振動壓路機振動輪設計【含CAD圖紙】

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湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 振動壓路機振動輪設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010963038 姓 名： 曾 可 指導教師： 彭 銳 濤 完成日期： 2014年5月 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 振動壓路機振動輪設計 學號： 2010963038 姓名： 曾可 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 彭銳濤 系主任： 劉柏希 一、主要內容及基本要求 振動壓路機是一種利用機械振動和自重對土壤進行壓實的筑路機械，廣泛應用于一般等級公路的壓實施工，振動輪包括激振器、振動軸承、聯(lián)軸器、軸承座和振動電動機、鋼輪和框架及振動器等部分，屬于振動壓路機最主要的工作部件，振動輪內部設置有固定偏心塊和活動偏心式的激振器，在振動電動機的驅動下能正反高速旋轉，兩種大小的離心力迫使振動輪產生雙振幅的機械振動，以適應不同的路面材質。 設計要求： 1）振動壓路機線壓力：760~1050N/cm; 2）振動輪的寬度為振動輪直徑的1.1~1.8倍； 3）振動壓路機的上車質量13.9噸,下車質量11.1噸； 4）振動壓路機振動輪的上車振幅和下車振幅分別為1.7mm和0.9mm； 5）振動壓路機上車工作頻率25~30Hz，下車頻率20~26Hz； 6）振動加速度為4~7g，牽引速度為0~4km/h。 具體要求： 1）采用Solidworks進行三維實體建模和裝配； 2）形成若干A0-A4工程圖圖紙； 3）字數8000字左右的設計報告。 二、重點研究的問題 減震系統(tǒng)的剛度計算和減震器的設計；偏心塊的結構設計；振動輪功率的計算；軸的設計與校核；軸承的選型和壽命計算。 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 資料收集 3.11 2 畢業(yè)設計開題 3.11~3.17 3 方案確定 3.22 4 設計計算 4.15 5 畢業(yè)設計中期檢查 4.15~4.21 6 三維建模及工程圖 5.5 7 完善設計、翻譯及論文撰寫 5.25 8 畢業(yè)答辯 5.25~6.2 四、應收集的資料及主要參考文獻 [1].李冰主編.振動壓路機與振動壓實技術[M].北京：人民交通出版社，2001. [2].秦四成主編.振動壓路機[M].北京：化學工業(yè)出版社，2006. [3].濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006. [4].徐灝主編，機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006. [5].成大先主編.機械設計手冊單行本[M].化學工業(yè)出版社，2004. [6].陳超祥主編.Solidworks Motion運動仿真教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012. [7].陳超祥主編.Solidworks Simulation基礎教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012. [8].CAD/CAM/CAE 技術聯(lián)盟主編.Solidworks 2012中文版從入門到精通[M].北京：清 華大學出版社，2012. 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2010963038 姓名 曾可 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 振動壓路機振動輪設計 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 論文選題符合專業(yè)培訓目標，能夠達到綜合訓練目的，題目有一定難度，工作量一般。該生查閱文獻資料能力較好，態(tài)度較認真，基本能獨立思考 解決問題，說明書格式符合規(guī)范要求。 評閱人： 2010年5月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010963038 姓名： 曾可 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 50 頁 圖 表 11 張 論文（設計）題目： 振動壓路機振動輪設計 內容提要： 設計一個利用機械振動和自重對土壤進行壓實的振動壓路機振動輪，要求在電動機 的驅動下能正反告訴旋轉，兩種大小的離心力迫使振動輪產生雙振幅的機械振動。