从安全角度考虑，滑移与倾翻都是整机失稳的标志，而倾翻则具有更大的危险性，因此整机必须做到既不滑移又不侧翻，至少做到滑移先于倾翻，这是分析和计算整机稳定性基础。稳定性工况分类对于压路机而言，由于结构和性能上的些特点，如般为前后铰接式车架左右结构基本对称工作速度较低等，给稳定性的分析和计算带来些方便。般工程机械在分析和计算稳定性时所要考虑的各种工况见表表各种工况考虑的稳定性平地静态稳定性最大转向角时行驶稳定性最大转向角时坡道纵向直线状态静态稳定性行驶稳定性最大转向角静态稳定性行驶稳定性横向直线状态静态稳定性重心在上时重心在下时行驶稳定性重心在上时重心在下时最大转向角静态稳定性重心在上时重心在下时行驶稳定性重心在上时重心在下时由于整机在临倾翻或滑移状态时般不承担工作载荷，因此关于工作状态下的稳定性未列入表中。表中带号的项目为整机较危险的工况，在进行稳定性分析和计算时要考虑。坡道纵向静态稳定性整机自重为的整机在坡道角为的纵坡道上静态受力示意图如图所示，为整机重心点，与两轮距离分别为重心垂直高度。,分别为两轮接地点线。,处两轮受有坡道的支承力和，其反力为。由于整机存在下滑趋势，因此两轮还受静摩擦力，其反力为。图纵坡道上静态受力示意图对整机，分别以和为中心列力矩平衡方程，可以求出式中表示两轮的静摩擦系数倾翻临界状态令，即式中表示临界倾翻角。滑移临界状态令所以式中表示临界滑移角。如前所述，为了防止翻车事故以确保安全，应满足，即，亦即综上所述，整机在纵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。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，即滑移临界状态由于令，即得所以同样地，令综上所述，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。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。有时按这些结构参数计算出的失稳条件滑移角倾翻角在理论上根本不能实现，或远大于整机最大设计爬坡能力理论。.分析整机在横向坡道上的行走稳定性时，还应考虑作用在行走机构上的牵引力。实际上，整机在坡道上横向行走时有切向牵引力输出，以阻止整机下行，在此情况下，侧向附着力将降低。.整机的动态稳定性受其它随机因素的影响，惯性力的产生会降低车辆原有的静态稳定性，不该滑移时滑移，不该翻车时翻车。而且操作人员的驾驶水平和机器的使用条件，对整机的稳定性也有很大影响。因此，为了防止整机失稳，避免翻车事故，提高驾驶水平更具有现实意义。压路机稳定性计算分析振动压路机车架结构为铰接式，为双钢轮双驱动形式，其结构参数如下表所列。表参数结构整机质量单轮宽度后轮轮距重心厚度重心距后轮重心距前轮重心左右偏移量爬坡能力设计值整机在良好沥青路面上的滚动阻力系数等见下表所列。表沥青路面上的滚动阻力系数工况对象良好沥青路面钢轮将两表中的数据代入上述公式，即可得出各种状态下的临界角。稳定性计算结果分析说明.对坡道横向静态稳定性，表中所列指前后钢轮与地面的静摩擦系数，由于本机前后均为钢轮，故。.重心左右偏移量只影响横向倾翻角，不影响滑移临界角。计算结果表明，振动压路机设计取值是合理可行的。.减振系统设计与计算本设计采用橡胶减振方式。选用丁腈橡胶，其有良好的耐油性和较大的阻尼。由经验公式，减振系统总刚度为式中压路机的上车当量质量，压路机的振动频率则.