T单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计

1、目录摘要1关键词11 前言 11.1压路机发展历史11.2.21.2 压路机发展趋势 31.3 本次设计主要任务 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 工作原理 43 振动轮设计 53.1 调幅装置与激振力和振幅调节 53.2 偏心块的设计计算 63.3 振动轴承的选择 9. . . . . . . . . . . . 1 0. . . . . . . . . . 1 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 3. . . . . . . . . . . . . . . . . 1 53.4 挡销

2、的选择与校核 174 振动功率的计算 184. 1维持振动所需功率 194.2 克服轴承摩擦所需功率 194.3 偏心块旋转起动加速所需的功率 195 橡胶减振器 205.1 橡胶减振器的选择 205.2减振器的刚度校核 216 转向液压缸的设计计算 226.1 液压缸主要尺寸的确定 23 2 32324246.2 液压缸工作行程的确定 256.3 最小导向长度的确定 256.4 缸体长度的确定 266.5 液压缸结构确定 26262 76.6 液压缸的校核 2727287 总结8 参考文献9 致谢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

3、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 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 压路机发展历史1.1.1 压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

8、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。1.1.2 国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

9、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

10、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公司首创的一台拖动级牵引的1.5t 振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、

11、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1.1.3 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 4.5t 振动压路机。 1974 年洛阳建 筑机械厂与长沙建筑机械研究所合作开发了 10t 轮胎驱动振动压路机和 14t 拖式振动压 路机。80 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YZ系

12、列振动压路机，采用全液压控制，型号有 YZ16G 18T单钢轮全液压C YZ20等。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

13、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、GPS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。1.2 压路机发展趋势随着市场竞

14、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

15、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。1.3 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1.3.1 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

16、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

17、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着名公司的产品，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

18、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18T单钢轮全液压振动压路机采用后轮驱动，其行驶、制动、转向、振动都是通过液 压系统实现控制。行驶时，驱

19、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。

20、动力传递路线如下18T单钢轮全液压振动压路机整车视图如下：图1压路机整车视图Fig. 1 mach ine vehicle View Road3振动轮设计3.1调幅装置与激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。

21、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Figure 2 the amplitude modulation device3.2偏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(2)左视图(1) 正视图1-振动轴承2-活动偏心块3-固定偏心块4-振动轴5-挡销图3偏心块示意图Fig.

22、3 Schematic diagram of vibrati on wheel block此处省略？NNNNNNNNNN字N如需要完整说明书和设计图纸等 请联系？扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载! 该论文已经通过答辩(20)md 0.385m 400对18T单钢轮全液压振动压路机：md =0.385 m 400=0.385 18000 400 6530(kg)。取钢轮的参振质量为 6.5 吨。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，振动压路机咼频低频频率分别为 33、30高振幅时：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。3.3.1 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 起旋转。 所产生的离心力的方向就是

24、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。1-振动轮 2-活动偏心块3-固定偏心块 4-轴承外圈5-滚子 6-轴承内圈7-振动轴承座8-振动轴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图5振动室Fig 5 Vibrati on beari ng轴承外圈.4安装在振动轴承座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

26、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b时，整个振动轮被大地托住，所以轴承外圈上 b点受到的力大于a点。图6振动轴承受力示意图Fig. 6Schematic diagram ofvibrati on beari ng因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F0、偏心块产生的惯性力Fg、轴及偏心块的自重 Wk、Wz。力Wk与Wz同F相比很小，为简化计算略去不计。力Fg与F0方向相反，略取使之偏于安全。这样轴承上

27、的轴向力为零，径向力可按下式计算：1 1Fr1 卩。1§ 462629.89 23131495 ( N )(32)11Fr2 F02 348083.65 174041.83( N)(33)22转速n160 仁 60 30 1800( r/min)(34)n2 60 f 260 33 1980( r/min)(35)查机械设计手册可得轴承的要求寿命 Lh=4000h。.查机械设计手册，轴承的基本 额定动载荷为:fh fm fd C hP（ 36）fn fTc基本额定动载荷计算值；Nfh 寿命因数；取0.956；fn 速度因数；取1.302fm 力矩载荷因数；取1.5fd 冲击载荷因数；

