BOB半岛— PAGE \* Arabic 1 — 振动压路机振动轮设计说明书 目录 第1章绪论 - 1 - 1.1 国内外压路机产品技术概述与发展趋势 - 1 - 1.2本设计研究内容 - 2 - 第2章总体方案设计 - 3 - 2.1. 整机方案拟定 - 3 - 2.1.1 规格系列 - 3 - 2.1.2行驶方式 - 3 - 2.1.3行走驱动系统 - 3 - 2.1.4 车架形式 - 4 - 2.1.5 转向方式 - 4 - 2.1.6 振动轮总成 - 4 - 2.1.7 减振方式 - 5 - 2.2基本技术参数的拟定 - 6 - 2.2.1 名义振幅 - 6 - 2.2.2. 工作频率 - 6 - 2.2.3 YZC3振动压路机拟达到的主要技术参数 - 7 - 第3章整体参数计算 - 8 - 3.1 六个基本参数计算 - 8 - 3.2爬坡能力的确定 - 9 - 3.3 转弯半径计算 - 9 - 3.4 重心位置 - 9 - 3.5 整机稳定性分析 - 9 - 3.6减振系统设计与计算 - 18 - 3.7 振动参数的设计计算 - 19 - 第4章YZC3型振动压路机传动系统设计 - 21 - 4.1 传动形式的确定 - 21 - 4.2 液压行走系统设计 - 22 - 4.3 液压振动系统设计 - 26 - 4.4 液压转向系统设计 - 29 - 4.５整机功率及发动机选型 - 32 - 第5章总结 - 33 - 5.1本设计的特点 - 33 - 5.2本设计的不足及努力方向 - 33 - 第1章绪论 1.1 国内外压路机产品技术概述与发展趋势 20世纪30年代，世界上最早的振动压路机出现在的德国。此后随着振动压实理论研究的深入，避振材料和振动轴承制造技术的不断完善，振动压路机在60年代占领了世界压实机械市场，其品种、规格也呈现多元化发展。随着社会需求对压路机动力性能、运动精度及自动化程度的要求，液压传动技术于60年代应用于压路机，70年代国外的大多数振动压路机已经实现液压传动。随后，电液控制技术在振动压路机上的应用，更使得压路机实现了行走、振动、转向和制动等系统的全液压传动。到20世纪末期，电子技术和计算机技术给压实机械进行了一场控制革命，德国宝马（Bomag）公司首创了振动调幅压实系统并迅速推向世界市场。目前，国际上全液压传动压路机技术中，液压传动、全轮驱动、铰接转向等技术已经较为成熟，自动控制技术还处于起步阶段，其中振动参数的自动控制已经有了突破性进展，但技术还有待进一步完善[1] [2]。 我国的压路机研制起步较晚，主要借鉴国外成果经验发展，20世纪80年代，国内压路机厂家引进国外先进技术，开发生产了全液压单钢轮振动压路机，由于国情原因，90年代国内出现了将静压路机的机械驱动行使系统移植到了全液压振动压路机上，替代了其原有的液压传动件和驱动桥组成行使驱动系统，创造了国内特有的机械式单缸轮振动压路机，它以低廉的价格赢得了市场[3]。总体上说BOB半岛，我国振动压路机市场的特点可以概括为：生产厂家众多，产品系列齐全，销量规模攀升，高端市场不强。目前，国内大部分振动压路机仍为单轮驱动、单轮振动、机械传动的状态，与国外相关产品技术比较，还有较大的差距。在保证占有市场份额的同时，加快研发高端振动压路机产品，积极抢占国内外高端市场，是国内相关企业的当务之急[4]。 目前，国际上振动压路机正朝着结构模块化、一机多用化、机电一体化、行车安全化、智能化、专业化的趋势发展。可以预见，随着我国基础设施建设特别是公路建设的持续发展，我国压路机销量将有所增加，且会呈现较大的增长幅度。根据权威专家预计，“十一五”期间我国压路机容量将会达到15000台左右，其中国生产的产品销量约占85％，其中静碾压路机和机械驱动单钢轮振动压路机等中低档产品依然维持主导；国外产品约占15％，其中以全液压驱动振动压路机等高档产品为主。由于技术上的差距，国 内企业的增长空间将比较有限。效率高、档次高的高端产品是未来的发展方向[5] [6]。 随着市场对施工机械性能的更高要求，以下类型的产品具有更广阔的发展空间：大型振动压路机、中型轮胎压路机、自行式双钢轮串联振动压路机、无级调频调幅振动压路机、压实RCC材料的专用压路机。需要进一步研发与推广的产品有：驾驶条件好、环境污染小的振荡式压路机；生产率高的串联振动压路机；压实封层严密又不破坏骨料的轮胎压路机[7]。 