全套YZC3振动压路机振动轮毕业设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目    录  第 1 章  绪   论  . - 1 - 内外压路机产品技术概述与发展趋势  . - 4 - 设计研究内容 . - 5 - 第 2 章  总体方案设计  . - 6 - 整机方案拟定 . - 6 - 格系列 . - 6 - 驶方式 . - 6 - 走驱动系统  . - 6 - 架形式 . - 7 - 向方式 . - 7 - 动轮总成  . - 7 - 振方式 . - 8 - 本技术参数的拟定  . - 9 - 义振幅 . - 9 - 工作频率 . - 9 - 动压路机拟达到的主要技术参数  . - 10 - 第 3 章   整体参数计算  . - 11 - 个基本参数计算  . - 11 - 坡能力的确定 . - 12 - 弯半径计算 . - 12 - 心位置  . - 12 - 机稳定性分析 . - 12 - 振系统设计与计算  . - 21 - 动参数的设计计算  . - 22 - 第 4 章  振动压路机传动系统设计  . - 24 - 动形式的确定 . - 24 - 压行走系统设计  . - 25 - 压振动系统设计  . - 29 - 压转向系统设计  . - 32 - . - 35 - 第 5 章  总   结  . - 36 - 设计的特点 . - 36 - 设计的不足及努力方向  . - 36 - 参考文献  . - 38 - 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 2 - 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 3 - 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 4 - 第 1 章  绪   论  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的德国。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（ 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 1 2。  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 4。  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，其中国生产的产品销量约占买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 5 - 85，其中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 5 6。  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 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 7。  设计研究内容  本设计定位为：在充分吸收国外小吨位振动压路机先进技术水平的基础上，结合我国道 路施工方面的研究成果和规范，设计出具有较好压实性能的小吨位振动压路机，主要用于高等级公路路面沥青混凝土的压实工作，兼能满足砂石等非粘性土壤的路面压实及修补工作 中的较高要求， 要求该设计产品具有压实性好、适应性强、转弯灵活、爬坡能力强等特点 ，达到国内同类产品的先进水平。  具体任务为：  a. 在研究国内同类产品技术参数的基础上，设定 动压路机总体方案，进行总体参数的校核与计算，确定发动机选型、各档速度、压实力、激振力。  b. 在基本参数确定的基础上，重点对压路机传动系统进行设计，以保证整机达到预期的良好性 能。传动系统设计包括：行走系统设计、振动系统设计、转向系统设计，并计算整机功率选定发动机型号。  c. 进行重要零件的设计与选型。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 6 - 第 2 章  总体方案设计  整机方案拟定  格系列  本设计为 3吨位 小型振动压路机 。  驶方式  振动压路机按行使方式分为拖式、自行式和手扶式，其比较如表 2 表 2       行驶方式  吨位（ t）  特点  自行式  2线压力适中，振动频率和振动幅值在一定范围内可调，速度可无级变速，机动性强，操 纵方便，生产效率高且减振性能良好，价格较高，应用非常广泛。特别适用于路基和路面工程。  拖式  8线压力大，激振力大，压实影响深，结构简单。价格适中，需要牵引车配合作业。且行使和转向受牵引的大小压实表层有振松和压碎机料的现象，适用于大坝、港口、道路路基等大型填方填石工程。  手扶式  线压力小，激振力小，振动频率高，压实影响小，造价低，一般辅助大型压实机械作业，适用于公路路肩、人行道、构槽等小型工程。  本设计行驶方式采用自行式。  走驱动系统  传统的 行走系统有单轮驱动和双轮驱动和全轮驱动几种形式。单轮驱动形式对压实买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 7 - 平整度等有不好影响，故不采用。