18T单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计【说明书+CAD】
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18
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18T 单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计 学生 ：喻岳斌 指导老师：全腊珍 （湖南农业大学工学院，长沙 410128） 摘要 ： 20 世纪 90 年代末以来，我国工程机械行业发展迅猛，取得了前所未有的成果，工程机械行业已经成为我国国民经济发展的重要行业。面对难得的历史机遇，我国基础施工正经历着一场新技术新工艺的革命，传统振动压路机设备技术已经不能社会发展要求，将逐渐被先进的振动压路机设备技术所代替。 论文中对 18t 单钢轮振动压路机进行了初步设计 计算 ，确定其基本参数，并重点对其执行机构 偏心轮进行了重点 设计 计算，液压控制部分原理图，以及各个元器件也做了相应 设计 。 关键词 ： 振动压路机 、执行机构、偏心轮、 液压 18T of 10128, is an s a is a is of it be on 8t on on of an 前言 路机发展历史 路机的起源 压路机作为强化工程结构物的基础，堤坝及路面铺装层的主要手段，早已为工程建设专家们所熟知合应用。 早期的压实技术可以说是仿生学。远古时代，先辈们就曾利用牛羊畜群的蹄子对土壤进行踩踏。而轮胎的柔性压实特性合减震理论的应用则完全来自人们自发的研究成果，牛顿力学为压实机械与施工对象相互作用的研究提供了条件，现代力学则为机械振动的应用和控制奠定了理论基础 。 际压路机的发展史 压路机作为最早的路面压实机械，经历了漫长的发展和演变。早期出现的压路机都是拖式，可以追溯到 18 世纪初制造的畜力牵引的光轮碾 。至于用圆石制成的石碾，则可以追溯到中国更古老的年代，我们祖先一千年以前就用人力或者畜力拖动石碾，它是最早压路机的雏形。 19 世纪的工业革命席卷西方，欧洲最早做出了蒸汽机拖动的拖拉机。随后在 1982年就制成了以 蒸汽机为动力的自行式三轮压路机，并于 1865 年投产，美国是最早 开展土壤压实理论及其方法研究的国家， 20 世纪初，他们的一些研究机构对道路的沉陷级其他一些结构缺陷进行了研究，并且从理论和实践上都提出了方案。同时负责修建水坝、军用机场的美国工程兵合负责灌溉的工程的联邦垦务所也对土壤压实进行了研究。在 此期间美国的工程师们开发成功研制了世界第一台羊拖式羊足碾压路机。 当内燃机刚出现时，美国人就敏锐地察觉到蒸汽机不适合压路机，他们与 1919年制成了以内燃机为动力的压路机。一个偶然的机会工程师们在填土工地上观察了汽车轮子的压痕，并根据此原理于 1940 年制成了轮胎压路机 。 以上都是静压式压路机，而振动压实技术和振动压实机械的出现是压路机发展史一个划时代的贡献，从此改善压实效果不再简单地以来压路机重量或者压实压力，同时将振动方式合振动参数研究推向了高峰。 20 世纪 30 年代，德国 在修建公路网时使用了由劳森 动平板压实机 和一台 25t 的推土机式振动压路机。但真正大量投放市场的是在50 年代初。早期的压路机吨位都很小，并且品种少，总体性能价差。 20 世纪 70 年代是压实机械发展史上的一个重要变革，是迅速二普遍地推广应用了静液压传动和电业控制技术；到 70 年代末，在压路机特别是振动压路机上，机械 传动在国外大多数被液压传动所代替。随着电液控制技术在振动压路机的应用，从此出现了调频、调幅的压路机。为压实工作参数合随机监控创造了条件。 目前压实机械比较先进的国家有德国、美国、日本、瑞典等 国内压路机的发展史 及发展现状 1961 年西安公路交通学院与西安筑路机械厂联合开发的 3t 自行式振动压路机是国内振动压路机的起点。 