18T單鋼輪全液壓振動壓路機工作執(zhí)行機構畢業(yè)設計

目錄摘要……………1關鍵詞…………11前言……………………11.1壓路機發(fā)展歷史…………11.1.1壓路機的起源…………………11.1.2國際壓路機的發(fā)展史……………21.1.3國內壓路機的發(fā)展史及發(fā)展現狀………………21.2壓路機發(fā)展趨勢………………31.3本次設計主要任務…………………31.3.1傳動方案比較……………………32工作原理……………43振動輪設計………………………53.1調幅裝置與激振力和振幅調節(jié)……………………53.2偏心塊的設計計算…………………63.3振動軸承的選擇…………………93.3.1振動軸承受力分析………………103.3.2振動軸的最小直徑計算………123.3.3振動軸強度校核………………133.3.4振動軸承壽命校核……………153.3.5連軸器選擇……………………163.3.6振動器殼體設計………………173.4擋銷的選擇與校核………………174振動功率的計算……………………184.1維持振動所需功率……………194.2克服軸承摩擦所需功率………194.3偏心塊旋轉起動加速所需的功率……………195橡膠減振器……………………205.1橡膠減振器的選擇…………205.2減振器的剛度校核…………………216轉向液壓缸的設計計算……………226.1液壓缸主要尺寸的確定…………236.1.1工作壓力p的確定……………236.1.2確定液壓缸內徑D和活塞桿直徑d……………236.1.3驗算液壓缸能否獲得最小穩(wěn)定速度…………246.1.4液壓缸壁厚和外徑的計算……………………246.2液壓缸工作行程的確定…………256.3最小導向長度的確定……………256.4缸體長度的確定…………………266.5液壓缸結構確定…………………266.5.1缸體與缸蓋的連接形式………266.5.2活塞桿與活塞的連接結構……………………266.5.3活塞桿導向部分的結構………276.5.4密封圈的選用…………………276.6液壓缸的校核…………………276.6.1液壓缸缸筒壁厚的校核………276.6.2活塞桿穩(wěn)定性校核……………287總結……………………8參考文獻……………9致謝……………………18T單鋼輪全液壓振動壓路機工作執(zhí)行機構設計學生：喻岳斌指導老師：全臘珍（湖南農業(yè)大學工學院，長沙410128）摘要：20世紀90年代末以來，我國工程機械行業(yè)發(fā)展迅猛，取得了前所未有的成果，工程機械行業(yè)已經成為我國國民經濟發(fā)展的重要行業(yè)。面對難得的歷史機遇，我國基礎施工正經歷著一場新技術新工藝的革命，傳統振動壓路機設備技術已經不能社會發(fā)展要求，將逐漸被先進的振動壓路機設備技術所代替。論文中對18t單鋼輪振動壓路機進行了初步設計計算，確定其基本參數，并重點對其執(zhí)行機構—偏心輪進行了重點設計計算，液壓控制部分原理圖，以及各個元器件也做了相應設計。關鍵詞：振動壓路機、執(zhí)行機構、偏心輪、液壓18TsinglesteelwheelhydraulicvibratoryrollermechanismdesignworkexecutionStudent:YuYuebinTeacher:Quanlazhen(collegeofengineering,HunanAgriculturalUniversity,Changsha410128,China)Sincethelatenineteenninties,ChinaConstructionmachineryindustryisdevelopingrapidly,hashithertounknownresults,engineeringmachineryindustryhasbecomeanimportantindustryinChina'seconomicdevelopment.Facingararehistoricalopportunity,infrastructureconstructioninChinaisexperiencinganewtechnologyrevolution,thetraditionalvibrationequipmenttechnologyroadmachineisnottherequirementofsocialdevelopment,itwillgraduallybeadvancedvibratoryrollerequipmenttechnologyreplaced.