1.2本设计研究内容 本设计定位为：在充分吸收国外小吨位振动压路机先进技术水平的基础上，结合我国道路施工方面的研究成果和规范，设计出具有较好压实性能的小吨位振动压路机，主要用于高等级公路路面沥青混凝土的压实工作，兼能满足砂石等非粘性土壤的路面压实及修补工作中的较高要求，要求该设计产品具有压实性好、适应性强、转弯灵活、爬坡能力强等特点，达到国内同类产品的先进水平。 具体任务为： a. 在研究国内同类产品技术参数的基础上，设定YZC3振动压路机总体方案，进行总体参数的校核与计算，确定发动机选型、各档速度、压实力、激振力。 b. 在基本参数确定的基础上，重点对压路机传动系统进行设计，以保证整机达到预期的良好性能。传动系统设计包括：行走系统设计、振动系统设计、转向系统设计，并计算整机功率选定发动机型号。 c. 进行重要零件的设计与选型。 第2章总体方案设计 2.1. 整机方案拟定 2.1.1 规格系列 本设计为3吨位小型振动压路机。 2.1.2行驶方式 振动压路机按行使方式分为拖式、自行式和手扶式，其比较如表2-1： 表2-1振动压路机行驶方式比较 本设计行驶方式采用自行式。 2.1.3行走驱动系统 传统的行走系统有单轮驱动和双轮驱动和全轮驱动几种形式。单轮驱动形式对压实 平整度等有不好影响，故不采用。由于本设计为小型机，行走驱动系统采用液压全轮驱动的形式，该技术在国内外均已较为成熟，国内则多用于大吨位机型，可减少堆料现象，极大提高压实效果，振动轮做驱动轮可减少压实路面产生裂缝的可能性，且振动轮静线压力得到充分运用，密实度高，压实遍数少，并提高压实层表面平整度。该技术行走系统由一泵双马达并联组成的闭式回路低速方案，既具有良好驱动能力BOB半岛，又方便安装和维修。低速大转矩马达有两个排量可以实现电磁阀控制两挡无级变速度[11]。 2.1.4 车架形式 振动压路机车架形式可分为刚性车架、铰接车架。刚性车架为一整体，转向时为整体转动，不灵活，适应性差。铰接车架一般由前车、后车和中心铰接架组成，具有较好的通过性和灵活性。本设计拟采用铰接车架。 2.1.5 转向方式 本设计转向系统拟采用液压转向系统，主要由转向齿轮泵、全液压转向器、转向油缸和压力油管组成，操纵方便，易于达到良好工作性能。 铰接车架的转向机构可分为铰接转向、双铰接转向（蟹行转向）。铰接转向结构特点为：转向灵活，转弯半径小；压路机轮迹重合，铺层表面质量好；操纵方便，易于实现全轮驱动，并有一定隔振性能。中心铰接架由双铰接架、轴端挡板、球形轴承等组成，其技术国内已经成熟。双铰接转向除具有铰接转向的优点外，还具有良好的贴边性能，缺点是结构较为复杂，转弯半径较大，由于本设计为小型机，贴边性在使用过程中优点并不特别明显，故本设计拟采用结构较简单、转弯半径小的铰接转向系统。 2.1.6 振动轮总成 a.振动轮数量： 国内目前小型振动压路机中单轮振动设计为多，本设计振动系统拟采用一泵双马达串联组成的闭式系统，实现双轮振动，与单轮振动相比，工效可提高一倍。在系统中安装一个二位二通阀，搬动阀柄，可实现前轮的单独振动，实现多功能。 b.振动轮结构： 振动压路机振动轮外部结构分光轮振动和凸块式振动，凸块式振动特别适合压实粘性土壤，本设计振动轮外部采用应用范围更广泛的光轮振动结构。 2.1.7 减振方式 振动压路机一般的减振方式有橡胶减振、空气减振、弹簧减振三种。其中空气减振方式有振幅衰减能力差、传递转矩较困难、外形尺寸大、结构不紧凑的缺点，主要用于拖式振动轮。弹簧减振有内部阻尼小、衰减振动能力差、不许在共振频率间工作的缺点，主要用于振动平板。橡胶减振方式其减振块形状和尺寸可根据需要设计，具有隔振缓冲性好、弹性持久，内部阻尼大，通过共振区安全，体积轻、质量小，易于安装、维护、保养的优点，应用广泛，满足本设计对减振系统的要求，故本设计采用橡胶减振方式。 2.1.8 整机方案表 综上所述，本设计的整机方案如表2-3所示。 表2-3整机方案表 2.1.9 设计产品型号编制的确定 根据《建筑机械产品型号编制方法》的规定，本设计产品的型号编制为YZC3振动 压路机，其中3为主参数（即工作质量，单位t ），YZC 为两轮串联振动压路机特性。 2.2 基本技术参数的拟定 2.2.1 名义振幅 名义振幅指振动压路机用千斤顶或其他支撑物架起后，振动轮悬空后测得的振动轮振幅，又称空载振幅。工作振幅指其实际工作时的振幅。