YZ16全液壓振動壓路機傳動系統(tǒng)設計含5張CAD圖

YZ16全液壓振動壓路機傳動系統(tǒng)設計含5張CAD圖,yz16,液壓,振動,壓路機,傳動系統(tǒng),設計,cad YZ16全液壓振動壓路機傳動系統(tǒng)設計 YZ16全液壓振動壓路機傳動系統(tǒng)設計 摘 要 振動壓路機是利用其自身的重力和振動壓實各種建筑和筑路材料。在公路建設中，振動壓路機最適宜壓實各種非粘性土壤、碎石、碎石混合料以及各種瀝青混凝土而被廣泛應用。目前國產(chǎn)振動壓路機以中小噸位和機械傳動方式為主，而性能優(yōu)良的全液壓重型振動壓路機主要依賴于進口。之所以出現(xiàn)處于這種狀況是由于全液壓壓路機液壓傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)比較復雜并且各類液壓元件加工復雜，為徹底改變這種現(xiàn)狀本文對現(xiàn)有壓路機液壓系統(tǒng)進行調(diào)研，研制出結(jié)構(gòu)優(yōu)良的全液壓壓路機傳動系統(tǒng)。 本文在理論分析和計算的基礎上，完成了YZ16型振動壓路機液壓系統(tǒng)的設計，在方案、結(jié)構(gòu)和設計方法上進行了創(chuàng)新：采用全液壓的傳動方案，通過3個相互獨立的液壓回路實現(xiàn)行駛、振動和轉(zhuǎn)向三大基本功能，與機械傳動相比在壓實效果、爬坡能力、質(zhì)量分配、操作控制和整體布局方面具備更大優(yōu)勢。轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)采用鉸接式車架折腰轉(zhuǎn)向的方案，轉(zhuǎn)彎半徑小、機動性好、前后輪跡重疊、重心低、駕駛員視野開闊。同時本文對分動箱的機構(gòu)進行了詳細的設計計算，為縮小分動箱的體積本次采用齒面硬度達60HRC的齒輪和雙列滾柱軸承的結(jié)構(gòu)。 關鍵詞：振動壓路機；設計；液壓系統(tǒng)；分動箱 Abstract Vibratory roller is to use its own gravity and vibration compaction variety of building and road construction materials . In highway construction, the most suitable vibratory roller compacted variety of non- cohesive soils , gravel, crushed stone and a variety of asphalt concrete mixture has been widely used . Current domestic vibratory roller to small and medium tonnage and mechanical transmission mode based, and excellent performance heavy-duty hydraulic vibratory roller mainly dependent on imports. The reason why this situation is due in full hydraulic roller hydraulic system structure is more complex and complicated processing all types of hydraulic components , to completely change the situation this roller hydraulic system on the existing research , developed a well-structured full hydraulic roller transmission . Based on the theoretical analysis and calculation , based on the completed YZ16 type vibratory roller hydraulic system design, program , structure and design methods on the innovation : the use of full hydraulic transmission scheme by three independent hydraulic circuits to achieve with , vibration and steering three basic functions , compared with mechanical transmission in the compaction effect , climbing ability , quality and distribution , operation control and overall layout has a greater advantage. Articulated frame steering structure using bow steering programs , small turning radius , mobility, front and rear tracks overlap , low center of gravity , driver vision . Meanwhile this paper Transfer case institutions carried out a detailed design calculations, in order to narrow the volume Transfer case The tooth surface hardness of 60HRC using gears and double row roller bearing structure . Keywords: Vibrating roller ; Design ; Hydraulic system ; Transfer case 目錄 摘 要 1 Abstract 2 第一章 緒論 5 1.1壓路機的定義 5 1.2課題研究的目的和意義 5 1.3 國內(nèi)壓實機械和壓實技術概況 6 1.4國外壓實機械和壓實技術現(xiàn)狀 7 第二章 傳動系統(tǒng)總體結(jié)構(gòu)設計 9 第三章 液壓系統(tǒng)設計 10 3.1行走液壓系統(tǒng)的設計 10 3.1.1 全輪驅(qū)動液壓壓路機的優(yōu)點 10 3.1.2 全輪驅(qū)動液壓壓路機的缺點 11 3.2振動液壓系統(tǒng)設計 11 3.2.1開式液壓震動系統(tǒng) 11 3.2.2閉式液壓振動系統(tǒng) 12 3.2.3工作裝置液壓振動系統(tǒng)形式的選用 13 3.3轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)設計 13 3.4液壓系統(tǒng)原理圖 16 第四章 液壓系統(tǒng)計算與選型 17 4.1 液壓系統(tǒng) 17 4.1.1 行走液壓系統(tǒng) 17 