壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 YZ07手扶式振動(dòng)壓路機(jī)設(shè)計(jì) 35
YZ07手扶式振動(dòng)壓路機(jī)設(shè)計(jì)
摘要：隨著振動(dòng)壓實(shí)理論的逐步完善以及新的壓實(shí)技術(shù)和控制技術(shù)在壓路機(jī)中的應(yīng)用，振動(dòng)壓路機(jī)的研究逐漸顯出其重要性及必要性。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的主要任務(wù)是設(shè)計(jì)一種常用的YZ07振動(dòng)壓路機(jī)，該設(shè)計(jì)的意義在于研究設(shè)計(jì)出一種常用的輕型壓路機(jī)，滿足一般壓路工況。
由于所選擇的YZ07振動(dòng)壓路機(jī)為輕型振動(dòng)壓路機(jī)，所承受的激振力較小，因此振動(dòng)輪設(shè)計(jì)為單振幅、單振頻的振動(dòng)形式，設(shè)計(jì)較為簡(jiǎn)單和常用。具有很強(qiáng)的通用性，通過對(duì)YZ07振動(dòng)壓路機(jī)振動(dòng)輪中的偏心軸以及所選軸承、激振器的設(shè)計(jì)計(jì)算，確定整個(gè)振動(dòng)輪旋轉(zhuǎn)過程中所產(chǎn)生激振力以及校核部分零件，使之滿足YZ07振動(dòng)壓路機(jī)的工作需求。
除了振動(dòng)輪各項(xiàng)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算部分，本文還包括了對(duì)振動(dòng)壓路機(jī)的發(fā)展，課題研究意義的分析，以及對(duì)本領(lǐng)域目前發(fā)展情況的最新進(jìn)展以及所出現(xiàn)的問題進(jìn)行研究和討論。
關(guān)鍵詞：振動(dòng)壓路機(jī)；振動(dòng)輪；振動(dòng)激振器
YZ07 walk-behind vibratory rollers design
Abstract：With the gradual improvement of the theory of vibration compaction and compaction of new technology and control technology in the application roller , vibratory roller research increasingly shows its importance and necessity . The graduation project 's main task is to design a common YZ07 vibratory roller, the significance of this design is to study the design of a common light roller, pressure to meet the general road conditions.
Since the chosen YZ07 vibratory roller for light vibratory roller, which are subject to vibration force is small, so the amplitude of vibration wheel design is a single , single vibration frequency vibration form, design is relatively simple and commonly used. Has a strong versatility , through YZ07 vibratory roller wheel eccentric shaft vibration and selected bearing exciter design calculations to determine the rotation of the entire wheel vibration exciting force generated by the process and check some of the parts to make it meet the work requirements YZ07 vibratory roller .
In addition to the design of the parameters wheel vibration calculation section , the paper also includes a vibratory roller on the development of meaningful analysis of the research , as well as current developments in the field of the latest developments as well as the problems studied and discussed.
KeyWords：Vibratory rollers; vibration wheel; vibration exciter
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 國內(nèi)外壓路機(jī)產(chǎn)品技術(shù)概述與發(fā)展趨勢(shì) 1
1.2 本設(shè)計(jì)研究?jī)?nèi)容 2
第2章 總體方案設(shè)計(jì) 3
2.1 整機(jī)方案擬定 3
2.1.1 規(guī)格系列 3
2.1.2 行駛方式 3
2.1.3 行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng) 3
2.1.4 車架形式 4
2.1.5 轉(zhuǎn)向方式 4
2.1.6 振動(dòng)輪總成 4
2.1.7 減振方式 4
2.1.8 整機(jī)方案表 4
2.1.9 設(shè)計(jì)產(chǎn)品型號(hào)編制的確定 5
2.2 基本技術(shù)參數(shù)的擬定 5
2.2.1 名義振幅 5
2.2.2. 工作頻率 5
2.2.3 YZ07振動(dòng)壓路機(jī)擬達(dá)到的主要技術(shù)參數(shù) 6
第3章 整體參數(shù)計(jì)算 7
3.1 六個(gè)基本參數(shù)計(jì)算 7
3.1.1 工作重量 7
3.1.2單輪分配質(zhì)量 7
3.1.3 前輪靜線載荷 7
3.2爬坡能力的確定 7
3.3 重心位置 7
3.5 整機(jī)穩(wěn)定性分析 7
3.5.1 穩(wěn)定性工況分類 8
3.5.2坡道縱向靜態(tài)穩(wěn)定性 8
3.5.3 坡道橫向靜態(tài)穩(wěn)定性 10
3.5.4 上坡穩(wěn)定性 11
3.5.5 下坡穩(wěn)定性 13
3.5.6 計(jì)算分析討論 15
3.5.7 關(guān)于整機(jī)穩(wěn)定性的分析討論 15
3.5.8 YZ07壓路機(jī)穩(wěn)定性計(jì)算分析 15
3.6減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與計(jì)算 16
3.7 振動(dòng)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
3.7.1 振動(dòng)軸偏心質(zhì)量和偏心距的計(jì)算 16
3.7.2 振幅計(jì)算 17
3.7.3 振動(dòng)頻率計(jì)算 17
3.7.4 偏心力矩 17
3.7.5 激振力 17
3.7.6 振動(dòng)軸承的選型及壽命 17
3.7.7 聯(lián)軸器的選擇 18
第4章 YZ07型振動(dòng)壓路機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 19
4.1 傳動(dòng)形式的確定 19
4.2 液壓行走系統(tǒng)設(shè)計(jì) 20
4.2.1 液壓行走系統(tǒng)方案 20
4.2.2行走系統(tǒng)功率計(jì)算 20
4.2.3 液壓行走系統(tǒng)元件的選型 21
4.2.4 行走系統(tǒng)的功率校核 22
4.3 液壓振動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 24
4.3.1 液壓振動(dòng)系統(tǒng)方案確定 24
4.3.2 振動(dòng)液壓系統(tǒng)所屬功率計(jì)算 24
4.3.4振動(dòng)系統(tǒng)功率分析計(jì)算及振動(dòng)性能參數(shù)計(jì)算 24
