1、目錄摘要1關(guān)鍵詞11 前言 11.1壓路機發(fā)展歷史11.2.21.2 壓路機發(fā)展趨勢 31.3 本次設(shè)計主要任務(wù) 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 工作原理 43 振動輪設(shè)計 53.1 調(diào)幅裝置與激振力和振幅調(diào)節(jié) 53.2 偏心塊的設(shè)計計算 63.3 振動軸承的選擇 9. . . . . . . . . . . . 1 0. . . . . . . . . . 1 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 3. . . . . . . . . . . . . . . . . 1 53.4 擋銷

2、的選擇與校核 174 振動功率的計算 184. 1維持振動所需功率 194.2 克服軸承摩擦所需功率 194.3 偏心塊旋轉(zhuǎn)起動加速所需的功率 195 橡膠減振器 205.1 橡膠減振器的選擇 205.2減振器的剛度校核 216 轉(zhuǎn)向液壓缸的設(shè)計計算 226.1 液壓缸主要尺寸的確定 23 2 32324246.2 液壓缸工作行程的確定 256.3 最小導向長度的確定 256.4 缸體長度的確定 266.5 液壓缸結(jié)構(gòu)確定 26262 76.6 液壓缸的校核 2727287 總結(jié)8 參考文獻9 致謝18T單鋼輪全液壓振動壓路機工作執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計學生：喻岳斌指導老師：全臘珍（湖南農(nóng)業(yè)大學工學院，長

3、沙 410128 ）摘要：20 世紀 90 年代末以來，我國工程機械行業(yè)發(fā)展迅猛，取得了前所未有的 成果，工程機械行業(yè)已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟發(fā)展的重要行業(yè)。面對難得的歷史機 遇，我國基礎(chǔ)施工正經(jīng)歷著一場新技術(shù)新工藝的革命，傳統(tǒng)振動壓路機設(shè)備技術(shù) 已經(jīng)不能社會發(fā)展要求，將逐漸被先進的振動壓路機設(shè)備技術(shù)所代替。論文中對 18t 單鋼輪振動壓路機進行了初步設(shè)計計算，確定其基本參數(shù)，并重 點對其執(zhí)行機構(gòu)偏心輪進行了重點設(shè)計計算，液壓控制部分原理圖，以及各個 元器件也做了相應(yīng)設(shè)計。關(guān)鍵詞 ：振動壓路機、執(zhí)行機構(gòu)、偏心輪、液壓18T single steel wheel hydraulic vibrator

4、y roller mechanism design workexecutionStudent: Yu YuebinTeacher: Quan lazhen(college of engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)Since the late nineteen ninties, China Construction machinery industry is developing rapidly, has hitherto unknown results, engineering machiner

5、y industry has become an important industry in China's economic development. Facing a rare historical opportunity, infrastructure construction in China is experiencing a new technology revolution, the traditional vibration equipment technology road machine is not the requirement of social develo

6、pment, it will gradually be advanced vibratory roller equipment technology replaced.Based on the 18t single drum vibratory roller has carried on the preliminary design, determine the basic parameters, and put the emphasis on the key calculation of its execution mechanism, eccentric wheel, hydraulic

7、control principle diagram, and the various components are also made corresponding calculation.Keywords: vibration road roller, execution mechanism, an eccentric wheel, hydraulic1 前言1.1 壓路機發(fā)展歷史1.1.1 壓路機的起源壓路機作為強化工程結(jié)構(gòu)物的基礎(chǔ)，堤壩及路面鋪裝層的主要手段，早已為工程建 設(shè)專家們所熟知合應(yīng)用。早期的壓實技術(shù)可以說是仿生學。遠古時代，先輩們就曾利用牛羊畜群的蹄子對土 壤進行踩踏。而輪胎的柔

8、性壓實特性合減震理論的應(yīng)用則完全來自人們自發(fā)的研究成果， 牛頓力學為壓實機械與施工對象相互作用的研究提供了條件，現(xiàn)代力學則為機械振動的 應(yīng)用和控制奠定了理論基礎(chǔ)。1.1.2 國際壓路機的發(fā)展史壓路機作為最早的路面壓實機械，經(jīng)歷了漫長的發(fā)展和演變。早期出現(xiàn)的壓路機都 是拖式，可以追溯到 18 世紀初制造的畜力牽引的光輪碾。至于用圓石制成的石碾，則可 以追溯到中國更古老的年代，我們祖先一千年以前就用人力或者畜力拖動石碾，它是最 早壓路機的雛形。19 世紀的工業(yè)革命席卷西方，歐洲最早做出了蒸汽機拖動的拖拉機。隨后在 1982 年就制成了以蒸汽機為動力的自行式三輪壓路機，并于 1865 年投產(chǎn)，美國是

9、最早開展土 壤壓實理論及其方法研究的國家， 20 世紀初，他們的一些研究機構(gòu)對道路的沉陷級其他 一些結(jié)構(gòu)缺陷進行了研究，并且從理論和實踐上都提出了方案。同時負責修建水壩、軍 用機場的美國工程兵合負責灌溉的工程的聯(lián)邦墾務(wù)所也對土壤壓實進行了研究。在此期 間美國的工程師們開發(fā)成功研制了世界第一臺羊拖式羊足碾壓路機。當內(nèi)燃機剛出現(xiàn)時，美國人就敏銳地察覺到蒸汽機不適合壓路機，他們與 1919 年 制成了以內(nèi)燃機為動力的壓路機。一個偶然的機會工程師們在填土工地上觀察了汽車輪 子的壓痕，并根據(jù)此原理于 1940 年制成了輪胎壓路機。以上都是靜壓式壓路機，而振動壓實技術(shù)和振動壓實機械的出現(xiàn)是壓路機發(fā)展史一

