YZJ13型全液压振动压路机液压液压系统设计

液压系统的设计步骤与设计要求液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。

着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

设计步骤 1.1液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。

一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。

）确定液压执行元件的形式；1）进行工况分析，确定系统的主要参数；2）制定基本方案，拟定液压系统原理图；3）选择液压元件；4）液压系统的性能验算；5）绘制工作图，编制技术文件。

6明确设计要求1.2设计要求是进行每项工程设计的依据。

在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；1）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；2）液压驱动机构的运动形式，运动速度；3）各动作机构的载荷大小及其性质；4）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；5）自动化程序、操作控制方式的要求；6）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；7）对效率、成本等方面的要求。

8制定基本方案和绘制液压系统图制定基本方案 3.1）制定调速方案（1液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。

方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。

对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。

对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。

速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。

容积节流调速。

——相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。

目录§1设计流程图 (2)§2设计依据 (2)§3工况分析 (3)§3.1外负载 (3)§3.2阻力负载 (3)§4初步确定油缸参数，绘制工况图 (6)§4.1初选油缸的工作压力 (6)§4.2计算油缸尺寸 (6)§4.3油缸各工况的压力、流量、功率的计算 (7)§5确定液压系统方案和拟订液压系统原理图 (10)§5.1确定油源及调速方式 (10)§5.2选择基本回路 (10)§6选择液压元气件 (13)§6.1液压泵的选择 (13)§6.2阀类原气件及辅助元气件的选择 (14)§7 验算液压系统性能 (17)一、设计流程图液压系统设计与整机设计是紧密联系的，设计步骤的一般流程下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。

二、设计依据：设计一台专用铣床的液压系统，铣头驱动电机的功率N=7.5KW ，铣刀直径为D=100mm ，转速为n=300rpm ，若工作台重量400kg ，工件及夹具最大重量为150kg ，工作台总行程L=400mm ，工进为100mm ，快退，快进速度为5m/min ，工进速度为50～1000mm/min ，加速、减速时间t=0.05s ，工作台用平导轨，静摩擦系数fj=0.2，动摩擦系数fd=0.1。

明确液压系统的设计要求 执行元件运动与负载分析 确定执行元件主要参数 拟定液压系统原理图 选择液压元件 验标液压系统性能是否通过？绘制工作图，编制技术文件是否符合要求？ 结 束液压 CAD否否 是是设计此专用铣床液压系统。

三、工况分析液压系统的工况分析是指对液压执行元件进行运动分析和负载分析，目的是查明每个执行元件在各自工作过程中的流量、压力、功率的变化规律，作为拟定液压系统方案，确定系统主要参数（压力和流量）的依据。

负载分析（一）外负载Fw==4774.65N（二）阻力负载静摩擦力：Ffj=（G1+G2）·fj其中 Ffj—静摩擦力N G1、G2—工作台及工件的重量N fj—静摩擦系数由设计依据可得：Ffj=（G1+G2）·fj=(4500+1500)X0.2=1200N动摩擦力Ffd=（G1+G2）·fd其中 Ffd—动摩擦力N fd—动摩擦系数同理可得： Ffd=（G1+G2）·fd=(4500+1500)X0.1=600N （三）惯性负载机床工作部件的总质量m=（G1+G2）/g=6000/9.81=611.6kg 惯性力Fm=m ·a==1019.37N其中：a —执行元件加速度 m/s ² 0t u u a t-=ut —执行元件末速度 m/s ² u0—执行元件初速度m/s ² t —执行元件加速时间s因此，执行元件在各动作阶段中负载计算如下表所示： （查液压缸的机械效率为0.96，可计算液压缸各段负载，如下表）工况 油缸负载（N ） 液压缸负载（N ） 液压缸推力（N ） 启动 F=F fj 1200 1250 加速 F=F fd +F m 1619.37 1686.84 快进 F=F fd 600 625 工进 F=F fd + Fw 5374.65 5598.60 快退F=F fd600625按上表的数值绘制负载如图所示。

YZCIO型串朕式振动压路机液压系统的特点串联式振动压路机主要应用于对高等级公路和机场跑道的沥青路面、堤坝等工程的干硬性混凝土进行压实，由于高等级公路和机场跑道对路面的质量（如压实度、平整度等）要求越来越高，为满足施工要求，需要高性能的串联式振动压路机。

本文对三明重型机器有限公司开发成功的YZC1O型串联式振动压路机的液压系统进行分析。

l 驱动液压系统1．1 双驱动、无级变速驱动泵为手动伺服双向变量柱塞泵，由柴油机通过分动箱驱动，向前、后驱动马达提供压力油。

前、后驱动马达均为定量柱塞马达，分别通过行星减速器驱动前、后振动轮行走。

2台行星减速器均带有多片式制动器，制动器的松开或制动由制动阀控制。

当制动器处于松开状态时，推动驱动泵上的手动伺服阀手柄，驱动泵斜盘倾角改变，此时驱动泵输出压力油。

驱动泵的排量随手动伺服阀手柄摆角的变化而变化，可从一个方向的最大到另一个方向的最大，与手动伺服阀手柄的摆角成线性关系并可精确的反复调定。

1．2 三级制动手动泵的壳体上设置有单向阀，顺时针旋紧手动泵壳体上的调节螺栓将单向阀顶开形成通路，压路机处于正常工作状态。

制动阀是电控的，安装在驱动泵上的补油泵和手动伺服阀之间的油路中。

当制动阀线圈得电时，补油泵通过制动阀向手动伺服阀和制动器油腔供油，液压推力克服制动器弹簧的作用力将制动器松开，此时若操纵手动伺服阀手柄，驱动泵的斜盘倾角改变，驱动泵输出压力油，压路机实现无级变速和前进或倒退功能；当制动阀线圈失电时，制动器油腔的供油被切断并与油箱相通，制动器在弹簧力的作用下起制动作用，压路机实现停车制动。

