单轮振动压路机技术性能参数计算 连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 图 1 压路机液压驱动系统示意图 图 2 液压传动的 !#- 曲线 现在许多工程机械的行走驱动都开始使用液压传动 装置。 振动压路机与其它工程机械不同的是,压路机的压 实作业性能就是以其行走状态实现的,压路机的行走有使 用振动压实、不使用振动压实、行驶转移及坡道试验四种 工况。 这就从另一方面代表着,压路机的牵引性能不仅是其行走能力 的体现,而且更是其工作上的能力和工作质量的重要表征。 1 闭式液压传动系统的动力匹配 对于液压传动行走压路机,可以简化为图 1...

  连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 图 1 压路机液压驱动系统示意图 图 2 液压传动的 !#- 曲线 现在许多工程机械的行走驱动都开始使用液压传动 装置。 振动压路机与其它工程机械不同的是,压路机的压 实作业性能就是以其行走状态实现的,压路机的行走有使 用振动压实、不使用振动压实、行驶转移及坡道试验四种 工况。 这就从另一方面代表着,压路机的牵引性能不仅是其行走能力 的体现,而且更是其工作上的能力和工作质量的重要表征。 1 闭式液压传动系统的动力匹配 对于液压传动行走压路机,可以简化为图 1 的传动系 统,其牵引特性通常有如图 2 所示的 !!_ 曲线,图中水平 坐标 为压路机的走路的速度, 垂直坐标 !!为压路机的牵 引力。 图中的曲线 # 表示未考虑传动系统功率损失时, !!$%!,%!为牵引功率;曲线 &表示考虑传动系统功率损 失时,!!$%!!,!为系统的传动效率;水平线%处的极限 取决于液压系统安全阀的最大许用释放压力 , 即短时间 内(如几秒钟)的许用峰值压力;水平线 & 处的极限取决 于液压系统的连续工作所承受的压力,也就是系统持续工作的最低 安全压力; 垂直线’处的极限取决于压路机的最高行驶 速度,而这个最高行驶速度又取决于驱动泵的转速、泵和 马达的排量及其容积效率。 很显然,曲线 # 和 & 都各为一 ---全液压单轮振动压路机的动力匹配与牵引特性 徐州海威工程机械有限公司 尹继瑶 单轮振动压路机技术性能参数计算 !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!! ! ! ! ! ! !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!! ! ! ! ! ! ! 摘 要:全液压单轮振动压路机的牵引特性与其发动机、液压系统及机械系统有关系。正确 地匹配发动机与液压-物理运动系统,既要实现良好的技术性能,又能节省资源,这是压路机制 造商和用户所共同关注的。 压路机的牵引力与行驶速度既是发动机与传动系工作参数的

  , 也是系统传动效率的函数,并且还受到压轮附着能力的限制。为了寻求压路机的最佳牵引条件, 应注意适当地调整一些有关的结构参数与传动参数。 关键词:振动压路机 牵引特性 动力匹配 ((- - 连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 图 3 泵斜盘角、压力差及输出功率与马达转速的关系 条准双曲线。 假如选择一种较大动力的发动机而转速不变, 就将得到图 2b的 !!_ 曲线图。 由于发动机的功率 增大了,其曲线 # 和 $ 向右移动(相对于图 2a),而 液压系统的极限压力并没改变,所以水平线%和 & 也不会改变。 但由于发动机动力的变化,影响了 液压系统的容积效率,所以垂直线 ’ 稍有变化(左 移一点点)。 另一种情况是选择一种较小动力的发动机而转 速不变,将得到图 2(的 !!_曲线图。 该图中的曲线 % 和 & 向左移动(相对于图 2a),与上相同的道理, 水平线) 和*也不会改变,而垂直线+稍有变化 (右移一点点)。 比较一下这三种匹配

