单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计

1、目 录 摘要11 关键词词1 1前言言11 1.11压路机机发展历历史1 1.11.1压压路机的的起源1 1.11.2国国际压路路机的发发展史2 1.11.3国国内压路路机的发发展史及及发展现现状2 1.22压路机机发展趋趋势3 1.33本次设设计主要要任务331.3.1传动动方案比比较33 2 工工作原理理 4 3振动动轮设计计5 33.1调调幅装置置与激振振力和振振幅调节节5 33.2偏偏心块的的设计计计算6 33.3 振动轴轴承的选选择9 33.3.1振动动轴承受受力分析析10 33.3.2振动动轴的最最小直径径计算122 33.3.3振动动轴强度度校核113 33.3.4振动动轴承寿寿

2、命校核核115 33.3.5连轴轴器选择择116 33.3.6振动动器壳体体设计117 33.4挡挡销的选选择与校校核117 44 振动动功率的的计算118 44. 11维持振振动所需需功率119 44.2克克服轴承承摩擦所所需功率率119 44.3偏偏心块旋旋转起动动加速所所需的功功率119 55 橡胶胶减振器器220 55.1橡橡胶减振振器的选选择2005.2减减振器的的刚度校校核21 6转向向液压缸缸的设计计计算222 6.11液压缸缸主要尺尺寸的确确定223 6.11.1工工作压力力p的确确定223 6.11.2确确定液压压缸内径径D和活活塞杆直直径d223 6.11.3验验算液压压缸

3、能否否获得最最小稳定定速度224 6.11.4液液压缸壁壁厚和外外径的计计算224 6.22液压缸缸工作行行程的确确定225 6.33最小导导向长度度的确定定225 6.44缸体长长度的确确定226 6.55液压缸缸结构确确定226 6.55.1缸缸体与缸缸盖的连连接形式式226 6.55.2活活塞杆与与活塞的的连接结结构226 6.55.3活活塞杆导导向部分分的结构构227 6.55.4密密封圈的的选用227 6.66液压缸缸的校核核277 6.66.1液液压缸缸缸筒壁厚厚的校核核227 6.66.2活活塞杆稳稳定性校校核228 7总结结 8参考考文献 9致谢谢18T单单钢轮全全液压振振动压

4、路路机工作作执行机机构设计计学生：喻喻岳斌指导老师师：全腊腊珍（湖南农农业大学学工学院院，长沙沙 41101228） 摘要要：20世世纪900年代末末以来，我国工工程机械械行业发发展迅猛猛，取得得了前所所未有的的成果，工程机机械行业业已经成成为我国国国民经经济发展展的重要要行业。面对难难得的历历史机遇遇，我国国基础施施工正经经历着一一场新技技术新工工艺的革革命，传传统振动动压路机机设备技技术已经经不能社社会发展展要求，将逐渐渐被先进进的振动动压路机机设备技技术所代代替。 论文文中对118t单单钢轮振振动压路路机进行行了初步步设计计计算，确确定其基基本参数数，并重重点对其其执行机机构偏心轮轮进行

5、了了重点设设计计算算，液压压控制部部分原理理图，以以及各个个元器件件也做了了相应设设计。 关键键词：振动压压路机、执行机机构、偏偏心轮、液压18T sinnglee stteell whheell hyydraauliic vvibrratoory rolllerr meechaanissm ddesiign worrkexeccutiionStuddentt: YYu YYuebbinTeaccherr: QQuann laazheen(colllegge oof eengiineeerinng, Hunnan Agrricuultuurall Unniveersiity, Chhanggs

6、haa 41101228, Chiina)Sincce tthe latte nnineeteeen nninttiess, CChinna CConsstruuctiion macchinneryy inndusstryy iss deevellopiing rappidlly, hass hiitheertoo unnknoown ressultts, enggineeeriing macchinneryy inndusstryy haas bbecoome an impporttantt inndusstryy inn Chhinaas ecoonommic devveloopmeent

7、. Faacinng aa raare hisstorricaal ooppoortuunitty, inffrasstruuctuure connstrructtionn inn Chhinaa iss exxperrienncinng aa neew ttechhnollogyy reevollutiion, thhe ttradditiionaal vvibrratiion equuipmmentt teechnnoloogy roaad mmachhinee iss noot tthe reqquirremeent of socciall deevellopmmentt, iit ww

8、illl grraduuallly bbe aadvaanceed vvibrratoory rolllerr eqquippmennt ttechhnollogyy reeplaacedd.Baseed oon tthe 18tt siinglle ddrumm viibraatorry rrolller hass caarriied on thee prreliiminnaryy deesiggn, dettermminee thhe bbasiic pparaametterss, aand putt thhe eemphhasiis oon tthe keyy caalcuulattio

9、nn off itts eexeccutiion mecchannismm, eecceentrric wheeel, hyydraauliic cconttroll prrincciplle ddiaggramm, aand thee vaarioous commponnentts aare alsso mmadee coorreespoondiing callcullatiion.Keywwordds: vibbrattionn rooad rolllerr, eexeccutiion mecchannismm, aan eecceentrric wheeel, hyydraauliic1

10、 前前言1.1压压路机发发展历史史1.1.1 压压路机的的起源 压路机机作为强强化工程程结构物物的基础础，堤坝坝及路面面铺装层层的主要要手段，早已为为工程建建设专家家们所熟熟知合应应用。 早期的的压实技技术可以以说是仿仿生学。远古时时代，先先辈们就就曾利用用牛羊畜畜群的蹄蹄子对土土壤进行行踩踏。而轮胎胎的柔性性压实特特性合减减震理论论的应用用则完全全来自人人们自发发的研究究成果，牛顿力力学为压压实机械械与施工工对象相相互作用用的研究究提供了了条件，现代力力学则为为机械振振动的应应用和控控制奠定定了理论论基础。1.1.2 国国际压路路机的发发展史 压路机机作为最最早的路路面压实实机械，经历了了漫

