小型手扶式壓路機行走系統(tǒng)設計

第1章緒論1.1本設計課題目的及意義在我國施工過程中小型壓路機不僅能夠提高道路壓實質量,而且還可以使路面保持穩(wěn)定狀態(tài),消除土中的空隙,降低滲透性,減少軟化和膨脹現(xiàn)象的發(fā)生。借鑒國際上的先進技術，并參考國內(nèi)公路施工領域的相關技術，研制出一款具有良好綜合性能的小型手扶式壓路機。本機適合于我國高等級道路的碾壓作業(yè)，特別是對沙礫、沙礫、無粘粒的道路碾壓和修補作業(yè)有較高的要求。要求壓路機的壓實度好，適應性強，轉向靈活；具有較高的攀爬性能和較大的優(yōu)勢，而且在滿足與國產(chǎn)類似產(chǎn)品同等的情況下，具有上述優(yōu)勢[10]。通過對本次課題的研究，讓自己對自己所學知識的鞏固和復習，加強自主學習和實踐能力。在這次畢業(yè)設計中，根據(jù)自己平時積累的理論知識和實踐經(jīng)驗，并搜集了大量相。關的參考文獻，為此課題設計方案的擬訂以及繪制草圖打下了扎實的基礎，最終形成了一套完整的設計思路。1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外的振動壓路機正朝著結構模塊化、機電一體化、多功能、安全駕駛、智能化、專業(yè)化方向發(fā)展。隨著國家基礎設施的不斷完善，尤其是道路的不斷拓展，國內(nèi)的壓路機銷量也將越來越高。預計未來，中國的壓路機產(chǎn)能將達到15000輛，其中國內(nèi)產(chǎn)量約占85%。在中低端市場，如靜磨式碾壓、機械式單車輪震動式壓路機等仍占據(jù)優(yōu)勢地位，而進口產(chǎn)品僅占15％，主要是水力傳動的振動壓路機等高端產(chǎn)品。然而，在技術方面，國內(nèi)公司仍有待發(fā)展。未來，高效率、高品質的高端產(chǎn)品將成為發(fā)展的趨勢。隨著市場對施工機械的要求越來越高，以下幾個型號的產(chǎn)品將有很好的發(fā)展前景：大功率的震動碾壓、大功率的輪胎碾壓、自走式雙鋼輪震動碾壓?？烧{(diào)式無級變速震動碾壓，并有特殊的碾壓裝置。需要不斷地發(fā)展并推廣的是擁有良好的行駛條件和對環(huán)境影響較小的振動式壓路機。1.3課題設計方法及思路借鑒國外小型壓路機的先進技術水平，結合我國在道路建設領域的研究成果和規(guī)范，對小型壓路機進行了全面的改進設計。本次設計的小型手扶式壓路機，是一種適合于高級別道路鋪裝的壓實機，它具有壓實度好，轉彎靈活，適應性強，攀爬能力強的特點。與此同時，它還能適應對沙石等無粘性土地的道路進行碾壓和修補，并能與國內(nèi)類似的產(chǎn)品媲美，具有一定的優(yōu)勢。（1）經(jīng)過對國內(nèi)類似型號技術指標的分析，我們制定了一套小型手動壓路機的整體設計方案，并對整體設計指標進行了檢驗和計算。通過這些工作，我們確定了發(fā)動機型號、各個齒輪的轉速、壓力大小以及激振力等參數(shù)。（2）根據(jù)基本要求，我們要著重設計壓路機的驅動系統(tǒng)，以滿足預期需求。動力系統(tǒng)的設計主要包括：行走系統(tǒng)、振動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)的設計，同時需要計算機器的動力參數(shù)，并選擇合適的發(fā)動機型號。1.4課題設計任務及安排通過查找相關書籍了解關于小型手扶式壓路機的相關知識并確定本課題的總體設計方案；通過現(xiàn)有的各種型號的小型手扶式壓路機的基本參數(shù)進行參考，來擬定本課題所需要的基本參數(shù)；通過相關公式的計算來確定整體的基本參數(shù)；設計小型手扶式壓路機的傳動系統(tǒng)。在設計過程中，首先，采用文獻研究法，了解本課題的研究現(xiàn)狀；其次，進一步調(diào)查分析、搜集閱讀資料和進行現(xiàn)場產(chǎn)品考察，做好結構分析，根據(jù)優(yōu)化原則確定小型手扶式壓路機結構；最后，細化設計內(nèi)容，進行具體的設計環(huán)節(jié)的分析與計算，完成各項基本工作。