10、個劃時代的貢獻，從此改善壓實效果不再簡單地以來壓路機重量或者壓實壓力，同時將 振動方式合振動參數(shù)研究推向了高峰。20 世紀 30 年代，德國在修建公路網(wǎng)時使用了由勞森公司首創(chuàng)的一臺拖動級牽引的1.5t 振動平板壓實機和一臺 25t 的推土機式振動壓路機。 但真正大量投放市場的是在 50 年代初。早期的壓路機噸位都很小，并且品種少，總體性能價差。20 世紀 70 年代是壓實機械發(fā)展史上的一個重要變革， 是迅速二普遍地推廣應(yīng)用了靜 液壓傳動和電業(yè)控制技術(shù)；到 70 年代末，在壓路機特別是振動壓路機上，機械傳動在國 外大多數(shù)被液壓傳動所代替。 隨著電液控制技術(shù)在振動壓路機的應(yīng)用， 從此出現(xiàn)了調(diào)頻、

11、調(diào)幅的壓路機。為壓實工作參數(shù)合隨機監(jiān)控創(chuàng)造了條件。目前壓實機械比較先進的國家有德國、美國、日本、瑞典等1.1.3 國內(nèi)壓路機的發(fā)展史及發(fā)展現(xiàn)狀1961 年西安公路交通學院與西安筑路機械廠聯(lián)合開發(fā)的 3t 自行式振動壓路機是國 內(nèi)振動壓路機的起點。 1964 年洛陽建筑機械廠研制出 4.5t 振動壓路機。 1974 年洛陽建 筑機械廠與長沙建筑機械研究所合作開發(fā)了 10t 輪胎驅(qū)動振動壓路機和 14t 拖式振動壓 路機。80 年代中期我國開始引進國外先進的壓路機制造技術(shù)。 1985年溫州冶金機械廠研 制了 19t 振動壓路機。 1999 年三一重工集團有限公司引進國內(nèi)外先進技術(shù)，開發(fā)研制了YZ系

12、列振動壓路機，采用全液壓控制，型號有 YZ16G 18T單鋼輪全液壓C YZ20等。20 世紀 80年代后期，隨著基礎(chǔ)工業(yè)元件的發(fā)展， 特別是液壓泵、液壓馬達、振動輪用軸承、 橡膠減振器的引進生產(chǎn)，使振動壓路機技術(shù)總體水平和可靠性有了很大的提高。國內(nèi)大 專院校和科研院所的科研攻關(guān)，使我國自行開發(fā)和研制振動壓路機的能力有了較大的提 高。 1998年中國農(nóng)業(yè)大學開發(fā)研制的混沌振動壓路機， 1990年西安公路大學與徐州工程 機械廠共同開發(fā)的 10t 振蕩壓路機，都標志著我國振動壓路機科研和產(chǎn)品開發(fā)達到了新 的水平。我國壓路機的理論研究和產(chǎn)品自主研發(fā)起步較晚， 整體技術(shù)狀態(tài)與國際先進水平仍然 存在較大

13、差距，主要表現(xiàn)在產(chǎn)品系列不完整，超重型振動壓路機生產(chǎn)數(shù)量仍然較少。專 用壓實設(shè)備匱乏，綜合性能、經(jīng)濟指標及自動控制技術(shù)仍然落后。近年來，國內(nèi)壓路機主要生產(chǎn)企業(yè)逐漸具備開發(fā)和研究生產(chǎn)高技術(shù)水平全液壓振動 壓路機的能力，廣泛采用進口發(fā)動機、閉式液壓系統(tǒng)、震動軸承、橡膠減震塊等，使得 產(chǎn)品可靠性、耐用性等方面有了很大的提高；并且通過對引進技術(shù)的消化和吸收，在智 能化、新壓實型原理和技術(shù)、GPS術(shù)和壓實技術(shù)應(yīng)用軟件等方面進行了一系列研究與開 發(fā)，使得我國壓實機械技術(shù)和產(chǎn)品得到了長足的發(fā)展?？梢灶A測，利用十余年時間我國 必將由一個壓實機械研發(fā)和制造大國逐漸發(fā)展成一個強國。1.2 壓路機發(fā)展趨勢隨著市場競

14、爭日趨激烈和技術(shù)的高度發(fā)展，現(xiàn)代壓路機結(jié)構(gòu)更趨先進、技術(shù)性能更 趨完善，可靠性進一步提高，附加功能增加零部件制造和裝配工藝得到進一步改善，操 作系統(tǒng)向全電液操控和電子監(jiān)控方面發(fā)展，駕駛向舒適性、方便性方面發(fā)展，政績給人 以賞心悅目的感覺。另外未來壓路機發(fā)展還考慮了以下機電因素：環(huán)保要求 ：采用顛沛柴油發(fā)動機，降低廢氣污染排放；減少各種油料的消耗，采用可 循環(huán)再利用的材料制造零件等。人性化設(shè)計 ：例如設(shè)計寬敞的操作平臺獨立安裝在設(shè)備上，減少噪音和振動，駕駛環(huán) 境更為舒適，消聲器隱藏在后部發(fā)動機罩蓋下，有效減少了來自及其后部的噪音和熱量等等這些人性化設(shè)計，使得操作和包養(yǎng)機器變的異常簡便，大大降低了