  的 !!_ 曲线,能够看 到在整个速度范围内,图 2b中的发动机都能实现压 路机的最大牵引力。 实际上这种工况并不总是很需 要的,一般牵引力最大时并不使用其最高行驶速度, 譬如说能在 ,-2 的速度范围内使用到极限 . 的牵 引力就足够了。 这就意味着图 2b 中所匹配的发动 机功率太大了, 可完全改用较低动力的发动机。 如果是水平线 / 给出的极限值不足以满足压路机 的牵引力需求, 那就应该选用较高许用压力的液压 系统。 这时要注意到, 改变泵和马达可能会影响传 动系统的传动比和传动效率。 图 2( 的 !!_ 曲线表示在整个速度范围内压路 机的牵引力都是比较低的, 压路机只有在很小的行 走速度时才能有足够的牵引力。 如果压路机在高速 时那样小的牵引力都能满足压路机行走的需要,那 么在低速行走时能需要那样大的牵引力吗? 其实不 需要。这说明是发动机的动力选小了,要不就是液压 系统的许用压力并不需要那样高。 通过上面的分析,可以断定的是图 2a 那样的匹 配关系比较合理。 当然,这里并没有说图 2b或图 2( 所示的匹配绝对错误, 而只是说在某种程度上浪费 了资源。 振动压路机行走液压系统是由变量柱塞泵和柱 塞马达组成的闭式回路, 调速是通过调节泵的斜盘 倾角实现的。 液压系统匹配时一个不可忽略的问

  是传动效率的取值。在各种工况条件下,液压系统总 的传动效率 !是: !0!#$·!#%·!&$·!&% (,) 式中:!#$ 、!#%－－－泵的机械效率和容积效率 !&$ 、!&%－－－马达的机械效率和容积效率 此种液压系统的的机械效率和容积效率取决于 系统的压力差 !’(也等于泵及马达的压力差)、泵的 转速 (#、马达的转速 (& ,以及泵的斜盘倾角 # (定 量马达的斜盘倾角 &0,), 而斜盘倾角 #和压力差 !’又是转速 (# 、(& 的函数。为了液压系统传动效率 取值的需要, 应该先来设法了解在没有功率损失的 情况下,这些参数之间的函数关系。 此时可知: !’0 )##·*#·(# (&+#·(#·*#*& ! # # # ## # # # ## $ (2) 式中:)#－－－液压泵的功率 *# 、*&－－－液压泵和马达的排量 液压系统在发挥最大功率 )#1a23时,有一个调速 范围, 这个范围的大小象征着发动机能发挥最大功 率的范围。 在此调速范围内, 有与最大牵引力时马 达的转速 (&’相对应的泵斜盘倾角 #’ 和系统额定 压力差 !’1a2 及马达最高转速 (&1a20*#(#-*& 相对应 的压力差 !’(1a23和泵斜盘倾角 #1a20,, 由此可以得 出下列计算式并作成图 4所示的曲线－ － 连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 图 4 单位振动压路机全轮驱动液压系统 !P= NPm$%Δpm$%qPnP Δp#m$%= NPm$%qPnP n$=!PnP qPq$ ! # # # # # # # # # # # # # # # # $ (&) 在 !P为 ’(!P的调速范围内,可利用式())的函 数关系及泵和马达的效率曲线图来确定在各种工况 的机械效率和容积效率, 并计算出相应的系统压力 和马达转速值。 然后再计算压路机行走的牵引力和 速度,并做出 ’%()曲线图。 *++++单桥驱动单轮振动压路机的牵引特性 单桥驱动单轮振动压路机的液压传动系统如图 ’ 所示, 在系统之后设置了驱动桥作为减速增扭装 置。 在不考虑液压系统的传动效率的情况下 ,可以 用下式估算 !P、Δp#m$%(,P$)和 n$(-.m/0)。 !P= N%Δpm$%qPnP 1’2&342 Δp#m$%= N%qPnP 5’2&642+ n$= !PqPnPq$ ! # # # # # # # # # # # # # # # # $ (7) 式中:N% －－－压路机的行走驱动功率(89) nP－－－驱动泵转速(-.m/0) 在计入液压系统的传动效率时, 压路机的行走 速度 )(&’())和牵引力 *%()分别为: )+ !PqPnPq$ ·*,+-+ ·P,$,:’2;&