由于本设计为小型机，行走驱动系统采用液压全轮驱动的形式，该技术在国内外均已较为成熟，国内则多用于大吨位机型，可减少堆料现象，极大提高压实效果，振动轮做驱动轮可减少压实路面产生裂缝的可能性，且振动轮静线压力得到充分运用，密实度高，压实遍数少，并提高压实层表面平整度。该技术行走系统由一泵双马达并联组成的闭式回路低速方案，既具有良好驱动能力，又方便安装和维修。低速大转矩马达有两个排量可以实现电磁阀控制两挡无级变速度 11。  架形式  振动压路机车架形式可分为刚性车架、铰接车架。刚性车架为一整体，转向时为整体转动，不灵活，适应性差。铰接车架一般由前车、后车和中心铰接架组成，具有较好的通过性和灵活性。本设计拟采用铰接车架。  向方式  本设计转向系统拟采用液压转向系统，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，操纵方便，易于达到良好工作性能。  铰接车架的转向机构可分为铰接转向、双铰接转向（蟹行转向）。铰接转向结构特点为：转向灵活，转弯半径小；压路机轮迹重合，铺层表面质量好；操纵方便，易于 实现全轮驱动，并有一定隔振性能。 中心铰接架由双铰接架、轴端挡板、球形轴承等组成 ，其技术国内已经成熟 。 双铰接转向 除具有 铰接转向 的优点外，还具有良好的贴边性能，缺点是结构较为复杂，转弯半径较大，由于本设计为小型机，贴边性在使用过程中优点并不特别明显，故本设计拟采用结构较简单、转弯半径小的 铰接转向系统。  动轮总成   国内目前小型振动压路机中单轮振动设计为多，本设计振动系统拟采用一泵双马达串联组成的闭式系统，实现双轮振动，与单轮振动相比，工效可提高一倍。在系统中安装一个二位二通阀，搬动 阀柄，可实现前轮的单独振动， 实现多功能。                          构：  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 8 - 振动压路机振动轮外部结构分光轮振动和凸块式振动，凸块式振动特别适合压实粘性土壤，本设计振动轮外部采用应用范围更广泛的光轮振动结构。  振方式  振动压路机一般的减振方式有橡胶减振、空气减振、弹簧减振三种。其中空气减振方式有振幅衰减能力差、传递转矩较困难、外形尺寸大、结构不紧凑的缺点，主要用于拖式 振动轮。 弹簧减振有内部阻尼小、衰减振动能力差、不许在共振频率间工作的缺点，主要用于振动平板。橡胶减 振方式其减振块形状和尺寸可根据需要设计，具有隔振缓冲性好、弹性持久，内部阻尼大，通过共振区安全，体积轻、质量小，易于安装、维护、保养的优点，应用广泛，满足本设计对减振系统的要求，故本设计采用橡胶减振方式。  机方案表  综上所述，本设计的整机方案如表 2 表 2规格系列  3吨位  行驶方式  自行式  传动系  液压传动  行走驱动系统  液压全轮驱动  车架形式  铰接车架  转向系统  液压系统 铰接转向  振动轮数量  双轮振动  振动轮外部  光轮振动  振动轮内部激振机构  低 幅 高 频  减振方式  橡胶减振  特殊机构  暂不作设计  计产品型号编制的确定  根据建筑机械产品型号编制方法的规定，本设计产品的型号编制为 动买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 9 - 压路机，其中 3为主参数代号（即工作质量，单位 t），  本技术参数的拟定  义振幅  名义振幅指振动压路机用千斤顶或其他支撑物架起后，振动轮悬空后测得的振动轮振幅，又称空载振幅。工作振幅指其实际工作时的振幅。通常工作振幅比名义振幅大，工作振幅用表示， 名义振幅用0与0 0)21( 试验和经验积累表明，振动压路机名义振幅的取值范围为：  压实基层                   压实次基层                  压实沥青混凝土及路面             结合本设计要求，参考同类产品参数，本设计名义振幅取值为  工作频率  经验表明，振动压路机工作频率 有一合理的取值范围，其取值范围是：  22 22  其中2为压路机土的振动系统的二阶固有频率。  由于其2随着压实对象的变化而变化，较为复杂，根据经 验，一般而言参考取值范围为：  压实基层                  25 30 压实次基层                 25 40 压实沥青混凝土及路面            30 55 由于本设计产品主要用于压实沥青混合料，为了保证沥青混合料与其他材料充分渗透和糅合，工作频率宜取高值，参考同类产品参数，本设计初步取值为 552。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 10 - 动压路机拟达 到的主要技术参数  本设计的其他技术参数如上所述，均根据振动压路机压实原理并在参考国内外同类产品的基础上拟定，不再敷述， 本设计拟设达到 的 技术参数 如下表所示 表 2 表 2动压路机主要技术参数  项目  技术参数  项目  技术参数  工作质量（  3000 名义振幅（  作速度（ km/h）  0动频率（  55 理论爬坡能力（）  30 振动轮直径（  700  激振力（  230  振动轮宽度（  1200 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 11 - 第 3 章   整体参数计算  个基本参数计算  作重量  G=3000验 表明，振动压路机上、下车质量比近似于 1时，压实效果最好，但在实际设计制造中很难达到正好为 1这一比例，为方便设计，本设计初取上下车质量比为 1计算，如有偏差，再在后面校核时改正 13。