11、长的的发展和和演变。早期出出现的压压路机都都是拖式式，可以以追溯到到18世世纪初制制造的畜畜力牵引引的光轮轮碾。至至于用圆圆石制成成的石碾碾，则可可以追溯溯到中国国更古老老的年代代，我们们祖先一一千年以以前就用用人力或或者畜力力拖动石石碾，它它是最早早压路机机的雏形形。 19世世纪的工工业革命命席卷西西方，欧欧洲最早早做出了了蒸汽机机拖动的的拖拉机机。随后后在19982年年就制成成了以蒸蒸汽机为为动力的的自行式式三轮压压路机，并于118655年投产产，美国国是最早早开展土土壤压实实理论及及其方法法研究的的国家，20世世纪初，他们的的一些研研究机构构对道路路的沉陷陷级其他他一些结结构缺陷陷进行了

12、了研究，并且从从理论和和实践上上都提出出了方案案。同时时负责修修建水坝坝、军用用机场的的美国工工程兵合合负责灌灌溉的工工程的联联邦垦务务所也对对土壤压压实进行行了研究究。在此此期间美美国的工工程师们们开发成成功研制制了世界界第一台台羊拖式式羊足碾碾压路机机。 当内内燃机刚刚出现时时，美国国人就敏敏锐地察察觉到蒸蒸汽机不不适合压压路机，他们与与19119年制制成了以以内燃机机为动力力的压路路机。一一个偶然然的机会会工程师师们在填填土工地地上观察察了汽车车轮子的的压痕，并根据据此原理理于19940年年制成了了轮胎压压路机。以上都是是静压式式压路机机，而振振动压实实技术和和振动压压实机械械的出现现是

13、压路路机发展展史一个个划时代代的贡献献，从此此改善压压实效果果不再简简单地以以来压路路机重量量或者压压实压力力，同时时将振动动方式合合振动参参数研究究推向了了高峰。20世纪纪30年年代，德德国在修修建公路路网时使使用了由由劳森公公司首创创的一台台拖动级级牵引的的1.55t振动动平板压压实机和和一台225t的的推土机机式振动动压路机机。但真真正大量量投放市市场的是是在500年代初初。早期期的压路路机吨位位都很小小，并且且品种少少，总体体性能价价差。 20世世纪700年代是是压实机机械发展展史上的的一个重重要变革革，是迅迅速二普普遍地推推广应用用了静液液压传动动和电业业控制技技术；到到70年年代末

14、，在压路路机特别别是振动动压路机机上，机机械传动动在国外外大多数数被液压压传动所所代替。随着电电液控制制技术在在振动压压路机的的应用，从此出出现了调调频、调调幅的压压路机。为压实实工作参参数合随随机监控控创造了了条件。目前压实实机械比比较先进进的国家家有德国国、美国国、日本本、瑞典典等1.1.3 国内压压路机的的发展史史及发展展现状 19961年年西安公公路交通通学院与与西安筑筑路机械械厂联合合开发的的3t自行行式振动动压路机机是国内内振动压压路机的的起点。19664年洛洛阳建筑筑机械厂厂研制出出4.55t振动动压路机机。19974年年洛阳建建筑机械械厂与长长沙建筑筑机械研研究所合合作开发发了

15、100t轮胎胎驱动振振动压路路机和114t拖拖式振动动压路机机。800年代中中期我国国开始引引进国外外先进的的压路机机制造技技术。119855年温州州冶金机机械厂研研制了119t振振动压路路机。119999年三一一重工集集团有限限公司引引进国内内外先进进技术，开发研研制了YYZ系列列振动压压路机，采用全全液压控控制，型型号有YYZ166C、18TT单钢轮轮全液压压C、YZ220等。20世纪纪80年代代后期，随着基基础工业业元件的的发展，特别是是液压泵泵、液压压马达、振动轮轮用轴承承、橡胶胶减振器器的引进进生产，使振动动压路机机技术总总体水平平和可靠靠性有了了很大的的提高。国内大大专院校校和科研

16、研院所的的科研攻攻关，使使我国自自行开发发和研制制振动压压路机的的能力有有了较大大的提高高。19998年年中国农农业大学学开发研研制的混混沌振动动压路机机，19990年年西安公公路大学学与徐州州工程机机械厂共共同开发发的100t振荡荡压路机机，都标标志着我我国振动动压路机机科研和和产品开开发达到到了新的的水平。 我我国压路路机的理理论研究究和产品品自主研研发起步步较晚，整体技技术状态态与国际际先进水水平仍然然存在较较大差距距，主要要表现在在产品系系列不完完整，超超重型振振动压路路机生产产数量仍仍然较少少。专用用压实设设备匮乏乏，综合合性能、经济指指标及自自动控制制技术仍仍然落后后。 近年来来，

17、国内内压路机机主要生生产企业业逐渐具具备开发发和研究究生产高高技术水水平全液液压振动动压路机机的能力力，广泛泛采用进进口发动动机、闭闭式液压压系统、震动轴轴承、橡橡胶减震震块等，使得产产品可靠靠性、耐耐用性等等方面有有了很大大的提高高；并且且通过对对引进技技术的消消化和吸吸收，在在智能化化、新压压实型原原理和技技术、GGPS技技术和压压实技术术应用软软件等方方面进行行了一系系列研究究与开发发，使得得我国压压实机械械技术和和产品得得到了长长足的发发展。可可以预测测，利用用十余年年时间我我国必将将由一个个压实机机械研发发和制造造大国逐逐渐发展展成一个个强国。1.2 压路路机发展展趋势 随着市市场竞

