8T振动压路机振动轮设计说明书 2

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振动压路机振动原理推荐度：
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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。

本文在理论分析和计算的基础上，完成了8T双钢轮振动压路机的振动轮的设计，在激振结构上采用了振动轴加上偏心块的结构，能够产生双频双幅的振动形式，减振系统采用橡胶减振器，利用更加简化的单自由度振动数学模型，推导出达到最大减振效果时减振系统总的动刚度，作为橡胶减振器设计的依据，并对压路机进行了稳定性分析。

关键词：振动压路机，振动轮设计，振动轴，偏心块，激振力，减振

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ABSTRACT

The vibratory roller is one of the important construction equipment for compa- -ction of soil, aggregates, asphalt and concrete. In highway construction,it is used in the compaction of the roadbed and is an indispensable road construction.The vibratory roller can be classified depending on the vibratory roller’s 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.

On the basis of theoretical analysis and calculation ,I complete a of 8T double drum vibratory roller wheel vibration design. Vibration excitation structure with a shaft and eccentric structure, can produce a dual-frequency vibration in the form of double width,Rubber shock absorber damping system is to use a more simplified single degree of freedom vibration model is derived for maximum vibration damping effect of the total system when the dynamic stiffness, as the basis for the design of rubber shock absorber, and the roller was stability analysis.

KEY WORDS: vibratory roller, design, frame, hydraulic, vibration force, vibration

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第一章绪论........................................................ 1

1.1 课题的研究的意义和目的 ...................................... 1 1.2 压路机的发展历程及国内外发展概况 ............................ 1 1.3 压实机械的发展趋势 .......................................... 3

1.3.1压实度监控及压实机械智能化技术 ......................... 4 1.3.2压实过程计算机仿真技术 ................................. 4 1.3.3压实机械辅助选择技术 ................................... 4 1.3.4压实过程全球定位技术 ................................... 5 1.3.5多功能、系列化、特种用途的压实机械将增加 ............... 5

第二章变频变幅振动论的压实原理.................................... 6

2.1 振动压实机理 ................................................ 6 2.2 变频变幅振动压实的优势 ...................................... 8 第三章设计思路及结构原理......................................... 10

3.1 振动轮调频的设计思路 ....................................... 10 3.2 振动轮调幅的设计思路 ....................................... 11 3.3 振动压路机的种类 ........................................... 11

3.3.1振动压路机的振动形式 .................................. 11 3.3.2振动压路机的分类 ...................................... 12

第四章双频双幅振动论的总体设计及计算.............................. 14

4.1 技术参数的确定 ............................................. 14

4.1.1压路机的工作质量，质量分布及线载荷 .................... 14 4.1.2压路机的主要尺寸 ...................................... 14 4.1.3压轮直径与宽度的修正 .................................. 15 4.2 振动轮振动参数的讨论及确定 ................................. 16

4.2.1 振动频率.............................................. 16 4.2.2工作振幅和名义振幅 .................................... 16 4.2.3振动加速度 ............................................ 17 4.2.4振动频率和名义振幅的修正 .............................. 17 4.2.5振动轮的振动功率 ...................................... 18 4.3 振动轮激振机构 ............................................. 19

4.3.1几种激振形式压路机力学特性和压实特性 .................. 19 4.3.2振动机械激振器的分类及作用原理 ........................ 20 4.3.3振动机构的选择 ........................................ 23 4.4振动轴的设计计算............................................ 23

4.4.1振动轴上的力与扭矩 .................................... 23 4.4.2振动轴的计算 .......................................... 24 4.5激振器结构设计及计算........................................ 25 4.6 振动轴承的选择与校核 ....................................... 27 4.7.减振系统设计 ............................................... 28 4.8橡胶减振器的设计与计算...................................... 31

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4.9 橡胶减振器的校核计算 ....................................... 33 第五章振动液压传动系统设计....................................... 35

5.1 液压振动系统方案确定 ....................................... 35 5.2 液压系统的设计 ............................................. 35

5.2.1油泵的计算 ............................................ 35 5.2.2油马达的计算 .......................................... 35 5.2.3 验算.................................................. 36

结论.............................................................. 38 致谢.............................................................. 39 参考文献........................................................... 40

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第一章绪论

1.1 课题的研究的意义和目的

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 压路机的发展历程及国内外发展概况

振动压路机发展的时间并不长，1930年德国人最先使用了振动压实技术，并于1940年成功的发明了拖式振动压路机。世界压路机发展已有上百年的历史。振动压实技术和振动压路机的出现，彻底改变了压实效果简单依靠重量或增大线压力的方式。随着振动压实理论研究的不断深入，振动压路机产品的规格品种也越来越多。目前，世界上生产压路机的主要国家有德国、瑞典、美国、日本等。全世界主要压路机制造企业有100家左右，德国、日本各有20来家，美国有几十家，其余主要分布在瑞典、前苏联等国。全世界1987年产量达20000多台，以后多年来一直保持在22000-25000台之间。进入90年代后有较大的增长，现在已达5万台左右。一直保持第一位的是德国宝马，占国际市场23左右。第二位是瑞典戴纳帕克，占20左右。其它的主要制造企业还有德国的凯斯-伟博麦士，美国的卡特皮勒、德莱塞、英格索兰，日本的酒井重工、小松制造所、川崎重工等。

步入20世纪末期以来，几乎世界上的一切事物都在跟踪新的技术革命。电

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子技术和计算机的应用带给压实机械的是一场控制革命。目前，国外最先进振动压路机的振动性能参数已能根据被压材料物理机械性变化，自动选择最佳振动频率和振幅，从而可获得良好的作业效率和压实质量。

德国宝马公司以首创动调幅压实系统而再一次确立了其世界压实机械的领先地位。这种智能系统能根据被碾压物料密实度的变化自动选择适宜的振幅、以优化激振力的输出，从而能消除材料出现压实不足或过压实现象，提高了压实度的均匀程度，并且避免振动轮跳振引起的骨料破碎和机器损伤。

