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YZ07手扶式振動壓路機設(shè)計 35
YZ07手扶式振動壓路機設(shè)計
摘要：隨著振動壓實理論的逐步完善以及新的壓實技術(shù)和控制技術(shù)在壓路機中的應(yīng)用，振動壓路機的研究逐漸顯出其重要性及必要性。本次畢業(yè)設(shè)計的主要任務(wù)是設(shè)計一種常用的YZ07振動壓路機，該設(shè)計的意義在于研究設(shè)計出一種常用的輕型壓路機，滿足一般壓路工況。
由于所選擇的YZ07振動壓路機為輕型振動壓路機，所承受的激振力較小，因此振動輪設(shè)計為單振幅、單振頻的振動形式，設(shè)計較為簡單和常用。具有很強的通用性，通過對YZ07振動壓路機振動輪中的偏心軸以及所選軸承、激振器的設(shè)計計算，確定整個振動輪旋轉(zhuǎn)過程中所產(chǎn)生激振力以及校核部分零件，使之滿足YZ07振動壓路機的工作需求。
除了振動輪各項參數(shù)的設(shè)計計算部分，本文還包括了對振動壓路機的發(fā)展，課題研究意義的分析，以及對本領(lǐng)域目前發(fā)展情況的最新進展以及所出現(xiàn)的問題進行研究和討論。
關(guān)鍵詞：振動壓路機；振動輪；振動激振器
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)外壓路機產(chǎn)品技術(shù)概述與發(fā)展趨勢 1
1.2 本設(shè)計研究內(nèi)容 2
第2章 總體方案設(shè)計 3
2.1 整機方案擬定 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 振動輪總成 4
2.1.7 減振方式 4
2.1.8 整機方案表 4
2.1.9 設(shè)計產(chǎn)品型號編制的確定 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振動壓路機擬達到的主要技術(shù)參數(shù) 6
第3章 整體參數(shù)計算 7
3.1 六個基本參數(shù)計算 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 計算分析討論 15
3.5.7 關(guān)于整機穩(wěn)定性的分析討論 15
3.5.8 YZ07壓路機穩(wěn)定性計算分析 15
3.6減振系統(tǒng)設(shè)計與計算 16
3.7 振動參數(shù)的設(shè)計計算 16
3.7.1 振動軸偏心質(zhì)量和偏心距的計算 16
3.7.2 振幅計算 17
3.7.3 振動頻率計算 17
3.7.4 偏心力矩 17
3.7.5 激振力 17
3.7.6 振動軸承的選型及壽命 17
3.7.7 聯(lián)軸器的選擇 18
第4章 YZ07型振動壓路機傳動系統(tǒng)設(shè)計 19
4.1 傳動形式的確定 19
4.2 液壓行走系統(tǒng)設(shè)計 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 液壓振動系統(tǒng)設(shè)計 24
4.3.1 液壓振動系統(tǒng)方案確定 24
4.3.2 振動液壓系統(tǒng)所屬功率計算 24
4.3.4振動系統(tǒng)功率分析計算及振動性能參數(shù)計算 24
4.4 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計 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)向操縱功率計算 29
4.５整機功率及發(fā)動機選型 29
4.5.1 整機功率計算 29
4.5.2 發(fā)動機選型 30
第5章 總 結(jié) 31
5.1 本設(shè)計的特點 31
5.2 本設(shè)計的不足及努力方向 31
總結(jié) 33
參考文獻 34
謝辭 35
第1章 緒 論
1.1 國內(nèi)外壓路機產(chǎn)品技術(shù)概述與發(fā)展趨勢
20世紀30年代，世界上最早的振動壓路機出現(xiàn)在的德國。此后隨著振動壓實理論研究的深入，避振材料和振動軸承制造技術(shù)的不斷完善，振動壓路機在60年代占領(lǐng)了世界壓實機械市場，其品種、規(guī)格也呈現(xiàn)多元化發(fā)展。隨著社會需求對壓路機動力性能、運動精度及自動化程度的要求，液壓傳動技術(shù)于60年代應(yīng)用于壓路機，70年代國外的大多數(shù)振動壓路機已經(jīng)實現(xiàn)液壓傳動。隨后，電液控制技術(shù)在振動壓路機上的應(yīng)用，更使得壓路機實現(xiàn)了行走、振動、轉(zhuǎn)向和制動等系統(tǒng)的全液壓傳動。到20世紀末期，電子技術(shù)和計算機技術(shù)給壓實機械進行了一場控制革命，德國寶馬格（Bomag）公司首創(chuàng)了振動調(diào)幅壓實系統(tǒng)并迅速推向世界市場。目前，國際上全液壓傳動壓路機技術(shù)中，液壓傳動、全輪驅(qū)動、鉸接轉(zhuǎn)向等技術(shù)已經(jīng)較為成熟，自動控制技術(shù)還處于起步階段，其中振動參數(shù)的自動控制已經(jīng)有了突破性進展，但技術(shù)還有待進一步完善[1] [2]。
