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含7张CAD图纸 YZ20D 振动 压路机 总体 设计 CAD 图纸

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YZ20D型振动压路机总体设计【含7张CAD图纸】,含7张CAD图纸,YZ20D,振动,压路机,总体,设计,CAD,图纸

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本科毕业设计（论文）中期检查表指导教师： 职称： 所在院（系）： 教研室（系、研究所）： 题 目YZ20D型振动压路机总体设计学生姓名 专业班级 学号 一、进度情况说明：为期四周的毕业实习已经结束，现在在校做毕业设计。通过毕业实习，学生对本次毕业设计所需设计内容已有了初步认识，有助于顺利完成毕业设计。目前正在搜集相关设计资料，初步确定设计方案，计算设计相关数据，绘制草图。二、阶段性成果：（1）毕业实习结束，取得了毕业实习证明。（2）关于毕业实习，实习报告已经完成。（3）搜集整理相关毕业设计资料，初步确定设计方案。（4）外文文献资料翻译已经完成。三、存在的主要问题及解决方法：（1）毕业设计所需资料量大，需要通过学校图书馆，学校电子图书馆，网络等渠道搜集。（2）毕业设计所需图纸量大，需要熟练掌握绘图软件的应用，借助书本进行进一步学习。四、指导教师对学生在毕业设计（论文）中的纪律及毕业设计（论文）任务的完成进展等方面的评语指导教师： （签名） 年 月 日毕业设计（论文）开题报告表课题名称YZ20D型振动压路机总体设计课题来源自选项目课题类型工程设计指导教师学生姓名学 号专 业机械设计制造及其自动化一、课题意义公路建设中，道路建设是一项重要的工程任务，是保证道路畅通、提高道路使用寿命的关键环节之一。对道路小面积损坏的及时修补，并保证其质量是防止大面积损坏、降低维修费用的重要措施，而对于道路小面积作业，常规的人力方法费时费力，又往往不能保证质量；使用大型设备，投资大又无法发挥其效益，造成浪费。中国公路交通行业的迅速发展所造成的噪声污染严重影响了道旁居民的日常生活。有的路段噪声甚至远远超过了国家标准。公路交通噪声来源于路面上行驶的各式各样的车辆,持续于公路建设和整个公路服务期。针对不同的噪声源,采取综合降噪措施,如在道路沿线设置隔音屏,在小区设置隔音窗,并铺设低噪音路面,在某种意义上有效控制了公路交通的噪声。与此同时,公路施工对环境影响的问题更加引起人们的广泛关注。由于公路施工机械多为重型机械,如装载机、挖掘机、压路机、摊铺机等,与公路交通所造成的噪声相比,公路施工带有明显的区域性和时效性特点。而对其所产生的噪声可以通过选择低噪声施工机械,并控制噪声传播的途径,或者是在施工机械上安装必要的隔音装置等措施来降低。而工程机械行业的发展程度与施工建设所产生的噪声息息相关,这是因为工程机械的噪声也是衡量工程机械质量的重要因素之一。为了探讨工程机械的噪声控制技术,通过分析工程机械噪声来源,采取综合降噪措施有效地控制了工程机械噪声,从而也提高来了工程机械的整体舒适性。建筑业作为工业化国家的三大支柱产业之一，在我国改革开放以来取得了巨大的发展，建筑业的发展也带动了建筑机械的同步发展，各类土壤压实机械的需求量猛增。当然，随着工程质量要求的不断提高，对压实机械技术性能也提出了更高的要求，但因国内土壤压实技术与小型压实设备一直比较落后，建筑单位仍在大量使用蛙式打夯机。蛙夯为20世纪60年代技术，从理论上分析它只能对土壤施加冲击力，振动波传递缺乏连续性，又因其不具备足够能量、它与土壤间为面接触，导致压实效果差、影响深度浅。另外，蛙夯还存在噪声大、耗能高、整体效率低下、无法夯实碎石基础等诸多缺点。由于使用蛙夯达不到土壤压实标准，导致工程质量事故时有发生，在国际上，即使最落后的国家也没有使用蛙夯的。为此建设部早在1986年起草了淘汰蛙夯的有关文件，苦于没有性能先进、可靠的替代产品，致使蛙夯至今仍有应用。在西部大开发建设中，政府已彻底将蛙式夯在采购文件中删除。与蛙式打夯机相比较，振动平板夯和振动冲击夯是较先进的压实机械，国外已大量使用，很多国外厂商也在我国设置了销售代理机构，占领我国市场。但由于平板夯振动频率高、振幅小，其与被压材料的接触为一平面，被压材料承受的单位载荷比较低，压实影响深度浅，因此仅仅适用于砂砾基层和沥青路面，而无法满足土壤压实的要求。冲击夯则存在压实连续性差、效率过低等问题。还有不容忽视的一点：这些国外产品价格都很昂贵，它们相对另外一种有较理想压实效果的小型轮式压路机产品更是如此。但是对于压路机来说，由于振动压路机的振动作用，给周边环境以及人体带来一定公害，限制了振动压路机的使用范围。在人口密集地区，危房区，靠近装有精密仪器的建筑物，以及公路桥梁的桥面等处都不宜使用振动压路机压实作业。另外，由于振动对人身体健康的影响，减振效果不好的振动压路机不受欢迎。市场呼唤一种技术更先进、适用性更强、压实效果更好、效率更高的小型压实机械。与蛙式打夯机相比较，振动平板夯和振动冲击夯是较先进的压实机械，国外已大量使用，很多国外厂商也在我国设置了销售代理机构，占领我国市场。但由于平板夯振动频率高、振幅小，其与被压材料的接触为一平面，被压材料承受的单位载荷比较低，压实影响深度浅，因此仅仅适用于砂砾基层和沥青路面，而无法满足土壤压实的要求。冲击夯则存在压实连续性差、效率过低等问题。还有不容忽视的一点：这些国外产品价格都很昂贵，它们相对另外一种有较理想压实效果的小型轮式压路机产品更是如此。但是对于压路机来说，由于振动压路机的振动作用，给周边环境以及人体带来一定公害，限制了振动压路机的使用范围。在人口密集地区，危房区，靠近装有精密仪器的建筑物，以及公路桥梁的桥面等处都不宜使用振动压路机压实作业。另外，由于振动对人身体健康的影响，减振效果不好的振动压路机不受欢迎。市场呼唤一种技术更先进、适用性更强、压实效果更好、效率更高的小型压实机械。振动压路机是工程施工的重要设备之一，它主要用在公路、铁路、机场、港口、建筑等工程中，用来压实各种土壤、碎石料、各种沥青混合料等。在公路施工中，多用在路基、路面的压实，是工程机械中不可缺少的压实设备。振动压路机是依靠机械自身质量及其激振装置产生的激振力共同作用，来降低被压材料颗粒之间的内摩擦力。二，国内外发展状况振动压路机发展的时间并不长，1930年德国人最先使用了振动压实技术，并于1940年成功的发明了拖式振动压路机。世界压路机发展已有上百年的历史。振动压实技术和振动压路机的出现，彻底改变了压实效果简单依靠重量或增大线压力的方式。随着振动压实理论研究的不断深入，振动压路机产品的规格品种也越来越多。目前，世界上生产压路机的主要国家有德国、瑞典、美国、日本等。全世界主要压路机制造企业有100家左右，德国、日本各有20来家，美国有几十家，其余主要分布在瑞典、前苏联等国。全世界1987年产量达20000多台，以后多年来一直保持在22000-25000台之间。进入90年代后有较大的增长，现在已达5万台左右。一直保持第一位的是德国宝马，占国际市场23%左右。第二位是瑞典戴纳帕克，占20%左右。其它的主要制造企业还有德国的凯斯-伟博麦士，美国的卡特皮勒、德莱塞、英格索兰，日本的酒井重工、小松制造所、川崎重工等。日本是世界上静碾压路机最大的制造企业。国内振动压路机的发展源于1961年西安公路交通大学与西安筑路机械厂联合开发的3t自行式振动压路机。80年代后期及90年代，山东公路机械厂、湖南江麓、四川成工，先后引进了日本KAWA-SHAKI、德国CASE-VIBROMAX、西班牙LEB-RERO公司等国外主要压路机制造公司18t以下的振动压路机制造技术，缩短了与世界先进水平的差距，形成了我国比较完善的振动压路机产品系列，同时也形成了徐州工程机械厂、洛阳建筑机械厂、三明重型机械有限公司、江阴交通工程厂、上海金泰股份有限公司、江麓-浩利工程机械有限公司、山东公路机械厂等一批重点骨干压路机企业。目前我国已有专营及兼营压路机制造企业70多家。但这7家重点骨干企业占了90%以上的市场份额。特别是徐工、洛阳集中度非常高，它们多年来市场占有率分别在50%及20%以上。尽管如此由于我国振动压路机起步较晚，整体水平与国外先进水平仍有巨大差距。积极引进国外的先进技术，加强技术创新，开发出自主知识产权和独特技术的产品，缩小与国外先进生产企业的差距，对国内压路机生产厂家来说迫在眉睫。在压实机械智能化发展阶段，一个可以预期的目标是将自适应和自学习技术引入压实控制中，并在此基础上实现压实技术的最优控制。此时机器将具有一定的智能，当对某一材料进行压实时，通过一段时间的实践，机器会自动对压实作业的各项参数进行不同组合，并判断其压实效果，从而决定最优控制的方案。当使用条件，例如土质条件变化时，它会不断改变自身的参数，自动适应外部或内部状况的变化，使压实作业始终在最良好的条件下进行。在智能化发展的另一个很重要的因素是随机电脑将普遍应用在压实机械上，用来进行工作过程的检测，机器故障状态的诊断，报警和故障分析。人工智能的介入将大大改善机器的维修保养工作，并加速他们的现代化进程。三.本课题研究内容、方法、手段本文本论文简述了国内外压实设备和压实技术的发展概况、振动压实的原 理、振动轮的结构和工作原理、振动压路机的压实特性与压实效果,动力学特性 和振动压实机理进行了研究与分析，建立了振动轮的数学模型，明确了振幅、加 速度、激振力、对地面作用力与振动频率之间的动态响应关系，以此作为参数的 设计依据,计算出了 YZ20D 型振动压路机的整机工作质量、振动频率、振幅、激 振力、 动机功率等压路机压实作业中重要的振动性能参数及振动轮等关键技术 结构进行研究及确定，最大功率。 本文在理论分析和计算的基础上，完成了 YZ20D 型振动压路机总体和液压 系统、振动轮总成等主要部件的设计。 四. 时间安排1 13周完成外文资料翻译任务和开题报告2 46周毕业设计前期准备，阅读大量相关资料及文献；3 78周总体方案的分析与确定4 910周确定设计方案，完成基本的设计计算工作；5 1112周完成总体设计图及结构设计图；6 1314周完成零件设计图，检查所有图纸的正确性及完整性； 7 1516周完成设计计算说明书的撰写工作，做好答辩准备工作。五. 完成任务所具备的条件到百度、搜狐、新浪等网站查阅了各厂家生产的各种型号的振动压路机的简介及技术参数，并到图书馆翻看各种书刊杂志，翻阅近十年的期刊，比如筑路机械与施工机械化，建筑机械，工机械与维修等，另外我们还到西安筑路机械厂、陕建参观实习去了解了国内外手扶振动压路机的相关设计资料。六. 参考文献1陈元基，仝建中，陈国兰，压实机械与路面机械设计，北京：机械工业出版社，1985.2王戈，王贵慎，张世英，压实机械，北京：中国建筑工业出版社，1992.4.3何挺继，朱文天，邓世新，筑路机械手册，北京：人民交通出版社，1997.5.4徐慎初，振动压路机的振动机构，建筑机械，2002（8）.2426。