通常工作振幅比名义振幅大，工作振幅用Ａ表示，名义振幅用0A 表示，Ａ与0A 随土的刚度的变化有如下关系： 0)2~1(A A = 试验和经验积累表明，振动压路机名义振幅的取值范围为： 压实基层 1.42.0mm - 压实次基层 0.82.0mm - 压实沥青混凝土及路面 0.40.8 mm - 结合本设计要求，参考同类产品参数，本设计名义振幅取值为0.40mm 。 2.2.2. 工作频率 经验表明，振动压路机工作频率ω有一合理的取值范围，其取值范围是： 222~2ωωω= 其中2ω为＂压路机－土＂的振动系统的二阶固有频率。 由于其2ω随着压实对象的变化而变化，较为复杂，根据经验，一般而言参考取值范围为： 压实基层 2530Hz - 压实次基层 2540Hz - 压实沥青混凝土及路面 30 55Hz - 由于本设计产品主要用于压实沥青混合料，为了保证沥青混合料与其他材料充分渗透和糅合，工作频率宜取高值，参考同类产品参数BOB半岛，本设计初步取值为55Hz [12]。 2.2.3 YZC3振动压路机拟达到的主要技术参数 本设计的其他技术参数如上所述，均根据振动压路机压实原理并在参考国内外同类产品的基础上拟定，不再敷述，本设计拟设达到的技术参数如下表所示表2-3： 表2-3 YZC3振动压路机主要技术参数 第3章 整体参数计算 3.1 六个基本参数计算 3.1.1 工作重量 G=3000kg 经验表明，振动压路机上、下车质量比近似于1时，压实效果最好，但在实际设计制造中很难达到正好为1这一比例，为方便设计，本设计初取上下车质量比为1计算，如有偏差，再在后面校核时改正[13]。故： 3.1.2前轮分配质量 A v =1500kg 3.1.3后轮分配质量 A h =1500kg 3.1.4 前轮静线载荷 前轮宽度为cm mm b v 1201200==，则 cm N b g A N v V v /100120 8 .91500.=?== （3-1） 3.1.5 后轮静线载荷 后轮宽度为cm mm b h 1201200==，则 cm N b g A N h h h /100120 8 .91500.=?== （3-2） 3.1.6 行走速度 一般要求振动压路机工作时的压实速度为3.0km/h 左右，行驶速度为6km/h ，为留有一定速度储备，本设计行使速度范围选定为0—9 km/h 。 3.2爬坡能力的确定 为使设计产品有较好的适应能力，并留有一定的爬坡储备，本设计爬坡能力设计为30％。 3.3 转弯半径计算 转向角30±=α 1600()75022 r tg r R α = == （3-3） 则 R=30 /800/298622 r tg tg mm α== 最小转弯半径-=R R min 1200 24862mm = 最大转弯半径+=R R max 1200 34862mm = 3.4 重心位置 初步设定左右侧倾时的稳定角为45α= ，重心高度h 如下： mm l h 60045tan 2 1200)90tan(200=?=-= α （3-4） 3.5 整机稳定性分析 整机稳定性指整机在各种可能工况下不发生滑移和倾斜而保证正常工作状态的性能，用滑移角和倾斜角来评价，整机稳定性包括平地上的稳定性和坡道上的稳定性，平地上的稳定性一般只考虑整机在最大转向角时是否失稳，主要是指侧倾翻。坡道上的稳定性分为纵向稳定性和横向稳定性，其中又包括直线和转向至最大转向角的状况。而且，按整机工作状态又分为静态稳定性和行驶时动态稳定性。从安全角度考虑，滑移与倾翻都是整机失稳的标志，而倾翻则具有更大的危险性，因此整机必须做到既不滑移又不侧翻，至少做到滑移先于倾翻，这是分析和计算整机稳定性基础[14]。 3.5.1 稳定性工况分类 对于压路机而言，由于结构和性能上的一些特点，如一般为前后铰接式车架、左右 结构基本对称、工作速度较低等，给稳定性的分析和计算带来一些方便。一般工程机械在分析和计算稳定性时所要考虑的各种工况见表3-1: 表3-1 各种工况考虑的稳定性 由于整机在临倾翻或滑移状态时一般不承担工作载荷，因此关于工作状态下的稳定性未列入表中。表中带▲号的项目为整机较危险的工况，在进行稳定性分析和计算时要考虑。 3.5.2坡道纵向静态稳定性 整机自重为Ｇ的整机在坡道角为 的纵坡道上静态受力示意图如图３－１所示，Ｏ为整机重心点，与两轮距离分别为l 1，l 2，重心垂直高度h 。Ｏ1,Ｏ2分别为两轮接地点 （线处两轮受有坡道的支承力Ｎ１和Ｎ２，其反力为// 12N N 和。由于整机存在下滑趋势，因此两轮还受静摩擦力12H H 和，其反力为//12H H 和。 