  2&?4 ! # # # ## # # # ## $ 2 (-) 式中:-+、+－－－马达到驱动轮的传动比与传动效率 ,+－－－驱动轮的动力半径(’) 按油泵的转速 nP 与斜盘倾角!P 及由式(*)计算 出#p、n$ , 再利用泵和马达的效率曲线及式 (-)计 算,可做成表格和牵引特性曲线图。 . 全轮驱动单轮振动压路机的牵引特性 图 /是典型的全轮驱动单轮振动压路机行走驱 动系统, 设有驱动桥和振动轮减速器作为机械传动 装置, 液压系统由一台变量柱塞泵和两个柱塞马达 组成, 分别驱动前后轮行走。 由于两个马达的流量 之和等于泵的总流量, 两个驱动轮的驱动力之和等 于压路机的总驱动力 *%(),两个驱动轮的速度 ) (&’())相等,则有方程式: /P+/00/+ *%+*0@*+ % (4) 式中:/P－－－驱动泵的总流量(A.m/0) /P=!PqPnPP,B

  2;& /0－－－前轮马达的流量(A.m/0) /0 =q0n0;

  0,C

  2;& /+－－－后轮马达的流量(A.m/0) /+ =q+n+12+,D

  2;& *0－－－前轮驱动力(E) *0=ΔpqF34,0G;

  -0P’0’0 *+－－－后轮驱动力(E) *+=ΔpqH34,0G;

  -+P’+’+ Δp－－－液压系统的压力差(,P$) Δp=.%I!PqPnPG;’J

  2

  n0－－－前轮马达转速(-.m/0) n0=)-034,FG;

  2

  n+－－－后轮马达转速(-.m/0) +++++n+=)-+34,HG;

  2

  解上述方程组(4)可得: )= !PqPnP·4,+q+-+ ·P,+,(

  P1,);

  2;&R42 *%= N%q+-+!PqPnP·4,+ ·+P’+’(

  P1’)S

  2&T4 ! # # # ## # # # ## $ 2 (U) 式中:1’－－－振动轮机械效率系数, 1’= q0-00’0q+-++’+ ·,+,0 1,－－－振动轮容积效率系数, 1,= q0-0q+-+ ·+,,+ 0,,0 qP、q0、q+－－－驱动泵与前后轮马达排量(mA.-) P’、0’、+’ －－－驱动泵与前后轮马达机械效率 PV、0,、+, －－－驱动泵与前后轮马达容积效率 -0、-+ －－－前轮与后轮的机械传动比 0、+－－－前轮与后轮的机械传动效率 ,0、,+－－－前轮与后轮的动力半径(m) 4W－ － 连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 工况 参数 10 t 12 t 14 t 16 t 18 t 20 t 22 t 备注 有关 原始 数据 压路机工作质量 !( t) 10.6 12.4 14.7 16.8 18.1 20.1 22.5 振动轮分配质量 !a ( t) 5.4 7.2 9 10.7 12 13.4 15.1 有振行走驱动功率( k2) 64.1 53.8 59.3 80.7 77.3 74.3 69 无振行走驱动功率( k2) 89.7 88.2 102.9 127 127 126.4 125.6 3挡 有振 行走 驱动 最大牵引力 45a6( k7) 45.2 45.04 52.79 67.55 89 88.07 87.64 极限速度 #7( k589) 3.02 2.42 2.27 2.59 1.74 1.67 1.54 最高行驶速度 #5a6( k589) 5.94 6.02 5.22 4.23 4.37 4.37 4.37 极限牵引力 :( k7) 25.5 21.18 26.94 44.29 41.68 40.06 37.2 ;挡 无振 行走 驱动 最大牵引力 45a6( k7) 45.38 45.38 53.05 67.48 89.99 89.99 89.99 极限速度 #7( k589) 4.44 4.37 4.39 4.03 3.14 3.13 3.11 5.68 4.8 4.03 4.09 4.09 4.09 36.19 35.58 48.25 67.48 70.29 69.96 69.52 最大附着力