4.4 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 27
4.4.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案確定 27
4.4.2油缸參數(shù)確定 27
4.4.3轉(zhuǎn)向泵參數(shù)確定 28
4.4.4全液壓轉(zhuǎn)向器的選取 28
4.4.5 轉(zhuǎn)向操縱功率計(jì)算 29
4.５整機(jī)功率及發(fā)動(dòng)機(jī)選型 29
4.5.1 整機(jī)功率計(jì)算 29
4.5.2 發(fā)動(dòng)機(jī)選型 30
第5章 總 結(jié) 31
5.1 本設(shè)計(jì)的特點(diǎn) 31
5.2 本設(shè)計(jì)的不足及努力方向 31
總結(jié) 33
參考文獻(xiàn) 34
謝辭 35
第1章 緒 論
1.1 國內(nèi)外壓路機(jī)產(chǎn)品技術(shù)概述與發(fā)展趨勢(shì)
20世紀(jì)30年代，世界上最早的振動(dòng)壓路機(jī)出現(xiàn)在的德國。此后隨著振動(dòng)壓實(shí)理論研究的深入，避振材料和振動(dòng)軸承制造技術(shù)的不斷完善，振動(dòng)壓路機(jī)在60年代占領(lǐng)了世界壓實(shí)機(jī)械市場(chǎng)，其品種、規(guī)格也呈現(xiàn)多元化發(fā)展。隨著社會(huì)需求對(duì)壓路機(jī)動(dòng)力性能、運(yùn)動(dòng)精度及自動(dòng)化程度的要求，液壓傳動(dòng)技術(shù)于60年代應(yīng)用于壓路機(jī)，70年代國外的大多數(shù)振動(dòng)壓路機(jī)已經(jīng)實(shí)現(xiàn)液壓傳動(dòng)。隨后，電液控制技術(shù)在振動(dòng)壓路機(jī)上的應(yīng)用，更使得壓路機(jī)實(shí)現(xiàn)了行走、振動(dòng)、轉(zhuǎn)向和制動(dòng)等系統(tǒng)的全液壓傳動(dòng)。到20世紀(jì)末期，電子技術(shù)和計(jì)算機(jī)技術(shù)給壓實(shí)機(jī)械進(jìn)行了一場(chǎng)控制革命，德國寶馬格（Bomag）公司首創(chuàng)了振動(dòng)調(diào)幅壓實(shí)系統(tǒng)并迅速推向世界市場(chǎng)。目前，國際上全液壓傳動(dòng)壓路機(jī)技術(shù)中，液壓傳動(dòng)、全輪驅(qū)動(dòng)、鉸接轉(zhuǎn)向等技術(shù)已經(jīng)較為成熟，自動(dòng)控制技術(shù)還處于起步階段，其中振動(dòng)參數(shù)的自動(dòng)控制已經(jīng)有了突破性進(jìn)展，但技術(shù)還有待進(jìn)一步完善[1] [2]。
我國的壓路機(jī)研制起步較晚，主要借鑒國外成果經(jīng)驗(yàn)發(fā)展，20世紀(jì)80年代，國內(nèi)壓路機(jī)廠家引進(jìn)國外先進(jìn)技術(shù)，開發(fā)生產(chǎn)了全液壓?jiǎn)武撦喺駝?dòng)壓路機(jī)，由于國情原因，90年代國內(nèi)出現(xiàn)了將靜壓路機(jī)的機(jī)械驅(qū)動(dòng)行使系統(tǒng)移植到了全液壓振動(dòng)壓路機(jī)上，替代了其原有的液壓傳動(dòng)件和驅(qū)動(dòng)橋組成行使驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，創(chuàng)造了國內(nèi)特有的機(jī)械式單缸輪振動(dòng)壓路機(jī)，它以低廉的價(jià)格贏得了市場(chǎng)[3]?？傮w上說，我國振動(dòng)壓路機(jī)市場(chǎng)的特點(diǎn)可以概括為：生產(chǎn)廠家眾多，產(chǎn)品系列齊全，銷量規(guī)模攀升，高端市場(chǎng)不強(qiáng)。目前，國內(nèi)大部分振動(dòng)壓路機(jī)仍為單輪驅(qū)動(dòng)、單輪振動(dòng)、機(jī)械傳動(dòng)的狀態(tài)，與國外相關(guān)產(chǎn)品技術(shù)比較，還有較大的差距。在保證占有市場(chǎng)份額的同時(shí)，加快研發(fā)高端振動(dòng)壓路機(jī)產(chǎn)品，積極搶占國內(nèi)外高端市場(chǎng)，是國內(nèi)相關(guān)企業(yè)的當(dāng)務(wù)之急[4]。
目前，國際上振動(dòng)壓路機(jī)正朝著結(jié)構(gòu)模塊化、一機(jī)多用化、機(jī)電一體化、行車安全化、智能化、專業(yè)化的趨勢(shì)發(fā)展?？梢灶A(yù)見，隨著我國基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)特別是公路建設(shè)的持續(xù)發(fā)展，我國壓路機(jī)銷量將有所增加，且會(huì)呈現(xiàn)較大的增長(zhǎng)幅度。根據(jù)權(quán)威專家預(yù)計(jì)，“十一五”期間我國壓路機(jī)容量將會(huì)達(dá)到15000臺(tái)左右，其中國生產(chǎn)的產(chǎn)品銷量約占85％，其中靜碾壓路機(jī)和機(jī)械驅(qū)動(dòng)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)等中低檔產(chǎn)品依然維持主導(dǎo)；國外產(chǎn)品約占15％，其中以全液壓驅(qū)動(dòng)振動(dòng)壓路機(jī)等高檔產(chǎn)品為主。由于技術(shù)上的差距，國內(nèi)企業(yè)的增長(zhǎng)空間將比較有限。效率高、檔次高的高端產(chǎn)品是未來的發(fā)展方向[5] [6]。
隨著市場(chǎng)對(duì)施工機(jī)械性能的更高要求，以下類型的產(chǎn)品具有更廣闊的發(fā)展空間：大型振動(dòng)壓路機(jī)、中型輪胎壓路機(jī)、自行式雙鋼輪串聯(lián)振動(dòng)壓路機(jī)、無級(jí)調(diào)頻調(diào)幅振動(dòng)壓路機(jī)、壓實(shí)RCC材料的專用壓路機(jī)。需要進(jìn)一步研發(fā)與推廣的產(chǎn)品有：駕駛條件好、環(huán)境污染小的振蕩式壓路機(jī)；生產(chǎn)率高的串聯(lián)振動(dòng)壓路機(jī)；壓實(shí)封層嚴(yán)密又不破壞骨料的輪胎壓路機(jī)[7]。
1.2 本設(shè)計(jì)研究?jī)?nèi)容
本設(shè)計(jì)定位為：在充分吸收國外小噸位振動(dòng)壓路機(jī)先進(jìn)技術(shù)水平的基礎(chǔ)上，結(jié)合我國道路施工方面的研究成果和規(guī)范，設(shè)計(jì)出具有較好壓實(shí)性能的小噸位振動(dòng)壓路機(jī)，主要用于高等級(jí)公路路面瀝青混凝土的壓實(shí)工作，兼能滿足砂石等非粘性土壤的路面壓實(shí)及修補(bǔ)工作中的較高要求，要求該設(shè)計(jì)產(chǎn)品具有壓實(shí)性好、適應(yīng)性強(qiáng)、轉(zhuǎn)彎靈活、爬坡能力強(qiáng)等特點(diǎn)，達(dá)到國內(nèi)同類產(chǎn)品的先進(jìn)水平。
具體任務(wù)為：
a. 在研究國內(nèi)同類產(chǎn)品技術(shù)參數(shù)的基礎(chǔ)上，設(shè)定YZ07振動(dòng)壓路機(jī)總體方案，進(jìn)行總體參數(shù)的校核與計(jì)算，確定發(fā)動(dòng)機(jī)選型、各檔速度、壓實(shí)力、激振力。
b. 在基本參數(shù)確定的基礎(chǔ)上，重點(diǎn)對(duì)壓路機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，以保證整機(jī)達(dá)到預(yù)期的良好性能。傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)包括：行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)、振動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)，并計(jì)算整機(jī)功率選定發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)。
c. 進(jìn)行重要零件的設(shè)計(jì)與選型。
第2章 總體方案設(shè)計(jì)
2.1 整機(jī)方案擬定
2.1.1 規(guī)格系列
本設(shè)計(jì)為0.7噸位小型振動(dòng)壓路機(jī)。
