YZJ13型全液压振动压路机液压液压系统设计

YZJ13型全液压振动压路机液压液压系统设计 摘 要 振动压路机是利用其自身的重力和振动压实各种建筑和筑路材料。在公路建设中，振动压路机最适宜压实各种非粘性土壤、碎石、碎石混合料以及各种沥青混凝土而被广泛应用。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。之所以出现处于这种状况是由于全液压压路机液压液压系统结构比较复杂并且各类液压元件加工复杂，为彻底改变这种现状本文对现有压路机液压系统进行调研，研制出结构优良的全液压压路机液压系统。 本文在理论分析和计算的基础上，完成了YZJ13型振动压路机液压系统的设计，在方案、结构和设计方法上进行了创新:采用全液压的传动方案，通过3个相互独立的液压回路实现行驶、振动和转向三大基本功能，与机械传动相比在压实效果、爬坡能力、质量分配、操作控制和整体布局方面具备更大优势。转向结构采用铰接式车架折腰转向的方案，转弯半径小、机动性好、前后轮迹重叠、重心低、驾驶员视野开阔。同时本文对分动箱的机构进行了详细的设计计算，为缩小分动箱的体积本次采用齿面硬度达60HRC的齿轮和双列滚柱轴承的结构。 关键词:振动压路机;设计;液压系统;分动箱 第 I 页 Abstract Vibratory roller is the use of its own gravity and vibration compaction of various building and road construction materials. In the process of highway construction, vibratory roller is the most suitable for compaction of various kinds of non cohesive soil, crushed stone, crushed stone mixture and asphalt concrete. At present, the domestic vibratory roller is mainly based on the medium and small tonnage and mechanical transmission mode, and the full hydraulic vibratory roller with good performance mainly depends on import. The reason in this situation is due to hydraulic roller hydraulic system of complex structure and various hydraulic components processing complex, to completely change this situation in the research of the existing roller hydraulic system, developed the fine structure of the full hydraulic roller hydraulic system. In this paper, on the basis of theoretical analysis and calculation, completed the design of YZJ13 type hydraulic system of vibratory roller, the innovation in the scheme, structure and design method: using hydraulic transmission scheme, realize the vibration and turned to the three basic functions of the 3 independent hydraulic circuits, compared with mechanical the transmission has more advantages in the compaction effect, climbing ability, quality distribution, operation control and overall layout. Steering articulated frame structure using articulated steering scheme, small turning radius, good maneuverability, and the wheel track overlap, low center of gravity, the driver vision. At the same time, the mechanism of the transfer case were calculated with the structure design, in order to reduce the volume of the transfer gear tooth surface hardness of 60HRC gear and double row roller bearing. Keywords: Vibrating roller ; Design ; Hydraulic system ; Transfer case 第 II 页 目录 摘 要 ..................................................................................................................... I Abstract ............................................................................................................... II 1.绪论 .................................................................................................................. 1 1.1引言 ........................................................................................................ 1 1.2压路机的用途及分类 ............................................................................ 1 1.3国内外双钢轮振动压路机发展现状 .................................................... 3 1.4双钢轮振动压路机发展趋势 ................................................................ 5 1.5课题提出的背景与意义 ........................................................................ 7 1.6本文的研究内容 .................................................................................... 7 2.振动压实理论 .................................................................................................. 9 3.振动压路机动力学模型及运动方程 ............................................................ 12 3.1研究振动压路机动力学模型的意义 .................................................. 12 3.2两个自由度系统振动压路机的运动方程 ......................................... 12 3.3运动方程中各参数的取值 .................................................................. 15 4. 液压系统总体结构设计 ............................................................................... 18 4.1行走液压系统的设计 .......................................................................... 19 4.1.1 全轮驱动液压压路机的优点 .................................................. 19 4.1.2 全轮驱动液压压路机的缺点 .................................................. 20 4.2振动液压系统设计 .............................................................................. 20 4.2.1开式液压震动系统 ................................................................... 20 4.2.2闭式液压振动系统 ................................................................... 21 4.2.3工作装置液压振动系统形式的选用 ....................................... 