YZ22定向振动单钢轮振动压路机设计

YZ22定向振动单钢轮振动压路机设计绪论压路机的概述压路机是一种常见的现代工程机械道路设备。压路机属于一种压实设备，它常常用于在道路修建初期路基的压实或者对路面铺筑时对所铺筑的材料进行压实。工程机械的设备类别有多种，压路机是属于其中的一种，由于压路机主要用于道路的修筑，所以压路机在这个领域属于道路装备。压路机可以对碾压沙性、半粘性及粘性土壤、路基稳定土及沥青混凝土路面层等进行压实，是用来对交通与能源进行开发的重要技术设备。压路机主要对路面上的道路上的一些铺装混合料和土石填方等进行压实，对于这些压路机的作业对象，他们之间的成分有很大的不同，从而这些材料所呈现出的物理特性和力学性能也会有很大的不同。又因为这些被碾压材料的性质和它本身的含水量也会有所不同，在进行压实过程中也会使用不同的施工工艺，所以会出现压实设备的合理选用问题。压路机的正确选择和使用以及使用后的评价，会对施工工程的施工质量和施工进度有影响，所以使用哪种压路机就有了最佳选项。按作业工况施力的不同，当今的压路机主要被分为静压作用压路机、轮胎压路机、振动压路机和冲压压路机四类，见表1-1。表1-1压实机械的分类压路机静作用压路机轮胎压路机自动式轮胎压路机拖式轮胎压路机光轮压路机两轮静作用压路机三轮静作用压路机振动压路机手扶式振动压路机单轮手扶振动压路机双轮手扶振动压路机轮胎驱动振动压路机轮胎驱动光轮振动压路机轮胎驱动凸块轮振动压路机串联式振动压路机串联式单轮振动压路机串联式双轮振动压路机振荡式振动压路机轮胎驱动振荡压路机串联式振荡压路机组合式振动压路机轮胎-光轮组合振动压路机振动-振荡组合振动压路机拖式振动压路机拖式光轮振动压路机拖式凸块轮振动压路机冲击式压路机国内外压路机的发展史虽然我国古代隋唐时就出现人力的石碾，是最早出现并应用的压实原理，但真正意义上的压路机是在西方工业革命之后。蒸汽机的出现为压路机提供了新的动力源，19世纪60年代，美国的工程师发明了世界上第一台以蒸汽机产生的动力来提供它行驶的动力的发动机，这它压路机的形式为三轮自行式。此后60年左右的时间，在这段时间里压路机受限于它的动力源发展，所以这段期间它的发展也比较缓慢。19世纪中期，内燃机的发明使得压路机有了新的动力源，此后内燃机技术发展，其应用领域也越来越广。20世纪30年代，法国人发明了以内燃机为动力的压路机，成为了压路机发展的一个里程碑，压路机的驱动装置可以比蒸汽机做得更小，使压路机结构更加紧凑。20世纪40年代，振动压实技术的出现又让压路机发展有了质的飞跃，不仅使压实质量得到提高，而且也改变了以往通过增加振动轮质量来获得更大压实效果的做法。20世纪60年代后的十年间，由于液压技术和相应的控制技术的不断发展，使得压路机的控制精度和对动参数调节有了很大改善；20世纪80年代之后，新的压实技术比如振荡压实技术的出现，这种压路机对沥青混凝土的压实有更好的效果。20世纪90年代，机、电、液一体化技术应用于压路机，使得压路机又有了质的飞跃。由于国外道路建设得比较早，所以外国对道路压实的研究也比较早，所以外国的压实技术也要早于我国，经历长时间的发展，国外的压实技术发展得日趋成熟。德国、瑞典、美国、俄罗斯、日本等国家也能够生产出自己先进的压实设备，国外著名的压路机生产商有瑞典的沃尔沃和德纳派克、德国宝马格、日本酒井、美国卡特彼勒等。在振动压实面，这些公司也竞相发展自己的振动压实产品。1930年，在这一年，振动压实技术在德国发明的产品得到最先的应用，是德国人发明的一个振动平板夯。1940年，德国人又发明了能够用其他设备牵引的用于振动压实的压路机，表明了振动压实技术又有的新的发展。1957年，瑞典又丰富了振动压实的形式，典型的代表能够依靠发动机动力来驱动的振动压路机。1970年，液压技术的出现和运用，使装载液压系统技术的振动压路机能够实现无级调速、无级调频和调幅，使得振动压路机在作业过程的控制精度也更加精确。1990年以后，机电液一体化技术发展得比较成熟，此时振荡压实技术的出现，这些技术应用于振动压路机的一些核心振动机构上。在这年，国外一些发达国家如瑞典已经掌握了振荡技术。国内的压路机起步是比较晚的，这就造成现在国内的压路机整体与国外还是有差距的。国内著名的生产振动压路机的厂家有徐工集团、三一集团、柳工集团、山推股份等，他们都有着自己的压路机产品，这些年他们的一些产品也与国外产品的差距不断缩小。1961年，西安著名的筑路机械厂联合长安大学的一个学院一起研制了3吨的压路机，这台振动压路机也是国内的第一台振动压路机。从那时起，振动压实也在我国得到的较快的发展，其他的企业也都能相继研制出自己的振动压路机产品。国内工程机械厂家在1964年造出了4.5t的振动压路机，1974年时，振动压路机的吨位达到了10t以上。1985年，通过与国外公司的合作并引入国外先进的振动压实技术，在这一年浙江的温州机械厂也制造出了19t的振动压路机。1990年，国内的一些高校与压路机制造商联合研制开发出10t的振荡压路机，填补了我国振荡压实技术的空白。1998年中国农业大学自行研制出了混沌振荡压路机，国内的振动压实技术得到进一步的发展。1999年，三一集团作为国内工程机械著名厂家引进并吸收了国外的先进压实技术，推出了YZ系列的能够进行振动压实的压路机。自21世纪以来，中国的工程机械发展进入了一个高速发展新时代。随着人们对机器要求的增加和新技术的推广使用，压路机机整机品类、性能、配置也在不断提高。目前，在中国压路机市场上，国外一些著名品牌的竞争力依然十分强劲，在中国基本上可以看到世界上所有著名的品牌产品，例如德国宝马，德国悍马，瑞典沃尔沃，瑞典戴纳派克，日本酒井等。