Basedonthe18tsingledrumvibratoryrollerhascarriedonthepreliminarydesign,determinethebasicparameters,andputtheemphasisonthekeycalculationofitsexecutionmechanism,eccentricwheel,hydrauliccontrolprinciplediagram,andthevariouscomponentsarealsomadecorrespondingcalculation.Keywords:vibrationroadroller,executionmechanism,aneccentricwheel,hydraulic1前言1.1壓路機發(fā)展歷史1.1.1壓路機的起源壓路機作為強化工程結構物的基礎，堤壩及路面鋪裝層的主要手段，早已為工程建設專家們所熟知合應用。早期的壓實技術可以說是仿生學。遠古時代，先輩們就曾利用牛羊畜群的蹄子對土壤進行踩踏。而輪胎的柔性壓實特性合減震理論的應用則完全來自人們自發(fā)的研究成果，牛頓力學為壓實機械與施工對象相互作用的研究提供了條件，現代力學則為機械振動的應用和控制奠定了理論基礎。1.1.2國際壓路機的發(fā)展史壓路機作為最早的路面壓實機械，經歷了漫長的發(fā)展和演變。早期出現的壓路機都是拖式，可以追溯到18世紀初制造的畜力牽引的光輪碾。至于用圓石制成的石碾，則可以追溯到中國更古老的年代，我們祖先一千年以前就用人力或者畜力拖動石碾，它是最早壓路機的雛形。19世紀的工業(yè)革命席卷西方，歐洲最早做出了蒸汽機拖動的拖拉機。隨后在1982年就制成了以蒸汽機為動力的自行式三輪壓路機，并于1865年投產，美國是最早開展土壤壓實理論及其方法研究的國家，20世紀初，他們的一些研究機構對道路的沉陷級其他一些結構缺陷進行了研究，并且從理論和實踐上都提出了方案。同時負責修建水壩、軍用機場的美國工程兵合負責灌溉的工程的聯邦墾務所也對土壤壓實進行了研究。在此期間美國的工程師們開發(fā)成功研制了世界第一臺羊拖式羊足碾壓路機。當內燃機剛出現時，美國人就敏銳地察覺到蒸汽機不適合壓路機，他們與1919年制成了以內燃機為動力的壓路機。一個偶然的機會工程師們在填土工地上觀察了汽車輪子的壓痕，并根據此原理于1940年制成了輪胎壓路機。以上都是靜壓式壓路機，而振動壓實技術和振動壓實機械的出現是壓路機發(fā)展史一個劃時代的貢獻，從此改善壓實效果不再簡單地以來壓路機重量或者壓實壓力，同時將振動方式合振動參數研究推向了高峰。20世紀30年代，德國在修建公路網時使用了由勞森公司首創(chuàng)的一臺拖動級牽引的1.5t振動平板壓實機和一臺25t的推土機式振動壓路機。但真正大量投放市場的是在50年代初。早期的壓路機噸位都很小，并且品種少，總體性能價差。20世紀70年代是壓實機械發(fā)展史上的一個重要變革，是迅速二普遍地推廣應用了靜液壓傳動和電業(yè)控制技術；到70年代末，在壓路機特別是振動壓路機上，機械傳動在國外大多數被液壓傳動所代替。隨著電液控制技術在振動壓路機的應用，從此出現了調頻、調幅的壓路機。為壓實工作參數合隨機監(jiān)控創(chuàng)造了條件。目前壓實機械比較先進的國家有德國、美國、日本、瑞典等1.1.3國內壓路機的發(fā)展史及發(fā)展現狀1961年西安公路交通學院與西安筑路機械廠聯合開發(fā)的3t自行式振動壓路機是國內振動壓路機的起點。1964年洛陽建筑機械廠研制出4.5t振動壓路機。1974年洛陽建筑機械廠與長沙建筑機械研究所合作開發(fā)了10t輪胎驅動振動壓路機和14t拖式振動壓路機。80年代中期我國開始引進國外先進的壓路機制造技術。1985年溫州冶金機械廠研制了19t振動壓路機。1999年三一重工集團引進國內外先進技術，開發(fā)研制了YZ系列振動壓路機，采用全液壓控制，型號有YZ16C、18T單鋼輪全液壓C、YZ20等。20世紀80年代后期，隨著基礎工業(yè)元件的發(fā)展，特別是液壓泵、液壓馬達、振動輪用軸承、橡膠減振器的引進生產，使振動壓路機技術總體水平和可靠性有了很大的提高。國內大專院校和科研院所的科研攻關，使我國自行開發(fā)和研制振動壓路機的能力有了較大的提高。1998年中國農業(yè)大學開發(fā)研制的混沌振動壓路機，1990年西安公路大學與徐州工程機械廠共同開發(fā)的10t振蕩壓路機，都標志著我國振動壓路機科研和產品開發(fā)達到了新的水平。