2.1.2 行駛方式
振動(dòng)壓路機(jī)按行使方式分為拖式、自行式和手扶式，其比較如表2-1：
表2-1 振動(dòng)壓路機(jī)行駛方式比較
行駛方式
噸位（t）
特點(diǎn)
自行式
2-18
靜線壓力適中，振動(dòng)頻率和振動(dòng)幅值在一定范圍內(nèi)可調(diào)，速度可無級(jí)變速，機(jī)動(dòng)性強(qiáng)，操縱方便，生產(chǎn)效率高且減振性能良好，價(jià)格較高，應(yīng)用非常廣泛。特別適用于路基和路面工程。
拖式
8-25
靜線壓力大，激振力大，壓實(shí)影響深，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。價(jià)格適中，需要牽引車配合作業(yè)。且行使和轉(zhuǎn)向受牽引的大小壓實(shí)表層有振松和壓碎機(jī)料的現(xiàn)象，適用于大壩、港口、道路路基等大型填方填石工程。
手扶式
0.5-1.0
靜線壓力小，激振力小，振動(dòng)頻率高，壓實(shí)影響小，造價(jià)低，一般輔助大型壓實(shí)機(jī)械作業(yè)，適用于公路路肩、人行道、構(gòu)槽等小型工程。
本設(shè)計(jì)行駛方式采用手扶式。
2.1.3 行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)
傳統(tǒng)的行走系統(tǒng)有單輪驅(qū)動(dòng)和雙輪驅(qū)動(dòng)和全輪驅(qū)動(dòng)幾種形式。單輪驅(qū)動(dòng)形式對(duì)壓實(shí)平整度等有不好影響，故不采用。由于本設(shè)計(jì)為小型機(jī)，行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)采用液壓全輪驅(qū)動(dòng)的形式，該技術(shù)在國內(nèi)外均已較為成熟，國內(nèi)則多用于大噸位機(jī)型，可減少堆料現(xiàn)象，極大提高壓實(shí)效果，振動(dòng)輪做驅(qū)動(dòng)輪可減少壓實(shí)路面產(chǎn)生裂縫的可能性，且振動(dòng)輪靜線壓力得到充分運(yùn)用，密實(shí)度高，壓實(shí)遍數(shù)少，并提高壓實(shí)層表面平整度。該技術(shù)行走系統(tǒng)由一泵雙馬達(dá)并聯(lián)組成的閉式回路低速方案，既具有良好驅(qū)動(dòng)能力，又方便安裝和維修。低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)有兩個(gè)排量可以實(shí)現(xiàn)電磁閥控制兩擋無級(jí)變速度[11]。
2.1.4 車架形式
振動(dòng)壓路機(jī)車架形式可分為剛性車架、鉸接車架。剛性車架為一整體，轉(zhuǎn)向時(shí)為整體轉(zhuǎn)動(dòng)，不靈活，適應(yīng)性差。鉸接車架一般由前車、后車和中心鉸接架組成，具有較好的通過性和靈活性。本設(shè)計(jì)擬采用鉸接車架。
2.1.5 轉(zhuǎn)向方式
本設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)擬采用萬向輪結(jié)構(gòu)，由于本設(shè)計(jì)為小型機(jī)，貼邊性在使用過程中優(yōu)點(diǎn)并不特別明顯，故本設(shè)計(jì)擬采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單、轉(zhuǎn)彎半徑小的萬向輪結(jié)構(gòu)。
2.1.6 振動(dòng)輪總成
a.振動(dòng)輪數(shù)量：
國內(nèi)目前小型振動(dòng)壓路機(jī)中單輪振動(dòng)設(shè)計(jì)為多，本設(shè)計(jì)振動(dòng)系統(tǒng)擬采用一泵雙馬達(dá)串聯(lián)組成的閉式系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)雙輪振動(dòng)，與單輪振動(dòng)相比，工效可提高一倍。在系統(tǒng)中安裝一個(gè)二位二通閥，搬動(dòng)閥柄，可實(shí)現(xiàn)前輪的單獨(dú)振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)多功能?！ ?
b.振動(dòng)輪結(jié)構(gòu)：
振動(dòng)壓路機(jī)振動(dòng)輪外部結(jié)構(gòu)分光輪振動(dòng)和凸塊式振動(dòng)，凸塊式振動(dòng)特別適合壓實(shí)粘性土壤，本設(shè)計(jì)振動(dòng)輪外部采用應(yīng)用范圍更廣泛的光輪振動(dòng)結(jié)構(gòu)。
2.1.7 減振方式
振動(dòng)壓路機(jī)一般的減振方式有橡膠減振、空氣減振、彈簧減振三種。其中空氣減振方式有振幅衰減能力差、傳遞轉(zhuǎn)矩較困難、外形尺寸大、結(jié)構(gòu)不緊湊的缺點(diǎn)，主要用于拖式振動(dòng)輪。彈簧減振有內(nèi)部阻尼小、衰減振動(dòng)能力差、不許在共振頻率間工作的缺點(diǎn)，主要用于振動(dòng)平板。橡膠減振方式其減振塊形狀和尺寸可根據(jù)需要設(shè)計(jì)，具有隔振緩沖性好、彈性持久，內(nèi)部阻尼大，通過共振區(qū)安全，體積輕、質(zhì)量小，易于安裝、維護(hù)、保養(yǎng)的優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛，滿足本設(shè)計(jì)對(duì)減振系統(tǒng)的要求，故本設(shè)計(jì)采用橡膠減振方式。
2.1.8 整機(jī)方案表
綜上所述，本設(shè)計(jì)的整機(jī)方案如表2-3所示。
表2-3整機(jī)方案表
規(guī)格系列
0.7噸位
行駛方式
手扶式
傳動(dòng)系
液壓傳動(dòng)
行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)
液壓全輪驅(qū)動(dòng)
車架形式
鉸接車架
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
萬向輪
振動(dòng)輪數(shù)量
單輪振動(dòng)
振動(dòng)輪外部
光輪振動(dòng)
振動(dòng)輪內(nèi)部激振機(jī)構(gòu)
低幅高頻
減振方式
橡膠減振
特殊機(jī)構(gòu)
暫不作設(shè)計(jì)
2.1.9 設(shè)計(jì)產(chǎn)品型號(hào)編制的確定
根據(jù)《建筑機(jī)械產(chǎn)品型號(hào)編制方法》的規(guī)定，本設(shè)計(jì)產(chǎn)品的型號(hào)編制為YZ07振動(dòng)壓路機(jī)，其中07為主參數(shù)代號(hào)（即工作質(zhì)量，單位t），YZ為兩輪串聯(lián)振動(dòng)壓路機(jī)特性代號(hào)。
2.2 基本技術(shù)參數(shù)的擬定
2.2.1 名義振幅
名義振幅指振動(dòng)壓路機(jī)用千斤頂或其他支撐物架起后，振動(dòng)輪懸空后測(cè)得的振動(dòng)輪振幅，又稱空載振幅。工作振幅指其實(shí)際工作時(shí)的振幅。通常工作振幅比名義振幅大，工作振幅用Ａ表示，名義振幅用表示，Ａ與隨土的剛度的變化有如下關(guān)系：
試驗(yàn)和經(jīng)驗(yàn)積累表明，振動(dòng)壓路機(jī)名義振幅的取值范圍為：
壓實(shí)基層
壓實(shí)次基層
壓實(shí)瀝青混凝土及路面
結(jié)合本設(shè)計(jì)要求，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設(shè)計(jì)名義振幅取值為0.80mm。
2.2.2. 工作頻率
經(jīng)驗(yàn)表明，振動(dòng)壓路機(jī)工作頻率有一合理的取值范圍，其取值范圍是：
其中為“壓路機(jī)－土”的振動(dòng)系統(tǒng)的二階固有頻率。
由于其隨著壓實(shí)對(duì)象的變化而變化，較為復(fù)雜，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，一般而言參考取值范圍為：
壓實(shí)基層
壓實(shí)次基層
壓實(shí)瀝青混凝土及路面
由于本設(shè)計(jì)產(chǎn)品主要用于壓實(shí)次基層路面，為了保證壓實(shí)效果，工作頻率取中間值，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設(shè)計(jì)初步取值為35Hz[12]。