我國的壓路機研制起步較晚，主要借鑒國外成果經(jīng)驗發(fā)展，20世紀80年代，國內(nèi)壓路機廠家引進國外先進技術(shù)，開發(fā)生產(chǎn)了全液壓單鋼輪振動壓路機，由于國情原因，90年代國內(nèi)出現(xiàn)了將靜壓路機的機械驅(qū)動行使系統(tǒng)移植到了全液壓振動壓路機上，替代了其原有的液壓傳動件和驅(qū)動橋組成行使驅(qū)動系統(tǒng)，創(chuàng)造了國內(nèi)特有的機械式單缸輪振動壓路機，它以低廉的價格贏得了市場[3]?？傮w上說，我國振動壓路機市場的特點可以概括為：生產(chǎn)廠家眾多，產(chǎn)品系列齊全，銷量規(guī)模攀升，高端市場不強。目前，國內(nèi)大部分振動壓路機仍為單輪驅(qū)動、單輪振動、機械傳動的狀態(tài)，與國外相關(guān)產(chǎn)品技術(shù)比較，還有較大的差距。在保證占有市場份額的同時，加快研發(fā)高端振動壓路機產(chǎn)品，積極搶占國內(nèi)外高端市場，是國內(nèi)相關(guān)企業(yè)的當務(wù)之急[4]。
目前，國際上振動壓路機正朝著結(jié)構(gòu)模塊化、一機多用化、機電一體化、行車安全化、智能化、專業(yè)化的趨勢發(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，我國壓路機銷量將有所增加，且會呈現(xiàn)較大的增長幅度。根據(jù)權(quán)威專家預(yù)計，“十一五”期間我國壓路機容量將會達到15000臺左右，其中國生產(chǎn)的產(chǎn)品銷量約占85％，其中靜碾壓路機和機械驅(qū)動單鋼輪振動壓路機等中低檔產(chǎn)品依然維持主導；國外產(chǎn)品約占15％，其中以全液壓驅(qū)動振動壓路機等高檔產(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]。
隨著市場對施工機械性能的更高要求，以下類型的產(chǎn)品具有更廣闊的發(fā)展空間：大型振動壓路機、中型輪胎壓路機、自行式雙鋼輪串聯(lián)振動壓路機、無級調(diào)頻調(diào)幅振動壓路機、壓實RCC材料的專用壓路機。需要進一步研發(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；生產(chǎn)率高的串聯(lián)振動壓路機；壓實封層嚴密又不破壞骨料的輪胎壓路機[7]。
1.2 本設(shè)計研究內(nèi)容
本設(shè)計定位為：在充分吸收國外小噸位振動壓路機先進技術(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)計出具有較好壓實性能的小噸位振動壓路機，主要用于高等級公路路面瀝青混凝土的壓實工作，兼能滿足砂石等非粘性土壤的路面壓實及修補工作中的較高要求，要求該設(shè)計產(chǎn)品具有壓實性好、適應(yīng)性強、轉(zhuǎn)彎靈活、爬坡能力強等特點，達到國內(nèi)同類產(chǎn)品的先進水平。
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振動壓路機總體方案，進行總體參數(shù)的校核與計算，確定發(fā)動機選型、各檔速度、壓實力、激振力。
b. 在基本參數(shù)確定的基礎(chǔ)上，重點對壓路機傳動系統(tǒng)進行設(shè)計，以保證整機達到預(yù)期的良好性能。傳動系統(tǒng)設(shè)計包括：行走系統(tǒng)設(shè)計、振動系統(tǒng)設(shè)計、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計，并計算整機功率選定發(fā)動機型號。
c. 進行重要零件的設(shè)計與選型。
第2章 總體方案設(shè)計
2.1 整機方案擬定
2.1.1 規(guī)格系列
本設(shè)計為0.7噸位小型振動壓路機。
2.1.2 行駛方式
振動壓路機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 振動壓路機行駛方式比較
行駛方式
噸位（t）
特點
自行式
2-18
靜線壓力適中，振動頻率和振動幅值在一定范圍內(nèi)可調(diào)，速度可無級變速，機動性強，操縱方便，生產(chǎn)效率高且減振性能良好，價格較高，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，壓實影響深，結(jié)構(gòu)簡單。價格適中，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表層有振松和壓碎機料的現(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，振動頻率高，壓實影響小，造價低，一般輔助大型壓實機械作業(yè)，適用于公路路肩、人行道、構(gòu)槽等小型工程。
本設(shè)計行駛方式采用手扶式。
2.1.3 行走驅(qū)動系統(tǒng)
傳統(tǒng)的行走系統(tǒng)有單輪驅(qū)動和雙輪驅(qū)動和全輪驅(qū)動幾種形式。單輪驅(qū)動形式對壓實平整度等有不好影響，故不采用。由于本設(shè)計為小型機，行走驅(qū)動系統(tǒng)采用液壓全輪驅(qū)動的形式，該技術(shù)在國內(nèi)外均已較為成熟，國內(nèi)則多用于大噸位機型，可減少堆料現(xiàn)象，極大提高壓實效果，振動輪做驅(qū)動輪可減少壓實路面產(chǎn)生裂縫的可能性，且振動輪靜線壓力得到充分運用，密實度高，壓實遍數(shù)少，并提高壓實層表面平整度。該技術(shù)行走系統(tǒng)由一泵雙馬達并聯(lián)組成的閉式回路低速方案，既具有良好驅(qū)動能力，又方便安裝和維修。低速大轉(zhuǎn)矩馬達有兩個排量可以實現(xiàn)電磁閥控制兩擋無級變速度[11]。
2.1.4 車架形式