我國壓路機的理論研究和產品自主研發(fā)起步較晚，整體技術狀態(tài)與國際先進水平仍然存在較大差距，主要表現在產品系列不完整，超重型振動壓路機生產數量仍然較少。專用壓實設備匱乏，綜合性能、經濟指標及自動控制技術仍然落后。近年來，國內壓路機主要生產企業(yè)逐漸具備開發(fā)和研究生產高技術水平全液壓振動壓路機的能力，廣泛采用進口發(fā)動機、閉式液壓系統、震動軸承、橡膠減震塊等，使得產品可靠性、耐用性等方面有了很大的提高；并且通過對引進技術的消化和吸收，在智能化、新壓實型原理和技術、GPS技術和壓實技術應用軟件等方面進行了一系列研究與開發(fā)，使得我國壓實機械技術和產品得到了長足的發(fā)展?？梢灶A測，利用十余年時間我國必將由一個壓實機械研發(fā)和制造大國逐漸發(fā)展成一個強國。1.2壓路機發(fā)展趨勢隨著市場競爭日趨激烈和技術的高度發(fā)展，現代壓路機結構更趨先進、技術性能更趨完善，可靠性進一步提高，附加功能增加零部件制造和裝配工藝得到進一步改善，操作系統向全電液操控和電子監(jiān)控方面發(fā)展，駕駛向舒適性、方便性方面發(fā)展，政績給人以賞心悅目的感覺。另外未來壓路機發(fā)展還考慮了以下機電因素：環(huán)保要求：采用顛沛柴油發(fā)動機，降低廢氣污染排放；減少各種油料的消耗，采用可循環(huán)再利用的材料制造零件等。人性化設計：例如設計寬敞的操作平臺獨立安裝在設備上，減少噪音和振動，駕駛環(huán)境更為舒適，消聲器隱藏在后部發(fā)動機罩蓋下，有效減少了來自及其后部的噪音和熱量等等這些人性化設計，使得操作和包養(yǎng)機器變的異常簡便，大大降低了難度和工作量。各種輔助裝置齊備：配備輔助裝置的主要作用是實現一機多用，主要表現在：單鋼輪行可方便拆裝的凸塊殼等。這些輔助裝置進一步改善了壓路機的適應性和壓實質量等。1.3本次設計主要任務我國基礎施工正面臨著一場新技術新工藝的革命，傳統的路面壓實機械已經不能滿足我國經濟的發(fā)展需求，高可靠性，高性價比正式這個時代所需求的產物。設計并制造出高效、環(huán)保、節(jié)能的振動壓路機是擺在當代設計師以及研究人員面前重大的任務。本次設計主要任務：振動壓實系統設計液壓控制系統設計1.3.1傳動方案比較機械傳動單鋼輪振動壓路機被寓為具有中國特色的壓路機產品，因其價格較低，非常適合中國用戶和發(fā)展中國家的實際購買力。另外機械控制具有傳動可靠，傳動速比較大、結構簡單，安裝和維護方便等特點，然而相比于液壓控制，液壓控制明顯更適合這個時代的發(fā)展，液壓控制相比于機械控制有以下不同：壓實質量機械傳動單鋼輪振動壓路機由于振動輪只有振動，行駛是從動輪，壓實過程中由于從動輪的滑移會產生擁土現象和表面裂紋。而全液壓單鋼輪振動壓路機的振動鋼輪既是驅動輪，也是振動輪，在壓實施工中振動鋼輪是轉動狀態(tài)，很好地解決了土壤壓實過程中的起褶和擁土題目。壓實速度機械傳動振動壓路機的行駛速度只能實現有級變速，而全液壓傳動振動壓路機則可實現無級變速。驅動性能機械傳動振動壓路機只能實現單輪驅動，而全液壓傳動振動壓路機可實現前后輪傳動，所以全液壓傳動振動壓路機的驅動性能和防滑性能均優(yōu)于機械傳動振動壓路機。操縱舒適性全液壓單鋼輪振動壓路機的操縱十分輕巧與簡潔，在起步和停車時均比較平穩(wěn)；而機械傳動系統的行駛操縱順序復雜，勞動強度大，壓路機在起步和停車時均有較大的沖擊，行駛速度只能實現有級變速。可靠性對于機械傳動振動壓路機，由于機械傳動部分在工作中存在沖擊，并且增加了諸如離合器、變速器和分動箱等傳統的機械傳動環(huán)節(jié)，部分降低了壓路機的可靠性；而全液壓傳動振動壓路機的液壓系統中的液壓件多采用國際著名公司的產品，可靠性較高，同時輕易實現優(yōu)越的性能，如可靠的三級制動功能和驅動與制動互鎖保護功能等。市場發(fā)展趨勢目前國外全液壓振動壓路機壓實效率高、可靠性好、駕駛舒適，尤其是智能控制技術的成功運用，使得壓路機的技術水平達到了一個新的高度。價格比較與全液壓單鋼輪振動壓路機相比，機械傳動單鋼輪振動壓路機的最大優(yōu)點是價格低廉，比較經濟。其價格約為同噸位全液壓單鋼輪振動壓路機的1/2左右，為國外同規(guī)格全液壓產品的1/3左右，低價位、低配置和短期投資回報快的機械傳動單鋼輪振動壓路機正好適應了部分用戶的需求?；谏鲜霰容^，液壓控制明顯優(yōu)點高于機械控制，因此本設計采用液壓控制。2工作原理18T單鋼輪全液壓振動壓路機采用后輪驅動，其行駛、制動、轉向、振動都是通過液壓系統實現控制。行駛時，驅動力由驅動馬達通過驅動橋驅動后輪行駛，同時鋼輪也有驅動馬達，兩邊的速度通過液壓系統控制實現同步。