YZ8H壓路機振動輪設計【含CAD圖紙、SW三維模型】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 YZ8H壓路機振動輪設計 摘 要 振動壓路機是眾多工程施工設備中的一種，其主要要用于壓實各種土壤、碎石塊以及各種瀝青混凝土等。在公路施工中，主要用于路基、路面的壓實，是修路施工中不可缺少的壓實設備。根據(jù)振動壓路機的結構特點、工作原理、操作方法和主要用途等的不同，可以分為不同的種類。按振動輪內部結構的不同可分為：振動、震蕩和垂直振動。按振動型式又可分為：單頻單幅、單頻雙幅、雙頻多幅、無級調頻調幅等。由此可見，振動輪是振動壓路機的核心。 我國的振動壓路機的研究已經(jīng)相對成熟，但是與國外發(fā)達國家相比仍然有很大的差距，本文主要研究的就是壓路機振動輪的設計。 本設計簡要介紹了振動壓路機的發(fā)展概況、振動機構、激振器的結構、偏心塊的設計與計算和減振塊的設計計算，軸的設計與校核，軸承的壽命計算。 關鍵詞：振動壓路機，振動輪設計，偏心塊 The YZ8H vibratory roller design 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 36 目　錄 前　言 1 第一章 緒論 2 1.1 振動壓實的基本原理 2 1.2 國內外壓路機的發(fā)展概況 3 1.3 振動式壓路機的發(fā)展趨勢 4 第二章 設計方案的比較 6 2.1壓路機的種類 6 2. 1. 1外振式振動壓路機 6 2. 1. 2內振式振動壓路機 7 2. 1. 3單輪振動壓路機 7 2.1.4雙輪振動壓路機 7 2.1.5擺振式振動壓路機 7 2.1.6定向式振動壓路機 8 2.2激振器的分類及作用 8 2.3設計方案的選擇 12 第三章 振動輪的計算與校核 15 3.1 振動輪振動參數(shù)的確定 15 3.2 振動輪輪圈厚度與幅板厚度的計算 15 3.3 振動功率的計算 16 3.4 激振器與軸承的計算與校核 17 第四章 減震系統(tǒng)的設計 20 4.1 振動壓路機減振系統(tǒng)的作用 20 4.2減振系統(tǒng)的結構形式及常用材料 20 4.3橡膠減振器的設計 21 4.3.1橡膠減振器截面形狀的選擇 21 4.3.2橡膠減振器硬度的確定 21 4.3.3減振器外形尺寸的設計 22 4.4橡膠減振器剛度的校核 22 結論 24 謝辭 25 參考文獻 26 外文資料翻譯 28 前　言 本次設計的YZ8H振動壓路機為全液壓前輪振動，后輪驅動的振動單鋼輪振動壓路機，其工作重量為8T。振動方式為單頻雙幅振動。全液壓振動壓路機的優(yōu)勢有很多，比如激振力大，壓實效果好，而且可以減輕鋼輪擁土現(xiàn)象，具有傳動部件故障率低、操作空間大及易于維修、傳動效率高等優(yōu)點。 YZ8H振動壓路機屬于中型壓路機，主要適用于市政工程方面的工作，用于路基和路面的中間壓實，簡易路面的最終壓實等。驅動能力大，橫向穩(wěn)定性好。具有良好的實用性。振動壓路機現(xiàn)在已經(jīng)發(fā)展的比較成熟，本設計旨在總結已有的經(jīng)驗進行振動輪的設計。