这种闭式回路，当手动伺服阀手柄回中时，驱动泵斜盘回中，驱动液压系统的高低压油腔产生困油，压路机实现行车制动。

当驱动液压系统的压力管路或其它元件损坏造成行车制动失灵或出现紧急情况时，可以采取紧急制动措施，即按下紧急制动开关，制动阀线圈失电，制动器起制动作用，压路机实现紧急制动；此时手动伺服阀的供油也被切断，驱动泵斜盘回中，驱动泵的排量为零，有效地保护了人机的安全。

YZ12压路机液压系统设计摘要YZ12单钢轮振动型压路机是一种前置钢轮，后置轮胎，利用其自身的重力、钢轮振动和轮胎揉搓压实的压实机械，主要用于道路与工程结构物的土石方基础的压实作业，世界上土方工程压实工作量的85%是用单钢轮振动型压路机完成的。

本文在分析国内外单钢轮振动压路机液压行走系统基础上，以国内外应用最为广泛的12t单钢轮振动型压路机为研究对象，查阅压路机及其液压系统相关的资料，设计了YZ压路机液压系统的设计方案，实现了液压双驱动与全液压无级变速。

以现有的机型参数作为参考，同时结合相关理论进行分析与计算，对高速压路机的参数进行了计算选择，对液压系统元件进行了计算选型与校核。

最后，利用AMESim 搭建了压路机的行驶系统与振动系统的液压仿真模型，针对压路机的起步、加速、停车工况，进行了仿真，并对仿真结果进行了分析。

结合传统单钢轮压路机液压系统的仿真结果，对两种起步方式进行了分析比较，结果表明，本文设计的液压系统方案理论上是可行的，从而为单钢轮型振动压路机进一步研究提供一定的指导意义。

关键词：压路机，单钢轮，液压系统，AMESim 仿真YZ12 roller hydraulic system designAbstractsingle drum vibratory roller is a front drum , rear tire , using its own gravity , vibratory compaction and tire rub compaction machinery, mainly for road and earthwork foundation of engineering structures compaction operations, 85 percent of the world earthworks compaction effort is to use single drum vibratory roller completed .In this paper, domestic hydraulic single drum vibratory for roller system, based on the analysis traveling to the most widely used at home and abroad 12t single drum vibratory roller for the study, access to roller and hydraulic systems information about single drum vibratory roller, roller hydraulic system designed YZ design programs to achieve the double drive with full hydraulic hydraulic CVT . Existing models as a reference parameter , combined with the theory analysis and calculation, the high-speed roller parameters were calculated choice of hydraulic system components were calculated Selection and checked.Finally, build a roller hydraulic travel system with vibration system simulation model base on AMESim, for the compactor started to accelerate , parking conditions, simulation, and the simulation results are analyzed . The simulation results combined with traditional single drum roller hydraulic system , the two methods were analyzed and compared the initial results show that the designed hydraulic system solution is theoretically feasible , so as to single drum vibratory roller to provide some further research guidance.Keywords : roller, single drum , hydraulic systems , AMESim simulation目录摘要 (I)Abstract...................................................... I I 1 绪论 (1)1.1 研究背景 (2)1.2 国内外单钢轮振动压路机行驶系统研究现状 (3)1.2.1 国内单钢轮压路机机行驶系统研究现状 (3)1.2.2 国外单钢轮压路机行驶系统研究现状 (4)1.3 压路机的发展趋势 (5)2 YZ12单钢轮压路机参数统计与液压系统方案研究 (7)2.1 国内外12t单钢轮振动型全液压压路机性能参数统计 (7)2.1.1 行驶速度与档位 (7)2.1.2 装机功率 (9)2.2 振动压路机行走液压系统方案研究 (9)2.2.3 变量泵辅助泵一双变量马达并联行走液压系统 (10)2.2.4 行走液压系统方案研究结论 (11)3 液压系统的方案设计 (12)3.1 液压系统功能要求 (12)3.2 行走液压系统工作原理 (13)3.3振动液压系统工作原理 (13)3.4转向系统液压系统工作原理 (14)3.5 机罩升降液压系统工作原理 (14)4 液压系统设计与计算 (16)4.1 YZ12压路机基本参数 (16)4.2 发动机的功率计算及选型 (17)4.2.1 整机功率计算 (17)4.2.2 发动机选型 (22)4.3液压系统中液压马达的功率的计算及选型 (23)4.3.1 行走泵的计算选型 (23)4.3.2 行走马达的计算选型 (24)4.3.3 行走马达最小排量确定 (25)4.3.4振动系统液压泵选型与计算 (26)4.3.5振动液压泵工作压力计算 (28)4.3.6 振动液压泵最大工作流量计算 (28)4.3.7振动液压泵排量计算 (28)4.4 转向液压油缸与升降液压缸油缸的设计及计算 (29)4.4.1 转向液压油缸与升降液压油缸的内径与活塞杆直径计算.. 294.4.2转向油缸与升降油缸的缸底厚度计算 (30)4.4.3 转向油缸与升降油缸的缸筒长度的计算 (31)4.4.4 转向油缸与升降油缸的缸筒壁厚计算 (32)4.4.5液压缸油口直径的计算 (32)4.4.6 缸筒壁厚校核 (33)4.4.7 活塞杆直径校核计算 (33)4.4.8 液压缸稳定性校核 (34)4.4.9 辅助油泵的设计计算 (36)5 液压控制元件与辅助装置的计算与选择 (37)5.1液压阀的选择 (37)5.2液压元件成品件列表 (37)5.3油箱的设计 (38)6 液压系统的建模与仿真 (40)6.1 液压仿真技术概况 (40)6.2 AMESim 仿真软件简介 (40)6.3 仿真模型的建立 (42)6.3.1 建立仿真模型 (42)6.4 单钢轮振动型压路机行走系统与振动系统的仿真与分析 (44)总结 (46)参考文献 (47)致谢 (49)1 绪论随着我国高速公路建设的快速发展，我国的压路机产销量也显著增加。

1.3本项目研究的主要工作随着高速公路建设速度的加快，质量要求也越来越高，市场对16吨级的超重型振动压路机的需求量急剧上升。

开发振动系统结构性能先进合理、工艺制造性好、质量易于保证、可靠性高、外观造型新颖、市场竞争力强的超重型新产品YZ16振动压路机，以满足市场对超重型压路机的急需，达到扩大成工集团压路机产品市场份额。