其中，瑞典沃尔沃搬到了山东临沂工厂，戴纳派克（Dynapac）公司在天津建立了工厂，卡特彼勒（Caterpillar）在徐州建立了工厂，这引起了国内市场的激烈竞争。值得在意的是，随着外国品牌的大量涌入，中国本土压路机生产厂家的自主创新制造能力也在不断提高。国内外压路机的发展趋势压路机的种类规格随着工程建设发展的蒸蒸日上也在不断地完善和扩展。但随着压路机的总体功能、结构特点及传动装置逐渐趋于一致，制造商们已将注意力转移到随机检测与驾驶舒适可靠性的研究上。目前国内外压路机的发展趋势主要为：(1)液力-液压化：液压传动技术在现代压路中广泛使用，大大提高了压路机传动和控制效率。(2)品类已初具规格：随着作业工况场地的增加，国内外压路机的品种也不断地增加，压路机性能功能也不断被完善。(3)智能、自动化和网络技术的开发和应用：随着计算机网络、自动控制技术等高科技技术的迅速兴起，工程机械也走向自动化，智能化的进程。(4)扩展多功能设计：为了使一台机器满足多种用途的需求，一些制造公司同一压路机通过更换零件和调整一定的参数便可以满足多种功能。（5）更加注重绿色环保理念：绿色发展已成为发展大势所趋，国内外压路机生产厂家相继引入节能环保设计理念。通过减少发动机油耗，减少废气排放以及减少室内和室外噪声等措施制造环境友好型产品。本课题的主要设计内容主要设计内容包括：YZ22定向振动压路机对压路机的整体结构和方案进行选型。包括通过对同类压路机的参考来确定振动压路机的整机参数、按照相应的原则对压路机的整机质量进行分配、讨论本设计振动压路机的动力传动形式、确定压路机的转向方式、振动轮激振机构、压路机的最小转弯半径、压路机的行驶速度等。本文将会对本设计的振动压路机三大液压系统：行走液压系统、转向液压系统、振动液压系统，按相应的公式对各自的系统进行计算，并在计算的基础上对这三大系统的重要零部件进行选型，最后根据计算结果，查相关的液压元件手册选取液压系统的元件。在前面分析的基础之上，将对压路机的整体液压系统进行绘制，然后进行相关零件的选择，并用CAD进行压路机装配图、零件图、草图进行绘制。

YZ22定向振动单钢轮振动压路机总体方案设计总体方案设计依据压路机的设计在以往是根据压路机的工作条件、使用要求、制造水平、市场需求和生产工艺调查等来进行设计的，而实际的情况下却是根据市场信息的导向和压实技术的发展来选择压路机的机型。根据市场的调查与分析，随着我国高速公路的发展，公路的质量引起了越来越多的关注。对于高等级公路来说，路基的压实直接影响力公路的稳定性和耐久性，而路基的施工属于土方填方的施工。根据各种压路机的使用范围，路基的压实应选择单钢轮压路机，而一般路基的压实要求的压实深度较深，这需要大中型以上的压实机械；根据近几年的发展趋势，无级调幅技术的发展也备受数目，国内也有相关的学者对相关的技术进行研究，并发表了许多无级调幅的专利。理论也证明，无级调幅的振动压路机无论是压实质量还是振动压路机的使用范围都有很大的提高。本设计的机型为YZ22定向振动单钢轮振动压路机。根据国家压路机的命名规定，型号为YZ22：Y表示压路机，Z表示振动，22表示压路机的吨数为22吨。通过对收集到的现有国内外20~22t同类压路机的性能参数比较(表2-1~2-2）和国家对工程机械设备参数的管控信息，确定整机初步参数后按照整机设定的参数进行总体方案的设计。表2-1国外几种典型20~22t单钢轮振动压路机的主要技术参数生产厂家机型频率Hz振幅mm激振力kN前/后轮分配重量kg振动轮直径mm压实宽度行走速度km/h操作重量kgBOMAGBI219DH-426/312.1/1.2326/240129006300160021300〜1319200DYNAPACCA610D29/311.8/1.1317/231140506650156321300〜1120700HAMM352027/302.0/1.19331/243124907310160022200〜11.419800VOLVOSD200DX23.3/30.81.76/1.14368/137136056800165121340~12.720408SAKAISV900D28/351.9/0.9343/245111507850165021500~1019000表2-2国内几种典型20~22t单钢轮振动压路机的主要技术参数生产厂家机型频率Hz振幅mm振力kN前/后轮分配重量kg振动轮直径mm压实宽度行走速度km/h操作重量kg柳工CLG620H28/321.9/1.0400/210130007000153521300〜1020000洛建LSD222H28/352.0/1.0400/320137008300160021300〜11.222000三一YZ20C29/351.95/0.95395/280133006500160021700〜12.519800中联YZ20H29/352/0.9400/280126007400160021500〜1020000徐工XS22228/331.86/0.93400/280150007000160021300〜1022000YZ22定向振动单钢轮振动压路机初步部分参数表如下：表2-3YZ22定向振动单钢轮振动压路机参数参数参数数值整机操作重量（kg）22000前轮分配重量（kg）14300后轮分配重量（kg）7700压实宽度（mm）2130振动频率（低/高）（Hz）28/33名义振幅（高/低）（mm）1.8/1.0激振力（高/低）（kN）400/320压路机整体结构压路机整体结构如图所示：图2-1压路机整体结构图由振动压路机的装配图可知，本设计的振动压路机的主要构成为振动轮1、前车架2、驾驶室3、发动机4、机罩5、驱动轮6、底盘7所构成。