15、難度和工作量各種輔助裝置齊備 ：配備輔助裝置的主要作用是實現(xiàn)一機多用，主要表現(xiàn)在：單鋼輪行可方便拆裝的凸塊殼等。這些輔助裝置進一步改善了壓路機的適應(yīng)性和壓實質(zhì)量等。1.3 本次設(shè)計主要任務(wù)我國基礎(chǔ)施工正面臨著一場新技術(shù)新工藝的革命，傳統(tǒng)的路面壓實機械已經(jīng)不能滿 足我國經(jīng)濟的發(fā)展需求，高可靠性，高性價比正式這個時代所需求的產(chǎn)物。設(shè)計并制造 出高效、環(huán)保、節(jié)能的振動壓路機是擺在當代設(shè)計師以及研究人員面前重大的任務(wù)。本次設(shè)計主要任務(wù)：（ 1） 振動壓實系統(tǒng)設(shè)計（ 2） 液壓控制系統(tǒng)設(shè)計1.3.1 傳動方案比較機械傳動單鋼輪振動壓路機被寓為具有中國特色的壓路機產(chǎn)品，因其價格較低，非 常適合中國用戶和發(fā)

16、展中國家的實際購買力。另外機械控制具有傳動可靠，傳動速比較 大、結(jié)構(gòu)簡單，安裝和維護方便等特點，然而相比于液壓控制，液壓控制明顯更適合這 個時代的發(fā)展，液壓控制相比于機械控制有以下不同：壓實質(zhì)量機械傳動單鋼輪振動壓路機由于振動輪只有振動，行駛是從動輪，壓實過程中由于 從動輪的滑移會產(chǎn)生擁土現(xiàn)象和表面裂紋。而全液壓單鋼輪振動壓路機的振動鋼輪既是 驅(qū)動輪，也是振動輪，在壓實施工中振動鋼輪是轉(zhuǎn)動狀態(tài)，很好地解決了土壤壓實過程 中的起褶和擁土題目。壓實速度機械傳動振動壓路機的行駛速度只能實現(xiàn)有級變速， 而全液壓傳動振動壓路機則可實 現(xiàn) 無級變速。驅(qū)動性能機械傳動振動壓路機只能實現(xiàn)單輪驅(qū)動，而全液壓傳動

17、振動壓路機可實現(xiàn)前后輪傳 動，所以全液壓傳動振動壓路機的驅(qū)動性能和防滑性能均優(yōu)于機械傳動振動壓路機。操縱舒適性全液壓單鋼輪振動壓路機的操縱十分輕巧與簡潔，在起步和停車時均比較平穩(wěn)；而 機械傳動系統(tǒng)的行駛操縱順序復雜，勞動強度大，壓路機在起步和停車時均有較大的沖 擊，行駛速度只能實現(xiàn)有級變速?？煽啃詫τ跈C械傳動振動壓路機，由于機械傳動部分在工作中存在沖擊，并且增加了諸如 離合器、變速器和分動箱等傳統(tǒng)的機械傳動環(huán)節(jié)，部分降低了壓路機的可靠性；而全液 壓傳動振動壓路機的液壓系統(tǒng)中的液壓件多采用國際著名公司的產(chǎn)品，可靠性較高，同 時輕易實現(xiàn)優(yōu)越的性能，如可靠的三級制動功能和驅(qū)動與制動互鎖保護功能等。市

18、場發(fā)展趨勢目前國外全液壓振動壓路機壓實效率高、可靠性好、駕駛舒適，尤其是智能控 制技術(shù)的成功運用，使得壓路機的技術(shù)水平達到了一個新的高度。價格比較與全液壓單鋼輪振動壓路機相比，機械傳動單鋼輪振動壓路機的最大優(yōu)點是價格低 廉，比較經(jīng)濟。其價格約為同噸位全液壓單鋼輪振動壓路機的 1/2 左右，為國外同規(guī)格全 液壓產(chǎn)品的 1/3 左右，低價位、低配置和短期投資回報快的機械傳動單鋼輪振動壓路機正 好適應(yīng)了部分用戶的需求?；谏鲜霰容^，液壓控制明顯優(yōu)點高于機械控制，因此本設(shè)計采用液壓控制。2 工作原理18T單鋼輪全液壓振動壓路機采用后輪驅(qū)動，其行駛、制動、轉(zhuǎn)向、振動都是通過液 壓系統(tǒng)實現(xiàn)控制。行駛時，驅(qū)

19、動力由驅(qū)動馬達通過驅(qū)動橋驅(qū)動后輪行駛，同時鋼輪也有 驅(qū)動馬達，兩邊的速度通過液壓系統(tǒng)控制實現(xiàn)同步。 振動主要依靠偏心輪的旋轉(zhuǎn)來實現(xiàn)， 偏心輪上兩個固定偏心塊，一個活動偏心塊?；顒悠膲K安裝在兩個固定偏心塊中間， 通過鍵連安裝在振動軸上。工作時，馬達旋轉(zhuǎn)通過軸傳遞到偏心塊上，偏心塊旋轉(zhuǎn)會產(chǎn)生兩種不同的偏心力的疊加方式，從而得到兩種不同的偏心距，從而實現(xiàn)了振動輪的振 動，整車行駛時就實現(xiàn)了對路面的壓實。制動時液壓泵卸荷，壓路機停止行駛。轉(zhuǎn)向時 力由轉(zhuǎn)向油缸通過鉸接架控制轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向液壓缸有兩個，轉(zhuǎn)向時，液壓缸會產(chǎn)生兩個方 向相反的力，從而實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。壓路機工作時先振動后行駛，制動時先停止振動再制動。

20、動力傳遞路線如下18T單鋼輪全液壓振動壓路機整車視圖如下：圖1壓路機整車視圖Fig. 1 mach ine vehicle View Road3振動輪設(shè)計3.1調(diào)幅裝置與激振力和振幅調(diào)節(jié)壓路機激振機構(gòu)內(nèi)裝有調(diào)幅裝置，調(diào)幅裝置內(nèi)裝有活動偏心塊，活動偏心塊空套在 偏心振動軸上，當驅(qū)動振動軸的液壓馬達正反轉(zhuǎn)時，使調(diào)幅裝置上的偏心塊與偏心振動 軸產(chǎn)生兩種不同的偏心質(zhì)量疊加方式，從而得到兩種不同的偏心距。實現(xiàn)了振動壓路機 工作振幅和激振力的調(diào)節(jié)。在調(diào)幅裝置密閉空腔內(nèi)裝有一定量的硅油。硅油可以流動且 密度大，可隨振動馬達的旋轉(zhuǎn)方向的變化而變化而改變其在空腔內(nèi)的位置，從而達到調(diào) 節(jié)偏心質(zhì)量和靜偏心距的目的。