  0.65 ?挡 无振 行走 驱动 最大牵引力 45a6( k7) 20.92 20.92 21.92 22.52 32.2 32.2 32.2 极限速度 #7( k589) 9.43 9.27 10.58 11.92 8.78 8.78 8.68 最高行驶速度 #5a6( k589) 11.74 11.74 11.55 11.92 11.18 11.18 11.18 极限牵引力 :( k7) 16.97 16.69 20.07 22.52 25.56 25.44 25.28 5.68最高行驶速度 #5a6( k589) 极限牵引力 :( k7) 表 1 全液压系列单轮振动压路机的牵引特性数据 图 5 12 t 压路机牵引特性曲线 t 压路机牵引特性曲线 t 压路机牵引特性曲线 在不考虑液压系统的传动效率时,应用式(8)估 算发动机最大驱动功率及最高系统压力时的油泵斜 盘倾角 !P ,在 !P

  1@!P的调速范围内按式(9)估算 系统的工作压力差 Δ$及前后轮马达转速 %#、%$。 !P

  &%Δ$&’(·’P%P A103B60 (8) Δ$

  &%!P’P%P C103D60 %#

  !P’P%P’# E1F 1( G H1 %$

  !P’P%P’$ I1F(JH ! # # # # # # # # # # # # # # # # $ 1 (9) 式中:Δ$&’( －－－液压系统的最大工作压力差(KLa) (－－－振动轮的速比系数,() ’#*#+,’$*$+# 在计入液压系统的传动效率时, 按油泵转速 %L 及 !P、Δ$、%#、%$ 利用泵与马达的效率曲线) 可计算出压路机的走路的速度 # 与 % 。 10@22 t 单轮 振动压路机的牵引特性数据列入表 1, 并做出三个 典型产品的牵引特性曲线。 当 !P

  !P 时有最大牵引力 %&’( 与速度 #,当 !P

  1 时有最高速度 #5a6 与极限牵引力 )5a6。 压路机 在使用大振幅、小振幅工作及无振动行驶时,具有不 同的功率用于驱动行走,所以可作出三条牵引曲线。 其中三种工况的水平线与垂直线部分相差甚微,但 准双曲线 压路机附着力对牵引特性的影响 由动力决定的压路机最大牵引力必须用驱动轮 的附着条件检验, 即总附着力 M应大于或等于压 69－ － 连 载 论 文 连 载 论 文 2006(7) 路机的最大牵引力 P! ,写成关系 P!!P!。 压路机在平道运行时, 可以求得其后轮的附着 力 P#$与前轮的附着力 P%& $分别为 :P’#( )#、 P*&( #+&。 式中 为驱动轮胎的分配载荷, $为振 动轮的分配载荷,,#$为后轮(轮胎)的附着系数,-& 为前轮(振动轮)的附着系数。 对于全轮驱动单轮振动压路机, 其前后轮的动 力半径、附着系数及传动比、传动效率是不相等的, 压路机的最大驱动力取决于首先打滑的那个驱动 轮。 某一驱动轮一旦打滑空转, 另一个驱动轮便失 去了驱动作用。 要确定究竟是哪一个驱动轮可能先 滑转, 在此以两个轮的附着力为条件倒推出两个液 压系统的虚拟压力差 Δp#和 Δp&$, 若 Δp#%Δp&$后轮 必先滑转,若 Δp#&Δp&$前轮必先滑转。用附着力倒推 出的后轮传动与前轮传动的虚拟压力差分别为 : Δp#(P.# ·’ r/$ 0 1q/i/!/2!/3、Δp&(P4& ·’ r56 1q5i5!52!53。 压路机后轮先滑转时,其总附着力 P7取 决于后轮的附着能力,则 P8( ·9#1#:C(3 ()*) 压路机前轮先滑转时,其总附着力 P;取决于前 轮的附着能力,则 P