单钢轮压路机被中间的铰接部分分成前后部分。驾驶室在铰接部分的上边；发动机安装在驱动轮上，机罩盖在发动机上。底盘系统论证及参数计算底盘系统的功用是通过转换和传递动力装置产生的机械能满足振动压路机行驶和压实作业的需要，因此底盘系统被认定为振动压路机的基础。压路机的底盘系统一般是由行走系统、转向系统、制动系统和振动系统等组成整机传动方案传动系统是将发动机产生的动力通过传动系统传递给驱动轮的所有组件的总称。发动机在开始作业时应先在空载条件下启动，停止作业时机器发动机也不需要关闭。因此，传动系需要具有打开和关闭电源的能力。压路机负载载荷有大有小，不同作业工况下所需速度工作也不同，为了充分发挥机器的作业能力传动系统还应具备改变行驶速度和牵引力的能力。压路机在运行时会有向后移动的需求，传动系统需要实现机器的这一功能。传动系统应具有一定的过载保护能力。机器工作时，不可避免地会过载，传动系统应保护其不受损坏。（1）传动方式的选择在本次振动压路机的设计中，传动方式采用液压传动。液压传动的主要优点：实现无级变速使速度变化范围变大，且速度变化稳定。液压系统可以用来实现制动，使用液压传动甚至可以抵消一部分行车制动。系统布局相对简单，满足实现远程控制的条件。通过机器的左右侧分别驱动实现原位转向。通过过载保护极大地延长零件使用寿命。液压元件由专业制造商生产，已实现标准化。（2）传动路线设计本压路机传动系统采用一泵双马达液压传动传动系统。图2-2所示为振动压路机的液压传动系统一泵双马达动力传动路线。图2-2全液压单轮振动压路机传动系统框图转向系统转向系统的功能是通过发动机的动力驱动，将压力油输送到转向器以实现压路机的转向，一般是由转向油缸、转向泵、管路等液压元件组成。（1）转向系统的要求转向系统控制振动压路机行驶轨迹。一般应符合以下要求：转向系统的部件强度，刚度和寿命应取较大值。以确保转向时较高的安全性和可靠性。操作轻巧灵活，转向力较小。转向系统在行驶过程中应保持应稳定。压路机行驶时，方向盘不能出现剧烈的抖动和摆动。驾驶时进行转向操作时，当驾驶员释放方向盘时方向盘应具有自动返回直线行驶的能力。转向操作应轻便，转向轮转动时应尽量确保所有车轮都绕同一瞬时中心旋转，使车轮不发生侧滑现象。方向盘的自由行程不宜过大，方向盘在直线行驶时不会产生剧烈晃动。确保机器有稳定的可操纵性，机器可以实现最小的转弯半径。在使用过程中，应重视转向机构因磨损引起的间隙。（2）转向方式的选择转向器是转向系统的关键组成部分。转向速度取决于液压转向器的排量而与施加在转向器上的力的大小无关，但是当对转向器施加过大的力时，过大的力会使转向器中回位弹簧折断导致转向失灵。本机的转向形式为中间铰接式，如图2-3，转向油缸的缸筒链接在后车架上，缸杆链接在中间铰接上。两根油缸同时动作，实现前车架的转向。图2-3转向系统结构图制动系统制动系统是安装在振动压路机中的所有制动和减速装置的总称，制动系统的作用是降低行驶车速或停止车辆的行驶，也可以使停止的车辆保持静止。制动装置是车辆的重要安全部件，好的制动系统的结构和性能能保证车辆和人员的安全性。因此国家对制动装置的结构和性能制定了强制性标准规范。制动驱动机构的基本形式有人力制动、动力制动和伺服制动。本机采用液压动力制动。发动机的动力通过转换成为液压动力制动所需的制动力，机械制动器的全部动力来源于液压形式的势能。驾驶员进行制动操作时，只需要轻轻踩动踏板或给手柄很小的力就可以实现制动，操作简便，制动迅速。行驶系统行驶系统的功能是支持整个振动压路机的质量和负荷，使每个组件形成振动压路机的车辆系统，并确保振动压路机行驶并执行各种压实操作。振动压路机的驱动系统通常由车架，车桥，悬架和车轮组成。（1）车架的选择车架是指压路机的整机骨架。整机上的零件或组件直接或间接安装在机架上。本振动压路机采用铰接式车架，车架主要由前车架和后车架两部分组成。车架在转向油缸的伸缩的作用下随转向油缸弯曲一定角度。两对圆锥滚子轴承安装在前后框架的上下铰接点，旋转灵活。这种轴承是可分离的轴承，其内圈和外圈可以分开安装。在安装和使用期间，可以调节轴承的径向和轴向游隙。（2）车轮的选择车轮车轮包括轮辋和轮胎，用于承受车辆的重量，在车辆与地面之间转移载荷并实现滚动行驶。振动压路轮胎通常有两种选择。一种是压路机专用的宽基轮胎，可以充入水。该轮胎具有较宽的横截面和较大的行走阻力，它不易打滑，但花纹很浅，轮胎容易被阻塞，并且被阻塞后容易打滑。另一类轮胎是工程轮胎。该轮胎的横截面较窄，但花纹较深。本机选择压路机轮胎（图2-4）。图2-4压路机专用轮胎工作参数确定压路机的工作质量及其分配振动压路机的整机质量分配主要分为两种，第一个是将压路机的质量分为前轮和后轮的质量，第二个是把压路机的质量分成上车质量和下车质量。压路机的整机质量分配指将压路机的总质量分为前轮质量和后轮质量。这个质量分配得好的话，可以提高振动压路机的整体性能，从而提高对被压实材料进行压实时的压实质量。而对于单钢轮压路机来说，其振动轮的质量决定压路机的压实能力；压路机的总质量是确定的，分给振动轮的质量过小则会影响压路机的压实能力，但振动轮质量过大又会使压路机前后部分质量差别过大，所以压路机的前后轮质量分配有一个合理的区间范围；对于光轮单驱动振动压路机来说，钢轮只参与压实，不参与行走驱动，驱动轮的分配质量可取到整机质量的60%~70%；对于采用花纹轮胎驱动形式的压路机来说，其分配质量虽可以取到40%以下，但从动轮在作业过程中会出现“拥土”现象，所以无论光面轮胎还是花纹轮胎，驱动轮的质量分配应取在40%~45%。