4.1.2 振動液壓系統(tǒng) 17 4.1.3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng) 18 4.2各液壓系統(tǒng)所需功率計算 18 4.2.1行駛液壓系統(tǒng)所需功率計算 18 4.2.2轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)所需功率計算 19 4.2.3振動液壓系統(tǒng)所需功率計算 19 4.3 主要液壓元件計算選型 20 4.3.1 行駛液壓系統(tǒng) 20 4.3.2 振動液壓系統(tǒng) 21 4.3.3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng) 22 第五章 分動箱設計 25 5.1分動箱結(jié)構(gòu)設計 25 5.2分動箱設計計算 25 5.2.1動力參數(shù)計算 25 5.2.2行駛級齒輪傳動設計 26 5.2.3轉(zhuǎn)向-振動級齒輪傳動設計 28 5.2.4輸入軸的設計 29 5.2.5輸出軸1的設計 30 5.2.6輸出軸2的設計 30 5.2.7 軸強度的校核 31 第六章 傳動系統(tǒng)的保養(yǎng)與維修 32 6.1傳動系統(tǒng)保養(yǎng) 32 6.2傳動系統(tǒng)的維修 33 6.2.1常見故障排除 33 結(jié) 論 36 參考文獻 37 致 謝 38 第一章 緒論 1.1壓路機的定義 壓路機在工程機械中屬于道路設備的范疇，廣泛用于高等級公路、鐵路、機場跑道、大壩、體育場等大型工程項目的填方壓實作業(yè)，可以碾壓沙性、半粘性及粘性土壤、路基穩(wěn)定土及瀝青混凝土路面層。全液壓振動壓路機是利用其自身的重力和振動壓實各種建筑和筑路材料。在公路建設中，振動壓路機最適宜壓實各種非粘性土壤、碎石、碎石混合料以及各種瀝青混凝土而被廣泛應用。 根據(jù)壓實機械的工作原理、結(jié)構(gòu)特點、傳動形式、操作方法和用途的不同，有不同的分類方法，習慣上把壓實機械分為壓路機和夯實機兩大類: 1、壓路機：按壓實原理，壓路機可分為靜作用壓路機、振動壓路機和組合式壓路機。靜作用壓路機又可分為光輪壓路機和輪胎壓路機。振動壓路機可分為手扶式振動壓路機、自行式振動壓路機、兩鋼輪串聯(lián)式振動壓路機和拖式振動壓路機。振動壓路機按振動機構(gòu)分又可分為：圓周振動；扭轉(zhuǎn)振動即振蕩；智能振動，其中包括：垂直振動、斜向振動和水平振動；復式振動即扭轉(zhuǎn)振動和軸向振動的疊加：混沌振動壓路機即主頻附近的寬頻激振。2、夯實機：夯實機有蛙式打夯機、振動平板夯、振動沖擊夯和爆炸夯四種。振動平板夯又可分前行和可逆行振動平板夯兩種。振動沖擊夯又分為電動和內(nèi)燃振動沖擊夯兩種。 1.2課題研究的目的和意義 現(xiàn)代公路都是在原始地面基礎上，自下而上由自然土石方和各種混合料逐層鋪筑起來的各種結(jié)構(gòu)層。這些結(jié)構(gòu)層除了承受上層的重量載荷和車輛的流動變載荷外，還要遭受同曬、雨淋、冰雪、洪水、地震等自然氣候災害的侵蝕與破壞。如果各層材料壓實不足，將直接導致道路面層出現(xiàn)沉陷、波浪、裂紋等缺陷。路基和路面的早期破壞，將降低運輸效率、提高運輸成本、誘發(fā)交通事故、危及行車安全、大幅增加道路養(yǎng)護成本。 隨著交通流量與大噸位車輛的與日俱增，對道路強度、剛度、平整度和氣候穩(wěn)定性要求越來越高。為了適應這些要求，必須對各鋪層材料運用重型壓實機械進行逐層壓實以達到高標準的密實度。經(jīng)過良好均勻壓實的鋪層，材料顆粒問摩擦阻力和內(nèi)聚力增大，道路強度、剛度和承載能力大大提高；材料內(nèi)部的空隙減少，顆粒之間結(jié)合更加緊密，能抵抗水的滲透，改善道路的水穩(wěn)定性和抗冰凍的能力；路面獲得好的平整度，車輛行駛更舒適、平穩(wěn)。工程實踐證明，將筑路材料的密實度增加1％，道路的承載能力會增加10％～15％。盡管壓實所需的費用只占總施工預算的1％,---4％，但壓實結(jié)果對道路的使用壽命是至關重要的?。 我國公路建設正逐步采用高的壓實標準，為達到這樣的標準，國家建設部門規(guī)定，只有裝備16噸級以上重型振動壓路機的施工單位才具備參與高等級公路建設的資質(zhì)。因此，隨著每年大量高速公路的開工建設，市場對于重型振動壓路機的需求量不斷增加?！壳皣a(chǎn)振動壓路機在壓實性能、可靠性、液壓傳動、電器控制等方面與國外產(chǎn)品相比還存在一定的差距，產(chǎn)品系列以中小噸位機械傳動方式為主，而性能優(yōu)良的全液壓重型振動壓路機主要依賴于進口n，。要徹底改變這種現(xiàn)狀，就必須研制和生產(chǎn)具有自主知識產(chǎn)權(quán)的高性能重型振動壓路機，既能滿足市場需求，又能為我國高等級公路建設提供現(xiàn)代化的高效壓實裝備，確保公路建設的質(zhì)量。 1.3 國內(nèi)壓實機械和壓實技術概況 建國以前，我國只有一些壓路機的修配工廠，直到1940年，大連仿制出了我國第一臺蒸汽壓路機。建國以后，上海市工程局廈門筑路機械廠（洛陽建筑機械廠前身）于1952年成功地制造了6t三輪壓路機，1954年廈門筑路機械廠由上海遷往洛陽，改名為洛陽建筑機械廠，并于1957年試制成功了12/15t三輪壓路機，洛陽建筑機械廠成為我國第一個生產(chǎn)壓路機的專業(yè)廠。 進入20世紀60年代，徐州工程機械廠、上海工程機械廠和三明重型機械廠先后加入了壓路機生產(chǎn)廠行列，先后設計出6/8t、8/10t、10/12t、12/15t光輪壓路機，淘汰了蒸汽壓路機。1961年，西安公路學院與西安筑路機械廠聯(lián)合開發(fā)了3t自行式振動壓路機，標志著我國自行開發(fā)設計振動壓實機械的起步。1964年，洛陽建筑機械廠設計出4.5t振動壓路機。1966年，徐州工程機械廠設計了9/16t輪胎壓路機。 20世紀70年代，交通部系統(tǒng)的德州筑路機械廠（山東公路機械廠前身）、西安筑路機械廠、四川公路機修廠和廊坊筑路機械廠也加入到壓路機的生產(chǎn)行列。1974年，洛陽建筑機械廠與長沙建筑機械研究所合作開發(fā)了10t輪胎驅(qū)動壓路機和14t拖式振動壓路機。20世紀80年代，邯鄲建筑機械廠、四平建筑機械廠、義烏建筑機械廠、長春工程機械廠、中建四局機械廠、陜西水利機械廠、常州市長江工程機械廠、江陰交通工程機械廠等都先后投產(chǎn)。洛陽建筑機械廠設計了6t、10t、12t、16t振動壓路機，邯鄲建筑機械廠設計了2t振動壓路機，陜西水利機械廠設計了拖式凸塊振動壓路機。 20世紀80年代中期，我國開始引進國外壓路機制造技術。1983年洛陽建筑機械廠引進了美國Hrster公司技術，合作生產(chǎn)了6t鉸接式振動壓路機；1984年徐州工程機械廠引進瑞典Dynapac公司的CA25型輪胎驅(qū)動振動壓路機和CC21型串聯(lián)振動壓路機技術；1985年溫州冶金機械廠設計了19t振動壓路機；1987年洛陽建筑機械廠引進德國Bomag公司的217DBW和141AD振動壓路機技術；江麓機械廠引進了德國Vibromax公司的W1102系列振動壓路機技術。以后，各生產(chǎn)廠家在此基礎上不斷開發(fā)新的產(chǎn)品，使本廠產(chǎn)品達到多品種系列化。 