5赵昱东，我国振动压路机的新发展，建筑机械化，2002（2）.69。6聂福全，国外振动压路机设计的发展趋势，水利电力机械，2002（12）.3739。7祁隽燕，葛恒安，振动压路机与振动压实的前沿技术，建筑机械，2002（9）.3538。指导教师意见及建议：指导教师签名： 年 月 日注：1、课题来源分为：国家重点、省部级重点、学校科研、校外协作、实验室建设和自选项目；课题类型分为：工程设计、专题研究、文献综述、综合实验。 2、此表由学生填写，交指导教师签署意见后方可开题。YZ20D 型振动压路机总体设计IIYZ20D 型振动压路机总体设计型振动压路机总体设计摘要摘要振动压路机是一种高效的压实机械，广泛应用于道路建设施工中。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。为彻底改变这种现状，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。本文本论文简述了国内外压实设备和压实技术的发展概况、振动压实的原理、振动轮的结构和工作原理、振动压路机的压实特性与压实效果,动力学特性和振动压实机理进行了研究与分析，建立了振动轮的数学模型，明确了振幅、加速度、激振力、对地面作用力与振动频率之间的动态响应关系，以此作为参数的设计依据,计算出了 YZ20D 振动压路机的整机工作质量、振动频率、振幅、激振力、发动机功率等压路机压实作业中重要的振动性能参数及振动轮等关键技术结构进行研究及确定，最大功率。本文在理论分析和计算的基础上，完成了 YZ20D 全液振动压路机传动系统设计、振动轮总成等主要部件的设计。关键词关键词: 振动压路机； 总体参数；功率计算；爬坡校核；液压系统YZ20D 型振动压路机总体设计IIIAbstractVibratory roller is a kind of highly efficient compaction machine which is widely used in the road construction. Most of domestic vibratory rollers adopting mechanical transmission are light or medium size at present, while full hydraulic and heavy vibratory rollers with high performance are mainly depended on importation. To change the actuality completely, the heavy vibratory rollers with high performance an our own intellectual property rights must be developed and manufactured.The general development of road rollers is stated in this paper. The theories of vibratory compacting and the configuration and work theory of vibratory wheel and the compact characteristic and effect of vibratory road roller are introduced. In this paper the physical property, dynamic characteristics and vibration compaction mechanism of soil are studied and a mathematical model of vibratory rollers is created. The dynamic responses between the amplitude, acceleration, exciting force, acting force on the ground and vibration frequency are determined, and according to which, frequency, amplitude and mass are designed. Determine the important vibratory performance specifications for the compaction operation of roller，such as the operating mass，vibratory frequency，amplitude，centrifugal force，power of engine and so on.Based on theoretical analysis and calculation, the overall design of model YZ20D vibratory roller and the main part design of hydraulic system，roller and vibration damping system have been complished.Key Words: Vibratory roller；the overall parameters；Grade ability check ；shock absorbers；Hydraulic systemYZ20D 型振动压路机总体设计IV目录目录摘要.IIABSTRACT.III第 1 章 绪论.11.1 研究的背景.11.2 研究的意义 .21.3 国内外相关研究现状 .21.3.1 国内研究情况.21.3.2 国外研究情况.21.4 研究的主要内容 .3第 2 章 振动压路机设计综述.52.1 振动压路机 .52.1.1 振动压路机的种类.52.1.2 振动压路机的基本结构和特点.62.1.3 振动压实的基本原理.62.1.4 振动压实的性能特点.72.1.5 振动压实的结构特点.72.2 振动压路机总体设计.82.2.1 振动轮.82.2.2 液压驱动系统.92.2.3 液压振动系统.102.2.4 液压制动系统.102.2.5 电气及操纵系统.102.2.6 减振系统.10第 3 章 总体参数确定及部件设计计算.113.1 振动压路机总体参数的确定 .113.1.1 振动压路机总体参数的选择依据.113.1.2 名义振幅的选择.113.1.3 振动压路机工作频率的选择.123.1.4 振动压路机部分质量的确定.133.1.5 振动压路机振动加速度的校核.163.1.6 振动压路机工作速度的确定.163.1.7 激振力 F0 和振动压路机对地面的作用力 FS.183.1.8 振动轮宽度和直径的确定.183.2 振动压路机发动机功率的计算 .203.2.1 行驶功率 P1.203.2.2 转向功率 P2.20V3.2.3 换向功率 P3.213.2.4 振动压路机的爬坡功率 P4（KW）.223.2.5 振动压路机的振动功率 P5.233.2.6 振动压路机的功率组合.233.2.7 振动功率 P5 的研究讨论.24第 4 章 振动压路机爬坡能力校核.314.1 爬坡能力的概述 .314.2 由牵引力决定的压路机爬坡能力 .314.3 由附着力决定的压路机爬坡能力 .32第 5 章 压路机数学模型和运动方程的建立.355.1 振动压路机数学模型的建立原则 .355.2 两个自由度系统振动压路机的运动方程 .355.3 运动方程中各个参数的取值 .38第 6 章 振动压路机的动态响应.416.1 位移-频率（x）和加速度-频率（a）曲线 .416.2 激振力-频率(0F) 曲线和振动压路机对土的作用力-频率(SF) 曲线 .426.3 下车质量2m对x曲线、0F曲线和SF曲线的影响.436.4 减振器刚度1K对x曲线的影响 .446.5 土的刚度和阻尼对x曲线的影响 .44第 7 章 振动压路机液压系统.457.1 液压传动性能特点分析 .457.2 振动压路机行走液压系统 .467.3 振动液压系统 .477.4 转向液压系统 .478 结论.48参考文献.49致 谢.50毕业设计（论文）知识产权声明 . 51 毕业设计（论文）独创性声明 . 52YZ20D 型振动压路机总体设计1第 1 章 绪论1.1 研究的背景我国公路建设正处于高速发展的阶段，交通建设一直作为我国国民经济建设的重点投资领域，随着公路总里程的增加和出口量增多，需求量将逐年增长。公路建设的投资为开发面向国内中、高档用户的超重型振动压路机提供了极其广阔的市场空间。目前国内年产量 6000 台压路机中，振动压路机不到总产量的70%，而发达国家为 90%以上，并且国内振动压路机产量中 14 吨以下的中小吨位压路机仍占有相当比例，按国家有关要求规定，高等级公路建设必须采用 14吨以上超重型压路机才能获得施工资格。根据近年来高等级公路建设中使用的压路机已向 20 吨发展的情况，开发 20 吨超重型压路机市场前景较好阁。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，还要遭受日晒、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，材料颗粒间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，将筑路料的密实度增加 1%，道路的承载能力会增加 10%15%。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YZ20D 型振动压路机总体设计1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。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。1.2 研究的意义振动压路机是施工工程的重要设备之一，用来压实各种土壤，碎石料，各种沥青混凝土等。在公路施工中，多用在路基，路面的压实，是筑路施工中不可缺少的压实设备。根据压路机工作原理，结构特点，操作方法和用途等的不同，有不同的分类方法。振动压路机是利用机械自重和激振器产生的激振力，迫使土壤产生垂直振动，急剧减小土颗粒间的内摩擦力，达到压实土壤的目的。振动压实可以根据不同的铺筑材料和铺层厚度，合理地选则振动频率的振幅，提高压实效果，减少压实遍数。振动压路机的压实深度和压实生产率均高于静力压路机，是一种理想的压实设备。振动压路机最适宜压实各种非粘性土（砂、碎石、碎石混和料）及各种沥青混凝土等。是公路、机场、海港、堤坝、铁道等建筑和筑路工程必备的压实设备。