1964 年洛阳建筑机械厂研制出 动压路机。 1974 年洛阳建筑机械厂与长沙建筑机械研究所合作开发了 10480 年代中期我国开始引进国外先进的压路机制造技术。 1985 年温州冶金机械厂研制了 19t 振动压路机。 1999 年三一重工集团有限公司引进国内外先进技术，开发研制了 列振动压路机，采用全液压控制，型号有 18T 单钢轮全液压 C、 20 世纪 80 年代后期，随着基础工业元件的发展，特别是液压泵、液压马达、振动轮用轴承、橡胶减振器的引进生产，使振动压路机技术总体水平和可靠性有了很大的提高。国内大专院校和科研院所的科研攻关，使我国自行开发和研制振动压路机的能力有了较大的提高。 1998 年中国农业大学开发研制的混沌振动压路机， 1990 年西安公路大学与徐州工程机械厂共同开发的 10t 振荡压路机，都标志着我国振动压路机科研和产品开发达到了新的水平。 我国压路机的理论研究和产品自主研发起步较晚，整体技术状态与国际先进水平 仍然存在较大差距，主要表现在产品系列不完整，超重型振动压路机生产数量仍然较少。专用压实设备匮乏，综合性能、经济指标及自动控制技术仍然落后。 近年来，国内压路机主要生产企业逐渐具备开发和研究生产高技术水平全液压振动压路机的能力，广泛采用进口发动机、闭式液压系统、震动轴承、橡胶减震块等，使得产品可靠性、耐用性等方面有了很大的提高 ；并且通过对引进技术的消化和吸收，在智能化、新压实型原理和技术、 术和压实技术应用软件等 方面进行了一系列研究与开发，使得我国压实机械技术和产品得到了长足的发展。可以预测，利 用十余年时间我国必将由一个压实机械研发和制造大国逐渐发展成一个强国。 压路机发展趋势 随着市场竞争日趋激烈和技术的高度发展，现代压路机结构更趋先进、技术性能更趋完善，可靠性进一步提高，附加功能增加零部件制造和装配工艺得到进一步改善，操作系统向全电液操控和电子监控方面发展，驾驶向舒适性、方便性方面发展，政绩给人以赏心悦目的感觉。 另外未来压路机发展还考虑了以下机电因素： 环保要求 ：采用颠沛柴油发动机，降低废气污染排放；减少各种油料的消耗，采用可循环再利用的材料制造零件等。 人性化设计 ：例如设计宽敞的操作平台独立安装在设备上，减少噪音和振动，驾驶环境更为舒适，消 声器隐藏在后部发动机罩盖下，有效减少了来自及其后部的噪音和热量等等这些人性化设计，使得操作和包养机器变的异常简便，大大降低了难度和工作量。 各种辅助装置齐备 ：配备辅助装置的主要作用是实现一机多用，主要表现在：单钢轮行可方便拆装的凸块壳等。这些辅助装置进一步改善了压路机的适应性和压实质量等。 本次设计主要任务 我国基础施工正面临着一场新技术新工艺的革命，传统的路面压实机械已经不能满足我国经济的发展需求，高可靠性，高性价比正式这个时代所需求的产物。设计并制造出高效 、 环保 、 节能的振动压路机是摆在当代设计师以及研究人员面前重大的任务 。 本次设计主要任务 ： （ 1） 振动压实系统设计 （ 2） 液压控制系统设计 传动方案比较 机械传动单钢轮振动压路机被寓为具有中国特色的压路机产品，因其价格较低，非常适合中国用户和发展中国家的实际购买力 。另外机械控制具有传动可靠，传动速比较大、结构简单，安装和维护方便等特点，然而相比 于液压控制，液压 控制明显更适合这个时代的发展，液压控制相比于机械控制有以下不同： 压实质量 机械传动单钢轮振动压路机由于振动轮只有振动，行驶是从动轮，压实过程中由于从动轮的滑移会产生拥土现象和表面裂纹。而全液压单钢轮振动压路机的振动钢轮既是驱动轮，也是振动轮，在压实施工中振动钢轮是转动状态，很好地解决了土壤压实过程中的起褶和拥土题目。 压实速度 机械传动振动压路机的行驶速度只能实现有级变速，而全液压传动振动压路机则可实现 无级变速 。 驱动性能 机械传动振动压路机只能实现单轮驱动，而全液压传动振动压路机可实现前后轮传动，所以全液压传动振动压路机的驱动性能和防滑性能均优于机械传动振动压路机。 