22 4.3转向液压系统设计 .............................................................................. 23 4.4液压系统原理图 .................................................................................. 24 5. 液压系统计算与选型 ................................................................................... 26 5.1 液压系统 ............................................................................................. 26 5.1.1 行走液压系统 .......................................................................... 26 5.1.2 振动液压系统 .......................................................................... 26 5.1.3 转向液压系统 .......................................................................... 27 5.2各液压系统所需功率计算 .................................................................. 27 5.2.1行驶液压系统所需功率计算 ................................................... 27 5.2.2转向液压系统所需功率计算 ................................................... 28 5.2.3振动液压系统所需功率计算 ................................................... 28 5.3 主要液压元件计算选型 ..................................................................... 29 第 III 页 5.3.1 行驶液压系统 .......................................................................... 29 5.3.2 振动液压系统 .......................................................................... 31 5.3.3 转向液压系统 ......................................................................... 32 5.3.4油箱的设计计算 ....................................................................... 34 6. 分动箱设计 ................................................................................................... 35 6.1分动箱结构设计 .................................................................................. 35 6.2分动箱设计计算 .................................................................................. 35 6.2.1动力参数计算 ........................................................................... 36 6.2.2行驶级齿轮传动设计 ............................................................... 36 6.2.3转向-振动级齿轮传动设计...................................................... 38 6.2.4输入轴的设计 ........................................................................... 40 6.2.5输出轴1的设计 ....................................................................... 41 6.2.6输出轴2的设计 ....................................................................... 41 6.2.7 轴强度的校核 .......................................................................... 42 7. 液压系统的保养 ........................................................................................... 43 8.结 论 ............................................................................................................... 45 参考文献 ............................................................................................................ 46 致谢 .................................................................................................................... 47 第 IV 页 1.绪论 1.1引言 压路机是工程机械的一种，是以特制钢轮或光面轮胎作为作业装置的施工机械，主要是用来提高被压实对象的密实度和承载能力，被广泛应用于道路施工、市政建设、机场基础、拦水大坝建设等施工工程中。 压路机的压实过程，就是通过静压、振动、揉搓、冲击等方式向被压实材料加载，克服被压实材料间的摩擦力、粘着力、吸附力，排出被压实颗粒间的空气和水分，使各种颗粒相互靠近、提高密实度的过程。 振动压路机是利用机械自重和激振器产生的激振力，迫使土产生垂直强迫振动，急剧减小土颗粒间的内摩擦力，达到压实土的目的。振动压路机可以根据不同的铺路材料和铺层厚度，合理地选择振荡频率的振幅，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、碎石混合料)以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。 双钢轮振动压路机主要适用于沥青混凝土、RCC混凝土等路面的压实，也可用于路基、次路基和稳定层等的压实。 1.2压路机的用途及分类 ?.用途: 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。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，用以降低被压材料颗粒间的内摩擦力，将土粒楔紧，达到压实土壤的目的。振动压实具有静载和动载组合压实的特点，不仅压实能力强，压实效果好，生产效率高，而见相对于静力压路机节省能源，减少金属消耗，是现代工程建设中不可缺少的基础压实和路面压实的重要设备。由于振动压路机更新了压实技术，改进了压实工艺，降低了压实成本，提高了压实质量，因而，近三十年来振动压路机在品种、质量和数量上都得到了很大的发展。据统计，在美国、日本和欧洲的压路机市场上，振动压路机的销售量和保有量都占绝对的优势。在我国，振动压路机的生产也在逐年增长，主要生产厂家已先后引进国外先进技术，产品质量不断提高，部分产品已销往国外。 振动压路机已有半个世纪的发展历史，近十几年发展更为迅速，特别是大 第 1 页 型振动压路机得到了较好的发展C181级振动压路机可对岩石、碎石等基础填方工程进行有效压实。液压调频调幅技术的应用，有效地扩大了振动压路机的压实范围。实践证明:振动压实不仅适用于路基和路面的压实作业，而且适合对沥青混凝土路面、干硬性混凝土路面的压实。 ?.分类: 振动压路机可以按照结构质量、行驶方式、振动轮数量、驱动轮数量、传动系传动方式，按振动轮外部结构、振动轮内部结构、振动激励方式等进行分类。其具体分类如下: ?.按机器结构质量可分为:轻型、中型、重型和超重型。 ?.按行驶方式可分为:手扶式、自行式和拖式。 图1-1手扶式、自行式和拖式振动压路机 ?.按振动轮数量可分为:单轮振动、双轮振动和多轮振动。 图1-2单轮振动、双轮振动振动压路机 ?.按驱动轮数量可分为:单轮驱动、双轮驱动和全轮驱动。 ?.按传动方式可分为:机械传动、液力机械传动、液压机械传动和全液压传动。 ?.按振动轮外部结构可分为:光轮、橡胶压轮和凸轮(羊足)。 第 2 页 图1-3光轮、橡胶压轮和凸轮(羊足) 振动压路机 ?.按振动轮内部结构可分为:振动、振荡和垂直振动。其中振动又可分为:单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅和无级调频调幅。 ?.分为定向激励和非定向激励。 按振动激励方式可分为:垂直振动激励、水平振动激励和复合激励。垂直振动激励又可分为定向激励和非定向激励。 按振动压路机其他主要结构特点还有一些分类方法。一般而言，振动压路机主要按其结构型式和结构质量来分类。 