宝马公司的自动变幅控制系统有“Variomatic”和“Variocontrol”两种结构。前者用于控制两根水平面安装的反向旋转双轴激振机构，配置在双钢轮振动压路机上。后用于控制一根固定轴上装有两组反向旋转的偏心块激振机构，配置在单钢轮振动压路机上。在振动压实过程中，地面对钢滚轮的反作用力经传感器检测后传输给数据存储和处理系统，信号经运算后将指令发给相应的调节机构，用以改变两组偏心块或偏心轴的相位角，从而达到自动变幅的目的。该系统从垂直振幅的最大值调整到“0”的反映时间不超过1秒钟，对于频繁变化的土工材料所组成的铺层，可以迅速对压实功能进行适应性调节。

宝马公司为了满足高密实度精度的使用要求，研制出了双钢轮自动控制压实系统“Variomatic ”，简称BVM。该系统的特点是能自动判别和控制所需压实力的大小，也可称自动调幅压实系统。其主要工作装置由两根反向旋转的轴组成，工作时旋转产生的离心力经几何叠加形成定向振动，定向振动系统是BVM的基础。BVM系统的独到之处是振动方向可变化，它能自动调节定向振动的施振方向，在压实过程中可根据压实面刚度的变化或压路机的行驶方向的变化调节施振方向，从而达到调节振幅的目的。

美国英格索兰公司的DD—130双钢轮串联式振动压路机，在每个振动轮中都具有自动反向的偏心装置。可实现7225～16330kg八种不同的激振力输出，基本上可以满足所有土壤类型路面的碾压需要。

此外，诸如水平振动压实技术。是利用土壤力学中交变剪应变原理使土壤等材料的颗粒重新排列来进行密实的，德国HAMM公司首先根据这一原理开发出了振荡压路机。它利用两根偏心轴同步旋转，产生相互平行的偏心力形成交变扭矩，使振动轮产生振荡的作用，形成对地面的压实。

为了增强压实效果和提高压实效率．国外一些产品还普遍采用了超高频振动技术，振动频率超过4OOOd/min．使压路机迅速达到所需密实度的高输出力，可有效提高压实的速度。

国内一些压路机制造企业及科研机构在上世纪九十年代就开始研究无级变幅振动轮。

其中，徐工研究院利用行星轮原理设计出具有无级调幅功能的振动轮，理论

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上采取改变两个偏心块的相位角的方式实现振动轮的定向振动，并找到该振动轮振幅的变化规律，水平振幅是关于偏心块相位角的正弦函数，垂直振幅是关于偏心块相位角余弦函数。该机构获得国家专利。该机构采用比例阀-齿条油缸组成的调幅液压控制系统，利用PID和PWM控制原理，设计出由可编程逻辑控制器为核心的控制系统，并编写控制程序。控制系统根据密实度计给出的振幅值进行脉冲宽度调制，利用调制后的信号控制比例伺服阀，以此来控制进入液压油缸中液压油的流量，达到调节液压缸位置的目的，从而控制了工作机构中两偏心轴的相对位置，也就达到了调节的目的。调幅系统齿条液压油缸的动力油来自振动系统，因为振动系统回路中的高压、低压不是固定的，所以通过换向阀实现选择功能，又因为振动回路高压油压力过高，还必须经过减压阀的减压，然后才供给调幅油路使用。为保持油缸的稳定，增加液压锁。

随着液压控制、计算机控制和检测技术在工程机械领域的应用以及压实度仪的出现，智能振动压路机的研制逐渐成为一个热点，我国企业着手进行这方面的研究工作，也己经取得了一定的成绩。

由厦工集团三明重型机器有限公司研制的“YZC12 智能化串联式振动压路机”为国内首创，可用于各种路基和路面土方的压实。该种压路机施工时能够根据物料的密实度变化自动选择最佳的振幅以达到最高的效率，亦因此达到更好的压实效果和更高质量的表面处理，此种压路机能监测密实度的适时状况并自动调整振动方向，并可手动控制，与标准振动压路机相比可提供更大的操作灵活性。2006年12月，三明重工公司与福州大学合作开发“智能化振动压路机研制”项目，该项目是在国家“863”计划项目——“YZC12 智能化串联式振动压路机及企业制造信息化”的基础上做进一步研究。被列入福建省科技重大专项，并获得了专项拨款。

国防科技大学和长沙江麓—浩利工程机械有限公司合作开发出Wll02DZ型无人驾驶压路机，己在实际中进行应用，尽管有许多方面还需要进一步改善，但已经向智能化振动压路机的研发迈出了重要的一步。该公司自行研制生产的WZOOSD/PD全液压振动压路机可加装密实度仪，提高设备的压实质量。

长沙建设机械研究院以及中联重工科技发展股份有限公司一直致力于智能化振动压路机的开发与试验工作，到目前为止取得了较为显著的成绩，如在压路机振动状态振动状态和振荡状态的转换技术方面，处于国内领先水平。在压路机振幅调节技术方面，具有自己独立的知识产权，并已经生产出国际先进水平的智能化防滑转系统ANTI.SPIN利用黑箱原理，研制出了中国首台“密实度计”。此外，在GPS定位技术的研究与开发方面，也走在同行的前列，其子公司开始研究 GPS 定位技术的相关产品，已取得了可喜的成果。

1.3 压实机械的发展趋势

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纵观国内外压路机新产品的特点，归纳起来有以下几点： 1.3.1压实度监控及压实机械智能化技术:

传统压实度检验通常采取随机抽样的方法，在碾压后取样测密度、测静态弹性模量来反映压实质量。依靠人工操作，既花时间，费用也高，且属抽样检验，容易漏检。随着机械施工的土方工作量越来越大，采用传统的压实度检测方法已经很难满足施工需求并及时指导施工作业。

针对上述问题，国外重点开展了新检测方法的研究。瑞典Geodynamik公司、德国Bomag公司相继设计成功压实度检测仪。其原理是：在压实初期，填料比较疏松、密实度低，路基弹性刚度较小、阻尼较大，振动轮的响应较小。随着压实遍数的增加，填料被逐渐压实，路基的弹性刚度变大、阻尼小，振动轮的响应不断增大。

国内在压实度连续检测装置方面开始研究，几个单位曾开发了机载压实度检测仪，最早采用数码管显示，后来采用单片机控制技术，尽管成本低，但在实际应用中效果不理想，仪器显示值与实测压实度不能很好的对应，在工程实践中无法广泛使用。提高其测量准确性已成为研究的重点问题之一。