振動壓路機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)向時為整體轉(zhuǎn)動，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)計擬采用鉸接車架。
2.1.5 轉(zhuǎn)向方式
本設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)擬采用萬向輪結(jié)構(gòu)，由于本設(shè)計為小型機，貼邊性在使用過程中優(yōu)點并不特別明顯，故本設(shè)計擬采用結(jié)構(gòu)較簡單、轉(zhuǎn)彎半徑小的萬向輪結(jié)構(gòu)。
2.1.6 振動輪總成
a.振動輪數(shù)量：
國內(nèi)目前小型振動壓路機中單輪振動設(shè)計為多，本設(shè)計振動系統(tǒng)擬采用一泵雙馬達串聯(lián)組成的閉式系統(tǒng)，實現(xiàn)雙輪振動，與單輪振動相比，工效可提高一倍。在系統(tǒng)中安裝一個二位二通閥，搬動閥柄，可實現(xiàn)前輪的單獨振動，實現(xiàn)多功能。
b.振動輪結(jié)構(gòu)：
振動壓路機振動輪外部結(jié)構(gòu)分光輪振動和凸塊式振動，凸塊式振動特別適合壓實粘性土壤，本設(shè)計振動輪外部采用應(yīng)用范圍更廣泛的光輪振動結(jié)構(gòu)。
2.1.7 減振方式
振動壓路機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，主要用于拖式振動輪。彈簧減振有內(nèi)部阻尼小、衰減振動能力差、不許在共振頻率間工作的缺點，主要用于振動平板。橡膠減振方式其減振塊形狀和尺寸可根據(jù)需要設(shè)計，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、保養(yǎng)的優(yōu)點，應(yīng)用廣泛，滿足本設(shè)計對減振系統(tǒng)的要求，故本設(shè)計采用橡膠減振方式。
2.1.8 整機方案表
綜上所述，本設(shè)計的整機方案如表2-3所示。
表2-3整機方案表
規(guī)格系列
0.7噸位
行駛方式
手扶式
傳動系
液壓傳動
行走驅(qū)動系統(tǒng)
液壓全輪驅(qū)動
車架形式
鉸接車架
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
萬向輪
振動輪數(shù)量
單輪振動
振動輪外部
光輪振動
振動輪內(nèi)部激振機構(gòu)
低幅高頻
減振方式
橡膠減振
特殊機構(gòu)
暫不作設(shè)計
2.1.9 設(shè)計產(chǎn)品型號編制的確定
根據(jù)《建筑機械產(chǎn)品型號編制方法》的規(guī)定，本設(shè)計產(chǎn)品的型號編制為YZ07振動壓路機，其中07為主參數(shù)代號（即工作質(zhì)量，單位t），YZ為兩輪串聯(lián)振動壓路機特性代號。
2.2 基本技術(shù)參數(shù)的擬定
2.2.1 名義振幅
名義振幅指振動壓路機用千斤頂或其他支撐物架起后，振動輪懸空后測得的振動輪振幅，又稱空載振幅。工作振幅指其實際工作時的振幅。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：
試驗和經(jīng)驗積累表明，振動壓路機名義振幅的取值范圍為：
壓實基層
壓實次基層
壓實瀝青混凝土及路面
結(jié)合本設(shè)計要求，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設(shè)計名義振幅取值為0.80mm。
2.2.2. 工作頻率
經(jīng)驗表明，振動壓路機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－土”的振動系統(tǒng)的二階固有頻率。
由于其隨著壓實對象的變化而變化，較為復(fù)雜，根據(jù)經(jīng)驗，一般而言參考取值范圍為：
壓實基層
壓實次基層
壓實瀝青混凝土及路面
由于本設(shè)計產(chǎn)品主要用于壓實次基層路面，為了保證壓實效果，工作頻率取中間值，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設(shè)計初步取值為35Hz[12]。
2.2.3 YZ07振動壓路機擬達到的主要技術(shù)參數(shù)
本設(shè)計的其他技術(shù)參數(shù)如上所述，均根據(jù)振動壓路機壓實原理并在參考國內(nèi)外同類產(chǎn)品的基礎(chǔ)上擬定，不再敷述，本設(shè)計擬設(shè)達到的技術(shù)參數(shù)如下表所示表2-3：
表2-3 YZC3振動壓路機主要技術(shù)參數(shù)
項目
技術(shù)參數(shù)
項目
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
振動頻率（Hz）
35
理論爬坡能力（％）
30
振動輪直徑（mm）
550
激振力（kN）
振動輪寬度（mm）
700
第3章 整體參數(shù)計算
3.1 六個基本參數(shù)計算
3.1.1 工作重量
G=700kg
經(jīng)驗表明，振動壓路機上、下車質(zhì)量比近似于1時，壓實效果最好，但在實際設(shè)計制造中很難達到正好為1這一比例，為方便設(shè)計，本設(shè)計初取上下車質(zhì)量比為1計算，如有偏差，再在后面校核時改正[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)計產(chǎn)品有較好的適應(yīng)能力，并留有一定的爬坡儲備，本設(shè)計爬坡能力設(shè)計為30％。
