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钢轮.DWG

振动压路机振动轮设计【11张图纸】【优秀】【Word说明书+CAD图纸】

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[X0078]振动压路机振动轮设计.zip

75 振动压路机振动轮设计

振动压路机振动轮设计.doc---(点击预览)

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关键词：: x0078 振动压路机设计

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湘潭大学兴湘学院

毕业设计说明书

题目：振动压路机振动轮设计

完成日期： 2014年5月

湘潭大学兴湘学院

毕业论文（设计）任务书

论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计

一、主要内容及基本要求

振动压路机是一种利用机械振动和自重对土壤进行压实的筑路机械，广泛应用于一般等级公路的压实施工，振动轮包括激振器、振动轴承、联轴器、轴承座和振动电动机、钢轮和框架及振动器等部分，属于振动压路机最主要的工作部件，振动轮内部设置有固定偏心块和活动偏心式的激振器，在振动电动机的驱动下能正反高速旋转，两种大小的离心力迫使振动轮产生双振幅的机械振动，以适应不同的路面材质。

设计要求：

1）振动压路机线压力：760~1050N/cm;

2）振动轮的宽度为振动轮直径的1.1~1.8倍；

3）振动压路机的上车质量13.9吨,下车质量11.1吨；

4）振动压路机振动轮的上车振幅和下车振幅分别为1.7mm和0.9mm；

5）振动压路机上车工作频率25~30Hz，下车频率20~26Hz；

6）振动加速度为4~7g，牵引速度为0~4km/h。

具体要求：

1）采用Solidworks进行三维实体建模和装配；

2）形成若干A0-A4工程图图纸；

3）字数8000字左右的设计报告。

二、重点研究的问题

减震系统的刚度计算和减震器的设计；偏心块的结构设计；振动轮功率的计算；轴的设计与校核；轴承的选型和寿命计算。

三、进度安排

序号各阶段完成的内容完成时间

1资料收集3.11

2毕业设计开题3.11~3.17

3方案确定3.22

4设计计算4.15

5毕业设计中期检查4.15~4.21

6三维建模及工程图5.5

7完善设计、翻译及论文撰写5.25

8毕业答辩5.25~6.2

四、应收集的资料及主要参考文献

[1].李冰主编.振动压路机与振动压实技术[M].北京：人民交通出版社，2001.

[2].秦四成主编.振动压路机[M].北京：化学工业出版社，2006.

[3].濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.

[4].徐灏主编，机械设计手册[M].北京：机械工业出版社，2006.

[5].成大先主编.机械设计手册单行本[M].化学工业出版社，2004.

[6].陈超祥主编.Solidworks Motion运动仿真教程[M].北京：机械工业出版社，2012.

[7].陈超祥主编.Solidworks Simulation基础教程[M].北京：机械工业出版社，2012.

[8].CAD/CAM/CAE 技术联盟主编.Solidworks 2012中文版从入门到精通[M].北京：清

华大学出版社，2012.

湘潭大学兴湘学院

毕业论文（设计）评阅表

学号 2010963038 姓名曾可专业机械设计制造及其自动化

毕业论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计

评价项目评价内容

选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；

2.难度、份量是否适当；

3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。

能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；

2.是否有综合运用知识的能力；

3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；

4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；

5.工科是否有经济分析能力。

论文

（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；

2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；

3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。

综

合

评

价

论文选题符合专业培训目标，能够达到综合训练目的，题目有一定难度，工作量一般。该生查阅文献资料能力较好，态度较认真，基本能独立思考

解决问题，说明书格式符合规范要求。

评阅人：

2010年5月日

湘潭大学兴湘学院

毕业论文（设计）鉴定意见

学号： 2010963038 姓名：曾可专业：机械设计制造及其自动化

毕业论文（设计说明书） 50 页图表 11 张

论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计

内容提要：

设计一个利用机械振动和自重对土壤进行压实的振动压路机振动轮，要求在电动机

的驱动下能正反告诉旋转，两种大小的离心力迫使振动轮产生双振幅的机械振动。具体

内容如下：

1.振动轮总体设计方案

2.振动轮主要工作参数的设计计算

3.减振支承系统设计

主要特色：通过振动马达的正反转来实现振动轴的正反转，振动轴在轴承两端分别装有两组偏心块，每组偏心块有活动偏心块和固定偏心块，固定偏心块紧固在振动轴上，振动轴的正反转带动活动偏心块的正反转，从而产生偏心矩和激振力。

指导教师评语

选题符合培养目标，总体设计方案正确，达到综合训练的目的。该生在毕业设计过程中，学习态度良好，遵守学校的纪律，认真完成老师布置的设计任务，团结同学，

待人热情，态度较认真，基本能独立思考解决问题，查阅参考资料。说明书结构较严

谨，格式基本正确，文字基本通顺，但图纸中存在少量错误。

同意其参加答辩，建议成绩评定为中。

摘要1

ABSTRACT2

第一章绪论3

1.1 课题研究的意义3

1.2 国内外压路机产品技术概述与发展趋势3

第二章设计方案比较5

2.1 外振式振动压路机5

2.2 内振式振动压路机5

2.3 单轮振动压路机5

2.4 双轮振动压路机6

2.5 摆振式振动压路机6

2.6 定向式振动压路机6

2.7 本设计方案7

第三章变频变幅振动轮的压实原理8

3.1 振动压实机理8

3.2 变频变幅振动压实的优势10

第四章振动轮总成设计思路13

第五章变频变幅振动轮的总体设计及计算13

5.1 振动轮振动参数的讨论及确定13

5.1.1 振动频率13

5.1.2 工作振幅和名义振幅13

5.1.3 振动加速度14

5.1.4 振动压路机工作速度和压实遍数16

5.1.5 激振力16

5.1.6 振动轮的振动功率17

5.2 振动轮主要工作参数的设计计算18

5.2.1 压路机的工作质量及其分配18

5.2.2 振动轮的直径和宽度18

5.3 振动轮激振机构20

5.3.1 几种激振形式压路机力学特性和压实特性20

5.3.2 振动机械激振器的分类及作用原理21

第六章振动轮减振支承系统设计24

6.1 振动压路机减振系统的基本原理24

6.2 减振系统总刚度的确定25

6.3 橡胶减振器的设计与计算26

6.3.1 橡胶减振器的材料27

6.3.2 橡胶减振器的几何形状27

6.3.3 橡胶减振器的硬度HS27

6.3.4 减振器的几何尺寸28

6.3.5 橡胶减震器的刚度设计与计算28

6.4 橡胶减振器的校核29

第七章三维附图

设计总结35

致谢37

参考文献37

附录138

附录242

蒈薁螅芇蒇蚃

摘要

振动压路机是工程施工的重要设备之一，用来压实各种土壤、碎石料、各种沥青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的压实，是筑路施工中不可缺少的压实设备。根据振动压路机工作原理、结构特点、操作方法和用途等的不同，有不同的分类方法。按振动轮内部结构可分为：振动、震荡和垂直振动。其中振动又可分为：单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅和无级调频调幅。可见，振动轮是振动压路机的核心工作机构。

我国的振动压路机研究已经接近成熟，但是与国外相比仍有很大的差距，本文意在研究压路机振动轮的相关参数和结构，使其能够在工作状态达到效率最大化，能够缩小和国外的研究差距。

本设计介绍了振动压路机的发展概况、振动机构的配置、振动轮功率的计算、激振器的型式、偏心块的设计计算、减振系统的刚度计算和减震器的设计，轴的设计与校核，轴承的选型和寿命计算。

