振動壓路機振動輪設計說明書[帶圖紙]

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文檔簡介

1、　　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本設計研究內(nèi)容- 2 -　　第2章總體方案設計- 3 -

2、;　　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 -<

3、;/p>　　2.1.6 振動輪總成- 4 -　　2.1.7 減振方式- 5 -　　2.2　基本技術(shù)參數(shù)的擬定- 6 -　　2.2.1 名義振幅- 6 -　　2.2.2. 工作頻率- 6 -

4、2.2.3 YZC3振動壓路機擬達到的主要技術(shù)參數(shù)- 7 -　　第3章整體參數(shù)計算- 8 -　　3.1 六個基本參數(shù)計算- 8 -　　3.2爬坡能力的確定- 9 -　　3.3 轉(zhuǎn)彎半徑計算- 9 -　　3.4 重心位

5、置- 9 -　　3.5 整機穩(wěn)定性分析- 9 -　　3.6減振系統(tǒng)設計與計算- 18 -　　3.7 振動參數(shù)的設計計算- 19 -　　第4章　YZC3型振動壓路機傳動系統(tǒng)設計- 21 -　　4.1 傳動形式的確定- 2

6、1 -　　4.2 液壓行走系統(tǒng)設計- 22 -　　4.3 液壓振動系統(tǒng)設計- 26 -　　4.4 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計- 29 -　　4.５整機功率及發(fā)動機選型- 32 -　　第5章總結(jié)- 33 -

7、　　5.1　本設計的特點- 33 -　　5.2　本設計的不足及努力方向- 33 -　　參考文獻- 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<p

8、>　　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

9、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（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

10、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

11、、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。可以預見，隨著我國基礎設施建設特別是公路建設的持續(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)威專家預計，

12、“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

13、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　本設計研究內(nèi)容　　本設計定位為：在充分吸收國外小噸位振動壓路機先進技術(shù)水平的基礎上，結(jié)合我國道路施工

14、方面的研究成果和規(guī)范，設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，要求該設計產(chǎn)品具有壓實性好、適應性強、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。　　具體任務為：　　a.　在研究國內(nèi)同類產(chǎn)品技術(shù)參數(shù)的基礎

15、上，設定YZC3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)確定的基礎上，重點對壓路機傳動系統(tǒng)進行設計，以保證整機達到預期的良好性能。傳動系統(tǒng)設計包括：行走系統(tǒng)設計、振動系統(tǒng)設計、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計，并計算整機功率選定發(fā)動機型號。　　c.　進行重要零件的設計與選型。<

16、p>　　第2章總體方案設計　　2.1. 整機方案擬定　　2.1.1 規(guī)格系列　　本設計為3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：

17、　　表2-1振動壓路機行駛方式比較　　　　　　　　　本設計行駛方式采用自行式。　　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

18、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<

19、p>　　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。本設計擬采用鉸接車架。　　2.1.5 轉(zhuǎn)向方式　　本設計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)擬采用液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，主要由轉(zhuǎn)向齒輪泵、全液壓轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油缸和壓力油管組成，操縱方便，易于達到良好工作性能。&l

20、t;/p>　　鉸接車架的轉(zhuǎn)向機構(gòu)可分為鉸接轉(zhuǎn)向、雙鉸接轉(zhuǎn)向（蟹行轉(zhuǎn)向）。鉸接轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)特點為：轉(zhuǎn)向靈活，轉(zhuǎn)彎半徑?。粔郝窓C輪跡重合，鋪層表面質(zhì)量好；操縱方便，易于實現(xiàn)全輪驅(qū)動，并有一定隔振性能。中心鉸接架由雙鉸接架、軸端擋板、球形軸承等組成，其技術(shù)國內(nèi)已經(jīng)成熟。雙鉸接轉(zhuǎn)向除具有鉸接轉(zhuǎn)向的優(yōu)點外，還具有良好的貼邊性能，缺點是結(jié)構(gòu)較為復雜，轉(zhuǎn)彎半徑較大，由于本設計為小型機，貼邊性在使用過程中優(yōu)點并不特別明顯，故本設

