YZ16压路机总体方案设计硕士学位论文Word格式.docx

1、80-15090下路堤150零填及路堑路床表2-1 公路路基压实标准压实度k的确定，需要根据公路所在地区的气候条件、土壤水文状况和路面类型等因素加以综合考虑。对冰冻、潮湿地区和受水影响大的路基，其要求应提高；对干旱地区和水文良好的地段，要求可低些；路面等级高，则要求就高；路面等级低，则要求可低些。设计要求应保证压实度k95%15。 2.单位线压力p压路机在碾压路基土壤或路面铺层时，一般分三个阶段：初压、复压和终压。初压时，由于被压材料处于松散状态，压路机与被材料的接地面积比较大，单位压力比较小；复压时，随着碾压遍数的增加和压实功的增加，被压材料的密实度将逐渐提高，接地面积逐渐减小，单位压力逐渐

2、增大；当接近复压终了时，接地面积接近线接触，单位压力最大。因此，所谓单位线压力是指接近复压终了时压路机所能达到的碾压载荷F与接地面积S的比值，即：p=F/S Pa压路机压实单位线压力与压路机所能达到的碾压载荷有关，对振动式压路机而言为激振力。设计压路机时，压路机单位线压力不应超过被压材料的极限强度，否则将引起土质基础的龟裂和石质基础石料的破碎。土壤的极限强度见表2-216。 土壤种类土壤的极限强度（kPa）光轮碾轮胎碾夯板低粘性土（砂土、低液限粘土、粉土）294588294392294686中等粘性土（粉质中液限粘土、中液限粘土）5889803925886861176高粘性土（高液限粘土）98

3、0147058878411761960极粘性土（很高液限粘土）1470176478498019862254表2-2 土壤的极限强度一般石料强度和压路机单位线压力的关系见表2-314。石料性质软中等硬极硬石料名称石灰岩砂岩石灰岩砂岩粗粒花岗岩细粒花岗岩辉绿岩玄武岩极限强度（Mpa）29.458.539.298.098.0196.0196.0压路机单位线压力（kPa）588068606860780078009800980012250表2-3 石料强度和压路机单位线压力关系3.碾压速度v压路机碾压速度与土壤或被压材料的压实特性、压实层厚度、压路机的压实功、施工技术要求以及作业效率等因素有关。对粘性土

4、壤，因变形滞后现象明显，碾压速度不宜过高；对铺层初压时，由于铺层变形大，压路机滚动阻力大，碾压速度也不宜过快；复压终压时，被压材料已基本密实，为提高作业效率和表面平整度，碾压速度可以适当提高。各种压路机碾压速度的选择见表2-417。压路机类型碾压速度（km/h）初压复压终压光轮静碾压路机1.52.02.03.03.04.0轮胎式压路机2.53.04.05.0振动式压路机3.05.05.06.0表2-4 压路机碾压速度选择一般情况下，碾压速度应该遵循“先慢后快”的原则。碾压速度高，作业效率高，但压实质量差；碾压速度低，力作用时间长，影响深度大，压实质量好，但作业效率低14。4.振幅A和振频f振幅

5、A和振频f是振动压路机压实作业中重要的性能参数。振频f是指振动轮单位时间内振动的次数，单位为Hz。振幅A是指振动时振动轮离开地面的高度，单位为mm。振幅参数一般是指名义振幅A0，即假设在完全弹性的表面上振动，振动轮完全自由地悬离地面的高度。压路机在实际振动压实时，其实际振幅A稍大于名义振幅A08。一般情况下，振频高，被压层的表面平整度好；振幅大，作用在压实层上的激振力大。因此，应根据作业对象的不同，合理地选择振频与振幅，两者协调一致才能获得较理想的压实效果。一般在压实厚层路基时，应选择低振频（2530Hz）、高振幅（1.52.0mm），以期获得较大的激振力和压实作用深度，提高作业效率；压实薄层