第2章小型手扶式壓路機基本參數(shù)計算2.1擬定基本參數(shù)（1）整機重量通過參考相同產(chǎn)品的基本參數(shù)，因此在本次設計的小型手扶式壓路機采用0.8噸位，即G=800kg經(jīng)過實踐證明，當振動壓路機上下車質量比接近1時，其壓實效果最佳。然而，在具體的設計和生產(chǎn)過程中，要想準確地實現(xiàn)這個比率是非常困難的。因此，在設計階段，我們將上下車質量比設定為1，以便于實際操作。如果出現(xiàn)誤差，我們會在事后檢查時進行修正。（2）單輪分配質量本次設計中有兩個鋼輪，因此設單鋼輪質量為400kg即：Av=400kg（3）前輪靜線載荷已知，前輪寬度為bv=800mm=80cm，AvNv2.2穩(wěn)定性機器的穩(wěn)定性指的是在各種情況下，機器都不會滑動或傾斜，從而能正常工作的能力。它可以通過滑動角度和傾斜角度來評估。整機穩(wěn)定性分為兩部分，即平坦地面上的穩(wěn)定性和坡道上的穩(wěn)定性。平坦地面上的穩(wěn)定性通常指機器在最大轉向角度下是否穩(wěn)定，主要考慮橫向翻轉情況。坡道上的穩(wěn)定性分為縱向和橫向兩種情況，均有平行線及最大轉彎角度。根據(jù)機器的工作情況，機器穩(wěn)定性可分為靜力穩(wěn)定和運行時的動力穩(wěn)定兩大類。無論是滑移還是傾翻，都表明機器失穩(wěn)，但傾翻的風險更大，因此機器要保證不會滑移和傾翻。對整機穩(wěn)定性進行分析和計算時，需確保機器先滑移而不發(fā)生傾翻，以確保安全[1]。2.3振動參數(shù)設計計算2.3.1振幅小型手扶式壓路機的工作幅度是非常重要的指標，它對振動頻率和壓實度有很大影響。在相同的激勵頻率下，振動強度隨著工作幅度的增加而增大。將振動壓路機通過千斤頂或其他支撐裝置使振動輪懸掛起來時所測量到的振幅被稱為標稱振幅，即空載振幅。而工作幅度則是指振動壓路機在實際工作中的振幅大小。通常情況下，工作幅度大于標稱振幅，設其為A，名義振幅用A0表示，Ａ與AA=2A通過查閱相關資料，得到振動壓路機名義振幅的取值范圍為：壓實基層：1.4-2.0mm壓實次基層0.8-2.0mm壓實瀝青混凝土及路面：0.4-0.8mm結合本設計要求，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設計名義振幅取值為0.80mm。即A=0.82.3.2振動頻率在頻率與振幅對壓實效果的影響見圖2-1所示。圖2.1頻率與振幅對壓實效果的影響根據(jù)圖3.1可知，當振幅從A增加到2A時，振蕩器的作用在振動壓路機的振實性方面得到了明顯改善。但在低幅度下，振動器的效果不明顯。振幅越大，碾壓效率越高。但如果振幅過大，會導致振動壓路機強烈震動，零部件受損。同時，過大的振幅使駕駛人疲勞，使被碾壓的物料變成粉末，嚴重限制了碾壓效果。另外，過大的振幅會導致振搗器的松動和級配不良，對振蕩器質量產(chǎn)生影響。因此應該選擇適當?shù)恼駝臃?，以確保壓實度良好。振動壓路機的主要性能指標是偏心塊旋轉。如果要達到較好的碾壓效果，使用振動式碾壓時，需要確保其轉速高于或低于土壤自然振動頻率，以保證工作效果。振動壓路機的振動頻率（f）與角頻率（ω角）f=1ω角式（2-4）中：T——振動壓路機的振動周期；n——激振器的轉速。在一定的工作頻率下，工作頻率對壓縮強度的影響不大。但如果超出了這個范圍，就可能會影響壓實效果，具體取決于被壓實材料的特性。當震動頻率超過一定界限時，震動的強度會導致震動器與地面分離，進而導致對被壓實物體表面的劇烈、無規(guī)律的撞擊和擠壓。經(jīng)驗表明，振動壓路機工作頻率ω工作ω工作其中ω2由于其ω2壓實基層：25-30Hz壓實次基層：25-40Hz壓實瀝青混凝土及路面：30-55Hz由于該設計產(chǎn)品的使用范圍限制在壓實道路的次級底層上，因此它的工作效果至關重要。為了確保良好的壓實效果，其工作頻率被設置為中等水平，初始值設定為35Hz，以便參考類似產(chǎn)品的參數(shù)。即：ω=35Hz2.3.3減振系統(tǒng)設計與計算（1）方案選擇該方案采用橡膠阻尼裝置，選擇了耐油性能好、減震效果優(yōu)異的NBR橡膠。根據(jù)實際經(jīng)驗進行計算，減振系統(tǒng)總剛度為：K1式（2-6）中：m1——壓路機的上車當量質量，ω——壓路機的振動頻率，ω=35Hz，則：KK（2）振動軸偏心質量和偏心距的計算偏心塊厚度:t1=偏心塊偏心質量mm1偏心塊偏心質量m2偏心距e:e=4(R3（3）偏心力矩已知：偏心塊質量m=m1可得：Ms（4）振動軸承的選型及壽命選用軸承：NJ409MA/C3，潤滑油潤滑，Cr=102已知數(shù)據(jù)：轉速n=3100r/min，徑向力：F=24.5KN（一組軸承）該軸無軸向力，只有徑向力，單個軸承當量動載荷：PR軸承壽命：L=106（5）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HA≥75振動軸冷起動轉矩：起振瞬間壓力160barM儲備系數(shù)：r=T