21、計擬采用結(jié)構(gòu)較簡單、轉(zhuǎn)彎半徑小的鉸接轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。　　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計為多，本設計振動系統(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

22、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，本設計振動輪外部采用應用范圍更廣泛的光輪振動結(jié)構(gòu)。　　2.1.7 減振方式

23、　　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，應用廣泛，滿足本設計對減

24、振系統(tǒng)的要求，故本設計采用橡膠減振方式。　　2.1.8 整機方案表　　綜上所述，本設計的整機方案如表2-3所示。　　表2-3整機方案表　　2.1.9 設計產(chǎn)品型號編制的確定　　根據(jù)《建筑機械產(chǎn)

25、品型號編制方法》的規(guī)定，本設計產(chǎn)品的型號編制為YZC3振動壓路機，其中3為主參數(shù)代號（即工作質(zhì)量，單位t），YZC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

26、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

27、面　　　　　　　　　　　　　結(jié)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0.40mm。　　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。<p

28、>　　由于其隨著壓實對象的變化而變化，較為復雜，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　　　　　　　　　　　　　由于本設計產(chǎn)品主要用于壓實瀝青混合料，為了

29、保證瀝青混合料與其他材料充分滲透和糅合，工作頻率宜取高值，參考同類產(chǎn)品參數(shù)，本設計初步取值為55Hz[12]。　　2.2.3 YZC3振動壓路機擬達到的主要技術(shù)參數(shù)　　本設計的其他技術(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)品的基礎上擬定，不再敷述，本設計擬設達到的技術(shù)參數(shù)如下表所示表2-3：

30、　表2-3 YZC3振動壓路機主要技術(shù)參數(shù)　　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=3000kg　　經(jīng)驗表明，振動壓路機上、下車質(zhì)量比近似于1時，壓

31、實效果最好，但在實際設計制造中很難達到正好為1這一比例，為方便設計，本設計初取上下車質(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前輪分配質(zhì)量　　Av=1500kg　　3.1.3后輪分配質(zhì)量

32、　　Ah=1500kg　　3.1.4 前輪靜線載荷　　前輪寬度為，則　　（3-1）　　3.1.5 后輪靜線載荷　　后

33、輪寬度為，則　　（3-2）　　3.1.6 行走速度　　一般要求振動壓路機工作時的壓實速度為3.0km/h左右，行駛速度為6km/h，為留有一定速度儲備，本設計行使速度范圍選定為0—9 km/h。　　3.2爬坡能力的

34、確定　　為使設計產(chǎn)品有較好的適應能力，并留有一定的爬坡儲備，本設計爬坡能力設計為30％。　　3.3 轉(zhuǎn)彎半徑計算　　轉(zhuǎn)向角　?。?-3）

35、　　則 R=　　最小轉(zhuǎn)彎半徑　　最大轉(zhuǎn)彎半徑　　3.4 重心位置　　初步設定左右側(cè)傾時的穩(wěn)定角為，重心高度h如下：

36、　?。?-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

37、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[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

38、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　　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。&l

39、t;p>　　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

40、　　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）　?。?-7）　　式中表示兩

41、輪的靜摩擦系數(shù)　　傾翻臨界狀態(tài)：令Ｎ＝０，即　　式中表示臨界傾翻角。　　滑移臨界狀態(tài)：令　　　　?。?-8）　　所以　　　　　　　　　　　　　　　（3-9）<

42、p>　　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）</p

43、>　　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

44、　　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

45、：　　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&

46、lt;/p>　　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　　Ｍ１、Ｍ２為兩輪的驅(qū)動力矩，Ｔ１、Ｔ２為兩輪產(chǎn)生的牽引力，Ｆ１、

47、Ｆ２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&

48、lt;/p>　　滑移臨界狀態(tài)：由于　　　　　　　　令，即得：　　所以　　　同樣地，令　　綜上所述，整機在縱坡上雙輪驅(qū)動行使上坡的穩(wěn)

