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斜坡压实样机结构设计【含6张CAD图纸】
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摘 要斜坡压实在道路安全中扮演着十分重要的角色。在道路的施工过程中，往往施工的环境十分恶劣，因此，对相关机械的要求很高。与此同时，很多使用小型手动压实机、自重或者其他的夯实方法，这些在斜坡压实方面就显得十分无力了，很难实现。考虑到这些后，本文借鉴机器人手臂原理，可以较好地实现斜坡压实。本文的设计中，主要是参考机器人手臂的连杆原理，设计方案以TY220推土机为主牵引机，在TY220推土机一侧连接压实装置。经过相关结构的运动分析后，了解到振动辊和压实机构的大臂是压实机的重要部件。在本设计中，严格的对振动辊、和相关液压缸以及大臂进行了选型和计算，并且根据材料力学所学的知识进行了相关的校核。由于设计要求主要是对机械系统的设计，所以液压系统只是进行了液压缸的设计和选型。关键词：振动辊；路基斜坡；液压缸；大臂 ABSTRACTThe roadbed side slope compaction has the vital significance in road safety. Because the work surfaces in construction of the side slope is very narrow, it always has a high request to the construction machinery.t At the same time, because of the slope question, it is very difficult to control and achieve the perfect effect compactness for self-possessed or other ways to the majority of uses in the plane construction compacting plant. Based on these, this paper designed a robot at the same time can well realize the subgrade slope compaction operation of subgrade slope compactor.The design of this article is a reference link principle of robot arm, using arm, forearm, scaling mechanism, design of various institutions such as the appearance and combining TPZ5 subgrade slope type roller TY220 bulldozer as adopted by the host, in the side of the bulldozer linkage rigid connection design scheme of the compaction mechanism. According to the kinematic analysis of the structure,vibrating roller and big arm are key components in the device, so the scheme selection, in this paper, the dynamics analysis, kinematics analysis and strength check were described in detail and in strict accordance with the calculation and analysis mathematical logic and principle of material mechanics. Due to the requirement of design is mainly to the design of mechanical system, so the design of the hydraulic system is hydraulic cylinder and selection.Key words: vibration roller;Subgrade slope;The hydraulic cylinder;The big arm目 录1 绪论11.1 斜坡压实机的发展状况11.2 国内外斜坡压实装置研究现状11.2.1 国内斜坡压实装置研究现状11.2.2 国外斜坡压实装置研究现状42 斜坡压实机压实装置的设计思想、工作原理62.1 斜坡压实机压实装置的设计思想62.2 斜坡压实机压实装置的工作原理63 振动辊的设计73.1 振动辊的系统参数及结构图73.1.1 振动频率83.1.2 名义振幅83.1.3 振动加速度93.1.4 振动压实机工作速度和压实遍数93.1.5 振动机械激振器的激振力93.1.6 