20世紀80年代后期，隨著基礎工業(yè)的發(fā)展，特別是液壓泵、馬達、振動輪用軸承、橡膠減振器的引進生產(chǎn)，使振動壓路機技術總體水平和可靠性有很大的提高，在基礎元件支持下，振動壓路機引進技術不斷得到消化吸收，國內(nèi)大專院校和科研院所的科研攻關，使我國自行開發(fā)和設計振動壓路機的能力有較大的提高，1990年西安公路交通大學與徐州工程機械廠共同開發(fā)了10t振蕩壓路機，標志著我國振動壓路科研和產(chǎn)品開發(fā)達到新的水平。 從1960年以來，夯實機械也處于蓬勃發(fā)展時期，1961年長沙建筑機械研究所在總結(jié)群眾發(fā)明的基礎上，設計了蛙式夯土機；同時，廠所合作設計成功了爆炸式夯系列產(chǎn)品。20世紀70年代，長沙建筑機械研究所與制造廠合作開發(fā)了振動平板夯系列。20世紀80年代，長沙機械研究所、北京建筑機械綜合研究所、建研院建筑機械化研究所與工廠合作，先后設計了不同型號的振動沖擊夯。 目前，我國30多家工廠生產(chǎn)壓路機，生產(chǎn)夯實機械的工廠多達數(shù)百家，已形成6—20t光輪壓路機、6—20t輪胎壓路機、0.5—20t振動壓路機等三大系列的壓路機的批量生產(chǎn)，基本上滿足了國內(nèi)需要。 我國壓路機，整體技術水平與國外相比仍有差距，主要表現(xiàn)在：產(chǎn)品型號不全、重型和超重型壓路機生產(chǎn)數(shù)量和品種仍然較少、專用壓實設備缺乏、綜合技術經(jīng)濟指標和自動控制方面仍低于國外先進水平。 1.4國外壓實機械和壓實技術現(xiàn)狀 國外壓實機械比較先進的國家有:德國、美國、瑞典、日本、法國、英國和俄羅斯。光輪壓路機的產(chǎn)量逐年下降，目前生產(chǎn)量較大的有三輪壓路機（6—12t）、二軸串聯(lián)壓路機（2—13t）、三軸串聯(lián)壓路機（12—14t）。 光輪壓路機比較先進的結(jié)構(gòu)是大滾輪直徑、全輪驅(qū)動、液壓傳動、液壓轉(zhuǎn)向機構(gòu)。日本酒井公司生產(chǎn)的R1和R2型全液壓光輪三輪壓路機采用了全輪驅(qū)動鉸接轉(zhuǎn)向機構(gòu)，是比較先進的機種。光輪壓路機的技術簡單、維修方便、壽命長、施工工藝成熟、特別是價格便宜、因而尚有一定的市場需求。工業(yè)發(fā)達國家，在維修高速公路的磨耗層時，二輪串聯(lián)光輪壓路機是合適的機種。 輪胎壓路機的應用始于20世紀50年代，但直到20世紀60年代才因成功地采用輪胎集中調(diào)壓系統(tǒng)，使技術日臻完善。 輪胎壓路機與光輪壓路機相比，其優(yōu)越性在于使被壓實材料有非常好的封閉性。除了適宜壓實瀝青攤鋪層，幾乎還能夠完成所有的壓實工作。自行式輪胎壓路機的機動性好，便于運輸與工地轉(zhuǎn)移。由于20世紀70年代振動壓路機已解決了瀝青鋪裝層的壓實工藝問題，輪胎壓路機的發(fā)展余地也比較少了。但是，在修筑高等級路面時，輪胎壓路機仍是不可缺少的機種。目前世界上主要壓路機生產(chǎn)廠家都生產(chǎn)輪胎壓路機。 國外振動壓路機發(fā)展迅速，從產(chǎn)品品種、產(chǎn)量、銷售額等方面與其它壓路機相比，都占有較大的優(yōu)勢。 由于高速公路的發(fā)展，對基礎的承載能力需求越來越高，振動壓路機被視為較理想的、能滿足要求的壓實機械，因而從20世紀50年代初就引起了人們對振動壓路機的重視。本世紀20世紀30年代，德國最早利用振動原理壓實土壤。羅申豪森（LOSE-AUSEN）公司率先設計了一臺安裝有振動的平板壓實機的25t履帶式拖拉機。隨后生產(chǎn)出拖式振動壓路機，工作質(zhì)量為4—6t。當時，研究的主要問題是解決振動壓路機的參數(shù)選擇和振動軸軸承的壽命，瑞典壓實機械專家拉斯佛斯布德（Lars Forssblad）先生發(fā)明了撥球滾道振動機構(gòu)，獲得了專利權(quán)。這個機構(gòu)解決了振動軸軸承的使用壽命問題。 20世紀50年代，歐洲各國開發(fā)了串聯(lián)式整體車架振動壓路機，并逐步改型。20世紀60年代，隨著對振動壓路機的深入研究，振動軸軸承性能、減振器性能和制造工藝水平不斷提高，促使振動壓路機得到了飛速發(fā)展。此時，輪胎驅(qū)動鉸接式振動壓路機、雙鋼輪串聯(lián)式振動壓路機等產(chǎn)品相繼問世，振動壓路機形成了兩個主要系列。 20世紀70年代以后，振動壓路機家族先后出現(xiàn)了組合式、蟹形式、凸塊式、手扶式振動壓路機；調(diào)頻、調(diào)幅技術、全輪驅(qū)動振動技術被廣泛應用于振動壓路機。進入20世紀80年代，壓實度的自動測量技術、“機—電—液”一體化技術逐漸應用于振動壓路機上。 20世紀80年代初，瑞典喬戴納米克（Geodynamik AB）研究所提出了新的壓實理論，即利用土力學交變剪應變原理，使土壤等壓實材料的顆粒重新排列而得更加密實。根據(jù)該理論，1982年德國哈姆（HAMM）公司開發(fā)出新型振動壓路機，即震蕩壓路機，1984年，世界首批震蕩壓路機開始銷售市場。 20世紀80年代末，日本生產(chǎn)出大噸位垂直振動壓路機，其振動輪內(nèi)部采用雙軸交叉振動法，使壓路機壓實深度深、壓實效果好且低速直線行駛穩(wěn)定。20世紀50年代，國外開始生產(chǎn)爆炸夯，但不久就被淘汰了，國外生產(chǎn)的夯實機械產(chǎn)品品種較多，產(chǎn)量較大的有以下兩種：（1）振動平板夯，許多廠家都進行系列生產(chǎn)，自重60—600kg，較大型的振動平板夯都可逆行；（2）振動沖擊夯，是輕便靈活的機型，自重60—120kg。 第二章 傳動系統(tǒng)總體結(jié)構(gòu)設計 振動壓路機傳動系將動力裝置的機械能進行傳遞和轉(zhuǎn)換后傳至振動壓路機行駛元件驅(qū)動輪、工作裝置振動馬達、轉(zhuǎn)向元件轉(zhuǎn)向油缸等，行駛、振動壓實、轉(zhuǎn)向等，典型的全液壓壓路機傳動系統(tǒng)原理圖如下： 全液壓壓路機傳動系統(tǒng) 1-分動箱；2，11-變量泵；3-齒輪油泵；4-變速器；5-液壓馬達；6-行走液壓馬達；7-減速器；8-振動液壓馬達；9-振動輪；10-轉(zhuǎn)向器；12-輪邊減速器；13-輪胎；14-后橋 第三章 液壓系統(tǒng)設計 3.1行走液壓系統(tǒng)的設計 根據(jù)前期的市場和技術調(diào)研，發(fā)現(xiàn)在道路的修筑過程中，路面以下各基礎層的壓實工程量是最大的。而全輪驅(qū)動液壓壓路機主要適用于道路基礎的壓實，不僅具有良好的壓實效果，而且相對于前后都是光輪的壓路機，具備更大的驅(qū)動力，更適應在坡道上碾壓，在未成形路面上行駛。這種振動壓路機在市場銷售量中占據(jù)了大部分的份額，具有廣泛的市場前景，自身的重量更是向著重型或超重型的方向發(fā)展。因此，本次設計選用全輪驅(qū)動液壓壓路機。 全輪驅(qū)動液壓系統(tǒng)原理圖 3.1.1 全輪驅(qū)動液壓壓路機的優(yōu)點 壓路機的碾壓速度是根據(jù)滾動壓實工藝規(guī)范選定的。碾壓速度對土壤鋪層的壓實效果有著顯著的影響，振動壓路機尤其如此。在鋪層厚度一定時，壓路機傳遞給填方內(nèi)的能量E與碾壓遍數(shù)n和碾壓速度"之比值成正比，即E∞r(nóng)ezo。