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[13]。

振动轮作为振动压路机的工作装置，其设计和制造质量直接影响整机的工作性能和可靠性。

整机工作质量、振动频率、振幅、激振力、发动机功率等压路机压实作业中重要的主要性能参数及振动轮等关键技术结构，以及振动压路机的质量在前后轮上的分配和在前轮即振动轮上钢轮与机架质量之间的分配，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[14]。

本论文研究的主要内容：1.通过对目前有关振动压路机总体及振动轮理论的综合分析，为研究工作提供坚实的理论基础；2.对整机工作质量、振动频率、振幅、激振力、发动机功率等压路机压实作业中重要的主要性能参数及振动轮等关键技术结构进行研究及确定；3.对作为YZ系列压路机振动轮设计平台的14t压路机振动轮存在的振动轮故障率较高的质量故障进行统计分析，把提高振动轴承寿命、避免振动轴承过早失效作为重点技术攻关课题加以研究分析，并对作为设计平台的YZ14振动压路机振动轮部件的结构和技术进行改进研究；4.对整机稳定性这一安全性指标在各种可能工况下不发生滑移和倾斜进行研究；5.用弹性流体动力润滑理论对振动轴承润滑状态计算分析；6.对振动轴承装配工艺改进研究；7.利用I-DEAS软件对压路机振动进行有限元分析，对压路机振动参数测试及结果进行分析研究；8.对国产压路机产品改进设计及提高技术质量提出对策探讨。

第一章YZ16压路机总体方案设计2.1压实施工作业参数指标要求在修筑公路过程中，主要采用振动压路机对路基土壤和路面铺砌层进行压实，以提高基础的承载能力、不透水性和稳定性，使其具有足够的强度和表面平整度。

目录一液压系统原理设计 (1)1 工况分析 (1)2拟定液压系统原理图 (4)二液压缸的设计与计算 (6)1 液压缸主要尺寸的确定 (6)2 液压缸的设计 (7)三液压系统计算与选择液压元件 (10)1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 (10)2 确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格 (10)3 液压阀的选择 (12)4 确定管道尺寸 2 液压缸的设计 (12)5 液压油箱容积的确定 (12)6 液压系统的验算 (12)7 系统的温升验算 (15)8 联接螺栓强度计算 (16)四设计心得 (17)五参考文献 (17)一 液压系统原理设计1 工况分析设计一台小型液压压力机的液压系统，要求实现：快速空程下行—慢速加压—保压—快速回程—停止工作循环。

快速往返速度为3m /min ，加压速度为40-250mm /min ，压制力为N ，运动部件总重力为25000N ，工作行程400mm ，油缸垂直安装，设计压力机的液压传动系统。

液压缸所受外负载F 包括五种类型，即：F= F 压 + F 磨 +F 惯+F 密+G式中：F 压-工作负载，对于液压机来说，即为压制力； F 惯-运动部件速度变化时的惯性负载；F 磨-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力。

液压缸垂直安装，摩擦力相对于运动部件自重，可忽略不计； F 密-由于液压缸密封所造成的运动阻力； G - 运动部件自重。

液压缸各种外负载值 1) 工作负载：液压机压制力F 压=N2) 惯性负载：N t g V G F 20.255103.08.9325000≈⨯⨯=∆∆=惯 3) 运动部件自重：G =25000N4) 密封阻力F 密=0.1F (F 为总的负载)5) 摩擦力液压缸垂直安装，摩擦力较小，可忽略不计。

根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载。

工作循环各阶段外负载表按照给定要求与外负载表绘制速度循环图与负载循环图：速度循环图：负载循环图：50L(mm )V (mm /s)0.67~4.17504002拟定液压系统原理图1) 确定供油方式：考虑到该压力机在工作进给时需要承受较大的工作压力，系统功率较大，速度较底。

液压设计-设计一台校正压装液压机的液压系统..目录前言：设计任务书 (3)一.工况分析 (6)二.负载循环图和速度循环图的绘制 (7)三．拟定液压系统原理图1.确定供油方式 (8)2.调速方式的选择 (8)3.液压系统的计算和选择液压元件 (9)4.液压阀的选择 (11)6.液压油箱容积的确 (12)7.液压缸的壁厚和外径的计算 (12)8.液压缸工作行程的确定 (12)9.缸盖厚度的确定 (12)10.最小寻向长度的确定 (13)11.缸体长度的确定 (13)四．液压系统的验算1.压力损失的验算 (13)2.系统温升的验算 (15)3.螺栓校核 (16)五．设计总结 (17)六.参考文献 (18)设计任务书一、设计的目的和要求：㈠设计的目的液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的：1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。

对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD 技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。

㈡设计的要求1.设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。

如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。

并非是越先进越好。

同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；2.独立完成设计。

设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。

不能简单地抄袭；3.在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。

不能直接向老师索取答案。

YZ20D型振动压路机总体设计
首先，结构设计包括机身结构、振动系统和工作装置。

机身结构采用
优质钢材焊接而成，具有良好的刚性和稳定性。

振动系统是振动压路机的
核心部件，主要由振动轮、振动轴、曲柄连杆机构和振动马达等组成，能
够提供均匀的振动力。

工作装置包括前后压路轮和喷洒系统，前后压路轮
采用橡胶轮胎，能够有效分散压力，避免对路面造成过大压力损伤，喷洒
系统用于喷洒水泥或沥青材料，以提高路面的粘附性和平整度。