在压实度连续检测技术的基础上，将自适应技术引入压实控制中，压路机根据频率、振幅、遍数、压实度等参数，不断改变自身的参数，自动适应作业工况，实现压实作业的最优控制。还可通过对工作过程的检测，进行报警、故障诊断和分析。德国Bomag公司设计的智多星压实控制系统，其原理是根据被压实材料的密度变化自动选择适当的振幅，以优化激振力的输出。单钢轮振动压路机采用控制振幅的Variocontrol系统，其设有5个垂直振幅挡位，供驾驶员手动操作。

双钢轮振动压路机采用控制振幅及振向的Variomatic系统，可根据前、后钢轮对被压实材料不同的响应信号来自动调整相应的振幅及振向，优化激振力的输出。Ingersoll-Rand、Caterpillar等公司也在各自的产品上配置了可监测压实工况及数据处理的电子控制系统。 1.3.2压实过程计算机仿真技术:

在压实理论和技术的研究中，试验研究与计算机仿真技术的结合将成为更加重要的研究手段。计算机辅助设计、辅助试验、辅助制造、辅助管理以及辅助工程将使压实机械的设计过程从构思、设计、制造、试验到使用、维护、管理的全过程成为高度自动化和现代化的过程。 1.3.3压实机械辅助选择技术:

Bomag公司最近向用户推出了一种名为CARE（Computer Aided RollerSelection In Earth-works）的土方压实机械辅助选择软件，作为选择压实设备的辅助工具。它可以帮助用户根据压实过程的工作量、现场条件、材料特性、葡氏压实曲线以及所要求的压实度来选择该公司的三种压实机械配置方案，

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对每种方案均可提供各种使用参数的选用建议，包括压轮类型、振幅和频率、铺层厚度和铺层数、每层压实带的安排、碾压速度和遍数以及压实生产率和压实时间的确定。

1.3.4压实过程全球定位技术:

通过全球定位，能确定压实的位置和保证压实质量。通过精确无误地跟踪压路机所处的位置，特别是当压路机偏离出压实区域的范围时，可以帮助驾驶员在保持行走状态下纠正错误，使压实质量得到保证。Bomag公司己将网络传输和卫星定位系统（GPS）应用于相应的产品上。它通过安装在压路机上的GPS脉冲装置，将整机的工作情况如整机的工作区域、工作轨迹、碾压密实度的色彩比较等信号，经空间卫星发送到安装在压路机上的GPS接收装置上并在PC机上显示，并可启动自动调幅机构，随时调节工作激振力的大小，以达到路面规定的密实度要求。

1.3.5多功能、系列化、特种用途的压实机械将增加：

在同一种压路机上，可装置光轮、凸块轮、橡胶轮及推土铲等，使压路机一机多用。在液压系统中设置一些接口和快速接头，用于连接冲击镐或凿岩机等。在发展多功能的同时，开发一些特种用途机型，如压实管道和电缆埋设沟槽的压路机、斜坡压路机、垃圾压实机、盐厂压实机等。

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第二章变频变幅振动论的压实原理

2.1 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） 2）

土颗粒处于运动状态，内摩擦力被消除；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。根据物理学院里，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，这个冲击波在被压是的材料内，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2.1）。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

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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2.2）。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2.1 振动冲击波在土中的传递

图2.2 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：

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?A??E?f1?PL??f2???v? （2.1) 式中，PL——振动压路机振动轮的线载荷，N/cm； A——振动压路机工作振幅，mm； ?——振动压路机工作频率（角频率）； v——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PL和振幅A。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，是土容易被压实。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。对与粘性较大的土，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。

2.2 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2.3所示。

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图2.3 振动频率和振幅与压实效果的关系

由图2.3可以看出：

1.振动频率为30～45Hz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。

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第三章设计思路及结构原理

3.1 振动轮调频的设计思路

振动频率的本质就是振动轴单位时间内的转速，只要改变振动轴的转速，就可实现调频。目前，几乎所有振动压路机的振动系统都采用液压传动，这样就使调频特别容易实现。振动轴由液压马达驱动，只要改变驱动马达的转速，便可实现调频功能。调频的实质就是改变液压马达的输入流量与其排量的比值。根据这一原理，可通过以以下几个方案实现振动频率的调节：

1.方案一：转速调频方式：

通过改变液压泵的输入转速，使液压泵的输出流量，即液压马达的输入流量得到改变，从而实现调频，这种系统中的液压泵和液压马达都是定量的。此方式可以通过改变发动机的输出转速或者增设一个专用变速箱来实现。但是由于前者会影响驱动和转向系统，而后者会使整机结构变得更加复杂，因此，这个方案的可实现性不高。

2.方案二：容积调频方式：

改变液压泵或液压马达的排量，使液压马达的输入流量与其排量之比改变，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。这种调频方式，可以实现较大范围内的无级调频，并且没有节流损失，液压油发热少，效率较高，适用于功率较大及需要无级调频的液压系统中。该方式的实现有三种方法：

1)改变液压泵的理论排量：采用变量泵定量马达系统； 2)改变液压马达的理论排量：采用定量泵变量马达系统；

3)同时改变液压泵液压马达的理论排量：采用变量泵变量马达系统。这三种方法都需要有一套完善的控制系统来进行液压泵或液压马达的排量的改变控制，其实现的控制结构会比较复杂。

3.方案二：节流调频方式：

在液压回路中增设节流阀，以改变液压马达的输入流量，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。这种调频方式也有三种实现方法：

1)进油节流回路：将节流阀串联于液压马达的进油侧； 2)出油节流回路：将节流阀串联于液压马达的出油侧；

3)旁路节流回路：将节流阀并联于液压泵的出油口或并联于液压马达的进油口。

这三种方法中，进油节流调频回路调频范围大，但液压油经过节流后发热现象会比较严重，致使液压马达泄漏增加，容积效率下降，功率损失较大。出油节流调频回路调频范围也较大，液压油经过节流发热后，即排回油箱冷却，这虽然

