振动时功率稳定性所需要的振动稳定力矩热油启动振动所需要压力差振动系统总功率振动所需总功率考虑各方面的功率损失，取其效率液压转向系统设计液压转向系统方案确定本设计为小型振动压路机，行驶速度不高，低于，因此可采用全液压方案。全液压转向系统由转向泵全液压转向器和转向油缸。全液压转向器具有操纵灵活省力结构紧凑安装布置方便，并在发动机熄火时可以实现人力转向的优点。油缸参数确定油缸行程由结构设计确定长沙学院课程设计论文油缸推力转向时所需操纵力矩为前轮力矩，为后轮力矩压路机铰接转向当量力臂经验计算公式钢轮与地面的附着系数整机重量则油缸内径确定油缸推力取活塞杆直径内径取整转向泵参数确定全偏角所需流量其中全偏角所需时间取效率取代入式，则有泵排量其中为发动机怠速时的转速取整发动机只能带泵，故取长沙学院课程设计论文全液压转向器的选取全液压转向器采用系列无反应内反馈据统计，驾驶员方向盘最大转速是,般情况下方向盘总圈数为转。则转向排量选取,安全阀调定压力为。转向操纵功率计算转向油缸参数行程，缸直径，活塞杆直径在干燥地面上压实所需要的操纵压力转向时方向盘的圈数转向油缸油液体积选用转向器方向盘的转数转转向时间转向泵,，分秒秒转向过程中最大功率效率为油缸行程长沙学院课程设计论文整机功率及发动机选型整机功率计算振动压路机发动机功率最简单的计算方法是将三个部分的功率最大值相加，而此种计算方法得出的最大功率比实际工作中的最大功率值略大，本设计采用此经验公式计算，在发动机选型时保留定的储备系数即可。由公式总功率行走传动功率振动功率转向功率即发动机选型振动压路机选用柴油机振动压路机常用的动力装置般为柴油发动机，与汽油机相比，其具有以下优点热效率高油耗低，燃料经济性好，价格便宜，成本较低。工作可靠耐久性好，无需点火系统，故障少，使用寿命长。可采用较高的增压度和较大的缸径来提高柴油机功率。④排气污染较低。防火安全性好。本设计选用久保田生产的型立式水冷冲程柴油发动机，转速,功率小时。长沙学院课程设计论文第章总结本设计的特点在广泛了解国内外同类振动压路机产品技术现状和市场需求的基础上，本设计主要完成了总体方案设计与计算，总体参数计算确定，重点进行了传动系统设计以及零件设计，并绘制了相关的图纸，得出的结论如下本设计产品为吨位小型振动压路机，采用双钢轮驱动双轮振动，低频高幅，铰接车架，全液压传动，具有压实效果好工作效率高机动灵活，结构紧凑，作业可靠等优点，在国内同吨位产品中处于领先地位，主要用于高等级公路中沥青混凝土路面的压实与修补工作，也可适用于小型工程城市道路工程中普通砂土路面的压实工作。本设计重点对传动系统进行了研究设计与相关元件选型，采用了全液压传动系统。即采用了液压驱动系统液压振动系统液压转向系统，传动冲击小，闭锁制动制动功率损失小，功率分流容易，整机布置方便，操纵控制方便，符合国际上振动压路机发展的趋势。而且由于全液压传动易于实现无级调幅和调频，易于实现自动化，有利于设计产品的进步升级。其中振动液压系统中采用了加大排量的单泵带二马达串联系统，目前在国内压路机振动液压系统中还比较少见。在整机稳定性分析过程中，参考并引用了大量的理论计算公式与详细分析过程，可作为同类产品稳定性分析时参考。本设计的不足及努力方向随着压实技术理论的不断发展，需要从工作介质的材料特性力学基础施工方法及整机结构运动学动力学等综合方面不断研究压实过程，以在设计过程中选取更合理的技术参数及其合理匹配，如振动质量静线压力频率振幅激振力等，以获得更好的工作性能。本设计中传动系统的设计主要进行了泵马达等液压元件的选型工作，采用长沙学院课程设计论文了国内外的成套液压元件产品，没有进行液压元件的原始设计。液压元件的可靠性直接影响传动系统的工作性能，而目前大多数国内生产的液压元件产品在可靠性方面还需要很大改进，这是影响国内全液压振动压路机走向世界的技术瓶颈。因此需要对液压元件的设计制造进步深入研究。本设计产品在控制方式机型等方面采用了同类产品的常见类型，由于不是本设计的重点内容，没有对机电体化，机多用化，舒适方便安全化等方面进行过多的探索与研究，这些方面的研究需要电学人体学等更多学科的相关知识，而这些方面也是设计产步入高端的重要因素，有待进步研究。