操纵舒适性 全液压单钢轮振动压路机的操纵十分轻巧与简洁，在起步和停车时均比较平稳；而机械传动系统的行驶操纵顺序复杂，劳动强度大，压路机在起步和停车时均有较大的冲击，行 驶速度只能实现有级变速 。 可靠性 对于机械传动振动压路机，由于机械传动部分在工作中存在冲击，并且增加了诸如离合器、变速器和分动箱等传统的机械传动环节，部分降低了压路机的可靠性；而全液压传动振动压路机 的液压系统中的液压件多采用国际著名公司的产品，可靠性较高，同时轻易实现优越的性能，如可靠的三级制动功能和驱动与制动互锁保护功能等。 市场发展趋势 目前国外全液压振动压路机压实效率高、可靠性好、驾驶舒适，尤其是智能控制技术 的成功运用，使得压路机的技术水平达到了一个新的高度。 价格比较 与全液压单钢轮振动压路机相比，机械传动单钢轮振动压路机的最大优点是价格低廉，比较经济。其价格约为同吨位全液压单钢轮振动压路机的 1/2左右，为国外同规格全液压产品的 1/3左右，低价位、低配置和短期投资回报快的机械传动单钢轮 振动压路机正好适应了部分用户的需求。 基于上述比较，液压控制明显优点高于机械控制，因此本设计采用液压控制。 2 工作原理 18行驶、制动、转向、振动都是通过液压系统实现控制。行驶时，驱动力由驱动马达通过驱动桥驱动后轮行驶，同时钢轮也有驱动马达，两边的速度通过液压系统控制实现同步。振动主要依靠偏心轮的旋转来实现，偏心轮上两个固定偏心块，一个活动偏心块。活动偏心块安装在两个固定偏心块中间，通过键连安装在振动轴上。工作时，马达旋转通过轴传递到偏心块上，偏心块旋转会产生两种 不同的偏心力的叠加方式，从而得到两种不同的偏心距，从而实现了振动轮的振动，整车行驶时就实现了对路面的压实。制动时液压泵卸荷，压路机停止行驶。转向时力由转向油缸通过铰接架控制转向，转向液压缸有两个，转向时，液压缸会产生两个方向相反的力，从而实现转向。压路机工作时先振动后行驶，制动时先停止振动再制动。 动力传递路线如下 18 图 1 压路机整车视图 1 振动轮设计 振力 和 振幅调节 压路机激振机构内装有调幅装置，调幅装置内装有活动偏心块，活动偏心块空套在偏心振动轴上，当驱动振动轴的液压马达正反转时，使调幅装置上的偏心块与偏心振动轴产生两种不同的偏心质量叠加方式，从而得到两种不同的偏心距。实现了 振动压路机工作振幅和激振力的调节。在调幅装置密闭空腔内装有一定量的硅油。硅油可以流动且密度大，可随振动马达的旋转方向的变化而变化而 改变其在空腔内的位置，从而达到调节偏心质量和静偏心距的目的。硅油价格低廉粘度大，具有良好的阻尼 吸振 作用，能够衰减因偏心块旋转方向改变而引起的惯性冲击和振动，从而减少了机件的冲击载荷。另外硅油的加减用量很方便，可以更好地优化振幅大小 图 2 调幅装置 心块的设计计算 偏心块是振动压路机的激振器。偏心块在振动马达的带动下高速旋转产生巨大的离心力，离心力迫使振动轮产生振动从而压实土壤。偏心块每旋转 一周，振动轮就按照一个振幅振动一次，偏心块的转速决定了振动轮的振动频率 5。 （ 1）正视图 （ 2）左视图 1 2 3 4 5图 3 偏心块示意图 of 心块的结构示意图见图 2。偏心块有两组，对称安装在振动轴上。每组偏心块由两块固定偏心块和一块活动偏心块组成。两固定偏心块通过键 与轴连接，活动偏心块布置在两固定偏心块之间，通过轴套空套在振动轴上，挡销和活动偏心块与两固定偏心块组装成一个部件后装入振动轮 6。（图中虚线为固定偏心块。） 固定偏心块和活动偏心块尺寸示意图如下： 图 4 偏心块尺寸示意图 of 偏心块厚度（ 对应圆弧的半角。 c 对应圆弧舷长（ 其余字符如图（ 3）所标。 