49、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

50、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，假設為驅(qū)動輪即后輪，那么：　　于是

51、　?。?-15）　?。?-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：</b

52、>　?。?-17）　?。?-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<p&

53、gt;　　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：

54、（3-19）　?。?-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：

55、;　?。?-21）　?。?-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：<

56、;b>　　（3-23）　?。?-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

57、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<

58、/b>　　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

59、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計爬坡能力(

60、理論)。　　b.分析整機在橫向坡道上的行走穩(wěn)定性時，還應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

61、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 YZC3壓路機穩(wěn)定性計算分析　　YZC3振動壓路機車架結(jié)構(gòu)為鉸接式，為雙鋼輪雙驅(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)

62、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)　　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

63、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，YZC3振動壓路機設計取值是合理可行的。　　3.6減振系統(tǒng)設計與計算　　本設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。

64、由經(jīng)驗公式，減振系統(tǒng)總剛度為：　?。?-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)的設計計算&l

65、t;/p>　　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　?。?-26）　　偏心

66、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：

67、;　　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：</p&g

68、t;　?。?-29）（3-29）　　馬達轉(zhuǎn)速：　?。?-30）　　3.7.4 偏心力矩　?。?-31）</

69、p>　　3.7.5 激振力　?。?-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

70、：（一組軸承）　　該軸無軸向力，只有徑向力，單個軸承當量動載荷：　?。?-33）　　軸承壽命：　?。?-34）　　3

71、.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)：（符合設計要求）</

72、p>　　第4章　YZC3型振動壓路機傳動系統(tǒng)設計　　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　　注：＋＋：表示要求的性能很理想</p&

73、gt;　　＋：表示要求的性能較好　?。ǎ罕硎疽蟮男阅芸梢詽M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，是振動壓路機設計

74、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)。本設計擬采用全液壓傳動系統(tǒng)。　　本設計動力元件采用柴油發(fā)動機，發(fā)動

75、機輸出的動力主要傳動給三個驅(qū)動系統(tǒng)，即本設計的液壓傳動系統(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，下面分別進行設計與計算[15] [16]。需要說明的是，本設計中液壓系統(tǒng)主要元件均選用現(xiàn)有的國內(nèi)外成套產(chǎn)品，不作專門的元件設計。　　4.2 液壓行走系統(tǒng)設計　　4.2.1 液壓行走系統(tǒng)方案　　壓路機

76、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，本設計采用低速方案。　　本設計產(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。<p

77、>　　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

78、;　　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。　?。?）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：　?。?-1）　　其中<

79、/b>　?。?-2）　　兩馬達并聯(lián)取　?。?-3）　　（2）在地面上的最大功率：　　鋼/土地的附著系數(shù)取<

80、;/p>　　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

81、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：　?。?-5）　　（3）通過摩擦力兩驅(qū)動鋼輪傳遞的最大轉(zhuǎn)矩：　?。?/p>

82、4-6）　　其中，d為輪直徑d=700mm=0.7m，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MC

83、R05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

84、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</p

85、>　　持續(xù)壓力：p=25Mpa　　最大轉(zhuǎn)速：　　45Mpa時前后輪的最大轉(zhuǎn)矩：　?。?-7）　　根據(jù)以上計算可得：</p&g

86、t;　　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　?。?）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

87、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)

88、;　　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：　?。?-8）　　沿程壓力損失和局部壓力損失<b

89、>　　雷諾數(shù)：Re　?。?-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

90、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 2.92Kw （4-10）　　b.局部壓力損失

91、　　局部阻力系數(shù)：　　局部壓力損失：（4-11）　?。?）行走回路的功率損失　?。?-12）　?。?）馬達的功率損失　　平地最大功率輸出時：&l

92、t;/p>　　馬達總效率：即　?。?-13）　?。?）行走泵的功率損失：　　泵的總效率：　　泵的功率損失：<

93、;/b>　?。?-14）　?。?）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：　?。?/p>

94、4-15）　　4.3 液壓振動系統(tǒng)設計　　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

95、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。本設計是小型機，為獲得更好的工作性能，本設計采用后者