2.2.3 YZ07振動(dòng)壓路機(jī)擬達(dá)到的主要技術(shù)參數(shù)
本設(shè)計(jì)的其他技術(shù)參數(shù)如上所述，均根據(jù)振動(dòng)壓路機(jī)壓實(shí)原理并在參考國內(nèi)外同類產(chǎn)品的基礎(chǔ)上擬定，不再敷述，本設(shè)計(jì)擬設(shè)達(dá)到的技術(shù)參數(shù)如下表所示表2-3：
表2-3 YZC3振動(dòng)壓路機(jī)主要技術(shù)參數(shù)
項(xiàng)目
技術(shù)參數(shù)
項(xiàng)目
技術(shù)參數(shù)
工作質(zhì)量（kg）
700
名義振幅（mm）
0.8
工作速度（km/h）
0-9
振動(dòng)頻率（Hz）
35
理論爬坡能力（％）
30
振動(dòng)輪直徑（mm）
550
激振力（kN）
振動(dòng)輪寬度（mm）
700
第3章 整體參數(shù)計(jì)算
3.1 六個(gè)基本參數(shù)計(jì)算
3.1.1 工作重量
G=700kg
經(jīng)驗(yàn)表明，振動(dòng)壓路機(jī)上、下車質(zhì)量比近似于1時(shí)，壓實(shí)效果最好，但在實(shí)際設(shè)計(jì)制造中很難達(dá)到正好為1這一比例，為方便設(shè)計(jì)，本設(shè)計(jì)初取上下車質(zhì)量比為1計(jì)算，如有偏差，再在后面校核時(shí)改正[13]。故：
3.1.2單輪分配質(zhì)量
Av=700kg
3.1.3 前輪靜線載荷
前輪寬度為，則
（3-1）
3.2爬坡能力的確定
為使設(shè)計(jì)產(chǎn)品有較好的適應(yīng)能力，并留有一定的爬坡儲(chǔ)備，本設(shè)計(jì)爬坡能力設(shè)計(jì)為30％。
3.3 重心位置
初步設(shè)定左右側(cè)傾時(shí)的穩(wěn)定角為，重心高度h如下：
（3-4）
3.5 整機(jī)穩(wěn)定性分析
整機(jī)穩(wěn)定性指整機(jī)在各種可能工況下不發(fā)生滑移和傾斜而保證正常工作狀態(tài)的性能，用滑移角和傾斜角來評(píng)價(jià)，整機(jī)穩(wěn)定性包括平地上的穩(wěn)定性和坡道上的穩(wěn)定性，平地上的穩(wěn)定性一般只考慮整機(jī)在最大轉(zhuǎn)向角時(shí)是否失穩(wěn)，主要是指?jìng)?cè)傾翻。坡道上的穩(wěn)定性分為縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性，其中又包括直線和轉(zhuǎn)向至最大轉(zhuǎn)向角的狀況。而且，按整機(jī)工作狀態(tài)又分為靜態(tài)穩(wěn)定性和行駛時(shí)動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性。從安全角度考慮，滑移與傾翻都是整機(jī)失穩(wěn)的標(biāo)志，而傾翻則具有更大的危險(xiǎn)性，因此整機(jī)必須做到既不滑移又不側(cè)翻，至少做到滑移先于傾翻，這是分析和計(jì)算整機(jī)穩(wěn)定性基礎(chǔ)[14]。
3.5.1 穩(wěn)定性工況分類
對(duì)于壓路機(jī)而言，由于結(jié)構(gòu)和性能上的一些特點(diǎn)，如一般為前后鉸接式車架、左右結(jié)構(gòu)基本對(duì)稱、工作速度較低等，給穩(wěn)定性的分析和計(jì)算帶來一些方便。一般工程機(jī)械在分析和計(jì)算穩(wěn)定性時(shí)所要考慮的各種工況見表3-1:
表3-1 各種工況考慮的穩(wěn)定性
平地
靜態(tài)穩(wěn)定性（最大轉(zhuǎn)向角時(shí)）
行駛穩(wěn)定性（最大轉(zhuǎn)向角時(shí)）
坡道
縱向
直線狀態(tài)
靜態(tài)穩(wěn)定性▲
行駛穩(wěn)定性▲
最大轉(zhuǎn)向角
靜態(tài)穩(wěn)定性▲
行駛穩(wěn)定性▲
橫向
直線狀態(tài)
靜態(tài)穩(wěn)定性
重心在上時(shí)
重心在下時(shí)▲
行駛穩(wěn)定性
重心在上時(shí)
重心在下時(shí)▲
最大轉(zhuǎn)向角
靜態(tài)穩(wěn)定性
重心在上時(shí)
重心在下時(shí)▲
行駛穩(wěn)定性
重心在上時(shí)
重心在下時(shí)▲
由于整機(jī)在臨傾翻或滑移狀態(tài)時(shí)一般不承擔(dān)工作載荷，因此關(guān)于工作狀態(tài)下的穩(wěn)定性未列入表中。表中帶▲號(hào)的項(xiàng)目為整機(jī)較危險(xiǎn)的工況，在進(jìn)行穩(wěn)定性分析和計(jì)算時(shí)要考慮。
3.5.2坡道縱向靜態(tài)穩(wěn)定性
整機(jī)自重為G的整機(jī)在坡道角為的縱坡道上靜態(tài)受力示意圖如圖3-1所示，O為整機(jī)重心點(diǎn)，與兩輪距離分別為l1，l2，重心垂直高度h。Ｏ1,Ｏ2分別為兩輪接地點(diǎn)（線）。Ｏ1,Ｏ2處兩輪受有坡道的支承力Ｎ１和Ｎ２，其反力為。由于整機(jī)存在下滑趨勢(shì)，因此兩輪還受靜摩擦力，其反力為。
圖3-1 縱坡道上靜態(tài)受力示意圖
對(duì)整機(jī)，分別以Ｏ1和Ｏ2為中心列力矩平衡方程，可以求出：
?。?-5）
?。?-6）
（3-7）
式中表示兩輪的靜摩擦系數(shù)
傾翻臨界狀態(tài)：令N＝O，即
式中表示臨界傾翻角。
滑移臨界狀態(tài)：令
（3-8）
所以 （3-9）
式中表示臨界滑移角。
如前所述，為了防止翻車事故以確保安全，應(yīng)滿足： ，即：
，亦即
綜上所述，整機(jī)在縱坡上的靜態(tài)穩(wěn)定性指標(biāo)為：
傾翻臨界角 （3-10）
滑移臨界角 （3-11）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
3.5.3 坡道橫向靜態(tài)穩(wěn)定性
令即，所以
令，即
所以，
一般情況下，，于是
于是
同樣的，令
綜上所述，整機(jī)在橫坡上的靜態(tài)穩(wěn)定性指標(biāo)為：
傾翻臨界角 （3-12）
滑移臨界角 （3-13）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
3.5.4 上坡穩(wěn)定性
a、如圖3-2所示，為整機(jī)在橫坡上的靜態(tài)受力示意圖．對(duì)圖示輪子而言，將支撐力向點(diǎn)轉(zhuǎn)化是完全可以的，與線載荷效果一致。
為整機(jī)重心至縱向?qū)ΨQ面的距離，為輪寬或輪距。
圖3-2 橫坡道上靜態(tài)受力示意圖
、為兩輪的驅(qū)動(dòng)力矩，、為兩輪產(chǎn)生的牽引力，、為兩輪的滾動(dòng)阻力，則：
式中：為兩輪滾動(dòng)半徑
表示兩輪的附著系數(shù)
表示兩輪的滾動(dòng)阻力系數(shù)
對(duì)機(jī)器，分別以Ｏ１ 和Ｏ２為中心列力矩平衡方程，可以求出：
傾翻臨界狀態(tài)：令Ｎ＝0，即
滑移臨界狀態(tài)：由于
令，即得：
所以
同樣地，令
綜上所述，整機(jī)在縱坡上單輪驅(qū)動(dòng)行使上坡的穩(wěn)定性指標(biāo)為：
傾翻臨界角 （3-13）
滑移臨界角 （3-14）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
需要說明的是，上述結(jié)果的成立，前提條件是整機(jī)產(chǎn)生的牽引力足夠，即；但如果整機(jī)不能產(chǎn)生足夠的牽引力，則滑移臨界角降低，
b、單輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)爬坡（驅(qū)動(dòng)輪在下）時(shí)的穩(wěn)定性
圖3-3 單輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)爬坡受力示意圖
如圖3-3所示，假設(shè)為驅(qū)動(dòng)輪即后輪，那么：
于是
（3-15）
（3-16）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
c、單輪驅(qū)動(dòng)倒退爬坡（驅(qū)動(dòng)輪在上）時(shí)的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-17）
（3-18）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
3.5.5 下坡穩(wěn)定性
a、雙驅(qū)動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性