21、硅油價格低廉粘度大，具有良好的阻尼吸振作用，能夠 衰減因偏心塊旋轉(zhuǎn)方向改變而引起的慣性沖擊和振動，從而減少了機件的沖擊載荷。另 外硅油的加減用量很方便，可以更好地優(yōu)化振幅大小圖2調(diào)幅裝置Figure 2 the amplitude modulation device3.2偏心塊的設(shè)計計算偏心塊是振動壓路機的激振器。偏心塊在振動馬達的帶動下高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生巨大的離心 力，離心力迫使振動輪產(chǎn)生振動從而壓實土壤。偏心塊每旋轉(zhuǎn)一周，振動輪就按照一個 振幅振動一次，偏心塊的轉(zhuǎn)速決定了振動輪的振動頻率5(2)左視圖(1) 正視圖1-振動軸承2-活動偏心塊3-固定偏心塊4-振動軸5-擋銷圖3偏心塊示意圖Fig.

22、3 Schematic diagram of vibrati on wheel block此處省略？NNNNNNNNNN字N如需要完整說明書和設(shè)計圖紙等 請聯(lián)系？扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設(shè)計下載! 該論文已經(jīng)通過答辯(20)md 0.385m 400對18T單鋼輪全液壓振動壓路機：md =0.385 m 400=0.385 18000 400 6530(kg)。取鋼輪的參振質(zhì)量為 6.5 噸。對雙幅雙頻壓路機，一般工作狀態(tài)分為高幅低頻或低幅高頻。根據(jù)大量實驗數(shù)據(jù)，振動壓路機咼頻低頻頻率分別為 33、30高振幅時：Me13103=12251.89md6500(22)Mei 2

23、 (2Mei Me2)12.28(kg m)(21)M e2103=1.10(26)md2 f2233 207.3(rad/s)(27)F°2 Me2 ； 34808365 (N)(28)3.3 振動軸承的選擇在所有振動壓路機的零部件中，振動軸承的工作環(huán)境是最為惡劣的，振動軸承也是振 動壓路機的易損件之一。所以，根據(jù)實際情況選用好的振動軸承顯得極為重要，這也是 設(shè)計的關(guān)鍵之一。3.3.1 振動軸承受力分析如圖6所示，振動軸用軸承外圈4安裝在振動軸承座7上，振動軸8安裝在軸承內(nèi)圈 4上。旋轉(zhuǎn)動力由振動軸8的帶鍵端輸入。當振動軸旋轉(zhuǎn)時，帶動偏心塊2、3 起旋轉(zhuǎn)。 所產(chǎn)生的離心力的方向就是

24、固定偏心塊與活動偏心塊的合力方向。由于軸承內(nèi)圈6是在振動軸8 上,當振動軸8旋轉(zhuǎn)時，軸承內(nèi)圈6也跟著同步旋轉(zhuǎn)。當旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定時，偏心塊2、 3相對于軸承內(nèi)圈6沒有位置變化，所以對于軸承內(nèi)圈6來說，偏心塊產(chǎn)生的離心力只作 用于軸承內(nèi)圈軌道的局部，在軸承內(nèi)圈6上受的是局部負荷。1-振動輪 2-活動偏心塊3-固定偏心塊 4-軸承外圈5-滾子 6-軸承內(nèi)圈7-振動軸承座8-振動軸1- vibratory roller 2- activity of eccentric block 3- fixed eccentric block 4- bearing outer ring5- roller 6- bear

25、ing inner ring 7- vibrat ing beari ng seat8- vibrat ing shaft圖5振動室Fig 5 Vibrati on beari ng軸承外圈.4安裝在振動軸承座7孔上，它有兩種工況，一種是隨振動輪 1的停止轉(zhuǎn) 動而靜止，另一種是隨振動輪1的前進、倒退而轉(zhuǎn)動。振動輪1與振動軸8的轉(zhuǎn)動速度 相比，相對較慢。分析這兩種工況，偏心塊產(chǎn)生的離心力基本是順序作用在軸承外圈4軌道的整個圓周上，所以在軸承外圈4上所受的是循環(huán)負荷。振動軸 8旋轉(zhuǎn)一周內(nèi)，軸承外圈4上所受的力有所不同。如圖6所示。當活動偏心塊和固定偏心塊同時到達最高 點時，由于振動輪設(shè)計中，振動輪

26、在振動工況下要有一定振幅，所以要求偏心塊產(chǎn)生的 離心力大與振動的整個質(zhì)量。所以當偏心塊同時到達最高點a時，由于離心力作用，能將振動輪整個提高地面；而當固定偏心塊和活動偏心塊同時轉(zhuǎn)到最低點b時，整個振動輪被大地托住，所以軸承外圈上 b點受到的力大于a點。圖6振動軸承受力示意圖Fig. 6Schematic diagram ofvibrati on beari ng因軸承主要承受徑向力作用，故選向心圓柱滾子軸承該軸承承受著偏心塊旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力F0、偏心塊產(chǎn)生的慣性力Fg、軸及偏心塊的自重 Wk、Wz。力Wk與Wz同F(xiàn)相比很小，為簡化計算略去不計。力Fg與F0方向相反，略取使之偏于安全。這樣軸承上