关键词：振动压路机；振动轮设计；联轴器；偏心块；激振力；减振

QQ截图20150601110026.jpg

QQ截图20150601110118.jpg

幅板.jpg

钢轮.jpg

固定法兰.jpg

固定偏心块.jpg

活动偏心块.jpg

减振连接板.jpg

振动轮总成.jpg

振动轴.jpg

支承矩形钢.jpg

轴承座.jpg

轴承座端盖.jpg

内容简介：: 湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目：振动压路机振动轮设计专业：机械设计制造及其自动化学号： 2010963038 姓名：曾可指导教师：彭锐涛完成日期： 2014年5月湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计学号： 2010963038 姓名：曾可专业：机械设计制造及其自动化指导教师：彭锐涛系主任：刘柏希一、主要内容及基本要求振动压路机是一种利用机械振动和自重对土壤进行压实的筑路机械，广泛应用于一般等级公路的压实施工，振动轮包括激振器、振动轴承、联轴器、轴承座和振动电动机、钢轮和框架及振动器等部分，属于振动压路机最主要的工作部件，振动轮内部设置有固定偏心块和活动偏心式的激振器，在振动电动机的驱动下能正反高速旋转，两种大小的离心力迫使振动轮产生双振幅的机械振动，以适应不同的路面材质。设计要求： 1）振动压路机线压力：7601050N/cm; 2）振动轮的宽度为振动轮直径的1.11.8倍； 3）振动压路机的上车质量13.9吨,下车质量11.1吨； 4）振动压路机振动轮的上车振幅和下车振幅分别为1.7mm和0.9mm； 5）振动压路机上车工作频率2530Hz，下车频率2026Hz； 6）振动加速度为47g，牵引速度为04km/h。具体要求： 1）采用Solidworks进行三维实体建模和装配； 2）形成若干A0-A4工程图图纸； 3）字数8000字左右的设计报告。二、重点研究的问题减震系统的刚度计算和减震器的设计；偏心块的结构设计；振动轮功率的计算；轴的设计与校核；轴承的选型和寿命计算。三、进度安排序号各阶段完成的内容完成时间1资料收集3.112毕业设计开题3.113.173方案确定3.224设计计算4.155毕业设计中期检查4.154.216三维建模及工程图5.57完善设计、翻译及论文撰写5.258毕业答辩5.256.2四、应收集的资料及主要参考文献 1.李冰主编.振动压路机与振动压实技术M.北京：人民交通出版社，2001. 2.秦四成主编.振动压路机M.北京：化学工业出版社，2006. 3.濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006. 4.徐灏主编，机械设计手册M.北京：机械工业出版社，2006. 5.成大先主编.机械设计手册单行本M.化学工业出版社，2004. 6.陈超祥主编.Solidworks Motion运动仿真教程M.北京：机械工业出版社，2012. 7.陈超祥主编.Solidworks Simulation基础教程M.北京：机械工业出版社，2012. 8.CAD/CAM/CAE 技术联盟主编.Solidworks 2012中文版从入门到精通M.北京：清华大学出版社，2012. 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2010963038 姓名曾可专业机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计评价项目评价内容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评价论文选题符合专业培训目标，能够达到综合训练目的，题目有一定难度，工作量一般。该生查阅文献资料能力较好，态度较认真，基本能独立思考解决问题，说明书格式符合规范要求。评阅人： 2010年5月日湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）鉴定意见学号： 2010963038 姓名：曾可专业：机械设计制造及其自动化毕业论文（设计说明书） 50 页图表 11 张论文（设计）题目：振动压路机振动轮设计内容提要：设计一个利用机械振动和自重对土壤进行压实的振动压路机振动轮，要求在电动机的驱动下能正反告诉旋转，两种大小的离心力迫使振动轮产生双振幅的机械振动。具体内容如下： 1.振动轮总体设计方案 2.振动轮主要工作参数的设计计算 3.减振支承系统设计主要特色：通过振动马达的正反转来实现振动轴的正反转，振动轴在轴承两端分别装有两组偏心块，每组偏心块有活动偏心块和固定偏心块，固定偏心块紧固在振动轴上，振动轴的正反转带动活动偏心块的正反转，从而产生偏心矩和激振力。指导教师评语选题符合培养目标，总体设计方案正确，达到综合训练的目的。该生在毕业设计过程中，学习态度良好，遵守学校的纪律，认真完成老师布置的设计任务，团结同学，待人热情，态度较认真，基本能独立思考解决问题，查阅参考资料。说明书结构较严谨，格式基本正确，文字基本通顺，但图纸中存在少量错误。同意其参加答辩，建议成绩评定为中。指导教师：年月日答辩简要情况及评语答辩小组组长：年月日答辩委员会意见答辩委员会主任：年月日目录摘要1ABSTRACT2第一章绪论31.1 课题研究的意义31.2 国内外压路机产品技术概述与发展趋势3第二章设计方案比较52.1 外振式振动压路机52.2 内振式振动压路机52.3 单轮振动压路机52.4 双轮振动压路机62.5 摆振式振动压路机62.6 定向式振动压路机62.7 本设计方案7第三章变频变幅振动轮的压实原理83.1 振动压实机理83.2 变频变幅振动压实的优势10第四章振动轮总成设计思路13第五章变频变幅振动轮的总体设计及计算135.1 振动轮振动参数的讨论及确定135.1.1 振动频率135.1.2 工作振幅和名义振幅135.1.3 振动加速度145.1.4 振动压路机工作速度和压实遍数165.1.5 激振力165.1.6 振动轮的振动功率175.2 振动轮主要工作参数的设计计算185.2.1 压路机的工作质量及其分配185.2.2 振动轮的直径和宽度185.3 振动轮激振机构205.3.1 几种激振形式压路机力学特性和压实特性205.3.2 振动机械激振器的分类及作用原理21第六章振动轮减振支承系统设计246.1 振动压路机减振系统的基本原理246.2 减振系统总刚度的确定256.3 橡胶减振器的设计与计算266.3.1 橡胶减振器的材料276.3.2 橡胶减振器的几何形状276.3.3 橡胶减振器的硬度HS276.3.4 减振器的几何尺寸286.3.5 橡胶减震器的刚度设计与计算286.4 橡胶减振器的校核29第7章三维附图设计总结35致谢37参考文献37附录138附录242蒈薁螅芇蒇蚃摘要振动压路机是工程施工的重要设备之一，用来压实各种土壤、碎石料、各种沥青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的压实，是筑路施工中不可缺少的压实设备。根据振动压路机工作原理、结构特点、操作方法和用途等的不同，有不同的分类方法。按振动轮内部结构可分为：振动、震荡和垂直振动。其中振动又可分为：单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅和无级调频调幅。可见，振动轮是振动压路机的核心工作机构。我国的振动压路机研究已经接近成熟，但是与国外相比仍有很大的差距，本文意在研究压路机振动轮的相关参数和结构，使其能够在工作状态达到效率最大化，能够缩小和国外的研究差距。本设计介绍了振动压路机的发展概况、振动机构的配置、振动轮功率的计算、激振器的型式、偏心块的设计计算、减振系统的刚度计算和减震器的设计，轴的设计与校核，轴承的选型和寿命计算。