振动辊的振动功率103.1.7 振动辊的电机选择103.2 振动辊主要工作参数的设计计算113.2.1 压实机的工作质量及其分配113.2.2 振动辊的直径和宽度113.3 振动机械激振器的分类及作用原理123.3.1 单幅激振器123.3.2 逆转偏心块叠加双幅激振器123.4 偏心块的设计143.4.1 固定偏心块的设计143.4.2 活动偏心块的设计153.5 传动轴的设计、校核163.5.1 确定轴径163.5.2 确定轴各段长度163.5.3 轴的校核163.6 振动轮减振支持结构设计183.6.1 总刚度确定183.6.2 橡胶减振器的设计与计算193.6.3 减振器的校核204 液压系统的设计与计算214.1 工作原理214.2 明确载荷214.3 液压缸载荷的组成与计算214.3.1 调姿机构载荷计算234.3.2 水平伸缩臂载荷计算234.3.3 大臂载荷计算234.4 液压缸尺寸234.4.1 液压缸的内径计算234.4.2 液压缸外径计算254.4.3 液压缸缸筒长度计算254.5 液压缸型号的确定265 压实装置大臂设计275.1 压实装置大臂设计方案275.1.1 大臂连杆机构的设计275.1.2 大臂各杆件长度的设计285.2 大臂机构的运动学分析295.2.1 用矢量法对机构进行运动分析295.2.2 大臂机构的动力分析315.3 摇杆的受力分析和强度计算325.3.1 摇杆的受力分析325.3.2 摇杆的强度计算33致 谢35参考文献36V1 绪论1.1 斜坡压实机的发展状况近些年来，公路、铁路、桥梁等工程项目的大力发展，斜坡压实机也慢慢出现了。在这些大项目的施工中，对安全、外观都有着较高的规格。所以路基斜坡的压实就非常必要了。在对防治滑坡有着很大的作用，实现了安全、稳定的首要目标。在1700年前，那时蒸汽机还尚未发明，从那时候修筑堤坝就已经有了专门的斜坡压实的作业了。当时的人民修筑堤坝很多是用来防止洪水爆发，应为早起的人民多少居住在沿海或者是河流水道旁，而安全十分重要，于是就由修筑堤坝二发展起来的斜坡压实了。1705年苏格兰纽曼发明了蒸汽机，由此出现了用机械对道路和斜坡进行压缩作业，随之出现了最早期的压路机。19世纪中叶，第一台蒸汽驱动的 压路机诞生了1 李光良压路机M北京：机械工业出版社，2003。振动压路机的出现是在上个世纪30年代,振动压路机逐渐代替了光轮压路机2 张兆强压实机械M北京：机械工业出版社，2004。20世纪之初，出现了内燃机驱动的压路机，随后出现了轮胎压路机等等。20世纪70年代末期，出现了调频振动压路机和条幅振动压路机，随后带动了斜坡压实机的发展。1.2 国内外斜坡压实装置研究现状1.2.1 国内斜坡压实装置研究现状在1970年，在中国的斜坡压实多是人工施工的方法。1980年代后，许多的企业，建筑商进行很多的创新与改革，使用机械来逐渐的取代人工施工的方式3 王戈，王贵慎压实机械M北京：中国建筑工业出版社，1992。到今天为止，我们国家的斜坡压实多是用改装后的压实机械进行施工。已下就是中国斜坡压实的发展过程。（1）铁路路堤斜坡振动压实机在1986年，在铁道部第四工程局的工作的几位工程师，5人一起开发了一种压实机械，专门用于铁路的路基斜坡的夯实4张树酞，等铁路路堤边坡振动压实机P中国专利：036791，1986-11-12。红旗100和3吨重的拖式振动压实机二者一同作业。而此压实机械的性能指标也很不错：第一次压实就可达0.3米以上，压实系数大于0.85，生产率是250-500m2h-1。压实的效果较为满意。并且还有多种用途，对于水填、高速公路的等都有不错的效果。（2）YZT10L平斜两用的振动压路机1989年，在陕西省，一水利机械厂第一台YZT10L压路机出现了，此振动压路机可以平斜两用。在水库大坝坡面压实时，在新疆维吾尔自治区首次便使用了YZTTOL平斜两用振动压路机，整个过程都十分顺利，达到了预期目标。该机是把W1001型挖掘机的斗杆和矿斗卸去，司机朝向斜坡的方向，在继承里伸出一根钢丝绳，由一组滑轮牵引着YZTIOL平斜两用振动压路机。该拖式振动压路机的转向链接为铰连接的方式进行连接，它的转动方向也很灵活。YZTIOL平斜两用振动压路机对斜坡碾压示意图如图1.1图1.1 斜坡碾压示意图YZTIOL平斜两用振动压路机对斜坡坡脚处碾压示意图如图1.2所示图1.2 斜坡坡脚处碾压示意图（3）悬挂式压实机挂式压实机，将轮胎驱动或履带驱动压路机作为主机，再其后面悬挂一压实装置，进而对斜坡压实作业。把压实轮悬挂在悬挂在压实机的吊臂上，通过压路机的液压驱动吊臂，使得压实轮到达所需的工作范围，或者斜坡。该类型悬挂式压实机的结构示意图如下图1.3所示。图1.3坡面振动压路机悬挂装置示意图5 徐永平一种特殊用途的悬挂式坡面振动压路机J筑路机械与施工机械化，1999-4（4）：19-201、2、3油缸4大臂杆5小臂杆6旋转调节装置7轴承8球头节9球头座 10压轮11联结板12地面13斜面（4）TPZ5新型路基斜坡压实机TPZ5新型路基斜坡压实机简图如图1.4所示。TPZ5新型路基斜坡压实机以推土机作为主牵引机，将铲斗卸下，安装一个振动辊，进行斜坡压实，经过各种性能的测试，满足了相关要求。具有很大的推广价值，并且成本也不算很高，经济便宜。