18、争争日趋激激烈和技技术的高高度发展展，现代代压路机机结构更更趋先进进、技术术性能更更趋完善善，可靠靠性进一一步提高高，附加加功能增增加零部部件制造造和装配配工艺得得到进一一步改善善，操作作系统向向全电液液操控和和电子监监控方面面发展，驾驶向向舒适性性、方便便性方面面发展，政绩给给人以赏赏心悦目目的感觉觉。 另外外未来压压路机发发展还考考虑了以以下机电电因素： 环保保要求：采用颠颠沛柴油油发动机机，降低低废气污污染排放放；减少少各种油油料的消消耗，采采用可循循环再利利用的材材料制造造零件等等。 人人性化设设计：例例如设计计宽敞的的操作平平台独立立安装在在设备上上，减少少噪音和和振动，驾驶环环境更

19、为为舒适，消声器器隐藏在在后部发发动机罩罩盖下，有效减减少了来来自及其其后部的的噪音和和热量等等等这些些人性化化设计，使得操操作和包包养机器器变的异异常简便便，大大大降低了了难度和和工作量量。 各各种辅助助装置齐齐备：配配备辅助助装置的的主要作作用是实实现一机机多用，主要表表现在：单钢轮轮行可方方便拆装装的凸块块壳等。这些辅辅助装置置进一步步改善了了压路机机的适应应性和压压实质量量等。1.3 本本次设计计主要任任务 我国基基础施工工正面临临着一场场新技术术新工艺艺的革命命，传统统的路面面压实机机械已经经不能满满足我国国经济的的发展需需求，高高可靠性性，高性性价比正正式这个个时代所所需求的的产物

20、。设计并并制造出出高效、环保、节能的的振动压压路机是是摆在当当代设计计师以及及研究人人员面前前重大的的任务。本次设计计主要任任务：振动压实实系统设设计液压控制制系统设设计1.3.1 传动方方案比较较 机械械传动单单钢轮振振动压路路机被寓寓为具有有中国特特色的压压路机产产品，因因其价格格较低，非常适适合中国国用户和和发展中中国家的的实际购购买力。另外机机械控制制具有传传动可靠靠，传动动速比较较大、结结构简单单，安装装和维护护方便等等特点，然而相相比于液液压控制制，液压压控制明明显更适适合这个个时代的的发展，液压控控制相比比于机械械控制有有以下不不同：压实质量量机械传动动单钢轮轮振动压压路机由由于

21、振动动轮只有有振动，行驶是是从动轮轮，压实实过程中中由于从从动轮的的滑移会会产生拥拥土现象象和表面面裂纹。而全液液压单钢钢轮振动动压路机机的振动动钢轮既既是驱动动轮，也也是振动动轮，在在压实施施工中振振动钢轮轮是转动动状态，很好地地解决了了土壤压压实过程程中的起起褶和拥拥土题目目。压实速度度机械传动动振动压压路机的的行驶速速度只能能实现有有级变速速，而全全液压传传动振动动压路机机则可实实现 无无级变速速。驱动性能能 机械械传动振振动压路路机只能能实现单单轮驱动动，而全全液压传传动振动动压路机机可实现现前后轮轮传动，所以全全液压传传动振动动压路机机的驱动动性能和和防滑性性能均优优于机械械传动振振

22、动压路路机。操纵舒适适性全液压单单钢轮振振动压路路机的操操纵十分分轻巧与与简洁，在起步步和停车车时均比比较平稳稳；而机机械传动动系统的的行驶操操纵顺序序复杂，劳动强强度大，压路机机在起步步和停车车时均有有较大的的冲击，行驶速速度只能能实现有有级变速速。可靠靠性对于机械械传动振振动压路路机，由由于机械械传动部部分在工工作中存存在冲击击，并且且增加了了诸如离离合器、变速器器和分动动箱等传传统的机机械传动动环节，部分降降低了压压路机的的可靠性性；而全全液压传传动振动动压路机机的液压压系统中中的液压压件多采采用国际际著名公公司的产产品，可可靠性较较高，同同时轻易易实现优优越的性性能，如如可靠的的三级制

23、制动功能能和驱动动与制动动互锁保保护功能能等。市市场发展展趋势 目前国国外全液液压振动动压路机机压实效效率高、可靠性性好、驾驾驶舒适适，尤其其是智能能控制技技术的成成功运用用，使得得压路机机的技术术水平达达到了一一个新的的高度。价格比比较与全液压压单钢轮轮振动压压路机相相比，机机械传动动单钢轮轮振动压压路机的的最大优优点是价价格低廉廉，比较较经济。其价格格约为同同吨位全全液压单单钢轮振振动压路路机的11/2左左右，为为国外同同规格全全液压产产品的11/3左左右，低低价位、低配置置和短期期投资回回报快的的机械传传动单钢钢轮振动动压路机机正好适适应了部部分用户户的需求求。基于上述述比较，液压控控制

24、明显显优点高高于机械械控制，因此本本设计采采用液压压控制。2 工工作原理理18T单单钢轮全全液压振振动压路路机采用用后轮驱驱动，其其行驶、制动、转向、振动都都是通过过液压系系统实现现控制。行驶时时，驱动动力由驱驱动马达达通过驱驱动桥驱驱动后轮轮行驶，同时钢钢轮也有有驱动马马达，两两边的速速度通过过液压系系统控制制实现同同步。振振动主要要依靠偏偏心轮的的旋转来来实现，偏心轮轮上两个个固定偏偏心块，一个活活动偏心心块。活活动偏心心块安装装在两个个固定偏偏心块中中间，通通过键连连安装在在振动轴轴上。工工作时，马达旋旋转通过过轴传递递到偏心心块上，偏心块块旋转会会产生两两种不同同的偏心心力的叠叠加方式