关键词：振动压路机；振动轮设计；联轴器；偏心块；激振力；减振 ABSTRACT The vibratory roller is one of the important construction equipments for compaction of soil, aggregates, asphalt and concrete. In highway construction,it is used in the compaction of the roadbed and act as an indispensable road construction.The vibratory roller can be classified depending on the vibratory rollers working principle, the structural characteristics, methods of operation and use .It can be divided through the internal structure of the wheel vibration: vibration, shock and vertical vibration. Whele vibration can be divided into single-frequency single, single-frequency double-width, single-frequency multiple pieces of multi-frequency and stepless AM FM. So, the vibrating drum is the core of vibratory roller .Our vibratory roller studies have been approaching maturity, but there is still a big gap compared with foreign countries, this article is intended to study the relevant parameters and structure of the roller wheel vibration, to enable them to maximize efficiency in working condition, can be reduced and abroadresearch gaps. This article introduces the design of vibration roller development, vibration mechanism, vibration wheel configuration power calculation, the exciter eccentric block type, the design and calculation of vibration system, calculation of stiffness and damper design, shaft design and verification, selection and the service life of the bearing calculation.KEY WORDS: vibratory roller, design, Vibration exciter, hydraulic, vibration force, vibration第一章绪论1.1设计的意义振动压路机是工程施工的重要设备之一，用来压实各种土壤、碎石料、各种沥青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的压实，是筑路施工中不可缺少的压实设备。根据振动压路机工作原理、结构特点、操作方法和用途等的不同，有不同的分类方法。按振动轮内部结构可分为：振动、震荡和垂直振动。其中振动又可分为：单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅和无级调频调幅。可见，振动轮是振动压路机的核心工作机构。根据振动压实原理中的土的共振学说，当激振频率与被压实土的固有频率相等或非常相近时，振动压实的效果最佳。而当振动压路机在不同土壤上工作时，土的固有频率是变化的，这样若压路机的振动频率是固定的或是只有有限档位的，就无法在每一时刻都保证最佳的压实效果。于是，研究振动压路机的振动轮变频的实现，就是为了在不同土壤上工作时都能自动达到共振，将土如期压实。关于振幅，根据重复冲击学，为了增大机械在与土接触前一瞬间的动量，就需要振动轮有较大振幅和增大振动部分的质量。而根据内摩擦减少学说，为了使振动轮在振动过程始终保持和土的接触，又需要振动轮的振幅很小，使其不脱离地面。同时，压实时振动轮进行浅层振动或深层振动所需要的振幅大小是不同的。因此振动压路机也应有变化的振幅。1.2 国内外压路机产品技术概述与发展趋势20世纪30年代，世界上最早的振动压路机出现在德国。此后随着振动压实理论研究的深入，避振材料和振动轴承制造技术的不断完善，振动压路机在60年代占领了世界压实机械市场，其品种、规格也呈现多元化发展。随着社会需求对压路机动力性能、运动精度及自动化程度的要求，液压传动技术于60年代应用于压路机，70年代国外的大多数振动压路机已经实现液压传动。随后，电液控制技术在振动压路机上的应用，更使得压路机实现了行走、振动、转向和制动等系统的全液压传动。到20世纪末期，电子技术和计算机技术给压实机械进行了一场控制革命，德国宝马（Bomag）公司首创了振动调幅压实系统并迅速推向世界市场。目前，国际上全液压传动压路机技术中，液压传动、全轮驱动、铰接转向等技术已经较为成熟，自动控制技术还处于起步阶段，其中振动参数的自动控制已经有了突破性进展，但技术还有待进一步完善。我国的压路机研制起步较晚，主要借鉴国外成果经验发展，20世纪80年代，国内压路机厂家引进国外先进技术，开发生产了全液压单钢轮振动压路机，由于国情原因，90年代国内出现了将静压路机的机械驱动行使系统移植到了全液压振动压路机上，替代了其原有的液压传动件和驱动桥组成行使驱动系统，创造了国内特有的机械式单缸轮振动压路机，它以低廉的价格赢得了市场3。总体上说，我国振动压路机市场的特点可以概括为：生产厂家众多，产品系列齐全，销量规模攀升，高端市场不强。目前，国内大部分振动压路机仍为单轮驱动、单轮振动、机械传动的状态，与国外相关产品技术比较，还有较大的差距。在保证占有市场份额的同时，加快研发高端振动压路机产品，积极抢占国内外高端市场，是国内相关企业的当务之急。目前，国际上振动压路机正朝着结构模块化、一机多用化、机电一体化、行车安全化、智能化、专业化的趋势发展。可以预见，随着我国基础设施建设特别是公路建设的持续发展，我国压路机销量将有所增加，且会呈现较大的增长幅度。根据权威专家预计，“十一五”期间我国压路机容量将会达到15000台左右，其中国有生产的产品销量约占85，静碾压路机和机械驱动单钢轮振动压路机等中低档产品依然维持主导；国外产品约占15，其中以全液压驱动振动压路机等高档产品为主。由于技术上的差距，国内企业的增长空间将比较有限。效率高、档次高的高端产品是未来的发展方向。随着市场对施工机械性能的更高要求，以下类型的产品具有更广阔的发展空间：大型振动压路机、中型轮胎压路机、自行式双钢轮串联振动压路机、无级调频调幅振动压路机、压实RCC材料的专用压路机。需要进一步研发与推广的产品有：驾驶条件好、环境污染小的振荡式压路机；生产率高的串联振动压路机；压实封层严密又不破坏骨料的轮胎压路机。第二章设计方案比较振动压路机上的振动机构有着不同的配置方法，从而形成了具有不同工作性能的振动压路机。例如按激振器安装位置的不同区分为外振式与内振式，按振动轮的不同位置区分为单轮振动、双轮振动与摆振式，按振动力与传递方向的不同区分为无定向摆动、振荡和垂直振动。