第3章小型手扶式壓路機總體方案設計3.1整機的方案分析（1）規(guī)格系列本次設計為0.8噸位小型手扶式壓路機（2）行駛方式本次行駛方式為手扶式（3）車架形式振動壓路機的車架有剛性車架和鉸接車架兩種。由于剛性框架是一個整體，所以在轉向過程中，往往是一個整體，因此，其靈活性和適應性都比較差。鉸接車架通常由前后兩節(jié)車及中心鉸接架所構成，其通過能力和機動性都很好。本設計擬采用鉸接車架。（4）減振方式常用的減振方法有三種：橡膠減振，空氣減振，彈簧減振。其中，氣體阻尼方法具有阻尼幅度差，傳遞扭矩難度大，外形尺寸大等缺點；不致密的缺陷，多與拖曳的震動輪子一起使用。彈性阻尼具有內(nèi)阻尼小，阻尼差，不允許在諧振頻段工作等缺陷，多適用于平底振動。在橡膠減振方式中，它的減振塊的形狀和大小可以按照自己的需求來進行設計，它的優(yōu)點是：它的隔振緩沖性好、彈性持久，內(nèi)部阻尼大，可以安全地通過諧振區(qū)。它的體積輕、質量小，便于安裝、維護、保養(yǎng)，因此它的使用范圍很廣，可以滿足本設計對減振系統(tǒng)的需求，所以我的設計采用了橡膠減振方式[13]。（5）激振器的選擇在現(xiàn)有的振動壓路機中，通常使用的是轉動的慣性激勵裝置。由單軸振振器轉動所引起的離心力，使得振動輪做圓周運動，使得被壓實的土顆粒既有豎向移動，也有橫向移動，從而形成了一定的揉搓力，使得壓實的效果更好。該振動器的結構相對簡單，可以通過油壓電機的轉速來實現(xiàn)對振蕩的調(diào)整，且具有很好的安裝與調(diào)整與控制功能。單幅慣性激振器是一根旋轉的偏心軸，或在振動軸上裝一塊偏心質量塊，如圖4.1所示，這種激振器只能產(chǎn)生一種振幅。當壓路機的振動輪寬度較小時，采用一根偏心軸支撐在兩個軸承上；當振動輪較寬時，采用一根聯(lián)接軸串聯(lián)兩個偏心塊，每個激振器分別安裝在兩個軸承上，在安裝時應保證兩個激振器的偏心塊相位角一致。（a）（b）（a）偏心圓振動軸；（b）偏心塊振動軸圖3.1單幅激振器機構形式（6）總體設計壓路機是主要是一種對瀝青混凝土進行定型壓實，保證瀝青混凝土路面的平整度，減少路面的輪機印的設備；主要用于道路維修和擴建，隨著交通事業(yè)的發(fā)展，越來越多的道路需進行維修和擴建，小型壓路機因體積小，操作靈敏，在較高的路沿間隙和較小的側面間隙實用性特別強，所以需求也就越來越大在作業(yè)過程中，壓路機需要對某些狹窄區(qū)域進行壓實工作，此時大型壓路機不再適用，在這種情況時選擇一種手扶式壓路機，其機身下方安裝有來兩個壓輥，該機械依靠壓輥在路面上行進，同時進行壓實作業(yè)。其大致結構如圖3-2所示：1?發(fā)動機、3?輥筒、4?架體、、7?手扶桿、8?搖把、19?儲存箱圖3.2手扶式壓路機結構簡圖3.2傳動方案設計原則動力系統(tǒng)的布局主要是確定各部分的位置、大小、以及連接方式。在不同類型的施工設備中，由于動力系統(tǒng)的組成成分不同，其復雜性也因此不同。即便是采用同一種驅動方案，傳動結構和零部件的布局也會因此存在差別。這些差別會對傳動系統(tǒng)的形狀、尺寸、加工工藝和連接方式，甚至是機械效率和整機性能等產(chǎn)生影響。因此，在傳動系統(tǒng)的設計中，必須遵守以下幾個方面的規(guī)定，以確保機械設備和傳動系統(tǒng)的技術性能、經(jīng)濟性能和工藝性能：（1)為了提高具有高動力或長時間持續(xù)運行的施工機器的機械傳輸效率，應該在傳動的前端（即離引擎更近的地方）安裝更多能量損耗較大的傳動，而在傳動的末端安裝能量損耗較少的傳動。(2）為了簡化結構、減小傳動部件尺寸以及簡化制作流程，應盡可能減少傳動部件數(shù)量，以達到所需傳動性能。在驅動系統(tǒng)前端，應安排傳輸容量較低或帶有摩擦的傳輸裝置；大多數(shù)傳動副和高加工要求的高速傳動應排在系統(tǒng)前端，形成“前多后少”的局面。在驅動系統(tǒng)尾端設置低速齒輪，以降低振動和噪音，并將可變的驅動機構設置在驅動系統(tǒng)前端，使大多數(shù)驅動元件為旋轉。另外，將可變的驅動機構與工作設備相連，使其位于驅動系統(tǒng)的某一端。(3)為了確保機械運行平穩(wěn)，降低振動和噪音，需要在驅動系統(tǒng)的前面設置起阻尼功能或彈性驅動功能的機械裝置，并選擇移動平穩(wěn)性好、動載荷小的驅動元件。而具有更大沖擊力的機械裝置則應設置在傳送裝置的后面。3.3傳動方案選擇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。液壓傳動具有許多優(yōu)點，如重量輕、體積小、無級調(diào)速和調(diào)頻容易、傳動沖擊小、閉鎖制動功率損失小、容易進行功率分流、機器布置簡單、容易操作控制、易于實現(xiàn)自動化等等。因此，在振動壓路機設計中，液壓傳動是一種非常理想的傳動方式[8]。機械傳動的優(yōu)點是：傳動比較準確，適用于定比傳動；實現(xiàn)回轉運動的結構簡單，并能傳遞較大的扭矩；故障容易發(fā)現(xiàn)，便于維修。