較低的碾壓速度，能使鋪層材料在壓實力的作用下有足夠的時間產(chǎn)生不可逆變形，更好地改變被壓材料的結(jié)構(gòu)。然而，碾壓速度還與生產(chǎn)率有著密切關系，因此，碾壓速度存在一個最佳值，這個最佳值就是在不降低壓實質(zhì)量的前提下，選擇盡可能高的碾壓速度，以保證壓路機有較高的生產(chǎn)率。對于不同的鋪層材料、鋪層厚度與壓實度要求，無級調(diào)速允許選用不同的碾壓速度，能較好地克服壓實質(zhì)量與生產(chǎn)效率之問的矛盾，優(yōu)化壓實過程。由于一個系統(tǒng)內(nèi)壓力的自然平衡及液壓軟管的相對柔性，使得液壓傳動的動力極易分流和長距離傳輸，這對于壓路機振動輪行走的動力傳遞很方便，從而能實現(xiàn)全輪驅(qū)動。全輪驅(qū)動不僅增加了壓路機的驅(qū)動能力，而且能增大振動壓路機的壓實能力和提高鋪筑表層的壓實質(zhì)量，還提高了驅(qū)動橋的工作可靠性。 全輪驅(qū)動充分利用了兩個車輪的附著能力，在匹配得當?shù)臈l件下，一臺全輪驅(qū)動單輪振動壓路機的爬坡能力可以達到50％以上。在沙漠地帶壓實施工，砂性土壤的附著系數(shù)只有粘性土的50％～60％，而滾動阻力系數(shù)卻是粘性土的1．2～1．5倍，單輪驅(qū)動的振動壓路機根本不能行走。全輪驅(qū)動允許振動輪有較大的分配重量，其分配比可從單輪驅(qū)動的46．5％增加到62％。振動輪的靜線壓力和激振力相應地增大。壓路機的全輪驅(qū)動是以其液壓傳動為條件實現(xiàn)的。由于液流的自動差速作用，能使壓路機的所有車輪實現(xiàn)驅(qū)動而不會產(chǎn)生前后輪間的循環(huán)功率損失和相對滑移。車輪滑移會搓起被碾壓材料，造成新的表面不平整。 3.1.2 全輪驅(qū)動液壓壓路機的缺點 全輪驅(qū)動液壓傳動系統(tǒng)的缺點主要表現(xiàn)在： (1)單純的液壓系統(tǒng)不能用于低速運行，因為液體的可壓縮性會引起壓路機的爬行，從而降低壓實工作質(zhì)量； (2)液壓系統(tǒng)在高壓低速時的傳動效率低下，在系統(tǒng)壓力35 MPa與馬達轉(zhuǎn)速300 r／min時的總效率不足70％，大量的機械能轉(zhuǎn)化成熱能； (3)液壓一機械聯(lián)合傳動使得壓路機行走傳動系統(tǒng)總傳動效率僅有60％左右，能源浪費大，還造成了機器發(fā)熱； (4)增加了液壓油的消耗，還容易造成環(huán)境污染； (5)液壓油的清潔度至關重要，使得壓路機對制造與使用的條件苛刻，反而使得全液壓振動壓路機的工作可靠性大打折扣； 3.2振動液壓系統(tǒng)設計 閉式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)比較緊湊，泵的自吸性好，系統(tǒng)與空氣接觸的機會較少，空氣不宜滲入系統(tǒng)，故傳動的平穩(wěn)性較好；工作機構(gòu)的變速和換向靠調(diào)節(jié)泵或馬達的變量機構(gòu)實現(xiàn)，避免了在開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失。本設計選擇閉式液壓振動系統(tǒng)。 3.2.1開式液壓震動系統(tǒng) 開始回路液壓系統(tǒng)，如圖4.1所示?；窘M成為：齒輪泵1、電液換向閥2、齒輪馬達3、穩(wěn)壓閥4和冷卻器5.其中的穩(wěn)壓閥由減壓閥和溢流閥組成，穩(wěn)壓閥和電液換向閥集成于一體，共同組成一個振動閥單獨安裝在壓路機車架上。此系統(tǒng)僅能得到單頻率振動。電液換向閥用于改變馬達的旋轉(zhuǎn)方向，以實現(xiàn)壓路機雙振幅的變換。液壓閥的控制用壓力油是由壓路機行走液壓系統(tǒng)中的供油泵提供的。單換向閥處于中位時，閥體的四個通道相互串通，油泵即可卸荷，振動就停止。 當壓路機起振或變換振幅時，偏心塊將產(chǎn)生很大的慣性力矩，使液壓系統(tǒng)中的附加壓力急劇增大。當閥在開啟0.2-0.4s的瞬間，由于閥孔的開啟面積小，而在油路中造成一個壓力峰值，這一峰值壓力增大到一定程度的瞬間，溢流閥就會開啟卸載；待壓力平穩(wěn)之后溢流閥才關閉，使激振器進入到正常運轉(zhuǎn)，從而保護了液壓元件。 該種液壓傳動方案適宜于中等工作壓力。溢流閥的調(diào)定壓力縱使要比實際工作壓力高出2-3MPa。 開式液壓振動系統(tǒng) 1- 齒輪泵；2-溢流閥；3-齒輪馬達； 4-電液換向閥；5-冷卻器； 開式系統(tǒng)的優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，由于系統(tǒng)本身具有油箱，因此可以發(fā)揮油箱的散熱、沉淀雜質(zhì)的作用。 3.2.2閉式液壓振動系統(tǒng) 閉式液壓振動系統(tǒng)如圖4.2所示，其基本組成為：冷卻器1、斜盤式軸向柱塞變量泵2、儲能器3、組合閥4、定量柱塞馬達5。 此系統(tǒng)是用馬達的正反轉(zhuǎn)來調(diào)節(jié)振幅，并且能很容易地得到兩種頻率，必要時還可以實現(xiàn)無級調(diào)頻。這種閉式回路的振動液壓系統(tǒng)可以選的工作壓力較大，在使用柱塞馬達時的最大工作壓力可達25Mpa，這樣就減少了液壓元件的規(guī)格尺寸。在振動壓路機停振或轉(zhuǎn)換振幅時，工作壓力常達35Mpa,也伴有瞬時沖擊壓力產(chǎn)生，但比開式回路系統(tǒng)要好得多。解決這一問題的有效方法是在液壓馬達回路中設置蓄能器，用作緩沖裝置。 閉式液壓振動系統(tǒng) 1-變量泵；2-伺服閥；3-定量馬達；4-組合閥；5-蓄能器；6-濾油器 閉式系統(tǒng)的優(yōu)點： 結(jié)構(gòu)比較緊湊，泵的自吸性好，系統(tǒng)與空氣接觸的機會較少，空氣不宜滲入系統(tǒng)，故傳動的平穩(wěn)性較好； 2、工作機構(gòu)的變速和換向靠調(diào)節(jié)泵或馬達的變量機構(gòu)實現(xiàn)，避免了在開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失； 3、馬達的旋轉(zhuǎn)方向由雙向可變量的泵控制，輸出轉(zhuǎn)速可由改變泵的排量來實現(xiàn)。因此，這種系統(tǒng)可以實現(xiàn)變頻、變幅的功能； 系統(tǒng)存在背壓且對稱工作，柱塞泵、馬達具有很高的容積效率。 3.2.3工作裝置液壓振動系統(tǒng)形式的選用 由于振動壓路機振動，行駛工作中正反方向工作及制動等要求，使振動壓路機液壓系統(tǒng)中的泵、馬達大多采用閉式回路方式。閉式回路采用雙向變量液壓泵，通過泵的變量改變油路中油的流量和方向，實現(xiàn)振動壓路機的變速和換向，可以充分體現(xiàn)液壓傳動的優(yōu)點。閉式系統(tǒng)的主泵上通常帶一小排量的補油泵，并集成補油溢流閥和不郵單向閥，而沖洗冷卻閥則集成于馬達。補油溢流閥調(diào)定補油壓力，補油單向閥選擇補油方向，向主油路低壓側(cè)補油，以補償由于泵、馬達容積損失及由沖洗冷卻閥組中泄漏的流量。補油泵的附加功率損失比較小，僅為總傳動功率的1%-2%。 