综上，为增大压实力又避免“拥土现象”，轮胎驱动的单钢轮振动压路机的振动轮质量应占整机总质量的60%~65%。考虑到本设计压路机的整机质量为22t，故取前轮分配质量为14300kg，后轮分配质量为7700kg.该分配质量与前面初步估计的质量是一致的。在压路机作业过程中，工作质量是主要参数,通常情况下是把压路机中加入油、水、载荷负载、随机工具,并包括一名司机(65kg)后的质量规定为压路机总质量。压路机的质量对其施加在土壤上的静压力有决定性的作用。不同压路机的压实效果存在良莠差距，为了能对它们压实能力进行测量评价，引入了线载荷的概念。线载荷是指沿振动轮轴向单位长度施加在土壤上的静压力(N/cm)。（2-1）式中：G——振动轮分配到的载荷，kg;b——振动轮宽度，cm将G=14300kg，b=213cm代入上述公式得q=658N/cm。压路机的最小转弯半径压路机最小转弯半径是一个设计参数，规定为当压路机以最大转向角转向行驶时，压痕外缘到回转中心的距离。对于一台压路机而言，转向角越大压路机转向半径越小，所以当压路机处于最大转向角时有其最小转弯半径RW。在总体设计时,压路机的最小转弯半径应根据前、后轮中较大的RW值确定。通过观察同类型压路机的技术参数不难发现压路机最大转向角通常取θ=30°~40°。图2-5压路机转弯半径压路机的转弯半径如上图2-5所示，当R1（2-2）本压路机的最大转角θ=35°，L=3200mm，B=2130mm，带入上式计算得R=3350mm。综上，本文压路机的主要参数如下表所示：表2-4YZ22定向振动单钢轮振动压路机主要参数表项目参数线载荷（N/cm）658最大转角（°）35最小转弯半径（mm）3350压路机振动参数选择（1）振动频率压路机振动轮受到激振力的作用时会产生一定频率的振动。经验表明，振动压路机在进行路基压实时其合理的工作频率范围为25Hz~30Hz,进行次基层压实时合理的工作频率范围为25Hz~40Hz。因此本振动机的振动频率范围设定为28~33Hz。（2）工作振幅和名义振幅振动压路机振动轮在压实工作中的实际振幅称为振动压路机的工作振幅，用A表示。由于土壤刚度不具有稳定性，所以振动压路机的工作振幅并不是一个确定且稳定的数字。工作振幅的数值不能用来评价出不同振动压路机的振动性能，所以人们引入了名义振幅的设计概念来对不同振动压路机的振动性能进行比较。振动压路机的名义振幅一般小于工作振幅。“名义振幅”，也叫做“空载振幅”，是指将压路机支撑起来时振动轮悬空振动所测得的振幅，用A0表示。名义振幅的大小与振动质量、振动轮参数和激振器的静偏心距有关，与压路机处于什么作业工况条件无关。本振动压路机的名义振幅为1.0~1.8mm。（3）参振质量及上下车质量比的确定参振质量包括振动轮本身、激振器马达、安装板等,甚至还应将减振器质量的一半计入，即参与振动压实工作的所有零件质量的总和。根据经验公式可知，对于标准振动压路机来说，振动轮的质量约占整机总质量的三分之一。本文中振动压路机的整机质量为22t，所以参振质量为mc=7260kg。（4）振动加速度振动压路机对地面动态冲击力的大小常用振动加速度表示，大小为一般写为加速度g的倍数。振动加速度过大会会产生离析现象，此时小质量颗粒留于压实铺层上层，而大质量的骨料颗粒沉落铺层材料低部。振动加速度过小则产生的动态冲击力过小，振动压实的优越性难以体现。离析现象破坏了筑路材料的级配状态，影响路面耐久性和稳定性，最终减少路面使用寿命。振动轮的振动加速度(α)可由名义振幅(A0)和振动角频率(ω)求得：（2-3）（2-4）大振幅时，A0=1.8mm，f=28Hz；得大振幅振动加速度A0=5.68g小振幅时，A0=1.0mm，f=33Hz；得小振幅振动加速度A0=4.38g表2-5不同振幅对应振动加速度振幅振动加速度（g）大振幅5.68小振幅4.38（5）激振力激振器将偏心振子通过高速旋转产生的离心力转化为激振力，激振力的大小与振子的静偏心力矩和角频率有关。由激振力的计算公式：（2-5）式中：F0——名义激振力，kN；mc——参振质量，kg；ω——振动压路机工作频率，1/s。大振幅时，A0=1.8mm，f=28Hz，mc=7260kg；代入数据得F0=404kN。小振幅时，A0=1.0mm，f=33Hz，mc=7260kg；代入数据得F0=312kN。表2-6振动轮不同振幅对应激振力振幅激振力（kN）大振幅404小振幅312压路机的工作速度压路机速度根据其功用分为两类：作业工况下的碾压速度和运输工况的行驶速度。碾压速度直接影响土壤铺层的压实效果。碾压速度较低时，就有了足够的时间使路面材料在足够大的挤压应力作用下产生不可逆的形变，同时路面材料的结构也会发生变化。同时，碾压速度对生产率密也有一定的决定作用。因此，压路机在工作工况的速度应具有最佳值。经验表明,要克服土壤颗粒之间的粘聚达到压实的目的，压路机在一个振动周期内振动轮需要行走3cm左右，使土壤颗粒由静止状态变为振动状态。根据这个原理我们得出压路机合理的碾压速度应控制为v≤3ƒcm/s。同时参考各种压路机的工作速度，如下表2-7确定：表2-7压路机工作速度机型碾压速度（km/h）行驶速度（km/h）串联振动压路机W<5t0-40-8W>5t0-60-12轮胎驱动振动压路机W<5t0-40-8全驱动W>5t0-60-13单驱动W>5t0-60-22本机为为22t全驱动轮胎振动压路机，所以设置碾压速度为3km/h，行驶速度为12km/h。