图1.4 BPY型路基边坡压实机简图6 黄先琪TPZ5型路基边坡压实机的研究J路基工程，2005（5）：61-631. 推土主机 2. 推土机机座 3. 振动辊框架 4.振动辊 5.连杆机1.2.2 国外斜坡压实装置研究现状斜坡压实的问题自上世纪60、79年代后，愈发受到各国重视。许多国家也忙着改装各种机械对斜坡进行压实。1980年以来，海外的许多著名的大型压路机公司，液压机械公司等，着手研发各种用途的斜坡压实机。（1）改装类斜坡压实装置许多国外的压路机公司开始研发斜坡压实机，瑞典的Dananpac公司、美国的Inigsoll1iand公司，这些公司开始使用自动移动式振动板各，进而来压实铁路、公路、堤坝的斜面。效率很高，并且压实的度深也很理想。但是技术含量高，价格十分贵，在国内鲜少使用。1）瑞典Danapae公司压实方法查阅相关资料和国外施工机械产品的说明书，瑞典Danapae公司压实方法常采用履带式拖拉机来牵引一台拖式振动压路机，例如瑞典Danapae公司。1)用拖式振动的压路机进行路基斜坡压实(图1.5)；7Forssblad.LVibratory asphalt compactionMSwenden：Dynapac，1989， 83-842)用自行式振动压路机进行斜坡压实施工作业（图1.6）。8Forssblad.LVibratory asphalt compactionMSwenden：Dynapac，1989，80-81.图1.5 拖式振动压路机进行斜坡压实 图1.6 自行式振动压路机进行斜坡压实3)在挖掘机上配备有专用的斜坡压实铲斗据日本小松和日立两家公司的施工机械产品，分别在PCl60、PCI00、PCd200、P1C220、HlTAC1Hl型全液压挖掘机上配备有专用的斜坡压实铲斗或铲来对铁路、公路或者堤坝的斜面进行压实。（2）斜坡压实专用装置1) 德国Bomg斜坡压实的压路机德国Bomg公司生产的新一代h型系列压路机中，用这种压路机来对铁路、公路或者堤坝的斜面进行压实。2) 日本酒井CV55OD斜坡压实机日本的酒井公司，成功制造出CV55OD路基斜坡压实机(如图1.7所示)。对铁路、公路或者堤坝的斜面进行压实，即使在土质较软的地面也可以非常好的达到效果。图1.7 日本酒井CV55OD大角度坡面的路基斜坡压实机1.3 斜坡压实机的类型（1）按压实原理分：静作用式斜坡压实机，振动式斜坡压实机，震荡式斜坡压实机。（2）按碾压轮分：光钢轮斜坡压实机，振动轮斜坡压实机，羊脚轮斜坡压实机。（3）按机架分：整体机架斜坡压实机，铰接机架斜坡压实机。（4）压轮分：单轮斜坡压实机，双轮斜坡压实机，三轮斜坡压实机。（5）设计属于振动式斜坡压实机、振动轮斜坡压实机、铰接机架斜坡压实机、单轮斜坡压实机。2 斜坡压实机压实装置的设计思想、工作原理2.1 斜坡压实机压实装置的设计思想将施工单位中经常用到的TY220推土机作为为主牵引机，将安装松土器的螺栓孔，连接一个悬臂梁，在悬臂梁上刚性地铰接一个机器人手臂的连杆原理,所采用的液压驱动的由大小臂、伸缩机构、调姿机构等组成的连杆机构，连杆机构的下端连接压实部件振动辊的框架9陆涛路基边坡压实样机压实装置的探究D湖南：中南林业科技大学硕士论文，2006。本设计边坡压实机压实装置的机构示意图如图2.1所示。图2.1本设计中路基边坡压实装置的机构示意图1. 大臂 2. 大臂液压缸 3. 柱销、弹簧销 4. 小臂 5. 伸缩臂 6. 柱销，弹簧销 7. 伸缩臂液压缸 8. 调姿液压缸 9. 调姿机构 10. 振动辊2.2 斜坡压实机压实装置的工作原理在本文的设计中推土机作为主牵引机，通过液压大臂，调姿机构来控制振动辊对斜坡进行压实作业。水平伸缩臂控制振动辊的横向位移，通过大臂。和小臂控制振动辊的竖直方向的位移，具体如示意图2.1所示。大臂由三重四连杆机构组合而成由液压缸和连杆驱动，小臂采用平行四边形结构。通过水平液压缸控制水平的伸缩臂，进而控制了振动辊的水平方向的移动。对于振动辊的转向问题，可以有调姿机构控制。当在压实作业中碰见下面凹凸不平等情况，通过大臂，调姿机构使得振动辊始终与压实的工作面成直角状态。其中振动辊由振动装置，通过振动来压实斜面。3 振动辊的设计3.1 振动辊的系统参数及结构图本设计中的振动辊总体设计方案的结构如图3.1。振动方式依靠独立的振动电机驱动，并且控制轴的转向，在本设计中传动轴承两头各装有2组偏心块，各组的偏心块由活动偏心块和固定偏心块两种；其中固定偏心块安装稳固在传动轴上，传动轴的正向转动、反转带动活动偏心块的正反转，由此得来激振力由偏心距产生。 图3.1 本次设计振动轮结构示意图 1.滚 筒 2. 固定偏心块 3.传动轴 4、5.垫圈 6. 轴承座端盖 7.联轴器 8.支承矩形钢 9.振动电机 10.螺栓 11.橡胶减震 12.固定法兰 13、14.连接螺栓 15.滚筒 路基压实机的振动辊的振动参数主要是振幅和频率，此外任由部分衍生的参数。可以通过振幅和频率推导出：振动加速度、振动的功率以及激振力。其中振动功率是十分重要的数据，可以通过它来计算推导出先关参数，是不可缺少的。由于斜坡压实的工作环境不用，振动功率也会随之改变。因此要综合开率求得振动的功率才更加合理。3.1.1 振动频率通过激振力的作用，斜坡压实机振动辊产生受迫振动，其中振动频率f（HZ）、角频率(rad/s)和振动周期T(s)的计算公式如下： （3.1） = 2 = （3.2） = = （3.3）其中n为激振器的转速，r/min。