初取固定偏心块尺寸（ 22011 R 10012 R 701 r 401 b 541 活动偏心块尺寸（ 18021 R 10022 R 762 r 352 b 502 固定偏心块的面积,1心质量01 1A =180 （ R )1221211 R 2112111 )(2 （ 1） 其中， 11 80ar s)111111 =100 （ 2） )s (12112 60 （ 3） 2121111 2 （ 4） 2121212 2 （ 5） 将数据代入（ 1）式可得 1A =85546（ 21101r= )(12 1 3123111 （ 6） m 961101 10548 2 7 8 57 8 5 010 （ 7） M 0 7 410 3301011 ) （ 8） 活动偏心块： 2A =180 （ )2222221 R 2222212 )(2 （ 9） 其中， 10180180ar s)co s (21221221 0 （ 10） )ar s (22222 10 （ 11） 2222121 2 （ 12） 2222222 2 （ 13） 将数据代入（ 9）式可得 2A = 02r= )(12 1 （ 14） m 962202 10504 6 2 5 87 8 5 010 （ 15） M 302012 kg m ) （ 16） 合成静偏心矩、振幅 0： )2(2 21 （ kg m ） （ 17） 30 10 （ 18） 219） 式中： 钢轮参振质量。 偏心块转速。 振动轮上机架质量和钢轮质量的比值通常在 间，平均值为 别达到 据一元线性回归统计的方法得到确定钢轮质量的经验公式： 20） 对 18T 单钢轮全液压振动压路机： m 400 =5304001 8 0 0 0 (取钢轮的参振质量为 。 对双幅双频压路机，一般工作状态分为高幅低频或低幅高频。 根据大量实验数据， 振动压路机高频低频频率分别为 33、 306 高振幅时： )(2 211 （ 21） 3101 10 （ 22） )/( 83022 11 （ 23） 21101 （ 24） 低振幅时： )(2 212 （ 25） 3202 10 （ 26） )/( 73322 22 （ 27） 8 0 8 322202 N） （ 28） 振动轴承的选择 在所有振动压路机的零部件中，振动轴承的工作环境是最为恶劣的，振动轴承也是振动压路机的易损件之一。所以，根据实际情况选用好的振动轴承显得极为重要，这也是设计的关键之一。 振动轴承受力分析 如图 6所示，振动轴用轴承外圈 4安装在振动轴承座 7上，振动轴 8安装在轴承内圈 4上。旋转动力由振动轴 8的带键端输入。当振动轴旋转时，带动偏心块 2、 3一起旋转。所产生的离心力的方向就是固定偏心块与活动偏心块的合力方向。由于轴承内圈 6 是在振动轴 8 上，当振动轴 8 旋转时，轴承内圈 6 也跟着同步旋转。当旋转稳定时，偏心块 2、 3相对于轴承内圈 6没有位置变化，所以对于轴承内圈 6来说，偏心块产生的离心力只作用于轴承内圈轨道的局部，在轴承内圈 6上受的是局部负荷 7。 1 2 3 4 5 6 7 81- - of - - - - - 8- 5 振动室 承外圈 装在振动轴承座 7 孔上，它有两种工况，一种是随振动轮 1 的停止转动而静止，另一种是随振动轮 1 的前进、倒退而转动。振动轮 1 与振动轴 8 的转动速度相比，相对较慢。分析这两种工况，偏心块产生的离心力基本是顺序作用在轴承外圈 4 轨道的整个圆周上，所以在轴承外圈 4 上所受的是循环负荷。振动轴 8 旋转一周内，轴承外圈 4 上所受的力有所不同。如图 6 所示。当活动偏心块和固定偏心块同时到达最高点时，由于振动轮设计中，振动轮在振动工况下要有一定振幅，所以要求偏心块产生 的离心力大与振动的整个质量。所以当偏心块同时到达最高点 a 时 ,由于离心力作用，能将振动轮整个提高地面； 而 当固定偏心块和活动偏心块同时转到最低点 整个 振动轮被大地托住，所以轴承外圈上 图 6 振动轴承受力示意图 6轴承主要承受径向力作用，故选向心圆柱滚子轴承该轴承承受着偏心块旋转产生的离心力 心块产生 的惯性力 及偏心块的自重 力 z 同F 相比很小，为简化计算略去不计。