根据现有振动压路机的结构型式，其分类列于下表: 表1-1振动压路机分类 手 轮胎驱动光轮振动压路机 手扶式单路振动压路机 扶 轮胎驱动凸轮振动压路机 手扶式双轮整体式振动压路机 振 式 动 两轮串联振动压路机 手扶式双轮铰接式振动压路机 振 压 动 两轮并联振动压路机 路 压 四轮振动压路机 机 路 组合振动压路机 机 拖式光轮振动压路机 振荡压路机 拖式新型 拖式凸轮振动压路机 垂直振动压路机 振动振动 压路压路拖式羊足振动压路机 机 机 拖式格栅振动压路机 1.3国内外双钢轮振动压路机发展现状 综观国内外振动压路机的技术现状，主要有如下特点: ?.液压(液力)化 早在20世纪60年代初，国际上先进的振动压实机械已在大中型机型上采用了液压液力技术，主要是在行走系统和振动系统上采用了液压泵和液压马达， 第 3 页 且可通过系统流量的控制实现行走速度和振频的无级调整，而静液压技术用于压路机的转向系统。在国外70年代推出了全液压振动压路机。液压液力技术的实施使压路机的作业更为可靠，结构更为紧凑，操纵也更为灵活和省力，且在制作工艺上更为简便。同时，液压液力技术的运用为振动压路机自动检测和控制提供了条件。 ?.系列化 为满足不同施工工况的要求，国内外振动压路机产品系列不断扩大和完善，从自重仅300kg的手扶振动压路机直到自重18t的大型振动压路机，都形成了自己不同的产品系列。根据用户的使用要求，一种产品又可以派生出多种变型产品。 ?.多振幅 振动压路机最初的振动机构只是单振幅，与静碾压压路机比较，其压实效果有明显提高。但在实际作业中，根据压实厚度、含水量及压实对象的不同，要求压实机械有不同的振动强度，而振动强度的大小与振幅的大小密切相关。如小振幅压实厚基础时效率低，反之用大振幅压实沥青路面面层则难以得到高的平整度。为适应工程施工压实作业的多工况要求，先进的振动压路机开发了双振幅、三振幅等多振幅振动机构，以适应工程的需要。振幅的调节主要通过改变振动机构的固定偏心块与活动偏心块间的夹角，调节方式有液压驱动、电磁吸引等方式。 ?.机电一体化 计算机技术、微电子技术、传感技术、测试技术的迅速发展，推动了振动压路机机电一体化的进程。如在碾压次数显示，装置中采用电子管理装置自动计数，配合微电脑与前进、后退操纵手柄联为一体，即可自动计算碾压遍数，实现工程管理的自动化。另外，也可采用电子仪器进行压实状况管理，其方法是在压实滚轮上安装加速度传感器，用计算机对检测到的波形进行处理，并在驾驶室内由显示屏显示，以便操作者合理地进行施工作业。这些技术在振动压路机上的应用可以提高机器性能和生产能力，保证压实质量。可实现对振动压路机状态和参数的检测、处理和显示，以及压实密实度自动检测;测试振动压路机可以在工程施工过程中对压实质量进行监控;智能压路机可以自动调节自身状态，使之与周围环境及压实材料相适应，优化压实过程等。 ?.结构模块化 国外一些压路机生产厂家开始生产有不同功能的模块结构和 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 附件，通过更换模块和标准附件来改变压实性能和用途及压路机型别。例如，英国柯斯特尔(coasta)公司设计生产有平足型、凸块型、z型等多种轮面结构的套筒式滚轮或组合模块;瑞典戴纳帕克(DynaPac)公司正在改进CAl5、CA25、CA30、CA51机型的设计，使压路机的一些零部件尽可能通用，如分动箱、变速箱、减速器、驱动桥等，便于组织大批量生产。 ?.一机多用化 第 4 页 为扩大同一振动压路机的使用范围，用改进振动机构的操作控制，可使压路机具有垂直振动、振荡和静碾压功能，而且可以根据需要进行变换。也有在压路机上增设附属装置，如推铲，路面刮平修整装置等，增加压路机的多用途功能。 ?.舒适、方便、安全化 现代振动压路机在减震降噪方面进行了大量的研究工作，可以便驾驶员连续工作不疲劳，从而提高了振动压路机的生产能力和使用寿命。 采用双方向盘、可移动方向盘、旋转座椅并且将操纵手柄设计在座椅扶手上，尽可能减少操纵失误和减轻司机的劳动强度，满足操纵方便性。 安装防倾翻驾驶室和防重降物驾驶室，以保障施工时机器和驾驶人员的安全。 1.4双钢轮振动压路机发展趋势 进入21世纪以后，压实技术与振动压实机械的进步将更加富有理论性，研究和创新已经显示出强有力的势头。 ?.新的理论突破 现代压实技术与振动压实机械的发展愈来愈多地依靠压实理论的新突破，成为创造全新压实过程的理论支柱。压实理论研究更加显示出综合性的特点，即从工作介质的材料特性、力学基础、施工方法及机械结构、运动学与动力学的综合角度来研究压实作业过程。压实技术的发展更加带有多种是施力方法综合作用的特点，即通过静压、揉搓、振动、捣实、冲击等多种方法的联合作用来强化压实过程。 现以进入实用阶段的新的压实技术与压实机械，例如振荡压路机和冲击压路机将进一步定位自己的领域，而在某一领域内成为主要的压实设备。宝马公司利用两振动轴偏心距的相位差调节而实现了压路机在水平或垂直振动两个极限或在其间的任何状态下作用，从而实现了压路机振幅的最佳选择和自动调节。 ?.新的研究手段 在理论和技术的研究中，试验研究与计算机仿真技术的结合将成为更加重要的研究手段。计算机的应用将使压路机械的研究过程从构思、设计、制造、试验、使用、维修到管理的全过程成为高度自动化和现代化的工作过程。 近10年来压实过程的计算机仿真软件、压实机械专用CAD软件、压实过程的计算机辅助管理软件等已经有了很大的发展，国外大型压实机械制造公司各自都在设计软件包，有的已经商品化。瑞典Geodynamik技术咨询公司开发的振动压实过程计算机仿真软件的特点是建立了土壤非线形动力学模型。该仿真模型允许以土壤最基本的物理特性作为计算机的输入参数，在不同的土壤条件和不同的机械参数下模拟滚轮与土壤相互作用的动力学特性，可以用于对先有压路机的压实性能进行 评价 LEC评价法下载LEC评价法下载评价量规免费下载学院评价表文档下载学院评价表文档下载 和对新设计的机型进行性能预测。模型的另一功能 第 5 页 是根据给定的土壤条件对压实作业选用不同的机型和不同的施工工艺，并对方案进行优化和比较。 ?.新技术开发与应用 新技术革命和现代高科技将继续推动压实机械向自动化、智能化、无人化和机器人化的方向发展。 ?.智能化控制技术 在压实过程和机器工作状态实施监测的基础上，压实机械将从局部自动化过渡到全面自动化。由于压实过程的影响因素较小，所以智能压路机有可能成为工程机械智能化进程中最早推出的机种。在压实机械智能化方面一个可以预测的目标是，将自适应和自学习技术引进压实控制中，并在此基础上实现压实作业的最优控制。机器可以按照土质的变化情况不断调整自身各项工作参数(振动频率、振幅、碾压速度和遍数)的组合，自动适应外部或内部工作状态的变化，使压实作业始终在最优条件下进行。 智能化发展的另一个重要趋势是将电脑普遍应用在压实机械上，用来进行工作过程的监测，机器技术状态的诊断、报警及故障分析。人工智能的介入加速了压实机械的现代化进程，使其逐步逼近完全智能化的作业机器人目标。 ?.碾压作业连续控制技术 GcodynamiL公司的压实设备控制与检测系统经过改装可以用于任何一家的压路机产品上，其中包括用于振动压路机和振荡压路机的示波器，用于连续压实控制的文件系统以及处理CCC数据用的PC软件程序。这些程序还包括中央数据服务软件窗口，用来分析某一项目的CCC在案信息，并将共显示在屏幕上以供观察。文件系统数据可通过一些有关处理，制成各种图表和以特定的 表格 关于规范使用各类表格的通知入职表格免费下载关于主播时间做一个表格详细英语字母大小写表格下载简历表格模板下载 呈现出来。 ?.自动滑转控制系统 这种称为ASC(Auto slip control)的自动滑转控制系统是为满足建筑大坝和大型填方工程而设计开发的，其爬坡能力超过50,。该系统主要是监测振动轮和胶轮之间的滑转，借助于调整液压驱动系统的液流量提供最佳牵引条件，避免机器停顿或下陷。安装有自动滑转控制系统的压路机仅在振动轮和驱动轮胎都面临快速滑转时或液压系统超载时才停止作业，宝马公司称其备有此装置的Bw213、BW225高爬坡性能机型可在68,的坡道上安全行驶。 ?.工业设计技术的应用 宝马的第三代压实机械采用了工业设计，用圆弧形的现代驾驶室和大斜坡的发动机罩作外观造型。新驾驶室的活动空间增加了30,，方向盘的高度与倾角可调，选用舒适的高靠背座椅给驾驶员带来了良好的操作环境。圆弧形挡风玻璃和驾驶室有4个外支承可隔离噪声与振动，室内噪声低于70dB。液压转向器也移到驾驶室外以减少发热和噪声。仪器仪表设计更合理，易于观察，发动机罩倾斜，给驾驶员提供了良好的视野。 ?.压实工程辅助管理 第 6 页 宝马公司向用户推出了一种名为CARE(Computer Aided Roller Selection in Earthworks)的土方压实机械辅助使用软件，作为使用压实设备的辅助工具。它可以帮助用户根据工程的工作量、现场条件、材料特性、葡氏压实曲线，以及所要求的压实度来选择该公司的3种压实机械配置方案。对每一方案均可提供对各使用参数的选用建议，包括压轮类型(光轮、凸块或光轮与凸块组合)、振弧和频率、最小与最大铺层厚度和铺层数、每层压实带的安排、碾压速度和遍数，以及压实生产率和压实时间的确定o 1.5课题提出的背景与意义 我国振动压路机通过不断技术引进、消化吸收、自主创新，无论从技术水平还是制造能力、质量水平上，都有长足的进步。从产销量上看，己位居世界前列。但从技术水平上讲，与世界先进水平还存在着很大差距，主要表现在:产品可靠性差，制造不精细，产品外观造型落伍，排放水平低，噪音超标、操纵舒适性差，产品系列不全，缺少重型和超重型振动压路机，在综合技术水平和自动控制方面仍与国外先进水平差距较大。 本项目的开发符合市场需求，具有良好的市场前景;通过该项目的实施可以完善企业产品系列，满足市场需求;通过该项目的实施，可以提高企业在振动压路机方面的综合实力和产品竞争力。 13吨全液压驱动的双钢轮振动压路机的研制，旨在开发一款技术先进，性能卓越的、可靠性高、性价比高的，具有市场竞争力的大吨位振动压路机产品。为实现上述目的，需要对全液压驱动的双钢轮振动压路机传动系统进行优化研究，确保整机传动效率高效;需要对整机成本构成进行研究，保证该机良好的性价比和市场竞争力;需要着力缩小在整机造型、振动压实性能、可靠性、操纵舒适性方面进行研究，缩小与国际先进技术的差距。 1.6本文的研究内容 通过该项目的开展，设计一款造型美观、技术先进、性能卓越的、性价比高，具有较强市场竞争力的13吨全液压驱动的双钢轮振动压路机。