故：  轮分配质量  500 后轮分配质量  500 前轮静线载荷  前轮宽度为 201200 ，则  1 0 01 2 0  0 0. （ 3 轮静线载荷  后 轮宽度为 201200 ，则  100120  0 0. （ 3 走速度  一般要求振动压路机工作时的压实速度为 h 左右，行驶速度为 6km/h，为留有一定速度储备，本设计行使速度范围选定为 0 9 km/h。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 12 - 坡能力的确定  为使设计产品有较好的适应能力，并 留 有一定 的 爬坡储备，本设计爬坡能力设计为30。  弯半径计算  转向角 30  1600( ) 7 5 022rt g                                             （ 3 则  R= 30/ 8 0 0 / 2 9 8 622r t g t g m m 最小转弯 半径 200 24862 大转弯半径 200 34862 心位置  初步设定左右侧倾时的稳定角为 45 ，重心高度  0045t a 0t a n(2 00                            （ 3 机稳定性分析  整机稳定性指整机在各种可能工况下不发生滑移和倾斜而保证正常工作状态的性能，用滑移角和倾斜角来评价，整机稳定性包括平地上的稳定性和坡道上的稳定性，平地上的稳定性一般只考虑整机在最大转向角时是否失 稳，主要是指侧倾翻。坡道上的稳定性分为纵向稳定性和横向稳定性，其中又包括直线和转向至最大转向角 的 状况。而且，按整机工作状态又分为静态稳定性和行 驶 时动态稳定性。从安全角度考虑，滑移与倾翻都是整机失稳的标志，而倾翻则具有更大的危险性，因此整机必须做到既不滑移又不侧翻，至少做到滑移先于倾翻，这是分析和计算整机稳定性基础 14。  定性工况分类  对于压路机而言，由于结构和性能上的一些特点，如一般为前后铰接式车架、左右买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 13 - 结构基本对称、工作速度较低等，给稳定性的分析和计算带来一些方便。一般工程机械在分析和计 算稳定性时所要考虑的各种工况见表 3表 3种工况考虑的稳定性  平地  静态稳定性（最大转向角时）  行驶稳定性（最大转向角时）  坡道  纵向  直线状态  静态稳定性   行驶稳定性   最大转向角  静态稳定性   行驶稳定性   横向  直线状态  静态稳定性  重心在上时  重心在下时  行驶稳定性  重心在上时  重心在下时  最大转向角  静态稳定性  重心在上时  重心在下时  行驶稳定性  重心在上时  重心在下时  由于整机在临倾翻或滑移状态时一般不承担工作载荷，因此关于工作状态下的稳定性未列入表中。表中带 号的项目为整机较危险的工况，在进行稳定性分析和计算时要考虑。  整机自重为的整机在坡道角为 的纵坡道上静态受力示意图如图所示，为整机重心点，与两轮距离分别为 心垂直高度 h。 1, 2分别为两轮接地点（线）。 1, 2处两轮受有坡道的支承力 和 ，其反力为 /12于整机存在下滑趋势，因此两轮还受静摩擦力12反力为 /12 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 14 - l 1l 21N/H 1H 12 2N 2坡道上静态受力示意图  对整机，分别以 1和 2为中心列力矩平衡方程，可以求出：  /1 1 212( c o s s i n ) l                （ 3 /2 2 212( c o s s i n ) l                （ 3 /1 1 1 1/2 2 2 2H H （ 3 式中12、表示两轮的静摩擦系数  倾翻临界状态：令，即 111,g t   式中m表示临界倾翻角。  滑移临界状态：令12 s i  G 1 2 2 11 2 2 1()l h 即（ 3 所以1 1 2 2 11 2 2 1()l h （ 3 式中表示临界滑移角。  如前所述，为了防止翻车事故以确保安全，应满足：  m，即：  1 2 2 1 11 2 2 1()l l ll l h h ，亦即 11  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 15 - 综上所述，整机在纵坡上的静态 稳定性指标为：  倾翻临界角   11h                       （ 3 滑移临界角  1 1 2 2 11 2 2 1()l h （ 3 当 11 时能保证滑移先于倾翻。  道横向静态稳定性  /11/220 . 5( c o s s i n )0 . 5( c o s s i n )b e  e   /1 1 1/ /222H H 令2 0N ，即 0 ，所以 1 0 h 令12 s i  G ，即 / / / / / / / /0 . 5 ( ) ( )() 所以， / / / / / /1/ / /0 . 5 ( ) ( )() 一般情况下， / / / ,0e ，于是 110 . 5 ,m bt g t 于是 110 . 5 ,m bt g t 同样的 ，令, 0 . 