25、式，从而而得到两两种不同同的偏心心距，从从而实现现了振动动轮的振振动，整整车行驶驶时就实实现了对对路面的的压实。制动时时液压泵泵卸荷，压路机机停止行行驶。转转向时力力由转向向油缸通通过铰接接架控制制转向，转向液液压缸有有两个，转向时时，液压压缸会产产生两个个方向相相反的力力，从而而实现转转向。压压路机工工作时先先振动后后行驶，制动时时先停止止振动再再制动。动力传递递路线如如下18T单单钢轮全全液压振振动压路路机整车车视图如如下： 图1 压压路机整整车视图图 FFig. 1 macchinne vvehiiclee Viiew Roaad3 振振动轮设设计3.1调幅幅装置与与激振力力和振幅幅调节

26、压路机激激振机构构内装有有调幅装装置，调调幅装置置内装有有活动偏偏心块，活动偏偏心块空空套在偏偏心振动动轴上，当驱动动振动轴轴的液压压马达正正反转时时，使调调幅装置置上的偏偏心块与与偏心振振动轴产产生两种种不同的的偏心质质量叠加加方式，从而得得到两种种不同的的偏心距距。实现现了振动动压路机机工作振振幅和激激振力的的调节。在调幅幅装置密密闭空腔腔内装有有一定量量的硅油油。硅油油可以流流动且密密度大，可随振振动马达达的旋转转方向的的变化而而变化而而改变其其在空腔腔内的位位置，从从而达到到调节偏偏心质量量和静偏偏心距的的目的。硅油价价格低廉廉粘度大大，具有有良好的的阻尼吸吸振作用用，能够够衰减因因偏

27、心块块旋转方方向改变变而引起起的惯性性冲击和和振动，从而减减少了机机件的冲冲击载荷荷。另外外硅油的的加减用用量很方方便，可可以更好好地优化化振幅大大小图2调幅幅装置Figuure 2 tthe ampplittudee moodullatiion devvicee3.2偏偏心块的的设计计计算 偏心块是是振动压压路机的的激振器器。偏心心块在振振动马达达的带动动下高速速旋转产产生巨大大的离心心力，离离心力迫迫使振动动轮产生生振动从从而压实实土壤。偏心块块每旋转转一周，振动轮轮就按照照一个振振幅振动动一次，偏心块块的转速速决定了了振动轮轮的振动动频率5。（1）正正视图 （2）左视图图1-振动动轴承

28、2-活动偏偏心块 3-固定偏偏心块 4-振动轴轴 55-挡销销图3 偏心心块示意意图Fig.3 Scheemattic diaagraam oof vvibrratiion wheeel bloock 此此处省略略NNNNNNNNNNNNNNNN字。如需要要完整说说明书和和设计图纸纸等.请请联系扣扣：九七一九二零八八零零 另提供供全套机机械毕业业设计下下载！该该论文已已经通过过答辩 （20）对18TT单钢轮轮全液压压振动压压路机：m=0.3855m=0.3855(kgg)。取取钢轮的的参振质质量为66.5吨吨。对双幅双双频压路路机，一一般工作作状态分分为高幅幅低频或或低幅高高频。根根据大量量实

29、验数数据，振动压路路机高频频低频频频率分别别为333、3006高振幅时时： （211）= （222） （23）N （224）低振幅时时： （225）=1.110 （26） （277）（N） （28）3.3 振振动轴承承的选择择 在所有有振动压压路机的的零部件件中，振振动轴承承的工作作环境是是最为恶恶劣的，振动轴轴承也是是振动压压路机的的易损件件之一。所以，根据实实际情况况选用好好的振动动轴承显显得极为为重要，这也是是设计的的关键之之一。3.3.1 振动轴轴承受力力分析 如图66所示，振动轴轴用轴承承外圈44安装在在振动轴轴承座77上，振振动轴88安装在在轴承内内圈4上上。旋转转动力由由振动轴轴

30、8的带带键端输输入。当当振动轴轴旋转时时，带动动偏心块块2、33一起旋旋转。所所产生的的离心力力的方向向就是固固定偏心心块与活活动偏心心块的合合力方向向。由于于轴承内内圈6是是在振动动轴8上上，当振振动轴88旋转时时，轴承承内圈66也跟着着同步旋旋转。当当旋转稳稳定时，偏心块块2、33相对于于轴承内内圈6没没有位置置变化，所以对对于轴承承内圈66来说，偏心块块产生的的离心力力只作用用于轴承承内圈轨轨道的局局部，在在轴承内内圈6上上受的是是局部负负荷77。 1-振动动轮 2-活活动偏心心块 3-固固定偏心心块 4-轴轴承外圈圈 55-滚子子 66-轴承承内圈 7-振振动轴承承座 8-振振动轴vi

31、brratoory rolllerr 2- acttiviity of ecccenttricc bllockk 3- fixxed ecccenttricc bllockk 4- beaarinng oouteer rringg5- rrolller 6- beaarinng iinneer rringg 7- vibbrattingg beeariing seaat 8- vibbrattingg shhaftt图5振动动室Fig 5 VVibrratiion beaarinng轴承外圈圈.4安安装在振振动轴承承座7孔孔上，它它有两种种工况，一种是是随振动动轮1的的停止转转动而静静止，另另