长沙学院课程设计论文参考文献尹继瑶，世界技术革命与压实机械的发展，交通世界，邢永东，浅析现代压实机械的创新与发展，山西交通科技，尹继瑶，从机械传动单轮振动压路机看中国压实机械市场的多重性，建筑机械技术与管理，周萼秋，现代压实机械，北京人民交通出版社，田流等，现代高等级路面机械，北京人民交通出版社，李自光，展朝勇,公路施工机械北京人民交通出版社，颜容庆李自光贺尚红，现代工程机械液压与液力传动基本原理故障分析与排除北京人民交通出版社，何挺继朝勇，现代公路施工机械，北京人民交通出版社，周萼秋邓爱明立万莉，现代工程机械，人民交通出版社，成大先，机械设计手册北京化学工业出版社，祁隽燕葛恒安，中国压路机行业现状与发展趋势，建筑机械化，蒋立志，振动压路机常用液压回路分析及其应用，企业技术开发，张利平，液压传动系统及设计北京化学工业出版社，马永辉，工程机械液压系统设计计算北京机械工业出版社，林建亚何寸兴，液压元件北京机械工业出版社，徐学林，互换性与测量技术基础长沙湖南大学出版社，史美堂，金属材料及热处理上海上海科学技术出版社，态稳定性指标为倾翻临界角滑移临界角当时能保证滑移先于倾翻。坡道横向静态稳定性令，即，所以令，即所以，般情况下，于是,于是,同样的，令,,即亦即综上所述，整机在横坡上的静态稳定性指标为倾翻临界角滑移临界角当时能保证滑移先于倾翻。上坡稳定性长沙学院课程设计论文如图所示，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,点转化是完全可以的，与线载荷效果致。为整机重心至纵向对称面的距离，为轮宽或轮距。图横坡道上静态受力示意图为两轮的驱动力矩，为两轮产生的牵引力，为两轮的滚动阻力，则式中为两轮滚动半径表示两轮的附着系数表示两轮的滚动阻力系数对机器，分别以和为中心列力矩平衡方程，可以求出倾翻临界状态令，即,长沙学院课程设计论文滑移临界状态由于令，即得所以同样地，令,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滑移临界角当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但如果整机不能产生足够的牵引力，则滑移临界角降低，单轮驱动前进爬坡驱动轮在下时的稳定性长沙学院课程设计论文图单轮驱动前进爬坡受力示意图如图所示，假设为驱动轮即后轮，那么于是当时能保证滑移先于倾翻。单轮驱动倒退爬坡驱动轮在上时的稳定性同理可求得当时能保证滑移先于倾翻。下坡稳定性双驱动时的稳定性如图所示，为此状态下受力示意图。此时整机重力在坡道方向的分力与牵引力的方向相同，即使在临界状态，整机也不可避免地存在下滑趋势，甚至向下运动，而且向下运动正是工况需要，即此工况下产生滑移更多情况下是滚动是必然的，因此,长沙学院课程设计论文图双驱动时下坡稳定性受力示意图同理可求得当时能保证滑移先于倾翻。单轮驱动倒退下坡驱动轮在下时的稳定性同理可求得当时能保证滑移先于倾翻。单轮驱动前进下坡驱动轮在上时的稳定性同理可求得当时能保证滑移先于倾翻。长沙学院课程设计论文计算分析讨论倾翻角从上述公式中可以看出，临倾翻角的正切值与整机重心垂直高度成反比，与坡道下游轮子至整机重心的水平距离成正比，而与其他参数无关。从计算结果还可以看出，理论上讲临界倾翻角与整机是否处于行使状态以及是单轮驱动还是双轮驱动无关，但实际情况是有影响的。如后轮驱动前进爬坡时，由于后轮产生驱动力矩，会减少前轮的分配载荷，因而使临界倾翻角降低。滑移角从上述公式中可以看出，各种工况滑移临界角滑移稳定性，上坡比下坡好，驱动轮在下比在上好，双驱动可以改善上坡滑移稳定性，但会减少下坡滑移稳定性，这与实际情况是完全致的。滑移先于倾翻的条件从上述公式中可以看出，在单轮驱动前进爬坡驱动轮在下时的稳定性双驱动时的稳定性单轮驱动倒退下坡驱动轮在下时的稳定性单轮驱动前进下坡驱动轮在上时的稳定性这四种工况下滑移肯定先于倾翻，说明不会发生翻车事故。关于整机稳定性的分析讨论上述讨论的静态稳定性，基本上是由整机的结构参数整机重心位置，轴距，轮距等决定的。有时