5 ,2m   即 亦 即综上所 述 ，整机在横坡上的静态稳定性指标为：  倾翻临界角  1 0 h （ 3 滑移临界角  1（ 3 当 2时能保证滑移先于倾翻。  坡稳定性  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 16 - a、 如图所示，为 整 机在横坡上的静态受力示意图对图示轮子而言，将支撑力向12,线载荷效果一致。  e 为整机重心至纵向对称面的距离， b 为轮宽或轮距。  横坡道上静态受力示意图   、 为两轮的驱动力矩， 、 为两轮产生的牵引力， 、 为两 轮的滚动阻力 ，则：  11 1 m a x 1 1122 2 m a x 2 22,  1 1 12 2 2F N  f式中：12两轮滚动半径  12、表示两轮的附着系数  12示两轮的滚动阻力系数  对机器，分别以  和 为中心列力矩平衡方程，可以求出：  /1 1 212/2 2 212( c o s s i n )( c o s s i n ) l  l 倾翻临界状态：令 0，即 111,g t   买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 17 - 滑移临界状态：由于       120令11 s  G ，即得：  1 2 2 11 2 2 1()l l h 所以  1 1 2 2 11 2 2 1()l l h 同样地，令 11m   , 即综上所述，整机在纵坡上双轮驱动行使上坡的稳定性指标为：  倾翻临界角  1 1m h （ 3 滑移临界角  1 1 2 2 11 2 2 1()l l h                               （ 3 当 11时能保证滑移先于倾翻。  需要说明的是，上述结果的 成立 ，前提条件是整机产生的牵引力足够，即12 1 1 1 1 ；但如果整机不能产生足够的牵引力，则滑移临界角降低，1 1 1 2 212s i n M R M  R  b、单轮驱动前进爬坡（驱动轮在下）时的稳定性  2T 1F 2买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 18 - 图 3轮驱动前进爬坡 受力示意图  如图 3设1么：  2 2 20 , 0 , 0 于是  1 1m h                                                          （ 3 1 121 2 1l l h                                                  （ 3 当 11时能保证滑移先于倾翻。  c、单轮驱动倒退爬坡（驱动轮在上）时的稳定性  同理可求得：  2 2m h                                                          （ 3 1 121 2 1l l h                                                  （ 3 当2 1 2( ) 0l l l时能保证滑移先于倾翻。  坡稳定性  a、双驱动时的稳定性  如图 3此状态下受力示意图。此时 整 机重力在坡道方向的分力与牵引力的方向相同，即使在临界状态，整机也不可避免地存在下滑趋势，甚至向下运动，而且向下运动正是工况需要，即此工况下产生滑移（更多情况下是滚动）是必然的，因此 ：  0, 21 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 19 - 22T 1F 2图 3同理可求得： 1 1m h （ 3 1 1 2 2 2 1 11 2 1 1 2 2( ) ( )()l f l l l h f f                                       （ 3 当 111l 时能保证滑移先于倾翻。  动轮在下）时的稳定性  同理可求得：  1 2m h                                                         （ 3 1 1 2 2 1 11 2 1 1 2()l f l l l h f f                                         （ 3 当 111l 时能保证滑移先于倾翻。  c. 单轮驱动 前进下坡（驱动轮在上）时的稳定性  同理可求得：  1 2m h                                                         （ 3 1 1 2 2 1 11 2 1 1 2()l f l l l h f f                                        （ 3 当 111l 时能保证滑移先于倾翻。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 20 - 算分析讨论  从上述公式 中可以看出，临 倾 翻角的正切值与整机重心垂直高度成反比，与坡道下游轮子至整机重心的水平距离成正比，而与其他参数无关。  从计算结果还可以看出， 理论上讲 临界倾翻角与整机是否处于行使状态以及是单轮驱动还是双轮驱动无关，但实际情况是有影响的。如后轮驱动前进爬坡时，由于后轮产生驱动力矩，会减少前轮的分配载荷，因而使临界倾翻角降低。  