32、一种是是随振动动轮1的的前进、倒退而而转动。振动轮轮1与振振动轴88的转动动速度相相比，相相对较慢慢。分析析这两种种工况，偏心块块产生的的离心力力基本是是顺序作作用在轴轴承外圈圈4轨道道的整个个圆周上上，所以以在轴承承外圈44上所受受的是循循环负荷荷。振动动轴8旋旋转一周周内，轴轴承外圈圈4上所所受的力力有所不不同。如如图6所所示。当当活动偏偏心块和和固定偏偏心块同同时到达达最高点点时，由由于振动动轮设计计中，振振动轮在在振动工工况下要要有一定定振幅，所以要要求偏心心块产生生的离心心力大与与振动的的整个质质量。所所以当偏偏心块同同时到达达最高点点a时,由于离离心力作作用，能能将振动动轮整个个提

33、高地地面；而而当固定定偏心块块和活动动偏心块块同时转转到最低低点b时时，整个个振动轮轮被大地地托住，所以轴轴承外圈圈上b点点受到的的力大于于a点。 图6 振振动轴承承受力示示意图Fig. 6Scheemattic diaagraam oofviibraatioon bbearringgb因轴承主主要承受受径向力力作用，故选向向心圆柱柱滚子轴轴承该轴轴承承受受着偏心心块旋转转产生的的离心力力F、偏偏心块产产生的惯惯性力FF、轴及及偏心块块的自重重W、WW。力WW与W同FF相比很很小，为为简化计计算略去去不计。力F与与F方向向相反，略取使使之偏于于安全。这样轴轴承上的的轴向力力为零，径向力力可按下

34、下式计算算： ( NN ) (32)（N） (33) 转速 （r/mmin） (344)（r/mmin） (35) 查机械设设计手册册可得轴轴承的要要求寿命命L=440000h。.查机机械设计计手册，轴承承的基本本额定动动载荷为为8： （36）C基本本额定动动载荷计计算值；N寿命因因数；取取0.9956；速度因因数；取取1.3302力矩载载荷因数数；取11.5冲击载载荷因数数；取22.0温度因因数；取取1P当量量动载荷荷 当量动载载的计算算：轴承的基基本额定定动载荷荷是在假假定的运运转条件件下确定定的。其其中载荷荷条件是是：向心心轴承仅仅承受纯纯径向载载荷；推推力轴承承仅承受受纯轴向向载荷。P

35、=X+Y （37）其中： 径向载载荷（NN）；轴向载载荷（NN）；X径向向动载荷荷系数；Y轴向向动载荷荷系数；查表得，X=11，Y=0.所以， P（N） （338）P（N） （39）计算得（N） （400）（N） （411）额定静载载荷可按按下式计计算：C （42）式中：C基本本额定静静载荷计计算值；P当量量静载荷荷，N；查表得得P=；S安全全系数；查表取取S=33。高振幅时时，C（N） （443）C（N） （44）按照较大大者确定定轴承基基本额定定载荷：C（NN） C（N 3.3.2振动动轴的最最小直径径计算 首先按下下式初步步估算振振动轴承承的最小小直径，选取轴轴的材料料为455号刚，调质

36、处处理d （446） A= （47）A查表表取为1112；p输出出轴上的的功率 KW；n轴的的转速 r/minn;(11800019980)取连轴器器的效率率0.997，轴轴承效率率0.995，泵泵、马达达的效率率都是00.9。由发动动机功率率p=599.4kkw则 pp=599.4=42.97kkw （48）由上式得得 dmmm （49）dmm （50）取较大者者为设计计时的参参考最小小轴径。取整取取d=332mmm3.3.3 振动动轴强度度校核轴1与振振动马达达相连，振动马马达旋转转通过轴轴1传递递到偏心心块上，轴1带带动偏心心块高速速旋转产产生振动动所需的的两个不不同的离离心力，从而实实

37、现振动动，轴11的受力力情况如如下，右右端与马马达相连连，这里里会产生生一个扭扭转应力力，安装装轴承的的地方会会产生一一个支撑撑力，轴轴1有22个安装装轴承的的地方，这里产产生2个个弯曲应应力，左端与与联轴器器相连，连接另另一根轴轴这里也也会产生生一个弯弯曲应力力，根据据上述分分析，画画出轴11的形状状，以及及其受力力分析，和弯矩矩扭矩，载荷分分布情况况如图77： 图7 振振动轴11形状以以及受力力分析和和载荷分分析 Fiig. 7 vvibrratiion shaaftss off thhe 11 shhapee annd aanallysiis oof fforcce aand loaad

38、轴的材料料为455号钢，轴的材材料为445号钢钢，按类类载荷计计算，其其许用弯弯曲应力力为:=93.1MPPa。危危险截面面的当量量弯矩MM为：所以：M= ；N （555）式中：M危险险截面弯弯矩；NN根据扭扭矩性质质而定的的折合系系数；取取0.33T扭矩矩；N其中， MM= （56）L危险险断面到到轴承支支撑点的的距离；1344mm;n轴的的转速；18000/119800 (rr/miin)当压路机机处于高高幅低频频状态时时：TN.m T=TT1+T2 =4483 N.mm其中MN.mm （558）所以 MNN.m （559）很显然，当振动动压路机机处于高高频低幅幅状态时时：TT MMM 所