为此，对该项目主要研究内容和关键技术进行分解，本论文的研究内容: ?.对13吨全液压驱动的双钢轮振动压路机总体结构布局设计及整机性能匹配研究，确定整机结构布置及整机传动方案;通过对压实理论的研究，合理选取各振动参数;通过对整机传动系统的研究，合理的对各传动部件进行选型，并对压路机在各工况下动力性进行计算，确定整机功率需求，并选取发动机。 ?.对关键零部件进行设计研究，包括对影响振动性能振动可靠性因素的分析，对振动轮结构设计及振动轴承的寿命的计算、减振系统设计、制动系统设计。通过对关键零部件的设计研究，提高整机的性能和可靠性。 第 7 页 ?.对整机造型进行研究。通过对驾驶室、后机罩、机架总成的设计提升整机的美观性;提高驾驶室和后机罩的密封性，降低驾驶室司机耳旁噪音。对驾驶室操纵系统研究，提高司机的操纵舒适性。 第 8 页 2.振动压实理论 振动压路机在作业时，由于振动轮的振动使其对地面作用一个往复冲击力。振动轮每对地面冲击一次，被压实的材料中就产生一个冲击被。同时，这个冲击被在被压实的材料内沿着纵深方向扩散和传播(图1)。随着振动轮不断振动，冲击波也将不断产生和持续扩散。被压实材料的颗粒在冲击波的作用下，由静止的初始状态变为运动状态。被压实材料颗粒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，由于材料中水份的离析作用，使材料颗粒的外 层包围—层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂。颗粒间的摩擦阻力将大为下降，为颗粒的运动创造了十分有利的条件。被压实材料在冲击波的作用下产生了运动，带来了颗粒间的初始位置的变化。并由此而产生了互相填充间隙的现象。(图2a表示振动压实前的被压实材料颗粒的排列状态)可见，在颗粒之间存在许多大小不等的间隙。但在振动压实后，由于颗粒之间的相对位置发生了变化，出现了相互填充现象，颗粒间的间隙减少了(图2b)。较大颗粒之间形成的间隙由较小的颗粒所填充，被压实材料的压实度提高了。同时，颗粒之间的紧密接触也增大了被压实材料的内摩擦阻力，使基础的承载能力也随之提高了。 由于被压实材料(如土等)其颗粒之间存在着粘聚力和吸附力等阻碍颗粒运动的力。所以，要达到使被压实材料压实的目的，必须克服阻碍其颗粒运动的力。振动压路机是通过合理地选择一组振动与工作参数，来降低被压实材料的内部阻力，实现用较少的能量消耗获得较高的压实效果。 为了克服土颗粒之间的粘聚力和吸附力，振动压路机必须有足够大的线载荷和振幅。线裁荷越大，作用在被压实的土表面上的正压力也越大，从而越容易破坏内部颗粒之间的粘聚力和吸附力形成的抗剪切强度。振动轮振幅越大，土颗粒运动的位移越大，也就越容易破坏土的颗粒之间的粘聚力，使土容易被压实。 振动压路机的工作频率是影响土颗粒运动状态的重要参数。当工作频率靠近“压路机——土”的振动系统的二阶固有频率时，土的颗粒运动加速度增高，其内摩擦阻力急剧下降，土的颗粒之间的相互填充作用加强。这时土仿佛处于流动状态。为了便于理解，将这种内摩擦阻力急剧下降，仿佛处于流动状态下的土的状态称为“土的液化”现象。对于粘性较大的土，在振动状态下，内摩擦阻力虽也有十分明显的下降，但仅仅通过振动是不足以使这种物料达到密实效果的。为了使其密实，还必须施加一定的正压力。同时，还要有足够大的振幅，以克服土的抗剪切强度和土的颗粒之间的粘聚力和吸附力。这说明，两台振动参数相同的振动压路机，振动轮的线载荷越大，压实效果越好。振动压路机在作业时，由于振动轮的振动使其对地面作用一个往复冲击力。振动轮每对地面冲击一次，被压实的材料中就产生一个冲击被。同时，这个冲击被在被压实的材料内沿着纵深方向扩散和传播(图2-1)。随着振动轮不断振动，冲击波 第 9 页 也将不断产生和持续扩散。被压实材料的颗粒在冲击波的作用下，由静止的初始状态变为运动状态。被压实材料颗粒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，由于材料中水份的离析作用，使材料颗粒的外 层包围—层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂。颗粒间的摩擦阻力将大为下降，为颗粒的运动创造了十分有利的条件。被压实材料在冲击波的作用下产生了运动，带来了颗粒间的初始位置的变化。并由此而产生了互相填充间隙的现象。(图2-2a表示振动压实前的被压实材料颗粒的排列状态)可见，在颗粒之间存在许多大小不等的间隙。但在振动压实后，由于颗粒间的相对位置发生了变化，出现相互填充现象，颗粒间的间隙减少了(图2-2b)。较大颗粒之间形成的间隙由较小的颗粒所填充，被压实材料的压实度提高了。同时，颗粒之间的紧密接触也增大了被压实材料的内摩擦阻力，使基础的承载能力也随之提高了。 图2-1 振动冲击波在土中的传递 由于被压实材料(如土等)其颗粒之间存在着粘聚力和吸附力等阻碍颗粒运动的力。所以，要达到使被压实材料压实的目的，必须克服阻碍其颗粒运动的 图2-2压实前、后被压实材料颗粒排列状况 (a)压实前压实材料颗粒排列状况(a)压实后压实材料颗粒排列状况 力。振动压路机是通过合理地选择一组振动与工作参数，来降低被压实材料的内部阻力，实现用较少的能量消耗获得较高的压实效果。 为了克服土颗粒之间的粘聚力和吸附力，振动压路机必须有足够大的线载荷和振幅。线裁荷越大，作用在被压实的土表面上的正压力也越大，从而越容易破坏内部颗粒之间的粘聚力和吸附力形成的抗剪切强度。振动轮振幅越大， 第 10 页 土颗粒运动的位移越大，也就越容易破坏土的颗粒之间的粘聚力，使土容易被压实。 振动压路机的工作频率是影响土颗粒运动状态的重要参数。当工作频率靠近“压路机——土”的振动系统的二阶固有频率时，土的颗粒运动加速度增高，其内摩擦阻力急剧下降，土的颗粒之间的相互填充作用加强。这时土仿佛处于流动状态。为了便于理解，将这种内摩擦阻力急剧下降，仿佛处于流动状态下的土的状态称为“土的液化”现象。对于粘性较大的土，在振动状态下，内摩擦阻力虽也有十分明显的下降，但仅仅通过振动是不足以使这种物料达到密实效果的。为了使其密实，还必须施加一定的正压力。同时，还要有足够大的振幅，以克服土的抗剪切强度和土的颗粒之间的粘聚力和吸附力。这说明，两台振动参数相同的振动压路机，振动轮的线载荷越大，压实效果越好。 第 11 页 3.振动压路机动力学模型及运动方程 3.1研究振动压路机动力学模型的意义 振动压路机的压实过程是复杂的随机过程，为了探索振动压路机作业时被压实的基础、振动轮(或称下车)、机架(或称上车)的动态响应，了解振动压实机理;分析压实过程中“压路机——土”组成的振动系统的基本参数的动态变化预计在已知条件下振动压路机的振动规律等。必须把结构复杂的、型式各异的振动压路机连同被压实的土视为一个振动系统，并进行必要的简化，使其成为一个在数学上可以处理的模型——数学模型。有了数学模型就可以用数学表达式来描述“压路机——土”振动系统的运动规律。 振动压路机数学模型的建立原则:首先(应使数学模型尽量与实际工况相吻合。其次，数学模型应力求简化，以便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六个以上自由度，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等)约有6—7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。鉴于上述原因，人们通常把“压路机——上”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——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: ?.分析“压路机——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。 ?.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。 ?.为振动压路机减振系统设计提供指导。 3.2两个自由度系统振动压路机的运动方程 现列出“压路机——土”振动系统的运动方程，并对其进行分析。 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: ?.在模型中，假设土是具有一定刚度的弹性体。其刚度为K2，阻尼C2。阻尼为线性阻尼。 第 12 页 ?.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m1，下车为m2。 ?.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。 ?.忽略发动机的振动。 因此，可建立轮胎驱动振动压路机的平面两个自由度的数学模型如图3-1所示。 图3-1振动压路机平面两自由度振动模型 图3-1数学模型的运动方程是 式中 ---偏心块的静偏心力矩 ---偏心重; ----偏心块的偏心距。 上式的解为 , , 第 13 页 式中----激振力与机架位移之间的相对角; ----激振力与振动轮位移之间的相对角; ; C= D= 无阻尼状态下振动系统的一阶、二阶固有频率分别为 振动压路机下车(振动轮)对地面作用力F的大小不仅与振动压路机本身的S 振动参数有关，而且也与被压实土的刚度k和阻尼c有关。F可表示为 22S 从公式(3-4)中可看出，振动压路机对地面作用力F是土的弹性变形量Kxa22和土的阻尼力C的矢量和。前者与振动压路机的瞬时振幅和土的刚度有关，2 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 第 14 页 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F力也同样具有随机性。譬如，有一台S 振动压路机在甲地作业时，土的刚度为，土的阻尼为，在乙地作业时，土的刚度为,土的阻尼为。如果,,那么由(3-4)式可知 。尽管这时振动压路机参数没有变化，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的振动压路机才可能获得较好的压实效果。 