YZ20D型超重型压路机是长沙中联重工科技发展股份有限公司以建设部长沙建设机械研究院为依托，充分发挥其科技创新优势，瞄准国外压路机先进技术，高起点研制成功最新推出的单钢轮全液压自行式压路机。该机采用现代工业设计方法设计，选用原装进口的优质配置，是一种高品质，高可靠性，环保型的产品。它可广泛用于各种等级的公路，铁路，机场，港口及各种工业场地基础层和中间层的压实施工，特别适宜砾石，碎石，沙石混合料等非粘性土壤的高效压实。YZ20D超重型振动压路机在安装装配式凸块构件后可用于块状和粘土的压实。1.3 国内外相关研究现状1.3.1 国内研究情况我国工程机械行业起步较晚，振动压路机的发展源于1961年西安公路交通2学院与西安筑路机械厂联合开发的3t自行式振动压路机。目前，国内已初步形成以徐州工程机械厂、洛阳建筑机械厂为主的二十余家压路机生产厂家，能够生产数十种型号规格的压路机产品。国内压路机生产企业应充分认识到自身产品在技术性能上与国外先进产品存在的差距，找出自己的不足，认真借鉴和学习国外产品的先进技术，并结合国内市场的需要不断创新。只有奋起直追，才能为提高国产振动压路机竞争力。长沙建设机械研究院以及中联重工业科技发展股份有限公司一直致力于振动压路机的开发与实验工作并取得了显著的成绩。其中，YZ14，YZ20D型压路机已开发成功。1999年，长沙中联重工科技发展股份有限公司以建设部长沙建设机械研究院为依托，充分发挥其科技创新优势，瞄准国外压路机先进技术，高起点研制成功了YZ2OD型全液压双驱动振动压路机，这是长沙中联重工科技发展股份有限公司凭籍建设部长沙建设机械研究院几十年从事压路机研究所取得的科研成果和丰富的设计经验,在充分吸收借鉴九十年代未国内外最先进的压路机技术的基础上而开发的压路机产品,是目前国内作用力最大,压实效果最佳的超重型振动压路机。该机采用全液压双驱动，驱动桥内装了防止轮胎打滑的差速锁，无级变速，钢轮振动，双频双幅，三级减震，发动机、液压系统和振动轴承等关键零部件选用世界著名品牌，确保使用可靠。我国压路机行业生产研制水平与我国经济建设仍不相适应，尤其是重型和超重型振动压路机生产数量和品种依然较少，产品的可靠陛和外观质量等综合技术经济指标和自动控制技术方面仍低于国外先进水平闹。积极引进国外先进技术，加强技术创新，开发出具有自主知识产权和独特技术的产品，缩小与国外先进生产企业的差距，对国内压路机生产厂家来说迫在眉睫。设计技术的整体水平还处于经验设计时期，近十多年的压路机技术发展，大部分是通过技术引进实现的。以技术模仿，降低零部件的成本为主；加强科学实验，进行技术测试，建设高水平的实验室的进程还处于起步阶段；CAD技术，有限元分析，机电液一体化，动态设计，仿真等现代设计技术还处于应用入门或水平较低的普及阶段。这种状况是导致企业自主开发能力不强，技术创新能力不足，难以与世界先进水平的工程机械企业展开强有力竞争的原因之一。1.3.2 国外研究情况1930 年德国人最先使用了振动压实技术，并于 1940 年成功发明了拖式振动压路机，彻底改变了压实效果简单依靠重量或增大线压力的方式。随着振动3压实理论研究的不断深入，振动压路机产品的规格品种也越来越多，尤其是 20世纪 70 年代静液压传动和液压控制技术在振动压路机上得到应用，出现了采用调频调幅机构的振动压路机，为压实工作参数的优化调节奠定了基础，使得振动压路机迅速成为世界压路机市场的主导者。国外超高级路面的振动压实技术，双钢轮自动控制压实系统，水平振动压实技术，增强了压实效果。为了提高了压实效率，国外一些产品还普遍采用超高频振动技术，振动频率超过 4000r/min，使压路机迅速达到所需密实度的高输出力，可有效提高压实的速度。此外，建立在冲击技术理论上的冲击式压路机由于具有制造简单、成本低廉、作用力均匀、压实效果较好的特点也被国内外越来越多的企业所采用，其压实深度可达 22.5m。近来国外振动技术更是向着自动化、智能化的方向发展美国 INGERsOURAND公司的 DD 一 130 双钢轮串联式振动压路机，在每个振动轮中都有自动反向的偏向装置，可实现 7225 一 16330 吨八种不同的激振力输出，基本上可以满足所有土壤类型路面的碾压需要。目前在国外全液压传动、全轮驱动振动压路机成为主流，铰接式转向、三级制动、调频调幅、故障自动报警与调控、静液压传动与控制、压实度随机检测，振动压实动态特性仿真与分析等技术被充分运用到压路机上同。除上述技术特点之外，国外压实技术在多频率复合振动或混沌振动、超声波技术促使土壤“液化”原理以及新传动技术上也有新的发展。驾驶室有逐渐向汽车驾驶室标准靠近的趋势,整体布置舒适合理，并根据压路机经常需要前后行驶作业的特点，特别注意追求丰裂野宽阔、1xl 的等韧捉巨效果，配备有换气、空调、暖风、电视监测等设施。计算机、智能化技术在整机的设计中也被广泛采用。在德国BOMAG 和 HAMM、瑞典 DYNAPAC 等公司的压路机产品中，微电脑技术已经在各工作系统中被广泛应用，如工作系统的监控、驱动系统的防滑转装置，整机的故障自动检测系统等。1.4 研究的主要内容根据对压路机的主要参数的确定和发动机功率的计算来确定总体设计的参数，校核其爬坡能力。并建立振动压路机的数学模型和运动方程，对其动态响应进行分析研究。结合其他某型号的振动压路机，对 YZ20D 型振动压路机的液压系统进行介绍。主要包括：1. 设计概述（设计的目的，内容和方法） ；42. 总体设计参数的确定与计算；1）主要技术参数的确定； 2）发动机功率计算； 3. 爬坡能力校核； 4. 建立振动压路机的数学模型及运动方程； 5. 振动压路机的动态响应； 6. 振动压路机液压系统介绍； 7. 绘制图纸，其中包括 ：(1)压路机总体结构图；(2)前车架； (3)后车架； (4)振动轮及其它结构图纸。其中，至少有一张 3 号图纸应用 AUTOCAD 软件绘 出。 8. 编写设计说明书一份；YZ20D 型振动压路机总体设计5第 2 章 振动压路机设计综述2.1 振动压路机2.1.1 振动压路机的种类振动压路机的类型和特性主要由振动机构决定。因此，可以从振动机构来分类：常见的振动机构有圆周振动机构、扭矩振动机构、由垂直、水平、倾斜的组合机构统称为智能振动和复式振动机构。1. 圆周振动圆周振动中型和大型振动压路机的振动机构多采用圆周振动。在一个振动轮内有一个振动轴，轴上装有偏心块，振动轴带着偏心块旋转，产生离心力，从而产生振动。由于离心力（也称激振力）绕圆周旋转，所以称作圆周振动。振动轴每秒钟的转动次数即为振动频率。这种机构结构简单、工作可靠、压实深度大、压实效果好，所以得到广泛应用。2. 扭转振动扭转振动在一个振动轮内有两个振动轴，两个振动轴转速、转向相同，但两个振动轴上的振动块相位差 180，产生的离心力形成一对力矩，从而形成扭矩振动即扭转振动。这就是通常所说的振荡机构。振荡压路机产生的扭转振动不会产生冲击，振荡轮也不会离开地面，这样行驶时可改善对地面的附着力和表面压实质量。对周围建筑物影响小，可在市内、桥梁上施工。其主要缺点压实深度小。所以，在双钢轮压路机中与圆周振动组合齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）6使用可获得不同的压实组合作业方式，满足不同的压实工作的需要。3. 智能振动智能振动德国（Bomag）宝马公司研制的智多星压实控制系统，其中一项就是通过一油缸改变两偏心块的相位差实现垂直，水平（扭振） ，倾斜不同振动方向的需要，这种振动组合机构是实现压实作业过程智能化的基础，因此也称为智能振动。4. 复式振动复式振动这是日本酒井公司首创的振动方式，这种方式一改过去在圆周方向、径向上做文章，而是在轴向产生振动。对多孔性沥青混凝土压实效果好。5. 混沌振动混沌振动混沌振动即主频附近的宽频激振。6. 冲击振动冲击振动利用多边凸轮转动时，势能的变化对压实材料有夯碾作用。2.1.2 振动压路机的基本结构和特点见图 2.1，为轮胎驱动单钢轮振动压路机的结构简图。振动轮是主要的工作部件，内部设置有高速旋转的偏心轴或偏心块，产生圆周方向的巨大离心力，迫使振动轮产生机械振动，并利用其自身重量，完成对路面的振动压实。振动轮与后轮又是行走部件，在传动系统的作用下，驱动压路机前后行驶。当后轮是主动轮时，则为单驱动；当后轮与振动轮均为主动轮时，则为全驱动。后轮采用低压宽基轮胎，外形尺寸大，弹性好，能增大接地面积，减小比压，适合在松软的路基上行走，同时滚动阻力小，附着系数大，爬坡能力强，减振性能好。前车架通过两侧的减振器悬挂在振动轮上，以隔离和缓冲高频振动。7图 2.1 振动压路机外形结构简图1振动轮（下车） ；2前车架（上车） ；3驾驶室；4后轮；5后车架2.1.3 振动压实的基本原理振动使被压实材料内产生振动冲击。被压实材料的颗粒在振动冲击的作用 下，由静止的初始状态过渡到运动状态，被压实材料之间的摩擦力也由初始的静摩擦状态逐渐进入到动摩擦状态。同时，由于材料中水分的离析作用，使材料颗粒的外层包围一层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂，为颗粒的运动提供了十分有利的条件。被压实材料颗粒之间在非密实状态下存在许多大小不等的间隙，被压实材料在振动冲击的作用下，其颗粒间的相对位置发生变化出现了相互填充现象，即大颗粒形成的间隙由较小颗粒来填充，较小颗粒形成的间隙由水分来填充。被压实材料中空气的含量也在振动冲击过程中减少了。被压实材料颗粒间隙的减少，意味着密实度的增加；被压实材料之间间隙的减少使其颗粒间接触面增大，导致被压使材料内摩擦阻力增大，意味着其承载能力的提高。无论是水平振动还是垂直振动，压实材料在振动作用下减少空隙率，使其变得更加密实的原理是一致的。2.1.4 振动压实的性能特点与静作用压路机相比，振动压路机具有以下性能特点：1. 同样质量的振动压路机比静作用压路机的压实效果好，压实后的基础压实度高，稳定性好。82. 振动压路机的生产效率高。当所要求的压实度相同时，压实遍数少。3. 压实沥青混凝土面层时，由于振动作用，当使面层的沥青材料能与其他集料充分渗透、揉合，故路面耐磨性好，返修率低。4. 机载压实度计在振动压路机上的应用，使驾驶员可及时发现施工道路中的薄弱点，随时采取补救措施，大大减少质量隐患。5. 可压实大粒径的回填石等静作用压路机难以压实的物料。6. 压实沥青混凝土时，允许沥青混凝土的温度较低。7. 由于其振动作用，可压实干硬性水泥混凝土（即 RCC 材料） 。8. 在压实效果相同的情况下，振动压路机的结构质量为静作用压路机的一半，发动机的功率可降低 30%左右。但是，由于振动压路机的振动作用，给周围环境及人体带来一定公害，限制了它的使用范围。在人口密集地区、危房区、靠近装有精密仪器的建筑物以及公路桥梁的桥面等处都不宜使用振动压路机进行压实作业。另外，由于振动对人体健康的影响，减振效果不好的振动压路机是不受欢迎的。2.1.5 振动压实的结构特点不论振动压路机在结构上的差异有多大，任何振动压路机都装有振动器。当振动压路机工作时，振动器产生引起振动的干扰力。