39、以以MMM。按较大者者计算：危险截面面的应力力应满足足 = （600）式中 弯曲应应力；PPa截面面模数；m其中， （61）则Pa=46.3MPPa通过联轴轴器与主主轴连接接的轴22简化形形状如下下，分析析其载荷荷分布，以及弯弯矩扭矩矩图如下下： 图8振动动轴2的的载荷分分布 Figg.8 viibraatioon sshaffts of thee 2 looad disstriibuttionn轴2同样样采用445号钢钢，其许许用弯曲曲应力同同轴1，同样在在高频时时其弯矩矩合扭矩矩都大于于低频其参数和和计算公公式同上上TN.m （622）M N.m （663）M N.m （644）Pa=44

40、6.33MPaa （665）根据校核核结果得得出结论论：2根根振动轴轴其截面面都安全全3.3.4 振动动轴承寿寿命校核核 根据振振动轴承承型号： NFF23222单列列向心圆圆柱滚子子轴承查查得基本本参数：C=55350000NN。P=4489221（NN）（666）L=1220700（h） （677）L=1000344 （hh） （688）其中，P轴承承所受的的平均载载荷；L轴承承的计算算寿命；按高振幅幅时间1100%校核：L=57722hh40000hh （69）其中 （700）经计算,轴承寿寿命达到到设计要要求110。3.3.5 连连轴器选选择 振动马达达与振动动轴之间间采用直直接传动动

41、方式，即使用用连轴器器联接。梅花型型弹性连连轴器由由于其周周向刚度度较大，可以传传递较大大的扭矩矩而梅花花型弹性性件使轴轴向有较较大的收收缩余地地，径向向刚度较较小，因因而可承承受较大大的径向向跳动变变形，可可用于液液压马达达与振动动轴的联联接。另另外，它它的轴向向尺寸和和径向尺尺寸都较较小，可可以减少少振动轮轮的宽度度和高度度。连轴器的的计算转转矩： （771）式中： 工况系系数;查查设计手手册，取取2.55T额定定扭矩；N/mm其中， T=95550（NN） （722）T（N） （733）取较大值值计算连连轴器的的计算转转矩：T=2.5=5587.5（NN） （744）按照计算算转矩应应小

42、于连连轴器公公称转矩矩的条件件，查手手册，选选用梅花花形弹性性连轴器器LM77，其公公称转矩矩为6330N，轴孔直直径为550，半半连轴器器长度LL=600。2.3.6 振动动器壳体体设计图9振动动器旋转转壳体Fig 9Thhe vvibrratoor sshelll oof rrevooluttionn因振动器器旋转速速度很快快，传递递功率大大，所以以应选择择油润滑滑。振动动器旋转转壳体内内壁置有有T型筋筋。当壳壳体跟钢钢轮一起起旋转时时，不论论正反转转T型筋筋将润滑滑油撩起起浇到偏偏心块和和轴承上上，达到到充分润润滑和加加快散热热的目的的。降低低温度可可延缓润润滑油老老化，延延长振动动轴承

43、使使用寿命命。随着振动动室内温温度的升升高，腔腔内必将将充满油油气。如如果没有有透气塞塞或透气气孔，振振动轮内内的橡胶胶减振器器安装盘盘、框架架轴承安安装中的的油封势势必加速速失效漏漏油，透透气塞也也很容易易堵塞，造成漏漏油。在在此情况况下，可可将透气气塞拆下下来。振动室的的呼吸道道有两种种，对蝶蝶形板和和可拆装装箱式结结构的振振动轮而而言，可可通过振振动轴上上的径向向小孔贯贯通传动动轴的花花键孔从从而使振振动室与与两蝶形形板之间间的空腔腔相通，而封口口板上大大于蝶形形板最大大直径处处设有透透气孔或或透气塞塞，这样样就实现现了振动动室的自自由呼吸吸。对通通轴式振振动轮而而言，由由于油室室是圆筒

44、筒状，上上述通道道显然不不可能实实现，而而通常在在振动马马达安装装盘上方方设置透透气塞，以实现现振动室室的自由由呼吸9。3.4挡挡销的选选择与校校核 振动轴轴正反转转时，利利用挡销销控制偏偏心块在在不同的的相位上上。考虑虑到在起起振及停停振时活活动偏心心块与挡挡销存在在振动和和撞击，因此选选择弹性性圆柱销销。其公公称直径径为d=30,选用LL=1220的弹弹性圆柱柱销。其其许用剪剪应力为为挡销受力力示意图图如下：图10 挡销受受力示意意图Fig 10 Schhemaaticc diiagrram of rettainningg piin bbearringg如图所示示，挡销销主要承承受剪切切应

45、力： （75）其中，F横向向力；NNd销的的直径；mmZ销数数；取为为1销的许许用剪力力；F=11.144=4889900 （766）所以 =69.3 （777）所以 。4振动功功率的计计算 振动压压路机振振动器的的驱动功功率，消消耗在维维持振动动轮的振振动、振振动器偏偏心块振振子轴承承的摩擦擦以及偏偏心块的的旋转起起动加速速上。4.1 维维持振动动所需功功率 参考压实实机械与与路面机机械设计计一书中中提出的的有关维维持非定定向振动动的功率率为： （68）可以看出出，维持持振动所所需的功功率仅由由振动阻阻力所决决定，主主要取决决于振动动频率及及其振动动工况。在压实实一种材材料时，振动工工况是随

46、随材料的的密实度度变化，即振动动工况是是随压实实遍数的的增加有有所不同同，影响响振动所所需的功功率，使使其呈现现变化的的数值。根据实实际测定定表明，振动所所需功率率随压实实材料状状态变化化而变化化很微小小的。因因此可以以近似的的认为，当振动动轮与振振动器定定型以后后，振动动所需的的功率为为常值。在其他他相等的的条件下下，功率率的最大大值相应应于共振振工况下下的功率率111。所以维持持振动所所需功率率可以按按下式进进行计算算： （W） （78） 3.2 克克服轴承承摩擦所所需功率率 克服轴承承摩擦所所需功率率可按下下式确定定： （799）式中： MMT轴承承中的摩摩擦力矩矩(N.m) ； nn偏