具體 內容如下： 1.振動輪總體設計方案 2.振動輪主要工作參數的設計計算 3.減振支承系統(tǒng)設計 主要特色：通過振動馬達的正反轉來實現(xiàn)振動軸的正反轉，振動軸在軸承兩端分別裝有兩組偏心塊，每組偏心塊有活動偏心塊和固定偏心塊，固定偏心塊緊固在振動軸上，振動軸的正反轉帶動活動偏心塊的正反轉，從而產生偏心矩和激振力。 指導教師評語 選題符合培養(yǎng)目標，總體設計方案正確，達到綜合訓練的目的。該生在畢業(yè)設計過程中，學習態(tài)度良好，遵守學校的紀律，認真完成老師布置的設計任務，團結同學， 待人熱情，態(tài)度較認真，基本能獨立思考解決問題，查閱參考資料。說明書結構較嚴 謹，格式基本正確，文字基本通順，但圖紙中存在少量錯誤。 同意其參加答辯，建議成績評定為 中 。 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 答辯委員會主任： 年 月 日 目錄 摘要 1 ABSTRACT 2 第一章 緒論 3 1.1 課題研究的意義 3 1.2 國內外壓路機產品技術概述與發(fā)展趨勢 3 第二章 設計方案比較 5 2.1 外振式振動壓路機 5 2.2 內振式振動壓路機 5 2.3 單輪振動壓路機 5 2.4 雙輪振動壓路機 6 2.5 擺振式振動壓路機 6 2.6 定向式振動壓路機 6 2.7 本設計方案 7 第三章 變頻變幅振動輪的壓實原理 8 3.1 振動壓實機理 8 3.2 變頻變幅振動壓實的優(yōu)勢 10 第四章 振動輪總成設計思路 13 第五章 變頻變幅振動輪的總體設計及計算 13 5.1 振動輪振動參數的討論及確定 13 5.1.1 振動頻率 13 5.1.2 工作振幅和名義振幅 13 5.1.3 振動加速度 14 5.1.4 振動壓路機工作速度和壓實遍數 16 5.1.5 激振力 16 5.1.6 振動輪的振動功率 17 5.2 振動輪主要工作參數的設計計算 18 5.2.1 壓路機的工作質量及其分配 18 5.2.2 振動輪的直徑和寬度 18 5.3 振動輪激振機構 20 5.3.1 幾種激振形式壓路機力學特性和壓實特性 20 5.3.2 振動機械激振器的分類及作用原理 21 第六章 振動輪減振支承系統(tǒng)設計 24 6.1 振動壓路機減振系統(tǒng)的基本原理 24 6.2 減振系統(tǒng)總剛度的確定 25 6.3 橡膠減振器的設計與計算 26 6.3.1 橡膠減振器的材料 27 6.3.2 橡膠減振器的幾何形狀 27 6.3.3 橡膠減振器的硬度HS 27 6.3.4 減振器的幾何尺寸 28 6.3.5 橡膠減震器的剛度設計與計算 28 6.4 橡膠減振器的校核 29 第7章 三維附圖 設計總結 35 致謝 37 參考文獻 37 附錄1 38 附錄2 42 蒈薁螅芇蕆蚃 摘 要 振動壓路機是工程施工的重要設備之一，用來壓實各種土壤、碎石料、各種瀝青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的壓實，是筑路施工中不可缺少的壓實設備。根據振動壓路機工作原理、結構特點、操作方法和用途等的不同，有不同的分類方法。按振動輪內部結構可分為：振動、震蕩和垂直振動。其中振動又可分為：單頻單幅、單頻雙幅、單頻多幅、多頻多幅和無級調頻調幅?？梢姡駝虞喪钦駝訅郝窓C的核心工作機構。 我國的振動壓路機研究已經接近成熟，但是與國外相比仍有很大的差距，本文意在研究壓路機振動輪的相關參數和結構，使其能夠在工作狀態(tài)達到效率最大化，能夠縮小和國外的研究差距。 本設計介紹了振動壓路機的發(fā)展概況、振動機構的配置、振動輪功率的計算、激振器的型式、偏心塊的設計計算、減振系統(tǒng)的剛度計算和減震器的設計，軸的設計與校核，軸承的選型和壽命計算。 關鍵詞：振動壓路機；振動輪設計；聯(lián)軸器；偏心塊；激振力；減振 ABSTRACT The vibratory roller is one of the important construction equipments for compaction of soil, aggregates, asphalt and concrete. In highway construction,it is used in the compaction of the roadbed and act as 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. This article