表示激振力对地面作用力的有效率，则为 如果以 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。从(3-5)式可看出，当振动压路机的振动器的激振力一定时，值越大，则越大。而提高值的关键在于合理选择工作频率和振幅A。 3.3运动方程中各参数的取值 前面已讨论了振动压路机的数学模型及其数学表达式。关键是方程式(3-1)中各参数的取值。如果这两个方程各项参数的取值问题解决了，这两个方程的解也就可求了，其系统固有频率也可以算出来了。 方程式(3—1)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为己知数。 为上车质量，不同结构的振动压路机的也不相同。因为的大小不仅 第 15 页 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里质量。并用下面公式计算 对图6—8中的振动压路机而言 式中 ----轴距; ----安装在上车第i个零件或部件的质量; ----第i个零件或部件距驱动轴中心线的距离; n----上车安装的零件或部件的个数。 方程式(3-1)中的激振力，工作频率，是设计者根据一定设计方法结合压实要求选取的，因而可以认为是已知数。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K和阻尼C是已知数。这样，方程式(3-1)中只有土的刚度K和阻尼C为1122未知数。 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—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—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6—10a表示固定基础振动情况;图6—l0(b)表示非固定基础振动情况。 图3-2 振动基础图 (a)固定基础的振动;(b)非固定基础的振动 第 16 页 由图(b)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方法来测量或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K和C。所谓反算法是在工地或试验室内用已知参数的22 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(3-1)中，就可求出所需要土的刚度K和阻尼C。如22果有多台振动压路机在多种工况下进行上述实测和反算就会得出多级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折，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。 第 17 页 4. 液压系统总体结构设计 振动压路机传动系将动力装置的机械能进行传递和转换后传至振动压路机行驶元件驱动轮、工作装置振动马达、转向元件转向油缸等，行驶、振动压实、转向等，典型的全液压压路机液压系统原理图如下4-1: 图4-1 全液压压路机液压系统 1-分动箱;2，11-变量泵;3-齿轮油泵;4-变速器;5-液压马达;6-行走液压马达;7-减速器;8-振动液压马达;9-振动轮;10-转向器;12-轮边减速器;13-轮胎;14-后桥 第 18 页 4.1行走液压系统的设计 根据前期的市场和技术调研，发现在道路的修筑过程中，路面以下各基础层的压实工程量是最大的。而全轮驱动液压压路机主要适用于道路基础的压实，不仅具有良好的压实效果，而且相对于前后都是光轮的压路机，具备更大的驱动力，更适应在坡道上碾压，在未成形路面上行驶。这种振动压路机在市场销售量中占据了大部分的份额，具有广泛的市场前景，自身的重量更是向着重型或超重型的方向发展。因此，本次设计选用全轮驱动液压压路机。 图4-2 全轮驱动液压系统原理图 4.1.1 全轮驱动液压压路机的优点 压路机的碾压速度是根据滚动压实工艺规范选定的。碾压速度对土壤铺层的压实效果有着显著的影响，振动压路机尤其如此。在铺层厚度一定时，压路机传递给填方内的能量E与碾压遍数n和碾压速度"之比值成正比，即E?rezo。较低的碾压速度，能使铺层材料在压实力的作用下有足够的时间产生不可逆变形，更好地改变被压材料的结构。然而，碾压速度还与生产率有着密切关系，因此，碾压速度存在一个最佳值，这个最佳值就是在不降低压实质量的前提下，选择尽可能高的碾压速度，以保证压路机有较高的生产率。对于不同的铺层材料、铺层厚度与压实度要求，无级调速允许选用不同的碾压速度，能较好地克服压实质量与生产效率之问的矛盾，优化压实过程。由于一个系统内压力的自然平衡及液压软管的相对柔性，使得液压传动的动力极易分流和长距离传输，这对于压路机振动轮行走的动力传递很方便，从而能实现全轮驱动。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能力，在匹配得当的条件下，一台全轮驱动单轮振动压路机的爬坡能力可以达到50,以上。在沙漠地带压实施工， 第 19 页 砂性土壤的附着系数只有粘性土的50,,60,，而滚动阻力系数却是粘性土的1(2,1(5倍，单轮驱动的振动压路机根本不能行走。全轮驱动允许振动轮有较大的分配重量，其分配比可从单轮驱动的46(5,增加到62,。振动轮的静线压力和激振力相应地增大。压路机的全轮驱动是以其液压传动为条件实现的。由于液流的自动差速作用，能使压路机的所有车轮实现驱动而不会产生前后轮间的循环功率损失和相对滑移。车轮滑移会搓起被碾压材料，造成新的表面不平整。 4.1.2 全轮驱动液压压路机的缺点 全轮驱动液压液压系统的缺点主要表现在: 1. 单纯的液压系统不能用于低速运行，因为液体的可压缩性会引起压路机 的爬行，从而降低压实工作质量; 2. 液压系统在高压低速时的传动效率低下，在系统压力35 MPa与马达转 速300 r,min时的总效率不足70,，大量的机械能转化成热能; 3. 液压一机械联合传动使得压路机行走液压系统总传动效率仅有60,左 右，能源浪费大，还造成了机器发热; 4. 增加了液压油的消耗，还容易造成环境污染; 5. 液压油的清洁度至关重要，使得压路机对制造与使用的条件苛刻，反而 使得全液压振动压路机的工作可靠性大打折扣; 4.2振动液压系统设计 闭式系统结构比较紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不宜渗入系统，故传动的平稳性较好;工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。本设计选择闭式液压振动系统。 4.2.1开式液压震动系统 开始回路液压系统，如图4-3所示。基本组成为:齿轮泵1、电液换向阀2、齿轮马达3、稳压阀4和冷却器5.其中的稳压阀由减压阀和溢流阀组成，稳压阀和电液换向阀集成于一体，共同组成一个振动阀单独安装在压路机车架上。此系统仅能得到单频率振动。电液换向阀用于改变马达的旋转方向，以实现压路机双振幅的变换。液压阀的控制用压力油是由压路机行走液压系统中的供油泵提供的。单换向阀处于中位时，阀体的四个通道相互串通，油泵即可卸荷，振动就停止。 当压路机起振或变换振幅时，偏心块将产生很大的惯性力矩，使液压系统中的附加压力急剧增大。当阀在开启0.2-0.4s的瞬间，由于阀孔的开启面积小， 第 20 页 而在油路中造成一个压力峰值，这一峰值压力增大到一定程度的瞬间，溢流阀就会开启卸载;待压力平稳之后溢流阀才关闭，使激振器进入到正常运转，从而保护了液压元件。 该种液压传动方案适宜于中等工作压力。溢流阀的调定压力纵使要比实际工作压力高出2-3MPa。 图4-3.开式液压振动系统 1- 齿轮泵;2-溢流阀;3-齿轮马达; 4-电液换向阀;5-冷却器; 开式系统的优点:结构简单，由于系统本身具有油箱，因此可以发挥油箱的散热、沉淀杂质的作用。 4.2.2闭式液压振动系统 闭式液压振动系统如图3-3所示，其基本组成为:冷却器1、斜盘式轴向柱塞变量泵2、储能器3、组合阀4、定量柱塞马达5。 此系统是用马达的正反转来调节振幅，并且能很容易地得到两种频率，必要时还可以实现无级调频。这种闭式回路的振动液压系统可以选的工作压力较大，在使用柱塞马达时的最大工作压力可达25Mpa，这样就减少了液压元件的规格尺寸。在振动压路机停振或转换振幅时，工作压力常达35Mpa,也伴有瞬时冲击压力产生，但比开式回路系统要好得多。解决这一问题的有效方法是在液压马达回路中设置蓄能器，用作缓冲装置。 第 21 页 图4-4.闭式液压振动系统 1-变量泵;2-伺服阀;3-定量马达;4-组合阀;5-蓄能器;6-滤油器 闭式系统的优点: 结构比较紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不宜1. 渗入系统，故传动的平稳性较好; 2. 工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式 系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失; 3. 马达的旋转方向由双向可变量的泵控制，输出转速可由改变泵的排量来 实现。因此，这种系统可以实现变频、变幅的功能; 系统存在背压且对称工作，柱塞泵、马达具有很高的容积效率。 4.2.3工作装置液压振动系统形式的选用 由于振动压路机振动，行驶工作中正反方向工作及制动等要求，使振动压路机液压系统中的泵、马达大多采用闭式回路方式。闭式回路采用双向变量液压泵，通过泵的变量改变油路中油的流量和方向，实现振动压路机的变速和换向，可以充分体现液压传动的优点。闭式系统的主泵上通常带一小排量的补油泵，并集成补油溢流阀和不邮单向阀，而冲洗冷却阀则集成于马达。补油溢流阀调定补油压力，补油单向阀选择补油方向，向主油路低压侧补油，以补偿由于泵、马达容积损失及由冲洗冷却阀组中泄漏的流量。补油泵的附加功率损失比较小，仅为总传动功率的1%-2%。 第 22 页 4.3转向液压系统设计 目前，在压路机上都是采用了液压传动的铰接式液压转向系统。与传统的阿克曼式转向比较，铰接转向具有转弯半径小、机动性好及牵引力大等优点。 见图4-5为整体车架的转向示意图，根据偏转轮的不同，可分为前轮偏转、后轮偏转和前后轮偏转三种结构型式。 