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对液压马达容积效率影响不大，但加重了散热器和油箱的散热负担，最终仍会使整个液压系统温度升高，功率损失也较大。旁路节流调频回路调频范围较小，但一般能够满足振动压路机的调频需要。

经对比以上三个方案，方案一首先被排除，比较方案一和方案二的优缺点，本设计采取方案二中的变量泵-定量马达系统，通过改变泵的排量，使液压马达的输入流量与其排量之比改变，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。

3.2 振动轮调幅的设计思路

目前，振动压路机振动机构普遍采用偏心轴高速旋转产生激振力的方式进行压实工作，而由振动轮名义振幅定义可知，当振动压路机的振动质量确定后，要改变名义振幅的唯一途径就是改变激振器的静偏心距。

但传统的激振器通常只能产生单幅和双幅的振动，即使是能实现多幅振动的激振器，它也仍然是非连贯的改变振幅。若要实现连续变化，首先想到，肯定需要利用一个液压机构来参与。接下来分析振幅怎样能够变化，如果只有一组偏心块是无法实现的。于是，设计内外两组偏心块，若是两组偏心块能够在连续的改变相位差，使得在需要大振幅时，两者的振动效果是叠加的，而需要小振幅时，两者的振动效果是相消的。图3.1为本设计的振动轮结构示意图。其中序号26所指的变幅激振器为本设计的关键部分。

变幅激振器主要是由偏心轴和活动偏心块两部分组成，通过改变轴的旋转方向来改变激振力的大小，从而改变振幅。

图3-1 本设计的振动轮结构示意图

3.3 振动压路机的种类

3.3.1振动压路机的振动形式

振动压路机的类型和特性主要由振动机构决定。因此，本文从振动机构来分

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类：常见的振动机构有圆周振动机构、扭矩振动机构、由垂直、水平、倾斜的组合机构统称为智能振动和复式振动机构。 1．圆周振动

中型和大型振动压路机的振动机构多采用圆周振动。在一个振动轮内有一个振动轴，轴上装有偏心块，振动轴带着偏心块旋转，产生离心力，从而产生振动。由于离心力(也称激振力)绕圆周旋转，所以称作圆周振动。振动轴每秒钟的转动次数即为振动频率。这种机构结构简单、工作可靠、压实深度大、压实效果好，所以得到广泛应用。 2．扭转振动

在一个振动轮内有两个振动轴，两个振动轴转速、转向相同，但两个振动轴上的振动块相位差180。，产生的离心力形成一对力矩，从而形成扭矩振动即扭转振动。这就是通常所说的振荡机构。振荡压路机产生的扭转振动不会产生冲击，振荡轮也不会离开地面，这样行驶时可改善对地面的附着力和表面压实质量。对周围建筑物影响小，可在市内、桥梁上施工。其主要缺点压实深度小。所以，在双钢轮压路机中与圆周振动组合使用可获得不同的压实组合作业方式，满足不同的压实工作的需要。 3．智能振动

德国(Bomag)宝马公司研制的智多星压实控制系统，其中一项就是通过一缸改变两偏心块的相位差实现垂直，水平(扭振)，倾斜不同振动方向的需要，种振动组合机构是实现压实作业过程智能化的基础，因此也称为智能振动。 4．复式振动

这是日本酒井公司首创的振动方式，这种方式一改过去在圆周方向，而是在轴向产生振动。对多孔性沥青混凝土压实效果好。 5．混沌振动

混沌振动即主频附近的宽频激振。 6．冲击振动

利用多边凸轮转动时，势能的变化对压实材料有夯碾作用。 3.3.2振动压路机的分类

表3-1振动压路机分类表

自行式轮胎压路轮胎压路机压实机械静作用压路机光轮压路机机拖式轮胎压路机光轮静作用压路机第 12 页共 41 页毕业设计报告纸

三轮静作用压路机单轮手扶式振动手扶式振动压路机压路机双轮手扶式振动压路机单钢轮振动压路机光轮振动压路机凸块轮振动压路机串联式单轮振动串联式振动压路机压路机串联式双轮振动压路机振动压路机轮胎驱动振荡压振荡式振动压路机路机串联式振荡压路机轮胎—光轮组合组合式振动压路机振动压路机振动—振荡组合振荡压路机拖式光轮振动压拖式振动压路机路机拖式凸块轮振动压路机冲击式振动压路机

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第四章双频双幅振动论的总体设计及计算

4.1 技术参数的确定

4.1.1压路机的工作质量，质量分布及线载荷

工作质量是压路机的主要参数，我国压路机的质量规格已经形成了一个以吨位单位的系列参数，根据设计任务书可知，本设计振动压路机的工作质量为8t。

压轮在压路机总质量中占有很大的比例，这也是压路机不同于其他工程车辆的重要特点。串联振动压路机的压轮占35%~42%，轮胎驱动单轮振动压路机的压轮占40%~50%。本设计的压路机属于前者。以40%计算，可知压轮重量为

M?8000?40%?3200kg，根据整机的设计，前后轮相同，故前后轮质量为

m前?m后?1600kg。

压路机的线载荷q（N/cm）由压轮的分配质量除以压轮宽度得到，在初步设计时也可按以下公式进行估算：串联振动压路机串联振动压路机：

其中，??0.1W，W是压路机的工作质量（t）

q?300?5/8,

计算得q=260.91N/cm 4.1.2压路机的主要尺寸压路机的总体尺寸参数主要是压轮宽度，压轮尺寸和轴距。压轮尺寸也压路机的压实能力、压实质量及生产效率直接相关，应力求选择最佳值。压路机的轴距也是总体设计的主要尺寸之一，轴距增长能使压路机的最小转弯半径增加，但可以提高整机的纵向稳定性。缩短轴距，往往受到压轮直径及发动机和传动系统不值得限制。铰接振动压路机（不大于18t）的最大压轮宽度为2134mm，最大压轮直径为1600mm最大轴距为3500mm。在此范围内可按如下的相似公式估算（mm）：双钢轮振动压路机的压轮宽度b?1676?38，压D?1220?1332，轴距计算可得本设计中的参数为：。压轮宽度：b 振动轮直径D 轴距L?1676?3/8?1676*0.83/8?1541.462 ，