3.3 重心位置
初步設(shè)定左右側(cè)傾時的穩(wěn)定角為，重心高度h如下：
（3-4）
3.5 整機穩(wěn)定性分析
整機穩(wěn)定性指整機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價，整機穩(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在最大轉(zhuǎn)向角時是否失穩(wěn)，主要是指側(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，按整機工作狀態(tài)又分為靜態(tài)穩(wěn)定性和行駛時動態(tài)穩(wěn)定性。從安全角度考慮，滑移與傾翻都是整機失穩(wěn)的標志，而傾翻則具有更大的危險性，因此整機必須做到既不滑移又不側(cè)翻，至少做到滑移先于傾翻，這是分析和計算整機穩(wěn)定性基礎(chǔ)[14]。
3.5.1 穩(wěn)定性工況分類
對于壓路機而言，由于結(jié)構(gòu)和性能上的一些特點，如一般為前后鉸接式車架、左右結(jié)構(gòu)基本對稱、工作速度較低等，給穩(wěn)定性的分析和計算帶來一些方便。一般工程機械在分析和計算穩(wěn)定性時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）
行駛穩(wěn)定性（最大轉(zhuǎn)向角時）
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
重心在下時▲
行駛穩(wěn)定性
重心在上時
重心在下時▲
最大轉(zhuǎn)向角
靜態(tài)穩(wěn)定性
重心在上時
重心在下時▲
行駛穩(wěn)定性
重心在上時
重心在下時▲
由于整機在臨傾翻或滑移狀態(tài)時一般不承擔工作載荷，因此關(guān)于工作狀態(tài)下的穩(wěn)定性未列入表中。表中帶▲號的項目為整機較危險的工況，在進行穩(wěn)定性分析和計算時要考慮。
3.5.2坡道縱向靜態(tài)穩(wěn)定性
整機自重為G的整機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為整機重心點，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（線）。Ｏ1,Ｏ2處兩輪受有坡道的支承力Ｎ１和Ｎ２，其反力為。由于整機存在下滑趨勢，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
對整機，分別以Ｏ1和Ｏ2為中心列力矩平衡方程，可以求出：
?。?-5）
（3-6）
（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，整機在縱坡上的靜態(tài)穩(wěn)定性指標為：
傾翻臨界角 （3-10）
滑移臨界角 （3-11）
當時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，整機在橫坡上的靜態(tài)穩(wěn)定性指標為：
傾翻臨界角 （3-12）
滑移臨界角 （3-13）
當時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，為整機在橫坡上的靜態(tài)受力示意圖．對圖示輪子而言，將支撐力向點轉(zhuǎn)化是完全可以的，與線載荷效果一致。
為整機重心至縱向?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)動力矩，、為兩輪產(chǎn)生的牽引力，、為兩輪的滾動阻力，則：
式中：為兩輪滾動半徑
表示兩輪的附著系數(shù)
表示兩輪的滾動阻力系數(shù)
對機器，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，整機在縱坡上單輪驅(qū)動行使上坡的穩(wěn)定性指標為：
傾翻臨界角 （3-13）
滑移臨界角 （3-14）
當時能保證滑移先于傾翻。
需要說明的是，上述結(jié)果的成立，前提條件是整機產(chǎn)生的牽引力足夠，即；但如果整機不能產(chǎn)生足夠的牽引力，則滑移臨界角降低，
b、單輪驅(qū)動前進爬坡（驅(qū)動輪在下）時的穩(wěn)定性
圖3-3 單輪驅(qū)動前進爬坡受力示意圖
如圖3-3所示，假設(shè)為驅(qū)動輪即后輪，那么：
于是
（3-15）
（3-16）
當時能保證滑移先于傾翻。
c、單輪驅(qū)動倒退爬坡（驅(qū)動輪在上）時的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-17）
（3-18）
當時能保證滑移先于傾翻。
3.5.5 下坡穩(wěn)定性
a、雙驅(qū)動時的穩(wěn)定性
如圖3-4所示，為此狀態(tài)下受力示意圖。此時整機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)，整機也不可避免地存在下滑趨勢，甚至向下運動，而且向下運動正是工況需要，即此工況下產(chǎn)生滑移（更多情況下是滾動）是必然的，因此：
圖3-4雙驅(qū)動時下坡穩(wěn)定性受力示意圖
同理可求得： （3-19）
（3-20）
當時能保證滑移先于傾翻。
b.單輪驅(qū)動倒退下坡（驅(qū)動輪在下）時的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-21）
（3-22）
當時能保證滑移先于傾翻。