47、心心块的转转速（rr/miin）.轴承摩擦擦力矩为为： （800）式中： f=k1k2轴承承的摩擦擦系数； k1考虑虑润滑形形式系数数：对于于油脂润润滑选11.2； k2考虑虑轴承形形式的系系数：对对于球面面滚珠轴轴承选00.0007 d转轴直直径； F激振力力。3.3 偏心块块旋转起起动加速速所需的的功率 偏心块块旋转起起动加速速所需的的功率可可按下式式求得： (W) （881）式中： FF偏心心块旋转转起动的的惯性力力（N）； vv偏心心块的旋旋转线速速度（mm/s）。偏心块 的旋转转起动惯惯性力为为： （822）式中： J偏心心块的转转动惯量量（N.m/ss2）; 偏心心块起动动角加速速

48、度（ss-2）; t起动动加速时时间，一一般取 233s； g=9.881m/s2重力力加速度度。如果考虑虑传动机机构的传传动效率率，则可可得到振振动所需需功率为为： （W） （883）根据以上上有关振振动功率率的确定定我们可可以计算算得到118T单单钢轮全全液压振振动压路路机的振振动功率率. 根根据经验验公式： P（KW） （884）式中m振动动质量；（kgg）A名义义振幅；（m）频率修修正系数数；取55.5n振动动轮数量量；取11P=559.44（KWW） （855）此公式仅仅做参考考用，因因为实际际工况不不同，土土壤的刚刚度等性性能参数数不同，实际的的功率是是在不断断变化的的，无固固定功

49、率率可言。5 橡橡胶减振振器橡胶减振振器的工工作性能能主要表表现为对对振动系系统的阻阻尼减振振，阻尼尼减振就就是将振振动能量量转变成成热能消消耗掉，从而达达到减振振的目的的，其方方法是依依靠提高高机械机机构的阻阻尼来减减低或消消除机械械振动以以提供急急需的动动态稳定定性。这这种阻尼尼主要起起源于介介质内部部，又称称固体的的内阻尼尼，当它它承受动动载荷时时，有一一部分能能量转化化为热能能而消耗耗掉，而而另一部部分能量量则以势势能等形形式储存存起来。减振器器的内阻阻尼的大大小除了了取决于于所用材材料以外外，还和和其结构构形状、尺寸、承载方方式有关关。5.1 橡胶减减振器的的选择 橡胶减减振器的的材

50、料有有两种，一种是是天然橡橡胶，另另一种是是丁碃橡橡胶。天天然橡胶胶制成的的减振器器具有良良好的减减震性能能，加工工方便，具有良良好的弹弹性稳定定性和良良好的耐耐日照性性能。但但天然橡橡胶阻尼尼小，通通过共振振区不是是很安全全。通过过共振区区时，振振动压路路机的上上车振幅幅很大。还有天天然橡胶胶耐油性性能差，减振器器接触油油污后橡橡胶发生生变形，失去弹弹性，因因此不宜宜采用天天然橡胶胶。丁碃碃橡胶具具有良好好的耐油油性和较较大的阻阻尼，目目前大多多数振动动压路机机的减振振器都用用该材料料制造而而成。橡胶减振振器的几几何形状状橡胶减减振器的的断面形形状通常常采用圆圆截面和和矩形截截面，如如下图所

51、所示这种种截面的的形状简简单，橡橡胶膜具具制造容容易，而而且减振振刚度理理论计算算方法简简单且成成熟。图11减减振块Fig .111 Thhe ddamppingg bllockk振动压路路机的减减振器有有传递扭扭矩和不不传递扭扭矩两种种形式。传递扭扭矩型减减振器，振动压压路机的的行走轮轮的驱动动力矩是是通过减减振器传传递到驱驱动轮上上的，这这时减振振器即要要起到减减振作用用，又相相当一只只庞大的的弹性联联轴节。如果传传递扭矩矩型减振振器采用用矩形或或其他非非圆形截截面，那那么随着着振动压压路机驱驱动轮的的转动位位置不同同，振动动压路机机减震系系统的总总刚度也也不同。但是对对于圆形形截面而而言

52、，总总刚度则则不随驱驱动轮位位置的变变化而变变化。正正是因为为这一点点，传递递扭矩型型减振器器应采用用圆形截截面减振振器。在设计中中，减振振器的连连接形式式和布置置决定了了橡胶减减振器的的受力状状态。在在本设计计中，橡橡胶减振振器主要要受剪力力。受力力如图所所示 图122减振块块受力图图Fig 12TThe dammpinng bblocck ddiaggramm5.2 减振器器的刚度度校核 因为减震震器元件件主要受受剪切应应力，所所加载荷荷是框架架的质量量剪切应力力计算如如下：J= （866）式中：TT-元件件所受的的剪切应应力；（N）A-元件件受到剪剪切应力力作用的的面积；（mm）减振器横

53、横截面直直径为 dd=1220 mmm.每个元件件所受的的载荷 TT=（N） （887）式中：-框架质质量，为为使计算算趋于安安全，取取80000kgg；g重力力加速度度，取99.8；n-减振振器元件件个数取取n=116每个元件件的受剪剪面积：A=（mmm） （88）剪切应力力J=(N/mmm) （889）=0.66600.966 NN/mmm所以J，所以以减振器器强度足足够。6 转转向液压压缸的设设计计算算 18T单单钢轮全全液压型型振动压压路机采采用液压压转向系系统，主主要由转转向齿轮轮泵、全全液压转转向器、转向油油缸和压压力油管管组成。液压转转向系统统安装在在后车架架上，通通过转向向油缸