在這個設計中，動力部分使用柴油機。發(fā)動機輸出的動力主要傳到三個驅動系統(tǒng)：行走系統(tǒng)、振動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)。（1）行走系統(tǒng)方案擬定在壓路機前進的過程中，通常采用調(diào)節(jié)體積的方法來控制壓路機的行走速度，其中包括閉式回路和開式回路兩種方式。總的來說，封閉式體積調(diào)節(jié)是較為科學的方法，它可以分為高速調(diào)節(jié)和低速調(diào)節(jié)兩類。對于較小的雙鋼輪軸關節(jié)振動碾壓機來說，宜采用低速調(diào)節(jié)方式，盡管成本較高，但是其結構和安裝都相對簡單。下面我們以一個低速調(diào)節(jié)的例子來解釋這個問題。我國針對較低轉速工況，很少有適合于壓路機鋼車輪傳動的活塞式水泵或活塞式電動機，因此采用體積式速度調(diào)節(jié)的油壓部件。在選用時，應參考國外同類壓路器使用的水力單元，并根據(jù)其在國際上的需求進行匹配。對于小尺寸的雙鋼車輪碾壓，碾壓為主要工作。當碾碎柏油鋪裝時，為避免碾壓過程產(chǎn)生不平整的褶皺，兩個鋼車輪必須同步轉動。從造價、轉速調(diào)節(jié)幅度等方面來看，我們可以采用一臺變頻器和一臺轉速穩(wěn)定、轉矩大的定值電機來實現(xiàn)泵控系統(tǒng)。此外，還需要補油泵和補油減壓閥門，以及用于牽引功能的設備，以確保在車輛不能啟動時的正常運轉。（2）振動系統(tǒng)方案選擇液壓振動系統(tǒng)有兩種，一種是閥門操縱的開放式液壓振動系統(tǒng)，另一種是泵操縱的封閉式液壓振動系統(tǒng)。由定量泵，安全閥，換向閥控制的敞口液壓系統(tǒng)；配制電機與制冷機，構成開放式回路。其中液壓泵、馬達都采用了定量的齒輪泵和齒輪泵，降低了造價。泵控閉合水力系統(tǒng)一般由變量泵，組合閥，電動機組成；冷卻器、儲能器等，因為它的變量泵和定量電機都是采用了軸向柱塞型的，所以，各類閥門都盡可能地與泵、電機集成在一起，形成一個封閉的系統(tǒng)，具有很高的體積效益。在相同的系統(tǒng)功率條件下，采用了活塞式水泵和活塞式電動機，從而降低了系統(tǒng)的流速，降低了水泵和電動機的體積；在建筑布局方面，更具靈活性。因為所有的閥門都是一體化的，所以其外型結構也比較簡單，而且中間連接點也較少，損耗也較?。辉撗b置具有高效、可靠的特點，并能實現(xiàn)變幅、變頻等功能。只是花費有些大而已。由于該設計屬于小型機床，為了提高機床的工作特性，本文提出了一種基于泵控的閉合液壓系統(tǒng)。（3）轉向系統(tǒng)方案設計由于該產(chǎn)品是一種以20公里/小時以下運行速度為目標的小型手扶壓路機，所以可以使用全液壓的方式。全液壓轉向裝置由一臺轉向泵、一臺全液壓轉向裝置及一臺轉向油缸組成。該裝置具有操作靈活省力，結構緊湊，安裝和布置方便，并且在引擎停止運轉時能夠用手操作的優(yōu)勢。

第4章小型手扶式壓路機行走系統(tǒng)設計4.1行走系統(tǒng)功率計算4.1.1行走系統(tǒng)工作原理圖1-油箱、2-齒輪泵、3-閥門、4-齒輪馬達、5-聯(lián)軸器、6-減速器、7-高速齒輪傳動、8-低速齒輪傳動、9-鏈傳動、10-鋼輪圖4-1行走原理圖齒輪泵從油箱吸油，經(jīng)過閥門控制流量，進而控制齒輪馬達的轉速，減速器通過聯(lián)軸器與齒輪馬達相連接，之后在經(jīng)過帶傳動將動力傳遞給兩個鋼輪，完成行走。4.1.2行走系統(tǒng)總功率（1）行走系統(tǒng)總功率計算兩個鋼輪直徑相同且均為驅動輪，配備一個馬達，其最大動力等于兩個鋼輪動力之和，則：Pmax=其中ω=2πn=2πn/2πr=v/R，得：Pmax=gv(馬達取μ=μPmax=gvμv查閱資料可知鋼/土地的附著系數(shù)取μ=0.4振動時取μ=0.3~0.4整機重量振動時的行走速度為工作速度v=3km/hpmax=2.6Kw(4-4)其中，前輪最大可傳遞的行走功率：pv=m1gμ后輪最大可傳遞的功率：ph=m2gμ行走裝置的總效率為行走傳動裝置的總功率估算：p1=p通過摩擦力兩驅動鋼輪傳遞的最大轉矩MR=mgμvd/2=846.7N?m式中，d為鋼輪直徑d=540mm=0.54m（2）計算最大牽引力F式中：δ——牽引比（對雙鋼輪而言，δ=0.5~0.6）4.2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3.1kw，兩輪最大轉矩為846.7N?m，結合國內(nèi)外現(xiàn)有同類產(chǎn)品、技術，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