振動主要依靠偏心輪的旋轉來實現，偏心輪上兩個固定偏心塊，一個活動偏心塊?；顒悠膲K安裝在兩個固定偏心塊中間，通過鍵連安裝在振動軸上。工作時，馬達旋轉通過軸傳遞到偏心塊上，偏心塊旋轉會產生兩種不同的偏心力的疊加方式，從而得到兩種不同的偏心距，從而實現了振動輪的振動，整車行駛時就實現了對路面的壓實。制動時液壓泵卸荷，壓路機停止行駛。轉向時力由轉向油缸通過鉸接架控制轉向，轉向液壓缸有兩個，轉向時，液壓缸會產生兩個方向相反的力，從而實現轉向。壓路機工作時先振動后行駛，制動時先停止振動再制動。動力傳遞路線如下18T單鋼輪全液壓振動壓路機整車視圖如下：圖1壓路機整車視圖Fig.1machinevehicleViewRoad3振動輪設計3.1調幅裝置與激振力和振幅調節(jié)壓路機激振機構內裝有調幅裝置，調幅裝置內裝有活動偏心塊，活動偏心塊空套在偏心振動軸上，當驅動振動軸的液壓馬達正反轉時，使調幅裝置上的偏心塊與偏心振動軸產生兩種不同的偏心質量疊加方式，從而得到兩種不同的偏心距。實現了振動壓路機工作振幅和激振力的調節(jié)。在調幅裝置密閉空腔內裝有一定量的硅油。硅油可以流動且密度大，可隨振動馬達的旋轉方向的變化而變化而改變其在空腔內的位置，從而達到調節(jié)偏心質量和靜偏心距的目的。硅油價格低廉粘度大，具有良好的阻尼吸振作用，能夠衰減因偏心塊旋轉方向改變而引起的慣性沖擊和振動，從而減少了機件的沖擊載荷。另外硅油的加減用量很方便，可以更好地優(yōu)化振幅大小圖2調幅裝置Figure2theamplitudemodulationdevice3.2偏心塊的設計計算偏心塊是振動壓路機的激振器。偏心塊在振動馬達的帶動下高速旋轉產生巨大的離心力，離心力迫使振動輪產生振動從而壓實土壤。偏心塊每旋轉一周，振動輪就按照一個振幅振動一次，偏心塊的轉速決定了振動輪的振動頻率[5]。（1）正視圖（2）左視圖1-振動軸承2-活動偏心塊3-固定偏心塊4-振動軸5-擋銷圖3偏心塊示意圖Fig.3Schematicdiagramofvibrationwheelblock此處省略

NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請聯系

扣扣：九七一九二零八零零另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經通過答辯（20）對18T單鋼輪全液壓振動壓路機：m=0.385m=0.385(kg)。取鋼輪的參振質量為6.5噸。對雙幅雙頻壓路機，一般工作狀態(tài)分為高幅低頻或低幅高頻。根據大量實驗數據，振動壓路機高頻低頻頻率分別為33、30[6]高振幅時：（21）=（22）（23）N（24）低振幅時：（25）=1.10（26）（27）（N）（28）3.3振動軸承的選擇在所有振動壓路機的零部件中，振動軸承的工作環(huán)境是最為惡劣的，振動軸承也是振動壓路機的易損件之一。所以，根據實際情況選用好的振動軸承顯得極為重要，這也是設計的關鍵之一。3.3.1振動軸承受力分析如圖6所示，振動軸用軸承外圈4安裝在振動軸承座7上，振動軸8安裝在軸承內圈4上。旋轉動力由振動軸8的帶鍵端輸入。當振動軸旋轉時，帶動偏心塊2、3一起旋轉。所產生的離心力的方向就是固定偏心塊與活動偏心塊的合力方向。由于軸承內圈6是在振動軸8上，當振動軸8旋轉時，軸承內圈6也跟著同步旋轉。當旋轉穩(wěn)定時，偏心塊2、3相對于軸承內圈6沒有位置變化，所以對于軸承內圈6來說，偏心塊產生的離心力只作用于軸承內圈軌道的局部，在軸承內圈6上受的是局部負荷[7]。1-振動輪2-活動偏心塊3-固定偏心塊4-軸承外圈5-滾子6-軸承內圈7-振動軸承座8-振動軸vibratoryroller2-activityofeccentricblock3-fixedeccentricblock4-bearingouterring5-roller6-bearinginnerring7-vibratingbearingseat8-vibratingshaft圖5振動室Fig5Vibrationbearing軸承外圈.4安裝在振動軸承座7孔上，它有兩種工況，一種是隨振動輪1的停止轉動而靜止，另一種是隨振動輪1的前進、倒退而轉動。振動輪1與振動軸8的轉動速度相比，相對較慢。分析這兩種工況，偏心塊產生的離心力基本是順序作用在軸承外圈4軌道的整個圓周上，所以在軸承外圈4上所受的是循環(huán)負荷。振動軸8旋轉一周內，軸承外圈4上所受的力有所不同。如圖6所示。