6、路面时，应选择高振频（3350Hz）、低振幅（0.40.8mm），以期获得单位面积内较多的冲击次数，提高路面的质量15。2.2振动工作原理振动压路机是根据共振学说、反复载荷学说等振动压实理论不断发展和更新的碾压设备，振动压路机利用机械的自重和激振器产生的激振力，迫使土壤作垂直强迫振动，急剧减少土壤颗粒间的内摩擦力，达到压实土壤的目的17。采用振动压路机对基础材料进行压实，可使材料颗粒间的孔隙率和渗透性下降，大大增加工程基础的整体刚度和承载能力，从而提高工程质量和使用寿命。振动压实可根据不同的铺筑材料和铺层厚度，合理选择振动频率和振幅，提高压实效果，减少碾压遍数7。对于常用的双幅振动压路机来说，

7、当振动压路机起振时，固定偏向块上的挡销承受很大的冲击力，设计不当容易导致断裂。激振器调幅机构如图2-1所示。图中固定偏心块与振动轴固接在一起，另一活动偏向块空套在振动轴上18。a）顺时针旋转 b）逆时针旋转1活动偏心块 2振动轴 3挡销 4固定偏心块图2-1 振动调幅机构示意图在振动压路机作业过程中，由于振动压实的需要，经常需要调节振动轮的振幅，振动轴承的支承条件，两个支承振动轴的轴承孔的同心度对振动功率的消耗影响很大，振动轴承与其轴承孔的配合对振动功率的消耗影响也很大，如果两者配合过紧，由于轴承发热而使轴承滚动阻力加大，使振动功率的消耗急剧上升。因此在设计振动轮时，两个支承振动轴的轴承孔应有

8、较高的同心度要求。同时，轴承的外圈与轴承座的配合应该设计松一些19。振动压路机的传动系统有两种方式，一种是全液压前后轮双驱动，前轮是驱动轮也是振动轮，后轮则用轮胎驱动，这种型式牵引力大，不容易打滑，前轮为主动轮无壅土推土等现象，国外生产的单钢轮压路机特别是16t级的振动压路机均采用这种形式，其前钢轮自重一般在12t左右，压实能力强。另一种形式为前钢轮不驱动、只振动，后轮用机械或液压，这种形式的单钢轮振动压路机，后轮负荷不能太轻，否则容易打滑，前后轮重量分配至少是1：1，有时后轮负荷甚至大于前轮，这种形式结构简单，价格便宜，但压实性能比前后轮双驱动的要差14。2.3压路机主要振动性能参数确定整机

9、工作质量：16t振动轮直径宽度：16002150mm振动频率：30Hz振幅：1.90mm/0.8mm激振力：337kN/112kN整机车速：08，016km/h整机长宽高：615024203250mm2.4振动压路机总体设计振动压路机主要分为结构件、动力系统、传动系统（桥箱及液压系统）、控制系统（液压及电气系统）和振动轮等五大部分8。国外生产的技术水平较高的振动压路机具有以下技术新特点：液压振动系统采用闭式系统，液压泵、液压马达采用柱塞泵、柱塞马达，使液压振动系统技术性能得以提高。采用低速大扭矩马达直接驱动或高速行走方案的全液压全轮驱动系统。采用手动伺服控制、电液控制或电液比例控制等控制系统。

10、振动参数采用单频双幅或双频双幅，振动操纵采用电控方式。振动轴承采用瑞典SKF、德国FAG、日本NSK等轴承。采用全液压制动系统。机罩设计为玻璃钢可翻转方式。驾驶室、机罩及整机外观造型和色彩采用工业设计原理，驾驶室内部采用人机工程学原理设计，操纵环境向轿车的内装饰方向发展，提高整机的美学功能和操纵舒适性。采用流线型的外观设计、合理的总体布局以及鲜明光泽的外观涂漆更具现代气息。可选配冷暖型空调系统、音响系统等5。我公司开发的YZ16振动压路机是在引进消化西班牙COMOPLESA公司振动压路机技术基础上进行设计开发，该机采用世界上最先进的全液压系统，行走传动采用变量泵变量马达闭式回路，可实现无级调整