通过上面公式知道，改变激振器的转速n便能够改变振动频率f。本设计中，选择频率25-30HZ之间,经过计算可得，激振器转速为15001800r/min。此次设计的过程里，就是通过轴的转速控制振动轮的变频振动。振动压实机械的工作频率选择范围有以下3种： 1）压实路基 2530Hz2）压实次基层 2540Hz3）压实路面 3050Hz3.1.2 名义振幅通常情况下，名义振幅的大小仅仅由振动辊本身的质量、激振器的静偏心距的大小决定，与外部工作状况及条件的无关。名义振幅也称“理论振幅”。振动压实机的名义振幅按照式3.4计算：A0= (3.4)式中 为激振器静偏心距；下车质量（振动辊质量）。在本次设计计算中，取振动辊的质量为3t。当斜坡压实机振动辊质量确定之后，通过激振器的静偏心距来确定名义振幅，静偏心距是偏心距与偏心质量的乘积。振动压实机械的名义振幅选择范围有以下3种：1）压实路基 1.42.0mm2）压实次基层 0.82.0mm3）压实路面 0.40.8mm本次设计计算中，斜坡压实样机振动辊的上车振幅为1.7mm；下车振幅为0.9mm。3.1.3 振动加速度当名义振幅以及振动频率确定完成，便要校核振动辊的振动加速度。 (3.5)式中，振动辊的名义振幅，mm； 振动辊的振动角频率，Hz。振动辊加速度的校核范围：压实路面 47g压实基础 510g本次设计计算中，上车振幅为1.7mm；下车振幅为0.9mm。因为振动辊的动频率在个范围之内变化着，动辊下车频率的最大值为30，初步选择用范围的最大值进行初步校核。在经计算后，确定了振动加速度在压实路基的范围内。3.1.4 振动压实机工作速度和压实遍数在铺层厚度不变时，压遍数与传递至被压材料的能量成正比，传递至被压材料的能量与碾压速度成反比，因此要选择恰当的压速度。速度一般选择在3km/h6Km/h的范围内，提高频率并不表示着可以提高碾压的速度，碾压的速度还应该保持在3km/h6Km/h的范围之间。研究数据表示，如果把碾压的速度提高到5Km/h7Km/h，达到同样要求的密实度的碾压遍数要增加50%10 周宝刚双钢轮垂直振动压路机振动轮的设计J筑路机械与施工机械化2012(5)：61-63。3.1.5 振动机械激振器的激振力斜坡压实机振动辊的激振力： (3.6)激振力的大小决定了斜坡压实机对斜面的压实力的大小，斜坡压实机的总压实力由激振力和静轴荷共同决定。在相关的范围之间，增加振动频率会使得压实效果增强，但是超出一定界限后增加振动频率反而会使压实效果不理想，并不是振动频率越大压实的效果越好；因此要确定最佳的振动频率。3.1.6 振动辊的振动功率振动压实机械的振动功率是指振动压实机的振动辊产生的振动并克服斜面的阻尼所消耗掉的功率。振动功率的经验计算公式 ： (3.7)式中，振动系统所消耗的功率，W； 振动质量（振动压实机的下车质量或振动辊质量），Kg； 名义振幅，mm； 振动辊数量；频率修正系数，见表3.1。表3.1 振动功率的频率修正系数频率（Hz）253031353640414546505.56.577.58本设计中，振动振幅和频率不是一个确定的值，在一定的范围内变化。在本文中初步选择以下数值： =25Hz=1.7mm代入进行计算得： =28050W3.1.7 振动辊的电机选择由公式 =n60 (3.8)w=2=n60 (3.9)得电动的转速为1500r/min所选电动机的型号为Y132-4：P额=7.5KW,满载转速1440r/min,最大转矩2.2Nm。查表可得：连接部分直径为38mm。3.2 振动辊主要工作参数的设计计算振动压实机振动辊的主要工作参数是外形尺寸、工作质量等。3.2.1 压实机的工作质量及其分配振动压实机机架与振动辊质量比通常应在以下这个范围之内： m1/m2=0.81.8式中，m1机架质量； m2振动轮质量。经验表明，振动压实机机架(上车质量4.5吨）与振动辊质量（下车质量3吨）比近似等于1.5时，能够兼顾振动压实机对地面的作用力和振动实路机对地面的能量冲击。这时，振动压实机具有较好的压实效果。即：m1=4500kg m2=3000kg3.2.2 振动辊的直径和宽度当振动压实机振动辊的分配质量保持一定时，振动辊越宽，振动压实机械的线载荷越低，压实影响深度越小。反之，振动辊的宽度越窄，振动压实机械的压实影响深度便会越大。当振动辊分配质量相同时，振动辊的宽度不可取得太小，同样，振动辊的直径也不可取的太小。振动辊的取值不能过小，也不能太大，以防止整机的重心过高。线载荷的表达式如下： (3.10)式中，振动辊的分配载荷，N； 振动辊宽度，cm。 本次设计研究对象为单个振动辊，不能精确计算出振动辊的分配载荷的数值。所以，在本次设计计算中将振动辊的重量带入计算，并不表示二者的含义一样。振动辊的宽度表达式如下：本次设计中，振动辊的质量为3t，重量29400N。为了符合实际，合理设计振动轮的直径和宽度。并且借鉴相关实际产品的参数，于是选择，振动压实机械的静线载荷为245N/cm,带入振动辊的宽度表达式里计算：其中，b的单位为cm。根据设计的要求，将轮的直径设计为60cm。3.3 振动机械激振器的分类及作用原理3.3.1 单幅激振器单幅惯性激振器是一种能够旋转的偏心轴，有些是在振动轴上加装一块偏心质量块，如下图3.2所示，像这种激振器通常只能够产生一种振幅。