當活動偏心塊和固定偏心塊同時到達最高點時，由于振動輪設計中，振動輪在振動工況下要有一定振幅，所以要求偏心塊產生的離心力大與振動的整個質量。所以當偏心塊同時到達最高點a時,由于離心力作用，能將振動輪整個提高地面；而當固定偏心塊和活動偏心塊同時轉到最低點b時，整個振動輪被大地托住，所以軸承外圈上b點受到的力大于a點。圖6振動軸承受力示意圖Fig.6Schematicdiagramofvibrationbearingb因軸承主要承受徑向力作用，故選向心圓柱滾子軸承該軸承承受著偏心塊旋轉產生的離心力F、偏心塊產生的慣性力F、軸及偏心塊的自重W、W。力W與W同F相比很小，為簡化計算略去不計。力F與F方向相反，略取使之偏于安全。這樣軸承上的軸向力為零，徑向力可按下式計算：b(N)(32)（N）(33)轉速（r/min）(34)（r/min）(35)查機械設計手冊可得軸承的要求壽命L=4000h。.查《機械設計手冊》，軸承的基本額定動載荷為[8]：（36）C—基本額定動載荷計算值；N—壽命因數；取0.956；—速度因數；取1.302—力矩載荷因數；取1.5—沖擊載荷因數；取2.0—溫度因數；取1P—當量動載荷當量動載的計算：軸承的基本額定動載荷是在假定的運轉條件下確定的。其中載荷條件是：向心軸承僅承受純徑向載荷；推力軸承僅承受純軸向載荷。P=X+Y（37）其中：—徑向載荷（N）；—軸向載荷（N）；X—徑向動載荷系數；Y—軸向動載荷系數；查表得，X=1，Y=0.所以，P（N）（38）P（N）（39）計算得（N）（40）（N）（41）額定靜載荷可按下式計算：C（42）式中：C—基本額定靜載荷計算值；P—當量靜載荷，N；查表得P=；S—安全系數；查表取S=3。高振幅時，C（N）（43）C（N）（44）按照較大者確定軸承基本額定載荷：C（N）C（N3.3.2振動軸的最小直徑計算首先按下式初步估算振動軸承的最小直徑，選取軸的材料為45號剛，調質處理d（46）A=（47）A—查表取為112；p—輸出軸上的功率KW；n—軸的轉速r/min;(1800\1980)取連軸器的效率0.97，軸承效率0.95，泵、馬達的效率都是0.9。由發(fā)動機功率p=59.4kw則p=59.4=42.97kw（48）由上式得dmm（49）dmm（50）取較大者為設計時的參考最小軸徑。取整取d=32mm3.3.3振動軸強度校核軸1與振動馬達相連，振動馬達旋轉通過軸1傳遞到偏心塊上，軸1帶動偏心塊高速旋轉產生振動所需的兩個不同的離心力，從而實現振動，軸1的受力情況如下，右端與馬達相連，這里會產生一個扭轉應力，安裝軸承的地方會產生一個支撐力，軸1有2個安裝軸承的地方，這里產生2個彎曲應力，，左端與聯軸器相連，連接另一根軸這里也會產生一個彎曲應力，根據上述分析，畫出軸1的形狀，以及其受力分析，和彎矩扭矩，載荷分布情況如圖7：圖7振動軸1形狀以及受力分析和載荷分析Fig.7vibrationshaftsofthe1shapeandanalysisofforceandload軸的材料為45號鋼，軸的材料為45號鋼，按類載荷計算，其許用彎曲應力為:=93.1MPa。危險截面的當量彎矩M為：所以：M=；N（55）式中：M—危險截面彎矩；N—根據扭矩性質而定的折合系數；取0.3T—扭矩；N其中，M=（56）L—危險斷面到軸承支撐點的距離；134mm;n—軸的轉速；1800/1980(r/min)當壓路機處于高幅低頻狀態(tài)時：TN.mT=T1+T2=483N.m其中MN.m（58）所以MN.m（59）很顯然，當振動壓路機處于高頻低幅狀態(tài)時：T＜TM＜M所以M＜M。按較大者計算：危險截面的應力應滿足=（60）式中—彎曲應力；PaＺ—截面模數；m其中，Ｚ＝（61）則Pa=46.3MPa＜通過聯軸器與主軸連接的軸2簡化形狀如下，分析其載荷分布，以及彎矩扭矩圖如下：圖8振動軸2的載荷分布Fig.8vibrationshaftsofthe2loaddistribution軸2同樣采用45號鋼，其許用彎曲應力同軸1，同樣在高頻時其彎矩合扭矩都大于低頻其參數和計算公式同上TN.m（62）MN.m（63）MN.m（64）Pa=46.3MPa＜（65）根據校核結果得出結論：2根振動軸其截面都安全3.3.4振動軸承壽命校核根據振動軸承型號：NF2322單列向心圓柱滾子軸承查得基本參數：C=535000N。P==48921（N）（66）L=12070（h）（67）L=10034（h）（68）其中，P—軸承所受的平均載荷；L—軸承的計算壽命；按高振幅時間100%校核：L=5722h>4000h（69）其中（70）經計算,軸承壽命達到設計要求[10]。