本課題的設計重要的是要解決一下一些問題： （1）振動壓路機振動輪的結構 （2）振動機構的工作原理 （3）激振機構的結構型式 （4）偏心振子的設計計算 （5）振動軸的設計計算 （6）振動軸承的設計計算 （7）振動軸承的選擇與校核 本設計先由指導老師給出幾組參考數(shù)據(jù)，拿到數(shù)據(jù)后，根據(jù)數(shù)據(jù)參考壓路機方面的資料再進行估算，試算出合適的數(shù)據(jù)，再進行數(shù)據(jù)圓整，最后進行數(shù)據(jù)的校核，校核合格后，最后進行CAD以及soildworks的繪圖。繪圖中遇到問題再與指導老師進行討論，討論方案的可行性以及正確性，根據(jù)指導老師的指導與建議重新計算數(shù)據(jù)，直到所設計的方案正確合理。最后再由指導老師進行確認。確認之后，進行再次對錯誤部分的修改，確保正確后進行手工圖的繪制與論文的整理，最后是等待答辯。 第一章 緒論 振動壓實的出現(xiàn)是壓實機械的發(fā)展史上的一項重大的突破性科技進步，從此以后機械壓實效果的不斷提高，也不再單純的以增加壓實機械的自重來實現(xiàn)壓實。振動壓路機和振動壓實技術從二十世紀三十年代問世以后，迅速獲得了推廣與應用，振動壓路機很快成為了壓實機械領域的主導產(chǎn)品。 振動壓路機是現(xiàn)代工程施工的重要設備，它用來壓實各種施工場地的土壤或者各種混凝土瀝青路面，從而增加施工場地的硬度和平整度，在現(xiàn)代公路的建設中，振動壓路機更是必不可少。 1.1 振動壓實的基本原理 八十年代初期以來，國外發(fā)達國家的各大壓路機制造公司通過大量的試驗和理論研究，尤其是對振動壓實理論的研究與應用，將壓實技術又推向了一個新臺階。 目前比較流行的振動壓實有四種學說， （1）土壤共振學說 根據(jù)物理學原理我們可以知道，當被壓實材料的固有頻率與振動壓路機的振動頻率相同時將會產(chǎn)生共振現(xiàn)象，此時振動壓實的效果最好。但是由于被壓實材料的物理性能并不是處處相同，它的固有頻率是隨機變化的，所以振動壓路機的激振結構必須要有一個大的調節(jié)范圍才能保證被壓材料能夠等到一個很好的壓實。 （2）重復擊實學說 重復擊實學說就是利用振動產(chǎn)生的周期性壓縮運動反復對被壓實材料進行壓實，這就需要壓實機械與被壓實材料接觸之前要有很大的動量，也就是說壓實機械要有較大的振幅和足夠的振動質量。 （3）內摩擦學說 由于振動作用使被壓實材料的內部摩擦作用急劇減小，使被壓實材料的剪切強度減低，抗壓阻力減小，這樣就只需要用很小的負荷就能夠實現(xiàn)對被壓實材料的壓實工作。但是，這就需要振動機械在振動過程中始終與被壓實材料的接觸，也就是被壓實材料的振動頻率和振幅要與振動機械的振動頻率及振幅相近或者相同才能獲得更好的壓實效果。在這種情況下，被壓實材料得到的是純粹的振動能量。但是只有在振幅較小時才能是振動機械保持這樣的工作狀態(tài)，否則就有可能使被壓實材料脫離，以至于被壓實材料不能有效的壓實。 （4）土壤液化學說 由于振動機械的振動作用，使被壓實材料產(chǎn)生高頻的脅迫振動，被壓實材料內部的粘聚力和摩擦力急劇減小，就像是處于流動狀態(tài)，這種現(xiàn)象被稱為“液化現(xiàn)象”。液化現(xiàn)象的出現(xiàn)就會使被壓實材料顆粒之間的相互作用加強，在受到自身重力的作用下向低位能的方向移動，這就為壓實創(chuàng)造了條件。但是只有被壓實材料獲得夠的足振動加速度才能使被壓實材料充分液化。 1.2 國內外壓路機的發(fā)展概況 提起壓路機很多人都知道，但也都不了解，壓路機的快速發(fā)展是在最近一百對年的事，但最先將壓實原理應用在施工上的，最早起源于我國一千多年前的隋唐時期，從那時開始我們的祖先就已經(jīng)使用人力或者畜力拖動石磙來修筑驛道。