图3.2 单幅激振器机构形式3.3.2 逆转偏心块叠加双幅激振器如图所示振动辊偏心块激振器简图，在图3.3中一固定偏心块和振动轴固定连接，另外一活动的偏心块套在振动轴上。 a小振幅位置 b.大振幅位置图3.3 变更偏心轴旋转方向产生双振幅机构振动轴顺时针旋转时，如上图A所示，振动辊活动偏心块与振动辊固定偏心块的静偏心距二者相减，结果产生了小振幅；振动轴逆时针旋转时，如上图B所示，振动辊活动偏心块与振动辊固定偏心块的静偏心距两者相加，结果产生了大振幅。由此可得，在不改变偏心块质量的过程中，通过改变振动轴旋转的方向，便可以改变静偏心距，实现了控制斜坡压实样机工作振幅的大小。对于双幅激振器的机构形式有很多类型，像正反转调幅机构，如图3.4所示；这种类型的调幅激振器结构较为简单，不用专门的调节控制装置，就可以很容易的完成调节压路机振幅的功能，同时不会产生额外的功率损失。但是，这种激振器有一定局限性，仅可以完成大小两种振幅，而且只能通过振动轴正反转控制。 A顺时针旋转 B.逆时针旋转图3.4 振动调幅机构示意图1.活动偏心块 2.振动轴 3.挡销 4.固定偏心块3.4 偏心块的设计3.4.1 固定偏心块的设计图3.5 固定偏心块如图3.5所示，由轴设计得r=41mm，又：=2f （3.11）设置R1=82mm，R2=64mm，则由：e=0.4244R13-R23R12+R22-r2 （3.12） m=2（R12+R22-2r2）B1 （3.13）材料为45钢，=7.85g/cm3。可知，偏心块重合时偏心距最大 F=me2 (3.14)大振幅下的激振力为130KN，可得偏心块厚度B1=35mm，所设计的偏心块三维图如图3.6所示。图3.6 固定偏心块三维图3.4.2 活动偏心块的设计 图3.7 活动偏心块如图3.7所示，由轴设计得r=41mm，又：=2f （3.15）设置R1=76mm，R2=58mm，则由：e=0.4244R13-R23R12+R22-r2 （3.16） m=2（R12+R22-2r2）B2 （3.17）材料为45钢，=7.85g/cm3。可知，偏心块重合时偏心距最大，由： F=me2 (3.18)大振幅下激振力为130KN，可得偏心块厚度B2=32mm，所设计的偏心块三维图如图3.8所示。图3.8 活动偏心块三维图3.5 传动轴的设计、校核图3.9 传动轴二维结构轴的基本结构如图3.9所示，材料为45钢。3.5.1 确定轴径d12: 取A0=115，则dmin=A03pn=19.93mm，又因为dmin=0.8d=30.4mm，其中d为电机轴径，所以选dmin=d12=32mm。d23: 由于轴只受径向力，所以选择深沟球轴承，查表选择型号为6007轴承，d=35mm，D=62mm，B=14mm。所以d23=35mm。d34: 型号6007的深沟球轴承安装尺寸damin=41mm，所以d34=41mm。d45: 由上可以得到d45=50mm。3.5.2 确定轴各段长度L12: 根据电机轴直径和d12直径查表选择联轴器的型号为LT5-弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔长B=84mm，所以L12=B-2mm=82mm。L23: 轴承座总长l=34mm，垫圈厚度S=2mm，所选螺栓K=7.5mm，所以L23=l+S+K=53.5mm，取L23=54mmL34: 由前文可知：活动偏心块厚度为32mm，固定偏心块厚度为35mm，所以L23=67mm。L45: 此轴段的长度定为L45=100mm。L： 总长L=L12+2L23+2L34+L45=424mm。3.5.3 轴的校核（1）扭转强度由：T=TwT=9550000pn0.2d3T (3.19)其中T：扭转切应力，Mpa T：轴受到的扭矩，NmmwT: 抗扭截面系数，mm3 n: 轴的转速，r/min p: 轴传递的功率，kwd: 轴径代入数据可求得T=7.59 NmmT，符合要求。表3.2 轴材料和T轴材料354520，Q235T20-3030-4012-20A0135-118118-107160-135（2）按弯曲合成强度计算轴承受的最大载荷为130KN，作用点为轴的中点，L=410mm。 图3.10 轴上受力与弯矩图传动轴的受力情况及弯矩图如图3.10所示，弯矩最大值为13000 N mm，由公式ca=MW2+4TW2=M2+T2W-1其中ca:轴的计算应力，Mpa T：轴受到的扭矩，NmmW: 抗扭弯截面系数，mm3M：轴受到的弯矩，Nmm因为扭转切应力为对称循环变应力时，0.6得：ca=10.59Mpa，又45钢的许用弯曲应力-1=55Mpa，ca-1，所以符合要求。图3.11 轴的三维图3.6 振动轮减振支持结构设计3.6.1 总刚度确定本设计中采用单自由度振动系统计算方法，通过将斜坡压实机简化成具有一个自由度的振动系统，如图3.12所示，只有一个自由度。图3.12 单自由度振动系统计算方法则：该系统的传递效率=A1A=a1a=|11-(ww1)2| (3.20)式中， ：传递率 ww1：频率比 w：振动压路机的工作频率 w1：途中数字模型的振动频率其中，w1=k1m1，k1为系统总刚度，m1为机构质量。