3.3轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)設計 目前，在壓路機上都是采用了液壓傳動的鉸接式液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。與傳統(tǒng)的阿克曼式轉(zhuǎn)向比較，鉸接轉(zhuǎn)向具有轉(zhuǎn)彎半徑小、機動性好及牽引力大等優(yōu)點。 見圖4.3，為整體車架的轉(zhuǎn)向示意圖，根據(jù)偏轉(zhuǎn)輪的不同，可分為前輪偏轉(zhuǎn)、后輪偏轉(zhuǎn)和前后輪偏轉(zhuǎn)三種結(jié)構(gòu)型式。 前輪偏轉(zhuǎn)是靜載壓路機常用的轉(zhuǎn)向方式，轉(zhuǎn)彎半徑較大，前后輪的軌跡重疊性不好，影響路面平整質(zhì)量，但駕駛員可以根據(jù)前輪的偏轉(zhuǎn)程度來估計壓路機的行車路線，符合操作習慣，有利于安全駕駛。 后輪偏轉(zhuǎn)在壓路機的設計中很少采用，對于只用前輪驅(qū)動和制動的壓路機，有利于保證上坡行駛的縱向穩(wěn)定性。 整體車架轉(zhuǎn)向示意圖 前后輪偏轉(zhuǎn)，又稱為全輪轉(zhuǎn)向。當偏轉(zhuǎn)的方向相反時，壓路機的轉(zhuǎn)彎半徑最小，機動性好，同時前后輪的軌跡重合，易于保證路面質(zhì)量平整；當偏轉(zhuǎn)的方向相同，角度相等，此時前后輪軸互相平行，并相互錯開一定的距離，此稱為“蟹行”。 但“蟹行”常用于雙鋼輪振動壓路機的轉(zhuǎn)向，以提高壓實作業(yè)的貼邊性能，對于輪胎驅(qū)動光輪振動的壓路機則沒有什么實際意義。 對于偏轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)向的壓路機，有一個很大的缺點，那就是偏轉(zhuǎn)輪處的車架只能設計在偏轉(zhuǎn)輪的上方，尤其是全輪轉(zhuǎn)向，整個車架都在前后輪上方。這種結(jié)構(gòu)上的缺陷，必然導致壓路機重心偏高，從而使壓路機行駛穩(wěn)定性差，在坡道上容易傾覆，給駕駛員帶來很大的危險。因此整體式車架偏轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)向的結(jié)構(gòu)一般只用于小噸位的壓路機。 見圖4.4，為鉸接式車架轉(zhuǎn)向示意圖，采用這種轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)的壓路機，其車架分成前后兩部分，通過垂直的鉸接銷連接。轉(zhuǎn)向時，前后車架繞鉸接銷發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，通過車架折腰而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。這種轉(zhuǎn)向方式轉(zhuǎn)彎半徑很小，機動性好，前后輪的軌跡重疊，利于保證路面的壓實質(zhì)量。前車架設計成框架的形式，通過減振系統(tǒng)懸掛在振動輪的四周，重心可以很低，基本上與前輪的軸心等高。由于前輪框架位于振動輪的四周，駕駛員具有良好的前視野，對于待壓路面和光輪表面的情況一目了然。后車架設計成如圖的結(jié)構(gòu)形式，位于兩輪胎之間，前部上方安裝駕駛室，中部安裝發(fā)動機、油泵和后橋總成等主要部件，后部設計成燃油箱，重心位置基本與輪胎的軸心等高，甚至更低。 鉸接式車架轉(zhuǎn)向示意圖 通過上面的比較分析，我們發(fā)現(xiàn)鉸接轉(zhuǎn)向相比于偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向雖然存在轉(zhuǎn)向阻力偏大，直線行駛性能欠佳等缺點，但還是具有更大的優(yōu)勢，尤其是對于重型或超重型壓路機。因此，本次設計的振動壓路機采用鉸接式車架折腰轉(zhuǎn)向的方案。 鉸接式車架折腰轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理圖 3.4液壓系統(tǒng)原理圖 綜合以上選擇的全輪驅(qū)動行走液壓系統(tǒng)、閉式振動液壓系統(tǒng)和鉸接式轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)可以得到本次設計的全液壓震動壓路機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如下： 全液壓振動壓路機液壓傳動系統(tǒng)原理圖 1-轉(zhuǎn)向液壓缸；2-轉(zhuǎn)向器；3-手動液壓泵；4-回油過濾器；5-行駛液壓馬達（帶閥組）；6-行駛液壓變量泵（帶閥組、補油液壓泵）；7-分動箱；8-柴油機；9-雙聯(lián)液壓泵；10-振動系統(tǒng)控制閥；11-振動系統(tǒng)液壓馬達 第四章 液壓系統(tǒng)計算與選型 4.1 液壓系統(tǒng) 根據(jù)本文第三章，YZ16 型振動壓路機采用全液壓的傳動方案，前、后輪驅(qū)動，壓路機的行駛、振動和轉(zhuǎn)向三大功能均通過靜液壓傳動來實現(xiàn)。整機液壓系統(tǒng)包括三個基本相互獨立的系統(tǒng)，即行走液壓系統(tǒng)、振動液壓系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，每個系統(tǒng)都有自己的油泵和執(zhí)行元件，避免了相互之間的干擾。三個系統(tǒng)的油泵采用串聯(lián)結(jié)構(gòu)，直接通過彈性聯(lián)軸器與發(fā)動機的飛輪連接，結(jié)構(gòu)非常緊湊，大大節(jié)約了內(nèi)部空間，方便了壓路機的整機布置。 4.1.1 行走液壓系統(tǒng) 行駛油泵與前、后行走馬達并聯(lián)連接，構(gòu)成閉式回路。行駛油泵為機械伺服斜盤式變量柱塞油泵，通過操縱油泵上的機械搖臂，可相應改變內(nèi)部斜盤的傾斜角度和方向，從而改變油泵的排量大小和高壓油流動的方向，實現(xiàn)無級變速和換向功能。前行走馬達通過前輪減速器與振動輪連接，后行走馬達與后橋總成連接，分別驅(qū)動前、后輪旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)全輪驅(qū)動。后行走馬達為斜盤式變量馬達，通過 Y6電磁閥的通、斷電，使其具有兩種設定好的排量，可實現(xiàn)兩檔行走速度。 當行駛油泵搖臂的角度回到零位時，輸出排量為零，并且兩根高壓油管之間相互隔斷，可完成行車制動。后橋總成和前輪減速器上裝有常閉式摩擦片制動器，壓路機行駛時，用于系統(tǒng)補油的壓力油進入制動器，克服彈簧力量，將制動器打開。壓路機行駛過程中，可通過控制 Y7 和 Y2 電磁閥，將行駛油泵斜盤迅速回零并將制動器卸壓，完成緊急制動。 行駛油泵自帶一個小的齒輪油泵，與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的回油一起，完成對行走和振動兩個閉式回路的補油，并用于制動器的開啟。 4.1.2 振動液壓系統(tǒng) 振動油泵與振動馬達并聯(lián)，構(gòu)成閉式回路。