25kw，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:q=28馬達總效率：η=0.95馬達轉速：n=2300r/min流量：Q=qnη=28×2300×0.97=62.5cm持續(xù)壓力：P=25Mpa最大壓力：P持續(xù)功率：P=ΔPQη=14.2kw最大功率：P行走馬達：MCR05C620排量：q=620cm3/r最大壓力：p=45Mpa持續(xù)壓力：p=25Mpa最大轉速：n45Mpa時前后輪的最大轉矩：M=2ΔPqη/2π=8440N?m（4-9）根據(jù)以上計算可得：泵的最大儲備系數(shù)：PγP馬達的最大儲備系數(shù)：MγM4.3行走系統(tǒng)傳動部件設計4.3.1減速器的設計（1）齒輪設計1.第一組齒輪設計：在工作過程中，轉速無法達到最高轉速，因此在本次計算中通過查閱相關資料，了解到小型手扶式壓路機在工作過程中馬達的轉速大部分時間維持在600r/min~1000r/min，因此在本次計算中采用其平均值，即800r/min。輸入功率P=25kw，輸入轉速為n1=（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)①按圖所示的傳動方案，選用標準直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。②壓路機為一般工作機器，參考機械設計手冊，選用7級精度。③材料選擇。查機械設計手冊可得，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），齒面硬度280HBW；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），齒面硬度240HBW。④初選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)（2）按齒面接觸疲勞強度設計試算小齒輪分度圓直徑，即d1t確定公式中的各參數(shù)值。試選KHt小齒輪傳遞的轉矩T1T1查機械設計手冊，選取齒寬系數(shù)?d計算區(qū)域系數(shù)ZHZH查機械設計手冊可得，材料的彈性影響系數(shù)ZE計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Zεαa1=αaεαZε計算接觸疲勞許用應力[σH查機械設計手冊可得，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1查機械設計手冊可得計算應力循環(huán)次數(shù)N1N2查機械設計手冊可得，取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，查機械設計手冊得[σ[σ取[σH][試計算小齒輪的分度圓直徑：d調(diào)整小齒輪分度圓直徑。計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。v=π齒寬b。b=?計算實際載荷系數(shù)KH查機械設計手冊可得，使用系數(shù)KA根據(jù)v=2.58m/s、7級精度，查機械設計手冊得動載系數(shù)K齒間載荷分配系數(shù)KHαFt1KA查機械設計手冊得齒間載荷分配系數(shù)KHα查機械設計手冊得，7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時得齒向載荷分布系數(shù)KHβKH查機械設計手冊，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：d1H及相應的齒輪模數(shù)mH（3）按齒根彎曲疲勞強度設計查機械設計手冊，試計算模數(shù)，即mt確定公式中的各參數(shù)。初選KFt查閱機械設計手冊，并計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。