28、取2.0fT 温度因数；取1P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 ?Fr+Y?Fa（ 37）其中：Fr 径向载荷（N）；Fa 轴向载荷（N）；X径向动载荷系数；丫一轴向动载荷系数；查表得，X=1，丫=0.所以，Pi Fn 218168（ N）（ 38）P2 Fr2 165877（ N）（ 39）计算得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额定静载荷可按下式计算：C。S°?P°（ 42）式中：C。一基本额定静载荷计算值；P0当量静载荷，N ;查表得P0 = Fr ；S0 安全系数；查表取S0=3高振幅时，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)按照较大者确定轴承基本额定载荷：C1 305742 (N)C01 631053 (N45号刚，调质处理首先按下式初步估算振动轴承的最小直径，选取轴的材

30、料为Ao 查表取为112；p输出轴上的功率KWn轴的转速 r/mi n;(18001980)取连轴器的效率0.97，轴承效率0.95，泵、马达的效率都是0.9。由发动机功率p0=59.4kw则 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)取较大者为设计时的参考最小轴径。取整取d=32mm3.3.3 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

31、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Fig. 7 vibration shafts of the 1 shape and analysisof force andload轴的材料为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 =93.1MPa危险截面的当量弯矩 M为：所以：Mt = . M 2 ( ?T)2 ； N m(55)式中：M-危险截面弯矩

32、；N m根据扭矩性质而定的折合系数；取 0.3T扭矩；N m其中，M= F°?L(56)L危险断面到轴承支撑点的距离；134mm;n轴的转速；1800/1980 (r/mi n)当压路机处于高幅低频状态时：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厂？TJ2309962(O.3483)2 30997N.m(59)很显然，当振动压路机处于高频低幅状态时：T2 v T1 M 2 v M 所以 M2 v M

33、|1。按较大者计算：危险截面的应力应满足w=Mu(60)ZW式中 w 弯曲应力；PaZ截面模数；m3其中，Z?d33232 0-1930.67 10 3(61)M t1Z309970.67 10 34.63 107 Pa=46.3MPv通过联轴器与主轴连接的轴低频其参数和计算公式同/flT19550(62)M F01?L 231315 0.134 30996 N.m(63)Mt1(M12 ( ?飞)2、309962 (0.3 228)2 30996 N.m(64)图8振动力轴2的龙荷分布J 卜1 J H人1 HJ才J ' p2简化形状如下，分析其载荷分布，以及弯矩扭矩图如下:Fig.8

34、 vibration shafts of the 2. load distributi on轴2同样采用45号钢，其许用弯曲应力同轴和，同样在高频时其弯矩合扭矩都大于Mti"Z"309960.67 10 34.63 107Pa=46.3MPx(65)根据校核结果得出结论：2根振动轴其截面都安全3.3.4 振动轴承寿命校核根据振动轴承型号：NF2322单列向心圆柱滚子轴承查得基本参数:110240 80, C=535000N3 0.5 (2313143 1740413) =48921( N)( 66)1i3十 1Pm 2 3.3.5 连轴器选择 振动马达与振动轴之间采用直接传

35、动方式，即使用连轴器联接。梅花型弹性连轴器 0.5 (1其中 P 丄 R 丄 231314 109084 2 P1经计算,轴承寿命达到设计要求10。P23)=-h1106/C3()3600 f1 Pm636 (鬻)3=1207°( h)(67)L h21063600f2610(509530)3=10034 ( h)3600 3348921(68)其中,Pm 轴承所受的平均载荷;Lh 轴承的计算寿命；按高振幅时间100%S核：(69)(70)Lh= 10(C)3 5722h>4000h3600 f2 P连轴器的计算转矩:(71)a Ka?T式中：Ka 工况系数；查设计手册，取2.