振動油泵為電控斜盤式變量柱塞油泵，通過 Y3 和 Y4 電磁閥的通、斷電，使振動油泵的斜盤在兩種狀態(tài)下工作，此時的振動油泵輸出的液壓油具有不同的流動方向和排量，從而使定量振動馬達具有正反兩種旋轉(zhuǎn)方向和相應的轉(zhuǎn)速。振動馬達再通過聯(lián)軸器與振動輪內(nèi)的激振器連接，相互配合實現(xiàn)雙頻雙幅的功能。 前、后行走馬達和振動馬達內(nèi)都安裝有沖洗閥組，由液控換向閥，節(jié)流閥和溢流閥組成，在閉式回路運行的過程中，系統(tǒng)內(nèi)不斷有熱的舊油通過沖洗閥組排入油箱，又不斷有新油補入，從而持續(xù)完成散熱和過濾的功能。 4.1.3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)采用開式回路，包括兩個轉(zhuǎn)向油缸、全液壓轉(zhuǎn)向器、組合閥塊和轉(zhuǎn)向齒輪油泵。轉(zhuǎn)向器通過轉(zhuǎn)向立柱與方向盤連接，左右轉(zhuǎn)動方向盤，便可帶動轉(zhuǎn)向器內(nèi)的閥芯左右旋轉(zhuǎn)，從而控制壓力油的流動方向。 轉(zhuǎn)向器選用開心無反應型。開心是指轉(zhuǎn)向器在中位時，齒輪泵的供油能直接排回油箱，從而節(jié)省了動力；無反應是指前輪在行駛和轉(zhuǎn)向過程中碰到的阻力不會反映到方向盤上面去，減輕了駕駛員的勞動強度。 組合閥塊中有兩個緩沖閥，用來消除行駛和轉(zhuǎn)向過程中前輪受到?jīng)_擊而引起的瞬時峰值壓力，壓力設定值為 20MPa。一個溢流閥用來限制整個系統(tǒng)的工作壓力，設定值為 14MPa。 轉(zhuǎn)向油缸采用平衡式雙液壓缸的布置形式，關于車軸對稱，活塞桿一端與鉸接架上的耳板鉸接，缸筒一端則與后車架上的支架鉸接。當方向盤向左旋轉(zhuǎn)時，壓力油進入右側(cè)油缸的無桿腔和左側(cè)油缸的有桿腔，右側(cè)油缸伸出，左側(cè)油缸縮回，使前輪繞鉸接軸向左偏轉(zhuǎn)，實現(xiàn)左轉(zhuǎn)向；而當方向盤向右旋轉(zhuǎn)時，則相反，實現(xiàn)右轉(zhuǎn)向。 該系統(tǒng)性能穩(wěn)定可靠，操縱輕便靈活，總體布置方便，并能實現(xiàn)發(fā)動機熄火轉(zhuǎn)向，在壓路機和許多工程機械上應用廣泛。 4.2各液壓系統(tǒng)所需功率計算 參數(shù)要求：振動頻率30/40Hz，行駛速度0~10km/h 其他相關參數(shù)： 整機工作質(zhì)量：16t 振動輪直徑×寬度：Ф1600×2000mm 激振力：337kN/112kN 整機長寬高：6150×2420×3250mm 4.2.1行駛液壓系統(tǒng)所需功率計算 壓路機在最困難條件下時產(chǎn)生以下阻力： 運行阻力 上坡阻力 式中： f-壓路機滾動阻力系數(shù)，取f=0.1 G-壓路機工作質(zhì)量，G=16000kg -道路坡度，根據(jù)交通部《公路工程技術標準》，各種公路的最大坡度值為11%，即：； 本壓路機設計的理論爬坡度為30%，即： 壓路機上坡壓實工作中的阻力: 壓路機在上坡壓實工況時的行駛功率：N1 式中： -壓路機工作時行駛速度， -發(fā)動機至驅(qū)動輪之間的機械傳動效率， 即：行駛液壓系統(tǒng)所需功率： 4.2.2轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)所需功率計算 轉(zhuǎn)向功率:N2 式中： -轉(zhuǎn)向泵壓力， -轉(zhuǎn)向泵排量， -發(fā)動機轉(zhuǎn)速， -傳動箱速比， -轉(zhuǎn)向泵效率， 即：轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)所需功率： 4.2.3振動液壓系統(tǒng)所需功率計算 振動功率:N3 式中： -高振幅的偏心力矩， -角速度， -振動輪振動阻力系數(shù)， -振動泵效率， -振動馬達效率， 即：振動液壓系統(tǒng)所需功率： 4.3 主要液壓元件計算選型 4.3.1 行駛液壓系統(tǒng) 行駛油泵的選擇：參照YZ16型全液壓振動壓路機選A4VG125HWDL1/32R 廠商：德國力士樂 式中：-進入前行走馬達的流量（L/min） -進入后行走馬達的流量（L/min） -行駛油泵總的輸出流量（L/min） -油泵和馬達的容積效率， -前輪的滾動半徑， -前輪的滾動半徑， -行駛油泵的最大排量， -前行走馬達的排量， -后行走馬達的排量， -前輪減速器的減速比， -后橋總成的減速比， -分動箱行駛級的減速比， -發(fā)動機工作時的設定轉(zhuǎn)速， -壓路機的最高行駛速度， 將各已知參數(shù)帶入以上公式得： 則： 得： 因此前后行走馬達選用： （1）后行走馬達 型號：A6VM107EZ4/48W 廠商：德國力士樂 排量：兩檔，107 ml/r 和 21ml/r （2）前行走馬達 型號：A6VE55HZ3/48W 廠商：德國力士樂 排量：55ml/r 因為行駛油泵為伺服變量油泵，起排量可在0~125ml/min之間無極變速，所以YZ16型振動壓路機行駛速度可在0~10km/h范圍內(nèi)無極變速，滿足設計要求。 4.3.2 振動液壓系統(tǒng) 振動油泵：參照YZ16-5選用A4VG71EZ2DM1/32R， 式中：-振動油泵排量， -振動馬達排量， -分動箱振動級減速比， -振動馬達轉(zhuǎn)速，高頻率時：， 低頻率時： 將已知參數(shù)帶入上式得：取56ml/r 當?shù)皖l率振動時： 取54ml/r 綜上述：振動油泵排量：高頻率時；低頻率時 振動馬達排量： （1）振動油泵 型號：選用A4VG71EZ2DM1/32R ，排量71ml/r 和58ml/r 廠商：德國力士樂 （2）振動馬達 型號：A2FM56/42W，排量56ml/r 廠商：德國力士樂 4.3.3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng) （1）轉(zhuǎn)向阻力矩計算 式中：M-轉(zhuǎn)向阻力矩，N.m -前輪對地面摩擦阻力系數(shù)， -前輪分配質(zhì)量， B-振動輪寬度，B=2m 鉸接中心到振動輪軸線的垂直距離，a=1.2m 將已知參數(shù)代入上述公式計算得： （1） 轉(zhuǎn)向油缸直徑及流量計算 式中：D-轉(zhuǎn)向油缸直徑，m -轉(zhuǎn)向角度， -轉(zhuǎn)向油缸工作壓力， -轉(zhuǎn)向油缸工作行程， -轉(zhuǎn)向油缸數(shù)量程， -活塞桿直徑d與缸徑D之比，暫取 -油缸傳動效率， 將已知參數(shù)代入上述公式，得： 選用缸徑，桿徑，，油缸走完全程的時間因為采用雙轉(zhuǎn)向油缸，轉(zhuǎn)向時油缸的工作容積是一側(cè)油缸有桿腔加上另一側(cè)油缸無桿腔容積之和，所以： 轉(zhuǎn)向所需的液壓油流量： （2） 全液壓轉(zhuǎn)向器的計算和選擇 式中：-轉(zhuǎn)向器排量，ml/r -轉(zhuǎn)向角度從-35°到+35°，方向盤轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)，取 -轉(zhuǎn)向器的容積效率， 將已知參數(shù)代入上述式中，得： 根據(jù)丹弗斯公司的轉(zhuǎn)向器產(chǎn)品樣本，選擇排量為350ml/r的開心無反應型全液壓轉(zhuǎn)向器，OSPC 350 ON，廠商：丹佛斯（DANFOSS）。 