?1220?13/3213/32?1220*0.813/3213/32?1114.269?3430??3430*0.8?3132.741，

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?0.43~0.8mm 双轮振动压路机的振动频率4.1.3压轮直径与宽度的修正

f?40~50Hz，名义振幅为A0；

压路机振动轮直径的大小对压实质量有显著影响。随着轮直径的减小，将会增加其水平推力，以致引起被压材料发生剪切滑移，降低了压实质量。轮直径增大可以改善压实质量，但压实影响深度将下降，并且增加了压路机的外型尺寸，使重心抬高，这又不利于行驶稳定性。设计时，压路机振动轮的直径D(cm)通常取为线载荷的函数，即： D??Dq (4.1) 式中，?D为直径系数，根据通常设计的经验，振动压路机光轮取?D=7～9.5。由上面的计算中，静线载荷已确定为260.91 N/cm，于是可算得本设计中轮的直径范围： Dmin?113.07cm 即本设计的振动轮直径范围应在113.07cm～153.45cm之间，这样，算法一Dmax?153.45cm中设计的直径值满足算法二得出的范围，于是，将直径确定为115cm。压路机振动论的宽度通过线载荷影响了压实能力。如上面提到的，轮的宽度过窄，在压实路面时易产生裂纹，轮的宽度过宽，在转向时易产生被压材料的剪切滑移。另外，轮的宽度还影响了压路机的作业效率和横向稳定性。压路机振动轮的轮宽b通常参考直径来取值： b??bD (4.2) 式中，宽度系数?b的取值范围为：振动压路机光轮取?b=1.4～1.65。带入数据： bmin?1.4?115?161cm bmax?1.65?115?189.8cm 经算法二的检验校核，算法一设计的轮宽值154.1cm,不在此范围之内，因此在此范围取值，取为b=168cm。压路机用于压实沥青混合材料时，除了应满足上述一般要求以外，还应用牛鲍系数N来检验振动轮直径D和宽度b的关系。牛鲍系数是荷兰专家Nijbur提出的，压实细沙沥青混凝土时取NbNb?2~2.52N/cm2?1.5~2N/cm2；压实碎石沥青混凝土时取，其计算式为：第 15 页共 41 页毕业设计报告纸

Nb?GD?b?1.86 (4.3) 式中： N——牛鲍系数； b——振动轮宽度（cm）； D——振动轮直径（cm）。在要求范围内，因此，在此确定振动轮的宽度取b=168cm,直径取D=115cm。 4.2 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。 4.2.1 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ω(rad/s)和振动周期T(s)分别按以下公式计算 f?n60 （4.4） f ? = 2?1f = 2??n30 （4.5） T = = ? （4.6）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0～50Hz,可导出激振器转速的变化范围应为0～3000r/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 25～30Hz 压实次基层 25～40Hz 压实路面 30～50Hz 4.2.2工作振幅和名义振幅

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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”。

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 1.4～2.0mm 压实次基层 0.8～2.0mm 压实路面 0.4～0.8mm

本设计由整机定为双频双幅压路机，根据其作业环境，故初始值定为：高频低幅f?48Hz,A0?0.45mm;低频高幅f?45Hz,A0?0.7mm。 4.2.3振动加速度振动轮的振动加速度（a）可由名义振幅（A0）和振动角频率（?）求得： A0?2a? 式中，A09800 (4.7) ——名义振幅，mm； ω——振动角频率，Hz。振动加速度常用重力加速度g的倍数表示，它反映了振动压路机对路面动态冲击力大小。过小的振动加速度产生的动态冲击力很小，体现不出振动压实的优越性。过大的振动加速度将导致被压实材料出现离析现象，及大质量的骨料颗粒沉降在铺层材料的底部，而小质量的颗粒将“浮”在面层。这种大、小分层离析破坏了筑路材料的级配状态，被压实铺层表面疏松，路面稳定性和耐磨性下降了。 4.2.4振动频率和名义振幅的修正

振动加速度常用重力加速度g的倍数表示，压实路基时a面时a?4~7g?5~10g，压实路

。当校核时发现振动加速度超出上述范围，应对其频率和振幅进

行校核。压实路基时，计算可得：af?45Hz,A0?0.7mm

?5.7 不必修正

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压实路面时，计算可得：af?48Hz,A0?0.45mm ?4.02 不必修正 f?45Hz,A0?0.7mm 故最终确定频率振幅为4.2.5振动轮的振动功率和f?48Hz,A0?0.45mm 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： P?md?A0???n (4.8) 式中，P——振动系统消耗功率，W； md——振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量），Kg； A0——名义振幅，mm； n——振动轮数量； ?——频率修正系数，见表4.1。表4.1 振动功率的频率修正系数频率（Hz） ? 25~30 5.5 31~35 6.5 36~40 7 41~45 7.5 46~50 8 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。计算功率时用两组最大值来计算出功率的最大值。两组最大值即：第一组：第 18 页共 41 页 f=48Hz A0=0.45mm和 f=45Hz A0=0.7mm 毕业设计报告纸

f=48Hz时?的值为8。代入进行计算得Nv?11520W

第二组：

f=45Hz时?的值为7.5.代入进行计算得Nv?16800W

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

Nv?16800W

4.3 振动轮激振机构

4.3.1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。振动由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

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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。 4.3.2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）

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（b）

图 4.1 单幅激振器机构形式 a）偏心圆振动轴；b）偏心块振动轴

2.逆转偏心块双幅激振器

逆转偏心块双幅激振器中一偏心块与振动轴固接在一起，另一偏心块空套在振动轴上，这样通过改变振动轴的旋转方向实现了振动压路机工作振幅的调节。如图4.2

（a）（b）

图4.2变幅机构工作原理

3.逆转流球双幅激振器

如图4.3所示的逆转琉球双幅激振器，在其空心室的外圆上焊接一块弧形的固定偏转块，在封闭的空心室内装有一定量自由流动的钢球及一定量的润滑油。当振动轴按图所示作逆时针转动时，钢球处于固定偏心块的同一侧，即产生大振幅；当振动轴作顺时针转动时，钢球在其惯性力的作用下将流向固定偏心块的对面一侧，就产生小振幅。

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图4.3 流球双幅激振器

1.偏心块；2.上挡板；3.振动轴；4.下挡板；5.钢球；6.配重块；7.润滑油；8.振动腔.