c. 單輪驅(qū)動前進下坡（驅(qū)動輪在上）時的穩(wěn)定性
同理可求得：
（3-23）
（3-24）
當時能保證滑移先于傾翻。
3.5.6 計算分析討論
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重心垂直高度成反比，與坡道下游輪子至整機重心的水平距離成正比，而與其他參數(shù)無關(guān)。
從計算結(jié)果還可以看出，理論上講臨界傾翻角與整機是否處于行使狀態(tài)以及是單輪驅(qū)動還是雙輪驅(qū)動無關(guān)，但實際情況是有影響的。如后輪驅(qū)動前進爬坡時，由于后輪產(chǎn)生驅(qū)動力矩，會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)動輪在下比在上好，雙驅(qū)動可以改善上坡滑移穩(wěn)定性，但會減少下坡滑移穩(wěn)定性，這與實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)動前進爬坡(驅(qū)動輪在下)時的穩(wěn)定性、雙驅(qū)動時的穩(wěn)定性、單輪驅(qū)動倒退下坡(驅(qū)動輪在下)時的穩(wěn)定性、單輪驅(qū)動前進下坡(驅(qū)動輪在上)時的穩(wěn)定性這四種工況下滑移肯定先于傾翻，說明不會發(fā)生翻車事故。
3.5.7 關(guān)于整機穩(wěn)定性的分析討論
a.上述討論的靜態(tài)穩(wěn)定性，基本上是由整機的結(jié)構(gòu)參數(shù)(整機重心位置，軸距，輪距等)決定的。有時按這些結(jié)構(gòu)參數(shù)計算出的失穩(wěn)條件(滑移角、傾翻角)在理論上根本不能實現(xiàn)，或遠大于整機最大設(shè)計爬坡能力(理論)。
b.分析整機在橫向坡道上的行走穩(wěn)定性時，還應(yīng)考慮作用在行走機構(gòu)上的牽引力。實際上，整機在坡道上橫向行走時有切向牽引力輸出，以阻止整機下行，在此情況下，側(cè)向附著力將降低。
c.整機的動態(tài)穩(wěn)定性受其它隨機因素的影響，慣性力的產(chǎn)生會降低車輛原有的靜態(tài)穩(wěn)定性，不該滑移時滑移，不該翻車時翻車。而且操作人員的駕駛水平和機器的使用條件，對整機的穩(wěn)定性也有很大影響。因此，為了防止整機失穩(wěn)，避免翻車事故，提高駕駛水平更具有現(xiàn)實意義。
3.5.8 YZ07壓路機穩(wěn)定性計算分析
YZ07振動壓路機車架結(jié)構(gòu)為鉸接式，為單鋼輪單驅(qū)動形式，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)計值（％）
700
700
350
800
20
30
整機在良好瀝青路面上的滾動阻力系數(shù)等見下表3-3所列。
表3-3瀝青路面上的滾動阻力系數(shù)
工況
對象
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)定性計算結(jié)果分析一說明:
a.對坡道橫向靜態(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。
計算結(jié)果表明，YZ07振動壓路機設(shè)計取值是合理可行的。
3.6減振系統(tǒng)設(shè)計與計算
本設(shè)計采用橡膠減振方式。選用丁腈橡膠，其有良好的耐油性和較大的阻尼。
由經(jīng)驗公式，減振系統(tǒng)總剛度為：
（3-25）
式中：——壓路機的上車當量質(zhì)量，
——壓路機的振動頻率，，則：
=
3.7 振動參數(shù)的設(shè)計計算
3.7.1 振動軸偏心質(zhì)量和偏心距的計算
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 振幅計算
振動輪質(zhì)量：
偏心質(zhì)量：
偏心距：mm
振幅：m （3-28）
3.7.3 振動頻率計算
泵的流量：
（3-29） （3-29）
馬達轉(zhuǎn)速：
（3-30）
3.7.4 偏心力矩
（3-31）
3.7.5 激振力
（3-32）
3.7.6 振動軸承的選型及壽命
選用軸承：NJ409MA/C3，潤滑油潤滑，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，單個軸承當量動載荷：
（3-33）
軸承壽命：
（3-34）
3.7.7聯(lián)軸器的選擇
為保證馬達軸與振動軸的正確傳動及同心度問題，需要可調(diào)節(jié)同心度的彈性聯(lián)軸器，選用簡單彈性柱銷聯(lián)軸器HL2。
參數(shù)：彈性體強度
振動軸冷起動轉(zhuǎn)矩：起振瞬間壓力160bar
儲備系數(shù)：（符合設(shè)計要求）
第4章 YZ07型振動壓路機傳動系統(tǒng)設(shè)計
4.1 傳動形式的確定
常見的振動壓路機傳動系統(tǒng)可分為機械傳動、液力傳動和液壓傳動。其比較如表4-1：
表4-1 常見的振動壓路機傳動系比較
要 求
機械傳動
液力傳動
液壓傳動
無級變化速度
－
＋
＋＋
不同滾動阻力時不變的壓實速度
＋
－
＋
無級改變牽引力
－
＋
＋＋
在兩個行駛方式重復(fù)調(diào)節(jié)速度
＋
－
－
無沖擊的換向
－
＋＋
＋
無沖擊的啟動
－
＋＋
＋
簡單的單手柄操作
－
＋
＋＋
加速限制可調(diào)節(jié)
－
－
＋
傳動機械元件的配置可自由移動
－
－
＋＋
功率簡單地分配在幾個使用部分上
（全部滾輪驅(qū)動）
－
－
＋
在一個大的速度范圍內(nèi)有最佳的效率
＋
（＋）
＋