Yε計算YFa查機械設計手冊得，齒形系數(shù)YFa1=2.80,Y查機械設計手冊得，小齒輪和大齒輪得齒根齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1查機械設計手冊得，彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，查機械設計手冊相關公式，得[[YY因為大齒輪的YFa2YSa2Y試計算模數(shù)：m調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度vdv=齒寬bb=寬高比bh=（2b計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=2.04m/s，7級精度，查機械設計手冊可得動載系數(shù)Kv由Ft1=2T查機械設計手冊可得KHβ=1.316，結合bhK查機械設計手冊，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)：m及相應的小齒輪分度圓直徑d對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mH和小齒輪分度圓直徑d1H分別大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)mF和小齒輪分度圓直徑d1F。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲疲勞強度，而齒輪直徑的大小主要取決于齒面接觸疲勞強度，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)3.15mm并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑取z1=30，則大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊。（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑dd計算中心距a=計算齒輪寬度b=考慮到不可避免的安裝錯誤，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即b取b1=95mm（5）齒輪零件圖圖4-2齒輪零件圖（6）主要設計結論齒數(shù)z1=30，z2=1202.第二組齒輪設計：輸入功率P=25kw，輸入轉速為n1=（2）選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)①按圖所示的傳動方案，選用標準直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。②壓路機為一般工作機器，參考機械設計手冊，選用7級精度。③材料選擇。查機械設計手冊可得，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），齒面硬度280HBW；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），齒面硬度240HBW。④初選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)（2）按齒面接觸疲勞強度設計試算小齒輪分度圓直徑，即d1t確定公式中的各參數(shù)值。試選KHt小齒輪傳遞的轉矩T1T1查機械設計手冊，選取齒寬系數(shù)?d計算區(qū)域系數(shù)ZHZH查機械設計手冊可得，材料的彈性影響系數(shù)ZE計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Zεαa1αaεα=Zε計算接觸疲勞許用應力[σH查機械設計手冊可得，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1查機械設計手冊可得計算應力循環(huán)次數(shù)N1N2查機械設計手冊可得，取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，查機械設計手冊得[σ[σ取[σH][試計算小齒輪的分度圓直徑：d調(diào)整小齒輪分度圓直徑。計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。v=π齒寬b。b=?計算實際載荷系數(shù)KH查機械設計手冊可得，使用系數(shù)KA根據(jù)v=1.43m/s、7級精度，查機械設計手冊得動載系數(shù)K齒間載荷分配系數(shù)KHαFt1KA查機械設計手冊得齒間載荷分配系數(shù)KHα查機械設計手冊得，7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時得齒向載荷分布系數(shù)KHβKH查機械設計手冊，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：d1H及相應的齒輪模數(shù)mH（3）按齒根彎曲疲勞強度設計查機械設計手冊，試計算模數(shù)，即mt確定公式中的各參數(shù)。初選KFt查閱機械設計手冊，并計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。