  #( 3 (##) 压实土壤时可取?#(@AB@、C 公路行驶 时可取E#(@ABF、G&(@ADF。 任何超越附着力的牵引 力都是不能实现的, 因此应该用附着力对压路机的 牵引特性曲线加以校正(见图 B中的水平虚线)。 从图 FH 图 I 的牵引特性曲线图可见:#&$J 压路 机动力匹配是合理的,符合图 &K 的

  要求,并且 能充分利用压路机的附着力;#B$J 压路机的动力匹 配状况与图 &L 相似,发动机功率大,且没能利用好 压轮的附着能力, 压路机的实际驱动力仅利用了 IMN;&&OJ 压路机的发动机功率不足, 如图 &P 的情 况,只有在很低的碾压速度时才能达到最大牵引力, 在正常碾压速度范围内的牵引力都比较低;#BH&&$J 范围内 D种规格压路机的Q档最高速度太低, 应该 达到 F$R26S以便于作小振幅或无振动压实。 在新产品设计时, 应先根据压路机的规格预选 发动机及液压+机械系统传动元件, 确定发动机用 于行走驱动的功率 NT及油泵的转速 nU, 按上述文 中提供的程序计算并作成牵引特性曲线图。 合理的 动力匹配应是发动机的输出功率满足压路机计算功 率的需要(见文献 V),最大牵引力 PT2KW接近但不超 过压路机的附着力 PX, 极限速度 vY(&AFHV$R26S,最 高碾压速度达到 FHB$R26S,压路机无振行驶最高速 度 v2KW(##H#&$R26S。 如果未达到上述要求或发动机 功率过剩,应适当调整相关参数重新计算。 对于现有的全液压单轮振动压路机, 调整压路 机的结构参数与传动参数, 可以达到充分利用附着 力的目的。 提高液压全轮驱动压路机附着能力最简 单的方法就是增加先行滑转那个轮的附着重量,即 改变前后轮的重量分配比例 W$,W, 最前沿的方法 是借助电子控制随机调整前后驱动马达的排量比 q-,q. 。 前者即是那些号称沙漠型振动压路机的结 构原理,后者即是所谓防滑转自动控制系统的工 作原理。 (待续) 参考文献 [#] 尹继瑶A$ 压路机设计与应用Z[\A$ 北京:机械工业出 版社,&@@@A [&] 尹继瑶 A$ 单轮振动压路机的传动系统及液压系统 Z]\A$ 工程机械,&@@B(F):BD

  BIA [V] 尹继瑶 A$ 单轮振动压路机的传动效率与计算功率 Z]\A$ 工程机械,&@@B(B):I#

  IFA [D] TK^_‘‘abAO 牵引力与爬坡能力的图解说明 Z[\AO cdbKeKP 技术报告,#fIfA 通信地址:徐州市杏山子工业园 海威公司(221148) (收稿日期:&@@F

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  #D) !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! O O 近期, 山推股份公司 gc&& 和 gc#B 两台推土机 产品通过了国家工程机械质量监督检验中心的验收, 顺利地通过了hi认证,完全具备了出口欧洲市场的 条件,增加了同国际先进产品竞争的砝码。 随着山推 推土机产品出口数量的逐年递增,为了使产品能够进 一步打入欧洲市场 ,提高产品国际竞争能力 ,结合进 出口公司反馈的信息,公司对部分主导的推土机产品 进行全新设计, 共对 B 种机型,&& 个品种的 V@@ 多个 部件进行了全新设计和改进 ,并使防翻滚架等部件一 次性通过了吉林大学的性能试验 ;同时 ,编写了各种 技术文件和