27、的軸向力為零，徑向力可按下式計算：1 1Fr1 卩。1§ 462629.89 23131495 ( N )(32)11Fr2 F02 348083.65 174041.83( N)(33)22轉(zhuǎn)速n160 仁 60 30 1800( r/min)(34)n2 60 f 260 33 1980( r/min)(35)查機械設(shè)計手冊可得軸承的要求壽命 Lh=4000h。.查機械設(shè)計手冊，軸承的基本 額定動載荷為:fh fm fd C hP（ 36）fn fTc基本額定動載荷計算值；Nfh 壽命因數(shù)；取0.956；fn 速度因數(shù)；取1.302fm 力矩載荷因數(shù)；取1.5fd 沖擊載荷因數(shù)；

28、取2.0fT 溫度因數(shù)；取1P當量動載荷當量動載的計算：軸承的基本額定動載荷是在假定的運轉(zhuǎn)條件下確定的。其中載荷條件是：向心軸承僅承受純徑向載荷；推力軸承僅承受純軸向載荷。P=X ?Fr+Y?Fa（ 37）其中：Fr 徑向載荷（N）；Fa 軸向載荷（N）；X徑向動載荷系數(shù)；丫一軸向動載荷系數(shù)；查表得，X=1，丫=0.所以，Pi Fn 218168（ N）（ 38）P2 Fr2 165877（ N）（ 39）計算得0.956 1.5 2/K1X/ c、C,231314.95 509530 （ N）（ 40）1.302 10.956 1.5 2/K1X/ 八C2174041 3883371 （N）

29、（41）1.302 1額定靜載荷可按下式計算：C。S°?P°（ 42）式中：C。一基本額定靜載荷計算值；P0當量靜載荷，N ;查表得P0 = Fr ；S0 安全系數(shù)；查表取S0=3高振幅時，Coi S01 P01 S01 Fri 3 218168 654504 (N)(43)C 02S02Fq2S02 Fr2 3 165877497631 (N)(44)dminI pAo?昨(46)Ao=3 95500000.2? t(47)按照較大者確定軸承基本額定載荷：C1 305742 (N)C01 631053 (N45號剛，調(diào)質(zhì)處理首先按下式初步估算振動軸承的最小直徑，選取軸的材

30、料為Ao 查表取為112；p輸出軸上的功率KWn軸的轉(zhuǎn)速 r/mi n;(18001980)取連軸器的效率0.97，軸承效率0.95，泵、馬達的效率都是0.9。由發(fā)動機功率p0=59.4kw則 p=59.4由上式得dmin1 Ao ?3 p 32.3mmV n10.972 0.95 0.92=42.97kw31.24mm(48)(49)(50)取較大者為設(shè)計時的參考最小軸徑。取整取d=32mm3.3.3 振動軸強度校核軸1與振動馬達相連，振動馬達旋轉(zhuǎn)通過軸 1傳遞到偏心塊上，軸1帶動偏心塊高速旋 轉(zhuǎn)產(chǎn)生振動所需的兩個不同的離心力，從而實現(xiàn)振動，軸1的受力情況如下，右端與馬達相連，這里會產(chǎn)生一個

31、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，安裝軸承的地方會產(chǎn)生一個支撐力，軸1有2個安裝軸承的地方，這里產(chǎn)生2個彎曲應(yīng)力，左端與聯(lián)軸器相連，連接另一根軸這里也會產(chǎn) 生一個彎曲應(yīng)力，根據(jù)上述分析，畫出軸1的形狀，以及其受力分析，和彎矩扭矩，載荷分布情況如圖7:圖7振動軸1形狀以及受力分析和載荷分析Fig. 7 vibration shafts of the 1 shape and analysisof force andload軸的材料為45號鋼，軸的材料為 45號鋼，按類載荷計算，其許用彎曲應(yīng)力為：w =93.1MPa危險截面的當量彎矩 M為：所以：Mt = . M 2 ( ?T)2 ； N m(55)式中：M-危險截面彎矩

32、；N m根據(jù)扭矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)；取 0.3T扭矩；N m其中，M= F°?L(56)L危險斷面到軸承支撐點的距離；134mm;n軸的轉(zhuǎn)速；1800/1980 (r/mi n)當壓路機處于高幅低頻狀態(tài)時：P46.67T1 95509550248 N.mn1800T=T1+T2 =483 N.m其中 P 59.4 0.92 0.97 46.67KW(58)M F01 ?L 231315 0.134 30996N.m所以M t1(M廠？TJ2309962(O.3483)2 30997N.m(59)很顯然，當振動壓路機處于高頻低幅狀態(tài)時：T2 v T1 M 2 v M 所以 M2 v M

33、|1。按較大者計算：危險截面的應(yīng)力應(yīng)滿足w=Mu(60)ZW式中 w 彎曲應(yīng)力；PaZ截面模數(shù)；m3其中，Z?d33232 0-1930.67 10 3(61)M t1Z309970.67 10 34.63 107 Pa=46.3MPv通過聯(lián)軸器與主軸連接的軸低頻其參數(shù)和計算公式同/flT19550(62)M F01?L 231315 0.134 30996 N.m(63)Mt1(M12 ( ?飛)2、309962 (0.3 228)2 30996 N.m(64)圖8振動力軸2的龍荷分布J 卜1 J H人1 HJ才J ' p2簡化形狀如下，分析其載荷分布，以及彎矩扭矩圖如下:Fig.8