內(nèi)燃機環(huán)境靜化和最佳的功率調(diào)節(jié)
－
－
＋
制度或加速時幾乎無損
－
－
＋
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，液壓傳動有裝置重量輕，體積緊湊，易于實現(xiàn)無級調(diào)速和調(diào)頻，傳動沖擊小和閉鎖制動功率損失小，易于功率分流，方便整機布置，操縱控制方便，易于實現(xiàn)自動化等優(yōu)點，是振動壓路機設(shè)計中比較理想的傳動方式。
液壓傳動系統(tǒng)也有一些缺點，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；系統(tǒng)內(nèi)若混入空氣，會引起噪聲和振動等。這些缺點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，振動壓路機的傳動系統(tǒng)已逐漸采用全液壓傳動技術(shù)。本設(shè)計擬采用全液壓傳動系統(tǒng)。
本設(shè)計動力元件采用柴油發(fā)動機，發(fā)動機輸出的動力主要傳動給三個驅(qū)動系統(tǒng)，即本設(shè)計的液壓傳動系統(tǒng)由三個部分：液壓行走系統(tǒng)、液壓振動系統(tǒng)和液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)組成，下面分別進行設(shè)計與計算[15] [16]。需要說明的是，本設(shè)計中液壓系統(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。
4.2 液壓行走系統(tǒng)設(shè)計
4.2.1 液壓行走系統(tǒng)方案
壓路機行走系統(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)簡單，且容易布置，用于小型機更能體現(xiàn)其優(yōu)勢，僅成本比高速方案略高，本設(shè)計采用低速方案。
本設(shè)計產(chǎn)品要求兩個鋼輪同時驅(qū)動，擬采用行走變量泵、行走變量馬達組成，系統(tǒng)中兩個行走馬達并聯(lián)連接，因此，泵控系統(tǒng)內(nèi)必須具備補油泵和補油溢流閥，以及冷卻系統(tǒng)需要的梭閥。
系統(tǒng)中兩個行走馬達并聯(lián)連接，由左端振動補油泵供給馬達減速器輸出軸制動缸制動油，并由兩位三通電磁閥控制?？紤]到壓路機故障時便于拖動，設(shè)有手動泵，主要用于停車時松開制動。為方便實現(xiàn)無級調(diào)速，滿足壓路機的壓實作業(yè)工況，設(shè)有行走泵手動伺服閥以控制行走驅(qū)動馬達的方向與轉(zhuǎn)速。為實現(xiàn)緊急行走制動，設(shè)有液壓伺服閥，并輔以機械制動。
4.2.2行走系統(tǒng)功率計算
通過兩個鋼輪對地面附著力求得的功率作為壓路機的最大行走功率。
（1）在地面上的最大功率計算公式
兩鋼輪直徑相同，且均為驅(qū)動輪，兩個行走馬達并聯(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
整機重量
取振動時的行走速度為工作速度，將數(shù)據(jù)代入式4-3中，得：
（4-4）
帶振動時：，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，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，并留有足夠的儲備系數(shù)，一般儲備系數(shù)為2左右，則初選泵為42P28型，馬達選用力樂士MCR05系列馬達，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，并且可帶動制動器。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：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時前后輪的最大轉(zhuǎn)矩：
（4-7）
根據(jù)以上計算可得：
泵的最大儲備系數(shù)： （可行）
馬達的最大儲備系數(shù)： （可行）
4.2.4 行走系統(tǒng)的功率校核
（1）兩驅(qū)動馬達傳遞給兩鋼輪的傳遞功率(式4-4)：
（2）行走傳動裝置的最大功率：
行走傳動裝置的功率損失包括管路、接頭及泵、馬達的功率損失。
液壓油：搞磨液壓油YB-N32
密度：(15℃)
運動粘度：(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，因為一泵帶二馬達，則：
流動速度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，液流為層流流動與紊流流動的過渡狀態(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
整個流程軟管的長度為10米，根據(jù)達西（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）馬達的功率損失
平地最大功率輸出時：
馬達總效率：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，查得42L28補油泵功率（在4bar時）
（5）行走傳動裝置的最大功率需求：
（4-15）
4.3 液壓振動系統(tǒng)設(shè)計
4.3.1 液壓振動系統(tǒng)方案確定