在干扰力的作用下，振动压路机的工作部件（振动轮）将产生具有一定振幅和频率的振动。这就是振动压路机在原理上与静作用压路机的根本区别。通常振动压路机的振动器是由振动轴和安装在振动轴上的偏心块组成。当今，有些公司将液压振动器在振动压路机上使用，由于液压振动器机构较为复杂，尽管具有可以无机调频和调幅的优点，但并未广泛使用。当振动压路机作业时，振动轴带动偏心块高速旋转。因此偏心块产生的离心力形成了“压路机-土”的振动系统的干扰力，振动压路机的下车（振动轮）在这个干扰力的作用下产生强迫振动，强迫振动的频率等于干扰力的频率。此时，振动轮将其振动作用传递到土或其他被压实材料上。压路机的振动轮连同其接触的被压实材料一起产生受迫振动，这就是“压路-土”的振动系统。2.2 振动压路机总体设计振动压路机主要分为结构件、动力系统、传动系统(桥箱及液压系统)、控制系统(液压及电气系统)和振动轮等五大部分。9图 2.2 YZ20D 振动压路机总体图2.2.1 振动轮振动轮采用内外圆筒相套结构，内圆筒作为润滑油室，结构受力合理，油室润滑和散热空间大。振动轴承和行走轴承采用进口的单列圆柱滚子轴承。具有激振力超大，工作可靠，轴承使用寿命长等优点。图 2.3 振动轮总示意图101 振动轮 2 悬架 3 偏心块 4 连接座 5 联轴器 6 中间轴 7 振动轮行走轴承 8 减振器 9 振动马达2.2.2 液压驱动系统 如图 2.4 所示，液压驱动系统由驱动泵，液压差速及冲洗组合阀，制动阀，驱动马达，调速阀等元件构成。图 2.4 液压系统1 行走液压泵 2 振动液压泵 3 转向泵 4 桥驱动马达 5 钢轮驱动马达 6 振动马达 7 转向器 8 转向油缸 9 液压油箱2.2.3 液压振动系统通过仪表板上的自动/手动开关，可实现振动的手动操作或自动操作。选择自动操作状态后，当压路机行走速度达到一定值时，振动就自动开始，在压路机行走速度下降到一定值时，振动将自动停止。2.2.4 液压制动系统采用工作制动、停车制动和紧急制动三级常闭式制动系统，常闭式制动器内藏于低速大扭矩驱动马达之中。当换向操纵杆移到中间“停止”位置时，驱动泵摆角为零，驱动泵停止向驱动马达供油，常闭式制动器制动，实现工作制动;当压路机在坡道上停车，柴油机停止转动后，常闭磨擦片式停车制动器便自动实现停车制动;当液压驱动系统出现工作油渗漏或胶管破裂等情况时，紧急制动器便会自动实现紧急制动。112.2.5 电气及操纵系统电气系统主要由发电及起动系统、控制系统、照明系统、讯号系统四个部分组成。电气系统与液压系统紧密相关，振动、驱动、制动液压系统皆是通过电气系统的电液控制来实现的，压路机的关键部件采用电子元件进行监控。在驾驶台的后壁上，集中有液压系统主要压力的测压接口，供调试检测时使用。该机操纵轻便灵活，仪表灯具和故障报警装备配备齐全，便于及时发现和排除故障，避免压路机带病作业网。柴油机、泵、阀、马达、轴承、油封、电器元件、仪表等主要件均采用国际著名公司产品，确保了整机性能优越、质量稳定。2.2.6 减振系统振动压路机采用三级隔振系统:第一级隔振一-前车架框架与振动轮之间即振动轮减振器;第二级隔振-一，后车架与驾驶台之间即操纵台减振器;第三级隔振一一驾驶员与驾驶台之间即带减振功能的座椅闭。YZ20D 型振动压路机总体设计12第 3 章 总体参数确定及部件设计计算3.1 振动压路机总体参数的确定3.1.1 振动压路机总体参数的选择依据1. 根据被压实材料的性质和振动压路机的用途选择参数 振动压路机在压实土壤、回境石、沥青混凝土以及水泥混凝土等不同材料时，对振动轮的工作频率和振幅均有不同要求。当然，用于压实路基和压实路面的振动压路机所要求的振动参数及总体参数也不尽相同。2. 根据节能和高效的原则选择振动压路机的参数 希望用尽量少的压实遍数获得尽可能高的压实度和良好的路面质量。例如，用于压实面层的振动压路机，应尽量采用双轮振动、双轮驱动的串联振动压路机。3. 振动压路机的参数选择应考虑到驾驶人员具有舒适、良好的工作环境，同时也应考虑机械零部件具有较高的使用寿命。3.1.2 名义振幅的选择振动压路机工作振幅是指振动压路机在实际工作时的实际振幅，其大小受土壤的刚度影响，而土壤的刚度值是一个随机变化的参数，所以振动压路机的工作振幅也是一个随机参数。所谓“名义振幅”是指前轮车架用千斤顶或其它支承物架起后，振动轮悬空时测得的振动轮振幅。通常，工作振幅比名义振幅大，用 A 表示工作振幅，A0表示名义振幅，则 A 与 A0随土的刚度的变化有如下关系,由参考文献7得出下式： A =（12）A0 (3.1)工作振幅 A 的均值 A1，按正态分布统计，其结果是 A11.2 A0 (3.2)工作振幅是影响压实效果的一个非常重要的参数。振幅增大时，土壤颗粒运动的位移增加，振动轮对地面作用的冲击能量增大，振动冲击波传播距离更远，因而压实效果越好，因此振动压路机设计时，其名义振幅取值不可太小。但是，名义振幅的取值也不可过大，过大的振幅必将导致上车振幅的增加，引起驾驶员疲劳和机械零部件过早的损坏；过大的振幅也将造成路面的“过压实”齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）13现象，压实后的路面疏松，材料级配失调，路面质量降低。综上所述，振动压路机的名义振幅应有一个合理的取值范围。由参考文献7得出：针对不同的被压实材料，振动压路机名义振幅的取值范围如下：压实路基 1.42.0mm压实次基层 1.02.0mm压实沥青混凝土及路面 0.41.0mm名义振幅可用下面公式进行计算，,由参考文献7得出下式： A0 =Me / m2 (3.3)M 偏心轴的静偏心矩(kg.m)；m2 下车振动轮总成质量(kg)因此，类比已知数据可以计算出，,由参考文献7得出下式： 当高频率时： 026.14mm2FMeNf（3.4） 0216.142dFWNAf可得：01mmA 当低频率时： 0212.66mm2FMeNf（3.5） 0226.332dFWNAf可得：02mmA 综上所述，可得压路机名义振幅取值为 12mm，当高频率时获得低的振幅1mm，当低频率时获得高的振幅 2mm。使得压路机有双频双幅（低频大振幅、高频小振幅）的振动系统，能更好的对不同路面进行压实作业。3.1.3 振动压路机工作频率的选择当振动压路机的工作频率低于“压路机一土”的振动系统的二阶固有频率时，曲线呈大起大落的状态。这说明在这一频段中，振动压路机工作频x率每一个微小变化，都将引起振动压路机工作振幅的大幅度变化，因而称这齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）14一工作频段为振动压路机工作频率的非稳定区。由于被压实土的刚度随着压实变数的增加而增大， “压路机一土”的振动系统的二阶固有频率也随着压实遍数的增加而增大，振动压路机工作频率的非稳定区也随之增大。因此，在振动压路机工作频率选择时，规定了这个工作频率是以振动压路机在压实接近终了时的“压路机一土”的振动系统的特性为依据。只有这样才能保证在任何情况下振动压路机的工作频率都不可能进入非稳定频率区。而且，在这个非稳定频率区内存在两个共振峰值，即一阶共振峰和二阶共振峰。在这两个共振峰之间还存在一个波谷。当工作频率恰好等于或非常接近波谷频率时，振动压路机下车振幅几乎为零，而上车的振幅反而很大。所以，当工作频率为时，这时不仅不能起到振动压实基础的作用，反而会使上车产生剧烈振动，严重危害操作者身体健康，造成整机寿命下降。所以，频率的非稳定区是振动压路机工作的“禁区” 。合理的工作频率应略高于“压路机一土”的振动系统的二阶固有频率。因此，振动压路机的工作频率。也应有一合理的选择范围。其取值范围是，,由参考文献11得出下式： 2222（3.6）式中 “压路机一土”的振动系统的二阶固有频率。2由于土的随机性， “压路机一土”的振动系统的二阶固有频率也具有随机性。通常，选取振动压路机工作频率和选取振幅一样，把试验取得的数据，经过数理统计后，给出工作频率取值范围。振动压路机工作频率的取值范围：压实路基 2530Hz压实次基层 2540Hz压实沥青混凝土及路面 3050Hz由于合理的压路机振动频率应略高于二阶固有频率，一般认为强迫振动的频率应取二阶固有频率的倍为佳，这时上车的振幅很小，上、下车的振动加2速度还不很大，而且大部分的激振力都转换成了动作用力。大多数土壤的自然频率约在 18.527Hz 之间，因此，单轮振动压路机的振动频率取值为 2835Hz 比较合适，能够获得较好的压实效果。3.1.4 振动压路机部分质量的确定下车质量的变化对振幅和振动压路机对地面的作用力有影响。为提高AsF齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）15，希望在其它条件不变时，下车质量偏低为好。但振动压路机的压实效果除sF与有关外，还与下车的动量有关。sF图 3.1 下车质量对冲击动量的影响在图 3.1 中，把振动压路机的下车质量比作具有不同质量的钉锤。如果钉锤始起的高度相同，钉锤的质量越大，钉子就越容易被打人木板中。这说明振动轮的质量(即下车质量)越大，在同样工作振幅的条件下，振动压路机对土作用的冲击能量也就越大，压实效果越好。提高下车的冲击能量，意味着加大下车的动量。当工作频率和振幅选定以后，提高下车动量的唯一办法是增大下车质量。综上所述，欲增大振动压路机对地面的作用力，希望 F 车质量选得偏低sF为好；而欲增加振动压路机对地面作用的冲击能量，希望下车质量选得偏高为好。因而，在设计振动压路机时应两者兼顾、合理地解决这一矛盾。在合理选择下车质量时，还要考虑到上、下车质量比对压实效果的影响。图 3.2：齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）16图 3.2 上下车质量的变化对压实效果的影响表示振动压路机上、下车质量比的变化对压实效果的影响。当上、下车质量之和为一常数时，如把下车质量减少 20，并将这部分质量加到上车上；或将上车质量减少 20，并将其加到下车上时，力的变化情况。从图中可见，sF当下车质量减少时，力增大，振动压路机对地面动态作用力增大，因此压实sF效果提高。 经验表明，振动压路机的上、下车质量比近似等于 1 时，可以兼顾振动压路机对地面的作用力和振动压路机对地面作用的冲击能量。这时，振动压路sF机具有较好的压实效果。然而，在实际设计中，当整机工作质量确定以后，能满足上、下车质量比为 l 的要求并不很容易。但至少应在下述公式范围内取值，由参考文献11得出： （3.7）12/0.51.9mm 由类比数据选取振动压路机上车质量为 7500Kg,下车质量为 12500Kg，此时上下车的比值为 0.6 在公式范围内，虽然上下车比值不是最佳比值 1，但由于采用了全轮驱动的液压传动，增加了压路机的驱动能力，因此可以允许振动轮有较大的分配重量，同时振动压路机的压实能力和铺筑表层的压实质量也有所提高，驱动桥的工作也更加可靠。