其次，动力系统设计包括发动机和液压系统。

发动机采用低速高扭矩
的水冷柴油机，具有良好的动力输出和燃烧效率，同时噪音和排放也较低。

液压系统采用变量泵和定量马达结合的方式，能够根据需要调整压路机的
行驶速度和振动频率，以适应不同路面的施工要求。

控制系统设计主要包括操作台和控制柜。

操作台设计合理，按钮和手
柄的布局合理，易于操作和控制，同时配备液晶显示屏，能够显示压路机
的工作状态和故障信息。

控制柜安装在操作台上，用于控制压路机的行驶、振动和喷洒等功能，同时有过载保护和故障自诊断功能。

最后，安全系统设计主要包括报警装置、安全防护装置和防滑措施。

报警装置能够监测压路机的工作状态和故障信息，并在出现异常情况时及
时发出警报。

安全防护装置包括护栏、防护网和安全带等，用于保护操作
人员的安全。

防滑措施主要采用防滑胶垫和防滑链条等，用于增加压路机
的抓地力，确保其在施工过程中的稳定性和安全性。

综上所述，YZ20D型振动压路机的总体设计旨在提供稳定、可靠、高效、安全的施工设备，能够满足土壤和沥青路面的施工需求。

第一章绪论第一节课题背景课题来源：课题来自柳州欧维姆机械有限公司，是该公司正在着手进行的总装车间改造项目之一，进行装机的设计，提高装配过程的机械化和自动化水平。

柳州欧维姆机械股份有限公司是柳州的重量级企业之一，是2002年10月由柳州市建筑机械总厂（成立于1966年）、深圳华强集团景丰投资有限公司、同济大学和东南大学共同出资成立，注册资本9000万元，是国家建设部定点生产预应力机具的最大生产企业，是集科研、设计、生产以及预应力施工于一体的中型企业。

在生产经营管理上已采用基于国际工业流行的MRP-II原理的软件CAPMS，建立并实现了计算机网络化管理。

公司工艺先进，设备齐全，拥有各类数控机床、加工中心、计算机控制的热处理设备、大型精密加工设备，实现了产品的半自动化生产。

产品已形成4大类、30多个系列、400多个品种，OVM锚固体系、张拉机具、缆索制品、橡胶支座和伸缩缝等产品畅销海内外，体外预应力材料、钢绞线拉索体系、液压提升、顶推及转体系统、新型吊杆、系杆、悬索桥产品（锚碇等）、真空辅助灌浆（含塑料波纹管）系统等新产品为企业注入了新的活力。

企业总资产达3亿多元，拥有专业技术人员300名，占员工总数的35%，2005年销售收入达5亿元人民币。

企业于1995年和1996年分别通过了中国CQC和英国BSI学会的ISO9001：1994双重认证，并于2001年3月6日正式采用ISO9001：2000标准，成为同行最早转换质量体系标准的企业。

产品质量和各项性能指标达到了GB/T14370-2000、JT/4-93、JT3141-90、JT329.1-1997、JT329.1-1997等标准，并经国际预应力混凝土协会（FIP）、英联邦政府认可的检测机构、日本、新加坡、香港等国家及地区的质量权威检测机构的严格检定，证实公司产品性能指标达到了国际推荐的FIP标准、英国BSI标准、日本JIS 标准，总体技术水平居国内领先，部分产品达世界同行先进水平。