第五章 分動箱設計 5.1分動箱結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)上述傳動系統(tǒng)可知分動箱由發(fā)動機驅(qū)動動力一分為二，一路用于驅(qū)動壓路機行駛（后文稱行駛級），另一路用于驅(qū)動壓路機轉(zhuǎn)向與振動（后文稱轉(zhuǎn)向-振動級），因此可知分動箱結(jié)構(gòu)如下： 分動箱結(jié)構(gòu)簡圖 5.2分動箱設計計算 由以上章節(jié)可知，已知分動箱參數(shù)如下： （1）輸入轉(zhuǎn)速： （2）輸出功率： （3）傳動比： 5.2.1動力參數(shù)計算 （1）轉(zhuǎn)速n （2）功率P （3）轉(zhuǎn)矩T 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 P/kW n /(r.min-1) / (N﹒m) i 輸入軸 103.43 2500 395.1 輸出軸1 47.7 1666.67 273.32 輸出軸2 49.65 2000 237.08 5.2.2行駛級齒輪傳動設計 按輸入的轉(zhuǎn)速2500r/min，傳動比1.5計算， 傳動功率50.68kw（） （1） 選定齒輪材料、熱處理方式和精度等級 因載荷有輕微沖擊，大小齒輪均選硬齒面，大小齒輪的材料均為40Cr鋼滲氮淬火處理，大齒面硬度均為60HRC。 齒輪精度初選7級 （2） 初選齒數(shù)和齒寬系數(shù)。 取ψd=1 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 確定各參數(shù)值： 載荷系數(shù)：因K取值在1.2~2.4之間，由于載荷有中等沖擊，取K=1.75 許用應力：σHlim1=σHlim2=1500MPa ；σFlim1=σFlim2=920MPa 按一般可靠要求取安全系數(shù)為：SH=1.5 SF=1， 則許用接觸應力： 許用齒根彎曲應力： 取兩式計算中的較小值，即： （4）計算小齒輪分度圓直徑 齒數(shù)比=36/24=1.5 （5）確定模數(shù)和齒寬 取第一系列標準模數(shù)值 （6）按齒根彎曲接觸強度校核計算 校核 式中： a) 小輪分度圓直徑 b) 齒輪嚙合寬度 查手冊得兩齒輪的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80 將數(shù)據(jù)帶入公式得：σF1=107.34MPa σF2=101.19MPa 由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2，故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （7）齒輪幾何尺寸的確定 分度圓直徑： 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: 中心距： 齒寬：； 5.2.3轉(zhuǎn)向-振動級齒輪傳動設計 按輸入的轉(zhuǎn)速2500r/min，傳動比1.25計算， 傳動功率52.75kw（） （1） 選定齒輪材料、熱處理方式和精度等級 因載荷有輕微沖擊，大小齒輪均選硬齒面，大小齒輪的材料均為40Cr鋼滲氮淬火處理，大齒面硬度均為60HRC。 齒輪精度初選7級 （2） 初選齒數(shù)和齒寬系數(shù)。 取ψd=1 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 確定各參數(shù)值： 載荷系數(shù)：因K取值在1.2~2.4之間，由于載荷有輕微沖擊，取K=1.75 許用應力：σHlim1=σHlim2=1500MPa ；σFlim1=σFlim2=920MPa 按一般可靠要求取安全系數(shù)為：SH=1.5 SF=1， 則許用接觸應力： 許用齒根彎曲應力： 取兩式計算中的較小值，即： （4）計算小齒輪分度圓直徑 齒數(shù)比=30/24=1.25 （5）確定模數(shù)和齒寬 取第一系列標準模數(shù)值，這與按照行駛級齒輪設計計算得出的模數(shù)相同，故滿足兩級齒輪嚙合要求。 （6）按齒根彎曲接觸強度校核計算 校核 式中： a) 小輪分度圓直徑 b) 齒輪嚙合寬度 c) 查手冊得兩齒輪的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80 將數(shù)據(jù)帶入公式得：σF1=205.3MPa σF2=182.6MPa 由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2，故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （7）齒輪幾何尺寸的確定 分度圓直徑： 齒頂圓直徑: 齒根圓直徑: 中心距： 齒寬：； 5.2.4輸入軸的設計 （1）小齒輪材料用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)，σb=750MPa； （2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS 軸的輸入功率為 轉(zhuǎn)速為n1=2500 r/min 根據(jù)課本查表計算取 a=79mm b=49mm c=49mm d≥ 考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%， 則d=40.5×(1+5%)mm=42.5mm 圓整為45mm 以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。 5.2.5輸出軸1的設計 （1）小齒輪材料用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)，σb=750MPa； （2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS 軸的輸入功率為 轉(zhuǎn)速為n1=1666.67 r/min 根據(jù)課本查表計算取 a=79mm b=49mm c=49mm d≥ 考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%， 則d=36.5×(1+5%~10%)mm=38.3~40.1mm，圓整為40mm 以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑 5.2.6輸出軸2的設計 （1）小齒輪材料用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)，σb=750MPa； （2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS 軸的輸入功率為 轉(zhuǎn)速為n1=2000 r/min 根據(jù)課本查表計算取 a=79mm b=49mm c=49mm d≥ 考慮有兩個鍵槽，將直徑增大5%~10%， 則d=40.5×(1+5%~10%)mm=36.5~38.3mm ，圓整為38mm 以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑 5.2.7 軸強度的校核 按扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸強度，由軸結(jié)構(gòu)簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。 