34、 vibration shafts of the 2. load distributi on軸2同樣采用45號鋼，其許用彎曲應(yīng)力同軸和，同樣在高頻時其彎矩合扭矩都大于Mti"Z"309960.67 10 34.63 107Pa=46.3MPx(65)根據(jù)校核結(jié)果得出結(jié)論：2根振動軸其截面都安全3.3.4 振動軸承壽命校核根據(jù)振動軸承型號：NF2322單列向心圓柱滾子軸承查得基本參數(shù):110240 80, C=535000N3 0.5 (2313143 1740413) =48921( N)( 66)1i3十 1Pm 2 3.3.5 連軸器選擇 振動馬達與振動軸之間采用直接傳

35、動方式，即使用連軸器聯(lián)接。梅花型彈性連軸器 0.5 (1其中 P 丄 R 丄 231314 109084 2 P1經(jīng)計算,軸承壽命達到設(shè)計要求10。P23)=-h1106/C3()3600 f1 Pm636 (鬻)3=1207°( h)(67)L h21063600f2610(509530)3=10034 ( h)3600 3348921(68)其中,Pm 軸承所受的平均載荷;Lh 軸承的計算壽命；按高振幅時間100%S核：(69)(70)Lh= 10(C)3 5722h>4000h3600 f2 P連軸器的計算轉(zhuǎn)矩:(71)a Ka?T式中：Ka 工況系數(shù)；查設(shè)計手冊，取2.

36、5T額定扭矩；N/m其中,P44 3T 1=9550 £ 9550 而235( N m)(72)T2(73)(74)P44 39550214 ( N m)n21980取較大值計算連軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tea =2.5 235=587.5( N m)按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用梅花形彈性連軸器LM7， 其公稱轉(zhuǎn)矩為630N m，軸孔直徑為50，半連軸器長度L=60。2.3.6 振動器殼體設(shè)計圖9振動器旋轉(zhuǎn)殼體Fig 9The vibrator shell of revoluti on因振動器旋轉(zhuǎn)速度很快，傳遞功率大，所以應(yīng)選擇油潤滑。振動器旋轉(zhuǎn)殼體內(nèi)壁置 有t型筋。

37、當殼體跟鋼輪一起旋轉(zhuǎn)時，不論正反轉(zhuǎn)t型筋將潤滑油撩起澆到偏心塊和軸承上，達到充分潤滑和加快散熱的目的。降低溫度可延緩潤滑油老化，延長振動軸承使 用壽命。隨著振動室內(nèi)溫度的升高，腔內(nèi)必將充滿油氣。如果沒有透氣塞或透氣孔，振動輪 內(nèi)的橡膠減振器安裝盤、框架軸承安裝中的油封勢必加速失效漏油，透氣塞也很容易堵 塞，造成漏油。在此情況下，可將透氣塞拆下來。振動室的呼吸道有兩種，對蝶形板和可拆裝箱式結(jié)構(gòu)的振動輪而言，可通過振動軸上的 徑向小孔貫通傳動軸的花鍵孔從而使振動室與兩蝶形板之間的空腔相通，而封口板上大 于蝶形板最大直徑處設(shè)有透氣孔或透氣塞，這樣就實現(xiàn)了振動室的自由呼吸。對通軸式振動輪而言，由于油室

38、是圓筒狀，上述通道顯然不可能實現(xiàn)，而通常在振動馬達安裝盤 上方設(shè)置透氣塞，以實現(xiàn)振動室的自由呼吸9。3.4擋銷的選擇與校核振動軸正反轉(zhuǎn)時，利用擋銷控制偏心塊在不同的相位上?？紤]到在起振及停振時活動 偏心塊與擋銷存在振動和撞擊，因此選擇彈性圓柱銷。其公稱直徑為d=30,選用L=120的彈性圓柱銷。其許用剪應(yīng)力為p 80MPa擋銷受力示意圖如下:圖10擋銷受力示意圖Fig 10 Schematic diagram of retaining pin bearing如圖所示，擋銷主要承受剪切應(yīng)力：4F?d2 ?Z其中,F橫向力；Nd銷的直徑；mmZ銷數(shù)；取為1p 銷的許用剪力；MPa(75)(76)所

39、以4 F0.032 14 489900.000969341190Pa=69.3MPa(77)F=M e2 ? 2=1.14 207.32 =48990所以4振動功率的計算振動壓路機振動器的驅(qū)動功率，消耗在維持振動輪的振動、振動器偏心塊振子軸承的摩擦以及偏心塊的旋轉(zhuǎn)起動加速上4.1 維持振動所需功率參考壓實機械與路面機械設(shè)計一書中提出的有關(guān)維持非定向振動的功率為:a?83Ni鳴（飛一）2 kx mm2r2 6cx2)22 2Cx2 2 6m r cy"222(kym)Cy可以看出，維持振動所需的功率僅由振動阻力所決定，主要取決于振動頻率及其振 動工況。在壓實一種材料時，振動工況是隨材料

40、的密實度變化，即振動工況是隨壓實遍 數(shù)的增加有所不同，影響振動所需的功率，使其呈現(xiàn)變化的數(shù)值。根據(jù)實際測定表明， 振動所需功率隨壓實材料狀態(tài)變化而變化很微小的。因此可以近似的認為，當振動輪與 振動器定型以后，振動所需的功率為常值。在其他相等的條件下，功率的最大值相應(yīng)于 共振工況下的功率11。所以維持振動所需功率可以按下式進行計算：1N, FAsin（W）（ 78）23.2 克服軸承摩擦所需功率克服軸承摩擦所需功率可按下式確定：N2 0.1Mt n（79）式中：M t軸承中的摩擦力矩（N.m）；n偏心塊的轉(zhuǎn)速（r/min ）.-J軸承摩擦力矩為：Mt - Ff（ 80）2式中：f=k水2軸承的摩