  #OF@@ 多页, 顺利地完成了全部图纸 设计工作和文件编制工作 ,并移交制造部门 ,进行了 gc&& 和 gc#B 两台样机的试制。 通过hi认证,为山 推产品进军欧洲和美国等市场奠定了良好的基础。 (崔保运 李春生) 山推产品顺利通过hi认证 I@－ － 小型压路机的驱动系统的国内现状小型压路机的驱动系统的国内现状小型压路机的驱动系统的国内现状小型压路机的驱动系统的国内现状 1）国内多为机械式驱动，通过皮带轮或者链轮减速把动力传递到钢轮，驱动钢轮行走。 •优点：成本低； •缺点： 1、走路的速度的改变依靠控制油门，不能实现额定功率处（固定油门）的无级变速； 2、压路机的前进和后退换向不便 3、以上的两点缺点使得路面的压实效果不好，无法发挥小压路机在灵活小区域的自由换向和转向 的优点 2）由于液压系统布置方便，最近五年驱动系统逐渐向液压系统过渡，出现了开式系统的驱动： 由齿轮泵、方向控制阀，溢流阀和摆线马达等开式系统元件组成的驱动系统 •优点：驱动系统元件连接方便，车辆前进后退换向方便； •缺点： 1、名义上的液压驱动，方向阀基本只能控制车辆行走的换向不能控制车速的无级变化，而行走速 度的改变依然是依靠控制油门，不能够实现无级变速； 2、压路机在低速工作状态下，开式系统功率浪费严重，液压系统发热量大 3、本身系统无法完成制动，特别是下坡状态下会无控制溜坡 4、仍然使得路面的压实效果不好，没办法发挥小压路机在灵活小区域的自由换向和转向的优点 3）国内一些理念先进的公司仿照日本 20年前的压路机产品使用了无级变速器产品（静液压泵和马 达一体式的产品）：闭式柱塞泵和马达在同一个壳体内，稳定的输入转速下，控制手柄实现变速器输 出轴转速的双向无级变化。（日本 TUFFTORQ达飞拓一体式 HST） •优点： 1、车辆前进后退换向方便，能轻松实现线、常规使用的寿命内元件基本不要维护，客户安装便捷，管路在壳体内部，基本无泄漏问题发生 4）国内及少数出口型企业，由于国外市场的需求，使用分体式的静液压泵、马达系统组成压路机的 驱动系统（现在全球小型压路机 95％以上的产品都在分体式的静液压泵、马达系统）闭式柱塞泵和 发动相联接，马达与驱动钢轮相联接，之间用油管连接，这是一个标准的分体式闭式系统驱动（日本 TUFFTORQ达飞拓分体式 HST—KPL-10泵） •优点： 1、车辆前进后退换向方便，可以双向无级变速； 2、驱动系统极具柔性，客户能根据不同的车辆参数而配置不同的泵和马达 3、系统的布置和连接都很方便 •缺点： 1、国内的元件供应商很少，而售价却很高； 2、管路接头质量不好的情况下易产生漏油 设计对策：高性价比的 TUFFTORQ达飞拓 KPL-10闭式变量柱塞泵+与伊顿联合为小型压路机 开发的 125CC/rev摆线马达+专业设计的搞精度过滤器+伊顿 Aeroquip胶管+伊顿Winner。 日本 TUFFTORQ达飞拓中国联络处 郑烟挺：

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  2019-2020学年上学期高二第二次月考精编仿真金卷语文（B卷） 学生版

  专业 姓名 档案去向 时间 工商管理 于灿丽 军事经济学院 2006年7月4日

  巴林银行破产启示录 1995年2月27日，国际银行界传出一条举世震惊的消息

  【2020春新版】部编版四年级下册语文《习作：我学会了_________》ppt优质课件

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