综上YZ22定向振动单钢轮振动压路机部分参数表2-8如下表2-8YZ22定向振动单钢轮振动压路机部分参数表参数参数数值整机操作重量（kg）22000前轮分配重量（kg）14300后轮分配重量（kg）7700参振质量（kg）7260线载荷（N/cm）658最大转角（°）35最小转弯半径（mm）3350工作速度（碾压/行驶）（km/h）3/12压实宽度（mm）2130振动频率（低/高）（Hz）28/33名义振幅（高/低）（mm）1.8/1.0激振力（大/小）（kN）404/312振动加速度（高/低）（g）5.68/4.38发动机发动机基本型式选型振动压路机发动机基本形式的选择应考虑以下参数：1）振动压路机优考虑选择柴油机当前市面上现有的振动压路机搭载柴油机作为动力装置的比较常见，对比汽油机，柴油机具有如下优点：①柴油机有很高的热效率，油耗也比汽油机低，兼顾燃油经济性。②柴油机运行可靠，耐久性好，使用期间故障少，可以大大延长机器的使用寿命。③采用较高的增压压力和更大的缸径同时作用以增加柴油发动机的功率。④排气污染较少，环境友好性高。⑤采油机无点火系统，防火安全性好，提高了使用安全性。

但是，柴油机工作过程粗暴，燃油压力及其提升率高，造成振动和噪音过大的缺点，而且主要结构和运动部件的结构尺寸和质量大，所以制造成本高、启动困难。2）气缸排列形式选择直列/V形3）发动机冷却方式的选择风冷式/水冷式发动机功率选型振动压路机的发动机功率主要消耗在行驶、振动、爬坡、转向等方面。所选压路机的发动机额定功率应保证压路机在所有作业工况下正常运行。功率校验应在压路机处于最困难的作业工况时进行：在11°的坡道上行驶，同时进行振动、转向作业。爬50%（26.6°）的坡道，此时不进行其他作业发动机的功率选择应从上述两种情况下所计算出的发动机最大功率。（1）在11°的坡道上行驶，同时进行振动、转向作业时需要的功率:（2-6）式中：P11——在爬11°坡道时的行驶功率；P12——最大振幅振动时所需功率；P13——转向所需功率。（1.1）计算在爬11°坡道时的行驶功率（2-7）式中：Pδ——滑转功率；Pk——行驶功率。压路机的行驶阻力F（2-8）式中：Ff（2-9）Fa（2-10）Fj（2-11）式中：m——压路机总质量，m=22000kgf——滚动阻力系数，f=0.15α——坡度，α=11°g—重力加速度，g=9.8m/sδ0——回转质量的折算系数，δt——加速时间，取t=4sV——压路机工作速度，V=3km/h将上述数据代入（2-9~2-11）可得：Ff=22000×0.15×Fa=22000×Fj==2387.2N将数据代入（2-8）得FK压路机在行驶过程中的滑转功率（2-12）式中：FKV——压路机工作速度，V=3km/hδ——滑转率，δ=0.05将数据带入公式（2-12）得=3.3kW振动压路机的行驶功率（2-13）式中：FK——压路机行驶阻力压路机行驶功率=62.7kW∴11°坡道上的行驶功率P11为，代入公式（2-7）得：=3.3+62.7=66kW（1.2）以最大振幅振动时的总功率P12（2-14）式中：pa（2-15）式中：mc——参振质量，mcg——重力加速度，g=9.8m/sA——最大振幅，A=1.8mmf——压路机处于最大振幅时的振动频率，f=28Hz将上述数据代入公式（2-15）得=22.5kW摩擦消耗功率（2-16）式中：μ——轴承的摩擦系数，μ=0.007mc——参振质量，mcg——重力加速度，g=9.8m/sd——轴承平均直径，d=0.29mf——振动频率，f=33Hz将数据代入公式（2-16）得=9.5kW再代入公式（2-14）∴高振幅振动总功率=22.5+9.5=32kW（1.3）转向功率p根据压路机的转向功率计算式（2-17）式中：M——压路机原地转向阻力距，N∙m；θ——压路机转向角，θ=0.61radA——倍数，采用铰接转向时，取A=3；t——完成一次转向所需的时间，取t=4（2-18）式中：Ga——转向轮上的分布载荷，Gb——转向轮宽度，b=2130mmμ——转向轮与地面之间的摩擦阻力系数，μ=0.15a——铰销中心与转向轮轴线之间的水平距离，a=1432mm带入上述数据分别代入公式（2-18）（2-17）得=3.27×104N=3.3kW∴在11°的坡道上行驶，同时进行振动、转向作业时需要的功率=66+32+3.3=101.3kW（2）按上述的步骤，爬50%（26.6°）的坡道，此时不进行其他作业时需要的发动机功率：=97.1kW。（3）发动机功率的选择由于,可知发动机的功率在11°的坡道上行驶进行振动压实作业时需要的功率最大。取发动机动力系统的传动效率η=0.8，压路机的转矩储备系数K=1.1，则发动机的总功率=139.29KW。振动压路机使用功率一般都是用一个小时功率，故选用三一潍柴WP6G200E331发动机，可以满足设计要求。下表2-9为不同厂家选用的发动机类型汇总。表2-9不同厂家选用的发动机类型汇总厂家发动机型号功率（kW）转速(r/min)中联重科YZ20-Ⅲ东风康明斯6BTA5.9—C1801322300三一SSR200AC-8H潍柴WP6G200E3311472000柳工CLG620H上柴D6114ZG1402300所以本机所选的动发动机为：表2-10YZ22振动压路机发动机选型选型功率（kW）转速(r/min)汽缸的排列形式柴油机的冷却方式上柴D6114ZG1402300V形水冷式