36、5T额定扭矩；N/m其中,P44 3T 1=9550 £ 9550 而235( N m)(72)T2(73)(74)P44 39550214 ( N m)n21980取较大值计算连轴器的计算转矩:Tea =2.5 235=587.5( N m)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LM7， 其公称转矩为630N m，轴孔直径为50，半连轴器长度L=60。2.3.6 振动器壳体设计图9振动器旋转壳体Fig 9The vibrator shell of revoluti on因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。

37、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

38、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。3.4挡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p 80MPa挡销受力示意图如下:图10挡销受力示意图Fig 10 Schematic diagram of retaining pin bearing如图所示，挡销主要承受剪切应力：4F?d2 ?Z其中,F横向力；Nd销的直径；mmZ销数；取为1p 销的许用剪力；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4.1 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:a?83Ni鸣（飞一）2 kx mm2r2 6cx2)22 2Cx2 2 6m r cy"222(kym)Cy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

40、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：1N, FAsin（W）（ 78）23.2 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：N2 0.1Mt n（79）式中：M t轴承中的摩擦力矩（N.m）；n偏心块的转速（r/min ）.-J轴承摩擦力矩为：Mt - Ff（ 80）2式中：f=k水2轴承的摩

41、擦系数；k1考虑润滑形式系数：对于油脂润滑选 1.2 ；k 2考虑轴承形式的系数：对于球面滚珠轴承选0.007d转轴直径；F激振力。3.3偏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：N3 Fv （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：F 丄曲_ H（ 82）r r t gt式中：J偏心块的转动惯量（N.m/s2）;& 偏心块起动角加速度（s-2）;t起动加速时间，一般取 23s；g=9.81m/s2重力加速度。如果考虑传动机构的传动效率 n,则可得到振动所需功率为：N, N2 NN -3（W

42、（83）根据以上有关振动功率的确定我们可以计算得到 18T单钢轮全液压振动压路机的振动功率根据经验公式：P z m2?Ao? ?n （KW（84）式中mb 振动质量；（kg）Aq名义振幅；（m频率修正系数；取5.5n振动轮数量；取1(85)Pz m2 ?Aq ? ?n= 6500 1.8 5.5 10 3=59.4 ( KW)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

43、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。5.1 橡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

44、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Fig .11 The damping block振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

45、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Fig 12The damp ing block diagram5.2减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=T式中：T-元件所受的剪切应力；（N）A-元件受到剪切应力作用的面积；（mm2） 减振器横截面直径为 d=120 mm.每个元件所受的载荷T=叫g 8000 9.8n164900(

46、 N)(87)式中：mk -框架质量，为使计算趋于安全，取 8000kg； g重力加速度，取9.8 ;n-减振器兀件个数取n-162丁 了 11304 的)(88)每个元件的受剪面积:(89)剪切应力 J=T 49000.44(N/mnf)A 11304J =0.66 0.96 N/mm所以Jv J，所以减振器强度足够6转向液压缸的设计计算18T单钢轮全液压型振动压路机采用液压转向系统，主要由转向齿轮泵、全液压转向器、转向油缸和压力油管组成。液压转向系统安装在后车架上，通过转向油缸的伸缩控 制整车转向，转向铰接架如图所示：图13转向铰接机构FIG. 13 hin ged joi nt stee

47、ri ng mecha nism转向液压系统采用开始回路，由齿轮泵、全液压转向器、转向油缸等组成，作为转 向系统核心部件，全液压转向器幽转向器主体、双向缓冲溢流阀、过载溢流阀止回单向 阀组成。全液压转向器为开心无反馈式，开心即停止转向时，齿轮泵输出的液压油直接流回 油箱，齿轮泵卸荷，减少了系统的功率浪费，无反馈级转向负载对转向器的反作用力不 反馈至方向盘，可以减少司机的劳动强度。转向机构采用铰链转向，中心铰链有铰接架、轴承挡板、关节组成。通过它将前后 架结成一个整体，可以实现转向及前车架摇摆。通过控制转向油缸的深处长度来控制转 向角。前后车架之剑允许摇摆角土 150，这样压路机可以在不平整的路