前轮偏转是静载压路机常用的转向方式，转弯半径较大，前后轮的轨迹重叠性不好，影响路面平整质量，但驾驶员可以根据前轮的偏转程度来估计压路机的行车路线，符合操作习惯，有利于安全驾驶。 后轮偏转在压路机的设计中很少采用，对于只用前轮驱动和制动的压路机，有利于保证上坡行驶的纵向稳定性。 图4-5 整体车架转向示意图 前后轮偏转，又称为全轮转向。当偏转的方向相反时，压路机的转弯半径最小，机动性好，同时前后轮的轨迹重合，易于保证路面质量平整;当偏转的方向相同，角度相等，此时前后轮轴互相平行，并相互错开一定的距离，此称为“蟹行”。 但“蟹行”常用于双钢轮振动压路机的转向，以提高压实作业的贴边性能，对于轮胎驱动光轮振动的压路机则没有什么实际意义。 对于偏转轮转向的压路机，有一个很大的缺点，那就是偏转轮处的车架只能设计在偏转轮的上方，尤其是全轮转向，整个车架都在前后轮上方。这种结构上的缺陷，必然导致压路机重心偏高，从而使压路机行驶稳定性差，在坡道上容易倾覆，给驾驶员带来很大的危险。因此整体式车架偏转轮转向的结构一般只用于小吨位的压路机。 见图4-6，为铰接式车架转向示意图，采用这种转向结构的压路机，其车架分成前后两部分，通过垂直的铰接销连接。转向时，前后车架绕铰接销发生相 第 23 页 对转动，通过车架折腰而实现转向。这种转向方式转弯半径很小，机动性好，前后轮的轨迹重叠，利于保证路面的压实质量。前车架设计成框架的形式，通过减振系统悬挂在振动轮的四周，重心可以很低，基本上与前轮的轴心等高。由于前轮框架位于振动轮的四周，驾驶员具有良好的前视野，对于待压路面和光轮表面的情况一目了然。后车架设计成如图的结构形式，位于两轮胎之间，前部上方安装驾驶室，中部安装发动机、油泵和后桥总成等主要部件，后部设计成燃油箱，重心位置基本与轮胎的轴心等高，甚至更低。 图4-6 铰接式车架转向示意图 通过上面的比较分析，我们发现铰接转向相比于偏转转向虽然存在转向阻力偏大，直线行驶性能欠佳等缺点，但还是具有更大的优势，尤其是对于重型或超重型压路机。因此，本次设计的振动压路机采用铰接式车架折腰转向的方案(图4-7)。 图4-7 铰接式车架折腰转向系统原理图 第 24 页 4.4液压系统原理图 综合以上选择的全轮驱动行走液压系统、闭式振动液压系统和铰接式转向液压系统可以得到本次设计的全液压震动压路机液压液压系统原理图如下4-8: 图4-8 全液压振动压路机液压液压系统原理图 1-转向液压缸;2-转向器;3-手动液压泵;4-回油过滤器;5-行驶液压马达(带阀组);6-行驶液压变量泵(带阀组、补油液压泵);7-分动箱;8-柴油机;9-双联液压泵;10-振动系统控制阀;11-振动系统液压马达 第 25 页 5. 液压系统计算与选型 5.1 液压系统 根据本文第三章，YZJ13 型振动压路机采用全液压的传动方案，前、后轮驱动，压路机的行驶、振动和转向三大功能均通过静液压传动来实现。整机液压系统包括三个基本相互独立的系统，即行走液压系统、振动液压系统和转向液压系统，每个系统都有自己的油泵和执行元件，避免了相互之间的干扰。三个系统的油泵采用串联结构，直接通过弹性联轴器与发动机的飞轮连接，结构非常紧凑，大大节约了内部空间，方便了压路机的整机布置。 5.1.1 行走液压系统 行驶油泵与前、后行走马达并联连接，构成闭式回路。行驶油泵为机械伺服斜盘式变量柱塞油泵，通过操纵油泵上的机械摇臂，可相应改变内部斜盘的倾斜角度和方向，从而改变油泵的排量大小和高压油流动的方向，实现无级变速和换向功能。前行走马达通过前轮减速器与振动轮连接，后行走马达与后桥总成连接，分别驱动前、后轮旋转，实现全轮驱动。后行走马达为斜盘式变量马达，通过 Y6电磁阀的通、断电，使其具有两种设定好的排量，可实现两档行走速度。 当行驶油泵摇臂的角度回到零位时，输出排量为零，并且两根高压油管之间相互隔断，可完成行车制动。后桥总成和前轮减速器上装有常闭式摩擦片制动器，压路机行驶时，用于系统补油的压力油进入制动器，克服弹簧力量，将制动器打开。压路机行驶过程中，可通过控制 Y7 和 Y2 电磁阀，将行驶油泵斜盘迅速回零并将制动器卸压，完成紧急制动。 行驶油泵自带一个小的齿轮油泵，与转向系统的回油一起，完成对行走和振动两个闭式回路的补油，并用于制动器的开启。 5.1.2 振动液压系统 振动油泵与振动马达并联，构成闭式回路。振动油泵为电控斜盘式变量柱塞油泵，通过 Y3 和 Y4 电磁阀的通、断电，使振动油泵的斜盘在两种状态下工作，此时的振动油泵输出的液压油具有不同的流动方向和排量，从而使定量振动马达具有正反两种旋转方向和相应的转速。振动马达再通过联轴器与振动轮内的激振器连接，相互配合实现双频双幅的功能。 前、后行走马达和振动马达内都安装有冲洗阀组，由液控换向阀，节流阀和溢流阀组成，在闭式回路运行的过程中，系统内不断有热的旧油通过冲洗阀 第 26 页 组排入油箱，又不断有新油补入，从而持续完成散热和过滤的功能。 5.1.3 转向液压系统 转向液压系统采用开式回路，包括两个转向油缸、全液压转向器、组合阀块和转向齿轮油泵。转向器通过转向立柱与方向盘连接，左右转动方向盘，便可带动转向器内的阀芯左右旋转，从而控制压力油的流动方向。 转向器选用开心无反应型。开心是指转向器在中位时，齿轮泵的供油能直接排回油箱，从而节省了动力;无反应是指前轮在行驶和转向过程中碰到的阻力不会反映到方向盘上面去，减轻了驾驶员的劳动强度。 组合阀块中有两个缓冲阀，用来消除行驶和转向过程中前轮受到冲击而引起的瞬时峰值压力，压力设定值为 20MPa。一个溢流阀用来限制整个系统的工作压力，设定值为 14MPa。 转向油缸采用平衡式双液压缸的布置形式，关于车轴对称，活塞杆一端与铰接架上的耳板铰接，缸筒一端则与后车架上的支架铰接。当方向盘向左旋转时，压力油进入右侧油缸的无杆腔和左侧油缸的有杆腔，右侧油缸伸出，左侧油缸缩回，使前轮绕铰接轴向左偏转，实现左转向;而当方向盘向右旋转时，则相反，实现右转向。 该系统性能稳定可靠，操纵轻便灵活，总体布置方便，并能实现发动机熄火转向，在压路机和许多工程机械上应用广泛。 5.2各液压系统所需功率计算 参数要求:振动频率40/50Hz，行驶速度0~10km/h 其他相关参数: 整机工作质量:13t 振动轮直径×宽度:Ф1300×2100mm 激振力:130kN/80kN 整机长宽高:5000×2400×3000mm 5.2.1行驶液压系统所需功率计算 压路机在最困难条件下时产生以下阻力: 。运行阻力 (5-1) ,cos,9.8，0.1，13000，cos16.7,12203WgfG,N1 。上坡阻力 (5-2) WgG,sin,,9.8，13000，sin16.7,36610N2 式中: f-压路机滚动阻力系数，取f=0.1 第 27 页 G-压路机工作质量，G=13000kg -道路坡度，根据交通部《公路工程技术标准》，各种公路的最大坡度值, 。为11%，即:; ,,actg0.11,6.28 。本压路机设计的理论爬坡度为30%，即: ,,actg0.30,16.7 压路机上坡压实工作中的阻力: (5-3) W,W，W,48813N,12压路机在上坡压实工况时的行驶功率:N1 Wv48813，2 (5-4) N,,,52.7kw1,270270，0.7，9.8g 式中: v,2km/h-压路机工作时行驶速度， v -发动机至驱动轮之间的机械传动效率， ,,,0.7即:行驶液压系统所需功率: N,52.7kw1 5.2.2转向液压系统所需功率计算 转向功率:N2 pqni80，32.1，1500，0.822N,,,12.68kw (5-5) 2,450450，1000，0.92 式中: -转向泵压力， pp,8MPa22 q-转向泵排量，q,32.1ml/r 22 n,1500r/minn-发动机转速， i,0.8i-传动箱速比， ,,,0.9-转向泵效率， 22 N2,12.68kw即:转向液压系统所需功率: 5.2.3振动液压系统所需功率计算 第 28 页 振动功率:N3 mr11.06，2，25.83，1.5,,, (5-6) N,,,54.85kw375'75，0.85，0.77,, 式中: -高振幅的偏心力矩， mrmr,11.06kg,m-角速度， ,,2,Hzrad/s, -振动轮振动阻力系数， ,,1.5, -振动泵效率， ,,,0.852 -振动马达效率， ,',',0.77即:振动液压系统所需功率: N,54.85kw3 5.3 主要液压元件计算选型 5.3.1 行驶液压系统 行驶油泵的选择:参照YZJ13型全液压振动压路机选A4VG125HWDL1/32R 厂商:德国力士乐 33,,,,Q，，60，10，2，rQ，，60，10，2，r后前容积容积前轮后轮(5-7) v(km/h),,max33qi10qi10，，，，后后前前 q，，n,油泵容积发动机Q，Q,Q, (5-8) 后总前3i，10分动箱1 Q式中:-进入前行走马达的流量(L/min) 前 Q-进入后行走马达的流量(L/min) 后 Q-行驶油泵总的输出流量(L/min) 总 ,,,0.97-油泵和马达的容积效率， 容积容积 第 29 页 -前轮的滚动半径， rr,0.8m前轮前轮 -前轮的滚动半径， rr,0.68m后轮后轮 -行驶油泵的最大排量， qq,125ml/r油泵油泵 ml/r-前行走马达的排量， q前 ml/r-后行走马达的排量， q后 -前轮减速器的减速比， ii,81.4前前-后桥总成的减速比， ii,57.3后前 -分动箱行驶级的减速比， i,1.5i1分动箱1分动箱 -发动机工作时的设定转速， nn,1500r/min发动机发动机 -压路机的最高行驶速度， vv,10km/hmaxmax 将各已知参数带入以上公式得: q，，n,125ml/r，0.97，2500r/min油泵容积发动机Q，Q,Q,,,202(L/min)后总前33i，101.5，10分动箱1 33Q，0.97，60，10，,2，0.8,Q，0.97，60，10，2，0.68前后v,,,10(km/h)max33q，81.4，10q，57.3，10后前 QQ前后3.592,4.337,10(km/h)则: (5-9) qq后前 q,55(ml/r)，Q,153.(5L/min)得: 前前q,21(ml/r)，Q,48.(5L/min) 后后 因此前后行走马达选用: 第 30 页 1. 