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）173.1.5 振动压路机振动加速度的校核当振幅和频率选定后，校核振动加速度 a振动加速度（g）的校核，由参考文献11得出： （2.7）20/9800aA式中 为振动压路机的名义振幅（mm）0A 为振动压路机的工作频率（1/s） g 为重力加速度，g=9800（m/s2）当高频率、低振幅时=4.93g20/9800aA当低频率、高振幅时=5.68g20/9800aA振动压路机的振动加速度 a 过小，说明工作频率过低或名义振幅过小，对土的动态冲击力过小，使土的颗粒在振动压实过程中几乎呈现静止状态。因此,这种振动压路机与静作用压路机相差无几。反之，振动加速度 a 过大，说明其工作频率或名义振幅取值过高，这是被压实的材料将出现离析现象。大质量的材料颗粒在振动状态下产生的垂直于地面的惯性力远大于小的、轻的材料颗粒，导致大质量的土颗粒在惯性力的作用下沉降在被压实基础的底层，而小质量的颗粒将“浮”在面层，产生土的分层现象。筑路材料的级配比例失调，使被压实的基础表面疏松，耐磨性差。振动加速度的校核值是：压实路面 47g压实基面 510g可以看出，无论实高频率、低振幅时还是低频率、高振幅时振动加速度均在给定的校核值范围内。因此，振动压路机加速度工作正常。3.1.6 振动压路机工作速度的确定工作速度是指振动压路机在进行压实作业时的行走速度。与静作用压路机相比，振动压路机的工作速度对压实效果的影响特别明显。因为，在振动压实过程中，土的颗粒由静止的初始状态变化为运动状态要有一个过渡过程。过渡过程持续的时间长短与土的颗粒之间粘聚力、吸附力的大小有关；也与振动压路机的振动轮的线裁荷有关。线载荷越大，过渡过程所需的时间越短。试验表明，为了克服土颗粒之间的粘聚力、吸附力，对于一般的亚粘土应至少三次有效的强迫振动，才足以使土颗粒处于振动状态。根据上述原则，可以估算出振动压路机的工作速度（图 33） 。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）18图 3.3 振动轮接地面示意图图中振动轮与地面的接触面为弧形，即。那么，振动轮通过弦长所ABAB需的时间内，振动轮应至少对同一点施加不少于 3 次的有效振动，否则就不足以使土的颗粒由静止的初始状态进入运动状态。当然也就不会很好地克服土颗粒之间的粘聚力、吸附力。振动压路机的工作速度应附合下列关系。振动压路机接地弦长，由参考文献11得出： 22(2)()ABhRhR hR（3.8）振动压路机每振动一次所需的时间 T T=60n如果振动压路机满足通过弦长的时间内振动轮至少对同一点施加不少AB与三次的有效振动，振动压路机的公作速度应满足下式，由参考文献11得出： (2) /(3 )VhRhT（3.9）式中 R 为振动轮半径 H 为土的沉陷 T 为振动周期 n 为振动轴转速公式中的 h 值是一个随机变量，很难给出一个确切的 h 值代入到公式中来求得振动压路机的工作速度 v。经验表明，当振动压路机在每一振动周期 T 内，齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）19振动轮行驶的距离在 3cm 左右就可以满足克服土颗粒之间的粘聚力和吸附力，从而使土颗粒由静止的初始状态进入运动状态。根据这一要求，可以导出以下工作速度 v(cms)公式， ，由参考文献11得出： (3 )VT（3.10）振动压路机的工作速度是生产率的重要标志。所以，在满足上式的前提下，振动压路机的工作速度尽可能选择高一些。特别是在压实初始阶段，振动对压实效果的影响不明显时，工作速度可以高一些。压实终了时，工作速度对压实效果有着十分明显的影响。因此，建议在压实终了时，工作速度应偏低一些。近年来，很多振动压路机具有无级变速的行走功能，具有这种功能的压路机可使压实效果和生产率两个因素兼顾，振动压路机基本保持在最有效的良好状态下工作。综上所述，进过计算可得压路机工作速度为 013km/h。3.1.7 激振力 F0 和振动压路机对地面的作用力 FS振动压路机对土的作用力和它的激振力是两个完全不同的力。激振力的0F大小，仅与振动压路机本身的参数有关，是可以计算的，与工作频率的平0F方成正比。因此，提高振动压路机的工作频率，可以十分明显地增大激振力。0F振动压路机的激振力；振动压路机的名义振幅。可20FMe0/edAM W见，激振力和名义振幅都与振动压路机振动器的偏心块的静偏心矩成正0F0A比。所以，具有大静偏心矩的振动压路机，其压实效果或者压实时的影响深度都优于具有较小静偏心矩的振动压路机。为了获得良好的压实效果，又能有效利用振动压路机的压实能力，在设计时希望和之比应接近等于 1。由于土的物理特性的随机性，使也具有Fs0FFs随机性。一般情况下，当工作频率处在区间时，可以认为与2222Fs的比值为 1 是合理的。0F通过类比可知：当高频率、低振幅时压路机的静偏心距为Me=Fo/(2f ) =6.14Nmm 又因激振力 20FMe（3.11）将静偏心距带入式（3.11）可得高频低幅时的激振力为 296KN当低频率、高振幅时压路机的静偏心距为齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）20Me=Fo/(2f ) =12.66Nmm带入式（3.11）可得低频率时的激振力为 392KN因此的取值范围为 296392KN0F3.1.8 振动轮宽度和直径的确定当振动压路机振动轮的分配质量(振动轮质量和振动压路机上车作用在振动轮上的部分质量之和)保持一定时，振动轮越宽，其线载荷越低，压实影响深度越小。反之，振动轮的宽度越窄，压实影响深度越大。图 3.4 振动轮的质量对压实路面质量的影响当振动轮分配质量相同时，轮径越大，压实影响深度越小反之，压实影响深度越大。但是，在设计振动压路机时，振动轮的宽度不可取得过小。同样，振动轮的直径也不可取得过小。轮径过小，进行压实作业时，压轮前方就会出现“波纹”(如图 34)。如轮宽过窄，在压实路面时，会使路面产生裂纹。所以，振动压路机振动轮的宽度和直径，应根据压实对象和压实要求合理选取。如压实路面，应采用振动轮宽度和直径都较大的振动压路机；压实基础的振动压路机，振动轮的直径和轮宽应选取较小的数值。用于压实沥青混合料时，除应满足上述一般要求以外，还应满足如下要求：压实细沙沥青混凝土：1/()0.15NWLD齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）21压实碎石沥青混凝土：1/()0.25NWLD式中是振动轮的分配质量，N 是牛鲍系数，L 是振动轮宽度，D 是振动1W轮直径为保证震动了的宽度和直径比例合适，推荐振动轮直径 D 与振动轮宽度 L之比。因此，选取振动轮直径 D 为 160cm 振动轮宽度 L 为0.62dR 212cm。3.2 振动压路机发动机功率的计算3.2.1 行驶功率 P1振动压路机的行驶功率 P1 是指振动压路机在压实作业行驶时或在运输状态行驶时克服地面的滚动阻力所消耗的功率。在进行压实作业时，随着压实遍数的增加，土的滚动阻力将随之下降。土处于压实的第 12 遍时，其滚动阻力最大，称这种状态为压实初始状态。 a. 压实初始状态，振动压路机的行驶阻力最大，设这时的行驶功率为， ，由1P参考文献11得出： = 98.641/1000Pv=W g cos式中 为压实 12 遍时，振动压路机的行驶功率（KW）1P W 为振动压路机的工作质量（kg） g 为重力加速度，g=9.81（m/s2） 为土的滚动阻力系数，0.130.15 a 为爬坡角度 v 为行驶速度（m/s）b. 振动压路机压实到第 38 遍时，土的滚动阻力随着压实遍数的增加而较稳定地下降此时的行驶功率为 1P=65.761/1000Pv=W gcos式中 为在压实 38 遍时的土的滚动阻力系数，0.1(1)振动压实第 8 遍以后直至压实作业完成，行驶功率为 1P =46.031/1000Pv=W gcos式中 为在压实第 8 遍以后，土的滚动阻力系数，0.07(2)振动压路机在运输状态行驶时的行驶功率为（KW）1P运=32.88 1/1000Pv运运=W gcos式中 为滚动阻力系数运齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）22的数值随着道路情况变化较大，可取=0.05 运运3.2.2 转向功率 P2振动压路机的转向功率有两种计算方法，一种方法使用于整体转向轮，另一种使用于剖分转向轮。在理论上前者的转向阻力比后者大一倍。对于整体转向功率，由参考文献11得出：=5.782.11/10004sP1=Wg式中为转向阻力系数，与土的物理特性有关，对松软土的较大，对坚硬平整地面的较小，通常去=0.5；为转向轮分配质量（kg）1W为转向角速度sg 为重力加速度对于剖分式转向轮的振动压路机的转向功率为P2.2=1/8(W1gs/1000)=2.28对于铰接转向振动压路机，转向时消耗的功率比较复杂。因为在转向过程中，前后轮都可能发生转向阻力。如是串联式振动压路机，有时其转向功率可为 2。而对于轮胎驱动式振动压路机，如 CA25 型振动压路机，其轮胎的转2.1P向角度、转向阻力，与轮胎的结构、花纹及气压有关，所以很难计算，也无现成公式可寻。由于振动压路机在转向时，转向轮在地面产生滑动，滑动越大，所消耗的功率也越大。同时，由于转向轮的滑动，也在路面产生了滑痕，因而降低了路面施工质量。为了减轻振动压路机在转向时对地面造成的滑痕，国外一些公司正在研制剖分式转向振动轮。瑞典戴纳帕克公司将 CC21 型串联式振动压路机的振动轮改为剖分式。改进后的振动轮，转向时，在路面上产生的滑痕明显减少，施工质量得到很大改善。但是，剖分式振动轮的结构很复杂，限制了它的推广使用。3.2.3 换向功率 P3振动压路机在进行压实作业时，不断的进行往复穿梭式运动，换向极为频繁。换向时，工作速度的变化是+v0-v。由于工作速度的方向在较短的时间内由正变为负，因而产生的加速度。换向功率是指振动压路机的发动机克服换向加速度所产生的惯性力所消耗的功率。换向功率（KW）用下式计算，由参3P考文献12得出：P3=2W(v/t)/1000=13.88齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）23式中 W 是振动压路机的工作质量（Kg） v 是振动压路机的工作速度（m/s）t 是换向所需的时间（s）振动压路机的换向时间，与操作条件、传动方式、司机的操作水平有关。当压实的路面不平坦，而且有大块回填石时，换向时间长一些；液压传动振动压路机换向比机械传动换向柔和，可以缩短换向时间；采用牙嵌式换向机构的振动压路机，由于司机操作水平不同，换向时间长短的差异很大。在计算换向功率时，通常 t=4s 计算。