4.逆转流体双幅激振器

此种激振器的变幅工作原理如图4.4，在偏心壳体的封闭空腔内有一定量的硅油，硅油柯可流动且密度大。当激振器顺时针旋转时，硅油在离心力和惯性的作用下，将滞留在A腔内，使之平衡掉一部分偏心块质量，并且偏心距也减小。当激振器逆时针旋转时，则硅油将反向滞留在B腔内，使之偏心质量增大，偏心距也增加。

图4.4 流体变幅原理

5.套轴换位多幅激振器

如图4.5所示为套轴换位多幅激振器的简图，图中的内振动轴7及外振动轴6上分别焊有弧板偏心块，内外两根振动轴通过带有内外花键齿的连接套11相连接，在振动油马达的驱动下可以一起旋转。当需要调节振动压路机的振幅时，将连接套11向外拉出至脱离外振动轴的内花键，转动花键套带动内振动轴转若

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干个花键齿。松开拉力后，在弹簧12的作用下，连接套重新与外振动轴花键齿接合。这样内外两振动轴上的偏心块就改变了原来的相位角，即改变了两个偏心块之静偏心距的叠加性，在油马达不改变旋转方向的情况下实现了振幅的调节。

图 4.5套轴换位多幅激振器

1. 轮圈；2.左轴承座；3.左辐板；4.振动轴承；5.刚套；6.外振动轴；7.内振动轴；

8.右辐板；9.右轴承座；10、11.花键套；12.弹簧；13.挡板

6.智能自动调幅压实系统

智能自动调幅压实系统在第二章的现代压实新技术已简述过，目前有Variomatic和Variocontrol两种结构形式，前者用于串联式双钢轮振动压路机，后者用于轮胎驱动的单钢轮振动压路机。此种智能自动调幅压实系统能根据被碾压物料密实度的变化自动选择适宜的振幅以优化激振力的输出。 4.3.3振动机构的选择

本设计选择偏心轴加上偏心块双幅激振器。该振动机构有两个偏心块和一个偏心轴构成。偏心块空套在振动轴上，这样通过改变振动轴的旋转方向实现了振动压路机工作振幅的调节。

4.4振动轴的设计计算

4.4.1振动轴上的力与扭矩

振动压路机振动轴与振动轴承的工作条件非常差，他们在偏心块离心力的作用下高速旋转，并且还承受着激振力给予的强迫振动。

安装有偏心振子的振动轴轴上所承受的最大径向力可按下式确定：

P?F0?? (4.9)

式中：P——轴上所承受的最大径向力，N F0——偏心振子的离心力，F0?Me?2，N

?——与质量有关的平衡系数，一般可取0.95。

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振动轴上的最大扭矩可按下式计算：

T?Nv??30Nv?n (4.10)

式中：T——振动轴最大扭矩，N Nv——振动功率，W

N——振动轴转速，r/min。

由整机设计得知8t振动压路机的激振力F0为40kN/80kN，分别对应高振幅/低频率和低振幅/高频率两种工况。我们知道激振力实际上就是振动轮内偏心轴高速旋转时产生的离心力，根据公式：F0下面两个计算公式：

4080?Me?2，将F0和?的值分别代入，见

×103=M×103=Me(48(45×2?)2 ×2?)2

e可以计算出，两种工况下偏心轴的静偏心距Me应分别为4.398×10?1kg.m和1.001kg.m。可见为实现双频双幅的振动功能，振动轮内的偏心轴应能够改变偏心距的值

高、低振幅下激振器对应的静偏心矩1.001kg.m/0.439kg.m。

高振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩叠加，有：

M?2M''?1.001kg.m'

低振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩抵消，有：

M?2M\?0.4398kg.m'

，M\?0.14kg.m解方程组得：M'?0.72kg.m。

轴上所承受的最大径向力P?F0??76000N

N ，此时

f?45Hz每端轴上所承受的最大径向力P??P/2?38000 振动功率的计算，根据前面计算可知NvT?59.48N?m?16800W 故求得

4.4.2振动轴的计算

振动轴一般用两个调心轴承安装，由轴的一端输入扭矩。离心力对振动轴而言，其大小和方向始终是变化的，为了简化计算方法，可以把离心力当做静力来考虑，并且忽略振动轴加速时惯性阻力的影响。将径向力P视作在偏心块厚度范

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围内的均布载荷，绘出轴的受力简图如图4.6所示.其中心点的弯矩，即中心点C的弯矩为

图4.6 轴的受力简图

Mc?PL8(2??L) (4.11)

M——中心点C的弯矩，N?m

c L——两振动轴承间的跨距，mm

?——偏心块的总厚度，mm(初始估计取50mm) 计算可得最大弯矩为：

Mc?P?L8(2??L)?38000?6008?(2?50600)?5.46?10N?mm6

振动轴中间的直径按抗弯强度计算，即：

dc?21.7Mc??? (4.12)

式中：dc——振动轴中间的直径，mm

???——振动轴的许用弯曲应力，低碳钢取70N100N/mm2/mm2，中碳钢取

2，本设计中轴选用中碳钢制造，故取100N/mm。

计算可得

3dc?21.7Mc????98.07mm

故取轴的直径为d=112mm。

4.5激振器结构设计及计算

当偏心轴在振动马达的带动下顺时针旋转时，由于惯性作用，两个偏心块与偏心轴相对，此时的静偏心矩最小，为低振幅；当逆时针旋转时，两个偏心块与偏心轴重叠，静偏心矩最大，为高振幅。上图是偏心轴的外形，设偏心轴的静偏心矩为M'，则：

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2M????R?L???e （4.13）

其中：R─偏心部分的半径，mm； L─偏心部分的长度，mm； e─偏心轴的偏心距，mm； ρ─材料密度，钢??7.85?10?6kg/mm3。

图4-7 偏心轴外形

上图是偏心块的外形，设偏心块的静偏心矩为M''，则：

M???A?B???e?