后行走马达 型号:A6VM107EZ4/48W 厂商:德国力士乐 排量:两档，107 ml/r 和 21ml/r 2. 前行走马达 型号:A6VE55HZ3/48W 厂商:德国力士乐 排量:55ml/r 因为行驶油泵为伺服变量油泵，起排量可在0~125ml/min之间无极变速， 所以YZJ13型振动压路机行驶速度可在0~10km/h范围内无极变速，满足设计 要求。 5.3.2 振动液压系统 振动油泵:参照YZJ13-5选用A4VG71EZ2DM1/32R， ，2q，n，,油泵容积发动机q, (5-10) 马达60，n，i马达2分动箱 ，，qq,71ml/r式中:-振动油泵排量， 油泵油泵 ml/rq-振动马达排量， 马达 ii,1-分动箱振动级减速比， 2分动箱2分动箱 n,40Hz,40r/sn-振动马达转速，高频率时:， 马达马达 n,30Hz,30r/s低频率时: 马达 271，1500，0.97q,,55.7ml/r将已知参数带入上式得:取马达60，40，1.2556ml/r n,30Hz,30r/s当低频率振动时: 马达 第 31 页 niq60，，，60，30，1.25，56，马达2分动箱马达q,,,53.6ml/r (5-11) 油泵22，1500，0.97,n发动机容积 取54ml/r ，，q,71ml/rq,54ml/r油泵油泵综上述:振动油泵排量:高频率时;低频率时 q,56ml/r马达振动马达排量: 1. 振动油泵 型号:选用A4VG71EZ2DM1/32R ，排量71ml/r 和58ml/r 厂商:德国力士乐 2. 振动马达 型号:A2FM56/42W，排量56ml/r 厂商:德国力士乐 5.3.3 转向液压系统 1.转向阻力矩计算: 22，，,,mg,BBBB22前,,,,,，，ln，，1Maa (5-12) 2,,B242aa4,,,,，，式中:M-转向阻力矩，N.m ,,,0.2-前轮对地面摩擦阻力系数， m前-前轮分配质量， m,6500kg前 B-振动轮宽度，B=2.1m 铰接中心到振动轮轴线的垂直距离，a=1.2m 将已知参数代入上述公式计算得: 2，，2.1(2.1)221，(1.2)，(1.2),,24,,0.2，6500，9.8M,,17047N.m ,,2,,22.1(2.1),,,,ln，，12,,,,2，1.24，1.2,,，，2.转向油缸直径及流量计算: 第 32 页 ,8MtanD, (5-13) 2,pl(K,,), 式中:D-转向油缸直径，m 。,-转向角度， ,,33 -转向油缸工作压力， pp,16MPa ll,0.25m-转向油缸工作行程， K-转向油缸数量程，K,2 ,,0.3-活塞杆直径d与缸径D之比，暂取 , -油缸传动效率， ,,,0.95 将已知参数代入上述公式，得: 。8，17047，tan33D,,0.0056m 623.14，16，10，0.25，(2,0.3)，0.95 d,25mm,,0.3125D,63mm选用缸径，杆径，，油缸走完全程的时间 Vt,5s。L因为采用双转向油缸，转向时油缸的工作容积是一侧油缸有杆腔加上 另一侧油缸无杆腔容积之和，所以: ,,2222V,Dl(2,),，5.6，25，(2,0.3),1176ml (5-14) ,L44 转向所需的液压油流量: V，601176，60LQ,,,14.1L/min (5-15) L33，105，10t 转向油缸:型号 HSG*01-63/DE 3.全液压转向器的计算和选择: V'Lq, (5-16) m'n，, '式中:q-转向器排量，ml/r m n,8rn-转向角度从-35?到+35?，方向盘转动总圈数，取 第 33 页 ''-转向器的容积效率， ,,0.9, 1176',将已知参数代入上述式中，得:q163.3ml/r m，80.9选择排量为200ml/r的全液压转向器，型号:BZZ1-E200A 5.3.4油箱的设计计算 行驶工况下: 泵的流量:q,v，n，,0.125，260，0.85,27.6L/min (5-17) ,0 油箱的容积一般为流量的3~7倍，所以 容积:V=82.9L 按照标准选取容积为100L 振动况下: q,v，n，,0.071，3200，0.85,193L/min泵的流量: ,0 油箱的容积一般为流量的3~7倍，所以 容积:V=579L 按照标准选取容积为630L 转向工况下: q,14.1L/min泵的流量: 油箱的容积一般为流量的3~7倍，所以 容积:V=42.3L 按照标准选取容积为63L 综合各工况，最终确定油箱的容积为630L。 长，宽，高,1400mm，750mm，600mm油箱的外形尺寸: 空油箱重量: 3Kg/取油箱壁厚10mm，材质:钢，密度7850, m (10，1400，750，2，10，1400，600，2重量: -9，10，600，750，2)，，7850，9.8,3577N10 3Kg/液压油密度:860 m 630，860，9.8，3577,8886N油箱装满油时的重量: 1000 第 34 页 6. 分动箱设计 6.1分动箱结构设计 根据上述液压系统可知分动箱由发动机驱动动力一分为二，一路用于驱动压路机行驶(后文称行驶级)，另一路用于驱动压路机转向与振动(后文称转向-振动级)，因此可知分动箱结构如下: 图6-1.分动箱结构简图 6.2分动箱设计计算 由以上章节可知，已知分动箱参数如下: 1. 输入转速: n,1500r/min0 2. 输出功率: PNkw行驶级:,,52.711 转向-振动级:P,N，N,12.68，54.85,67.53kw223 3. 传动比: 行驶级:i,1.51 转向-振动级:i,1.252 第 35 页 6.2.1动力参数计算 1. 转速n n0n,,1000r/min (6-1) 1i1 n0 ,,1200/minnr2i2 2. 功率P 52.767.53PP12 (6-2) P,，,，,127.74(kw)022,,0.98，0.980.98，0.9812 3. 转矩T P127.740 (6-3) T,9550,9550，,487.97N,m01500n0 P52.71 T,9550,9550，,301.97N,m11000n1 P67.532 T,9550,9550，,237.08N,m21200n2 将上述数据列表如下: 表6-1数据列表 -1T轴号 功率P/kW n /(r.min) /(N)m) i 输入轴 127.74 1500 487.97 i,1.51 输出轴1 52.7 1000 301.97 i,1.252输出轴2 67.53 1200 237.08 6.2.2行驶级齿轮传动设计 按输入的转速1500r/min，传动比1.5计算， 52.7P1传动功率56kw(P,,,56(kw)) 012,0.98，0.981 1. 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级 第 36 页 因载荷有轻微冲击，大小齿轮均选硬齿面，大小齿轮的材料均为40Cr钢渗 氮淬火处理，大齿面硬度均为60HRC。 齿轮精度初选7级 2. 初选齿数和齿宽系数。 z,241 z,z,i,24，1.5,36211 取ψd=1 3. 按齿面接触疲劳强度计算 P5601小齿轮传递的转矩为 T,9550,9550，,356.5N,m011500n0 确定各参数值: 载荷系数:因K取值在1.2~2.4之间，由于载荷有中等冲击，取K=1.75 许用应力:σHlim1=σHlim2=1500MPa ;σFlim1=σFlim2=920MPa 按一般可靠要求取安全系数为:SH=1.5 SF=1， 则许用接触应力: ,,,,,,,,1500/1.5,1000MPaH1H2 许用齿根弯曲应力: ,,,,,,,,920/1,920MPaF1F2 取两式计算中的较小值，即: ,,,,,,1000MPa;,,920MPaHF4. 计算小齿轮分度圆直径 , 齿数比=36/24=1.5 2,,kTu，11013,, (6-4) d,76.6，,70.6mm1,,Ψ,σ,duH,, 5. 确定模数和齿宽 d70.61mm,3,,,2.94 取第一系列标准模数值 z241 6. 按齿根弯曲接触强度校核计算 KT201σ,YY,,σ, 校核 (6-5) FFSεFbdm1 式中: 第 37 页 a) 小轮分度圆直径 d,m,z,3，24,72mm11 b) 齿轮啮合宽度 B,,,d,1，72,72mmd1 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80 将数据带入公式得:σF1=107.34MPa σF2=101.19MPa 由于[σF1]?σF1 [σF2] ?σF2，故满足齿根弯曲疲劳强度要求 7. 齿轮几何尺寸的确定 分度圆直径: d,72mm1 (6-6) d,m,z,3，36,108mm22 (6-7) 齿顶圆直径: d,d，2hm,78mma11a1 d,d，2hm,114mma22a2 齿根圆直径: d,d,2(h，c)m,64.5mm (6-8) f11a d,d,2(h，c)m,100.5mm f22a m(,z，z)12a,,90mm中心距: (6-9) 2 齿宽:; B,72mB,76m21 6.2.3转向-振动级齿轮传动设计 按输入的转速1500r/min，传动比1.25计算， 67.53P2传动功率71.75kw(P,,,71.75(kw)) 022,0.98，0.982 1. 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级 因载荷有轻微冲击，大小齿轮均选硬齿面，大小齿轮的材料均为40Cr钢渗 氮淬火处理，大齿面硬度均为60HRC。 齿轮精度初选7级 第 38 页 2. 初选齿数和齿宽系数。 由行驶级设计知:z,241 z,z,i,24，1.25,30211 取ψd=1 3. 按齿面接触疲劳强度计算 P71.7502小齿轮传递的转矩为 T,9550,9550，,456.81N,m021500n0 确定各参数值: 载荷系数:因K取值在1.2~2.4之间，由于载荷有轻微冲击，取K=1.75 许用应力:σHlim1=σHlim2=1500MPa ;σFlim1=σFlim2=920MPa 按一般可靠要求取安全系数为:SH=1.5 SF=1， ,,,,,,,,1500/1.5,1000MPaH1H2则许用接触应力: ,,,,,,,,920/1,920MPaF1F2许用齿根弯曲应力: ,,,,,,1000MPa;,,920MPaHF取两式计算中的较小值，即: 4. 