图3-1 纵坡道上静态受力示意图 对整机，分别以Ｏ1和Ｏ2为中心列力矩平衡方程，可以求出： /11212 (cos sin )G N N l h l l αα== ++ （3-5） / 22212 (cos sin )G N N l h l l αα== -+ （3-6） /1111/ 22 22 H H H H H H μμ==== （3-7） 式中12μμ、表示两轮的静摩擦系数 倾翻临界状态：令Ｎ＝０，即111,m l l tg tg h h αα-=∴= 式中m α表示临界倾翻角。 滑移临界状态：令12sin H H G α+= 1221 1221() l l tg l l h μμαμμ+= ++-即 （3-8） 所以1 1221 1221() l l tg l l h ?μμαμμ-+=++- （3-9） 式中?α表示临界滑移角。 如前所述，为了防止翻车事故以确保安全，应满足： m ?αα 综上所述，整机在纵坡上的静态稳定性指标为： 倾翻临界角 11 m l tg h α-= （3-10） 滑移临界角 1 1221 1221() l l tg l l h ?μμαμμ-+=++- （3-11） 当 1 1l h μ时能保证滑移先于倾翻。 3.5.3 坡道横向静态稳定性 /11/220.5( cos sin )0.5(cos sin ) b e h N N G b b b e h N N G b b ββββ+==++==- //111/ // 22 2H H H H H H μμ ==== 令20N =，即0.5b e tg h β-= ，所以10.5m e tg h β--= 令12sin H H G β+=，即/////////0.5()() ()b e tg b h μμμμβμμ++-=-- 所以，//////1 /// 0.5()() () b e tg b h ?μμμμβμμ-++-=-- 一般情况下，///,0e μμμ-=≈，于是1 10.5,m b tg tg h ?ββμ--≈= 于是1 10.5,m b tg tg h ?ββμ--== 同样的，令,0.5,2m b b h h ?ββμμ时能保证滑移先于倾翻。 3.5.4 上坡稳定性 a 、如图３－２所示，为整机在横坡上的静态受力示意图．对图示轮子而言，将支撑力向12,O O 点转化是完全可以的，与线载荷效果一致。 e 为整机重心至纵向对称面的距离，b 为轮宽或轮距。 图3-2 横坡道上静态受力示意图 Ｍ１、Ｍ２为两轮的驱动力矩BOB半岛，Ｔ１、Ｔ２为两轮产生的牵引力，Ｆ１、Ｆ２为两轮的滚动阻力，则： 1 11max 111 222max 22 2 ,,M T T N R M T T N R ??= === 111222 F N f F N f == 式中：12R R 、为两轮滚动半径 12??、表示两轮的附着系数 12f f 、表示两轮的滚动阻力系数 对机器，分别以Ｏ１ 和Ｏ２为中心列力矩平衡方程，可以求出： /11212 /22212 (cos sin )(cos sin )G N N l h l l G N N l h l l αααα==++== -+ 倾翻临界状态：令Ｎ＝0，即111,m l l tg tg h h αα-= ∴= 滑移临界状态：由于 120F F == 令11sin T T G α+=，即得： 1221 1221() l l tg l l h ??α??+= ++- 所以 1 1221 1221() l l tg l l h ???α??-+=++- 同样地，令11m l h ?αα?,即 综上所述，整机在纵坡上双轮驱动行使上坡的稳定性指标为： 倾翻临界角 11 m l tg h α-= （3-13） 滑移临界角 11221 1221() l l tg l l h ???α??-+=++- （3-14） 当 1 1l h ?时能保证滑移先于倾翻。 需要说明的是，上述结果的成立，前提条件是整机产生的牵引力足够，即 12 111112 M M N N R R ??+≥+；但如果整机不能产生足够的牵引力，则滑移临界角降低，1 1122 12 sin M R M R GR R ?α-+= b 、单轮驱动前进爬坡（驱动轮在下）时的稳定性
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