introduces the design of vibration roller development, vibration mechanism, vibration wheel configuration power calculation, the exciter eccentric block type, the design and calculation of vibration system, calculation of stiffness and damper design, shaft design and verification, selection and the service life of the bearing calculation. KEY WORDS: vibratory roller, design, Vibration exciter, hydraulic, vibration force, vibration 第一章 緒論 1.1設計的意義 振動壓路機是工程施工的重要設備之一，用來壓實各種土壤、碎石料、各種瀝青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的壓實，是筑路施工中不可缺少的壓實設備。根據振動壓路機工作原理、結構特點、操作方法和用途等的不同，有不同的分類方法。按振動輪內部結構可分為：振動、震蕩和垂直振動。其中振動又可分為：單頻單幅、單頻雙幅、單頻多幅、多頻多幅和無級調頻調幅?？梢姡駝虞喪钦駝訅郝窓C的核心工作機構。 根據振動壓實原理中的土的共振學說，當激振頻率與被壓實土的固有頻率相等或非常相近時，振動壓實的效果最佳。而當振動壓路機在不同土壤上工作時，土的固有頻率是變化的，這樣若壓路機的振動頻率是固定的或是只有有限檔位的，就無法在每一時刻都保證最佳的壓實效果。于是，研究振動壓路機的振動輪變頻的實現(xiàn)，就是為了在不同土壤上工作時都能自動達到共振，將土如期壓實。關于振幅，根據重復沖擊學，為了增大機械在與土接觸前一瞬間的動量，就需要振動輪有較大振幅和增大振動部分的質量。而根據內摩擦減少學說，為了使振動輪在振動過程始終保持和土的接觸，又需要振動輪的振幅很小，使其不脫離地面。同時，壓實時振動輪進行淺層振動或深層振動所需要的振幅大小是不同的。因此振動壓路機也應有變化的振幅。 1.2 國內外壓路機產品技術概述與發(fā)展趨勢 20世紀30年代，世界上最早的振動壓路機出現(xiàn)在德國。此后隨著振動壓實理論研究的深入，避振材料和振動軸承制造技術的不斷完善，振動壓路機在60年代占領了世界壓實機械市場，其品種、規(guī)格也呈現(xiàn)多元化發(fā)展。隨著社會需求對壓路機動力性能、運動精度及自動化程度的要求，液壓傳動技術于60年代應用于壓路機，70年代國外的大多數振動壓路機已經實現(xiàn)液壓傳動。隨后，電液控制技術在振動壓路機上的應用，更使得壓路機實現(xiàn)了行走、振動、轉向和制動等系統(tǒng)的全液壓傳動。到20世紀末期，電子技術和計算機技術給壓實機械進行了一場控制革命，德國寶馬（Bomag）公司首創(chuàng)了振動調幅壓實系統(tǒng)并迅速推向世界市場。目前，國際上全液壓傳動壓路機技術中，液壓傳動、全輪驅動、鉸接轉向等技術已經較為成熟，自動控制技術還處于起步階段，其中振動參數的自動控制已經有了突破性進展，但技術還有待進一步完善。 我國的壓路機研制起步較晚，主要借鑒國外成果經驗發(fā)展，20世紀80年代，國內壓路機廠家引進國外先進技術，開發(fā)生產了全液壓單鋼輪振動壓路機，由于國情原因，90年代國內出現(xiàn)了將靜壓路機的機械驅動行使系統(tǒng)移植到了全液壓振動壓路機上，替代了其原有的液壓傳動件和驅動橋組成行使驅動系統(tǒng)，創(chuàng)造了國內特有的機械式單缸輪振動壓路機，它以低廉的價格贏得了市場[3]?？傮w上說，我國振動壓路機市場的特點可以概括為：生產廠家眾多，產品系列齊全，銷量規(guī)模攀升，高端市場不強。目前，國內大部分振動壓路機仍為單輪驅動、單輪振動、機械傳動的狀態(tài)，與國外相關產品技術比較，還有較大的差距。在保證占有市場份額的同時，加快研發(fā)高端振動壓路機產品，積極搶占國內外高端市場，是國內相關企業(yè)的當務之急。 目前，國際上振動壓路機正朝著結構模塊化、一機多用化、機電一體化、行車安全化、智能化、專業(yè)化的趨勢發(fā)展?？梢灶A見，隨著我國基礎設施建設特別是公路建設的持續(xù)發(fā)展，我國壓路機銷量將有所增加，且會呈現(xiàn)較大的增長幅度。根據權威專家預計，“十一五”期間我國壓路機容量將會達到15000臺左右，其中國有生產的產品銷量約占85％，靜碾壓路機和機械驅動單鋼輪振動壓路機等中低檔產品依然維持主導；國外產品約占15％，其中以全液壓驅動振動壓路機等高檔產品為主。