力 0方向相反，略取使之偏于安全。这样轴承上的轴向力为零，径向力可按下式计算： 11 FF r ( N ) (32) 22 FF r （ N） (33) 转速 1 80 0306060 11 r/ (34) 1 98 0336060 22 r/ (35) 查机械设计手册可得轴承的要求寿命 000h。 械设计手册，轴承的基本额定动载荷为 8： （ 36） C 基本额定动载荷计算值； N 寿命因数；取 速度因数；取 力矩载荷因数；取 1.5 冲击载荷因数；取 f 温度因数；取 1 P 当量动载荷 当量动载的计算： 轴承的基本额定动载荷是在假定的运转条件下确定的。其中载荷条件是：向心轴承仅承受纯径向载荷；推力轴承仅承受纯轴向载荷。 P=X + 37） 其中： 径向载荷（ N）； 轴向载荷（ N）； X 径向动载荷系数； Y 轴向动载荷系数； 查表得， X=1， Y=0. b 所以， P 21816811 N） （ 38） P 16587722 N） （ 39） 计算得 5 0 9 53 1 31 C （ N） （ 40） C （ N） （ 41） 额定静载荷可按下式计算： S （ 42） 式中： 基本额定静载荷计算值； 当量静载荷， N；查表得 安全系数；查表取 。 高振幅时， C 6 5 4 5 0 42 1 8 1 6 83101010101 N） （ 43） C 4 9 7 6 3 11 6 5 8 7 73202020202 N） （ 44） 按照较大者确定轴承基本额定载荷： C 3057421 （ N） C 63105301（ N 动轴的最小直径计算 首先按下式初步估算振动轴承的最小直径，选取轴的材料为 45号刚，调质处理 （ 46） 3 （ 47） 查表取为 112； p 输出轴上的功率 n 轴的转速 r/18001980) 取连轴器的效率 承效率 、马达的效率都是 发动机功率 p=2 = （ 48） 由上式得 d （ 49） d 24. （ 50） 取较大者为设计时的参考最小轴径。 取整取 d=32 振动轴强度校核 轴 1 与振动马达相连，振动马达旋转通过轴 1 传递到偏心块上，轴 1 带动偏心块高速旋转产生振动所需的两个不同的离心力，从而实现振动，轴 1 的受力情况如下 ，右端与马达相连，这里会产生一个扭转应力，安装轴承的地方会产生一个支撑力，轴 1有 2个安装轴承的地方，这里产生 2个弯曲应力，左端与联轴器相连，连接另一根轴这里也会产生一个弯曲应力，根据上述分析，画出轴 1 的形状，以及其受力分析，和弯矩扭矩，载荷分布情况如图 7： 图 7 振动轴 1 形状以及受力分析和载荷分析 7 of of 的材料为 45号钢， 轴的材料为 45号钢，按 类载荷计算，其许用弯曲应力为 : w =险截面的当量弯矩 ： 所以： 22 )( ； （ 55） 式中： M 危险截面弯矩； 根据扭矩性质而定的折合系数；取 扭矩 ； 其中 ， M= （ 56） L 危险断面到轴承支撑点的距离； 134n 轴的转速； 1800/1980 (r/当压路机处于高幅低频状态时： T 2 481 80 5 09 55 01 23 518 00 02 T=2 =483 中 1 M 3 0 9 9 61 3 1 3 1 5011 （ 58） 所以 M 309 97)09 96)( 2221211 （ 59） 很显然，当振动压路机处于高频低幅状态时： 所以 按较大者计算： 危险截面的应力应满足 w= t 1 （ 60） 式中 w 弯曲应力； 截面模数； 其中， 333 d（ 61） 则 731 ZM a= w通过联轴器与主轴连接的轴 2简化形状如下 ， 分析其载荷分布，以及弯矩扭矩图如下 ： 图 8 振动轴 2 的载荷分布 of 2 同样采用 45 号钢，其许用弯曲应力同轴 1，同样在高频时其弯矩合扭矩都大于低频 其参数和计算公式同上 T 2281800 （ 62） M 3 0 9 9 61 3 1 3 1 5011 （ 63） M 309 96)09 96)( 2221211 （ 64） 731 0996 ZM w （ 65） 根据校核结果得出结论： 2 根 振动轴其截面都安全 振动轴承寿命校核 根据振动轴承型号： 列向心圆柱滚子轴承查得基本参数：,80240110 C=535000N。 