3.2.4 振动压路机的爬坡功率 P4（KW）爬坡功率是指振动压路机在坡道上行驶或作业时，发动机克服振动压路机的自重沿坡道方向的分量而消耗的功率。 （如图 3.5）图 3.5 振动压路机的功率消耗1. 压实初始状态，振动压路机的行驶阻力最大，设这时的行驶功率为，由参考文献11 得出：=39.464sin/1000PWga v 2.振动压路机压实到第 38 遍时，土的滚动阻力随着压实遍数的增加而较稳定地下降此时的行驶功率为=26.314sin/1000PWga v 3.振动压实第 8 遍以后直至压实作业完成，行驶功率为 4P齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）24=18.414sin/1000PWga v 4.振动压路机在运输状态行驶时的行驶功率，由参考文献11得出： =13.161P运4sin/1000PWga v运式中 W 是振动压路机的工作质量（kg） a 是坡道的角度 v 是行驶速度（m/s）为土的滚动阻力系数，随压实遍数不同而变化3.2.5 振动压路机的振动功率 P5振动压路机的振动功率是指振动压路机的下车（振动轮）产生振动并克5P服土的阻尼所消耗的功率。振动功率的经验计算公式5P=146.25520Pm Aq 式中是振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量） （kg）2m是振动轮数量q为名义振幅（m） 0A为频率修正系数=6.53.2.6 振动压路机的功率组合振动压路机在压实作业过程中，土的阻力、坡道情况、行驶速度等都在不断变化。有时某项阻力消耗了振动压路机大部分功率，而其它阻力在这时可能非常小，甚至为零。以往的振动压路机功率计算方法，是将最大滚动阻力、最大爬坡阻力、最高行驶速度等最恶劣工况所消耗的功率叠加在一起，再加上转向功率与振动功率，得出所需发动机功率，并以此为根据来选择发动机。显然，振动压路机实际工况并非如此。振动压路机大部分工况所消耗的总功率仅相当于上述最恶劣工况的 60左右。因而按最恶劣工况选择振动压路机发动机功率，其功率偏大。造成耗油率高，经济性差的缺点。 根据振动压路机实际工作情况，将各种可能同时发生的消耗功率的因素予以组合，并比较其中最大的一组组合，这一组合所消耗的总功率才是振动压路机发动机选择的依据。振动压路机的发动机功率应大于上述的最大组合功率的60%。1.当振动压路机在进行第 12 遍的压实作业时，土呈松软状态，振动对压实效果影响不大，一般不采用振动压实，所以0。此时，由于地面松软，5P齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）25压路机的工作速度较低，转向速度较低。虽然地面该动阻力系数较大，但行驶功率和转向功率并不很大。因此，压实第 12 遍时，振动压路机的总功1P2P率为： =157.76P1234PPPPP2. 振动压路机在进行第 38 遍的压实作业时，振动压路机处于振动压实作业，振动功率。此时，振动压路机的行驶速度比前一工况高，但地面的50P 滚动阻力系数却比前者小。 振动压路机在压实第 38 遍时，振动压路机的总功率，由参考文献12得出： P=257.9812345PPPPPP3. 振动压路机在压第 8 遍以后直到压实结束时，振动压路机消耗的总功率。在压实第 8 遍以后，已接近压实结束，被压实的基础乎整，滚动阻力系数P较小。为达到良好的压实目的，这时振动压路机的工作速度并不高，仍处于正常工作速度。由于地面平整，因而转向阻力减小。此时，振动压路机的总功率为： =230.35P12345PPPPPP4. 振动压路机运输状态时所消耗的功率，是指振动压路机不进行压实作业，从一个工地转移到另一个工地，振动压路机处于行驶状态下所消耗的功率。如前所述，在这种工况下，振动压路机无振动工况，因而，而且在绝大多50P 数情况下，换向功率。所以，振动压路机运输状态下的总功率为： 30P P=51.82124PPPP实际上，在运输状态下，振动压路机的功率主要消耗在行驶功率上。这时，振动压路机大部分时间处于高速行驶状态。当遇到坡道时，通常是降低行驶速度，以节省功率供爬坡需要。由于以上数值均为最恶劣工况下计算出的功率，因此振动压路机的实际功率：（KW）257.98 60%1543.2.7 振动功率 P5 的研究讨论假设：振动压路机在进行压实作业时，其下车(振动轮)在振动器离心力的作用下将跳离地面；振动压路机减振条件良好，因此在进行振动压实作业时，振动压路机的上车的振动加速度可以忽赂不计。振动压路机振动功率的计算数学模型5P计算振动压路机振动功率的数学模型如图 3.6 所示。当振动器的振动轴以角速度旋转时，振动器产生离心力，由参考文献9得出：齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）26 20eFM（3.12）如果时，振动轮就将跳离地面。这时，离心力的垂直分力0/1FMg 为：0F 00sinFF （3.13）式中 为振动器偏心块与水平方向夹角。图 3.6 振动功率计算数学模型M-振动轮分配质量S-振动轮起跳高度设时，。这时，振动器所产生的离心力垂直000sinwFFMg分量，恰好等于作用在振动轮上的分配质量引起的重力。称为振动轮起跳临0界角，由参考文献9得出：0 0001arcsin/MgarcFMgF（3.14）现引入参数 B，由参考文献9得出： 0/BFMg（3.15）当时，振动论挑起时的运动规律。这时，振动论的运动方程，由参0考文献9得出： 220sin()em SMgMt 齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）27（3.16）方程的初始条件： 0|0tS0|0tS求解运动方程， （3.3）式可求出： 20022(sincoscossin)eMgMSttmm （3.17）0sin1/B20211cos1BBB0/BFMg20eFMBMg将、和代入（3.17）式0sin1/B20cos1/BB2eMBMg中，得到： 2222cos1sinMgMgMgStBtmmm （3.18）积分（3.18）式得： 21222sin1cosMgMgMgSttBtCmmm （3.19）0|0tS由（3.19）式得 2121MgBCm（3.20）将（3.19）代入（3.20）中得：21210MgBCm 齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）28222222111sin1cosMgMgMgMgBSttBtmmmm 221sin1(1cos)MgttBtm （3.21）将（3.21）两端积分得： 22221111cos1(sin)2MgSttBttCm （3.22）因0|0tS则22210MgCm得 2221MgCm（3.23）将（3.23）代入（3.22）中得： 2222111()cos1(sin)2MgSttBttm（3.24）设，它是从开始起跳时计算的转角。t则，是从水平方向计算的偏心块转角。00t有公式（3.24）可得出 2222111cos1(sin)2MgSBm（3.25）有公式（3.20）得出 2221sin1(1cos)MgSBm 齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）29（3.26）设时，为振动轮刚好接触地面的时间。这时，振动轴的偏心块转角att，。将上述条件代入公式（3.25）中，得：aat ()0aS 2222111cos1(sin)02aaaaMgBm（3.27）由公式（3.26）可得到振动轮在与地面接触时的撞击速度。av 221()sin1(1cos)10.5aaaaaMgvSBm （3.28）由于2eMBMg eMgBM（3.29）将公式（3.29）代入公式（3.28）中得 221sin1(1cos)eaaaaMgBMvBm （3.30）接着来分析振动轮的起跳高度。当，也就是偏心块与水平夹角在0att 区间内时，振动轮的起跳高度由公式（3.25）来确定。根据这个方0a程画出振动轮在空中的位移曲线，如图 37 所示。值不同，振动轮在空中的B位移路程也不尽相同，随着值的增大，起跳高度也随之增加，也增加。BSa对于不同的值，公式（3.28）和（3.29）B可看出，振动轮撞击地面的速度也不同。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）30图 3.7 振动轮挑起路程图当振动压路机的振动轮冲击地面时，振动轮作用在土上的能量由三部分组成，即动能、势能和冲击能，由参考文献7得出： EEEE动静冲（3.31）式中 为振动轮作用在地面上的总能量（NM）E 为振动轮作用在地面上的动能（NM）E动 为振动轮作用在地面上的势能（NM）E静 为振动轮作用在地面上的冲击能（NM）E冲根据参考文献10得出： 2212aEm v动（3.32） eEM g S 静（3.33） cosaeaEb Mt 冲（3.34）参数与土本身的物理特性有关，也与土被压实状态有关，因而是一个随eS即参数。通常取。01.2eSA参数是振动轮碰撞地面的速度对碰撞时间的变化率。根据参考文献10ab得出：其表达式为：/aabvt aavbt（3.35）将公式（3.33）代入公式（3.34）中，得齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）31 cosaeaEvM冲（3.36）参数可用下式计算：t 360360atT （3.37）式中 T 为振动压路机的振动周期（s） (3.38)2 /T 振动压路机每冲击地面一次所释放的能量为 E，那么振动压路机的振动功率，根据参考文献10得出：(KW) 1000SEPT（3.39）式中 为振动压路机振动系统的传动效率，通常取=0.8。从公式（3.32） （3.39）中可发现，要计算振动轮的动能、振动轮对地E动面的冲击能，必须首先算出振动轮接触地面的瞬时速度。由公式E冲av（3.38）已知的表达式为:av221sin1(1cos)aaaaMgvBm 上式中，除是未知量外，其他格参数都可视为已知量。所以，求解a的关键在于求解ava公式（3.35）为的基本解法。a2222111cos1(sin)02aaaaMgBm由于上式中有，因此有如下关系：2210Mgm2211cos1(sin)02aaaaB将上式展开后得齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）32（3.40）222111cossin12aaaaBB利用插入法，即给不同的数值，分别代入公式的两端。通过逐步逼近，a直到公式两端相等。这时，给定的值即为所求的值aa振动功率的消耗问题说明：1. 在实际工作中，振动压路机的振动频率是在不断变化的。造成振动功率变化的原因除了与被压实的土的物理特性有关外，还与振动压路机本身的工作状态有关，如振动压路机的柴油机油门所在的位置、振动轴承的润滑条件等。