由于技術上的差距，國內企業(yè)的增長空間將比較有限。效率高、檔次高的高端產品是未來的發(fā)展方向。 隨著市場對施工機械性能的更高要求，以下類型的產品具有更廣闊的發(fā)展空間：大型振動壓路機、中型輪胎壓路機、自行式雙鋼輪串聯(lián)振動壓路機、無級調頻調幅振動壓路機、壓實RCC材料的專用壓路機。需要進一步研發(fā)與推廣的產品有：駕駛條件好、環(huán)境污染小的振蕩式壓路機；生產率高的串聯(lián)振動壓路機；壓實封層嚴密又不破壞骨料的輪胎壓路機。 第二章 設計方案比較 振動壓路機上的振動機構有著不同的配置方法，從而形成了具有不同工作性能的振動壓路機。例如按激振器安裝位置的不同區(qū)分為外振式與內振式，按振動輪的不同位置區(qū)分為單輪振動、雙輪振動與擺振式，按振動力與傳遞方向的不同區(qū)分為無定向擺動、振蕩和垂直振動。其中振蕩與垂直振動可合稱為定向振動，或稱雙軸振動。 2.1外振式振動壓路機 外振式振動壓路機有上下兩層機架，兩機架之間由壓縮減振器相連接，激振器安裝在下機架上。當振動軸帶動偏心塊高速旋轉時，壓路機的下機架連同安裝在下機架上的壓輪一起振動。這種振動壓路機的激振器結構簡單，便于維修保養(yǎng)，所以在很多手扶振動壓路機上得到了應用。 圖2-1 外振式振動壓路機 2.2內振式振動壓路機 目前，絕大多數的振動壓路機都采用內振式單軸振動結構。內振式振動壓路機的激振器安裝在振動輪內，并與振動輪的回轉軸在同一軸線上。當振動壓路機工作時，振動馬達驅動振動軸高速旋轉，振動軸上的偏心振子即產生離心力，振動輪就是在這個離心力的作用下產生圓周運動。 內振式振動壓路機結構緊湊，技術成熟，操作使用安全，因此獲得了廣泛應用。 2.3單輪振動壓路機 單輪振動壓路機只有一個振動輪，另一個車輪不振動而僅起驅動或導向作用，如CA25輪胎驅動振動壓路機即YZC5型串聯(lián)振動壓路機。 單輪振動壓路機的結構相對簡單，大噸位的輪胎驅動單輪振動壓路機用于基礎壓實，驅動能力大，橫向性能好。小型的串聯(lián)式單輪振動壓路機用于小型壓實工程或路面維修作業(yè)。 2.4雙輪振動壓路機 雙鋼輪串聯(lián)式振動壓路機的結構相對復雜些，兩個振動輪上都需要減振，也都需要驅動，如CC21振動壓路機。但雙輪振動壓路機的壓實能力強，作業(yè)效率高，與同噸位的單輪振動壓路機相比，雙輪振動壓路機壓實土壤時的生產率可提高80%，壓實瀝青混凝土時的生產率可提高50%。 2.5擺振式振動壓路機 擺振式振動壓路機也有兩個振動輪，兩個振動輪上激振器的偏心塊具有的相位差。它們工作時由一根齒形帶驅動，這就能保持其旋轉方向相同而相位差不變化。兩個激振器產生的離心力總是相反的，導致了壓路機的兩個振動輪總是一個跳起而另一個觸地，使得整個壓路機在工作時除具有振動特性之外，還呈現(xiàn)前后擺動的特點. 圖2-2 擺振式振動壓路機 2.6定向式振動壓路機 通常意義上的振動壓路機是無定向振動的，無定向振動壓路機使用的是單軸激振器，其激振力是沿振動輪圓周變化的。在同一個振動輪上屬于兩個激振器作不同的配置，可以使地面接收到理論上屬于純粹水平或純粹垂直的振動力，這就是所謂的“定向振動”。 2.7本設計方案 本設計為內振式雙振幅無定向式振動壓路機?？蓹C械行走、雙振幅，具有可靠的性能，較大的工作質量和強大的激振力，因而是高質量、高效能、機械化施工中的優(yōu)良壓實設備。 第三章 變頻變幅振動論的壓實原理 3.1 振動壓實機理 振動壓實用快速、連續(xù)地反復沖擊土的方式工作。壓力波從土的表面向深處傳播，土顆粒處于振動狀態(tài)，顆粒間的摩擦力實際上被消除，在這種狀態(tài)下，小的土顆粒填充到大的土顆粒的孔隙中，土處于容積盡量小的狀態(tài)。 不同時產生壓力的振動，能在一些情況下獲得好的壓實效果。如混凝土或完全水飽和砂，由于振動消除了內摩擦力，因受重力影響，這些材料被固緊密實。有必要用帶有壓力和剪切力的振動去克服土顆粒間的粘結力和內聚力，因為這些力阻礙土的壓實。在土中，毛細管把土顆粒連接在一起，并形成表面內聚力，內聚力隨土顆粒尺寸 的減小而增大。在粘土中，由于粘土顆粒之間分子力的作用，也形成內聚力。 土的振動壓實，必須具備下列條件才能得到理想的壓實效果。 1） 土顆粒處于運動狀態(tài)，內摩擦力被消除； 2） 在土中產生應力和內聚力。 關于土的振動壓實的三種學說： （1）土的共振學說。根據物理學原理，如果被壓實土的固有頻率和激振機構振動頻率相一致，則振動壓實能得到最好的結果。但在各種土及一種土的是擠壓式過程中，土的固有頻率是變化的，因此激振機構的頻率就必須有一個較大的調節(jié)范圍。 （2）重復沖擊學說。利用振動在土上所產生的周期性的壓縮運動作用，使土壓實，為此就需要增大機械在與土接觸前一瞬間的動量，這就需要使機械具有大振幅和增大振動部分的質量。 （3）內摩擦減少學說。土的內摩擦因振動作用而急劇減小，使剪切強度下降到只要很小的符合就能很容易進行壓實，為此，就需要使壓輪在振動過程中始終保持著和土的接觸，即土的振動頻率、振幅與壓輪的頻率、振幅相同，就能得到最好的壓實效果，在這種情況下，振動壓輪傳遞給土的純粹是振動能量，為了使壓輪達到這樣一種工作狀態(tài)，就必須使振幅很小使它不脫離地面。 振動壓路機在進行壓實作業(yè)時，由于振動輪的振動使其對地面作用一個往復的沖擊力。振動輪每對地面沖擊一次，被壓實的材料中就產生一個沖擊波。同時，這個沖擊波在被壓實的材料內，沿著縱深方向擴散和傳播。隨著振動輪不斷振動，沖擊波也將不斷產生和持續(xù)擴散（見圖3.1）。被壓實材料的顆粒在沖擊波的作用下，由靜止的初始狀態(tài)變?yōu)檫\動狀態(tài)。被壓實材料顆粒之間的摩擦力，也由初始的靜摩擦狀態(tài)逐漸進入到動摩擦狀態(tài)。同時，由于材料中水分的離析作用，使材料顆粒的外層，包圍了一層水膜，形成了顆粒運動的潤滑劑。顆粒間的摩擦阻力將大為下降，這為顆粒的運動創(chuàng)造了十分有利的條件。被壓實材料的顆粒在沖擊波的作用下產生了運動，造成了顆粒間的初始位置的變化，并且由此產生了相互填充間隙的現(xiàn)象（見圖3.2）。顆粒之間存在許多大小不等的間隙。在振動壓實之后，由于顆粒之間的相對位置發(fā)生了變化，出現(xiàn)了相互填充的現(xiàn)象，顆粒間的間隙減少了。較大顆粒之間形成的間隙由較小的顆粒所填充，被壓是材料的壓實度提高了。同時，顆粒之間的緊密接觸也增大了被壓實材料的內摩擦阻力，使基礎的承載能力也隨之提高了。 圖3.1 振動沖擊波在土中的傳遞 圖3.2 壓實前、壓實后被壓實材料顆粒排列狀態(tài) a)壓實前 b)壓實后 由于被壓實材料其顆粒之間存在著粘聚力和吸附力等阻礙顆粒運動的力。所以，要達到壓實目的，必須克服阻礙顆粒運動的力。振動壓路機是通過合理地選擇一組振動與工作參數，來降低被壓實材料的內部阻力，來實現(xiàn)用較少的能量消耗來獲得較高的壓實效果。 如果以E表示土的壓實度，E與振動壓路機的振動參數和工作參數有以下的函數關系： （3.1） 式中，——振動壓路機振動輪的線載荷，N/cm； ——振動壓路機工作振幅，mm； ——振動壓路機工作頻率（角頻率）； ——振動壓路機的工作速度，m/s。 為了克服土顆粒之間的粘聚力和吸附力，振動壓路機必須有足夠大的線載荷和振幅。線載荷越大，作用在被壓實的土表面上的正壓力也越大，從而越容易破壞土顆粒之間的粘聚力和吸附力形成的抗剪切強度。振動輪振幅越大，土顆粒運動的位移越大，也就越容易破壞土的顆粒之間的粘聚力，土容易被壓實。 振動壓路機的工作頻率是影響土顆粒運動狀態(tài)的重要參數。當工作頻率靠近“壓路機—土”的振動系統(tǒng)的二階固有平率時，土的顆粒運動加速度增高，其內摩擦阻力急劇下降，土的顆粒之間的相互填充作用加強。此時，土仿佛處于流動狀態(tài)。這種內摩擦阻力急劇下降，仿佛處于流動狀態(tài)的土的狀態(tài)稱為“土的液化”現(xiàn)象。 土處于“液化”狀態(tài)時，有些物料，例如純干性水泥、干砂和水飽和砂等其內部摩擦阻力幾乎為零。因此，這些物料在“液化”狀態(tài)下僅需要振動可以達到完全密實的效果。 瑞典Dynapac公司測試了不同物料在不同物理狀態(tài)下的振動與非振動時的摩擦阻力矩。從中可知，對于粘聚性很小的物料，如干性水泥、干砂和水飽和砂等在振動狀態(tài)下內摩擦阻力幾乎等于零。因此，對于這些材料，只要滿足一定的振動加速度要求，就完全可以通過振動達到自行密實的效果。對于粘性較大的土，在振動狀態(tài)下，內摩擦阻力雖也有十分明顯的下降，但僅僅通過振動是不足以使這種物料達到密實的。為了使其密實，還必須施加一定的正壓力。同時，還要有足夠大的振幅，以克服土的抗剪切強度和土的顆粒之間的粘聚力和吸附力。這說明，兩臺振動參數相同的振動壓路機，振動輪的線載荷越大，壓實效果越好。 3.2 變頻變幅振動壓實的優(yōu)勢 在實際應用中，因被壓實層的土的性質不同，粒徑不同。初始密實狀態(tài)不同，其彈性也不同，因此，對振動頻率和振幅大小的要求也不盡相同。根據實驗得到的粘聚力不大、顆粒間能有相對運動的土的壓實效果與振動頻率和振幅之間的關系曲線，如圖3.3所示。 圖3.3 振動頻率和振幅與壓實效果的關系 由圖3.3可以看出： 1.振動頻率為25～35Hz的壓實效果最好； 2.在整個頻率從范圍內，增大振幅可明顯增加壓實效果； 3.振動頻率過高反而會降低壓實效果。其原因是振動輪在過大的振動強度作用下脫離了地面，使表層受到嚴重不規(guī)則的沖擊和過度碾壓。 振幅為振動壓路機振動輪上下移動的量。