振动参数的设计计算振动轴偏心质量和偏心距的计算偏心块厚度偏心块偏心质量偏心块偏心质量偏心距振幅计算振动轮质量偏心质量偏心距振幅振动频率计算泵的流量马达转速偏心力矩激振力振动轴承的选型及寿命选用轴承，润滑油润滑，已知数据转速，径向力组轴承该轴无轴向力，只有径向力，单个轴承当量动载荷轴承寿命联轴器的选择为保证马达轴与振动轴的正确传动及同心度问题，需要可调节同心度的弹性联轴器，选用简单弹性柱销联轴器。参数弹性体强度振动轴冷起动转矩起振瞬间压力储备系数符合设计要求第章型振动压路机传动系统设计.传动形式的确定常见的振动压路机传动系统可分为机械传动液力传动和液压传动。其比较如表表常见的振动压路机传动系比较要求机械传动液力传动液压传动无级变化速度不同滚动阻力时不变的压实速度无级改变牵引力在两个行驶方式重复调节速度无冲击的换向无冲击的启动简单的单手柄操作加速限制可调节传动机械元件的配置可自由移动功率简单地分配在几个使用部分上全部滚轮驱动在个大的速度范围内有最佳的效率内燃机环境静化和最佳的功率调节制度或加速时几乎无损注表示要求的性能很理想表示要求的性能较好表示要求的性能可以满足表示要求的性能不理想如表所示，相比而言，液压传动有装置重量轻，体积紧凑，易于实现无级调速和调频，传动冲击小和闭锁制动功率损失小，易于功率分流，方便整机布置，操纵控制方便，易于实现自动化等优点，是振动压路机设计中比较理想的传动方式。液压传动系统也有些缺点，如容易产生泄漏，污染环境因泄漏和弹性变形大，不易做到精确的定比传动系统内若混入空气，会引起噪声和振动等。这些缺点均与液压元件的可靠性相关，随着液压技术的不断发展和液压元件可靠性的不断提高，振动压路机的传动系统已逐渐采用全液压传动技术。本设计拟采用全液压传动系统。本设计动力元件采用柴油发动机，发动机输出的动力主要传动给三个驱动系统，即本设计的液压传动系统由三个部分液压行走系统液压振动系统和液压转向系统组成，下面分别进行设计与计算。需要说明的是，本设计中液压系统主要元件均选用现有的国内外成套产品，不作专门的元件设计。.液压行走系统设计液压行走系统方案压路机行走系统采用容积调速方案，且选用闭式容积调速系统较为合理。闭式系统分为高速方案和低速方案两种，其中低速方案结构简单，且容易布置，用于小型机更能体现其优势，仅成本比高速方案略高，本设计采用低速方案。本设计产品要求两个钢轮同时驱动，拟采用行走变量泵行走变量马达组成，系统中两个行走马达并联连接，因此，泵控系统内必须具备补油泵和补油溢流阀，以及冷却系统需要的梭阀。系统中两个行走马达并联连接，由左端振动补油泵供给马达减速器输出轴制动缸制动油，并由两位三通电磁阀控制。考虑到压路机故障时便于拖动，设有手动泵，主要用于停车时松开制动。为方便实现无级调速，满足压路机的压实作业工况，设有行走泵手动伺服阀以控制行走驱动马达的方向与转速。为实现紧急行走制动，设有液压伺服阀，并辅以机械制动。行走系统功率计算通过两个钢轮对地面附着力求得的功率作为压路机的最大行走功率。在地面上的最大功率计算公式两钢轮直径相同，且均为驱动轮，两个行走马达并联，最大功率为两钢轮功率之和，则其中两马达并联取在地面上的最大功率钢土地的附着系数取整机重量取振动时的行走速度为工作速度，将数据代入式中，得带振动时，则其中，前轮最大可传递的行走功率后轮最大可传递的行走功率根据经验，行走装置的总效率为，则行走装置的所属总功率为通过摩擦力两驱动钢轮传递的最大转矩其中，为轮直径.，代入式中得液压行走系统元件的选型由以上计算可知，行走系统总功率为，两轮最大转矩为，结合国内外现有同类产品技术，初选参数型号，并留有足够的储备系数，般储备系