3.3.5連軸器選擇振動馬達與振動軸之間采用直接傳動方式，即使用連軸器聯接。梅花型彈性連軸器由于其周向剛度較大，可以傳遞較大的扭矩而梅花型彈性件使軸向有較大的收縮余地，徑向剛度較小，因而可承受較大的徑向跳動變形，可用于液壓馬達與振動軸的聯接。另外，它的軸向尺寸和徑向尺寸都較小，可以減少振動輪的寬度和高度。連軸器的計算轉矩：（71）式中：—工況系數;查設計手冊，取2.5T—額定扭矩；N/m其中，T=9550（N）（72）T（N）（73）取較大值計算連軸器的計算轉矩：T=2.5=587.5（N）（74）按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用梅花形彈性連軸器LM7，其公稱轉矩為630N，軸孔直徑為50，半連軸器長度L=60。2.3.6振動器殼體設計圖9振動器旋轉殼體Fig9Thevibratorshellofrevolution因振動器旋轉速度很快，傳遞功率大，所以應選擇油潤滑。振動器旋轉殼體內壁置有T型筋。當殼體跟鋼輪一起旋轉時，不論正反轉T型筋將潤滑油撩起澆到偏心塊和軸承上，達到充分潤滑和加快散熱的目的。降低溫度可延緩潤滑油老化，延長振動軸承使用壽命。隨著振動室內溫度的升高，腔內必將充滿油氣。如果沒有透氣塞或透氣孔，振動輪內的橡膠減振器安裝盤、框架軸承安裝中的油封勢必加速失效漏油，透氣塞也很容易堵塞，造成漏油。在此情況下，可將透氣塞拆下來。振動室的呼吸道有兩種，對蝶形板和可拆裝箱式結構的振動輪而言，可通過振動軸上的徑向小孔貫通傳動軸的花鍵孔從而使振動室與兩蝶形板之間的空腔相通，而封口板上大于蝶形板最大直徑處設有透氣孔或透氣塞，這樣就實現了振動室的自由呼吸。對通軸式振動輪而言，由于油室是圓筒狀，上述通道顯然不可能實現，而通常在振動馬達安裝盤上方設置透氣塞，以實現振動室的自由呼吸[9]。3.4擋銷的選擇與校核振動軸正反轉時，利用擋銷控制偏心塊在不同的相位上?？紤]到在起振及停振時活動偏心塊與擋銷存在振動和撞擊，因此選擇彈性圓柱銷。其公稱直徑為d=30,選用L=120的彈性圓柱銷。其許用剪應力為擋銷受力示意圖如下：圖10擋銷受力示意圖Fig10Schematicdiagramofretainingpinbearing如圖所示，擋銷主要承受剪切應力：（75）其中，F—橫向力；Nd—銷的直徑；mmZ—銷數；取為1—銷的許用剪力；F==1.14=48990（76）所以=69.3（77）所以。4振動功率的計算振動壓路機振動器的驅動功率，消耗在維持振動輪的振動、振動器偏心塊振子軸承的摩擦以及偏心塊的旋轉起動加速上。4.1維持振動所需功率參考壓實機械與路面機械設計一書中提出的有關維持非定向振動的功率為：（68）可以看出，維持振動所需的功率僅由振動阻力所決定，主要取決于振動頻率及其振動工況。在壓實一種材料時，振動工況是隨材料的密實度變化，即振動工況是隨壓實遍數的增加有所不同，影響振動所需的功率，使其呈現變化的數值。根據實際測定表明，振動所需功率隨壓實材料狀態(tài)變化而變化很微小的。因此可以近似的認為，當振動輪與振動器定型以后，振動所需的功率為常值。在其他相等的條件下，功率的最大值相應于共振工況下的功率[11]。所以維持振動所需功率可以按下式進行計算：（W）（78）3.2克服軸承摩擦所需功率克服軸承摩擦所需功率可按下式確定：（79）式中：MT——軸承中的摩擦力矩(N.m)；n——偏心塊的轉速（r/min）.軸承摩擦力矩為：（80）式中：f=k1k2——軸承的摩擦系數；k1——考慮潤滑形式系數：對于油脂潤滑選1.2；k2——考慮軸承形式的系數：對于球面滾珠軸承選0.007d——轉軸直徑；F——激振力。3.3偏心塊旋轉起動加速所需的功率偏心塊旋轉起動加速所需的功率可按下式求得：(W)（81）式中：F——偏心塊旋轉起動的慣性力（N）；v——偏心塊的旋轉線速度（m/s）。偏心塊的旋轉起動慣性力為：（82）式中：J——偏心塊的轉動慣量（N.m/s2）;ε——偏心塊起動角加速度（s-2）;t——起動加速時間，一般取2～3s；g=9.81m/s2——重力加速度。如果考慮傳動機構的傳動效率η，則可得到振動所需功率為：（W）（83）根據以上有關振動功率的確定我們可以計算得到18T單鋼輪全液壓振動壓路機的振動功率.根據經驗公式：P（KW）（84）式中m—振動質量；（kg）A—名義振幅；（m）—頻率修正系數；取5.5n—振動輪數量；取1P==59.4（KW）（85）此公式僅做參考用，因為實際工況不同，土壤的剛度等性能參數不同，實際的功率是在不斷變化的，無固定功率可言。