定向振动设计振动压路机作业装置振动压路机的工作原理如下：开始利用振动轮的振动进行作业，其次使用处于振动轮内部的偏心块，通过其进行高速旋转，从而产生激振力，然后可以强迫振动轮进行振动，由此完成很多繁杂工程压实作业的要求。这次设计的振动轮的振动力作用方向可以从垂直定向振动，然后通过无极调节，方向变为水平振动。集中使用振动能量是定向振动的基本原理。定向振动可以是集中于沿滚轮运行方向的水平振动，就是振荡，也可以看作是纯粹的垂直振动，如图3-1所示。所谓振荡压实的原理就是使用振动轮，围绕着它的轴线振动后，从而出现水平振动。图3-1振荡示意图垂直振动是通过激振结构的调节完全抵消了水平作用力而实现的。这消除了振动轮在水平方向对材料的扰动，其全部振动能量向着深层传播，为厚铺层材料的压实创造了条件。定向振动设计定向振动的实现如下图3-2所示，两个蓝色偏心块是一组，红色大偏心块为一组，两组偏心块反向旋转，产生定向振动，其振动与双轴双偏心块产生垂直振动的原理是类似的。相当于把双轴偏心块轴心在一条线上。中间红色偏心块是通过轴套套在蓝色轴上，蓝色轴是通轴。红色偏心块的传动路线是：右侧蓝色齿轮——右侧白色齿轮———左侧白色齿轮——最上侧绿色齿轮——红色齿轮。这样蓝色偏心块和红色偏心块旋向相反，实现定向振动。图3-2定向振动压路机激振室内部结构图3-3同轴三偏心块定向振动或垂直振动原理图调向的实现图3-4调向振动原理如图3-4所示，两组偏心块轴线转动一个角度，振动力作用方向便转动一定角度，从而实现从垂直振动向水平振动的振动力输出。对于两组偏心块同轴的调向振动激振器来说，其调向原理也是类似的。如图3-2所示，两组偏心块及各传动齿轮、轴承与壳体组成一个整体即激振室。如图3-5所示调向电机转动一个角度，激振室旋转一个角度，此时最大激振力（两组偏心块偏心质量重合点相当于图3-4中的斜向振动）的方向就改变了，从而实现振动方向的变化。图3-5调向原理图假如在某一时刻，两组（三个）偏心块处于图3-5中所示位置（三个偏心块的质心在一条线上），当偏心块调向电机旋转一个角度，则图3-5中的中间偏心块即相对两侧偏心块旋转一个角度，此时若要达到三个偏心块质心在一条线上，则两侧偏心块必须多旋转一个角度，此时质心重合线相对原重合线相差调向电机转动角。振动力方向即产生变化。

液压系统液压系统选型全液压传动压路机与机械传动相比，不仅减轻了操作人员的工作强度，而且提高了压路机整机工作性能，除此之外全液压传动压路机还有许多显著的优点：液压传动可以达到无级调速。无级调速的优点在于，不论是在不同路面厚度，还是在不同材料路面工作时，作业速度都能达到最佳的碾压速度，提高生产率。液压传动也可以达到全轮驱动。全轮驱动压路机和普通压路机做对比，它的驱动能力更为优异，同时它的压实性能也的道理很大程度的改善，驱动轴的工作可靠性也有所提高。液压系统使传动更加平稳。机油的可压缩性将发动机飞轮驱动惯性对启动和停止时压路机惯性的影响降低到最小，使压路机的换向和启动操作更轻松、容易，减少了因机械冲击而对压实地面产生多余的侧向冲击，但与机械驱动系统相比压路机液压驱动的刚度降低了30％。液压传动使操作更加简化。压路机前后方向的改变、运行速度的调整以及振动轮的振动和断开都可以通过单杆操作实现。液压传动优化了整体布局。由于液压部件的布置的可移动，可以最大程度配合发动机和传动部件的布局，这有利于优化压路机的外观和整体结构。发动机的安装更加灵活。人机系统布可以以方便实现铰接转向为目的。行驶驱动液压系统振动压路机行走对液压传动的要求：操作方便：振动压路机的启动、调速、制动、倒车等操作，只需简单的操作，即可轻松、无问题地完成。定位运行稳定：传动机构的摆角应与振动压路机的运行速度成正比，振动压路机可平稳停车、倒车和启动，中间位置附近的变化应平稳可靠，避免过度冲击。全轮驱动：全轮驱动的实现能使振动压路机的驱动能力大幅提升。传动效率显著提高：在发动机总功率中，振动压路机的行走驱动功率占40%～55%。有过载保护的能力：对过载情况有一定保护作用，保护液压元件和相关传动部件不受损坏，振动压路机的工作时可靠性由此得以保证。行驶驱动液压系统选型YZ22定向振动单钢轮振动压路机采用全轮驱动液压系统，如图4-1所示。其核心为液压泵和前后双马达构成的闭式液压传动系统，其中前轮马达通过设置减速器驱动。图4-1全轮驱动行走液压系统传动路线为如下（图4-2）：图4-2行驶系统液压传动路线图本机采用全轮驱动液压系统，传动效率高、可靠性好、技术和结构成熟，而且在压实过程中，因为振动轮（前轮）的滑移，单钢轮驱动（后轮）会出现从动轮（前轮）的拥土的现象，这个系统则会帮助这个现象得到有效改善。同时也解决了单靠轮胎驱动，在附着条件差的情况下，难以获得必要的牵引力，从而缩小了压路机的作用范围，使爬坡度较大的坡段目的无法实现。行走系统液压回路原理图图4-3YZ22定向振动单钢轮振动压路机行走液压系统行走液压系统的选型计算（1）油泵的相关计算通过压路机在最大坡道的作业工况可以对输入油泵的当量功率进行计算，即（4-1）式中：Np——输入油泵的当量功率，kW;P——压路机作业时的牵引力最大值，50355N;v1——压路机作业档速度，3km/h；p1——液压系统工作压力，20MPa；Δp——油马达进出油口压力差Δp=p1-p2=15MPa，p2为油马达的回油背压；ηcp——油泵的平均传动效率（4-2）ηH——液压系统的效率通常闭式系统取值0.83ηF、ηR——前轮机械传动的效率（取0.95）和后轮机械传动的效率（取0.95）；qk——振动轮个数，本机振动轮个数为2。将上述数据代入（4-2）（4-1）得=0.79=70.82kW此时的Np是所选油泵功率当量值，并非实际功率，因为压路机坡度较大的路面进行压实作业时运行速度较慢。油泵的计算排量为：（4-3）式中：qp——油泵的计算排量，mL/r；np——油泵的转速，2300r/min；ηpv——轴向柱塞泵的容积效率取0.96将上述数据代入公式（4-3）得=96.22mL/r根据计算值qp确定本文振动压路机所选油泵为丹佛斯90R100，通过产品手册查出油泵的实有排量qp=100mL/r和最高转速nmax=3000r/min，满足qp>qp及np<nmax。