Yε計算YFa查機械設計手冊得，齒形系數(shù)YFa1=2.80,Y查機械設計手冊得，小齒輪和大齒輪得齒根齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1查機械設計手冊得，彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，查機械設計手冊相關公式，得[[YY因為大齒輪的YFa2YSa2Y試計算模數(shù)：m調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度vdv=齒寬bb=寬高比bh=（2b計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=2.04m/s，7級精度，查機械設計手冊可得動載系數(shù)Kv由Ft1=2T查機械設計手冊可得KHβ=1.316，結合bhK查機械設計手冊，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)：m及相應的小齒輪分度圓直徑d對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mH和小齒輪分度圓直徑d1H分別大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)mF和小齒輪分度圓直徑d1F。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲疲勞強度，而齒輪直徑的大小主要取決于齒面接觸疲勞強度，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)7.1mm并就近圓整為標準值m=7mm，按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑d取z1=30，則大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊。（4）幾何尺寸計算計算分度圓直徑dd計算中心距a=計算齒輪寬度b=考慮到不可避免的安裝錯誤，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即b取b1=215mm（5）齒輪零件圖圖4-2齒輪零件圖（6）主要設計結論齒數(shù)z1=30，z2=1（2）軸的設計1）輸入軸的設計計算1.確定高速軸上的功率P和轉速n。P=25kw，n=2300r/min2.初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。查機械設計手冊，取A0d高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5％，即d故取整為d123.各軸段的直徑確定（從右端開始計算）圖4-3高速軸①d11②d12=d1則d12=25+（1—3）=由于與軸承內(nèi)孔相配合，且因結構無特殊要求，查機械設計手冊后，選擇深溝球軸承，則取d12=③d13=d2+（1—3）=31~33mm④d14=d3+2h1；該段為齒輪定位段，h4）各軸段的長度由上述計算已知L14=97mm，L11=50mm，L17=19mm，經(jīng)過相關公式的計算得知其他軸段的長度：L122）輸出軸的設計計算1.選擇軸的材料，確定許用應力分析此減速器的功率，對材料無特殊要求，因此選用45鋼，調(diào)質處理。查機械設計手冊得：抗拉強度極限σ2.按扭轉強度估算軸徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。查機械設計手冊，取A0=110d考慮到軸得最小直徑處，會有鍵槽，故需要估算得軸徑加3%~5%，參考機械設計手冊可得取標準直徑為40mm。3.各軸段的直徑確定（從右端開始計算）圖4-4低速軸①d21②d22則d22由于與軸承內(nèi)孔相配合，且因結構無特殊要求，查機械設計手冊后，選擇深溝球軸承，則取d22③d23=d22④d24=d23+2h2；該段為齒輪定位段，h4.各軸段的長度由上述計算已知L24=210mm，L21=132mm，L27=25mm，經(jīng)過相關公式的計算得知其他軸段的長度：L22（3）聯(lián)軸器的選擇1）計算載荷查機械設計手冊可得，載荷系數(shù)K計算轉矩T式中：T——公稱轉矩，N?mKA4.3.2鏈傳動設計1.