一般来说，传递到机架的振幅越小，减振效果越好，即取ww1=56，代入公式可得： K1=136m1 2 （3.21）式中，斜坡压实机的上车当量质量， Kg； 斜坡压实机的工作频率， Hz。=781253.6.2 橡胶减振器的设计与计算橡胶减振器的作用主要体现在对振动系统的阻尼减振方面，阻尼减振便是通过将振动的能量转变成热能，进而损耗掉，完成减振的目的。主要是通过提高机械结构的阻尼来降低或消除机械振动，从而可以提高机械的动态稳定性。（1）材料减振器采用丁腈橡胶，硬度在4060HB之间，这里取50HB。表3.3 橡胶硬度HS与弹性模量E和剪切弹性模量G的对应值HS (MPa) (MPa)/301.3200.2964.45351.5600.3964.23401.8500.4604.02452.1800.5703.82502.5700.7103.62553.0400.8803.43603.6201.1103.26654.3501.3903.12705.3101.7703.00756.3102.1802.90808.0802.8602.82（2）几何尺寸对于圆形非变径减振器的几何尺寸可按下面的公式计算： 0.4HD0.8 （3.22）式中，H：圆形截面减振器高度 D：圆形截面减振器直径根据这一原则，可将减振器的尺寸设计为H=50mm，D=80mm。（3）刚度设计与计算减振器的动刚度： kdi=ALGHd （3.23）式中，AL：减振器的截面积 G：剪切表观弹性模量 H：减振器的高度 d：动刚度系数表3.4 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查表可得计算结果。选择橡胶硬度为50HB，则动刚度系数d为1.2。Kdi=ALGHd =5.47106Kg/m3.6.3 减振器的校核对于单自由度模型来说，减振效果可按下式计算： A=11-(ww1)2 （3.24）式中，A：机架振幅与振动轮振幅之比，称为隔振系数，为1%6%。 w：系统激振频率 w1：单自由度固有频率其中，w1=k1m1，代入得A=3%。综合考虑，取橡胶减振器高度50=mm，直径D80mm，硬度HS50HB。图3.13 减震器的三维图4 液压系统的设计与计算4.1 工作原理根据本设计中，斜坡压实装置的液压部分是由推土机的液压泵来改装，驱动斜坡压实装置中的大臂、伸缩臂、振动辊的调姿机构。a.油缸驱动压实装置的大臂做俯仰运动,完成对压实装置的坐垂直地面位移。b.压实装置的小臂采用四连杆机构,姿势不变,从而保证了伸缩臂与受压面的姿态稳定，相对距离不变。c.压实装置的水平伸缩臂能在水平方向进给,确保振动辊做水平方向移动并且保持姿势稳定。d.调整压实装置振动辊姿态可有调姿油缸控制,使得振动辊与受压面垂直。4.2 明确载荷通常在设计任务书的主机规格中,一般都可以直接了解到作用于液压执行元件的载荷。一般，主机的载荷是由机械传动的缘由作用到液压的执行元件上,就必需经过计算方能确定。当用理论分析所确定的液压执行元件的载荷,一定要全面分析其全部可能组成的项目；如摩擦载荷、工作载荷、惯性载荷和背压载荷等。4.3 液压缸载荷的组成与计算作用在活塞杆上的力主要有外部载荷FW、工作载荷Fg、以及导轨的摩擦力Ff和由于速度变化所产生的惯性力Fa。（1） 工作载荷：一般情况下，常见的工作载荷主要有作用于活塞杆轴线上的重力、横向切削力、挤压力等等。这些作用力的方向与活塞运动方向相有关。当作用力的方向和活塞运动方向相同时，则取值为负值，相反时为正。（2） 导轨摩擦载荷Ff:对于平导轨： Ff=（G+FN） （4.1）式中， G：运动部件所受的重力，N：FN: 外载荷作用在导轨上的正压力，N；：摩擦系数，见表4.1；表4.1 摩擦系数 11 薛祖德液压传动M北京：中央广播电视大学出版社，1999导轨类型导轨材料运动状态摩擦系数滑动导轨铸铁对铸铁启动时0.150.20低速(v1.6m/s)0.050.08滚动导轨铸铁对滚柱（珠）0.0050.02淬火钢导轨对滚珠0.0030.06静压导轨铸铁0.005 （3） 惯性载荷Fa：Fa=Ggvt （4.2）式中 g 重力加速度,g=9.81m/s2v速度变化量 m/st起动或制动时间 s 上面三种载荷相加之和称为液压缸的外部载荷FW。起动加速时：FW= Fa+Ff+Fg稳态运动时： FW= Ff+Fg减速制动时：FW= Ff+Fg-Fa工作载荷并非在每个阶段都有,如在该阶段没有工作,则Fg=0。除了外部载荷凡FW外,作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm,由于各种缸的密封材质和密封方式不一样,密封阻力很难通过精确计算求得,因此一般估算：Fm=(1-m )F式中, m液压缸的机械效率,通常取0.900.9512 张立平液压缸设计M北京：机械工业出版社，1997之间。（4） 计算说明：Fg1为振动辊质量，为3000kg。