5橡膠減振器橡膠減振器的工作性能主要表現為對振動系統的阻尼減振，阻尼減振就是將振動能量轉變成熱能消耗掉，從而達到減振的目的，其方法是依靠提高機械機構的阻尼來減低或消除機械振動以提供急需的動態(tài)穩(wěn)定性。這種阻尼主要起源于介質內部，又稱固體的內阻尼，當它承受動載荷時，有一部分能量轉化為熱能而消耗掉，而另一部分能量則以勢能等形式儲存起來。減振器的內阻尼的大小除了取決于所用材料以外，還和其結構形狀、尺寸、承載方式有關。5.1橡膠減振器的選擇橡膠減振器的材料有兩種，一種是天然橡膠，另一種是丁碃橡膠。天然橡膠制成的減振器具有良好的減震性能，加工方便，具有良好的彈性穩(wěn)定性和良好的耐日照性能。但天然橡膠阻尼小，通過共振區(qū)不是很安全。通過共振區(qū)時，振動壓路機的上車振幅很大。還有天然橡膠耐油性能差，減振器接觸油污后橡膠發(fā)生變形，失去彈性，因此不宜采用天然橡膠。丁碃橡膠具有良好的耐油性和較大的阻尼，目前大多數振動壓路機的減振器都用該材料制造而成。橡膠減振器的幾何形狀橡膠減振器的斷面形狀通常采用圓截面和矩形截面，如下圖所示這種截面的形狀簡單，橡膠膜具制造容易，而且減振剛度理論計算方法簡單且成熟。圖11減振塊Fig.11Thedampingblock振動壓路機的減振器有傳遞扭矩和不傳遞扭矩兩種形式。傳遞扭矩型減振器，振動壓路機的行走輪的驅動力矩是通過減振器傳遞到驅動輪上的，這時減振器即要起到減振作用，又相當一只龐大的彈性聯軸節(jié)。如果傳遞扭矩型減振器采用矩形或其他非圓形截面，那么隨著振動壓路機驅動輪的轉動位置不同，振動壓路機減震系統的總剛度也不同。但是對于圓形截面而言，總剛度則不隨驅動輪位置的變化而變化。正是因為這一點，傳遞扭矩型減振器應采用圓形截面減振器。在設計中，減振器的連接形式和布置決定了橡膠減振器的受力狀態(tài)。在本設計中，橡膠減振器主要受剪力。受力如圖所示圖12減振塊受力圖Fig12Thedampingblockdiagram5.2減振器的剛度校核因為減震器元件主要受剪切應力，所加載荷是框架的質量剪切應力計算如下：J=（86）式中：T-元件所受的剪切應力；（N）A-元件受到剪切應力作用的面積；（mm）減振器橫截面直徑為d=120mm.每個元件所受的載荷T==（N）（87）式中：-框架質量，為使計算趨于安全，取8000kg；g—重力加速度，取9.8；n-減振器元件個數取n=16每個元件的受剪面積：A=（mm）（88）剪切應力J=(N/mm)（89）=0.66～0.96N/mm所以J＜，所以減振器強度足夠。6轉向液壓缸的設計計算18T單鋼輪全液壓型振動壓路機采用液壓轉向系統，主要由轉向齒輪泵、全液壓轉向器、轉向油缸和壓力油管組成。液壓轉向系統安裝在后車架上，通過轉向油缸的伸縮控制整車轉向，轉向鉸接架如圖所示：圖13轉向鉸接機構FIG.13hingedjointsteeringmechanism轉向液壓系統采用開始回路，由齒輪泵、全液壓轉向器、轉向油缸等組成，作為轉向系統核心部件，全液壓轉向器幽轉向器主體、雙向緩沖溢流閥、過載溢流閥止回單向閥組成。全液壓轉向器為開心無反饋式，開心即停止轉向時，齒輪泵輸出的液壓油直接流回油箱，齒輪泵卸荷，減少了系統的功率浪費，無反饋級轉向負載對轉向器的反作用力不反饋至方向盤，可以減少司機的勞動強度。轉向機構采用鉸鏈轉向，中心鉸鏈有鉸接架、軸承擋板、關節(jié)組成。通過它將前后架結成一個整體，可以實現轉向及前車架搖擺。通過控制轉向油缸的深處長度來控制轉向角。前后車架之劍允許搖擺角±150，這樣壓路機可以在不平整的路面上穩(wěn)定形勢并確保壓實。6.1液壓缸主要尺寸的確定液壓缸的主要尺寸根據液壓缸所受的負載來確定主要有液壓缸內徑與活塞桿直徑缸壁厚與外徑工作行程最小導向長度6.1.1工作壓力p的確定液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。查手冊可知，振動壓路機的工作壓力一般取P=16MPa[13]。6.1.2確定液壓缸內徑D和活塞桿直徑d液壓缸的內徑D和活塞桿直徑d是其關鍵尺寸。有關設計參數見圖15圖14液壓缸計算示意圖Fig.14Schematicdiagramofhydrauliccalculation由圖15可知（90）（91）式中――液壓缸工作腔壓力,已取為＝16；――液壓缸回油腔壓力，參照[5]表2-2，??；――活塞桿直徑與液壓缸內徑之比。查[5]表2-3，??；F――工作循環(huán)中的最大外負載；――液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率進行估算。