其中振荡与垂直振动可合称为定向振动，或称双轴振动。2.1外振式振动压路机外振式振动压路机有上下两层机架，两机架之间由压缩减振器相连接，激振器安装在下机架上。当振动轴带动偏心块高速旋转时，压路机的下机架连同安装在下机架上的压轮一起振动。这种振动压路机的激振器结构简单，便于维修保养，所以在很多手扶振动压路机上得到了应用。图2-1 外振式振动压路机2.2内振式振动压路机目前，绝大多数的振动压路机都采用内振式单轴振动结构。内振式振动压路机的激振器安装在振动轮内，并与振动轮的回转轴在同一轴线上。当振动压路机工作时，振动马达驱动振动轴高速旋转，振动轴上的偏心振子即产生离心力，振动轮就是在这个离心力的作用下产生圆周运动。内振式振动压路机结构紧凑，技术成熟，操作使用安全，因此获得了广泛应用。2.3单轮振动压路机单轮振动压路机只有一个振动轮，另一个车轮不振动而仅起驱动或导向作用，如CA25轮胎驱动振动压路机即YZC5型串联振动压路机。单轮振动压路机的结构相对简单，大吨位的轮胎驱动单轮振动压路机用于基础压实，驱动能力大，横向性能好。小型的串联式单轮振动压路机用于小型压实工程或路面维修作业。2.4双轮振动压路机双钢轮串联式振动压路机的结构相对复杂些，两个振动轮上都需要减振，也都需要驱动，如CC21振动压路机。但双轮振动压路机的压实能力强，作业效率高，与同吨位的单轮振动压路机相比，双轮振动压路机压实土壤时的生产率可提高80%，压实沥青混凝土时的生产率可提高50%。2.5摆振式振动压路机摆振式振动压路机也有两个振动轮，两个振动轮上激振器的偏心块具有的相位差。它们工作时由一根齿形带驱动，这就能保持其旋转方向相同而相位差不变化。两个激振器产生的离心力总是相反的，导致了压路机的两个振动轮总是一个跳起而另一个触地，使得整个压路机在工作时除具有振动特性之外，还呈现前后摆动的特点. 图2-2 摆振式振动压路机2.6定向式振动压路机通常意义上的振动压路机是无定向振动的，无定向振动压路机使用的是单轴激振器，其激振力是沿振动轮圆周变化的。在同一个振动轮上属于两个激振器作不同的配置，可以使地面接收到理论上属于纯粹水平或纯粹垂直的振动力，这就是所谓的“定向振动”。2.7本设计方案本设计为内振式双振幅无定向式振动压路机。可机械行走、双振幅，具有可靠的性能，较大的工作质量和强大的激振力，因而是高质量、高效能、机械化施工中的优良压实设备。第三章变频变幅振动论的压实原理3.1 振动压实机理振动压实用快速、连续地反复冲击土的方式工作。压力波从土的表面向深处传播，土颗粒处于振动状态，颗粒间的摩擦力实际上被消除，在这种状态下，小的土颗粒填充到大的土颗粒的孔隙中，土处于容积尽量小的状态。不同时产生压力的振动，能在一些情况下获得好的压实效果。如混凝土或完全水饱和砂，由于振动消除了内摩擦力，因受重力影响，这些材料被固紧密实。有必要用带有压力和剪切力的振动去克服土颗粒间的粘结力和内聚力，因为这些力阻碍土的压实。在土中，毛细管把土颗粒连接在一起，并形成表面内聚力，内聚力随土颗粒尺寸的减小而增大。在粘土中，由于粘土颗粒之间分子力的作用，也形成内聚力。土的振动压实，必须具备下列条件才能得到理想的压实效果。1）土颗粒处于运动状态，内摩擦力被消除；2）在土中产生应力和内聚力。关于土的振动压实的三种学说：（1）土的共振学说。根据物理学原理，如果被压实土的固有频率和激振机构振动频率相一致，则振动压实能得到最好的结果。但在各种土及一种土的是挤压式过程中，土的固有频率是变化的，因此激振机构的频率就必须有一个较大的调节范围。（2）重复冲击学说。利用振动在土上所产生的周期性的压缩运动作用，使土压实，为此就需要增大机械在与土接触前一瞬间的动量，这就需要使机械具有大振幅和增大振动部分的质量。（3）内摩擦减少学说。土的内摩擦因振动作用而急剧减小，使剪切强度下降到只要很小的符合就能很容易进行压实，为此，就需要使压轮在振动过程中始终保持着和土的接触，即土的振动频率、振幅与压轮的频率、振幅相同，就能得到最好的压实效果，在这种情况下，振动压轮传递给土的纯粹是振动能量，为了使压轮达到这样一种工作状态，就必须使振幅很小使它不脱离地面。振动压路机在进行压实作业时，由于振动轮的振动使其对地面作用一个往复的冲击力。振动轮每对地面冲击一次，被压实的材料中就产生一个冲击波。同时，这个冲击波在被压实的材料内，沿着纵深方向扩散和传播。随着振动轮不断振动，冲击波也将不断产生和持续扩散（见图3.1）。被压实材料的颗粒在冲击波的作用下，由静止的初始状态变为运动状态。被压实材料颗粒之间的摩擦力，也由初始的静摩擦状态逐渐进入到动摩擦状态。同时，由于材料中水分的离析作用，使材料颗粒的外层，包围了一层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂。颗粒间的摩擦阻力将大为下降，这为颗粒的运动创造了十分有利的条件。被压实材料的颗粒在冲击波的作用下产生了运动，造成了颗粒间的初始位置的变化，并且由此产生了相互填充间隙的现象（见图3.2）。颗粒之间存在许多大小不等的间隙。在振动压实之后，由于颗粒之间的相对位置发生了变化，出现了相互填充的现象，颗粒间的间隙减少了。较大颗粒之间形成的间隙由较小的颗粒所填充，被压是材料的压实度提高了。同时，颗粒之间的紧密接触也增大了被压实材料的内摩擦阻力，使基础的承载能力也随之提高了。图3.1 振动冲击波在土中的传递图3.2 压实前、压实后被压实材料颗粒排列状态a)压实前 b)压实后由于被压实材料其颗粒之间存在着粘聚力和吸附力等阻碍颗粒运动的力。所以，要达到压实目的，必须克服阻碍颗粒运动的力。振动压路机是通过合理地选择一组振动与工作参数，来降低被压实材料的内部阻力，来实现用较少的能量消耗来获得较高的压实效果。如果以E表示土的压实度，E与振动压路机的振动参数和工作参数有以下的函数关系：（3.1）式中，振动压路机振动轮的线载荷，N/cm；振动压路机工作振幅，mm；振动压路机工作频率（角频率）；振动压路机的工作速度，m/s。为了克服土颗粒之间的粘聚力和吸附力，振动压路机必须有足够大的线载荷和振幅。线载荷越大，作用在被压实的土表面上的正压力也越大，从而越容易破坏土颗粒之间的粘聚力和吸附力形成的抗剪切强度。振动轮振幅越大，土颗粒运动的位移越大，也就越容易破坏土的颗粒之间的粘聚力，土容易被压实。振动压路机的工作频率是影响土颗粒运动状态的重要参数。当工作频率靠近“压路机土”的振动系统的二阶固有平率时，土的颗粒运动加速度增高，其内摩擦阻力急剧下降，土的颗粒之间的相互填充作用加强。此时，土仿佛处于流动状态。这种内摩擦阻力急剧下降，仿佛处于流动状态的土的状态称为“土的液化”现象。土处于“液化”状态时，有些物料，例如纯干性水泥、干砂和水饱和砂等其内部摩擦阻力几乎为零。因此，这些物料在“液化”状态下仅需要振动可以达到完全密实的效果。瑞典Dynapac公司测试了不同物料在不同物理状态下的振动与非振动时的摩擦阻力矩。从中可知，对于粘聚性很小的物料，如干性水泥、干砂和水饱和砂等在振动状态下内摩擦阻力几乎等于零。因此，对于这些材料，只要满足一定的振动加速度要求，就完全可以通过振动达到自行密实的效果。对于粘性较大的土，在振动状态下，内摩擦阻力虽也有十分明显的下降，但仅仅通过振动是不足以使这种物料达到密实的。为了使其密实，还必须施加一定的正压力。同时，还要有足够大的振幅，以克服土的抗剪切强度和土的颗粒之间的粘聚力和吸附力。这说明，两台振动参数相同的振动压路机，振动轮的线载荷越大，压实效果越好。3.2 变频变幅振动压实的优势在实际应用中，因被压实层的土的性质不同，粒径不同。初始密实状态不同，其弹性也不同，因此，对振动频率和振幅大小的要求也不尽相同。根据实验得到的粘聚力不大、颗粒间能有相对运动的土的压实效果与振动频率和振幅之间的关系曲线，如图3.3所示。图3.3 振动频率和振幅与压实效果的关系由图3.3可以看出：1.振动频率为2535Hz的压实效果最好；2.