231 )(=3 33 )174041231314(=48921（ N）（ 66） L 3161 )(3600106 )48921509530(30360010 =12070（ h） （ 67） L 2h 326 )(3600106 )48921509530(33360010 =10034 （ h） （ 68） 其中， 轴承所受的平均载荷； 轴承的计算寿命； 按高振幅时间 100%校核： 326 )(360010000h （ 69） 其中 10 908 423 131 42121 1 70） 经计算 ,轴承寿命达到设计要求 10。 连轴器选择 振动马达与振动轴之间采用直接传动方式，即使用连轴器联接。梅花型弹性连轴器由于其周向刚度较大，可以传递较大的扭矩而梅花型弹性件使轴向有较大的收缩余地，径向刚度较小，因而可承受较大的径向跳动变形，可用于液压马达与振动轴的联接。另外，它的轴向尺寸和径向尺寸都较小，可以减少振动轮的宽度和高度。 连轴器的计算转矩： （ 71） 式中： 工况系数 ;查设计手册，取 额定扭矩； N/m 其中， 9550 2 3 51 8 0 0 5 01 ） （ 72） 2 1 41 9 8 0 5 02 ） （ 73） 取较大值计算连轴器的计算转矩： 35 =） （ 74） 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用梅花形弹性连轴器 公称转矩为 630N m ，轴孔直径为 50，半连轴器长度 L=60。 振动器壳体设计 图 9 振动器旋转壳体 of 振动器旋转速度很快，传递功率大，所以应选择油润滑。振动器旋转壳体内壁置有 T 型筋。当壳体跟钢轮一起旋转时，不论正反转 T 型筋将润滑油撩起浇到偏心块和轴承上，达到充分润滑和加快散热的目的。降低温度可延缓润滑油老化，延长振动轴承使用寿命。 随着振动室内温度的升高，腔内必将充满油气。如果没有透气塞或透气孔，振动轮内的橡胶减振器安装盘、框架轴承安装中的油封势必加速失效漏油，透气塞也很容易堵塞，造成漏油。在此情况下，可将透气塞拆下来。 振动室的呼吸道有两种，对蝶形板和可拆装箱式结构的振动轮而言，可通过振动轴上的径向小孔贯通传动轴的花键孔从而使振动室与两蝶形板之间的空腔相通，而封口板上大于蝶形板最大直径处设有透气孔或透气塞，这样就实现了振动室的自由呼吸。对通轴式振动轮而言，由于油室是圆筒状，上述通道显然不可能实现，而通常在振动马达安装盘上方设置透气塞 ，以实现振动室的自由呼吸 9。 销的选择与校核 振动轴正反转时，利用挡销控制偏心块在不同的相位上。考虑到在起振及停振时活动偏心块与挡销存在振动和撞击，因此选择弹性圆柱销。其公称直径为 d=30,选用 L=120的弹性圆柱销。其许用剪应力为挡销受力示意图如下： 图 10 挡销受力示意图 0 of 图所示，挡销主要承受剪切应力： 24（ 75） 其中， F 横向力； N d 销的直径； 销数；取为 1 p 销的许用剪力；22 =48990 （ 76） 所以 9 3 41 1 9 9 =77） 所以 p。 4 振动功率的计算 振动压路机振动器的驱动功率，消耗在维持振动轮的振动、振动器偏心块振子轴承的摩擦以及偏心块的旋转起动加速上。 维持振动所需功率 参考压实机械与路面机械设计一书中提出的有关维持非定向振动的功率为： 22226222222622321)()(21)2( （ 68） 可以看出，维持振动所需的功率仅由振动阻力所决定，主要取决于振动频率及其振动工况。在压实一种材料时，振动工况是随材料的密实度变化，即振动工况是随压实遍数的增加有所不同，影响振动所需的功率，使其呈现变化的数值。