液壓振動系統(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、定量馬達和冷卻器組成，系統(tǒng)組成開式回路。其中液壓泵、馬達均采用定量的齒輪泵和齒輪馬達，成本低。泵控制閉式液壓系統(tǒng)通常由變量泵、組合閥、馬達、冷卻器、蓄能器等，由于其變量泵和定量馬達采用軸向柱塞式結(jié)構(gòu)，各種閥盡可能與泵、馬達集成一體，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，在同樣的系統(tǒng)功率下可使系統(tǒng)流量減少，泵和馬達的體積相對減小，在結(jié)構(gòu)布置上更有機動性。由于各種閥集成化，外部結(jié)構(gòu)簡單，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，而且可實現(xiàn)變幅變頻功能。只是成本略高。本設(shè)計是小型機，為獲得更好的工作性能，本設(shè)計采用后者，即泵控制閉式液壓系統(tǒng)。
4.3.2 振動液壓系統(tǒng)所屬功率計算
先采用經(jīng)驗公式計算出振動系統(tǒng)的功率，以此為標準選取元件，再根據(jù)振動理論作詳細的分解計算。
根據(jù)經(jīng)驗公式：
振功功率
式中m—振動輪質(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)計采用的是高頻小振幅，故取大值，取=8
振動功率P=110×0.8×10-3×8=4.84kw
4.3.3 振動液壓系統(tǒng)主要元件選型
本設(shè)計中振動頻率為35Hz，需要馬達的額定轉(zhuǎn)速不低于3000rpm。已知振動系統(tǒng)的功率為4.84kw，儲備系數(shù)一般為2左右，采用天津津特公司的G5泵和GM5馬達。
初選泵：當轉(zhuǎn)速為2300r/min時，G5-25：8.8kw
儲備系數(shù)：x=1.8(合理)
初選馬達：GM5-16，額定轉(zhuǎn)速3300r/min，雙向額定壓力21Mpa，理論扭矩52N.m振動閥采用二位四通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：考慮一個振動輪單振動時，此時短路一個振動輪。
4.3.4振動系統(tǒng)功率分析計算及振動性能參數(shù)計算
（1）YZ07振動系統(tǒng)的靜力矩
最大輪載荷：
離心力：
偏心力矩：
靜力矩：由偏心力與一個液壓分量而引起的軸承摩擦構(gòu)成，可以認為這個分量總量是與轉(zhuǎn)速無關(guān)而起作用。
（4-16）
其中為軸承輥子的摩擦系數(shù)，取，D為軸承滾動圈的中心直徑：
K為潤滑油的阻力系數(shù)，與油的粘度及偏心塊的運動速度有關(guān)。
經(jīng)驗數(shù)據(jù)：
熱油時：
冷油時：
油密封唇邊產(chǎn)生的摩擦力矩，在經(jīng)過一個運轉(zhuǎn)周期后，就全達到一個最小穩(wěn)定值，此值在工作條件保持不變時亦不變，而該值與許多因素有關(guān)。徑向密封環(huán)的起動過程，介質(zhì)每到一個溫度，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，其損失可由摩擦功率計算圖求出，它是軸的轉(zhuǎn)速度和直徑，潤滑介質(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.冷油啟動時：
2.85N.m
熱油啟動時：
2.15N.m
（２）振動輪對地面的諧振
振動輪對地面的諧振，除與振動振幅有關(guān)外，與基壓輪寬度、壓輪直徑、重量以及振動輪本身的重量有關(guān)，可通過經(jīng)驗公式求得。
根據(jù)經(jīng)驗公式：
（4-17）
當量折算力矩：
（4-18）
則8.6N.m
馬達： 閥： 最大：
（3）馬達扭矩儲備系數(shù)
39.5N.m （4-19）
反之：當，
此時，馬達53bar
足以證明系統(tǒng)是可靠的。
（4）振動時的工作穩(wěn)定性（維持振動所需的能量）
經(jīng)驗公式：
（4-20）
參考Bomag技術(shù)測量數(shù)據(jù)：
（5）振動時功率穩(wěn)定性
（6）所需要的振動穩(wěn)定力矩
3.8+2.15=5.95N.m
（7）振動所需要壓力差
2×105kw
（8）振動系統(tǒng)總功率
振動所需總功率：
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
4.4.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案確定
本設(shè)計為小型振動壓路機，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)動機熄火時可以實現(xiàn)人力轉(zhuǎn)向的優(yōu)點。
4.4.2油缸參數(shù)確定
（1）油缸行程：由結(jié)構(gòu)設(shè)計確定
（2）油缸推力轉(zhuǎn)向時所需操縱力矩
鋼輪與地面的附著系數(shù)
整機重量
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)動機怠速時的轉(zhuǎn)速）
取整：發(fā)動機只能帶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，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
在干燥地面上壓實所需要的操縱壓力：
（4-27）
（2）轉(zhuǎn)向時方向盤的圈數(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整機功率及發(fā)動機選型