在整个频率从范围内，增大振幅可明显增加压实效果；3.振动频率过高反而会降低压实效果。其原因是振动轮在过大的振动强度作用下脱离了地面，使表层受到严重不规则的冲击和过度碾压。振幅为振动压路机振动轮上下移动的量。振幅越大，使被压土或材料参加振动的质量越多，从而增加压实影响深度或压实厚度。这里需要注意的是，如果要求的压实深度不大，就无需使用大振幅的压实。因为过高的压实能量不仅不会被压层的土或材料吸收，反而会使已压实的薄层产生松散现象。对于较厚的碾压层来说，虽然其上层已经压实到一定程度，在继续碾压过程中，未达到完全压实以前，其上层仍会产生再松散现象。为了避免这种现象发生，对于厚碾压层，开始时振幅要大，之后随压实度增加应逐渐减小振幅。第四章振动轮总成设计思路振动轮总体设计结构如图所示，通过振动马达的正反转来实现振动轴的正反转，而振动轴在振动轴承两端分别装有两组偏心块，每组偏心块由活动偏心块和固定偏心块组成，固定偏心块紧固在振动轴上，振动轴的正反转带动活动偏心块也正反转，从而产生偏心距，激振力也因此产生。图4.1本次设计振动轮结构示意图1.滚筒 2.固定偏心块 3.振动轴 4,5.垫圈 6轴承座端盖 7联轴器 8支承矩形钢 9振动马达 10螺栓 11.橡胶减震块 12.振动马达固定法兰13,14螺栓 15.滚筒第5章变频变幅振动轮的总体设计及计算5.1 振动轮振动参数的讨论及确定振动压路机的振动轮的振动参数主要是振幅和频率，还有一些派生振动参数，如振动加速度、激振力等，这些派生参数都可以用振幅和频率导出。另外就是振动功率，它是计算振动压路机振动轮功率消耗所必需的。振动功率不仅与振动参数有关，而且还与压实工况有着密切的关系。5.1.1 振动频率压路机振动轮在激振里的作用下产生受迫振动，其振动频率f（Hz）、角频率(rad/s)和振动周期T(s)分别按以下公式计算（5.1） = 2 = （5.2）T = = （5.3）式中n激振器转速，r/min。由以上公式可知，想要改变振动频率f只要改变激振器的转速n即可。由本设计的任务书可得，振动频率的变化范围要求为25-30Hz,可导出激振器转速的变化范围应为15001800r/min。在本设计中，振动轮的变频振动就是通过轴的转速的变化而实现的。通常情况，振动压路机工作频率的取值范围如下，作为参考数据：压实路基 2530Hz压实次基层 2540Hz压实路面 3050Hz5.1.2 工作振幅和名义振幅振动压路机在振动压实作业时，振动轮的实际振幅称为振动压路机的工作振幅，用A来表示，振动压路机的工作振幅受土壤刚度的影响。由于土壤铺层的刚度是一个随机值，所以振动压路机的工作振幅也是一个随机参数。因此，我们设计时，研究的是“名义振幅”，即是把振动压路机用支撑物加起来，振动轮悬空时测得的振幅，也称为“空载振幅”，用A0表示。名义振幅的大小只与振动论本身的参振质量及激振器的静偏心距有关，而不受外部工况条件的约束。名义振幅也称“理论振幅”。振动压路机的名义振幅的计算公式如下：A0 = (5.4)式中，激振器的静偏心距；下车质量（振动轮质量）。本设计中，振动轮质量为11.1t。根据振动轮的名义振幅的定义可得，当振动压路机振动质量确定之后，要改变名义振幅的唯一途径就是改变激振器的静偏心距，静偏心距是偏心质量与偏心距的乘积。通常情况，振动压路机名义振幅的取值范围如下，作为参考数据：压实路基 1.42.0mm压实次基层 0.82.0mm压实路面 0.40.8mm本设计中，振动压路机振动轮的上车振幅和下车振幅分别为1.7mm和0.9mm。5.1.3 振动加速度名义振幅和振动频率选定后，校核振动轮的振动加速度。 (5.5)式中，名义振幅，mm；振动角频率，Hz。振动轮加速度的校核范围：压实路面 47g压实基础 510g由于本设计中，名义振幅上车和下车分别为1.7mm和0.9mm,而振动频率都不是某个具体值，而分别是一个范围，下车频率的最大值为26，于是此时，先用范围的最大值进行初步校核。4.6计算后，发现振动加速度属于压实路面范围。在实际的压实作业中，当振动压路机的振幅达到最大值时，若其工作频率也处在最大值，则振动压路机的振动情况必然过于剧烈，导致压实效果并不良好。在实际应用中，两者同时处于最大值的概率是极小的。另一方面，在掌握了压实原理之后可知，通常，振动压路机在压实粘性材料、混合土等或者压实基础时，采用的是低频高幅的工作状态；在压实砂土或路面浅层压实时，采用的是高频低幅的工作状态。因此，推出这样一个结论，即压实路面时，频率会达到其最大值，而振幅需要控制在某个范围以内；压实基础时，振幅会达到其最大值，而工作频率需要控制在某个范围以内。此处，在整机需要有一个控制系统来实现分别对振幅和工作频率的控制，它并不在振动轮中，因此本设计中不含这一部分的设计。现分别计算两种情况时的两组可能出现的最大值：压实路面：的范围为47g由公式5.5，导出带入频率最大值，及的最大值，又由，得出即，当频率处在最大值时，振幅应控制在2.6mm以下。这组频率和振幅的数值即为：=26Hz=2.6mm压实路基：的范围为510g由公式5.5，导出带入振幅最大值，及的最大值，又由，得出即，当振幅处在最大值时，频率应控制在29Hz以下。这组频率和振幅的数值即为：=29Hz=1.7mm综上，以上两组频率和振幅的数值就是本设计中可能出现的振动最强烈的两个时刻，故在以下的校核计算中，只要分别用这两组数据校核即可。 =26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm5.1.4 振动压路机工作速度和压实遍数振动压路机的工作速度是指振动压路机在进行压实作业时的行走速度。与静作用压路机相比，振动压路机的工作速度对压实效果的影响特别明显。因为，在振动压实过程中，土的颗粒由静止的初始状态变化为运动状态要有一个过渡过程。过渡过程持续的时间长短与土的颗粒之间的粘聚力、吸附力的大小有关;也与振动压路机的振动轮的线载荷有关。线载荷越大，过渡过程所需要的时间就越短。研究表明，为了克服土颗粒之间的粘聚力、吸附力，对于一般的亚粘土应至少三次有效的强迫振动，才足以使土颗粒处于振动状态。在铺层厚度一定时，传递至被压材料的能量与碾压遍数成正比，与碾压速度成反比。当压路机的速度增加，碾压遍数也要相应增加。随着碾压速度的提高，振动撞击的次数减少，要获得相同的压实效果，势必增加压实遍数。如果碾压速度与遍数不匹配，就达不到设计的密实度。需选择合适的碾压速度，碾压速度一般选用3km/h6km/h，高频并不意味着可以提高碾压速度，碾压速度还应该保持在3km/h6km/h。有研究数据表示，如果把碾压速度提高到5km/h7km/h，达到同样要求密实度的碾压遍数要增加50%。5.1.5 激振力振动压路机振动轮的激振力： (5.6)激振力越大，压路机作用于土壤的压实力就越大，压路机的总压实力由振动轮的激振力和轮轴分配的静轴荷之和构成。激振力的增大与振幅和振动频率的平方成正比。在一定范围内振动频率的增加对压实效果的影响是有限的，因此激振力越大，并不意味着压实效果越好。激振力只能用于对静重和频率相等的各压路机之间进行直接对比。5.1.6 振动轮的振动功率振动压路机的振动功率是指振动压路机的下车（振动轮）产生的振动并克服土的阻尼所消耗的功率。查找相关资料可知，振动功率的计算目前尚没有一种较为完善的计算方法。瑞典戴纳帕克公司根据本公司产品的特点，即以CA系列和CC系列为主的两大系列产品，绘制了每一系列产品振动功率及整机功率曲线，在系列内需开发新产品时，所需功率在曲线上寻查；德国劳森浩森公司有其自己的振动功率计算方法，这套计算方法也有其优缺点，但经实践证明基本是可行的。两种常见的振动压路机振动功率的计算方法如下：第一种为经验公式，第二种为理论计算方法。前者计算净度较低，但简便易算，在初步设计中进行估算是很有实用价值的；第二种方法计算精度略高，但人们对这个公式的理论依据上有不同看法，特别是这种算法可能出现功率负值，其解释也不尽人意。对比以上两种计算方法的优势和劣势，本设计选用第一种方法进行初步计算。