从上述公式中可以看出，各种工况滑移临界角 (滑移稳定性 )，上坡比下坡好，驱动轮在下比在上好，双驱动可以改善上坡滑移稳定性，但会减少下坡滑移稳定性，这与实际情况是完全一致的。  从上述公式中可以看出，在单轮驱动前进爬坡 (驱动轮在下 )时的稳定性、双驱动时的稳定性、单轮驱动倒退下坡 (驱动轮在下 )时的稳定性、单轮驱动前进下坡 (驱动轮在上 )时的稳定性这四种工况下滑移肯定先于倾翻，说明不会发生翻车事 故。  于整机稳定性的分析讨论  本上是由整机的结构参数 (整机重心位置，轴距，轮距等 )决定的。有时按这些结构参数计算出的失稳 条件 (滑移角、倾翻角 )在理论上根本不能实现，或远大于整机最大设计爬坡能力 (理论 )。  整机在横向坡道上的行走稳定性时，还应考虑作用在行走机构上的牵引力。实际上，整机在坡道上横向行走时有切向牵引力输出，以阻 止 整机下行，在 此情 况下，侧向附着力将降低。  性力的产生会降低车辆原有的静态稳定性，不该滑移时滑移，不该翻车时翻车 。 而且操作人员的驾驶水平和机器的使用条件，对整机的稳定性也有很大影响。因此，为了防止整机失稳，避免翻车事故，提高驾驶水平更具有现实意义。  路机稳定性计算分析  双钢轮双驱动形式，其结构参数如下表 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 21 - 表 3整机质量m(单轮宽度b(后轮轮距 b(重心厚度h(重心距后轮l1(重心距前轮l2(重心左右偏移量 e(m) 爬坡能力设计值（）  3000 1200 1200 600 800 800 20 30 整机在良好沥青路面上的滚动阻力系数等见下表 3 表 3工况  对象  121良好沥青路面  钢轮  两表中的数据代入上述公式，即可得出各种状态下的临界角 。  稳定性计算结果分析一说明 :  3的静摩擦系数，由于本机前后均为钢轮，故12。  影响滑移临界角。  计算结果表明， 动压路机设计取值是合理可行的。  振系统设计与计算  本设计采用橡胶减振方式。选用丁腈橡胶，其有良好的耐油性和较大的阻尼。  由经验公式，减振系统总刚度为：  211/ 3 6                                                    （ 3 式 中 ：1m 压路机的上车当量质量， 5001   压路机的振动频率 ，  ，则：  211/ 3 6 =      买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 22 - 动参数的设计计算  动轴偏心质量和偏心距的计算  偏心块厚度 :1 6 0 0 m m m偏心块偏心质量1:(2 22221111           （ 3 偏心块偏心质量2:(2 22222222          （ 3 偏心距 e: 3 3 3 32 2 2 24 ( ) 4 ( 7 5 3 0 ) 3 5 . 4 73 ( ) 3 ( 7 5 3 0 )m 幅计算  振动轮质量： 550M  偏心质量：  偏心距： 幅： 6 . 8 9 3 5 . 4 7 0 . 4 5550 m                               （ 3 动频率计算  泵的流量：  36 （ 3            （ 3 马达转速：   M M P Mq n Q  51016 3                                （ 3 心力矩   0 3 5 4                                  （ 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 23 - 振力  e 0)2( 22                                           （ 3 动轴承的选型及寿命  选用轴承： 3，润滑油润滑， 02知数据：转速 3 1 0 0 / m ，径向力： N （一组轴承）  该轴无轴向力，只有径向力，单个轴承当量动载荷：  1 2 . 2 52R  N                                                     （ 3 轴承寿命：  662 1 0 / 31 0 1 0 1 0 2( ) ( ) 6 2 9 0 . 76 0 6 0 3 1 0 0 1 2 . 2 5 （ 3 为保证马达轴与振动轴的正确传动及同心度问题，需要可调节同心度的弹性联轴器，选用简单弹性 柱销 联轴器  参数：弹性体强度 7 5 ;许 用 转 矩 T = 9 0 N 振瞬间压力 160 9  m 储备系数： 90 2 . 33 9 . 3 （符合设计要求）  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 24 - 第 4 章  振动压路机传动系统设计  动形式的确定  常见的振动压路机传动系统可分为机械传动、液 力传动和液压传动。其比较如表4 表 4见的振动压路机传动系比较  要    求  机械传动  液力传动  液压传动  无级变化速度        不同滚动阻力时不变的压实速度        无级改变牵引力        在两个行驶方式重复调节速度        无冲击的换向        无冲击的启动        简单的单手柄操作        加速限制可调节        传动机械元件的配置可自由移动        功率简单地分配在几个使用部分上  （全部滚轮驱动