一、YZJ10C型振动压路机液压系统设计计算一·驱动液压系统设计计算【1】总体计算确定的参数系统压力P0=35MPa驱动桥的总传动比i FD=24.25变速箱传动比i I=3.699 i II=2.025 i III=1.0【2】驱动马达最大排量的确定1．后轮行驶时所能产生的最大牵引力F=μWμ：后轮轮胎与土的最大附着系数，取μ=0.7W：后轮驱动轴上分配质量产生的载荷，W=5．36×104(N)F=0.7×5．36×104=3.752×104(N)2．作用于后轮上相应扭矩M=F·r式中：r---动力半径（cm),轮胎由表查出，r=0．6563．马达输出扭矩M M=M/（i FD··η）η：后轮驱动机械效率，取η=0.854．驱动马达排量q=628F·r/（i FD·i I·η·P0·ηM）ηM：马达机械效率，取ηM=0.99q=628×3.752×104×0.656/（24.25×3.699×35×0.9×0.99）=55.2cm3/r根据上述计算，选择SAUER---SUNDSTRAND公司生产的SMF21型马达标准q m=51.6cm3/r【3】计算马达转速（r/min)n m=60Vmax·i FD·i III/(2π·r)Vmax---压路机最大前进和后退速度（)n m=60×24/（3.6×6.28×0.656）×1×24.25=2355r/min【4】根据标准q m计算系统流量Q（m3/s）Q = n m q m/60ηv=51.6×2355×10-6/（60×0.95）=0.00213 m3/s【5】计算泵的排量（m3/r）q pmax=60Q/（n e·i pd·ηpv）式中：n e ----发动机额定转速r/mini pd---分动箱传动比ηpv----泵的容积效率,取ηpv=0.99q pmax=60×2.13×10-3/（2400×0.978×0.99）=54.9×10-6m3/r取q pmax=51.6ml/r,为SAUER--SUNDSTRAND公司生产的SP21型泵选其生产的SMF21型马达Q=n·q=2400×51.6×10-3=123.8L/min【6】计算折算到发动机的最大功率HH=P1Q/（ηpv·ηpm·ηpd）×103式中：ηpm ---泵的机械效率，取0.94ηpd ---分动箱的机械效率，取0.97--0.98H=35×123.8×103/（60×0.94×0.98）=78.4kw【7】验算最大的压路机行驶速度Vmax（m/s）Vmax=2πr·Q/(q m·i fd·i gear)=6.28×656×123.8/（51.6×24.25×60）=6.79m/s二、液压振动系统的设计计算1.液压振动系统主要是在总体参数计算确定的基础上，根据拟定的液压系统图，选择泵和马达.总体计算确定的参数应有：振动功率Nv=3.65Mg/1000=3.65×5.02×103/1000=18.3kw开式系统：额定工作压力P1=120bar,回油背压P2=10bar,压力差∆P=P1-P2=110bar.2.设计计算过程：【1】计算马达排量q m（ml/r)q m=Nv·ηmv．ηmm/（∆P·f）由马达样本查得ηmv=0.99,ηmm=0.94则q m=18.3×0.99×0.94（110×30）×10=51.57ml/r【2】重新计算∆P=18.3×0.94×0.99/（62.7×30）=90.5bar考虑实际情况，取P2=20barP1=∆P+P2=90.5+20=110.5bar【3】马达转速n m=60f=1800rpm由上面确定参数选择美国commerical Hydraulic 液压马达，型号为M51A型. 【4】计算系统流量Q（l/min）Q=60fq m×10-3/ηmv=60×30×62.7/0.99=114l/min【5】计算泵排量q pq p=Q×1000/（n e·i pd·ηpv）=114×1000/（2400×0.978×0.99）=49.1ml/r选q p=48.5ml/rn p=n e·i pd=2400×0.978=2347rpm选择 commerical 公司P31D型液压泵.n p=2400rpm【6】计算折算到发动机上的振动功率H（kw）H=P1Q/（600ηpm·ηpv·ηmm·ηpd·ηmv）=110.5×114/（600×0.94×0.98×0.940.978×0.99）25kw【7】总效率：η=ηpm·ηpv·ηmm·ηpd·ηmv=0.838【8】由系统的压力P1和流量Q选择相应的参数和结构型式.三、转向系统设计计算（一）操纵系统的计算【1】操纵力的计算：操纵力主要由全液压转向器转动力矩M来定．M＝F·ｄ（Nｍ）F：操纵力d：方向盘直径ｄ＝０．３７５ｍM：转向器转动力矩．取M=5NｍF=M/d=5/0.375=13.3N【2】转向阻力矩计算轮胎23.1 宽度23.1×25.4=586mm载荷分布：前桥：5020Kg后桥： 5470Kg阻力矩M阻=fG×（a2+k2）1/2=8600Nmf:轮胎组合摩擦系数，取f=o.2G:桥的载荷重量，5470Kg（a2+k2）1/2:转动力臂k2=b2/8(b=0.586m)k=0.207a=0.5×C（C为轮距）C=1.55m a=0.775m【3】转向时间计算交叉连接油缸的容积VV=0.785（2D2-d2）·S=2865cm3D:缸筒直径：D=9cmd:活塞杆直径：d=4cmS:油缸行程S=25cm.转向时间计算：t=V/QQ:流进油缸的流量当发动机转速为650转/分时，转向时间：t650=2865×60/（100×650×0.1614×0.93）=17秒当发动机转速为2400转/分，转向时间t2400=2865×60/（100×2400×0.1614×0.93）=4.70秒（二）转向液压系统的计算1.