11、。控制系统采用电子液压控制，制动系统采用行车制动，应急制动和停车制动三套先进可靠的制动机构，采用三级减振，采用翻车保护驾驶室等新结构和新技术18。YZ16振动压路机在借鉴定型产品YZ14B压路机液压振动系统、机械传动系统、制动系统等成熟部件的基础上，移植我公司利用西班牙政府贷款引进西班牙COMOPLESA公司振动压路机先进技术，对振动轮、前车架、后车架、机罩、铰接架等部件进行全新设计，提高整机的先进性、可靠性和美观性，使YZ16振动压路机达到国内同类产品的领先水平，如图2-2所示。图2-2 YZ16振动压路机总体图YZ16振动压路机主要部件及系统技术结构设计1. 振动轮1.振动轮 2.悬架 3

12、.偏心块 4.连接座 5.联轴器6.中间轴 7.振动轮行走轴承 8.减振器 9.振动马达图2-3 振动轮总成示意图振动轮采用内外圆筒相套结构，内圆筒作为润滑油室，结构受力合理，油室润滑和散热空间大。振动轴承和行走轴承采用进口的单列圆柱滚子轴承。具有激振力超大、工作可靠、轴承使用寿命长等优点20，如图2-3所示。2.液压驱动系统采用变量泵-双速变量马达闭式回路，如图2-4所示，由驱动泵、液压差速及冲洗组合阀、制动阀、驱动马达、调速阀等元件构成20。驱动泵采用美国Sauser-Sundstrand公司90系列轴向变量柱塞泵，驱动马达采用法国Poclain公司低速大扭矩马达。调速阀和制动阀用于控制内

13、装有常闭式制动器的驱动马达的调速及制动。液压差速及冲洗组合阀由美国Parker公司的电磁阀和美国Sauser公司的溢流阀与冲洗阀组合而成。液压差速阀用于实现后车架左右轮胎的差速，防止左右轮胎的打滑18。1.行走液压泵 2.振动液压泵 3.转向泵4.桥驱动马达 5.钢轮驱动马达 6.振动马达7.转向器 8.转向油缸 9.液压油箱图2-4 液压系统原理3.液压振动系统采用双向变量泵-定量马达闭式回路。振动泵采用美国Sauser-Sundstrand公司90系列轴向定量柱塞泵，振动马达采用瑞典Volvo公司F12系列弯轴定量重型马达。通过仪表板上的自动/手动开关，可实现振动的手动操作或自动操作。选择

14、自动操作状态后，当压路机行走速度达到一定值时，振动就自动开始，在压路机行走速度下降到一定值时，振动将自动停止18。4.液压制动系统采用工作制动、停车制动和紧急制动三级常闭式制动系统，常闭式制动器内藏于低速大扭矩驱动马达之中。当换向操纵杆移到中间“停止”位置时，驱动泵摆角为零，驱动泵停止向驱动马达供油，常闭式制动器制动，实现工作制动；当压路机在坡道上停车，柴油机停止转动后，常闭磨擦片式停车制动器便自动实现停车制动；当液压驱动系统出现工作油渗漏或胶管破裂等情况时，紧急制动器便会自动实现紧急制动20。5.电气及操纵系统电气系统主要由发电及起动系统、控制系统、照明系统、讯号系统四个部分组成。电气系统与

15、液压系统紧密相关，振动、驱动、制动液压系统皆是通过电气系统的电液控制来实现的，压路机的关键部件采用电子元件进行监控。在驾驶台的后壁上，集中有液压系统主要压力的测压接口，供调试检测时使用。该机操纵轻便灵活，仪表灯具和故障报警装备配备齐全，便于及时发现和排除故障，避免压路机带病作业18。柴油机、泵、阀、马达、轴承、油封、电器元件、仪表等主要件均采用国际著名公司产品，确保了整机性能优越、质量稳定。6.减振系统振动压路机采用三级隔振系统：第一级隔振前车架框架与振动轮之间即振动轮减振器；第二级隔振后车架与驾驶台之间即操纵台减振器；第三级隔振驾驶员与驾驶台之间即带减振功能的座椅20。第二章 总体参数确定及