（92）式中――液壓缸的機械效率，一般＝0.9～0.97；F的大小由經驗公式計算出。計算過程如下：F=（93）式中：--轉向阻力系數；查[2]，取0.8；--轉向輪分配質量，12000kg；g—重力加速度，取9.8；F==0.8×12000×9.8=94080N（94）將和F代入式（2），可求得D為（95）根據[5]表2-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=100mm；活塞桿直徑，按及表4－8活塞桿直徑系列取d=70mm。6.1.3驗算液壓缸能否獲得最小穩(wěn)定速度A==20(cm)（96）式中A—能保證最小穩(wěn)定速度的最小有限面積(cm)；Q—調速閥最小穩(wěn)定流量，可從產品抽樣中查得，一般為40ml/min；v—執(zhí)行機構最低速度，取2cm/min。由于液壓缸有效面積A>A所以能滿足液壓缸最小穩(wěn)定速度的要求。6.1.4液壓缸壁厚和外徑的計算根據液壓缸缸筒工作壓力，缸筒材料選擇鑄鋼鋼管ZG35的無縫鋼管。為了防止腐蝕和提高壽命，缸筒內表面應鍍以厚度為30-40um的絡層。查[5]，壁厚和內徑D應滿足如下關系：（97）式中：D—液壓缸內徑，m；--缸筒內最高工作壓力，16；[]—缸筒材料的許用應力；[]=[]/；[]—缸筒材料的抗拉強度；查得35無縫鋼管的[]≥540--安全系數，一般取5；所以（98）將數據代入式(8)（99）選取缸筒的厚度為10mm，缸體外徑:mm(100)按標準取121mm即缸筒壁厚10.5mm[14]。6.2液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據轉向液壓缸實際工作的最大行程來確定。壓路機轉向時，是由液壓缸前端的連接耳環(huán)推動鉸接架上的連接銷，從而帶動鉸接架繞鉸接縱軸轉動，而鉸接架推動前車架轉動，從而達到使振動鋼輪轉向的目的。由18T單鋼輪全液壓振動壓路機的設計參數，可知其最大轉向角度為35°，連接銷與鉸接縱軸的距離為300mm。轉向液壓缸的最大工作行程L可按下式估算：(101)式中：h—連接銷與鉸接縱軸的距離；--鋼輪最大轉向角度。mm(102)L從優(yōu)先數系中取400[19。6.3最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋劃動支承面中點的距離H稱為最小導向長度，如果導向長度過小，將使液壓缸的初始饒度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須有一定的最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：H≥(103)式中L—液壓的最大行程；D—液壓缸的內徑。（104）按上式取H=100mm。）D；該液壓缸取B=70mm。6.4缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20～30倍。本設計中缸體長度取800mm。6.5液壓缸結構確定液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結構等。6.5.1缸體與缸蓋的連接形式缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。常見的缸蓋形式有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接。本設計采用法蘭連接。其優(yōu)點：結構簡單，加工裝配方便，強度較大，能承受高壓。缺點：徑向尺寸和重量較大，用鋼管焊上法蘭工藝過程復雜些。6.5.2活塞桿與活塞的連接結構活塞桿與活塞的連接分整體式和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。整體式活塞具有結構簡單的特點，一般適用于缸徑較小的液壓缸。本設計采用的是組合式結構。圖15整體式活塞Fig15Piston6.5.3活塞桿導向部分的結構活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以裝在外側。工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。在本次設計中采用的是導向套裝在外側的結構。6.5.4密封圈的選用轉向液壓缸對密封裝置的要求是:（1）具有良好的密封性能—有適應的彈性，能補償所密封表面在制造上的誤差與工作