油泵参数转向与振动泵选用美国commerical 公司的P31D－578BI0G15-25RBAB5-1型双联泵【1】油泵的实际流量QQ=nq· =2400×0.01614×0.98=36.02l/minn:油泵转速ｎ＝２４００ｒｐｍq1:公称排量：q=0.01614l/rη:容积效率：η=0.98Q：转向泵流量【2】油泵的驱动功率（不计振动泵）N max=P max·Q/（612·η）=140×36.02/（612×0.92）=9KW【3】油泵轴的扭矩MM=974·N/n=322Nm【4】油泵油口流量VV=21.22Q/d2Q:过泵口流量，取Q=34l/mind:泵口直径进油口流速：V=21.22×34/31.752=0.72m/s出油口流速：V=21.22×34/19.052=1.99m/s对振动泵：进油口：V=21.22×114/31.752=2.40m/s出油口：V=21.22×114/25.42=3.75m/s 2·转向缸的计算【1】转向油缸的往复推力：F1=0.785[D2（P1-P0）+d2P0]·ηm<大腔进油>F2=0.785[D2（P1-P0）-d2P1]·ηm<小腔进油>F1:大腔产生的推力（kgf）F2:小腔产生的推力（kgf）P1:进油口压力（kgf/cm）,P1max=140barP0:回油口压力（kgf/cm），P0max=5barD:缸筒直径，D=9d:活塞杆直径，d=4cmηm:液压缸的机械效率取ηm=0.98F1max=0.785[92（140-5）+42×5]×0.98=8720kgfF2max=0.785[92（140-5）-42×140]×0.98=6689kgf【2 】转向油缸伸缩长度与力臂长度计算R=(OD2+BD2)1/2=（6402+2252）1/2=661.4mmH=（AC2+CO2）1/2=（182+1952)1/2=196mml右=（H2+R2-2HRCOSα)1/2r右=OE=R·HSINα右/l右α0=（AC/OC）= tg-1（195/18）=84.730β0=tg-1（BD/OD）=tg-1（225/622）=19.890转向油缸最小安装距=520mm转向油缸最大安装距=770mm右10o85.4o0.0802 0.9968 679 191.6 607 194.1 15o90.4o-0.0070 0.9999 695 187.5 589 191.3 20o95.4o-0.0941 0.9956 707 182.4 573 186.1 转25o100.4o-0.1805 0.9836 728 176.3 557 179.2 30o105.4o-0.2656 0.9641 745 169.2 542 170.2 35o110.4o-0.3486 0.9373 758 161.5 527 159.3 38o113.4o-0.3971 0.9178 770 156.5 520 151.3转向油缸行程=770-520=250mm转向油缸往复速度最大平均V=240/4.7=51.5mm/sr max=241.1mm力臂变化曲线【3】转向油缸产生的最大转向力矩MM=F1·r右+F2r左（kgf.m）从一极限位置至另一极限位置的最大转向力矩（右380~左380）38o35o30o25o20o15o10o5o0o5o10o15o20o25o30o35o38o236 6 246926162742284329222974300930230062969291528352736261424742377【4】转向缸缸筒壁厚计算按薄壁缸筒计算按缸筒三向应力由第二强度理论计算δ=D/2((（[σ]+0.4P p）/（[σ]-1.3P p）)1/2-1)δ: 缸筒壁厚（cm）D:缸筒内径（cm）.D=9cm[δ]:许用应力P p:液压缸的最大工作压力；P p=160bar[δ]=σB/n=800kgf/cm2σB:缸筒材料的抗拉强度极限，对20钢σB=4000kgf/cm2n:安全系数，取n=5代入式中δ=4.5([（800+0.4×160）/（800-1.3×160）]1/2-1)=0.93cm取δ=0.9cm【5】转向缸的稳定性计算转向缸的稳定条件为F=F k/n kF:活塞杆的最大推力F=P1·A1-P2·A2=[140×92-10×（92-42）]×0.785=8391KgfF k:转向缸稳定临界力n k:纵向弯曲安全系数，一般取n k=2--4λ=μl/iλ:活塞杆计算柔度μ：长度折算系数，对两端球绞μ=1l:活塞杆计算长度，l=77cmi:活塞杆横断回转半径，对圆断面i=d/4λ=1×77×4/4=77用欧拉公式P kπ2EJ1/（μl）2E:弹性系数，对45钢取E=2.1×106kgf/cm2J1:活塞杆横断的最小惯性矩.J1=πd4/64代入计算：F k=3.142×2.1×106×3.14×44/（1×772×64） =43862kg将F、F k、n k代入计算式F k/F=45622/8391=5.44>2--4所以转向缸稳定性满足要求【6】活塞杆强度验算判别最大挠度点位置的x值x=1.57（EJ1/F）1/2=2280（J1/F）1/2=88.2cm当l/a>5且x≤l1时，转向缸的初始挠度值δ0δ0=（∆1+∆2）l1l2/（2al）+Gl1l2·COSα/（2Fl）（cm）∆1:活塞杆与导向套的配合间隙，∆1=0.0089cm∆2:活塞与缸筒内壁的配合间隙，∆2=0.0202cml1:活塞杆头部销轴孔至导向中心A的距离，l1=34.4cml2:缸底尾部销轴孔至导向中心A的距离，l2=42.6cml:转向缸最大安装距，l=77cma:活塞杆全部外伸时，导向套滑动面前端至活塞滑动面后端的距离，a=6.3cmF:转向缸最大推力：F=8391kgfG:转向缸自重，G=34kgfα:油缸轴线与水平面的交角α=0δ0=（0.0089+0.0202）×34.4×42.6/（6.3×77）+34×34.4×42.6/（2×8391×77）=0.124cm活塞杆在偏心载荷作用下的合成应力σσ=F/A+Fδ0/WA活塞杆断面积A=12.56cm2W：活塞杆断面模数，W=πd3/32=6.28cm3σ=8391/12.56+8391×0.124/6.28=835kgf/cm2对调质45钢σs=3600kgf/cm2,安全系数为n=σs/σ=3600/835=4.3>1.4所以活塞杆强度满足要求【7】转向缸缸筒和缸头焊缝计算焊缝应力σ=F/[0.785·（D12—d12）·η=506kgf/cm2F:大腔产生的推力，F=140×πD2/4=8902kgfD1:油缸外径，D1=10.8cmd1:焊缝底径，d1=9.2cmD:缸筒内径，D=9cmη:焊接效率，取η=0.7安全系数 n=σb/σ=4000/506=7.9>2--4焊缝强度符合要求【8】活塞与活塞杆螺纹联接计算螺纹处的拉应力：σ=KF/（0.785d22）=1.4×7143.5/（0.785×2.822）=1602kgf/cm2螺纹处的剪应力τ=K1KFd0（0.2d23）=0.12×1.4×7143.5×3/（0.2×2.823） 803kgf/cm2合成应力σn=（σ2+3τ2）1/2=2122kgf/cm2许用应力=σs/n=5500/1.4=3929kgf/cm2σn<[σ]安全F:小腔产生的拉力，F=7143.5kgfd2:螺纹内径， d2=d0-1.224t=2.82cmd0:螺纹直径，d0=Φ3.0cmk:拧紧螺纹系数取k=1.4σs:螺钉材料的屈服强度，对Cr取σs5500kgf/cm2n:安全系数取n=1.4k1:螺纹连接摩擦系数，取k1=0.12。