強度校核公式：σe=/W≤[σ-1] 輸入軸： 軸是直徑為45的是實心圓軸，W=0.1d3=9112.5N.mm 軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa 則σe=/W=53.2≤[σ-1]= 65MPa 故軸的強度滿足要求 輸出軸1： 軸是直徑為40的是實心圓軸，W=0.1d3=6400Nmm 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa 則σe= MΙ2/W=34.1≤[σ-1]= 65MPa 故軸的強度滿足要求 輸出軸2： 軸是直徑為38的是實心圓軸，W=0.1d3=5487.2Nmm 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa 則σe= MΙ2/W=39.6≤[σ-1]= 65MPa 故軸的強度滿足要求 第六章 傳動系統(tǒng)的保養(yǎng)與維修 6.1傳動系統(tǒng)保養(yǎng) 加強設備的維護保養(yǎng)是確保設備正常工作十分重要的環(huán)節(jié)。目前液壓設備經(jīng)常出現(xiàn)四種毛?。? 一為"精神病"，指液壓系統(tǒng)工作時好時壞，執(zhí)行機構(gòu)動作時有時無； 二為"冒虛汗"，指系統(tǒng)泄漏嚴重； 三為"抖動病"，指執(zhí)行機構(gòu)運動時有跳動，振動或爬行； 四為"高燒病"，指液壓系統(tǒng)工作油液溫升過高。 如果對上述四種病情進行分析與診斷，尋找產(chǎn)生病根的原因，同時對液壓設備進行科學管理，對常見故障提出預防措施，液壓系統(tǒng)的故障就可以減少或避免。 液壓設備的維護保養(yǎng)應注意下列要點： ① 控制油液污染，保持油液清潔，是確保液壓系統(tǒng)正常工作的重要措施。據(jù)某大型工廠統(tǒng)計，液壓系統(tǒng)的故障有80%是由于油液污染引發(fā)的。油液污染還加速液壓元件的磨損。 ② 控制液壓系統(tǒng)中工作油液的溫升是減少能源消耗、提高系統(tǒng)效率的一個重要環(huán)節(jié)。 ③ 控制液壓系統(tǒng)泄漏極為重要，因為泄漏和吸空是液壓系統(tǒng)常見的故障。要控制泄漏，首先是提高液壓元件零部件的加工精度和元件的裝配質(zhì)量以及管道系統(tǒng)的安裝質(zhì)量；其次是提高密封件的質(zhì)量，注意密封件的安裝使用與定期更換；最后是加強日常維護。 ④ 防止液壓系統(tǒng)振動與噪聲。振動影響液壓元件的性能，它使螺釘松動，管接頭松脫，從而引起漏油，甚至使油管破裂。一旦出現(xiàn)螺釘斷裂等故障，又會造成人身和設備事故。因此要防止和排除振動現(xiàn)象。 ⑤ 嚴格執(zhí)行日常點檢和定檢制度。點檢和定檢是設備維修工作的基礎之一。液壓系統(tǒng)故障存在著隱蔽性、可變性和難于判斷性的三大難關。因此對液壓系統(tǒng)的工作狀態(tài)進行點檢和定檢，把可能產(chǎn)生的故障現(xiàn)象記錄在日檢維修卡上，并將故障排除在萌芽狀態(tài)，減少重大事故的發(fā)生，同時也為設備檢修提供第一手資料。 ⑥ 嚴格執(zhí)行定期緊固、清洗、過濾和更換制度。液壓設備在工作過程中，由于沖擊振動，磨損、污染等因素，使管件松動，金屬件和密封件磨損，因此必須對液壓件及油箱等實行定期清洗和維修，對油液、密封件、執(zhí)行延期更換制度。 ⑦ 嚴格貫徹工藝紀律。在自動化程度較高的大批量生產(chǎn)的現(xiàn)代化機械加工工廠里，機械設備專業(yè)化生產(chǎn)程度較高，生產(chǎn)的節(jié)拍性很強，需按照加工要求和生產(chǎn)節(jié)拍來調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)的壓力和流量，防止操作者為了加快節(jié)拍，而將液壓系統(tǒng)工作壓力調(diào)高和運動速度加快的現(xiàn)象。不合理的調(diào)節(jié)不僅增加功率消耗，油溫升高，而且會導致液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障。 ⑧ 建立液壓設備技術檔案。設備技術檔案是"管好、用好、修好"設備的技術基礎，是備件管理、設備檢修和技術改造的原始依據(jù)。所以認真建立液壓設備技術檔案將有助于分析和判斷液壓故障的產(chǎn)生原因，并為采取果斷措施排除故障提供依據(jù)。 ⑨ 要建立液壓元件修理試驗場所。為確保修理過的液壓元件達到原有技術性能要求，或?qū)齑嬉簤涸M行質(zhì)量抽查，或?qū)M口液壓元件在測繪試制之前進行性能測試等，都需要有一個修理試驗場所。 6.2傳動系統(tǒng)的維修 6.2.1常見故障排除 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)故障原因和排除方法 故障 現(xiàn)象 發(fā)生原因 排除方法 漏油 　 1.閥體、隔盤、定子及后蓋結(jié)合面漏油 2.軸徑處膠圈損壞 3.安裝在轉(zhuǎn)向器閥體的法蘭盤上的配套隔盤漏油 4.限位螺栓處墊圈不平 1.結(jié)合面間有臟物，重新清洗；用力矩扳手重新按照要求均勻緊固螺栓；檢查更換有關密封圈 2.更換膠圈 3.拆下調(diào)節(jié)螺釘，更換膠圈 4.磨平和更換墊圈 轉(zhuǎn)向沉重 慢轉(zhuǎn)方向盤輕，快轉(zhuǎn)方向盤沉，油中有泡沫，發(fā)出不規(guī)則的響聲，方向盤轉(zhuǎn)動而液壓缸時動時不動，快慢轉(zhuǎn)方向盤均沉重，轉(zhuǎn)向無壓力，空負荷或輕負荷轉(zhuǎn)向輕，重負荷轉(zhuǎn)向沉。 1.油泵供油量不足 2.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中有空氣 3.閥體內(nèi)鋼球單向閥失效 4.油液粘度太大 5.油箱不滿 6.閥塊中溢流閥壓力低于工作壓力，溢流閥被臟污卡住或彈簧失效；密封圈損壞 1.選擇合適油泵或檢查油泵是否正常 2.排除系統(tǒng)空氣，檢查吸油管路是否漏氣 3.如鋼球丟失，則裝入直徑78.31mm鋼球（BZZ轉(zhuǎn)向器）；如有臟污卡住鋼球，應進行清洗；如閥體單向閥密封帶與鋼球接觸不良，應用鋼球沖擊之 4.使用推薦粘度油液 5.加油至規(guī)定的液面高度 6.調(diào)整溢流閥壓力或清洗溢流閥，更換彈簧或密封圈 轉(zhuǎn)向失靈 隨動閥不能自動回中和定位，中間位置壓力降增加，壓力振擺明顯增加，甚至不能轉(zhuǎn)動，配油關系錯亂，方向盤自傳活左右擺動，壓力擺動明顯增加，甚至不能轉(zhuǎn)動，車輛跑偏活轉(zhuǎn)動方向盤時液壓缸不動（也可