96、，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</

97、p>　　式中m—兩個振動輪質(zhì)量，初估m(xù)=1100kg　　A—振幅取A=0.55mm　　—修正系數(shù)，其值與頻率有關(guān)，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=110×0.55×10-3×8=4.84kw&

98、lt;p>　　4.3.3 振動液壓系統(tǒng)主要元件選型　　本設計中振動頻率為50Hz，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

99、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&l

100、t;p>　?。?）YZC3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

101、分量總量是與轉(zhuǎn)速無關(guān)而起作用。　?。?-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)： </p&

102、gt;　　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

103、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：

104、;　　2.15N.m　?。ǎ玻┱駝虞唽Φ孛娴闹C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：　?。?-1

105、7）　　當量折算力矩：　　（4-18）　　則8.6N.m　　馬達：　閥：　最大： 　?。?）馬達

106、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。　?。?）振動時的工作穩(wěn)定性（維持振動

107、所需的能量）　　經(jīng)驗公式：　?。?-20）　　參考Bomag技術(shù)測量數(shù)據(jù)：　?。?）振動時功率穩(wěn)定性　?。?）所需要的振動穩(wěn)定力矩

108、　　3.8+2.15=5.95N.m　?。?）振動所需要壓力差　　2×105kw　?。?）振動系統(tǒng)總功率　　振動所需總功率：

109、　3.36kw （4-21）　　考慮各方面的功率損失，取其效率　?。?-22） 　　4.4 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計　　4.4.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案確定

110、;　　本設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　?。?）油缸行程：由結(jié)構(gòu)設計確定

111、　　（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）　?。?）油缸內(nèi)徑確定<

112、;b>　　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<p&

113、gt;　?。?）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4-2

114、4，則有：　?。?）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)。<

115、;/p>　　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

116、的操縱壓力：　　（4-27）　?。?）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)&l

117、t;/b>　?。?）轉(zhuǎn)向時間　　轉(zhuǎn)向泵：， 　?。?-28）　　（4）轉(zhuǎn)向過程中最大功率效率　?。橛透仔谐蹋?/p>

118、（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。<p

119、>　　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　?。?）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：</p&

120、gt;　?、贌嵝矢摺⒂秃牡?，燃料經(jīng)濟性好，價格便宜，成本較低。　?、诠ぷ骺煽俊⒛途眯院?，無需點火系統(tǒng)，故障少，使用壽命長。　?、劭刹捎幂^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。<b&g

121、t;　　⑤防火安全性好。　　本設計選用久保田生產(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　本設計的特點　　在廣泛了解國內(nèi)

122、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上，本設計主要完成了總體方案設計與計算，總體參數(shù)計算確定，重點進行了傳動系統(tǒng)設計以及零件設計，并繪制了相關(guān)的圖紙，得出的結(jié)論如下：　?。ǎ保┍驹O計產(chǎn)品為３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)品中處于領先地位，主要用于高等級公路中瀝青混

123、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。　?。ǎ玻┍驹O計重點對傳動系統(tǒng)進行了研究設計與相關(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，有利于設計產(chǎn)品

124、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。　?。ǎ常┰谡麢C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

125、料特性、力學基礎、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）本設計中傳動系統(tǒng)的設計主要進行了泵、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

126、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計、制造進一步深入研究。　　（３）本設計產(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，而這些方面也是設計產(chǎn)品步入高端的重要因素，有待進

127、一步研究。　　參考文獻　　[1]尹繼瑤，世界技術(shù)革命與壓實機械的發(fā)展[J]，交通世界，2003.7　　[2]邢永東，淺析現(xiàn)代壓實機械的創(chuàng)新與發(fā)展[J]，山西交通科技，2003.10　　[3]尹繼瑤，從機械傳動單輪振動壓路機看中國壓實機

128、械市場的多重性[J]，建筑機械技術(shù)與管理，2005.11　　[4]周萼秋，現(xiàn)代壓實機械[M]，北京：人民交通出版社，2003 　　[5]田流等，現(xiàn)代高等級路面機械[M]，北京：人民交通出版社，2003　　[6]李自光，展朝勇,公路施工機械[M]．北京：人民交通出版社，2005<p&g

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