西安广播电视大学机械设计制造及其自动化专业（本科）《液压气动技术》课程设计题目液压驱动轮胎压路机液压系统设计姓名解启明学号1261101254863指导教师卢志伟办学单位西安广播电视大学日期2014 年 5 月8压路机液压系统概述一个完整的液压传动系统的组成：1. 液压动力元件：是将原动机的机械能转换成液体压力能的元件，其作用是向液压系统提供压力油，液压泵是液压系统的心脏。

2. 执行元件：把液体压力能转换成机械能以驱动工作机构的元件，执行元件包括液压缸和液压马达3. 控制元件：包括压力、方向、流量控制阀，是对系统中油液压力、流量、方向进行控制和调节的元件。

4. 辅助元件：起辅助作用的元件，如管道、管接头、油箱、滤油器等为辅助元件。

5. 工作介质：液压油，是动力传递的载体。

液压传动系统：开式、闭式液压系统按油液的循环方式的不同，可分为开式系统和闭式系统。

开式系统：液压泵直接从油箱中吸取油液，经换向阀和执行机构及过滤器后又流回油箱的系统。

无疑，过滤器安装位置例子就是一个开式系统。

开式系统的特点：工作油液可在油箱中冷却及分离、沉淀杂质后再进入工作循环，另外开式系统的油温也易于控制，有利于延长液压油的寿命。

另一方面，开式系统中，因油液与空气接触，杂质、空气、水等容易进入系统，导致工作机构运动的不平稳以及其他不良后果。

在工程机械上，开式系统主要用于辅助驱动。

在行走速度较慢的挖掘机和旋挖钻机上也用于行走驱动，为了保证驱动的平稳性，常在回路上设置背压阀。

闭式系统：液压泵输出的油液直接进入执行元件，执行元件的回油与液压泵的吸油口直接连接，工作液体在系统的管路中进行封闭循环。

闭式系统的优点：1、补油系统除能在主泵的排量发生变化时保证容积式传动的相应，提高系统的动作频率，还能增加主泵进油口出压力防止大流量时产生气蚀，提高泵的工作转速和传动装置的功率密度；2、仅由少量油从油箱中进行循环，油箱小；3、传动对称且能平滑过渡；4、调速准确，刚性大；5、能够利用发动机实现反拖制动。