计算小齿轮分度圆直径 , 齿数比=30/24=1.25 2,,kTu，11023,, d,76.6，,71.6mm1,,Ψ,σ,duH,, 5. 确定模数和齿宽 d71.61mm,3,,,2.98 取第一系列标准模数值，这与按照行驶级z241 m,3齿轮设计计算得出的模数相同，故满足两级齿轮啮合要求。 6. 按齿根弯曲接触强度校核计算 KT202σ,YY,,σ, 校核 FFSεFbdm1 式中: d,m,z,3，24,72mma) 小轮分度圆直径 11 第 39 页 b) 齿轮啮合宽度 B,,,d,1，72,72mmd1 c) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.63 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.80 将数据带入公式得:σF1=205.3MPa σF2=182.6MPa 由于[σF1]?σF1 [σF2] ?σF2，故满足齿根弯曲疲劳强度要求 7. 齿轮几何尺寸的确定 分度圆直径: d,72mm1 d,m,z,3，30,90mm22 齿顶圆直径: d,d，2hm,78mma11a1 d,d，2hm,96mma22a2 齿根圆直径: d,d,2(h，c)m,70.5mm f11a d,d,2(h，c)m,88.5mm f22a m(,z，z)12a,,81mm中心距: 2 齿宽:; B,72mB,76m21 6.2.4输入轴的设计 1. 小齿轮材料用40Cr钢，调质，σb=750MPa; 2. 按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢调质，硬度217,255HBS 轴的输入功率为 P,127.74kw0 转速为n1=1500 r/min 根据课本查表计算取 a=79mm b=49mm c=49mm P127.7433C?,117，,40mmd? (6-10) 1500n? 第 40 页 考虑有一个键槽，将直径增大5%， 则d=40×(1+5%)mm=42mm 为42mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。 6.2.5输出轴1的设计 1. 小齿轮材料用40Cr钢，调质，σb=750MPa; 2. 按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢调质，硬度217,255HBS 轴的输入功率为 P,56kw01 转速为n1=1000 r/min 根据课本查表计算取 a=79mm b=49mm c=49mm P5633C?,117，,36mmd? 1000n? 考虑有一个键槽，将直径增大5%， 则d=36×(1+5%~10%)mm=38~40mm，为38mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径 6.2.6输出轴2的设计 1. 小齿轮材料用40Cr钢，调质，σb=750MPa; 2. 按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢调质，硬度217,255HBS 轴的输入功率为 P,71.75kw02 转速为n1=1200 r/min 根据课本查表计算取 a=79mm b=49mm c=49mm P71.7533C?,117，,34mmd? 1200n? 考虑有两个键槽，将直径增大5%~10%， 则d=34×(1+5%~10%)mm=36~38mm ，圆整为36mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径 第 41 页 6.2.7 轴强度的校核 按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知?处当量弯矩最大， 是轴的危险截面，故只需校核此处即可。 MI总强度校核公式:σe=/W?[σ-1] (6-11) 输入轴: 轴是直径为45的是实心圆轴，W=0.1d3=9112.5N.mm 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa MI总则σe=/W=53.2?[σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求 输出轴1: 轴是直径为40的是实心圆轴，W=0.1d3=6400Nmm 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa 则σe= MΙ2/W=34.1?[σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求 输出轴2: 轴是直径为38的是实心圆轴，W=0.1d3=5487.2Nmm 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa 则σe= MΙ2/W=39.6?[σ-1]= 65MPa 故轴的强度满足要求 第 42 页 7. 液压系统的保养 加强设备的维护保养是确保设备正常工作十分重要的环节。目前液压设备经常出现四种毛病: 一为"精神病"，指液压系统工作时好时坏，执行机构动作时有时无; 二为"冒虚汗"，指系统泄漏严重; 三为"抖动病"，指执行机构运动时有跳动，振动或爬行; 四为"高烧病"，指液压系统工作油液温升过高。 如果对上述四种病情进行分析与诊断，寻找产生病根的原因，同时对液压设备进行科学管理，对常见故障提出预防措施，液压系统的故障就可以减少或避免。 液压设备的维护保养应注意下列要点: ? 控制油液污染，保持油液清洁，是确保液压系统正常工作的重要措施。据某大型工厂统计，液压系统的故障有80%是由于油液污染引发的。油液污染还加速液压元件的磨损。 ? 控制液压系统中工作油液的温升是减少能源消耗、提高系统效率的一个重要环节。 ? 控制液压系统泄漏极为重要，因为泄漏和吸空是液压系统常见的故障。要控制泄漏，首先是提高液压元件零部件的加工精度和元件的装配质量以及管道系统的安装质量;其次是提高密封件的质量，注意密封件的安装使用与定期更换;最后是加强日常维护。 ? 防止液压系统振动与噪声。振动影响液压元件的性能，它使螺钉松动，管接头松脱，从而引起漏油，甚至使油管破裂。一旦出现螺钉断裂等故障，又会造成人身和设备事故。因此要防止和排除振动现象。 ? 严格执行日常点检和定检制度。点检和定检是设备维修工作的基础之一。液压系统故障存在着隐蔽性、可变性和难于判断性的三大难关。因此对液压系统的工作状态进行点检和定检，把可能产生的故障现象记录在日检维修卡上，并将故障排除在萌芽状态，减少重大事故的发生，同时也为设备检修提供第一手资料。 ? 严格执行定期紧固、清洗、过滤和更换制度。液压设备在工作过程中，由于冲击振动，磨损、污染等因素，使管件松动，金属件和密封件磨损，因此必须对液压件及油箱等实行定期清洗和维修，对油液、密封件、执行延期更换制度。 ? 严格贯彻工艺纪律。在自动化程度较高的大批量生产的现代化机械加工工厂里，机械设备专业化生产程度较高，生产的节拍性很强，需按照加工要求和生产节拍来调节液压系统的压力和流量，防止操作者为了加快节拍，而将液压系统工作压力调高和运动速度加快的现象。不合理的调节不仅增加功率消耗，油温升高，而且会导致液压系统出现故障。 第 43 页 ? 建立液压设备技术档案。设备技术档案是"管好、用好、修好"设备的技术基础，是备件管理、设备检修和技术改造的原始依据。所以认真建立液压设备技术档案将有助于分析和判断液压故障的产生原因，并为采取果断措施排除故障提供依据。 第 44 页 8.结 论 为了扭转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的现况。本次设计进行了广泛的市场与技术调研，详细了解了振动压路机行业的发展现状、市场需求和未来发展趋势以及与国外先进技术的差距，结合所学知识，完成了理论分析、技术设计、样机试制和试验鉴定工作，最终研制成功 YZJ13型全液压振动压路机液压液压系统。 本文通过对 YZJ13 型振动压路机的研制与开发，得到了如下一些结论和成果: 1. YZJ13型振动压路机采用铰接式车架折腰转向的结构，转弯半径小、机 动性能好、前后轮迹重叠、重心低、驾驶员视野开阔。 2. 采用不同工况下各种功率组合的方法计算出 YZJ13型振动压路机的最 大功率，作为发动机选型的依据，避免了发动机功率过剩。 3. YZJ13型振动压路机采用全液压的传动方案，液压系统由三个液压回路 构成，分别完成行走、振动和转向功能，并实现了全轮驱动和调频。 理论分析和试验证明该方案与机械传动方案相比，压实效果好、爬坡 能力强、质量分配合理、操作控制舒适、整机布局灵活。 在本次研制过程中，总结并摸索出了一套振动压路机液压系统的设计理论和方法。对于不同规格和类型的振动压路机，由于工作原理相同，这些设计理论和方法同样具有参考价值。 第 45 页 参考文献 [1] GB/T 8511-2005 振动压路机[S].北京:国家机械工业局, 2005. [2] GB/T 13328-2005压路机通用要求[S].北京:国家机械工业局, 2005. [3] GB/T7092.5-2003 土方机械 压路机和回填压实机术语和商业规格[S].北京:国家机械工业局, 2003. [4] GB/T 25684-2010 土方机械安全[S].北京:国家机械工业局, 2010. [5] 秦四成.振动压路机[M].北京:化学工业出版社，2006. [6] 郑训,张世英,刘杰,等.路基与路面机械[M].北京:机械工业出版社,2001. [7] 李冰,焦生杰.振动压路机与振动压实技术[M].北京:人民交通出版社,2001. [8] 尹继瑶.振动压路机的振动参数及其取值[J].建设机械技术与管理,2007(2). [9] 张世英,陈元基.筑路机械工程[M].北京:机械工业出版社,1998. 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