G1=Fg1+M调活g； M调活:调姿缸活塞受力 （4.3）FN2=(M振+M调)g； FN2：水平伸缩臂承受正压力 （4.4） G2=Fg1+M调g； M调g:调姿机构受力 （4.5）FN3=(M振+M调+M水+M小+M大)g，FN3：大臂承受正压力，M小=90kg，M水=100kg，M大=1110kg （4.6）G3=Fg3+(M调+M水+M小+M大)g, Fg3：大臂承受工作压力=FN3 （4.7）4.3.1 调姿机构载荷计算假设起动时，振动辊与调姿机构夹角为0，则FN1=0 起动加速：F=Fwm=Fg1+G1+FN1+G1gvtm =37.6KN （4.8） 稳态运动：F=Fwm=Fg1+G1+FN1m =36.0KN （4.9） 减速制动：F=Fwm=Fg1+G1+FN1-G1gvtm =34.3KN （4.10）4.3.2 水平伸缩臂载荷计算（1）起动加速：F=Fwm=Fg2+G2+FN2+G2gvtm =41.9KN （4.11）（2）稳态运动：F=Fwm=Fg2+G2+FN2m =40.2KN （4.12）（3）减速制动：F=Fwm=Fg2+G2+FN2-G2gvtm =38.5KN （4.13）4.3.3 大臂载荷计算（1）起动加速：F=Fwm=Fg3+G3+FN3+G3gvtm =59.8KN （4.14）（2）稳态运动：F=Fwm=Fg3+G3+FN3m =57.3KN （4.15）（3）减速制动： F=Fwm=Fg3+G3+FN3-G3gvtm =54.8KN （4.16）4.4 液压缸尺寸液压缸的主要尺寸为缸筒内径即活塞的直径、液压缸外径、液压缸有效作用面积及缸筒长度等。4.4.1 液压缸的内径计算液压缸的主要设计如图4.1所示，a为活塞杆工作在受压状态，b为活塞杆工作在受拉状态。图4.1 液压缸活塞杆工作状态活塞杆受压时：F=Fwm=p1A1-p2A2 （4.17）活塞杆受拉时：F=Fwm=p2A2-p1A1 （4.18）式中，A1=4D2，A2=4（D2-d2），D为活塞直径，d为活塞杆直径，p1为液压缸工作腔压力，p2为液压缸回油腔压力。取值可按表4.2来取。表4.2 各种回路背压力取值表系统类型背压力/Mpa简单系统或轻载节流调速回路系统0.20.5回油路带调速的系统0.40.6回油路设置有背压阀的回路0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，切直接回油箱可忽略不计用杆径比式=d/D，其比值可按表4.3和表4.4选取。表 4.3 按工作压力选取d/D工作压力/Mpa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表4.4 按速比要求确定d/Dv1/v21.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71表中v1是无杆腔进油时活塞运动速度，v2是有杆腔进油时活塞运动速度。由上可得公式： D=4Fp1-p2(1-2) （4.19）代入可得：D水=125mm，d杆=90mmD调=100mm，d杆=70mmD大=160mm，d杆=110mm4.4.2 液压缸外径计算液压缸外径(D1)=液压缸内径(D)+2液压缸筒壁厚() （4.20）缸厚的校核如下：对于中高压系统，液压缸缸筒厚度一般按厚壁筒计算。D2(+0.4py-1.3py-1) 13 王积伟液压传动M北京：机械工业出版社，2006 （4.21）式中：py是试验压力，工作压力P116Mpa时，py=1.5p。是缸体材料的许用应力，=bn （4.22）b材料抗拉强度，Mpa;n安全系数,一般取n=5。其中：锻钢=100200Mpa，铸钢=100110Mpa，钢管=100110Mpa，铸铁=60Mpa。14 何存兴液压元件M北京：机械工业出版社，19814取b=100Mpa, n=5；代入计算可得：调11.1mm，水13.2mm，大17.6mm把计算得到的构液压的缸缸筒厚度、水平伸缩臂液压缸的缸筒壁厚以及大臂机构液压缸的缸筒壁厚带入式4.19中，计算得到调姿机构液压缸外径、水平伸缩臂液压缸外径及大臂液压缸外径，分别是112mm、139mm及178mm。4.4.3 液压缸缸筒长度计算计算液压缸缸筒长度不得涉及活塞杆长度。因活塞杆一般为细长杆，当活塞杆的最大允许计算长度LK（1015)d时，可以通过欧拉公式推导出： LK=2EIPK （4.23）式中，PK：活塞杆弯曲失稳临界压缩力，PKPnK P：活塞杆纵向压缩力,KN nK：安全系数，通常为nK=3.56 E：材料的弹性模数 I：活塞杆横截面惯性矩； 圆截面I=d464 n：液压缸末端条件系数化简上式可得：LK=192.4d2DP （4.24）式中，LK：最大计算长度,mm; D：液压缸内径,mm; d：活塞杆直径,mm; P：工作压力,Mpa两端铰接时，n=1，代入公式可得：L水=1250mm，L调=1000mm，L大=1600mm。4.5 液压缸型号的确定由上面的计算可以得到：大臂处液压缸的型号为HSG-160/d,水平伸缩杆处液压缸型号为HSG-125/d,调姿机构的型号为HSG-100/d。5 压实装置大臂设计5.1 压实装置大臂设计方案其机构简图如图5.1所示。压实装置大臂机构是两个平行四连杆机构ABHJ和BEFD组成，二者由三角块BDH连接。通过平行四连杆机构的原理得到，当杆BD处于铅垂状态时， EF杆一定处于铅垂状态。图5.1 三重四连大臂机构简图15 黄锡恺机械原理M北京：人民教育出版社，198155.1.1 大臂连杆机构的设计如图52所示，设轴Ax与轴Ax的夹角为，BE与轴Ax的夹角为、AB与Ax的夹角为、Ax轴与CD的夹角为，AB、BC、CD、CE和AD的杆长分别为a、b、c、m和d，设l=b+m。