41、擦系數(shù)；k1考慮潤滑形式系數(shù)：對于油脂潤滑選 1.2 ；k 2考慮軸承形式的系數(shù)：對于球面滾珠軸承選0.007d轉(zhuǎn)軸直徑；F激振力。3.3偏心塊旋轉(zhuǎn)起動加速所需的功率偏心塊旋轉(zhuǎn)起動加速所需的功率可按下式求得：N3 Fv （W）（ 81）式中：F偏心塊旋轉(zhuǎn)起動的慣性力（N；v偏心塊的旋轉(zhuǎn)線速度（m/s）。偏心塊的旋轉(zhuǎn)起動慣性力為：F 丄曲_ H（ 82）r r t gt式中：J偏心塊的轉(zhuǎn)動慣量（N.m/s2）;& 偏心塊起動角加速度（s-2）;t起動加速時間，一般取 23s；g=9.81m/s2重力加速度。如果考慮傳動機構(gòu)的傳動效率 n,則可得到振動所需功率為：N, N2 NN -3（W

42、（83）根據(jù)以上有關(guān)振動功率的確定我們可以計算得到 18T單鋼輪全液壓振動壓路機的振動功率根據(jù)經(jīng)驗公式：P z m2?Ao? ?n （KW（84）式中mb 振動質(zhì)量；（kg）Aq名義振幅；（m頻率修正系數(shù)；取5.5n振動輪數(shù)量；取1(85)Pz m2 ?Aq ? ?n= 6500 1.8 5.5 10 3=59.4 ( KW)此公式僅做參考用，因為實際工況不同，土壤的剛度等性能參數(shù)不同，實際的功率是在不斷變化的，無固定功率可言 。5 橡膠減振器橡膠減振器的工作性能主要表現(xiàn)為對振動系統(tǒng)的阻尼減振，阻尼減振就是將振動能 量轉(zhuǎn)變成熱能消耗掉，從而達到減振的目的，其方法是依靠提高機械機構(gòu)的阻尼來減低

43、或消除機械振動以提供急需的動態(tài)穩(wěn)定性。這種阻尼主要起源于介質(zhì)內(nèi)部，又稱固體的 內(nèi)阻尼，當它承受動載荷時，有一部分能量轉(zhuǎn)化為熱能而消耗掉，而另一部分能量則以 勢能等形式儲存起來。減振器的內(nèi)阻尼的大小除了取決于所用材料以外，還和其結(jié)構(gòu)形 狀、尺寸、承載方式有關(guān)。5.1 橡膠減振器的選擇橡膠減振器的材料有兩種，一種是天然橡膠，另一種是丁碃橡膠。天然橡膠制成的 減振器具有良好的減震性能，加工方便，具有良好的彈性穩(wěn)定性和良好的耐日照性能。 但天然橡膠阻尼小，通過共振區(qū)不是很安全。通過共振區(qū)時，振動壓路機的上車振幅很 大。還有天然橡膠耐油性能差，減振器接觸油污后橡膠發(fā)生變形，失去彈性，因此不宜 采用天然橡

44、膠。丁碃橡膠具有良好的耐油性和較大的阻尼，目前大多數(shù)振動壓路機的減 振器都用該材料制造而成。橡膠減振器的幾何形狀橡膠減振器的斷面形狀通常采用圓截面和矩形截面，如下圖 所示這種截面的形狀簡單， 橡膠膜具制造容易， 而且減振剛度理論計算方法簡單且成熟圖 11 減振塊Fig .11 The damping block振動壓路機的減振器有傳遞扭矩和不傳遞扭矩兩種形式。傳遞扭矩型減振器，振動 壓路機的行走輪的驅(qū)動力矩是通過減振器傳遞到驅(qū)動輪上的，這時減振器即要起到減振 作用，又相當一只龐大的彈性聯(lián)軸節(jié)。如果傳遞扭矩型減振器采用矩形或其他非圓形截 面，那么隨著振動壓路機驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)動位置不同， 振動壓路機減

45、震系統(tǒng)的總剛度也不同 但是對于圓形截面而言，總剛度則不隨驅(qū)動輪位置的變化而變化。正是因為這一點，傳 遞扭矩型減振器應(yīng)采用圓形截面減振器。在設(shè)計中，減振器的連接形式和布置決定了橡膠減振器的受力狀態(tài)。在本設(shè)計中， 橡膠減振器主要受剪力。受力如圖所示圖12減振塊受力圖Fig 12The damp ing block diagram5.2減振器的剛度校核因為減震器元件主要受剪切應(yīng)力，所加載荷是框架的質(zhì)量剪切應(yīng)力計算如下:j=T式中：T-元件所受的剪切應(yīng)力；（N）A-元件受到剪切應(yīng)力作用的面積；（mm2） 減振器橫截面直徑為 d=120 mm.每個元件所受的載荷T=叫g(shù) 8000 9.8n164900(

46、 N)(87)式中：mk -框架質(zhì)量，為使計算趨于安全，取 8000kg； g重力加速度，取9.8 ;n-減振器兀件個數(shù)取n-162丁 了 11304 的)(88)每個元件的受剪面積:(89)剪切應(yīng)力 J=T 49000.44(N/mnf)A 11304J =0.66 0.96 N/mm所以Jv J，所以減振器強度足夠6轉(zhuǎn)向液壓缸的設(shè)計計算18T單鋼輪全液壓型振動壓路機采用液壓轉(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。液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝在后車架上，通過轉(zhuǎn)向油缸的伸縮控 制整車轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向鉸接架如圖所示：圖13轉(zhuǎn)向鉸接機構(gòu)FIG. 13 hin ged joi nt stee