54、的的伸缩控控制整车车转向，转向铰铰接架如如图所示示：图13 转向向铰接机机构FIG. 133 hiingeed jjoinnt ssteeerinng mmechhaniism转向液压压系统采采用开始始回路，由齿轮轮泵、全全液压转转向器、转向油油缸等组组成，作作为转向向系统核核心部件件，全液液压转向向器幽转转向器主主体、双双向缓冲冲溢流阀阀、过载载溢流阀阀止回单单向阀组组成。全液压转转向器为为开心无无反馈式式，开心心即停止止转向时时，齿轮轮泵输出出的液压压油直接接流回油油箱，齿齿轮泵卸卸荷，减减少了系系统的功功率浪费费，无反反馈级转转向负载载对转向向器的反反作用力力不反馈馈至方向向盘，可可以减

55、少少司机的的劳动强强度。转向机构构采用铰铰链转向向，中心心铰链有有铰接架架、轴承承挡板、关节组组成。通通过它将将前后架架结成一一个整体体，可以以实现转转向及前前车架摇摇摆。通通过控制制转向油油缸的深深处长度度来控制制转向角角。前后后车架之之剑允许许摇摆角角150，这样样压路机机可以在在不平整整的路面面上稳定定形势并并确保压压实。6.1 液压缸缸主要尺尺寸的确确定 液压缸的的主要尺尺寸根据据液压缸缸所受的的负载来来确定主主要有液液压缸内内径与活活塞杆直直径缸壁壁厚与外外径工作作行程最最小导向向长度6.1.1 工作压压力p的的确定液压缸工工作压力力主要根根据液压压设备的的类型来来确定，对不同同用途

56、的的液压设设备，由由于工作作条件不不同，通通常采用用的压力力范围也也不同。查手册册可知，振动压压路机的的工作压压力一般般取P=16MMPa13。6.1.2 确定液液压缸内内径D和和活塞杆杆直径dd液压缸的的内径DD和活塞塞杆直径径d是其其关键尺尺寸。有有关设计计参数见见图155图14液液压缸计计算示意意图Fig .144 Scheemattic diaagraam oof hhydrraullic callcullatiion由图155可知 （990） （911）式中液压缸缸工作腔腔压力,已取为为166； 液压压缸回油油腔压力力，参照照5表2-2，取取；活塞塞杆直径径与液压压缸内径径之比。查5

57、5表22-3，取；F工工作循环环中的最最大外负负载；液压压缸密封封处摩擦擦力，它它的精确确值不易易求得，常用液液压缸的的机械效效率进行行估算。 （922）式中液压缸缸的机械械效率，一般0.990.97；F的大小小由经验验公式计计算出。计算过过程如下下：F= （993）式中：-转向向阻力系系数；查查2，取00.8； -转转向轮分分配质量量，1220000kg； g重力加加速度，取9.8；F=00.81200009.88=9440800N （944）将和F代代入式（2），可求得得D为（95） 根据5表表2-44，将液液压缸内内径圆整整为标准准系列直直径D=1000mm；活塞杆杆直径，按及表表488

58、活塞杆杆直径系系列取dd=700mm。6.1.3 验算算液压缸缸能否获获得最小小稳定速速度 A=200(cmm) （96） 式中 AA能保证证最小稳稳定速度度的最小小有限面面积(ccm)； Q调速阀阀最小稳稳定流量量，可从从产品抽抽样中查查得，一一般为440mll/miin； v执行机机构最低低速度，取2ccm/mmin。由于液压压缸有效效面积AA AA所以能能满足液液压缸最最小稳定定速度的的要求。6.1.4 液压压缸壁厚厚和外径径的计算算 根据液液压缸缸缸筒工作作压力，缸筒材材料选择择铸钢钢钢管ZGG35的的无缝钢钢管。为为了防止止腐蚀和和提高寿寿命，缸缸筒内表表面应镀镀以厚度度为300-4

59、00um的的络层。查55，壁壁厚和内内径D应应满足如如下关系系： （97） 式中：DD液压缸缸内径， m；-缸筒筒内最高高工作压压力， 16；缸缸筒材料料的许用用应力；=/；缸缸筒材料料的抗拉拉强度；查得335无缝缝钢管的的5400-安全全系数，一般取取5；所以 （98）将数据代代入式(8) （999）选取缸筒筒的厚度度为100mm，缸体外径径:mm (1000)按标准取取1211mm即即缸筒壁壁厚100.5mmm114。6.2 液液压缸工工作行程程的确定定 液压缸缸工作行行程长度度，可根根据转向向液压缸缸实际工工作的最最大行程程来确定定。压路路机转向向时，是是由液压压缸前端端的连接接耳环推推

60、动铰接接架上的的连接销销，从而而带动铰铰接架绕绕铰接纵纵轴转动动，而铰铰接架推推动前车车架转动动，从而而达到使使振动钢钢轮转向向的目的的。由118T单单钢轮全全液压振振动压路路机的设设计参数数，可知知其最大大转向角角度为335，连接接销与铰铰接纵轴轴的距离离为3000mmm。转向向液压缸缸的最大大工作行行程L可可按下式式估算： (1001)式中： h连接销销与铰接接纵轴的的距离；-钢轮轮最大转转向角度度。mm (1022)L从优先先数系中中取4000119。6.3 最小小导向长长度的确确定 当活塞塞杆全部部外伸时时，从活活塞支承承面中点点到缸盖盖划动支支承面中中点的距距离H称称为最小小导向长长