2. 振动轴的支撑条件，两个支撑振动轴的轴承孔的同心度对振动功率的消耗影响很大。振动轴承与轴承孔的配合对振动功率的消耗影响也很大，如果两者配合过紧张，由于轴承发热而使轴承滚动阻力加大，使振动功率的消耗急剧上升。因而，两个振动轴承孔应有较高的同心度要求，同时，轴承的外圈与轴承座的配合应松一些。YZ20D 型振动压路机总体设计33第 4 章 振动压路机爬坡能力校核4.1 爬坡能力的概述压路机的动力性能以爬坡能力为考核指标。爬坡能力是压路机等速行驶ai所能爬越的最大坡度角的正切值，即。atan (%)aia爬坡能力是一个理论计算值，它实际上只是比较压路机动力性能的一个相对指标，并不是压路机动力性能的一个绝对指标，并不是压路机能够稳定行驶所允许的爬坡度数，更不能作为坡道压实作业的依据。但所以有的压路机都必须通过在 20%（11.3）标准坡道上的爬坡实验（此时不起振） 。实验时，压路机以 1 档速度等速上坡行驶，并能够制动、驻车和在坡上起步。在有些液压压路机产品样本上将爬坡能力标的很高，甚至超过了50%(26.6)，这在某种情况下引起了不少的误解。其实在标注爬坡能力时，未必都做过周密的设计计算。往往都忽略了一些影响压路机牵引力的重要因素，特别是液压传动的效率很低，全液压单论振动压路机行走驱动在最大牵引力状态下的传递效率不足 60%。可以肯定的是，没有哪一台压路机做过 50%的坡道实验，即使将爬坡能力标得在高，也是一个得不到验证的虚设数据。从使用角度来看，道路建设是压路机应用最主要的行业，从公路的标准坡度不能超过 11%（6.3） 。如果有压实最大角度坡道的需要，则应选购专用的斜坡压路机。压路机实际能够爬越的坡道与其动力性能、附着性能、制动性能及行驶稳定性都有这密切联系。也就是说，压路机在坡道上要有足够的动力驱动压路机上坡，而驱动轮产生的附着力能够足以克服压路机的上坡阻力，行车制动器要有足够的能力使压路机在坡道上驻车，同时还必须保证压路机在此坡道上不至于纵向失稳。4.2 由牵引力决定的压路机爬坡能力牵引力的大小涉及到发动机的输出功率（应除去振动功率传递功率及液压系统的背压损失的功率） 、液压系统的最大工作压力，机械传递系统与结构的强度等，而且还必须计入整个传递系统的机械效率损失。YZ20D 型振动压路机总体设计34图 4.1 振动压路机等速上坡时的牵引力平衡由压路机在爬坡时的力学平横关系如图 4.1 所示，可得方程式，根据参考文献13得出： (cossin )0kPG faa（4.1）式中：为压路机行驶时的牵引力kP 为压路机的重力，视为集中在中心上的力G 为滚动阻力系数，振动压实取 0.15，无振压实取 0.12，公路行驶f取 0.05，为坡道角度a全液压单轮振动压路机的牵引力主要取决于液压系统的工作压力差，其爬坡能力与速度的关系由压路机的牵引特性决定。=100KNaivkP4.3 由附着力决定的压路机爬坡能力以上所分析的压路机牵引力和爬坡能力都是从动力性的角度出发的，并不能反映出压路机能够实现的坡道爬坡能力。压路机在坡道上能够行驶的必要条件是，根据参考文献13得出： (cossin )kPPG faa（4.2）式中：是压路机对地面的附着力，由车轮的正压力和附着系数决定P=120KNP35所以满足(cossin )kPPG faa 是由动力性能决定的压路机牵引力kP前轮驱动压路机上坡时，利用图 4.2 的力学关系，由力学平横关系，可求得后轮和前轮的法向反作用力为，根据参考文献13得出：=122.8KN 1()cossin /ZG LlahaL（4.3）=59.1KN 2( cossin )/ZG lahaL（4.4）图 4.2 压路机等速上坡时的受力简图根据参考文献13得出，由附着系数决定的后轮附着力和前轮附着力1P分别为：2P=73KN 2222( cossin )GPZlahaL（4.5）=35KN 1111()cossin GPZLlahaL（4.6）式中：为压路机的前后轮轴距L36 为压路机重心到后轮轴线的水平距离及离地高度lh和 、为压路机轮胎与振动轮的附着系数12由于单轮振动压路机前后轮动力半径、附着条件及传动比、传递效率不相等，压路机附着力取决于首先打滑的那个驱动轮。整机最大驱动力取决于首先打滑的那个驱动轮。某一驱动轮一旦打滑空转，另一个驱动轮便不能在发挥驱动作用。要确定那一个驱动轮先打滑的，有以下判别式，根据参考文献14得出： 12()cossin ( cossin )mLlahaAClaha（4.7）式中：为振动轮的机械效率系数mC由于，又因为为振动轮的机械效率系12()cossin 2.86( cossin )LlahalahamC数一定大于 0.5，因此 A 一定大于 1.当判别式时，必然后轮先打滑，这时后轮的最大牵引力为，1A1kPP而前轮的最大牵引力只能是，根据压路机等速行驶在坡道上的力学21kmPC P平衡式，则有，将与的表达式代入式（7） ，121(1)kkkmPPPCP1PkP则得由附着力决定的爬坡能力为：i 11(1)()(1)mmCLlLfiLCh（4.8）当判别式时，必然前轮先打滑，这时前轮的最大牵引力为，1A22kPP而后轮的最大牵引力只能是。此时，12/kmPPC，将与的表达式代入（7） ，则：122(1)kkkmPPPCP2kPkP=0.38 1122(1)(1)mmClLfiLCh（4.9）对于仅后轮驱动的单轮振动压路机，将代入式（4.8）中计算。0mC 由动力决定的爬坡能力与附着力决定的爬坡能力，应以较小者为可以实现的压路机最大爬坡能力。通过对附着爬坡能力计算可知，机械传动单轮振动压路机由于单轮驱动，其最大爬坡能力主要取决与附着力，而对全液压单轮振动37压路机，其最大能力主要取决于液压系统的最大工作压力差。由于压路机车轮对地面的附着力所限，过大的动力匹配并不能得以发挥。也就是说，按动力计算得到的牵引力和爬坡度必须用附着条件进行校验，任何超过辅着能力的牵引力都是不可能实现的。另外，压路机在坡道上行驶，同时要考虑能在坡道上驻车制动，以及一旦驻车无效就要使用应急制动刹车。我国有关技术标准规定，压路机制动系统要保证其在 20%的坡道上能停车制动，并能在停稳后的 10min 内不得有下滑现象。由此可以求解得出各个制动器的最小制动力矩。假如要增大实际爬坡能力，就必须相应地增加制动器的制动能力。综上所述，由附着力决定的压路机爬坡能力38%iYZ20D 型振动压路机总体设计38第 5 章 压路机数学模型和运动方程的建立5.1 振动压路机数学模型的建立原则1. 应使数学模型尽量与实际工况相吻合2. 数学模型应力求简化，使数学计算方法简单易行。只有这样，数学模型才有实用价值。由于振动压路机在结构上的差异，数学模型也应有所区别。从理论上讲，单轮振动的串联振动压路机约有 6 个以上自由度，而其他类型振动压路机(如双轮振动串联压路机，轮胎驱动振动压路机)约有 67 个自由度。采用 6 个以上自由度系统的数学模型，分析“压路机一土”的振动系统，看起来精度很高，但是由于土的随机性和数学处理及简化的局限性，使理论上精度较高的多自由度数学模型失去其精度意义，反而使计算工作变得十分复杂。鉴于此，通常把“压路机一土”的系统简化为具有两个自由度的数学模型。这种两个自由度的数学模型基本上可真实地反映“压路机一土”的系统的实际动态响应，而且在数学处理上也比较简单易行。 建立数学模型以后，可以从事以下工作：(1)分析“压路机一土”的振动系统的动态响应，为振动压路机的振动参数的选择及优化设计打下基础。(2)预测已知参数的振动压路机在不同工况下的动态响应，为振动压路机修改设计提供依据。(3)为振动压路机减振系统设计提供指导。5.2 两个自由度系统振动压路机的运动方程现以轮胎驱动振动压路机为典型机型，列出“压路机一土”振动系统的运动方程，并对其进行分析。图 5.1 为轮胎驱动振动压路机的两个自由度的数学模型。在列出振动方程以前，首先对模型中有关参数和条件进行假设：1. 在模型中，假设土是具有一定刚度的弹性体。其刚度为，阻尼为，2K2C阻尼为线性阻尼。YZ20D 型振动压路机总体设计39图 5.1 振动压路机数学模型 m1-上车质量 m2-下车质量（振动质量） k1-减震器刚度 k2-土的刚度 c1-减震器阻尼 c2-土的阻尼 F0-激振力 x1-上车瞬时位移（瞬时振幅） x2-下车瞬时位移（瞬时振幅） w-工作频率（角频率）2.2. 振动压路机的上、下车的质量简化为具有一定质量的集中质量块。上车为，下车为。1m2m3.3. 振动压路机工作在任何一个瞬时，振动轮都保持与地面紧密接触。图 5.1 数学模型的运动方程，根据参考文献14得出： 2212212211110()()sinm xCCxKKxC xK xFt（5.1） 11111112120m xC xK xC xK x（5.2）式中： 20eFM（5.3）为偏心块的静偏心矩（图 52） ；eM齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）40图 5.2 振动器的偏心块efMMr为偏心力，为偏心块的偏心矩。fMr微分方程式（5.1） （5.2）得： 1222112022()()ABxFCD（5.4） 1222221022()()ABxFCD（5.5） 11111BDtgtgAC（5.6） 21122BDtgtgAC（5.7）式中：为激振力与上车位移之间的相位角；10F 为激振力与上车位移之间的相位角；20F 2111AKm 11BC 21AK 21BC 42222212112121211Cm mm Km KC CK Km K 3332112211211DK CK Cm Cm Cm C无阻尼状态下振动系统的一阶、二阶固有频率、分别为： 12齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）411221211211211211121221()()4()() /2m Km Km Km Km Km Km mK Km m1222211211211211121221()()4()() /2m Km Km Km Km Km Km mK Km m 振动压路机下车（振动轮）对地面的作用力的大小不仅与振动压路机本sF身的振动参数有关，而且也与被压实的土的刚度和阻尼有关，可表示2K2CsF根据参考文献14得出： 12222222()()sFK xC x（5.8）从公式(5.8)中可以看出，振动压路机对地面作用力是土的弹性变形量sF和土的阻尼力的矢量和。前者与振动压路机的瞬时振幅和土的刚度22K x22C x 有关，后者与振动压路机振动速度和土的阻尼有关。所以，振动压路机对地面的作用力大小与土的物理特性有着密切关系。由于土的物理特性的随机性，因而力也同样具有随机性。例如，有一台振动压路机在甲地作业时，土的刚度sF为，土的阻尼为，在乙地作业时，土的刚度为，土的阻尼为。如aKaCbKbC果，那么由公式(5.8)可知，。尽管这时振动压路abKKabCCsasbFF机参数没有变化，但是由于被压实的土变化了，其物理特性不同了，因而和也不同了。