16、部件设计计算3.1发动机功率压路机的发动机功率应保证压路机在最困难条件下能正常工作。这种最困难条件是：在最大上坡的路基上滚压松散的碎石物料14。所需发动机的功率为式中：N压路机所需发动机功率，kWT压路机驱动轮上的圆周力，NV压路机工作速度，km/h发动机至驱动轮间的机械传动效率16。压路机驱动轮上的圆周力即牵引力必须大于或等于工作时的总阻力，即TW压路机在最困难条件下工作时产生以下阻力：运行阻力W1；上坡阻力W2；压路机在上坡压实工作中的阻力W =W1+W2。压路机运行阻力W1： W1=gfGcos=9.80.116000cos16.7=15019 （N）f压路机滚动阻力系数，取f=0.1G

17、压路机质量,G=16000kg道路坡度,根据交通部公路工程技术标准，各种公路的坡度最大值为11%16，即=arctg0.11=6.28；本压路机设计的理论爬坡度为30%，即=arctg0.45=16.7。上坡阻力W2：W2=gGsin=9.8sin16.7=45058 （N）压路机在上坡压实工作中的阻力W：W= W1+W2=60077 （N） 14压路机在上坡压实工况时的功率N1：V压路机工作速度，V=2km/h发动机至驱动轮间的机械传动效率，取=0.713转向功率N2：p转向压力，8MPaq转向泵排量, 32.1ml/rne发动机转速，2500r/mini分动箱速比，0.8n转向泵效率，0.

18、914振动功率N3：mr高振幅的偏心力矩，11.06kg.m角速度，=2Hz rad/s振动轮振动阻力系数，1.5振动泵效率，0.85振动马达效率，0.7714压路机在上坡振动压实工况时消耗的功率最大，为N：N=N1+ N2+ N3=97.35kW振动压路机使用功率一般都用一小时功率16，选用德国BF6L-913型号发动机的额定功率为：118kW。根据经验计算方法，柴油机风扇等附件消耗功率一般等于发动机的额定功率的10%16，即11.8 kW。另外，柴油机排气管消耗功率一般为0.6610.735 kW14。因此可计算出柴油机的输出功率为：Ne=118-11.8-0.735=105.5 kW大于

19、压路机所需功率N= 97.35 kW所以满足设计要求。3.2整机牵引力全液压振动压路机的牵引力应满足21:行驶阻力Pf牵引力Pmax附着力P 附着力P21P=9.81103G = 78480 （N）附着系数，按轮胎驱动土方机械推荐的数值选取为0.5G对于全驱动压路机为整机工作质量，16t行驶阻力Pf14一般工况下的行驶阻力Pf122：Pf1=9.81f1G=21974 （N）f1滚动阻力系数，对于自行式压路机通过数理统计方法确定其取值范围为0.080.14，设计按最大滚动阻力系数选取0.14在坡道上的行驶阻力Pf222；Pf2=9.81（f2Gcos+Gsin）=54124 （N）f2爬坡工况

20、时的滚动阻力系数，对于爬坡能力为30%的全液压振动压路机，通过数理统计方法选取0.06坡度角，爬坡能力为30%时，=arctg0.30=16.7由驱动马达旋转时产生的最大牵引力Pmax：Pmax=P1+ P2P1前振动钢轮由驱动马达旋转时产生的牵引力；P2后轮胎由驱动马达旋转时产生的牵引力22。前振动钢轮由驱动马达旋转时产生的牵引力P122：q1max前振动钢轮驱动马达排量；YZ16压路机前振动钢轮采用双级变量驱动马达，型号为MT50-00-G210-F50-110，其排量为5001/3334ml/r，计算时取最大值5001ml/r；工作液压系统压力，40Mpa；液压泵的机械效率，取0.90；