（4.14）

其中：A─偏心块的截面积，mm2； B─偏心块的厚度，mm； ρ─材料密度，钢??7.85?10?6kg/mm3；

e'─偏心块的偏心距，mm。

图4-8 偏心块外形

?180b2

A?(R1?1?R2?2)?112A(c1?c2)3322(c1?c2)??r2 （4.15）

式中：

e?? (4.16)

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c1─偏心块大圆弧弦长，c1?2c21R1?b222

2─偏心块小圆弧弦长，c2?2R2?b

?1─大圆弧半中心角，?1?arccos(bR1)

?1─小圆弧半中心角，?2?arccos(?bR2)

根据振动轮内部空间的大小，调整并确定偏心轴和偏心块各尺寸，将尺寸数值带入公式中，使M确

R?56mm'?0.72kg.m，M\?0.14kg.m。在满足上面的条件下，如,

下,b：

?10mm定,

L?520mm各,e?18mm尺,r?25mm寸,

R1?50mmR2?30mm,

B?30mm,e??21mm。

对振动轴的各段进行强度校核，符合上面的计算。

4.6 振动轴承的选择与校核

两个振动轴承起着支承偏心轴高速选择的作用，并同时承受巨大的径向离心力，是振动轮总成内的关键零件之一。振动轮工作的可靠性，乃至整个压路机的工作的可靠性，在一定程度上取决于振动轴承的工作寿命。当振动轴承发生损坏后，进行更好维修时非常麻烦，要动用起重机在维修车间内讲振动轮完全解体，不仅中断了工程建设，还要耗费巨大的人力和财力。因此在振动压路机的设计过程中，振动轴承的选型和计算非常重要。

振动压路机对振动轴承的要求不外乎两点，即极限转速、承载能力。目前比较常用的有双列向心球面滚子轴承（调心滚子轴承）和单列圆柱滚子轴承；其实其他类型的轴承，只要满足上述两点要求，也可以用作振动轴承的。

根据振动轴承所承受的载荷大小及工作转速，以及偏心轴的结构尺寸，选取特别适合用于超高载荷和中等转速的向心圆柱滚子轴承，代号NJ2309E，如右图4-9基本参数如下：内径d=45mm.外径D=100mm,宽度B=36mm，径向基本额定动载荷Cr=285kN，转速极高。

轴承寿命计算公式：

Lh?10660n(CrPr)? （4.17）

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式中：Lh--轴承寿命，h；

n--轴承选择速度；

高频低振幅时，n=48Hz=2880r/min；低振高振幅时，n=45Hz=2700r/min；

Cr----径向基本额定动载荷，Cr=285kN； Pr----当量径向动载荷, 径向力F??F0??图4-9 向心圆柱滚子轴承

?Me?2式中：F0------偏心振子的离心力，F0；

?------与质量有关的平衡系数，一般可取0.95。高频低振幅，F?低频高振幅，F??F0?0.95?38?76kN；

kN；

因为激振力即偏振块高速旋转时产生的离心力，有一对轴承承受离心力，所以P=F?/2

?-----指数，对于滚子轴承，?=10/3。

将上述参数代入，经过计算，得到振动轴承的工作寿命为： Lh?49544h（高频低振幅）

Lh=5097h（低频高振幅）

此次设计的压路机的振动工况包括高频低振幅和低频高振幅两种，因此轴承的工作寿命也应在两种计算值之间。对大振幅时的作用力工作时间100%进行校核，寿命大于5000h的要求。具体数值应取决于实际工作中两种工况所占的比例。

4.7.减振系统设计

根据图，为了讲振动轮的振动吸收与隔离，使传递到上车的振动能量尽量的小，本次设计的振动压路机拟采用三级减振系统，即振动轮与前车架之间，后车架与驾驶室之间通过橡胶减震器连接，并选用液压减振座椅。振动轮和前车架之间的减振连接最重要的，此处的减震器应能隔离大部分的振动能量，本章主要讨论该处减振系统的设计问题。

两自由度的振动系统

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图4-10 两自由度的振动系统简化模型

如果不考虑各种阻尼对振动过程的影响，可以简化为两自由度振动系统，微分方程如下：

?? m2x?(K1?K2)x2?K1x1?F0sin?t?? （4.18）

解此微分方程可得：

x1?A1sin?tx2?A2sin?tm1x1?K1(x1?x2)?0 （4.19）

A1，A2分别为上车和下车的振幅，其表达式可以简化为 A1?F0?K1?

2A2?F0?K1?m1??

2式中的??m1m2?4?[(K1?K2)m1?K1m2]??K1K2

用?A表示A1与A2之比值，称为振动传递系统，则：

?A?A1A2?K1K1?m1?2

由上式可以看出，?A的大小只与上车的质量m1，减振系统总刚度K1及振动的角频率?有关系，而与下车质量m2，土壤刚度K2无关。因此，可以将系统进一步简化为一个单自由度的振动系统，以方便计算。

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单自由度的振动系统

图4-11 单自由度的简化模型

单自由度的振动系统，将土壤与振动轮视为同一振动基础，不涉及土壤的刚度问题，方法简单，简化了计算式的推导过程。

系统微分方程为：

?1?K1(x1?x2)?0 m1?x （4.20）

??n设振动系统的固有频率?n=统为：

?A?11?(?/?N)2K1m1，频率比??，减振系统的振动传递系

?11??2

减振系统?是经衰减掉的能量与振动总能量之比，是评价振动压路机减振效果的主要指标，

其表达式如下：

??1??A?1?11??2

减振系统总刚度的确定根据?A得到?A?11?(?/?N)2?11??2可知，当?=

2时，?A?1；当??2，才能

?1。也就是说，只有当振动频率?大于系统固有频率?n的

2倍时，减

振系统才会起到减振的作用。显然，?越大，振动传递系数?A越小，减振效果越好。

取????n?6，即振动频率是系统固有频率的6倍时，代入，计算可得振动，减振系统?=0.971，说明此时振动压路机上车的振幅仅为

传递系数?A?0.0286 第 30 页共 41 页毕业设计报告纸

振动轮振幅的2.86%，振动能量衰减了97.1%，减振效果已经很明显了。倘若继续增大?值，振动传递系数?A和减振系数?值的变化将趋于平缓，减振效果的提升不再显著，却增加了减震器制造上的麻烦，故实际意义并不大，因此确定?是减振系统设计的最佳取值。