如圖3-4所示，為此狀態(tài)下受力示意圖。此時(shí)整機(jī)重力在坡道方向的分力與牽引力的方向相同，即使在臨界狀態(tài)，整機(jī)也不可避免地存在下滑趨勢(shì)，甚至向下運(yùn)動(dòng)，而且向下運(yùn)動(dòng)正是工況需要，即此工況下產(chǎn)生滑移（更多情況下是滾動(dòng)）是必然的，因此：
圖3-4雙驅(qū)動(dòng)時(shí)下坡穩(wěn)定性受力示意圖
同理可求得： （3-19）
（3-20）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
b.單輪驅(qū)動(dòng)倒退下坡（驅(qū)動(dòng)輪在下）時(shí)的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-21）
（3-22）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
c. 單輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)下坡（驅(qū)動(dòng)輪在上）時(shí)的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-23）
（3-24）
當(dāng)時(shí)能保證滑移先于傾翻。
3.5.6 計(jì)算分析討論
a.傾翻角
從上述公式中可以看出，臨傾翻角的正切值與整機(jī)重心垂直高度成反比，與坡道下游輪子至整機(jī)重心的水平距離成正比，而與其他參數(shù)無關(guān)。
從計(jì)算結(jié)果還可以看出，理論上講臨界傾翻角與整機(jī)是否處于行使?fàn)顟B(tài)以及是單輪驅(qū)動(dòng)還是雙輪驅(qū)動(dòng)無關(guān)，但實(shí)際情況是有影響的。如后輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)爬坡時(shí)，由于后輪產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)力矩，會(huì)減少前輪的分配載荷，因而使臨界傾翻角降低。
b.滑移角
從上述公式中可以看出，各種工況滑移臨界角(滑移穩(wěn)定性)，上坡比下坡好，驅(qū)動(dòng)輪在下比在上好，雙驅(qū)動(dòng)可以改善上坡滑移穩(wěn)定性，但會(huì)減少下坡滑移穩(wěn)定性，這與實(shí)際情況是完全一致的。
c.滑移先于傾翻的條件
從上述公式中可以看出，在單輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)爬坡(驅(qū)動(dòng)輪在下)時(shí)的穩(wěn)定性、雙驅(qū)動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性、單輪驅(qū)動(dòng)倒退下坡(驅(qū)動(dòng)輪在下)時(shí)的穩(wěn)定性、單輪驅(qū)動(dòng)前進(jìn)下坡(驅(qū)動(dòng)輪在上)時(shí)的穩(wěn)定性這四種工況下滑移肯定先于傾翻，說明不會(huì)發(fā)生翻車事故。
3.5.7 關(guān)于整機(jī)穩(wěn)定性的分析討論
a.上述討論的靜態(tài)穩(wěn)定性，基本上是由整機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)(整機(jī)重心位置，軸距，輪距等)決定的。有時(shí)按這些結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算出的失穩(wěn)條件(滑移角、傾翻角)在理論上根本不能實(shí)現(xiàn)，或遠(yuǎn)大于整機(jī)最大設(shè)計(jì)爬坡能力(理論)。
b.分析整機(jī)在橫向坡道上的行走穩(wěn)定性時(shí)，還應(yīng)考慮作用在行走機(jī)構(gòu)上的牽引力。實(shí)際上，整機(jī)在坡道上橫向行走時(shí)有切向牽引力輸出，以阻止整機(jī)下行，在此情況下，側(cè)向附著力將降低。
c.整機(jī)的動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性受其它隨機(jī)因素的影響，慣性力的產(chǎn)生會(huì)降低車輛原有的靜態(tài)穩(wěn)定性，不該滑移時(shí)滑移，不該翻車時(shí)翻車。而且操作人員的駕駛水平和機(jī)器的使用條件，對(duì)整機(jī)的穩(wěn)定性也有很大影響。因此，為了防止整機(jī)失穩(wěn)，避免翻車事故，提高駕駛水平更具有現(xiàn)實(shí)意義。
3.5.8 YZ07壓路機(jī)穩(wěn)定性計(jì)算分析
YZ07振動(dòng)壓路機(jī)車架結(jié)構(gòu)為鉸接式，為單鋼輪單驅(qū)動(dòng)形式，其結(jié)構(gòu)參數(shù)如下表3-2所列。
表3-2參數(shù)結(jié)構(gòu)
整機(jī)質(zhì)量m(kg)
單輪寬度b(mm)
重心厚度h(mm)
重心距前輪l2(mm)
重心左右偏移量e(m)
爬坡能力設(shè)計(jì)值（％）
700
700
350
800
20
30
整機(jī)在良好瀝青路面上的滾動(dòng)阻力系數(shù)等見下表3-3所列。
表3-3瀝青路面上的滾動(dòng)阻力系數(shù)
工況
對(duì)象
良好瀝青路面
鋼輪
0.45
0.45
0.035
0.035
0.45
0.45
將兩表中的數(shù)據(jù)代入上述公式，即可得出各種狀態(tài)下的臨界角。
穩(wěn)定性計(jì)算結(jié)果分析一說明:
a.對(duì)坡道橫向靜態(tài)穩(wěn)定性，表3-3中所列指前后鋼輪與地面的靜摩擦系數(shù)，由于本機(jī)前后均為鋼輪，故。
b.重心左右偏移量e只影響橫向傾翻角，不影響滑移臨界角。
計(jì)算結(jié)果表明，YZ07振動(dòng)壓路機(jī)設(shè)計(jì)取值是合理可行的。
3.6減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與計(jì)算
本設(shè)計(jì)采用橡膠減振方式。選用丁腈橡膠，其有良好的耐油性和較大的阻尼。
由經(jīng)驗(yàn)公式，減振系統(tǒng)總剛度為：
（3-25）
式中：——壓路機(jī)的上車當(dāng)量質(zhì)量，
——壓路機(jī)的振動(dòng)頻率，，則：
=
3.7 振動(dòng)參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.7.1 振動(dòng)軸偏心質(zhì)量和偏心距的計(jì)算
偏心塊厚度:
偏心塊偏心質(zhì)量
（3-26）
偏心塊偏心質(zhì)量
（3-27）
偏心距e:
3.7.2 振幅計(jì)算
振動(dòng)輪質(zhì)量：
偏心質(zhì)量：
偏心距：mm
振幅：m （3-28）
3.7.3 振動(dòng)頻率計(jì)算
泵的流量：
（3-29） （3-29）
馬達(dá)轉(zhuǎn)速：
（3-30）
3.7.4 偏心力矩
（3-31）
3.7.5 激振力
（3-32）
3.7.6 振動(dòng)軸承的選型及壽命
選用軸承：NJ409MA/C3，潤(rùn)滑油潤(rùn)滑，Cr=102KN
已知數(shù)據(jù)：轉(zhuǎn)速，徑向力：（一組軸承）
該軸無軸向力，只有徑向力，單個(gè)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷：
（3-33）
軸承壽命：
（3-34）
3.7.7聯(lián)軸器的選擇
為保證馬達(dá)軸與振動(dòng)軸的正確傳動(dòng)及同心度問題，需要可調(diào)節(jié)同心度的彈性聯(lián)軸器，選用簡(jiǎn)單彈性柱銷聯(lián)軸器HL2。
參數(shù)：彈性體強(qiáng)度
振動(dòng)軸冷起動(dòng)轉(zhuǎn)矩：起振瞬間壓力160bar
儲(chǔ)備系數(shù)：（符合設(shè)計(jì)要求）
第4章 YZ07型振動(dòng)壓路機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
4.1 傳動(dòng)形式的確定
常見的振動(dòng)壓路機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)可分為機(jī)械傳動(dòng)、液力傳動(dòng)和液壓傳動(dòng)。其比較如表4-1：
表4-1 常見的振動(dòng)壓路機(jī)傳動(dòng)系比較
要 求
機(jī)械傳動(dòng)
液力傳動(dòng)
液壓傳動(dòng)
無級(jí)變化速度
－
＋