振动功率的经验计算公式： (5.7)式中，振动系统消耗功率，W；振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量），Kg；名义振幅，mm；振动轮数量；频率修正系数，见表5.1。表5.1 振动功率的频率修正系数频率（Hz）253031353640414546505.56.577.58本设计中，振动振幅和频率都是一个范围，而不是一个具体值。计算功率时用5.1.3中计算的两组最大值来计算出功率的最大值。两组最大值即：=26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm第一组：当=26时，代入进行计算得： =158730W第二组： =103785W取两者中较大一个为本设计中振动轮的振动频率的功率最大值，即=15.8KW。5.2 振动轮主要工作参数的设计计算振动压路机振动轮的主要工作参数是工作质量、外形尺寸等。5.2.1 压路机的工作质量及其分配工作质量是振动压路机的主要参数，它是按规定加入油、水、压重物、随机工具，并包括一名司机在内的振动压路机的总质量。振动压路机工作质量的大小直接影响了压实质量和工作效率。当其他条件不变时，减小振动轮质量，有利于提高振动轮振幅和振动轮对地面的作用力。但在相同振幅条件下，振动轮质量越大，对地面的冲击能量也就越大，压实效果就越好。两者兼顾，才能解决这一矛盾。振动压路机机架与振动轮质量比通常应在以下这个范围之内： m1/m2=13.9/11.1=1.25=0.81.8式中，机架质量；振动轮质量。经验表明，振动压路机机架(上车质量13.9吨）与振动轮质量（下车质量11.1吨）比近似于1时，可以兼顾振动压路机对地面的作用力和振动压路机对地面的冲击能量。这时，振动压路机具有较好的压实效果。5.2.2 振动轮的直径和宽度当振动压路机振动轮的分配质量（振动质量和振动压路机上车作用在振动论上的部分质量之和）保持一定时，振动轮越宽，其线载荷越低，压实影响深度越小。反之，振动轮的宽度越窄，压实影响深度越大。当振动轮分配质量相同时，振动轮的宽度不可取得过小，同样，振动轮的直径也不可缺的过小。如振动轮直径过小，进行压实作业时，振动轮前方就会出现“波纹”。如轮宽过窄，在压实路面时，会使路面产生裂纹。不仅取值不能过小，也不能过高，要避免整机的重心过高。下面有两种算法，其中用算法二将算法一中的设计数据进行校核。（1）算法一：线载荷的表达式如下： (5.8)式中，振动轮的分配载荷，N；振动轮宽度，cm。由于本设计的研究对象为单个振动轮，没办法精确计算出振动轮轮的分配载荷的数值，因此，在本设计中将振动轮的重量带入计算，但不表示两者意义等同。由此，导出振动轮的宽度表达式：由于本设计中，振动轮的质量为11.1t，其重量约为111000N。表5.2 振动压路机产品目录（部分）型号工作质量（t）静线压力(N/cm)振动轮尺寸直径宽度（mm）振动频率（Hz）激振力(kN)振幅(mm)YZ121226315302130301102200.81.6YZ14A1432015002150302851.6YZJ121225815302130272451.7DF-YZ141415002150322701.6为了使本设计符合实际，参考上表，合理设计振动轮的直径和宽度。设计任务书中要求静线载荷760-1050N/cm，借鉴实际产品的参数，选取静线载荷为925N/cm。带入振动轮宽度表达式：其中，b的单位为cm。按照设计要求，振动轮的宽度为振动轮直径的1,1-1.8倍，将轮的直径设计为70cm。5.3 振动轮激振机构5.3.1 几种激振形式压路机力学特性和压实特性1.外振式振动压路机外振式振动压路机有上、下两层机架，两机架之间由减振器相连接，激振器安装在下机架上。当振动轴带动偏心块高速旋转时，压路机的下机架连同安装在下机架上的压轮起振动。 2内振式振动压路机。大多数的振动压路机(如YZl0型振动压路机)都采用内振式单轴振动结构。内振式激振器安装在振动轮内，并与振动轮的回转轴同一轴线。振动油马达驱动振动轴高速旋转。内振式振动压路机的激振机构由激振器、振动轴承和振动室组成。现有的振动压路机激振器都是用偏心质量块旋转而产生离心力的原理制成的，即所谓的惯性激振器。激振器的振动轴支撑在两个特制的振动轴承上。振动室用于支撑激振器的惯性力，并且盛装一定的冷却润滑油。内振式振动压路机结构紧凑，技术成熟，操作使用安全，因此获得了广泛应用。 3单轮振动压路机单轮振动压路机只有一个振动轮，另一个车轮不振动而仅起驱动或导向作用。单轮振动压路机的结构相对简单，大吨位的轮胎驱动单轮振动压路机用于基础压实，驱动能力大，横向稳定性好。小型串联式单轮振动压路机用于小型压实或路面维修作业。 4双轮振动压路机双钢轮串联振动压路机的结构相对复杂些，两个振动轮上都需要减振。但双轮振动压路机的压实能力强，作业效率高，与同样吨位的单轮振动压路机相比，双轮振动压路机压实土壤时的生产率可提高80，压实沥青混凝土时的生产率可提高50。 5摆振式振动压路机摆振式振动压路机也有两个振动轮，两个振动轮上激振器的偏心块具有180度的相位差，它们工作时由一根齿形带驱动，这就能保持其旋转方向相同而相位差不变化。两个激振器产生的离心力总是相反的，导致了压路机的两个振动轮总是一个跳起而另一个触地使压路机在工作时除具有振动特性之外，还呈现前后摆动的特点。由于摆振式振动压路机总是有个振动轮接触地面，它可以在相同轮重的情况下得到较大的线载荷和冲击能量。 6定向式振动压路机通常意义上的振动压路机是无定向振动的。无定向振动压路机使用的是单轴激振器，其激振力是沿振动轮圆周变化的。在同一个振动轮上使用两个激振器作不同的配置，可以使地面接受到理论上属于纯粹水平或纯粹垂振的振动力，这就是所谓的“定向振动”。前者称之为振荡式振动压路机，后者称之为垂振式振动压路机，这两种定向振动压路机在某些工况条件下显示了其优越性。5.3.2 振动机械激振器的分类及作用原理目前振动压力机上都采用旋转惯性激振器。单轴激振器旋转产生的离心力使振动轮作圆周运动，这样使被压实的土颗粒不仅产生垂直位移，而且也有水平位移，从而产生一定的揉搓力，使压实的效果比较好。这种激振器的结构设计比较简单，振动频率的调节可用油马达的变速完成，其安装和调节控制都很方便。但振幅的调节仍有多种不同的方案，于是会有各种不同激振器结构形式。1. 单幅激振器单幅惯性激振器是一根旋转的偏心轴，或在振动轴上装一块偏心质量块，如图4.1所示，这种激振器只能产生一种振幅。当压路机的振动轮宽度较小时，采用一根偏心轴支撑在两个轴承上；当振动轮较宽时，采用一根联接轴串联两个偏心块，每个激振器分别安装在两个轴承上，在安装时应保证两个激振器的偏心块相位角一致。（a）（b）图 5.1 单幅激振器机构形式a）偏心圆振动轴；b）偏心块振动轴2逆转偏心块叠加双幅激振器如图所示的偏心块激振器简图，图5-2中一固定偏心块与振动轴固接在一起，另一活动偏心块空套在振动轴上。当驱动振动轴的液压马达正反转时，则产生了两种不同的偏心质量块叠加风声，能得到两种不同的静偏心距。图5-2变更偏心轴旋转方向产生双振幅机构a）小振幅位置 b）大振幅位置振动轴顺时针旋转时，如图a，则活动偏心块与固定偏心块的静偏心距相减，从而产生小振幅；振动轴逆时针旋转时，如图b，则活动偏心块与固定偏心块的静偏心距相加，从而产生大振幅。这样在不需改变偏心块质量的条件下，通过改变振动轴的旋转方向就可以达到改变静偏心距的目的，从而实现了振动压路机工作振幅的调节。这种双幅激振器的机构形式很多，例如图5-3所示的正反转调幅机构，本次设计即是采用此种调幅机构。这种调幅激振器结构简单，无需专门的调节控制装置，能够很方便地实现了转换压路机振幅的功能，也不会产生额外的功率损失。但这种激振器只能实现大小两种振幅，且振动轴必须作正反转，不能实现激振器总是与振动轮旋转方向一致的要求。另外，在振幅转换时，挡销要受到很大的冲击，发出响亮的撞击声，频繁转换振幅将有损于零部件的工作寿命。