47、ri ng mecha nism轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)采用開始回路，由齒輪泵、全液壓轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油缸等組成，作為轉(zhuǎn) 向系統(tǒng)核心部件，全液壓轉(zhuǎn)向器幽轉(zhuǎn)向器主體、雙向緩沖溢流閥、過載溢流閥止回單向 閥組成。全液壓轉(zhuǎn)向器為開心無反饋式，開心即停止轉(zhuǎn)向時，齒輪泵輸出的液壓油直接流回 油箱，齒輪泵卸荷，減少了系統(tǒng)的功率浪費，無反饋級轉(zhuǎn)向負載對轉(zhuǎn)向器的反作用力不 反饋至方向盤，可以減少司機的勞動強度。轉(zhuǎn)向機構(gòu)采用鉸鏈轉(zhuǎn)向，中心鉸鏈有鉸接架、軸承擋板、關(guān)節(jié)組成。通過它將前后 架結(jié)成一個整體，可以實現(xiàn)轉(zhuǎn)向及前車架搖擺。通過控制轉(zhuǎn)向油缸的深處長度來控制轉(zhuǎn) 向角。前后車架之劍允許搖擺角土 150，這樣壓路機可以在不平整的路

48、面上穩(wěn)定形勢并確 保壓實。6.1液壓缸主要尺寸的確定液壓缸的主要尺寸根據(jù)液壓缸所受的負載來確定主要有液壓缸內(nèi)徑與活塞桿直徑缸 壁厚與外徑工作行程最小導向長度6.1.1 工作壓力p的確定液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設(shè)備的類型來確定，對不同用途的液壓設(shè)備，由于工 作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。查手冊可知，振動壓路機的工作壓力一般取 P=16MP孑。6.1.2 確定液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿直徑d是其關(guān)鍵尺寸。有關(guān)設(shè)計參數(shù)見圖 15Fig14 :Schematic diagram of hydraulicvlcalculatio n *圖15可知FwK圖14液壓缸計算示意

49、圖D2R F - D2 d2 P2 FfC(90)44D2 蘭王 d2 d2 氏(91)RPi式中P 液壓缸工作腔壓力,已取為P二16MPa ；P2 液壓缸回油腔壓力，參照5表2-2，取B 2MPa ;d D 活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑之比。查5表2-3，取d 0.7D ；F工作循環(huán)中的最大外負載;Ffc-進行估算液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率cm(92)式中cn液壓缸的機械效率，一般cn = 0.9 0.97 ;F Ffc CM(94)94.3mm(95)F的大小由經(jīng)驗公式計算出。計算過程如下:(93)式中： -轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)；查2，取0.8 ;m1-轉(zhuǎn)向輪分配質(zhì)量，

50、12000kg；g 重力加速度，取9.8 ；F= m1g=0.8 X 12000X 9.8=94080N將cn和F代入式(2)，可求得D為廠4F P1 cm 1 t 12d_DD4 9408013.14 16 0.95 1 10.7216根據(jù)表2-4,將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑 D=100mm；活塞桿直徑d，按d D 0.7 及表4 8活塞桿直徑系列取d=70mm。6.1.3 驗算液壓缸能否獲得最小穩(wěn)定速度A Q = Qmi=20(cm2)(96)Vmin0.14式中 A q 能保證最小穩(wěn)定速度的最小有限面積(cm2);Qmin 調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，可從產(chǎn)品抽樣中查得，一般為40ml/mi

51、n ；vmin 執(zhí)行機構(gòu)最低速度，取2cm/mi n。由于液壓缸有效面積 A> aq所以能滿足液壓缸最小穩(wěn)定速度的要求。6.1.4 液壓缸壁厚和外徑的計算根據(jù)液壓缸缸筒工作壓力，缸筒材料選擇鑄鋼鋼管ZG35的無縫鋼管。為了防止腐蝕和提高壽命，缸筒內(nèi)表面應(yīng)鍍以厚度為30-40um的絡(luò)層。查，壁厚 和內(nèi)徑D應(yīng)滿足如下關(guān)系：P max D2.3 p 3 p max式中：D液壓缸內(nèi)徑，m；Pmax缸筒內(nèi)最高工作壓力，16 MPa ；p缸筒材料的許用應(yīng)力；p= b/ n ；b缸筒材料的抗拉強度；查得 35無縫鋼管的b >540MPan-安全系數(shù)，一般取5；所以5405108 MPa將數(shù)據(jù)代入

52、式(8)P max D16 0.10.00849 m 8.49mm(99)2.3 b3 p max2.3 108 3 20選取缸筒的厚度為10mm缸體外徑：D1D 2100 210120 mm(100)按標準取121mn即缸筒壁厚1410.5mm。6.2 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據(jù)轉(zhuǎn)向液壓缸實際工作的最大行程來確定。壓路機轉(zhuǎn)向 時，是由液壓缸前端的連接耳環(huán)推動鉸接架上的連接銷，從而帶動鉸接架繞鉸接縱軸轉(zhuǎn) 動，而鉸接架推動前車架轉(zhuǎn)動，從而達到使振動鋼輪轉(zhuǎn)向的目的。由18T單鋼輪全液壓振動壓路機的設(shè)計參數(shù)，可知其最大轉(zhuǎn)向角度為35°,連接銷與鉸接縱軸的距離為300mm

53、 轉(zhuǎn)向液壓缸的最大工作行程 L可按下式估算：L 2hsin(101)式中：h 連接銷與鉸接縱軸的距離；-鋼輪最大轉(zhuǎn)向角度。L 2 300si n35313.5 mm(102)19L從優(yōu)先數(shù)系中取400。6.3 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋劃動支承面中點的距離H稱為最小導向長度，如果導向長度過小，將使液壓缸的初始饒度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因 此設(shè)計時必須有一定的最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應(yīng)滿足以下要求：H > TT(103)20 2式中L 液壓的最大行程；D液壓缸的內(nèi)徑L D 400 1007020 2 20 2按上式取H=100mm活塞的寬度B 一般?。?.6-1.0 ） D;該液壓缸取B=70mm6.4 缸體長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形長度還要考 慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2