105IN/297/21033LRRLINQQ）（后后前前HKMQQQV/17686488697033MAX则）（后后前前HKM/10523得）（），（前前IN/53/LQRLQ）（），（前前4821M因此前后行走马达选用（1）后行走马达型号A6VM107EZ4/48W厂商德国力士乐排量两档，107ML/R和21ML/R（2）前行走马达型号A6VE55HZ3/48W厂商德国力士乐排量55ML/R因为行驶油泵为伺服变量油泵，起排量可在0125ML/MIN之间无极变速，所以YZ16型振动压路机行驶速度可在010KM/H范围内无极变速，满足设计要求。432振动液压系统振动油泵参照YZ165选用A4VG71EZ2DM1/32R，分动箱马达容积发动机，油泵马达260INQ式中振动油泵排量，油泵QRML/71，油泵振动马达排量，马达RL/YZ16全液压振动压路机传动系统设计23分动箱振动级减速比，分动箱2I12分动箱I振动马达转速，高频率时，马达NSRHZN/40马达低频率时3马达将已知参数带入上式得取56ML/RRMLQ/7521406957马达当低频率振动时SRHZN/30马达取54ML/RRLQIQ/653970256022容积发动机马达分动箱马达，油泵综上述振动油泵排量高频率时；低频率时RML/1，油泵RMLQ/54，油泵振动马达排量RLQ/6马达（1）振动油泵型号选用A4VG71EZ2DM1/32R，排量71ML/R和58ML/R厂商德国力士乐（2）振动马达型号A2FM56/42W，排量56ML/R厂商德国力士乐433转向液压系统（1）转向阻力矩计算142LN4222ABABGMM前式中M转向阻力矩，NM前轮对地面摩擦阻力系数，0前轮分配质量，前MG14KM前B振动轮宽度，B2M铰接中心到振动轮轴线的垂直距离，A12M将已知参数代入上述公式计算得MNM26051421LN21428910422YZ16全液压振动压路机传动系统设计24（1）转向油缸直径及流量计算TAN82KPLMD式中D转向油缸直径，M转向角度，。35转向油缸工作压力，PPAP16转向油缸工作行程，LML20转向油缸数量程，KK活塞杆直径D与缸径D之比，暂取30油缸传动效率，95将已知参数代入上述公式，得M08495302510643TAN8。选用缸径，杆径，油缸走完全程的时间MDMD12因为采用双转向油缸，转向时油缸的工作容积是一侧油缸有杆腔加上。ST5LV另一侧油缸无杆腔容积之和，所以MLLVL2390258424转向所需的液压油流量IN/105639LTQL（2）全液压转向器的计算和选择NVQLM式中转向器排量，ML/RMQ转向角度从35到35，方向盘转动总圈数，取NRN8转向器的容积效率，90将已知参数代入上述式中，得RMLQM/238根据丹弗斯公司的转向器产品样本，选择排量为350ML/R的开心无反应型YZ16全液压振动压路机传动系统设计25全液压转向器，OSPC350ON，厂商丹佛斯（DANFOSS）。第五章分动箱设计51分动箱结构设计根据上述传动系统可知分动箱由发动机驱动动力一分为二，一路用于驱动压路机行驶（后文称行驶级），另一路用于驱动压路机转向与振动（后文称转向振动级），因此可知分动箱结构如下YZ16全液压振动压路机传动系统设计26分动箱结构简图52分动箱设计计算由以上章节可知，已知分动箱参数如下（1）输入转速MIN/250RN（2）输出功率KWNPKW6549302974321振动级转向行驶级（3）传动比5121I振动级转向行驶级521动力参数计算（1）转速NMIN/67101RI22（2）功率P4310980654980722210KW（3）转矩TMNN3545900PT276111YZ16全液压振动压路机传动系统设计27MNNPT08237654909522将上述数据列表如下轴号功率P/KWN/RMIN1T/NMI输入轴1034325003951输出轴147716666727332输出轴24965200023708251I522行驶级齿轮传动设计按输入的转速2500R/MIN，传动比15计算，传动功率5068KW（）685098074210KWP（1）选定齿轮材料、热处理方式和精度等级因载荷有轻微冲击，大小齿轮均选硬齿面，大小齿轮的材料均为40CR钢渗氮淬火处理，大齿面硬度均为60HRC。齿轮精度初选7级（2）初选齿数和齿宽系数。