图5-3 C12振动调幅机构示意图a）顺时针旋转 b）逆时针旋转1活动偏心块 2振动轴 3挡销 4固定偏心块第六章振动轮减振支承系统设计6.1 振动压路机减振系统的基本原理振动压路机进行压实作业时，振动轮处于振动状态。振动轮对被压实材料的冲击力越大，压实效果越好。人们希望振动压路机在进行压实作业时，振动轮能产生强烈的振动。为保证机械零部件具有较长的使用寿命和司机身体不受振动的影响，人们又希望振动压路机的振动，尤其是振动压路机上车的振动越小越好。为了解决这一矛盾，通常采用减振器把振动轮的振动与压路机的上车隔离开来，从而使尽量少的振动传递到上车。这就是振动压路机减振系统的设计目的。表6.1 减振方式比较减振方式性能结构特点备注橡胶减振1.自由选择和设计形状和尺寸2.良好的隔振缓冲功能和持久的弹性，内部阻尼大，当振动压路机的工作频率通过共振区时，比较安全3.重量轻，体积小，易于安装和维护保养4.受温度变化影响大，油质、臭氧和日照对其有侵蚀作用，易造成老化和变质应用广泛空气减振1.控制适宜的轮胎气压可获得理想的减振效果气压控制操作简单方便2.振幅衰减能力较差3.传递扭矩较困难，不适用驱动减振4.外形尺寸较大，结构不紧凑应用有一定局限，拖式振动轮应用较多弹簧减振1.力学性能稳定，工作可靠，耐油，耐高温2.对冲击载荷有较好的缓冲性能。内部阻尼小，衰减振动能力差，且不许在共振频率区工作3.重量轻，体积不大，易于安装保养应用较少主要用于振动平板振动压路机振实作业的减振环节一般分为三级。振动轮与前机架之间的减振器为一级减振器；后机架与驾驶室底板之间的减振器为二级减振器；驾驶员座椅的弹性支承原件为三级减振器。振动压路机的振动轮是整机的工作部件，振动轮的振动状态是振动压路机整车系统振动的重要激励源，根据有关研究表明，一级橡胶减振器的减震性能直接决定着车辆系统的动态特性。6.2 减振系统总刚度的确定确定振动压路机减振系统总刚度的方法目前有两种。一是把振动压路机与土视为一个整体，并简化为“压路机土”的振动模型。这个系统具有两个固有频率，故这种计算方法又叫做两个自由度计算方法。二是把振动压路机简化为具有一个自由度的振动系统，如图6.1所示，这个系统只有一个自由度，故这个方法又叫做单自由度振动系统计算方法。比较两个字算方法，可知，但自由度振动系统计算压路机的减振系统，方法简单，不涉及土的刚度问题。并且，本设计中的振动轮的振动动作简单，只有垂直方向的振动。故选用但自由度振动系统计算方法。图6.1 一个自由度的振动系统的受力分析在图6.1中，整个系统在这个交变力的外力作用下产生振动，其振幅为A，振动加速度幅值为a，因为弹簧的作用，基础振动的振幅A和加速度幅值a传递到质量m1上时已经不再是A和a，变为A1和a1，用表示A1与A之比或者a1与a之比，则即为该振动系统的传递率。 (6.1) 式中，传递率；频率比；振动压路机的工作频率；图中数字模型的振动频率。其中， (6.2)如果把图6.1中的基础视为振动压路机的下车，那么，则为振动压路机减振系统的总刚度，则为振动压路机的当量上车质量。传递到振动压路机上车的振幅越小，振动压路机的减振效果就越好。减振系统的设计主要是解决的问题。将公式6.2改写为下式：（6.3）根据实践经验证实，当频率比=56时，一般认为可以获得满意的减振效果。可用下式表达：其中，频率比=6，已被认为是减振的最佳值。带入公式5.3中，得出式中，振动压路机的上车当量质量，由设计决定，Kg；振动压路机的工作频率，由设计决定，Hz。在本设计中，有两种振动最强烈的状态，即=26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm可以看出，第二种情况的频率值更大，因此带入第一组数据进行计算。=128064156.3 橡胶减振器的设计与计算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（材料阻尼、结构阻尼、接触阻尼）来减低或消除机械振动以及提高机械的动态稳定性。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散掉，另一部分能量则已势能形式贮存起来。减振器的内阻尼的大小除了取决于所用材料之外，还和其结构形状、尺寸、承载方式有关，目前还不能根据固体介质的基本物理参数定量计算橡胶减振器的内阻尼，只能借助试验的方法，测定固体材料的内阻尼的一些相对参数来评定阻尼的大小。6.3.1 橡胶减振器的材料橡胶减振器的材料有两种，一种是天然橡胶，另一种是丁腈橡胶。（1）天然橡胶制成的减振器具有良好的机械性能，加工方便，具有良好的弹性稳定性及耐日照性。但天然橡胶阻尼小，通过共振区很不安全。通过共振区时，振动压路机的上车振幅很大。还有，天然橡胶的耐油性能差，减振器接触油污后橡胶发生变形，失去弹性，因此目前使用天然橡胶制造的减振器已经不多了。（2）丁腈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6.3.2 橡胶减振器的几何形状橡胶减振器的断面形状通常采用矩形截面或圆截面。（1）矩形截面减振器由于不同方向其刚度不等，给在x、y、z三个方向刚度要求不同的减振系统设计带来了很大的方便，同时，矩形截面减振器具有结构紧凑，安装方便，承载能力可以设计得很大等优点，故广泛应用于非驱动轮减振。（2）圆形截面减振器总刚度不随振动轮位置的变化而变化，故广泛应用于驱动轮减振。在本设计中，将振动轮设计为为驱动轮，因此选用圆形截面的减振器。6.3.3 橡胶减振器的硬度HS橡胶材料的硬度是设计橡胶减振器的一个十分重要的参数，不同硬度的橡胶，即使外形尺寸相同，其刚度也不相同。这是因为橡胶减振器的弹性模量及剪切弹性模量随着橡胶硬度的变化而变化。表5.2中给出了橡胶硬度HS与弹性模量和剪切弹性模量的关系。在设计振动压路机橡胶减振器时，减振器选用橡胶材料的硬度一般为3580HB，最好是4060HB，其原因是：减振器的结构尺寸一定时，减振器的刚度和硬度成正比关系，在设计时，由于某种原因发现减振器的刚度不能满足使用要求时，在不改变减振器的几何尺寸的前提下，可以通过改变橡胶硬度HS达到改变减振器刚度的目的。当减振器的硬度在4060HB的范围内选取时，给减振器的修改设计，上下都留有足够的余地，容易满足设计要求。另一方面，减振器橡胶材料的硬度在4060HS范围内，橡胶材料既有较高的强度又有良好的韧性。同时，在4060HB硬度范围内的橡胶减振器与其两端金属板的连接强度较大，可达3MPa。因此，橡胶减振器的硬度应选择在4060HB之间。表6.2 橡胶硬度HS与弹性模量和剪切弹性模量的对应值HS (MPa) (MPa)/301.3200.2964.45351.5600.3964.23401.8500.4604.02452.1800.5703.82502.5700.7103.62553.0400.8803.43603.6201.1103.26654.3501.3903.12705.3101.7703.00756.3102.1802.90808.0802.8602.826.3.4 减振器的几何尺寸对于圆形非变径减振器的几何尺寸设计，可参照公式6.4进行：（6.4）式中，圆形截面减振器高度；圆形截面减振器直径。根据这一原则，将圆形截面减振器的尺寸设计为=5cm，=8cm。6.3.5 橡胶减震器的刚度设计与计算橡胶减振器的刚度有静刚度和动刚度之分，考虑到振动压路机的下车作用以动态作用力，因此在设计时，应使用动刚度的概念。动刚度可用公式6.5计算：（6.5）式中，减振器的截面积（cm2）；剪切表观弹性模量（MPa）； H减振器的高度（cm）； d动刚度系数。其中动刚度系数d是动刚度与静刚度之比，与橡胶材料的硬度有关，如表6.3：表6.3 橡胶硬度与动刚度系数对应表橡胶硬度HS动刚度系数d401.1451.15501.2551.28601.4取橡胶硬度为50HS，则动刚度系数d为1.2。