振幅越大，使被壓土或材料參加振動的質量越多，從而增加壓實影響深度或壓實厚度。這里需要注意的是，如果要求的壓實深度不大，就無需使用大振幅的壓實。因為過高的壓實能量不僅不會被壓層的土或材料吸收，反而會使已壓實的薄層產生松散現(xiàn)象。對于較厚的碾壓層來說，雖然其上層已經壓實到一定程度，在繼續(xù)碾壓過程中，未達到完全壓實以前，其上層仍會產生再松散現(xiàn)象。為了避免這種現(xiàn)象發(fā)生，對于厚碾壓層，開始時振幅要大，之后隨壓實度增加應逐漸減小振幅。 第四章 振動輪總成設計思路 振動輪總體設計結構如圖所示，通過振動馬達的正反轉來實現(xiàn)振動軸的正反轉，而振動軸在振動軸承兩端分別裝有兩組偏心塊，每組偏心塊由活動偏心塊和固定偏心塊組成，固定偏心塊緊固在振動軸上，振動軸的正反轉帶動活動偏心塊也正反轉，從而產生偏心距，激振力也因此產生。 圖4.1本次設計振動輪結構示意圖 1.滾筒 2.固定偏心塊 3.振動軸 4,5.墊圈 6軸承座端蓋 7聯(lián)軸器 8支承矩形鋼 9振動馬達 10螺栓 11.橡膠減震塊 12.振動馬達固定法蘭13,14螺栓 15.滾筒 第5章 變頻變幅振動輪的總體設計及計算 5.1 振動輪振動參數的討論及確定 振動壓路機的振動輪的振動參數主要是振幅和頻率，還有一些派生振動參數，如振動加速度、激振力等，這些派生參數都可以用振幅和頻率導出。另外就是振動功率，它是計算振動壓路機振動輪功率消耗所必需的。振動功率不僅與振動參數有關，而且還與壓實工況有著密切的關系。 5.1.1 振動頻率 壓路機振動輪在激振里的作用下產生受迫振動，其振動頻率f（Hz）、角頻率ω(rad/s)和振動周期T(s)分別按以下公式計算 （5.1） = 2 = （5.2） T = = （5.3） 式中n——激振器轉速，r/min。 由以上公式可知，想要改變振動頻率f只要改變激振器的轉速n即可。由本設計的任務書可得，振動頻率的變化范圍要求為25-30Hz,可導出激振器轉速的變化范圍應為1500～1800r/min。在本設計中，振動輪的變頻振動就是通過軸的轉速的變化而實現(xiàn)的。 通常情況，振動壓路機工作頻率的取值范圍如下，作為參考數據： 壓實路基 25～30Hz 壓實次基層 25～40Hz 壓實路面 30～50Hz 5.1.2 工作振幅和名義振幅 振動壓路機在振動壓實作業(yè)時，振動輪的實際振幅稱為振動壓路機的工作振幅，用A來表示，振動壓路機的工作振幅受土壤剛度的影響。由于土壤鋪層的剛度是一個隨機值，所以振動壓路機的工作振幅也是一個隨機參數。因此，我們設計時，研究的是“名義振幅”，即是把振動壓路機用支撐物加起來，振動輪懸空時測得的振幅，也稱為“空載振幅”，用A0表示。名義振幅的大小只與振動論本身的參振質量及激振器的靜偏心距有關，而不受外部工況條件的約束。名義振幅也稱“理論振幅”。 振動壓路機的名義振幅的計算公式如下： A0 = (5.4) 式中，——激振器的靜偏心距； ——下車質量（振動輪質量）。 本設計中，振動輪質量為11.1t。 根據振動輪的名義振幅的定義可得，當振動壓路機振動質量確定之后，要改變名義振幅的唯一途徑就是改變激振器的靜偏心距，靜偏心距是偏心質量與偏心距的乘積。 通常情況，振動壓路機名義振幅的取值范圍如下，作為參考數據： 壓實路基 1.4～2.0mm 壓實次基層 0.8～2.0mm 壓實路面 0.4～0.8mm 本設計中，振動壓路機振動輪的上車振幅和下車振幅分別為1.7mm和0.9mm。 5.1.3 振動加速度 名義振幅和振動頻率選定后，校核振動輪的振動加速度。 (5.5) 式中，——名義振幅，mm； ω——振動角頻率，Hz。 振動輪加速度的校核范圍： 壓實路面 4～7g 壓實基礎 5～10g 由于本設計中，名義振幅上車和下車分別為1.7mm和0.9mm,而振動頻率都不是某個具體值，而分別是一個范圍，下車頻率的最大值為26，于是此時，先用范圍的最大值進行初步校核。 4.6 計算后，發(fā)現(xiàn)振動加速度屬于壓實路面范圍。在實際的壓實作業(yè)中，當振動壓路機的振幅達到最大值時，若其工作頻率也處在最大值，則振動壓路機的振動情況必然過于劇烈，導致壓實效果并不良好。在實際應用中，兩者同時處于最大值的概率是極小的。另一方面，在掌握了壓實原理之后可知，通常，振動壓路機在壓實粘性材料、混合土等或者壓實基礎時，采用的是低頻高幅的工作狀態(tài)；在壓實砂土或路面淺層壓實時，采用的是高頻低幅的工作狀態(tài)。 因此，推出這樣一個結論，即壓實路面時，頻率會達到其最大值，而振幅需要控制在某個范圍以內；壓實基礎時，振幅會達到其最大值，而工作頻率需要控制在某個范圍以內。此處，在整機需要有一個控制系統(tǒng)來實現(xiàn)分別對振幅和工作頻率的控制，它并不在振動輪中，因此本設計中不含這一部分的設計。 