36512412IZ取D1（3）按齿面接触疲劳强度计算小齿轮传递的转矩为MNNPT6193250895011确定各参数值载荷系数因K取值在1224之间，由于载荷有中等冲击，取K175许用应力HLIM1HLIM21500MPA；FLIM1FLIM2920MPA按一般可靠要求取安全系数为SH15SF1，则许用接触应力MPAH105/21许用齿根弯曲应力F92取两式计算中的较小值，即FH；（4）计算小齿轮分度圆直径YZ16全液压振动压路机传动系统设计28齿数比36/2415MUDKTDH3616732011（5）确定模数和齿宽取第一系列标准模数值421ZM（6）按齿根弯曲接触强度校核计算校核FFSFYBDKT10式中A小轮分度圆直径MZD72431B齿轮啮合宽度B查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数YFA1263YSA1159YFA2219YSA2180将数据带入公式得F110734MPAF210119MPA由于F1F1F2F2，故满足齿根弯曲疲劳强度要求（7）齿轮几何尺寸的确定分度圆直径MD721Z10836齿顶圆直径HAA11D422齿根圆直径MCAF561HF102中心距ZMA91）（齿宽；B7261YZ16全液压振动压路机传动系统设计29523转向振动级齿轮传动设计按输入的转速2500R/MIN，传动比125计算，传动功率5275KW（）75298064220KWP（1）选定齿轮材料、热处理方式和精度等级因载荷有轻微冲击，大小齿轮均选硬齿面，大小齿轮的材料均为40CR钢渗氮淬火处理，大齿面硬度均为60HRC。齿轮精度初选7级（2）初选齿数和齿宽系数。30251412IZZ由行驶级设计知取D1（3）按齿面接触疲劳强度计算小齿轮传递的转矩为MNNPT5201759021确定各参数值载荷系数因K取值在1224之间，由于载荷有轻微冲击，取K175许用应力HLIM1HLIM21500MPA；FLIM1FLIM2920MPA按一般可靠要求取安全系数为SH15SF1，则许用接触应力MPAH105/21许用齿根弯曲应力F92取两式计算中的较小值，即FH；（4）计算小齿轮分度圆直径齿数比30/24125MUDKTDH86516732021（5）确定模数和齿宽取第一系列标准模数值，这与按照行驶级齿42851ZM3轮设计计算得出的模数相同，故满足两级齿轮啮合要求。3（6）按齿根弯曲接触强度校核计算YZ16全液压振动压路机传动系统设计30校核FFSFYMBDKT102式中A小轮分度圆直径MZD72431B齿轮啮合宽度BC查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数YFA1263YSA1159YFA2219YSA2180将数据带入公式得F12053MPAF21826MPA由于F1F1F2F2，故满足齿根弯曲疲劳强度要求（7）齿轮几何尺寸的确定分度圆直径MD721Z903齿顶圆直径HAA811D622齿根圆直径MCAF5701HF82中心距ZMA1）（齿宽；B7261524输入轴的设计（1）小齿轮材料用40CR钢，调质，B750MPA；（2）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为KWP4301转速为N12500R/MIN根据课本查表计算取A79MMB49MMC49MMYZ16全液压振动压路机传动系统设计31DMNPC54023173考虑有一个键槽，将直径增大5，则D40515MM425MM圆整为45MM以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。525输出轴1的设计（1）小齿轮材料用40CR钢，调质，B750MPA；（2）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为KWP68501转速为N1166667R/MIN根据课本查表计算取A79MMB49MMC49MMDMNC536718033考虑有一个键槽，将直径增大5，则D3651510MM383401MM，圆整为40MM以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径526输出轴2的设计（1）小齿轮材料用40CR钢，调质，B750MPA；（2）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为KWP7520转速为N12000R/MIN根据课本查表计算取A79MMB49MMC49MMDMNC8342075133考虑有两个键槽，将直径增大510，则D4051510MM365383MM，圆整为38MM以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径YZ16全液压振动压路机传动系统设计32527轴强度的校核按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式E/W1总IM输入轴轴是直径为45的是实心圆轴，W01D391125NMM轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为165MPA则E/W532165MPA总I