4.5.1 整機功率計算
振動壓路機發(fā)動機功率最簡單的計算方法是將三個部分的功率最大值相加，而此種計算方法得出的最大功率比實際工作中的最大功率值略大，本設(shè)計采用此經(jīng)驗公式計算，在發(fā)動機選型時保留一定的儲備系數(shù)即可。
由公式：總功率＝行走傳動功率＋振動功率＋轉(zhuǎn)向功率
即 （4-30）
4.5.2 發(fā)動機選型
（1）振動壓路機選用柴油機
振動壓路機常用的動力裝置一般為柴油發(fā)動機，與汽油機相比，其具有以下優(yōu)點：
①熱效率高、油耗低，燃料經(jīng)濟性好，價格便宜，成本較低。
②工作可靠、耐久性好，無需點火系統(tǒng)，故障少，使用壽命長。
③可采用較高的增壓度和較大的缸徑來提高柴油機功率。
④排氣污染較低。
⑤防火安全性好。
本設(shè)計選用久保田生產(chǎn)的D1503-M-DI型立式水冷4沖程柴油發(fā)動機，轉(zhuǎn)速2800r/min,功率（12小時）24.9kW。
第5章 總 結(jié)
5.1 本設(shè)計的特點
在廣泛了解國內(nèi)外同類振動壓路機產(chǎn)品技術(shù)現(xiàn)狀和市場需求的基礎(chǔ)上，本設(shè)計主要完成了總體方案設(shè)計與計算，總體參數(shù)計算確定，重點進行了傳動系統(tǒng)設(shè)計以及零件設(shè)計，并繪制了相關(guān)的圖紙，得出的結(jié)論如下：
（１）本設(shè)計產(chǎn)品為0.7噸位小型振動壓路機，采用雙鋼輪驅(qū)動、雙輪振動，低頻高幅，鉸接車架，全液壓傳動，具有壓實效果好、工作效率高、機動靈活，結(jié)構(gòu)緊湊，作業(yè)可靠等優(yōu)點，在國內(nèi)同噸位產(chǎn)品中處于領(lǐng)先地位，主要用于高等級公路中瀝青混凝土路面的壓實與修補工作，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工作。
（２）本設(shè)計重點對傳動系統(tǒng)進行了研究設(shè)計與相關(guān)元件選型，采用了全液壓傳動系統(tǒng)。即采用了液壓驅(qū)動系統(tǒng)、液壓振動系統(tǒng)、液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，傳動沖擊小，閉鎖制動制動功率損失小，功率分流容易，整機布置方便，操縱控制方便，符合國際上振動壓路機發(fā)展的趨勢。而且由于全液壓傳動易于實現(xiàn)無級調(diào)幅和調(diào)頻，易于實現(xiàn)自動化，有利于設(shè)計產(chǎn)品的進一步升級。其中振動液壓系統(tǒng)中采用了加大排量的單泵帶二馬達串聯(lián)系統(tǒng)，目前在國內(nèi)壓路機振動液壓系統(tǒng)中還比較少見。
（３）在整機穩(wěn)定性分析過程中，參考并引用了大量的理論計算公式與詳細分析過程，可作為同類產(chǎn)品穩(wěn)定性分析時參考。
5.2 本設(shè)計的不足及努力方向
（１）隨著壓實技術(shù)理論的不斷發(fā)展，需要從工作介質(zhì)的材料特性、力學基礎(chǔ)、施工方法及整機結(jié)構(gòu)、運動學、動力學等綜合方面不斷研究壓實過程，以在設(shè)計過程中選取更合理的技術(shù)參數(shù)及其合理匹配，如振動質(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)計中傳動系統(tǒng)的設(shè)計主要進行了泵、馬達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，沒有進行液壓元件的原始設(shè)計。液壓元件的可靠性直接影響傳動系統(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，這是影響國內(nèi)全液壓振動壓路機走向世界的技術(shù)瓶頸。因此需要對液壓元件的設(shè)計、制造進一步深入研究。
（３）本設(shè)計產(chǎn)品在控制方式、機型等方面采用了同類產(chǎn)品的常見類型，由于不是本設(shè)計的重點內(nèi)容，沒有對機電一體化，一機多用化，舒適、方便、安全化等方面進行過多的探索與研究，這些方面的研究需要電學、人體學等更多學科的相關(guān)知識，而這些方面也是設(shè)計產(chǎn)品步入高端的重要因素，有待進一步研究。
總結(jié)
畢業(yè)設(shè)計已接近尾聲，近三個月的時間自己收獲了不少與振動壓路機相關(guān)的知識。在公路等現(xiàn)代化工程建設(shè)中，壓路機的應(yīng)用有著至關(guān)重要的作用，隨著對工程要求的提高，壓路機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行壓實到現(xiàn)在廣泛運用的振動壓路機，以及正在發(fā)展的沖擊壓路機，無不顯示著現(xiàn)代工程對高性能壓路機的要求不斷提高，本課題設(shè)計的這類振動壓路機在實際工程項目中所使用的也越來越多。
我本次畢業(yè)設(shè)計的題目是“YZ07手扶式振動壓路機設(shè)計”。通過偏心圓振動軸激振機構(gòu)的設(shè)計，使得振動輪在激振機構(gòu)的作用下發(fā)生振動，激振器高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力使振動輪作圓周運動，這樣使被壓實的土壤顆粒不僅產(chǎn)生垂直位移，而且也有水平位移，從而產(chǎn)生一定的揉搓力，使壓實的