＋＋
不同滾動(dòng)阻力時(shí)不變的壓實(shí)速度
＋
－
＋
無級(jí)改變牽引力
－
＋
＋＋
在兩個(gè)行駛方式重復(fù)調(diào)節(jié)速度
＋
－
－
無沖擊的換向
－
＋＋
＋
無沖擊的啟動(dòng)
－
＋＋
＋
簡(jiǎn)單的單手柄操作
－
＋
＋＋
加速限制可調(diào)節(jié)
－
－
＋
傳動(dòng)機(jī)械元件的配置可自由移動(dòng)
－
－
＋＋
功率簡(jiǎn)單地分配在幾個(gè)使用部分上
（全部滾輪驅(qū)動(dòng)）
－
－
＋
在一個(gè)大的速度范圍內(nèi)有最佳的效率
＋
（＋）
＋
內(nèi)燃機(jī)環(huán)境靜化和最佳的功率調(diào)節(jié)
－
－
＋
制度或加速時(shí)幾乎無損
－
－
＋
注：＋＋：表示要求的性能很理想
＋：表示要求的性能較好
（＋）：表示要求的性能可以滿足
－：表示要求的性能不理想
如表4-1所示，相比而言，液壓傳動(dòng)有裝置重量輕，體積緊湊，易于實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速和調(diào)頻，傳動(dòng)沖擊小和閉鎖制動(dòng)功率損失小，易于功率分流，方便整機(jī)布置，操縱控制方便，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化等優(yōu)點(diǎn)，是振動(dòng)壓路機(jī)設(shè)計(jì)中比較理想的傳動(dòng)方式。
液壓傳動(dòng)系統(tǒng)也有一些缺點(diǎn)，如容易產(chǎn)生泄漏，污染環(huán)境；因泄漏和彈性變形大，不易做到精確的定比傳動(dòng)；系統(tǒng)內(nèi)若混入空氣，會(huì)引起噪聲和振動(dòng)等。這些缺點(diǎn)均與液壓元件的可靠性相關(guān)，隨著液壓技術(shù)的不斷發(fā)展和液壓元件可靠性的不斷提高，振動(dòng)壓路機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)已逐漸采用全液壓傳動(dòng)技術(shù)。本設(shè)計(jì)擬采用全液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。
本設(shè)計(jì)動(dòng)力元件采用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力主要傳動(dòng)給三個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，即本設(shè)計(jì)的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)由三個(gè)部分：液壓行走系統(tǒng)、液壓振動(dòng)系統(tǒng)和液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)組成，下面分別進(jìn)行設(shè)計(jì)與計(jì)算[15] [16]。需要說明的是，本設(shè)計(jì)中液壓系統(tǒng)主要元件均選用現(xiàn)有的國內(nèi)外成套產(chǎn)品，不作專門的元件設(shè)計(jì)。
4.2 液壓行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)
4.2.1 液壓行走系統(tǒng)方案
壓路機(jī)行走系統(tǒng)采用容積調(diào)速方案，且選用閉式容積調(diào)速系統(tǒng)較為合理。閉式系統(tǒng)分為高速方案和低速方案兩種，其中低速方案結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，且容易布置，用于小型機(jī)更能體現(xiàn)其優(yōu)勢(shì)，僅成本比高速方案略高，本設(shè)計(jì)采用低速方案。
本設(shè)計(jì)產(chǎn)品要求兩個(gè)鋼輪同時(shí)驅(qū)動(dòng)，擬采用行走變量泵、行走變量馬達(dá)組成，系統(tǒng)中兩個(gè)行走馬達(dá)并聯(lián)連接，因此，泵控系統(tǒng)內(nèi)必須具備補(bǔ)油泵和補(bǔ)油溢流閥，以及冷卻系統(tǒng)需要的梭閥。
系統(tǒng)中兩個(gè)行走馬達(dá)并聯(lián)連接，由左端振動(dòng)補(bǔ)油泵供給馬達(dá)減速器輸出軸制動(dòng)缸制動(dòng)油，并由兩位三通電磁閥控制。考慮到壓路機(jī)故障時(shí)便于拖動(dòng)，設(shè)有手動(dòng)泵，主要用于停車時(shí)松開制動(dòng)。為方便實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速，滿足壓路機(jī)的壓實(shí)作業(yè)工況，設(shè)有行走泵手動(dòng)伺服閥以控制行走驅(qū)動(dòng)馬達(dá)的方向與轉(zhuǎn)速。為實(shí)現(xiàn)緊急行走制動(dòng)，設(shè)有液壓伺服閥，并輔以機(jī)械制動(dòng)。
4.2.2行走系統(tǒng)功率計(jì)算
通過兩個(gè)鋼輪對(duì)地面附著力求得的功率作為壓路機(jī)的最大行走功率。
（1）在地面上的最大功率計(jì)算公式
兩鋼輪直徑相同，且均為驅(qū)動(dòng)輪，兩個(gè)行走馬達(dá)并聯(lián)，最大功率為兩鋼輪功率之和，則：
（4-1）
其中
（4-2）
兩馬達(dá)并聯(lián)取
（4-3）
（2）在地面上的最大功率：
鋼/土地的附著系數(shù)取
整機(jī)重量
取振動(dòng)時(shí)的行走速度為工作速度，將數(shù)據(jù)代入式4-3中，得：
（4-4）
帶振動(dòng)時(shí)：，則
其中，前輪最大可傳遞的行走功率：
后輪最大可傳遞的行走功率：
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，行走裝置的總效率為，則行走裝置的所屬總功率為：
（4-5）
（3）通過摩擦力兩驅(qū)動(dòng)鋼輪傳遞的最大轉(zhuǎn)矩：
（4-6）
其中，d為輪直徑d=550mm=0.55m，代入式4-6中得：
4.2.3 液壓行走系統(tǒng)元件的選型
由以上計(jì)算可知，行走系統(tǒng)總功率為，兩輪最大轉(zhuǎn)矩為，結(jié)合國內(nèi)外現(xiàn)有同類產(chǎn)品、技術(shù)，初選參數(shù)型號(hào)，并留有足夠的儲(chǔ)備系數(shù)，一般儲(chǔ)備系數(shù)為2左右，則初選泵為42P28型，馬達(dá)選用力樂士MCR05系列馬達(dá)，初定排量為620cm3/rcm，輸出功率29Kw，最大承受壓力45Mpa，工作壓力為25Mpa，并且可帶動(dòng)制動(dòng)器。具體參數(shù)如下：
行走泵：42p28:
流量：
持續(xù)壓力：P=25Mpa
最大壓力：
持續(xù)功率：
最大功率：
行走馬達(dá)：MCR05C620
排量：q=620cm3/r
最大壓力：p=45Mpa
持續(xù)壓力：p=25Mpa
最大轉(zhuǎn)速：
45Mpa時(shí)前后輪的最大轉(zhuǎn)矩：
（4-7）
根據(jù)以上計(jì)算可得：
泵的最大儲(chǔ)備系數(shù)： （可行）
馬達(dá)的最大儲(chǔ)備系數(shù)： （可行）
4.2.4 行走系統(tǒng)的功率校核
（1）兩驅(qū)動(dòng)馬達(dá)傳遞給兩鋼輪的傳遞功率(式4-4)：
（2）行走傳動(dòng)裝置的最大功率：
行走傳動(dòng)裝置的功率損失包括管路、接頭及泵、馬達(dá)的功率損失。
液壓油：搞磨液壓油YB-N32
密度：(15℃)
運(yùn)動(dòng)粘度：(50℃)(取一般液壓系統(tǒng)液壓油粘度范圍中間值)
軟管內(nèi)徑：d=12.7mm
泵：q=28cm3/r，因?yàn)橐槐脦ФR達(dá)，則：
流動(dòng)速度v為：
（4-8）
沿程壓力損失和局部壓力損失
雷諾數(shù)：
Re （4-9）
臨界雷諾數(shù)2000>Re>4000，液流為層流流動(dòng)與紊流流動(dòng)的過渡狀態(tài)。
由莫迪圖查得沿程阻力系數(shù)（液壓軟管為光滑管），則
a.沿程壓力損失
整個(gè)流程軟管的長(zhǎng)度為10米，根據(jù)達(dá)西（Darcy）公式
沿程壓力損失 （4-10）
b.局部壓力損失
局部阻力系數(shù)：
局部壓力損失： （4-11）
（1）行走回路的功率損失
（4-12）
（2）馬達(dá)的功率損失
平地最大功率輸出時(shí)：
馬達(dá)總效率：即
（4-13）
（3）行走泵的功率損失：
泵的總效率：
泵的功率損失：