油泵的计算流量为：（4-4）式中：Qp——油泵的计算流量，L/min。将上述数据代入得：=220.8L/min（2）油马达的相关计算可以知道，作为一个全驱动的压路机，工作原理是利用一个油泵带动两个油马达来开展工作。压路机的最大的牵引力（P）出现在使用作业档速度工作时，因此前后轮油马达的排量，可以通过作业速度计算，最后获知油马达的计算排量分别为：后轮（4-5）前轮（4-6）式中：qR、qF——后轮和前轮的计算排量，mL/r；rF、rR——前轮和后轮的动力半径，rF=0.8m，rR=0.68m；iRⅠ、ηRⅡ——后轮作业档机械传动比65.5和传动效率0.8；ig、ηg——前轮减速器的传动比73.5和传动效率0.75；vⅡ——压路机行驶档满速，12km/h；ηmm、ηmv——油马达的机械效率取0.95与容积效率取0.96。将上述数据代入公式（4-5）（4-6）得qR=95.5mL/rqF=97.3mL/r根据计算得到的和，本振动压路机油马达选用选择丹佛斯90R100，根据产品手册查出油马达的实有排量、是，它的最高转速为，可以同时满足、且，选择取油马达的排量与油泵排量，处于相等或者相差一个排量级范围内。表4-1行走液压系统元件选型液压元件所选型号排量(mL/r)最高转速（r/min）油泵丹佛斯90R1001003000油马达丹佛斯90M1001003000振动液压系统设计振动液压系统原理图此次设计，选择使用闭式振动液压系统。此系统具有很优秀的一个关键点，就是它的工作压力数值可以设置在较大的数值上，在选择使用柱塞马达时，可以发现它的最大工作压力竟然能够达到25MPa，这将减小液压组件的尺寸。当压路机的振动轮改变振幅或停止运转时，也会产生一定的瞬时冲击压力，但对比开路系统，瞬时冲击压力的影响要小很多。图4-4双频率振动闭式液压系统振动液压系统的选型计算（1）油泵的计算输入油泵的当量功率根据公式（4-7）得：（4-7）式中：Np——输入油泵的当量功率，kW；Nv——振动轮最大振幅时对应振动功率，22.5kW;ηH——液压系统的传递效率，闭式系统取0.83p1——液压系统所处的工作压力，25MPa；Δp——油马达进出油口压力差Δp=p1-p2=16MPa，p2为油马达的回油背压；qk——振动轮个数，本机为单钢轮压路机故取1。将上述数据代入（4-7）得=42.36kW将结果代入（4-3）得油泵的应有排量qp为：=52.95mL/r根据确定本振动压路机振动液压系统采用油泵SAUER90R055，根据产品手册查出油泵的实有排量为qp=55mL/r和最高转速nmax=2000r/min，且满足及np<nmax。油泵流量Qp按式（4-4）计算得：=105.6L/min（2）油马达的计算油马达理论计算排量为：（4-8）式中：qm——油马达的理论计算排量，mL/r；ƒmax——本振动压路机最高振动频率，ƒmax=33Hz；ηmv——油马达的容积效率，取0.96。将上述数据代入公式（4-8）得=51.2mL/r根据计算值qm，按系列选择油马达SAUER90M055，查出油马达的实有排量qm=55mL/r，得qm≤qm。油马达的转速为：（4-9）式中：nm——油马达的转速，r/min；qm——油马达的实有排量，mL/r。代入数据得=1843.2r/min通过上述的计算，获知的的nm值易得不超过油马达产品样本标定的最高转速。表4-2振动液压系统液压元件选型液压元件所选型号排量(mL/r)最高转速（r/min）油泵SAUER90R055552000油马达SAUER90M055552000转向液压系统振动压路机的车架根据其整机结构特点，由前、后两端铰接组成。车架间采用“十字”铰接连接。铰接式振动压路机的转向行驶通过液压缸前、后车架间的夹角的改变而实现。振动压路机转向传动系统主要由以下四部分组成，分别是：可以提供系统压力油的供油泵、用来操纵驾驶的方向盘、通过转向柱进行相连的全液压转向器、还有位于前后车架上的转向油缸。液压转向系统的使用和维护应注意：配备合适的液压油，保持液压系统中的液压油清洁，避免空气接触液压油，液压油温度过高不宜过高，液压油泵皮带的松紧度也应注意检查与调整。全液压转向器的选用YZ22定向振动单钢轮振动压路机采用一种新型转向系统，叫做开芯无路感转向系统，如图4-5。一般驾驶时处于方向盘上的外力在此系统中并不会被感知到，这是由于时的此系统转向阀在中间位置,这样以来，转向油缸的两腔无法通过转向阀芯构成回路,导致转向轮上的外力无法传递，所以方向盘上也不会有影响舒适度的外力出现，使驾驶操作更加舒适轻便。图4-5开芯无路感转向器的转向系统振动压路机液压系统原理图作为动力转向系统，铰接式全液压转向系统的液压原理如下所示：发动机驱动转向泵把油箱中的油变成一定压力的液压油，液压油经油管送到转向式分配阀，转阀式分配阀直接与方向盘相连，当方向盘左打时，则转阀式分配阀让液压油从右转向油缸的无杆腔进入，从有杆腔出来，而在左转向油缸，液压油从有杆腔进入，从无杆腔出来，从而右转向油缸的活塞杆向前伸出，左转向油缸的活塞杆往后拉，从而实现向左转向，向右转向则相反。图4-6全液压转向系统转向液压传动系统选型计算转向油缸的内径通常由公式（4-10）得：（4-10）式中：D——转向油缸内径，cm；M——原地转向时压路机的阻力矩，3.27×104Nθ——压路机转向角度，θ=35°；p——转向油缸得工作压力，15Mpa；l——油缸活塞的工作行程，23.6cm；K——转向油缸数量，本机转向液压系统采用双缸K=2；ε——活塞杆直径d与转向油缸内径D之比，ε=1.25；ηL——油缸的传动效率，一般压路机取0.95。