若连杆上的点E在Axy坐标中的坐标为x，y，则有：x=acos+lcos y=asin+lsin （5.1）或：x=d+ccos+mcos y=csin+msin （5.2）由上可得：2lxcos+2lysin=x2+y2+l2-a2化简后的： 2x-dmcos+2ymsin=x-d2+y2+m2-c2 （5.3） 图5.2 大臂机构的计算简图在坐标系Axy中表示的E点曲线方程： U2+V2=0 （5.4）而在坐标系Axy中，x轴是由x轴绕逆时钟旋转角，E点在Axy坐标系中的坐标为x、y，则有：x=xcos+ysin y=ycos+xcos （5.5） 代入可得：f（x,y,a,b,c,d,l,m,）=0 （5.6）因为要求E点轨迹为近似铅垂线，现设E点在却坐标中依次经过(2，1)，(2，2)，(2，25)，(2，3)，(2，35)，(2，4)，(2，45)和(2，5)等7个点，将它们代入公式中，解得结果如下：=42，ba=1,ca=1，da=1.5，la=2.455.1.2 大臂各杆件长度的设计振动辊到受压面的最佳距离h4为05-08m，现在取h4=O6m。设小臂最低绞的中心到振动辊的最大距离h3为O8m，因大臂仰起而升起的垂直距离为h2，则有: H2=H-h1-h3-h4=2.4m （5.7）设AB杆的长度为x，则BE杆的长度为2.314x，通过上述知道，ABE三铰点不可能共线，为了使计算变得的简单，我们假设这三点在同一条直线上,则有： x+2.45xsin70=2.4 （5.8）得：x=1.934m。由上可知各杆的长度如下：LAB=1.934m，LAB=1.934m，LAB=4.63m，LAB=1.934m。5.2 大臂机构的运动学分析5.2.1 用矢量法对机构进行运动分析矢量法的解题方法是：(1)确定比例尺，画出给定位置的机构运动简图；(2)计算出运动件中心的速度vB和加速度aB；(3)写出矢量方程；(4)用作图法求解。根据上述的解题方法先作出机构的矢量图。如图5.3所示：图5.3 连杆运动分析矢量图图中四连杆机构的四铰点ABCD正好是一个封闭的四边形，可以列出机构的复数矢量方程为： aej+bej=dej+cej （5.9）（1）机构的位移分析将上式用欧拉公式展开得：acos+jsin+b(cos+jsin)= dcos+jsin+c(cos+jsin) 整理得：acos+bcos= dcos+ccos asin+bsin= dsin+csin （5.10）将两式化简得E点的轨迹方程为：Ex=acos+(b+e)cos Ey=asin+(b+e)sin （5.11）（2）机构的速度分析设图5.3中的、是一个关于时间t(s)的函数，现在分别对其求导，可知AB杆、BE杆和CD杆的角速度AB、BE和CD。现将式(5.9)对t求导，得： aABjej+bBEjej=cCDjej （5.12）将式中各项乘以e-j得： aABj+bBEjej(-)=cCDjej(-) （5.13）展开可得： bBEsin-=cCDsin(-) aAB+ bBEcos-= cCDcos(-) （5.14）可得：BE=csin(-)bsin-CD AB=csin(-)bsin-CD （5.15） 式（5.15）即为机构的角速度方程式。各点的速度只要用相对角速度乘以杆件的杆长即可，故得E点速度如下： vEx= ABsin+BE(b+e)sin vEy= ABcos+BE(b+e)cos (5.16)将已有数据代入式（5.16）可得E点速度约等于零，既E点速度保持在一条近似的数值线上，这也证明机构的设计符合设计要求。（3）机构的速度分析设AB、BE、CD杆的角加速度分别为aab、abe、acd,对式（5.9）进行时间t的二次求导，得到关于加速度的方程如下： a(aabj-AB2) ej+ b(abej-BE2) ej=- cCD2ej (5.17) 将式中各项乘以e-j得： a(aabj-AB2) ej(-)+ b(abej-BE2) =- cCD2ej(-) (5.18)将上式展开，由于其实部和虚部分别相等，得：aab=cCD2cos-+bBE2-aAB2cos（-）bsin- abe=cCD2cos-+bBE2cos(-)-aAB2bsin- （5.19）式(519)即为AB杆和BE杆角加速度的代数表达式。由角加速度乘以各杆件的杆长即可得各点的线加速度。设E点线加速度为aE，则有：aEx=aab asin-abe (b+e)sin-AB2(b+e)cos aEy=aab acos+abe (b+e)sin-BE2(b+e)sin (5.20)将a、b、c、e以及、用表示，代入式(520)，得aEx0，即E点加速度将稳定在一条近似竖直的直线上。再者前面得出E点速度也稳定在一条竖直的直线上，由此得出 E点的运动轨迹会保持近似直线运动。5.2.2 大臂机构的动力分析对机构的动力分析的方法是：(1)画出机构运动简图、计算出各构件的角加速度，及其重心的加速度；(2)计算出各构件的惯性力及其作用位置；(3)列出力的平衡方程并求各运动副的反力；(4)计算出机构的平衡力。
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