将

K1：

?6??n?6代入振动系统的固有频率公式??K1m1，可得到减振系统总刚度

式中m1?2400kgK1?136m1?2 （4.21）

，??45?2??283rad/s，计算得K1?53.4kN/cm4.8橡胶减振器的设计与计算

橡胶材料的硬度是橡胶减震器设计的一个十分重要的参数，当减震器结构参数一定时，刚度与硬度成正比关系，在不改变结构尺寸的前提下，可以通过改变橡胶HS硬度值达到改变减振器刚度的目的，这为振动压路机减震器的设计及修改带来很大的方便。一般橡胶减震器的硬度在40~60HS的范围内选取，此时的橡胶材料既有较高的强度，又有良好的韧性，并且与金属板的连接强度较大，可达3Mpa。为给减震器的修改上下都留有足够的余量，选取橡胶材料的硬度值为50HS，其对应的弹性模量E=2.57Mpa，剪切弹性模量G=0.71Mpa。

由于振动压路机的激振力是一个动态的作用力，因此上面所确定的减振系统总刚度K1是动刚度。为了使前车架保持平衡，左右两侧减震器应各承担总刚度的一半，即左右侧的动刚度K左、K右为：

K左?K右?K12?26.7KN/cm

左减震器共十个，呈圆周分布，剪切受力，这样的设计结构如同一个庞大的弹性联轴器，不仅具有减振的功能，同时还起到传递驱动扭矩M的左右。左侧减震器随振动轮一起滚动，因此应采用圆形截面，这样总的刚度不会随着振动位置的变化而变化。

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图4-12 左侧减振器每只左侧减振器的动刚度：

K左??K左10

对于圆形截面减震器，受剪切的动刚度计算公式：

K左??AG?H?d （4.22）

式中：A-----减震器的截面积，

G-----剪切表观弹性模量，MPa H ---减振器的高度，cm

D----动刚度系数，橡胶硬度为50HS时，d=1.2

对于圆截面受剪切减震器的剪切表观弹性模量G按下式求解：

G??G4H21?()9D （4.23）

根据上面的公式，确定左侧减振器的结构尺寸为H=20mm D=80mm，满足上述公式，使左侧减振器的总的刚度为

K12。

右侧减振器共有6个，呈水平竖状分布，剪切受力，右侧减振器只起到减振作用，不传递扭矩，不随振动轮旋转，因此采用矩形截面，容易制造。

每只右侧减振器的动刚度为：K右??K右6

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图4-13 右侧减振器

矩形截面减振器受剪切时的动刚度计算公式与圆形截面的计算公式相同，即：

K右??AG?H?d （4.24)

对于矩形截面减振器来说，式中的G?就等于G。

根据上面公式，确定右侧减振器的结构尺寸为H=40mm, a=80mm b=42mm，满足上述公式，使右侧减振器的总的刚度为

K12

4.9 橡胶减振器的校核计算

在作减振器的强度校核时,可根据压路机的使用工况,在强度方面保有一定的余量,即将减振器橡胶的许用应力降低一个幅度使用。例如,对基础压实为主的压路机减振器橡胶的许用应力降低30%;对路面压实为主的压路机减振器橡胶的许用应力降低10%;既压基础又压路面的压路机减振器橡胶的许用应力降低20%。为保证剪切橡胶减振器的工作寿命,其计算应力必须小于材料的许用应力,即

??PAp?KxxAp???? （4.26）

式中：Kx—橡胶减振器的剪切静刚度。

???橡胶减振器的剪切许用应力 =0.2MPa,在一般情况下须考虑对冲击载荷留

有10～30%的余量。而当振动压路机行驶与障碍物发生正面冲撞时,橡胶减振器的瞬时应力不得大于其最大许用值???max=0.4 MPa。

为了保证橡胶减振器能在有效期内正常工作,还应进行必要的应变校核。在剪切受力状态下橡胶减振器的许用变形量????幅值不得大于???max?400%，并应保证其瞬时最大变形

。剪切橡胶减振器的变形量可按下式计算：

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??xL?P?GA???p? （4.27）

式中：?、G——分别为剪切橡胶减振器的综合系数和弹性模量。经校核，左右两侧的减振块均符合要求。

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第五章振动液压传动系统设计

5.1 液压振动系统方案确定

液压振动系统分为阀控制开式液压系统和泵控制闭式液压系统。阀控制开式液压系统由定量泵、安全阀、换向阀、定量马达和冷却器组成，系统组成开式回路。其中液压泵、马达均采用定量的齿轮泵和齿轮马达，成本低。泵控制闭式液压系统通常由变量泵、组合阀、马达、冷却器、蓄能器等，由于其变量泵和定量马达采用轴向柱塞式结构，各种阀尽可能与泵、马达集成一体，组成闭式系统，容积效率高。与前者相比，由于系统采用柱塞泵和柱塞马达，在同样的系统功率下可使系统流量减少，泵和马达的体积相对减小，在结构布置上更有机动性。由于各种阀集成化，外部结构简单，中间联接环节减少，减少了损失，提高了效率和可靠性，而且可实现变幅变频功能。只是成本略高。本设计是小型机，为获得更好的工作性能，本设计采用后者，即泵控制闭式液压系统。

5.2 液压系统的设计

5.2.1油泵的计算

输入油泵的当量功率按下式计算：

Np??Nv?H?p1?p?1qk （5.1）

式中：Np——输入油泵的当量功率，kW；

Nv?——按最大振幅和最高频率计算的当量振动功率，kW；（Nv?=16800w）

?H——液压系统的效率，开式系统取0.64，闭式系统取0.83；（闭式，0.83）

p1——液压系统设定工作压力（MPa）；(p1=15MPa) △p——油马达进出油口压力差，?p（?p?16MPa?p1?p2，p2为油马达的回油背压；

） ?2qk——振动轮个数。（qk）

按式计算油泵的应有排量（q?p），按系列选择油泵规格，查出油泵实有排量（qp）和最高转速nmax，应使qp5.2.2油马达的计算

油马达应有的计算排量为：第 35 页共 41 页 ?q?p及 np?nmax。油泵流量（Qp）按式计算。

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