将上述数据代入公式（4-10）得=13.6cm取整得D=14cm,所以本机采用长江HSGK140/dE液压缸。（1）转向油缸的选择与计算易获得油缸大、小腔同时进油时的工作容积之和，作为双油缸转向系统的工作容积。在压路机进行转向运动时，它的转向油缸内的活塞在要求走完的距离内要求的流量（）计算表达式如下：（4-11）式中：t——活塞走完整个行程所用时间，本机根据经验值取t=4s。VL——油缸大腔进油容积mL,=3632.9mL。将上述数据代入公式（4-11）得=54.49L/min所以本机采用BZZ1-800转向器。（2）转向器选择与计算转向器的计量马达的排量的确定指标，通常是看转向油缸工作容量的实际要求来进行确定，即（4-12）式中：qp——转向器计量马达的排量，mL/r；n——转向器极限位置变化所需转动总圈数，同类型压路机转向器的圈数为5~7，本次设计取n=6；ηmv——转向器的容积效率，取0.88将上述数据代入公式（4-12）得=712.3mL/r（3）转向油泵计算通过油缸所需流量、输入转速这个两个因素，可以确定转向泵的排量，计算方法由下可知，它最后计算值如下：（4-13）式中：——转向泵的排量，；——油泵输入转速，；ηpv——油泵的容积效率，取ηpv=0.90将上述数据代入公式（4-13）得=26.32mL/r根据计算所得油泵排量选择稍大或接近的油泵，本机选用长江CBY2032齿轮泵，通过查询产品手册得理论排量qp=32.23。根据所选油泵的理论排量计算油泵的流量得：（4-14）式中：Qp——转向油泵流量，L/min。代入数据得：=66.71mL/r表4-3YZ22定向振动单钢轮振动压路机转向液压系统液压元件选型液压元件所选型号排量（mL/r）/钢径（mm）齿轮泵CBY203232.23液压缸长江HSGK140/dE140转向器BZZ1-800720

减振支承系统振动压路机振动轮减振支承系统选型图5-1为本文中设计的振动压路机简化后的振实作业减振结构简化图。从该图中可以看出，减振结构可以被划分为三级：一级减振器安装在振动轮和机架前端之间，起初步减振作用；二级减振器安装在机架与驾驶室前端之间，起二次减振作用；二级减振器安装在驾驶室与驾驶员之间，为驾驶员座椅中内置的减振环节。压路机总体系统相关振动中，最为核心的激励源为振动轮。通过查阅相关资料，本文发现各研究中多认为一级减振器所起的初级减振最为重要，车辆的总体动态性能与该减振器有很大关联，在动态性能实验时一般会使用一级减振器作为研究对像。图5-1振动压路机减震系统示意图在作业过程中，压实材料受到压路机振动轮的冲击力度直接影响了压实作业的效果。在实际使用过程中，振动轮所产生冲击力越大，压路机的压实效果越好，但是造成总体机械部件寿命降低、驾驶员在乘坐时舒适度下降等负面影响。因此，在设计中为了在尽可能增强振动轮振动的同时减少其负面影响，人们设计了一级减振系统，通过减振器把缓解过的振动效果传递给车辆。橡胶减振器在多种类型的一级减振器中有着较为突出的优势，因此本文将该减振器作为首要选择。橡胶减振器天然橡胶和丁晴橡胶为两种较为常见的用于制作橡胶减振器的材料，它们的性能各有优劣。本文在研究中发现，使用天然橡胶作为减振器材料具有易于加工的特点，弹性稳定性优越，具有较为优越的机械性能，同时也有良好的耐日蚀性。但其缺陷较为明显：材料阻尼较低，在共振区附近不能保持其安全性能。在共振区附近时，振动压路机的振动幅度变化非常大。另一大缺点是天然橡胶耐油性差，一旦油污接触到减振器，橡胶就会变形并失去弹性。丁二烯橡胶相比之下有着较好的耐油性，同时材料阻尼大，因此本文中设计的减振器将使用丁腈橡胶作为首选材料。橡胶减振器几何形状的选择在橡胶减振器相关设计中，圆和矩形截面是通常被采用的两种横截面形状，其几何形状如图5-2所示。这两种截面的形状加工工艺流程已经成熟，所需橡胶模型容易通过加工得到，而且减振刚度理论计算方法已经广泛使用。圆截面橡胶减振器的剪切刚度具有在不同方向上均相等的特性，而矩形截面橡胶减振器的剪切刚度的数值会随所在位置的不同而有所变化。a）圆截面橡胶减振器b）矩形截面橡胶减振器图5-2橡胶减振器的几何形状振动压路机减振器可以根据扭矩是否传递分为两类：传递扭矩、不传递扭矩。其中传递扭矩型减振器在实现基本减振作用的同时可以被用来作为弹性联轴节，其结构可以简化为图5-3，从中可以看出传递扭矩型减振器可以使振动压路机振动轮的驱动力矩M通过减振器传递到驱动轮上。在使用矩形或其余非圆形减振器时，压路机减振系统总体的刚度会受到其驱动轮旋转的角度的影响。而圆形截面减振器则不会，在驱动轮转动时其系统总体刚度的不变。因此本文在设计中将选择圆形截面减振器。a）矩形截面b）圆形截面图5-3传递扭矩型减振器橡胶减振器的特点橡胶材料具有内摩擦、阻尼大的特点，使得振动压路机作业时安全性更高。橡胶减振器的刚度、形状可以通过设计更加符合指定压路机。橡胶材料对高频振动的吸收能力更强，因此工作范围更广。橡胶减振器在确定了外形及尺寸大小后，可以使用调节该类减振器硬度来实现对其刚度的改变。橡胶减振器的耐油性、耐高性较差。橡胶减振器的质量轻，便于拆卸重组。

结论本文围绕YZ22定向振动单钢轮振动压路机整机参数设计、定向振动及液压系统优化设计等部分进行设计研究，对前文中所得到的阶段性结论进行总结，可以得到本文的最终成果有以下三点：本文在设计YZ22定向振动单钢轮振动压路机的过程中，对整体的功能和构造进行了着重介绍，主要的特点在于压路机各子系统部分可以相互协调作用、完成各自特定的作用来实现整体的功能。本文充分利用已有资源，查阅了国外的相