（4-14）
（4）供油回路的功率需求：
n=2300r/min時(shí)，查得42L28補(bǔ)油泵功率（在4bar時(shí)）
（5）行走傳動(dòng)裝置的最大功率需求：
（4-15）
4.3 液壓振動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
4.3.1 液壓振動(dòng)系統(tǒng)方案確定
液壓振動(dòng)系統(tǒng)分為閥控制開式液壓系統(tǒng)和泵控制閉式液壓系統(tǒng)。閥控制開式液壓系統(tǒng)由定量泵、安全閥、換向閥、定量馬達(dá)和冷卻器組成，系統(tǒng)組成開式回路。其中液壓泵、馬達(dá)均采用定量的齒輪泵和齒輪馬達(dá)，成本低。泵控制閉式液壓系統(tǒng)通常由變量泵、組合閥、馬達(dá)、冷卻器、蓄能器等，由于其變量泵和定量馬達(dá)采用軸向柱塞式結(jié)構(gòu)，各種閥盡可能與泵、馬達(dá)集成一體，組成閉式系統(tǒng)，容積效率高。與前者相比，由于系統(tǒng)采用柱塞泵和柱塞馬達(dá)，在同樣的系統(tǒng)功率下可使系統(tǒng)流量減少，泵和馬達(dá)的體積相對(duì)減小，在結(jié)構(gòu)布置上更有機(jī)動(dòng)性。由于各種閥集成化，外部結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，中間聯(lián)接環(huán)節(jié)減少，減少了損失，提高了效率和可靠性，而且可實(shí)現(xiàn)變幅變頻功能。只是成本略高。本設(shè)計(jì)是小型機(jī)，為獲得更好的工作性能，本設(shè)計(jì)采用后者，即泵控制閉式液壓系統(tǒng)。
4.3.2 振動(dòng)液壓系統(tǒng)所屬功率計(jì)算
先采用經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算出振動(dòng)系統(tǒng)的功率，以此為標(biāo)準(zhǔn)選取元件，再根據(jù)振動(dòng)理論作詳細(xì)的分解計(jì)算。
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：
振功功率
式中m—振動(dòng)輪質(zhì)量，初估m(xù)=1100kg
A—振幅取A=0.8mm
—修正系數(shù)，其值與頻率有關(guān)，一般取5-8，本設(shè)計(jì)采用的是高頻小振幅，故取大值，取=8
振動(dòng)功率P=110×0.8×10-3×8=4.84kw
4.3.3 振動(dòng)液壓系統(tǒng)主要元件選型
本設(shè)計(jì)中振動(dòng)頻率為35Hz，需要馬達(dá)的額定轉(zhuǎn)速不低于3000rpm。已知振動(dòng)系統(tǒng)的功率為4.84kw，儲(chǔ)備系數(shù)一般為2左右，采用天津津特公司的G5泵和GM5馬達(dá)。
初選泵：當(dāng)轉(zhuǎn)速為2300r/min時(shí)，G5-25：8.8kw
儲(chǔ)備系數(shù)：x=1.8(合理)
初選馬達(dá)：GM5-16，額定轉(zhuǎn)速3300r/min，雙向額定壓力21Mpa，理論扭矩52N.m振動(dòng)閥采用二位四通H型電磁換向閥，通徑16，并帶安全閥調(diào)整壓力16Mpa。
直同球閥：考慮一個(gè)振動(dòng)輪單振動(dòng)時(shí)，此時(shí)短路一個(gè)振動(dòng)輪。
4.3.4振動(dòng)系統(tǒng)功率分析計(jì)算及振動(dòng)性能參數(shù)計(jì)算
（1）YZ07振動(dòng)系統(tǒng)的靜力矩
最大輪載荷：
離心力：
偏心力矩：
靜力矩：由偏心力與一個(gè)液壓分量而引起的軸承摩擦構(gòu)成，可以認(rèn)為這個(gè)分量總量是與轉(zhuǎn)速無關(guān)而起作用。
（4-16）
其中為軸承輥?zhàn)拥哪Σ料禂?shù)，取，D為軸承滾動(dòng)圈的中心直徑：
K為潤(rùn)滑油的阻力系數(shù)，與油的粘度及偏心塊的運(yùn)動(dòng)速度有關(guān)。
經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)：
熱油時(shí)：
冷油時(shí)：
油密封唇邊產(chǎn)生的摩擦力矩，在經(jīng)過一個(gè)運(yùn)轉(zhuǎn)周期后，就全達(dá)到一個(gè)最小穩(wěn)定值，此值在工作條件保持不變時(shí)亦不變，而該值與許多因素有關(guān)。徑向密封環(huán)的起動(dòng)過程，介質(zhì)每到一個(gè)溫度，密封唇上都回出現(xiàn)溫度的急劇上升。經(jīng)過試車的徑向軸密封，在各種不同的材料質(zhì)量時(shí)，其損失可由摩擦功率計(jì)算圖求出，它是軸的轉(zhuǎn)速度和直徑，潤(rùn)滑介質(zhì)的類型和粘度以及密封唇邊的預(yù)壓力的函數(shù)。由圖查得：，功率損失為85W，密封材料為氟橡膠油封。a.冷油啟動(dòng)時(shí)：
2.85N.m
熱油啟動(dòng)時(shí)：
2.15N.m
（２）振動(dòng)輪對(duì)地面的諧振
振動(dòng)輪對(duì)地面的諧振，除與振動(dòng)振幅有關(guān)外，與基壓輪寬度、壓輪直徑、重量以及振動(dòng)輪本身的重量有關(guān)，可通過經(jīng)驗(yàn)公式求得。
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：
（4-17）
當(dāng)量折算力矩：
（4-18）
則8.6N.m
馬達(dá)： 閥： 最大：
（3）馬達(dá)扭矩儲(chǔ)備系數(shù)
39.5N.m （4-19）
反之：當(dāng)，
此時(shí)，馬達(dá)53bar
足以證明系統(tǒng)是可靠的。
（4）振動(dòng)時(shí)的工作穩(wěn)定性（維持振動(dòng)所需的能量）
經(jīng)驗(yàn)公式：
（4-20）
參考Bomag技術(shù)測(cè)量數(shù)據(jù)：
（5）振動(dòng)時(shí)功率穩(wěn)定性
（6）所需要的振動(dòng)穩(wěn)定力矩
3.8+2.15=5.95N.m
（7）振動(dòng)所需要壓力差
2×105kw
（8）振動(dòng)系統(tǒng)總功率
振動(dòng)所需總功率：
3.36kw （4-21）
考慮各方面的功率損失，取其效率
（4-22）
4.4 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)
4.4.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案確定
本設(shè)計(jì)為小型振動(dòng)壓路機(jī)，行駛速度不高，低于20km/h，因此可采用全液壓方案。
全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向泵、全液壓轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向油缸。全液壓轉(zhuǎn)向器具有操縱靈活省力、結(jié)構(gòu)緊湊、安裝布置方便，并在發(fā)動(dòng)機(jī)熄火時(shí)可以實(shí)現(xiàn)人力轉(zhuǎn)向的優(yōu)點(diǎn)。
4.4.2油缸參數(shù)確定
（1）油缸行程：由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定
（2）油缸推力轉(zhuǎn)向時(shí)所需操縱力矩
鋼輪與地面的附著系數(shù)
整機(jī)重量
則 （4-23）
（3）油缸內(nèi)徑確定
油缸推力：
取活塞桿直徑
內(nèi)徑 （4-24）
取整：
4.4.3轉(zhuǎn)向泵參數(shù)確定
（1）全偏角所需流量
（4-25）
其中全偏角所需時(shí)間2-4s
取t=4s
效率取
代入式4-24，則有：
（2）泵排量（其中n為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的轉(zhuǎn)速）
取整：發(fā)動(dòng)機(jī)只能帶BCN-E310泵，故取
4.4.4全液壓轉(zhuǎn)向器的選取
全液壓轉(zhuǎn)向器采用BZZI系列（無反應(yīng)內(nèi)反饋）．據(jù)統(tǒng)計(jì)，駕駛員方向盤最大轉(zhuǎn)速是1-1.5r/s,一般情況下方向盤總?cè)?shù)為2-4轉(zhuǎn)。
則轉(zhuǎn)向排量： （4-26）
選取BZZ-E160,安全閥調(diào)定壓力為10Mpa。
4.4.5 轉(zhuǎn)向操縱功率計(jì)算