在这里也知道了振动压路机对地面的作用力不同于振saFsbFsF动压路机振动器的激振力。有些振动压路机的激振力很大，但它并没有完全bF作用在被压实的土上，因而其压实效果并不一定好。只有对地面作用力较大sF的振动压路机，才能获得较好的压实效果。如果以及表示激振力对地面作用TR力的有效率，则根据参考文献14得出：TR 0/TsRFF（5.9）设计振动压路机时，人们总希望振动压路机对地面的作用力越大越好。sF从公式(5.9)可以看出，当振动压路机的振动器的激振力一定时，值越大，TR则越大。而提高值的关键在于合理选择工作频率和振幅。sFTRA5.3 运动方程中各个参数的取值前面振动压路机的数学模型及其数学表达式。关键是方程式(1)、(2)中各参数的取值。如果这两个方程各项参数的取值，其系统固有频率也就可以算出齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）42来。方程式(5.1)、(5.2)中有些参数是很容易被测量或推算出来。为下车质量，即振动质量。可用称量法测得，因此，在计算时可认为，2m为已知数。 2m为上车质量，不同结构的振动压路机的也不相同。因为的大小不1m1m1m仅与振动压路机上车零部件的质量有关，而且与这些零部件的安装位置有关。因此，可以说实际是上车的当量质量。1m根据参考文献14得出，可用下面公式计算： 2211ni iim Lml（5.10）式中：为轴距； 为安装在上车第 i 个零件或部件的质量； 为第 iLimil个零件或部件距驱动轴中心线的距离; N 为上车安装的零件或部件的个数。方程式(5.1)、(5.2)中的激振力、工作频率，是根据一定设计方法0F结合压实要求选取的，因而是已知数。振动压路机减振器的刚度和阻尼是设计者根据减振要求和减振器受力状态而设计的。所以，也可以认为减振器的刚度和阻尼是已知数。这样，方程式(5.1)、(5.2)中只有土的刚度和阻尼1K1C2K为未知数。2C到目前为止，人们还没有找到一种较为合理和较为准确的方法，测量或者计算振动压路机的“压路机一土”模型的土的刚度和阻尼。虽然曾有一些方法可以测量弹性地基基础的土的刚度和阻尼，但是这些方法只适用于固定基础，不能用于“压路机一土”的振动系统。因为测量固定基础的土的刚度和阻尼的方法，只适用于参加振动的土体质量在振动发生与结束时始终保持不变。对振动压路机而言，参加振动的土体质量是随振动压路机的工作过程而不断变化。图 5.3a 表示固定基础振动情况；图 53b 表示非固定基础振动情况。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）43a）b）图 5.3 振动基础图a）固定基础的振动 b）非固定基础的振动由图 5.3b 可见，当振动压路机的振动轮由虚线位置移到实线位置时，既有新的土参加振动，又有部分土退出振动。所以，就振动能量的观点而言，这是一种开环式能量体系。反之，固定基础振动则为闭环能量体系。由于人们目前还没有找到较为理想的方法来测量和计算非固定基础振动状态下的土的刚度和阻尼，因此常用反算法来求解和。所谓反算法，是在工地或实验室内用2K2C已知参数的振动压路机做实际的压实作业，同时用各种仪器测出该振动压路机在实际工况下的上、下车振动的振幅、速度、加速度等参数，并把这些实测的参数和前面所陈述的已知参数代入方程式(5.1)、(5.2)中，就可求出所需要土的刚度和阻尼。如果有多台振动压路机在多种工况下进行上述实测和反2K2C算，就会得出多组土的刚度和阻尼数值。然后，将所得到的多组数据进行数理统计分析，找出各类土的分布状态，利用这些统计值进行振动压路机设计或动态响应分析。齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）44第 6 章 振动压路机的动态响应振动压路机的动态响应是研究其在不同工作频率区段工作时，振动压路机的上车、下车的振幅、激振力及振动压路机对地面作用力的变化规律。通过这些变化规律，既可以为选择振动压路机的参数提供依据，又可对现有的振动压路机的参数进行修正。6.1 位移-频率（）和加速度-频率（）曲线xa图 61 中，曲线表示振动压路机上下车振幅随工作频率的变化曲x线，曲线表示振动压路机上、下车振动加速度随工作频率的变化而改a变的曲线。图 6.1 曲线、曲线xa从图中可以看到：1. “压路机一土”的振动系统有两个固有频率，分别为和。当振动12压路机的工作频率为或时，振动系统处于共振状态。工作频率为时称121为一阶共振；工作频率称为二阶共振。在共振状态下工作的“压路机一土”2的振动系统的曲线出现有两个峰值，称为共振蜂。图中左侧的峰值对应x于产生的，称一阶共振峰。其形状又尖又细。它的形状主要受上车参数、11K和的影响。图中右侧的峰值对应于产生的，称为二阶共振峰。它的形1C1m2状高YZ20D 型振动压路机总体设计45而平缓，与下车参数、和有关。2K2C2m2. 当工作频率高于“压路机一土”的振动系统的二阶固有频率时，上2下车的振幅都将急剧下降，下车的振动加速度却急剧增大。6.2 激振力-频率() 曲线和振动压路机对土的作用力-频0F率() 曲线 SF图 6.2 曲线、曲线好 Rt 曲线0FSF如图 6.2 所示曲线是描述振动压路机的激振力随振动压路机的0F0F工作频率的变化而改变的曲线，由于振动压路机振动器的激振力，20fFmr所以曲线呈抛物线形状曲线是描述振动压路机对土的作用力0FSF随振动压路机工作频率的变化而改变的曲线。是衡量振动压路机对土sFsF的作用的动态力大小的重要指标。从图 62 可以看到：1. 振动压路机振动器的激振力和振动压路机对土的作用力，是性质0FsF完全不同的两种力。因此，它们随振动压路机的工作频率的变化而改变的规律也完全不同。2. 由公式(5.8)可知，既与振动压路机本身的振动参数有关，又与土的sF参数和土的物理性能有关。如果对比曲线与曲线形状时，不难发SFx现两者的形状十分相似。这说明振动压路机的振幅是影响的重要参数。sF齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）463. 当振动压路机的工作频率高于“压路机一土”的振动系统的二阶固有频率时，呈稳定下降趋势。这时，的比值及将急剧下降。因此，sF0/sFFTR为充分发挥振动压路机激振力的效益，希望振动压路机的工作频率应尽量靠近振动系统的二阶固有频率。4. 曲线，在一阶固有频率(即一阶共振频率)和二阶固有频率(即二阶SF共振频率)之间，出现有的极低的波谷。当为最小值时的振动压路机工作sFsF频率为，这时振动压路机对地面作用力很小，使振动压路机几乎丧失了对土的动态作用力，振动压实效果很差，所以，是振动压路机的禁忌频率。6.3 下车质量2m对x曲线、0F曲线和SF曲线的影响为了研究振动压路机下车质量的变化对曲线、曲线和x0F曲线的影响，将下车质量的数值做一定变化后，看上述三条曲线的SF2m变化规律(如图 63)。 图 6.3 下车质量与各曲线的关系2m在整机工作质量不变的条件下，令的数值减少 20，并将这部分质量2m加到上车上，画出曲线、曲线和曲线；然后，再将的x0FSF2m数值增大 20，再分别画出上述三条曲线。如果将这三种不同下车质量的曲线、曲线和曲线画在同一坐标中，就很容易发现下车质x0FSF量变化的影响。从图 6.3 可以看到：齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）471. 下车质量的变化对振动系统的率影响很小，甚至可以忽赂不计。2m2. 其它条件不变时，降低下车质量，可以增大，从而增加了振动压路机sF对土的动态作用力。但车质量过小，会降低振动压路机对地面的冲击能量，对压实不利。6.4 减振器刚度对曲线的影响 1Kx图 64 表示减振器刚度的变化对曲线的影响。1Kx图 6.4 减震器刚度 K1 对曲线的影响从图 6.4 中可以看到：1. 减振器的刚度增加，振动系统的一阶固有频率变化不大，而二阶固有频率有所提高。2. 减振器的刚度增加，上车振幅明显地增大。 3. 减振器刚度增加，振动压路机对地面的作用力将有所增加。sF6.5 土的刚度和阻尼对曲线的影响x土的刚度和阻尼的变化，对上、下车运动的影响与减振器刚度的变化所造成的影响很相似。然而，当振动压路机的工作频率高于振动系统的二阶固有频率时，土的阻尼对的影响较大。这时，土的阻尼增大，也随之增大。sF2CsF齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）48第 7 章 振动压路机液压系统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。全液压传动技术在振动压路机上的应用，不仅大大减轻操作人员的工作强度，而且使整机性能有了很大提高。由于在振动压路机上采用了全液压传动技术，因而为振动压实的自动控制和推广机电仪一体化技术奠定了良好的基础。行走、振动、转向和制动等系统均采用液压驱动的全液压传动振动压路机，能很方便地实现压路机的铰接布置、无极调速、行车制动、振幅调节、液压转向和电液控制，操纵方便省力，可以从总体上提高压实机械的生产效率和压实质量。压路机在压实作业时，只要发动机是全速运转的，工作速度的任何变化都不会引起振动频率的变化。7.1 液压传动性能特点分析液压传动的优点有：1. 液压传动实现了无极调速 对于不同的铺层材料、铺层厚度与压实度要求，无极调速允许选用不同的碾压速度，能较好的客服压实质量与生产效率之间的矛盾，优化压实过程。2. 液压传动实现了全轮驱动 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力，而且允许振动轮由较大的分配质量，使得激振力和动静合成当量压实力均有所提高。又因为振动轮自身有驱动力，大大的减少了从动轮对铺层材料的推移作用，从而降低了压实层表面产生的弓坡与横向裂纹的可能。3. 液压系统使得传动平稳由于油液的可压缩性，隔离了发动机飞轮转动惯量对压路机起步及停车时惯性力的影响，使得压路机换向与启动更为柔和、轻松，减少了由于机械冲击，在被压实地面产生的横向轮辄，但压路机液压系统的刚度仅为机械传动的60%70%。4. 液压系统易于自动保护 系统中的压力和流量同意控制，可实现最佳功率匹配，且易于实现过载保齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文）49护和故障自动报警，增加了压路机的工作可靠性和动力经济性。5. 液压传动简化了操作 单杆操纵就能控制压路机前后方向的变换、运行速度的调节、激振机构的起振和断开，以及运行方向改变时振动轴回转方向的变化。6. 液压传动促进了智能化进程 负载的正反转和转速调节简便，易于实现振动压路机的调幅调频和自动起振和停振，为实现压实过程的自动控制和“机、电、液”一体化创造了条件。7.