48、面上稳定形势并确 保压实。6.1液压缸主要尺寸的确定液压缸的主要尺寸根据液压缸所受的负载来确定主要有液压缸内径与活塞杆直径缸 壁厚与外径工作行程最小导向长度6.1.1 工作压力p的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工 作条件不同，通常采用的压力范围也不同。查手册可知，振动压路机的工作压力一般取 P=16MP孑。6.1.2 确定液压缸内径D和活塞杆直径d液压缸的内径D和活塞杆直径d是其关键尺寸。有关设计参数见图 15Fig14 :Schematic diagram of hydraulicvlcalculatio n *图15可知FwK图14液压缸计算示意

49、图D2R F - D2 d2 P2 FfC(90)44D2 兰王 d2 d2 氏(91)RPi式中P 液压缸工作腔压力,已取为P二16MPa ；P2 液压缸回油腔压力，参照5表2-2，取B 2MPa ;d D 活塞杆直径与液压缸内径之比。查5表2-3，取d 0.7D ；F工作循环中的最大外负载;Ffc-进行估算液压缸密封处摩擦力，它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率cm(92)式中cn液压缸的机械效率，一般cn = 0.9 0.97 ;F Ffc CM(94)94.3mm(95)F的大小由经验公式计算出。计算过程如下:(93)式中： -转向阻力系数；查2，取0.8 ;m1-转向轮分配质量，

50、12000kg；g 重力加速度，取9.8 ；F= m1g=0.8 X 12000X 9.8=94080N将cn和F代入式(2)，可求得D为厂4F P1 cm 1 t 12d_DD4 9408013.14 16 0.95 1 10.7216根据表2-4,将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=100mm；活塞杆直径d，按d D 0.7 及表4 8活塞杆直径系列取d=70mm。6.1.3 验算液压缸能否获得最小稳定速度A Q = Qmi=20(cm2)(96)Vmin0.14式中 A q 能保证最小稳定速度的最小有限面积(cm2);Qmin 调速阀最小稳定流量，可从产品抽样中查得，一般为40ml/mi

51、n ；vmin 执行机构最低速度，取2cm/mi n。由于液压缸有效面积 A> aq所以能满足液压缸最小稳定速度的要求。6.1.4 液压缸壁厚和外径的计算根据液压缸缸筒工作压力，缸筒材料选择铸钢钢管ZG35的无缝钢管。为了防止腐蚀和提高寿命，缸筒内表面应镀以厚度为30-40um的络层。查，壁厚 和内径D应满足如下关系：P max D2.3 p 3 p max式中：D液压缸内径，m；Pmax缸筒内最高工作压力，16 MPa ；p缸筒材料的许用应力；p= b/ n ；b缸筒材料的抗拉强度；查得 35无缝钢管的b >540MPan-安全系数，一般取5；所以5405108 MPa将数据代入

52、式(8)P max D16 0.10.00849 m 8.49mm(99)2.3 b3 p max2.3 108 3 20选取缸筒的厚度为10mm缸体外径：D1D 2100 210120 mm(100)按标准取121mn即缸筒壁厚1410.5mm。6.2 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据转向液压缸实际工作的最大行程来确定。压路机转向 时，是由液压缸前端的连接耳环推动铰接架上的连接销，从而带动铰接架绕铰接纵轴转 动，而铰接架推动前车架转动，从而达到使振动钢轮转向的目的。由18T单钢轮全液压振动压路机的设计参数，可知其最大转向角度为35°,连接销与铰接纵轴的距离为300mm

53、 转向液压缸的最大工作行程 L可按下式估算：L 2hsin(101)式中：h 连接销与铰接纵轴的距离；-钢轮最大转向角度。L 2 300si n35313.5 mm(102)19L从优先数系中取400。6.3 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖划动支承面中点的距离H称为最小导向长度，如果导向长度过小，将使液压缸的初始饶度增大，影响液压缸的稳定性，因 此设计时必须有一定的最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：H > TT(103)20 2式中L 液压的最大行程；D液压缸的内径L D 400 1007020 2 20 2按上式取H=100mm活塞的宽度B 一般取（0.6-1.0 ） D;该液压缸取B=70mm6.4 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体的外形长度还要考 虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2