（1）轉(zhuǎn)向油缸參數(shù)：行程，缸直徑，活塞桿直徑
在干燥地面上壓實(shí)所需要的操縱壓力：
（4-27）
（2）轉(zhuǎn)向時(shí)方向盤的圈數(shù)
轉(zhuǎn)向油缸油液體積：
選用BZZ-E160轉(zhuǎn)向器（）
方向盤的轉(zhuǎn)數(shù)：轉(zhuǎn)
（3）轉(zhuǎn)向時(shí)間
轉(zhuǎn)向泵：，
（4-28）
（4）轉(zhuǎn)向過程中最大功率效率
（為油缸行程） （4-29）
4.５整機(jī)功率及發(fā)動(dòng)機(jī)選型
4.5.1 整機(jī)功率計(jì)算
振動(dòng)壓路機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)功率最簡(jiǎn)單的計(jì)算方法是將三個(gè)部分的功率最大值相加，而此種計(jì)算方法得出的最大功率比實(shí)際工作中的最大功率值略大，本設(shè)計(jì)采用此經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，在發(fā)動(dòng)機(jī)選型時(shí)保留一定的儲(chǔ)備系數(shù)即可。
由公式：總功率＝行走傳動(dòng)功率＋振動(dòng)功率＋轉(zhuǎn)向功率
即 （4-30）
4.5.2 發(fā)動(dòng)機(jī)選型
（1）振動(dòng)壓路機(jī)選用柴油機(jī)
振動(dòng)壓路機(jī)常用的動(dòng)力裝置一般為柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，與汽油機(jī)相比，其具有以下優(yōu)點(diǎn)：
①熱效率高、油耗低，燃料經(jīng)濟(jì)性好，價(jià)格便宜，成本較低。
②工作可靠、耐久性好，無需點(diǎn)火系統(tǒng)，故障少，使用壽命長(zhǎng)。
③可采用較高的增壓度和較大的缸徑來提高柴油機(jī)功率。
④排氣污染較低。
⑤防火安全性好。
本設(shè)計(jì)選用久保田生產(chǎn)的D1503-M-DI型立式水冷4沖程柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，轉(zhuǎn)速2800r/min,功率（12小時(shí)）24.9kW。
第5章 總 結(jié)
5.1 本設(shè)計(jì)的特點(diǎn)
在廣泛了解國內(nèi)外同類振動(dòng)壓路機(jī)產(chǎn)品技術(shù)現(xiàn)狀和市場(chǎng)需求的基礎(chǔ)上，本設(shè)計(jì)主要完成了總體方案設(shè)計(jì)與計(jì)算，總體參數(shù)計(jì)算確定，重點(diǎn)進(jìn)行了傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)以及零件設(shè)計(jì)，并繪制了相關(guān)的圖紙，得出的結(jié)論如下：
（１）本設(shè)計(jì)產(chǎn)品為0.7噸位小型振動(dòng)壓路機(jī)，采用雙鋼輪驅(qū)動(dòng)、雙輪振動(dòng)，低頻高幅，鉸接車架，全液壓傳動(dòng)，具有壓實(shí)效果好、工作效率高、機(jī)動(dòng)靈活，結(jié)構(gòu)緊湊，作業(yè)可靠等優(yōu)點(diǎn)，在國內(nèi)同噸位產(chǎn)品中處于領(lǐng)先地位，主要用于高等級(jí)公路中瀝青混凝土路面的壓實(shí)與修補(bǔ)工作，也可適用于小型工程、城市道路工程中普通砂土路面的壓實(shí)工作。
（２）本設(shè)計(jì)重點(diǎn)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了研究設(shè)計(jì)與相關(guān)元件選型，采用了全液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。即采用了液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、液壓振動(dòng)系統(tǒng)、液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，傳動(dòng)沖擊小，閉鎖制動(dòng)制動(dòng)功率損失小，功率分流容易，整機(jī)布置方便，操縱控制方便，符合國際上振動(dòng)壓路機(jī)發(fā)展的趨勢(shì)。而且由于全液壓傳動(dòng)易于實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)幅和調(diào)頻，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化，有利于設(shè)計(jì)產(chǎn)品的進(jìn)一步升級(jí)。其中振動(dòng)液壓系統(tǒng)中采用了加大排量的單泵帶二馬達(dá)串聯(lián)系統(tǒng)，目前在國內(nèi)壓路機(jī)振動(dòng)液壓系統(tǒng)中還比較少見。
（３）在整機(jī)穩(wěn)定性分析過程中，參考并引用了大量的理論計(jì)算公式與詳細(xì)分析過程，可作為同類產(chǎn)品穩(wěn)定性分析時(shí)參考。
5.2 本設(shè)計(jì)的不足及努力方向
（１）隨著壓實(shí)技術(shù)理論的不斷發(fā)展，需要從工作介質(zhì)的材料特性、力學(xué)基礎(chǔ)、施工方法及整機(jī)結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)等綜合方面不斷研究壓實(shí)過程，以在設(shè)計(jì)過程中選取更合理的技術(shù)參數(shù)及其合理匹配，如振動(dòng)質(zhì)量、靜線壓力、頻率、振幅、激振力等，以獲得更好的工作性能。
（２）本設(shè)計(jì)中傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)主要進(jìn)行了泵、馬達(dá)等液壓元件的選型工作，采用了國內(nèi)外的成套液壓元件產(chǎn)品，沒有進(jìn)行液壓元件的原始設(shè)計(jì)。液壓元件的可靠性直接影響傳動(dòng)系統(tǒng)的工作性能，而目前大多數(shù)國內(nèi)生產(chǎn)的液壓元件產(chǎn)品在可靠性方面還需要很大改進(jìn)，這是影響國內(nèi)全液壓振動(dòng)壓路機(jī)走向世界的技術(shù)瓶頸。因此需要對(duì)液壓元件的設(shè)計(jì)、制造進(jìn)一步深入研究。
（３）本設(shè)計(jì)產(chǎn)品在控制方式、機(jī)型等方面采用了同類產(chǎn)品的常見類型，由于不是本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)內(nèi)容，沒有對(duì)機(jī)電一體化，一機(jī)多用化，舒適、方便、安全化等方面進(jìn)行過多的探索與研究，這些方面的研究需要電學(xué)、人體學(xué)等更多學(xué)科的相關(guān)知識(shí)，而這些方面也是設(shè)計(jì)產(chǎn)品步入高端的重要因素，有待進(jìn)一步研究。
總結(jié)
畢業(yè)設(shè)計(jì)已接近尾聲，近三個(gè)月的時(shí)間自己收獲了不少與振動(dòng)壓路機(jī)相關(guān)的知識(shí)。在公路等現(xiàn)代化工程建設(shè)中，壓路機(jī)的應(yīng)用有著至關(guān)重要的作用，隨著對(duì)工程要求的提高，壓路機(jī)也在不斷的推陳出新，新技術(shù)不斷的突破和發(fā)展，從原來的依靠本身重量進(jìn)行壓實(shí)到現(xiàn)在廣泛運(yùn)用的振動(dòng)壓路機(jī)，以及正在發(fā)展的沖擊壓路機(jī)，無不顯示著現(xiàn)代工程對(duì)高性能壓路機(jī)的要求不斷提高，本課題設(shè)計(jì)的這類振動(dòng)壓路機(jī)在實(shí)際工程項(xiàng)目中所使用的也越來越多。
我本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的題目是“YZ07手扶式振動(dòng)壓路機(jī)設(shè)計(jì)”。通過偏心圓振動(dòng)軸激振機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，使得振動(dòng)輪在激振機(jī)構(gòu)的作用下發(fā)生振動(dòng)，激振器高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力使振動(dòng)輪作圓周運(yùn)動(dòng)，這樣使