小鏈輪的設計小鏈輪是與軸相連接的同步旋轉部件，在實體繪制的過程中，它的主要參數(shù)如下：鏈輪齒數(shù)Z=10，齒頂圓直徑da=110mm，齒根圓直徑則分度圓直徑d=p齒頂圓直徑damax綜上可取d=102mm，d則齒根圓直徑df取d分度圓弦齒高hamax=0.5（p-取h齒側凸緣直徑dg取d齒側圓弧半徑γemin取γ滾子定位圓弧半徑γimin取γ滾子定位角αmax取α=120°，取d由h=6.4+dk6取h=11.00mm=28mm齒寬bf1=0.95取b齒側半徑r齒側倒角b齒側凸緣圓角半徑r輪轂長度L=3.3h=28.7mm實體需要取L=30mm2.大鏈輪的設計已知小鏈輪的轉速為40r/min，最終所需要的轉速為20r/min，由此可知傳動比為2，所以大鏈輪的齒數(shù)z=20，齒頂圓直徑da=220mm則分度圓直徑d=齒頂圓直徑d綜上可取d=200mm，d則齒根圓直徑d取d分度圓弦齒高h取h齒側凸緣直徑d取d齒側圓弧半徑γ取γ滾子定位圓弧半徑γ取γ滾子定位角α取α=120°，取d由h=6.4+dk6齒寬b齒側半徑r齒側倒角b齒側凸緣圓角半徑r輪轂長度L=3.3h=42.9mm實體需要取L=40mm

第5章振動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)概述5.1振動系統(tǒng)設計（1）功率計算首先使用一系列實驗方法獲取必要的動力，以此為依據(jù)來選擇各部件，接著根據(jù)振動原理進行詳細的分解和計算。根據(jù)經(jīng)驗公式：振功功率p=mAλ式中m—振動輪質量，初估m(xù)=110kgA—振幅，A=0.8mm—修正系數(shù)，其值與頻率有關，一般取5-8，本設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（2）主要元件選型該系統(tǒng)需要工作頻率為35赫茲，要求電機的工作速度在3000轉/分鐘以上。為此，我們提出了天津津特公司G5型水泵、GM5型電動機及GM5型水泵的設計方案[11]。初選泵：當轉速為2300r/min時，G5-25：8.8kw儲備系數(shù)：x=1.2(合理)初選馬達：GM5-16，標稱轉速為3300轉/分鐘，理論扭矩為52牛米，帶有兩個通徑為16的四通H型電磁換向閥，標稱雙向工作壓力為21Mpa。此外，還帶有一個安全閥門，可以調(diào)節(jié)壓力為16Mpa。5.2轉向系統(tǒng)設計（1）轉向液壓缸參數(shù)確定1）液壓缸行程，由結構設計確定。2）液壓缸推力，轉向時所需轉向力矩（前輪力矩，后輪力矩）X=2l/3=467mm(壓路機鉸鏈連接轉向當量力臂經(jīng)驗計算公式)液壓缸推力FL=ML鋼輪與地面的附著系數(shù)μ=0.4整機重量m=800kgML=732Nm；F3）液壓缸內(nèi)徑油缸推力FL取活塞桿直徑d=?28mm內(nèi)徑:D=（4F/πp）+d取整數(shù)D=40mm（2）轉向泵參數(shù)確定1）全偏角所需流量Q=π4t為全偏角所需時間2~4s，ηvt取4s，ηvQ=409cm32）轉向泵排量qp=q其中，n為發(fā)動機怠速時轉速，n取800r/minqp=30.6cm3/r，取整后可得：qp（3）全液壓轉向器選取據(jù)統(tǒng)計駕駛員方向盤最大轉速是(1~1.5）r/s一般情況下方向盤總圈數(shù)2~4轉。轉向器排量為qm=π由上述參數(shù)代入公式5-20中可得轉向器排量qm=392cm（4）操縱桿功率計算1）轉向油缸參數(shù)行程L=125mm，缸直徑?40mm，活塞桿直徑?28mmA=14π在干燥地面上壓實所需要的操縱壓力：P12）轉向時的時間轉向泵：qp=30cmQ=qpnη=57600T=1257576003）轉向過程中功率p3=F

第6章動力裝置的選擇（1）整機功率簡化計算振動壓路機引擎的動力的方式是將三個部件的最大動力相加。然而，這樣計算出來的最大動力值比實際情況中得到的要高。因此，設計工程師是按照這個經(jīng)驗公式來進行設計的。在選擇引擎時，建議考慮留出一些備用因子。由公式：總功率＝行走傳動功率＋振動功率＋轉向功率p總（2）發(fā)動機的選擇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\*GB3①具有高熱效率、低油耗和良好的燃油經(jīng)濟性，且造價低廉。=2\*GB3②該設備使用可靠，無需點火裝置，經(jīng)久耐用，無需維護，且不會發(fā)生事故，從而延長了產(chǎn)品的使用壽命。=3\*GB3③可以通過增大提升程度、加大氣缸直徑等措施來提升發(fā)動機的動力。=4\*GB3④廢氣排放很少。=5\*GB3⑤具備優(yōu)異的火災安全保障。本次實驗選用了久保田公司的D1503-M-DI型垂直水冷四沖程柴油機，轉速為2800轉/分鐘，輸出功率（12小時）為24.9千瓦

結論在深入研究國內(nèi)外類似振動壓路機技術和市場需求的基礎上