21、r1前振动钢轮动力半径，0.8m；r=（0.950.97）r022，对于低压轮胎，一般取r=0.95r014，r0为轮胎自由半径，YZ16压路机轮胎规格为23.1-26，计算可知, P1=35782 （N）后轮胎由驱动马达旋转时产生的牵引力P222：q2max后轮胎驱动马达排量；YZ16压路机后轮胎采用两个双级变量驱动马达，其型号为MS25-8-G/D21-F35-1320，其排量为2004/1002ml/r，计算时取最大值2004ml/r；r1后轮胎动力半径，r=（0.950.97）r0，对于低压轮胎，一般取0.95r0，r0为轮胎自由半径，YZ16压路机轮胎规格为23.1-26，r0为，则

22、r=0.75m。计算可知, P2=30589 （N）即驱动马达提供的整机最大牵引力Pmax22：Pmax=P1+ P2=66371 （N）由上面计算可知：附着力P=78480 （N）最大行驶阻力Pf2=54124 （N）最大牵引力Pmax=66371 （N）满足：行驶阻力Pf牵引力Pmax附着力P143.3振动轮质量参数设计确定振动压路机的质量在前、后轮上的分配，以及在前轮即振动轮上钢轮与机架质量之间的分配差别，对压路机的牵引性能、压实性能和减振性能有着不同的影响。合理的质量配比对整机性能是十分重要的23。YZ16振动压路机的质量参数分配采用数理统计法，确定其前后轮质量比及机架与振动轮的质量比

23、。以国内外生产的40余种同类型振动压路机为统计分析对象，统计计算参数为前后轮分配质量及比值、钢轮质量和机架质量的比值及钢轮和整机质量之间的关系等。统计分析结论为：采用后轮驱动、前轮振动形式的压路机，其后/前轮质量分配的比值平均值为0.94,接近1.0。说明接近平均分配前后轮质量是采用这种标准驱动形式的基本要求。采用全轮驱动形式时，后轮重量比前轮轻得多，小于10t级的压路机，其后/前轮比值接近1；大于16t级的压路机，其后/前轮比值达到0.5左右，即把大部分质量分配到振动轮上15。振动轮上机架质量和钢轮质量的比值通常在0.41.0之间,平均值为0.69,个别达到1.26。根据一元线性回归统计的方

24、法得到确定钢轮质量的经验公式：Y=0.385X-400式中:Y钢轮质量，kgX整机使用重量，kg由经验公式可知，标准型振动轮质量约占整机质量的三分之一。对于YZ16振动压路机，Y=0.38516000-400=5800 （kg）。3.4偏心距和振幅设计计算在振动轴两端各装配有两个固定偏心块和一个可旋转的活动偏心块，设计为逆转偏心块叠加双振幅激振器，如图3-1所示20。 M小=2m*r/2=m*r M大=2m*r a）小振幅位置 b）大振幅位置图3-1变更偏心轴旋转方向产生双振幅机构图由总体设计确定参数：参振质量m=5800kg，振动频率f=30Hz，双振幅A=1.8/0.8mm，激振力P=33

25、7kN/112kN a） b） c）图3-2 半圆偏心块图偏心块尺寸如图3-2所示。固定偏心块尺寸取R11=200、R12=75、r1=49,b1=34, 1=45固定偏心块尺寸取R21=173、R22=75、r2=52, ,b2=18, 2=30固定偏心块的载面积A1、偏心矩r01、偏心质量m01和静偏心矩Me124：m01=A1110-6=22.675kgMe1=m01r0110-3=1.859kg.m活动偏心块的载面积A2、偏心矩r02、偏心质量m02和静偏心矩Me224：m02=a2210-6=31.74kgMe2=m02r0210-3=1.814kg.m合成静偏心矩、振幅A0及离心力F0：高振幅时Me1=2（2 Me1+ Me2）=11.06kg.mF01=Me1.2=337000 N低振幅时Me2=2（2 Me1- Me2）=3.81 （kg.m）F02=Me2.2=112000 （N）3.5振动轴强度验算振动轴上的作用力P和转矩T25：T=md（17.41A01+3.12d）=105.8N.mr平衡系数，r =（md- mw）/ md，一般取r =0.95振