現(xiàn)分別計算兩種情況時的兩組可能出現(xiàn)的最大值： 壓實路面：的范圍為4～7g 由公式5.5，導出 帶入頻率最大值，及的最大值，又由，得出 即，當頻率處在最大值時，振幅應控制在2.6mm以下。這組頻率和振幅的數值即為： =26Hz =2.6mm 壓實路基：的范圍為5～10g 由公式5.5，導出 帶入振幅最大值，及的最大值，又由，得出 即，當振幅處在最大值時，頻率應控制在29Hz以下。這組頻率和振幅的數值即為： =29Hz =1.7mm 綜上，以上兩組頻率和振幅的數值就是本設計中可能出現(xiàn)的振動最強烈的兩個時刻，故在以下的校核計算中，只要分別用這兩組數據校核即可。 =26Hz =2.6mm 和 =29Hz =1.7mm 5.1.4 振動壓路機工作速度和壓實遍數 振動壓路機的工作速度是指振動壓路機在進行壓實作業(yè)時的行走速度。與靜作用壓路機相比，振動壓路機的工作速度對壓實效果的影響特別明顯。因為，在振動壓實過程中，土的顆粒由靜止的初始狀態(tài)變化為運動狀態(tài)要有一個過渡過程。過渡過程持續(xù)的時間長短與土的顆粒之間的粘聚力、吸附力的大小有關;也與振動壓路機的振動輪的線載荷有關。線載荷越大，過渡過程所需要的時間就越短。研究表明，為了克服土顆粒之間的粘聚力、吸附力，對于一般的亞粘土應至少三次有效的強迫振動，才足以使土顆粒處于振動狀態(tài)。 在鋪層厚度一定時，傳遞至被壓材料的能量與碾壓遍數成正比，與碾壓速度成反比。當壓路機的速度增加，碾壓遍數也要相應增加。隨著碾壓速度的提高，振動撞擊的次數減少，要獲得相同的壓實效果，勢必增加壓實遍數。如果碾壓速度與遍數不匹配，就達不到設計的密實度。需選擇合適的碾壓速度，碾壓速度一般選用3km/h～6km/h，高頻并不意味著可以提高碾壓速度，碾壓速度還應該保持在3km/h～6km/h。有研究數據表示，如果把碾壓速度提高到5km/h～7km/h，達到同樣要求密實度的碾壓遍數要增加50%。 5.1.5 激振力 振動壓路機振動輪的激振力： (5.6) 激振力越大，壓路機作用于土壤的壓實力就越大，壓路機的總壓實力由振動輪的激振力和輪軸分配的靜軸荷之和構成。激振力的增大與振幅和振動頻率的平方成正比。在一定范圍內振動頻率的增加對壓實效果的影響是有限的，因此激振力越大，并不意味著壓實效果越好。激振力只能用于對靜重和頻率相等的各壓路機之間進行直接對比。 5.1.6 振動輪的振動功率 振動壓路機的振動功率是指振動壓路機的下車（振動輪）產生的振動并克服土的阻尼所消耗的功率。 查找相關資料可知，振動功率的計算目前尚沒有一種較為完善的計算方法。瑞典戴納帕克公司根據本公司產品的特點，即以CA系列和CC系列為主的兩大系列產品，繪制了每一系列產品振動功率及整機功率曲線，在系列內需開發(fā)新產品時，所需功率在曲線上尋查；德國勞森浩森公司有其自己的振動功率計算方法，這套計算方法也有其優(yōu)缺點，但經實踐證明基本是可行的。 兩種常見的振動壓路機振動功率的計算方法如下：第一種為經驗公式，第二種為理論計算方法。前者計算凈度較低，但簡便易算，在初步設計中進行估算是很有實用價值的；第二種方法計算精度略高，但人們對這個公式的理論依據上有不同看法，特別是這種算法可能出現(xiàn)功率負值，其解釋也不盡人意。 對比以上兩種計算方法的優(yōu)勢和劣勢，本設計選用第一種方法進行初步計算。 振動功率的經驗計算公式： (5.7) 式中，——振動系統(tǒng)消耗功率，W； ——振動質量（振動壓路機下車質量或振動輪質量），Kg； ——名義振幅，mm； ——振動輪數量； ——頻率修正系數，見表5.1。 表5.1 振動功率的頻率修正系數 頻率（Hz） 25~30 31~35 36~40 41~45 46~50 5.5 6.5 7 7.5 8 本設計中，振動振幅和頻率都是一個范圍，而不是一個具體值。計算功率時用5.1.3中計算的兩組最大值來計算出功率的最大值。 兩組最大值即： =26Hz =2.6mm 和 =29Hz =1.7mm 第一組： 當=26時，代入進行計算得： =158730W 第二組： =103785W 取兩者中較大一個為本設計中振動輪的振動頻率的功率最大值，即=15.8KW。 5.2 振動輪主要工作參數的設計計算 振動壓路機振動輪的主要工作參數是工作質量、外形尺寸等。 5.2.1 壓路機的工作質量及其分配 工作質量是振動壓路機的主要參數，它是按規(guī)定加入油、水、壓重物、隨機工具，并包括一名司機在內的振動壓路機的總質量。振動壓路機工作質量的大小直接影響了壓實質量和工作效率。 當其他條件不變時，減小振動輪質量，有利于提高振動輪振幅和振動輪對地面的作用力。但在相同振幅條件下，振動輪質量越大，對地面的沖擊能量也就越大，壓實效果就越好。兩者兼顧，才能解決這一矛盾。 