一、YZJ10C型振动压路机液压系统设计计算一·驱动液压系统设计计算【1】总体计算确定的参数系统压力P0=35MPa驱动桥的总传动比i FD=24.25变速箱传动比i I=3.699 i II=2.025 i III=1.0【2】驱动马达最大排量的确定1．后轮行驶时所能产生的最大牵引力F=μWμ：后轮轮胎与土的最大附着系数，取μ=0.7W：后轮驱动轴上分配质量产生的载荷，W=5．36×104(N)F=0.7×5．36×104=3.752×104(N)2．作用于后轮上相应扭矩M=F·r式中：r---动力半径（cm),轮胎由表查出，r=0．6563．马达输出扭矩M M=M/（i FD··η）η：后轮驱动机械效率，取η=0.854．驱动马达排量q=628F·r/（i FD·i I·η·P0·ηM）ηM：马达机械效率，取ηM=0.99q=628×3.752×104×0.656/（24.25×3.699×35×0.9×0.99）=55.2cm3/r根据上述计算，选择SAUER---SUNDSTRAND公司生产的SMF21型马达标准q m=51.6cm3/r【3】计算马达转速（r/min)n m=60Vmax·i FD·i III/(2π·r)Vmax---压路机最大前进和后退速度（)n m=60×24/（3.6×6.28×0.656）×1×24.25=2355r/min【4】根据标准q m计算系统流量Q（m3/s）Q = n m q m/60ηv=51.6×2355×10-6/（60×0.95）=0.00213 m3/s【5】计算泵的排量（m3/r）q pmax=60Q/（n e·i pd·ηpv）式中：n e ----发动机额定转速r/mini pd---分动箱传动比ηpv----泵的容积效率,取ηpv=0.99q pmax=60×2.13×10-3/（2400×0.978×0.99）=54.9×10-6m3/r取q pmax=51.6ml/r,为SAUER--SUNDSTRAND公司生产的SP21型泵选其生产的SMF21型马达Q=n·q=2400×51.6×10-3=123.8L/min【6】计算折算到发动机的最大功率HH=P1Q/（ηpv·ηpm·ηpd）×103式中：ηpm ---泵的机械效率，取0.94ηpd ---分动箱的机械效率，取0.97--0.98H=35×123.8×103/（60×0.94×0.98）=78.4kw【7】验算最大的压路机行驶速度Vmax（m/s）Vmax=2πr·Q/(q m·i fd·i gear)=6.28×656×123.8/（51.6×24.25×60）=6.79m/s二、液压振动系统的设计计算1.液压振动系统主要是在总体参数计算确定的基础上，根据拟定的液压系统图，选择泵和马达.总体计算确定的参数应有：振动功率Nv=3.65Mg/1000=3.65×5.02×103/1000=18.3kw开式系统：额定工作压力P1=120bar,回油背压P2=10bar,压力差∆P=P1-P2=110bar.2.设计计算过程：【1】计算马达排量q m（ml/r)q m=Nv·ηmv．ηmm/（∆P·f）由马达样本查得ηmv=0.99,ηmm=0.94则q m=18.3×0.99×0.94（110×30）×10=51.57ml/r【2】重新计算∆P=18.3×0.94×0.99/（62.7×30）=90.5bar考虑实际情况，取P2=20barP1=∆P+P2=90.5+20=110.5bar【3】马达转速n m=60f=1800rpm由上面确定参数选择美国commerical Hydraulic 液压马达，型号为M51A型. 【4】计算系统流量Q（l/min）Q=60fq m×10-3/ηmv=60×30×62.7/0.99=114l/min【5】计算泵排量q pq p=Q×1000/（n e·i pd·ηpv）=114×1000/（2400×0.978×0.99）=49.1ml/r选q p=48.5ml/rn p=n e·i pd=2400×0.978=2347rpm选择 commerical 公司P31D型液压泵.n p=2400rpm【6】计算折算到发动机上的振动功率H（kw）H=P1Q/（600ηpm·ηpv·ηmm·ηpd·ηmv）=110.5×114/（600×0.94×0.98×0.940.978×0.99）25kw【7】总效率：η=ηpm·ηpv·ηmm·ηpd·ηmv=0.838【8】由系统的压力P1和流量Q选择相应的参数和结构型式.三、转向系统设计计算（一）操纵系统的计算【1】操纵力的计算：操纵力主要由全液压转向器转动力矩M来定．M＝F·ｄ（Nｍ）F：操纵力d：方向盘直径ｄ＝０．３７５ｍM：转向器转动力矩．取M=5NｍF=M/d=5/0.375=13.3N【2】转向阻力矩计算轮胎23.1 宽度23.1×25.4=586mm载荷分布：前桥：5020Kg后桥： 5470Kg阻力矩M阻=fG×（a2+k2）1/2=8600Nmf:轮胎组合摩擦系数，取f=o.2G:桥的载荷重量，5470Kg（a2+k2）1/2:转动力臂k2=b2/8(b=0.586m)k=0.207a=0.5×C（C为轮距）C=1.55m a=0.775m【3】转向时间计算交叉连接油缸的容积VV=0.785（2D2-d2）·S=2865cm3D:缸筒直径：D=9cmd:活塞杆直径：d=4cmS:油缸行程S=25cm.转向时间计算：t=V/QQ:流进油缸的流量当发动机转速为650转/分时，转向时间：t650=2865×60/（100×650×0.1614×0.93）=17秒当发动机转速为2400转/分，转向时间t2400=2865×60/（100×2400×0.1614×0.93）=4.70秒（二）转向液压系统的计算1.油泵参数转向与振动泵选用美国commerical 公司的P31D－578BI0G15-25RBAB5-1型双联泵【1】油泵的实际流量QQ=nq· =2400×0.01614×0.98=36.02l/minn:油泵转速ｎ＝２４００ｒｐｍq1:公称排量：q=0.01614l/rη:容积效率：η=0.98Q：转向泵流量【2】油泵的驱动功率（不计振动泵）N max=P max·Q/（612·η）=140×36.02/（612×0.92）=9KW【3】油泵轴的扭矩MM=974·N/n=322Nm【4】油泵油口流量VV=21.22Q/d2Q:过泵口流量，取Q=34l/mind:泵口直径进油口流速：V=21.22×34/31.752=0.72m/s出油口流速：V=21.22×34/19.052=1.99m/s对振动泵：进油口：V=21.22×114/31.752=2.40m/s出油口：V=21.22×114/25.42=3.75m/s 2·转向缸的计算【1】转向油缸的往复推力：F1=0.785[D2（P1-P0）+d2P0]·ηm<大腔进油>F2=0.785[D2（P1-P0）-d2P1]·ηm<小腔进油>F1:大腔产生的推力（kgf）F2:小腔产生的推力（kgf）P1:进油口压力（kgf/cm）,P1max=140barP0:回油口压力（kgf/cm），P0max=5barD:缸筒直径，D=9d:活塞杆直径，d=4cmηm:液压缸的机械效率取ηm=0.98F1max=0.785[92（140-5）+42×5]×0.98=8720kgfF2max=0.785[92（140-5）-42×140]×0.98=6689kgf【2 】转向油缸伸缩长度与力臂长度计算R=(OD2+BD2)1/2=（6402+2252）1/2=661.4mmH=（AC2+CO2）1/2=（182+1952)1/2=196mml右=（H2+R2-2HRCOSα)1/2r右=OE=R·HSINα右/l右α0=（AC/OC）= tg-1（195/18）=84.730β0=tg-1（BD/OD）=tg-1（225/622）=19.890转向油缸最小安装距=520mm转向油缸最大安装距=770mm转向油缸行程=770-520=250mm转向油缸往复速度最大平均V=240/4.7=51.5mm/sr max=241.1mm力臂变化曲线【3】转向油缸产生的最大转向力矩MM=F1·r右+F2r左（kgf.m）从一极限位置至另一极限位置的最大转向力矩（右380~左380）38o35o30o25o20o15o10o5o0o5o10o15o20o25o30o35o38o236 6 246926162742284329222974300930230062969291528352736261424742377【4】转向缸缸筒壁厚计算按薄壁缸筒计算按缸筒三向应力由第二强度理论计算δ=D/2((（[σ]+0.4P p）/（[σ]-1.3P p）)1/2-1)δ: 缸筒壁厚（cm）D:缸筒内径（cm）.D=9cm[δ]:许用应力P p:液压缸的最大工作压力；P p=160bar[δ]=σB/n=800kgf/cm2σB:缸筒材料的抗拉强度极限，对20钢σB=4000kgf/cm2n:安全系数，取n=5代入式中δ=4.5([（800+0.4×160）/（800-1.3×160）]1/2-1)=0.93cm取δ=0.9cm【5】转向缸的稳定性计算转向缸的稳定条件为F=F k/n kF:活塞杆的最大推力F=P1·A1-P2·A2=[140×92-10×（92-42）]×0.785=8391KgfF k:转向缸稳定临界力n k:纵向弯曲安全系数，一般取n k=2--4λ=μl/iλ:活塞杆计算柔度μ：长度折算系数，对两端球绞μ=1l:活塞杆计算长度，l=77cmi:活塞杆横断回转半径，对圆断面i=d/4λ=1×77×4/4=77用欧拉公式P kπ2EJ1/（μl）2E:弹性系数，对45钢取E=2.1×106kgf/cm2J1:活塞杆横断的最小惯性矩.J1=πd4/64代入计算：F k=3.142×2.1×106×3.14×44/（1×772×64） =43862kg将F、F k、n k代入计算式F k/F=45622/8391=5.44>2--4所以转向缸稳定性满足要求【6】活塞杆强度验算判别最大挠度点位置的x值x=1.57（EJ1/F）1/2=2280（J1/F）1/2=88.2cm当l/a>5且x≤l1时，转向缸的初始挠度值δ0δ0=（∆1+∆2）l1l2/（2al）+Gl1l2·COSα/（2Fl）（cm）∆1:活塞杆与导向套的配合间隙，∆1=0.0089cm∆2:活塞与缸筒内壁的配合间隙，∆2=0.0202cml1:活塞杆头部销轴孔至导向中心A的距离，l1=34.4cml2:缸底尾部销轴孔至导向中心A的距离，l2=42.6cml:转向缸最大安装距，l=77cma=6.3cmF:转向缸最大推力：F=8391kgfG:转向缸自重，G=34kgfα:油缸轴线与水平面的交角α=0δ0=（0.0089+0.0202）×34.4×42.6/（6.3×77）+34×34.4×42.6/（2×8391×77）=0.124cm活塞杆在偏心载荷作用下的合成应力σσ=F/A+Fδ0/WA活塞杆断面积A=12.56cm2W：活塞杆断面模数，W=πd3/32=6.28cm3σ=8391/12.56+8391×0.124/6.28=835kgf/cm2对调质45钢σs=3600kgf/cm2,安全系数为n=σs/σ=3600/835=4.3>1.4所以活塞杆强度满足要求【7】转向缸缸筒和缸头焊缝计算焊缝应力σ=F/[0.785·（D12—d12）·η=506kgf/cm2F:大腔产生的推力，F=140×πD2/4=8902kgfD1:油缸外径，D1=10.8cmd1:焊缝底径，d1=9.2cmD:缸筒内径，D=9cmη:焊接效率，取η=0.7安全系数 n=σb/σ=4000/506=7.9>2--4焊缝强度符合要求【8】活塞与活塞杆螺纹联接计算螺纹处的拉应力：σ=KF/（0.785d22）=1.4×7143.5/（0.785×2.822）=1602kgf/cm2螺纹处的剪应力τ=K1KFd0（0.2d23）=0.12×1.4×7143.5×3/（0.2×2.823） 803kgf/cm2合成应力σn=（σ2+3τ2）1/2=2122kgf/cm2许用应力=σs/n=5500/1.4=3929kgf/cm2σn<[σ]安全F:小腔产生的拉力，F=7143.5kgfd2:螺纹内径， d2=d0-1.224t=2.82cmd0:螺纹直径，d0=Φ3.0cmk:拧紧螺纹系数取k=1.4σs:螺钉材料的屈服强度，对Cr取σs5500kgf/cm2n:安全系数取n=1.4k1:螺纹连接摩擦系数，取k1=0.12。

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AbstractVibratory 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)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)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。