按公式6.6求解：（6.6）解得代入6.5式得：减振器的个数便可以根据：6.4 橡胶减振器的校核对于单自由度模型来说，减振效果可按式5.7进行校核：（6.7）式中，机架振幅与振动轮振幅之比，成为隔振系数；隔振系数为1%6%，一般取1.5%4%。单自由度模型固有频率，Hz；系统激振频率，Hz。其中： 1 36.65（Hz）所以： 3达到了减振要求。综上，选择橡胶减振器，高度50mm，直径D80mm，橡胶硬度HS50。第七章三维附图振动轮总成幅板钢轮活动偏心块固定偏心块橡胶减震块振动轴轴承座振动电机轴承座端盖轴承联轴器HL2 减振连接板矩形支承钢振动电机固定法兰固定法兰7.1各零件的作用 1.幅板：用于支撑钢轮，固定钢轮和轴的相对位置； 2.钢轮：滚压压实面的作用； 3.活动偏心块：活动偏心块的旋转产生偏心矩和激振力； 4.固定偏心块：和活动偏心块组成激振器，通过调节可改变激振力和振幅； 5.橡胶减震块：用于消除或减少振动的传递； 6.振动轴：支承激振器等零件并传递运动和转矩； 7.轴承座：用来支撑轴承； 8.振动电机：振动电机是在转子轴两端各安装一组可调偏心块，利用轴及偏心块高速旋转产生的离心力得到激振力； 9.轴承座端盖：轴向固定轴承，防止尘土进入轴承加速轴承损坏； 10.轴承：起到支撑作用，承担径向载荷； 11.联轴器HL2：用于连接电机和振动轴； 12.减振连接板：通过和橡胶减震块连接缓解钢轮和幅板等零件的相互作用力； 13.矩形支承钢：用于连接和支撑振动电机固定法兰； 14.振动电机固定法兰：用于固定电机。设计总结经过近三个月的努力，毕业设计终于圆满完成，在这个过程中我遇到了很多困难，也学到了很多课堂上学不到的知识。在公路等现代化工程建设中，压路机的应用有着至关重要的作用，随着对工程要求的提高，压路机也在不断的推陈出新，新技术不断的突破和发展，从原来的依靠本身重量进行压实到现在广泛运用的振动压路机，以及正在发展的冲击压路机，无不显示着现代工程对高性能压路机的要求不断提高。根据振动压实机理和压路机振动压实工作中振幅的变化规律，通过调节两偏心块相位差来进行系统激振力的调整，实现了激振力在最小和最大之间的调整。总之，这次设计是自己独立完成，虽然遇到了很多挫折，但是收获也是巨大的，锻炼了自己的自学能力、动手能力，也增添了信心。致谢在毕业设计完成之际，首先感谢我的导师，三个月的毕业设计期间彭老师一直督促教育我，在课题进行中对我耐心指导，严格要求，在思想上给予鼓励和支持，他忘我的工作热情，严谨的治学态度让我们组的每一位同学都受益匪浅。他给予我们的不仅是专业知识的辅导，更是一种态度的熏陶，我想这在以后的学习工作中将给我以极大的激励和促进。对关心、鼓励和帮助过我的各位同学表示感谢。整个毕业设计虽然是每人一个题目，但小组同学之间的研究及资料的共享都对进度起到了非常重要的作用。团队的力量是巨大的。最后，对在背后全力支持自己的家人、亲属朋友表示诚挚的谢意。参考文献1 李冰，焦生杰振动压路机与振动压实技术M北京：人民交通出版社，2001:1-1342 秦四成振动压路机M北京：化学工业出版社，2006：31-783 何挺继，朱文天，邓世新筑路机械手册M北京：人民交通出版社，1998：327-3884 郑训，张世英，刘杰等路基与路面机械 M北京：机械工业出版社，2001:303-3865 何挺继，展朝勇现代公路施工机械M北京：人民交通出版社，1999：208-2186 大连理工大学工程画教研室机械制图 M .北京：高等教育出版社，20047 濮良贵,纪明刚主编.机械设计.第八版 M.北京：高等教育出版社,2006.8 吴宗泽,罗胜国.机械设计课程设计手册.第三版 M.北京：高等教育出版社，2006.9 周萼秋，易小刚，汤汉辉.现代压实机械 M.北京：人民交通出版社，2003.10 成大先.机械设计手册(15)卷.第四版M.北京：化学工业出版社,1993.11 李玉琳液压元件与系统设计M北京：北京航空航天大学出版社，199112 吴永平，姚怀新.工程机械设计M.北京：人民交通出版社，2002.13 聂福全国外振动压路机设计的发展趋势J压实机械与施工技术，2003，36(3)： 36-3814 陈红彬，刘军国外振动压路机发展趋势J中外公路，2005，25(1)：35-3715 张华军振动压路机的技术参数与压实效果J工程机械，2005，1：58-5916 万汉驰，任化杰振动压路机振动轮的设计J工程机械，2004，4：20-2217 张应林振动压路机条幅液压系统设计J工程机械，2008，10(39)：47-4918 相关压路机产品的样品参数肇莆螆肂肆蒈蕿羈肅薁螅袄肄芀薇螀膄莃螃蚆膃蒅薆羄膂膅螁羀膁莇蚄袆膀葿袀螂腿薁蚂肁膈芁蒅羇附录1：附录2：多速变速箱的优化设计传动部件的建模教授博士博伊达尔ROSI，DR亚历山大马林科维奇,vencl先生摘要: 利用优化设计的齿轮传动设计领域能够确定最佳的完整的齿轮传动的参数之间的关系，以及各传输阶段分别。这本文提出了齿轮传动的优化和多目标优化程序一一标准程序对于每个传输阶段。本文的第二部分是集中在圆柱齿轮，常用的建模机械零件，齿轮传动的主要零件。这些模型是用零件和装配的设计在CATIA软件模块v5r11。在有限元分析模型研究someapplications结束优化了关键字：多级变速箱的优化设计，计算机辅助设计，齿轮，建模，CATIA1 简介从优化与决策理论的概念可以播放所有阶段的设计中的重要作用过程。优化设计的理论和应用方法将被示出一个多速变速箱的例子。变速箱的一个重要组机器的成员，这是利用了大量工程领域，它必须满足非常严格的技术要求的可靠性，效率，精密制造的齿轮，轴承，等此外，在该领域的最新成果技术和严谨的测试制造齿轮，轴承，等，已应用于制造过程。计算机技术的发展，与相应的计算机程序（AutoCAD，Solid Works，CATIA，等），有很他们很快发现在专家发展的地方在高技术水平的减速器设计系统。因此，它可以自由地说，目前，变速箱的设计不再是一个“日常工作”，这在大多数情况下，基于设计者的经验和知识。本文演示的应用非线性多目标优化方法，以目的建立这样一个强大的方法，当一个模块在变速箱设计专家系统。简介一些标准考虑到理想的性能，结合高质量齿轮箱部件模型是对现实的一个重要步骤一个齿轮火车模型。2 变速箱分解变速箱表示复杂的机械系统可以分解成相应的与相应的交互齿轮数。这意味着对于多级变速箱的程序优化也可以通过进行相应数量的阶段。在第一个优化阶段，特点是比较小的变量数，传动比的分配每箱的阶段是在定义的条件该齿轮体积最小集。在第二阶段，多目标优化问题的求解通过引入更多的标准表示的基本的变速箱性能。从而，必须满足的限制以下几个方面：负荷分布，应力，运动学正确的共轭齿轮的行动。多级变速箱的目标函数表示该齿轮组的体积可以写在表格下面的关系 1 ： f(x) = 0.25d13jI(1+uI2)+jIId32/d12jI(1+uII2)+.) (1) 注释： Ul，UII特定的传动比多级齿轮传动的阶段；D1，D3直径的司机，运动学界齿轮；J=B/D1的齿轮直径宽度比驱动齿轮的运动学圈。对目标函数的声明，它也是必要的从的角度定义的功能限制第一阶段为齿轮的表面强度，这可以写在下面的表格： G（x）=Z(2KT1)/d13 (U1+1)/U1SH1/SH (2)而且，从强度角度量： g(x)=KY(2T1)/(1d12m1) f1/SF(3)在完全类似的方式，功能限制从表面的立场其他的传输阶段的体积力确定了变速箱。从开始的技术要求对变速器传动比，它也要确定在功能上的限制该方程形式：h1(x)=u-u1u2u3u(n)=0 (4)根据确定的目标函数和的限制，可以注意到这个问题属于非线性优化领域的不等式的形式的限制。为解决方案这个问题，计算机程序SUMT法，基于混合罚函数，已经被应用。图1显示的结果的图形表示计算机程序SUMT。基于截面相应

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