根据实际测定表明，振动所需功率随压实材料状态变化而变化很微小的。因此可以近似的认为，当振动轮与振动器定型以后，振动所需的功率为常值。在其他相等的条件下，功率的最大值相应于共振工况下的功率 11。 所以维持振动所需功率可以按下式进行计算： 1 1 s A （ W） （ 78） 克服轴承摩擦所需功率 克服轴承摩擦所需功率可按下式确定： 2 N M n（ 79） 式中： 轴承中的摩擦力矩 (； n 偏心块的转速（ r/. 轴承摩擦力矩为： 2T f（ 80） 式中： f= 轴承的摩擦系数； 考虑润滑形式系数：对于油脂润滑选 考虑轴承形式的系数：对于球面滚珠轴承选 d 转轴直径； F 激振力。 心块旋转起动加速所需的功率 偏心块旋转起动加速所需的功率可按下式求得： 3N W) （ 81） 式中： F 偏心块旋转起动的惯性力（ N）； v 偏心块的旋转线速度（ m/s）。 偏心块 的旋转起动惯性力为： 211m r G r r t g t （ 82） 式中： J 偏心块的转动惯量（ N.m/; 偏心块起动角加速度（ ; t 起动加速时间，一般取 2 3s； g= 重力加速度。 如果考虑传动机构的传动效率 ，则可得到振动所需功率为： 312N N （ W） （ 83） 根据以上有关振动功率的确定我们可以计算得到 18 根据经验公式： P 02（ （ 84） 式中 振动质量；（ 名义振幅；（ m） 频率修正系数；取 5.5 n 振动轮数量；取 1 P 02= = （ 85） 此公式仅做参考用，因为实际工况不同，土壤的刚度等性能参数不同，实际的功率是在不断变化的，无固定功率可言 。 5 橡胶减振器 橡胶减振器的工作性能主要表现为对振动系统的阻尼减振，阻尼减振就是将振动能量转变成热能消耗掉，从而达到减振的目的，其方法是依靠提高机械机构的阻尼来减低或消除机械振动以提供急需的动态稳定性。这种阻尼主要起源于介质内部，又称固体的内阻尼，当它承受动载荷时，有一部分能量转化为热能而消耗掉，而另一部分能量则以势能等形式储存起来。减振器的内阻尼的大小除了取决于所用材料以外，还和其结构形状、尺寸、承载方式有关。 胶减振器的选择 橡胶减振器的材料有两种，一种是天然橡胶，另一种是丁碃橡胶。天然橡胶制成的减振器具有良好的减震性能，加工方便，具有良好的弹性稳定性和良好的耐日照性能。但天然橡胶阻尼小，通过共振区不是很安全。通过共振区时，振动压路机的上车振幅很大。还有天然橡胶耐油性能差，减振器接触油污后橡胶发生变形，失去弹性，因此不宜采用天然橡胶。丁碃橡胶具有良好的耐油性和较大的阻尼，目前大多数振动压路机的减振器都用该材料制造而成。 橡胶减振器的几何形状橡胶减振器的断面形状通常采用圆截面和矩形截面，如下图所示这种截面的形状简单，橡胶膜具制造容 易，而且减振刚度理论计算方法简单且成熟。 图 11 减振块 11 动压路机的减振器有传递扭矩和不传递扭矩两种形式。传递扭矩型减振器，振动压路机的行走轮的驱动力矩是通过减振器传递到驱动轮上的，这时减振器即要起到减振作用，又相当一只庞大的弹性联轴节。如果传递扭矩型减振器采用矩形或其他非圆形截面，那么随着振动压路机驱动轮的转动位置不同，振动压路机减震系统的总刚度也不同。但是对于圆形截面而言，总刚度则不随驱动轮位置的变化而变化。正是因为这一点，传递扭矩型减振器应采用圆形截面减振器。 在设计中，减振器的连接形式和布置决定了橡胶减振器的受力状态。在本设计中，橡胶减振器主要受剪力。受力如图所示 图 12 减振块受力图 2振器的刚度校核 因为减震器元件主要受剪切应力，所加载荷是框架的质量 剪切应力计算如下： J=86） 式中： N） 减振器横截面直径为 d=120 每个元件所受的载荷 T=490016 （ N） （ 87） 式中：使计算趋于安全，取 80
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