振動壓路機機架與振動輪質量比通常應在以下這個范圍之內： m1/m2=13.9/11.1=1.25=0.8~1.8 式中，——機架質量； ——振動輪質量。 經驗表明，振動壓路機機架(上車質量13.9噸）與振動輪質量（下車質量11.1噸）比近似于1時，可以兼顧振動壓路機對地面的作用力和振動壓路機對地面的沖擊能量。這時，振動壓路機具有較好的壓實效果。 5.2.2 振動輪的直徑和寬度 當振動壓路機振動輪的分配質量（振動質量和振動壓路機上車作用在振動論上的部分質量之和）保持一定時，振動輪越寬，其線載荷越低，壓實影響深度越小。反之，振動輪的寬度越窄，壓實影響深度越大。 當振動輪分配質量相同時，振動輪的寬度不可取得過小，同樣，振動輪的直徑也不可缺的過小。如振動輪直徑過小，進行壓實作業(yè)時，振動輪前方就會出現(xiàn)“波紋”。如輪寬過窄，在壓實路面時，會使路面產生裂紋。不僅取值不能過小，也不能過高，要避免整機的重心過高。下面有兩種算法，其中用算法二將算法一中的設計數據進行校核。 （1）算法一： 線載荷的表達式如下： (5.8) 式中，——振動輪的分配載荷，N； ——振動輪寬度，cm。 由于本設計的研究對象為單個振動輪，沒辦法精確計算出振動輪輪的分配載荷的數值，因此，在本設計中將振動輪的重量帶入計算，但不表示兩者意義等同。 由此，導出振動輪的寬度表達式： 由于本設計中，振動輪的質量為11.1t，其重量約為111000N。 表5.2 振動壓路機產品目錄（部分） 型號 工作質量（t） 靜線壓力 (N/cm) 振動輪尺寸 直徑×寬度 （mm） 振動頻率 （Hz） 激振力 (kN) 振幅 (mm) YZ12 12 263 1530×2130 30 110～220 0.8～1.6 YZ14A 14 320 1500×2150 30 285 1.6 YZJ12 12 258 1530×2130 27 245 1.7 DF-YZ14 14 1500×2150 32 270 1.6 為了使本設計符合實際，參考上表，合理設計振動輪的直徑和寬度。設計任務書中要求靜線載荷760-1050N/cm，借鑒實際產品的參數，選取靜線載荷為925N/cm。帶入振動輪寬度表達式： 其中，b的單位為cm。按照設計要求，振動輪的寬度為振動輪直徑的1,1-1.8倍，將輪的直徑設計為70cm。 5.3 振動輪激振機構 5.3.1 幾種激振形式壓路機力學特性和壓實特性 1.外振式振動壓路機 外振式振動壓路機有上、下兩層機架，兩機架之間由減振器相連接，激振器安裝在下機架上。當振動軸帶動偏心塊高速旋轉時，壓路機的下機架連同安裝在下機架上的壓輪—起振動。 2．內振式振動壓路機。 大多數的振動壓路機(如YZl0型振動壓路機)都采用內振式單軸振動結構。內振式激振器安裝在振動輪內，并與振動輪的回轉軸同一軸線。振動油馬達驅動振動軸高速旋轉。 內振式振動壓路機的激振機構由激振器、振動軸承和振動室組成?，F(xiàn)有的振動壓路機激振器都是用偏心質量塊旋轉而產生離心力的原理制成的，即所謂的慣性激振器。激振器的振動軸支撐在兩個特制的振動軸承上。振動室用于支撐激振器的慣性力，并且盛裝一定的冷卻潤滑油。 內振式振動壓路機結構緊湊，技術成熟，操作使用安全，因此獲得了廣泛應用。 3．單輪振動壓路機 單輪振動壓路機只有一個振動輪，另一個車輪不振動而僅起驅動或導向作用。單輪振動壓路機的結構相對簡單，大噸位的輪胎驅動單輪振動壓路機用于基礎壓實，驅動能力大，橫向穩(wěn)定性好。小型串聯(lián)式單輪振動壓路機用于小型壓實或路面維修作業(yè)。 4．雙輪振動壓路機 雙鋼輪串聯(lián)振動壓路機的結構相對復雜些，兩個振動輪上都需要減振。但雙輪振動壓路機的壓實能力強，作業(yè)效率高，與同樣噸位的單輪振動壓路機相比，雙輪振動壓路機壓實土壤時的生產率可提高80％，壓實瀝青混凝土時的生產率可提高50％。 5．擺振式振動壓路機 擺振式振動壓路機也有兩個振動輪，兩個振動輪上激振器的偏心塊具有180度的相位差，它們工作時由一根齒形帶驅動，這就能保持其旋轉方向相同而相位差不變化。兩個激振器產生的離心力總是相反的，導致了壓路機的兩個振動輪總是一個跳起而另一個觸地使壓路機在工作時除具有振動特性之外，還呈現(xiàn)前后擺動的特點。由于擺振式振動壓路機總是有—個振動輪接觸地面，它可以在相同輪重的情況下得到較大的線載荷和沖擊能量。 6．定向式振動壓路機 通常意義上的振動壓路機是無定向振動的。無定向振動壓路機使用的是單軸激振器，其激振力是沿振動輪圓周變化的。在同一個振動輪上使用兩個激振器作不同的配置，可以使地面接受到理論上屬于純粹水平或純粹垂振的振動力，這就是所謂的“定向振動”。前者稱之為振蕩式振動壓路機，后者稱之為垂振式振動壓路機，這兩種定向振動壓路機在某些工況條件下顯示了其優(yōu)越性。 5.3.2 振動機械激振器的分類及作用原理 目前振動壓力機上都采用旋轉慣性激振器。單軸激振器旋轉產生的離心力