然而在現(xiàn)代中國壓路機技術已經(jīng)落后于西方國家很多。 真正意義上的壓路機是在西方工業(yè)革命之后，英國人在一八六零年發(fā)明了以蒸汽機為動力的的、三輪自行式壓路機，并且在一八六五年投入生產(chǎn)。二十世紀以來隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，以及壓實設備的需要，國外發(fā)達國家開始重視壓實技術和壓實機械的發(fā)展。一九一九年，美國人率先使用內燃機代替蒸汽機作為動力源，并且在一九四零年發(fā)明了輪胎壓路機；振動壓實技術最先由德國人使用，并且在一九四零年發(fā)明了振動壓路機；一九五七年瑞典莊家研制成功了由輪胎驅動的自行式振動壓路機。隨著振動壓實理論的深入研究，振動壓路機的發(fā)展日臻完善，涌現(xiàn)出了各式各樣的振動壓路機。 目前，世界上生產(chǎn)壓路機比較知名的有德國寶馬格、德國悼馬、瑞典沃爾沃、瑞典戴納派克、日本酒井等，其中以德國寶馬格市場占有率最高，達到了百分之二十八左右。由于看到中國市場壓路機市場的需求，許多國外巨頭開始重視中國市場，紛紛在中國建立分廠，其中瑞典沃爾沃搬遷到了山東臨沂工廠內，戴納派克在天津建廠，卡特彼勒在徐州建廠，由此引發(fā)了國內市場的激烈競爭，國外壓路機品牌以良好的產(chǎn)品質量、先進的理念和多樣化的品種在逐年增加其在中國高端產(chǎn)品市場的份額。壓路機市場的針鋒相對，也促使國內制造企業(yè)提高其整體設計和制造水平。 我國壓路機經(jīng)歷了漫長的發(fā)展路程，一直到一九四零年我國才在大連仿制出我國第一臺以蒸汽機為動力的自行式壓路機，實現(xiàn)了從無到有。但真正能夠制造壓路機則是在上世紀五十年代，一九五二年，作為洛陽建筑機械廠前身的上海廈門路機械廠試制成功6/8t兩輪內燃壓路機，以及1953年原天津工程機械廠前身的天津第五機器廠試制成功10t三輪蒸汽壓路機，自此我國有了自己的壓實機械制造業(yè)。 歷經(jīng)近五十年的創(chuàng)業(yè)和發(fā)展，從仿制到開發(fā)再到技術引進，我國已有了以徐州、洛陽、上海、三明、江麓等產(chǎn)地為主的五十多家壓實機械制造企業(yè)和多家科研機構，形成了一個科技開發(fā)與設計制造的完整體系。特別是進入八十年代以來，先后引進了瑞典和德國的振動壓路機制造技術，經(jīng)過消化吸收和創(chuàng)新，從而使我國的壓路機趕上和接近了世界先進水平?，F(xiàn)已形成了4~12t靜作用壓路機、6~30t輪胎壓路機、0.5~20t振動壓路機三大系列及年產(chǎn)四千八百余臺的批量生產(chǎn)能力，基本上滿足了國內工程建設的需要，從壓實巖石填方、路床、堤壩，到壓實穩(wěn)定土層和路面鋪裝層，我們都有了使用的國產(chǎn)壓路機，并且具有了一定的出口創(chuàng)匯能力，它們的輪跡遍布擺闊美國、加拿大、英國、意大利和日本等工業(yè)發(fā)達國家在內的八十多個國家和地區(qū)。 一九九九年三一重工集團有限公司引進國內外先進技術，自主開發(fā)研制了YZ系列的振動壓路機，該壓路機為全液壓控制、雙輪驅動、單（雙）鋼輪、自行式機構，其型號有YZ14C、YZ16C、YZ18C、YZK18、YZ20、YZC12等。 1.3 振動式壓路機的發(fā)展趨勢 在進入21世紀的未來發(fā)展中，隨著技術的進步，壓實技術和壓實機械的科技進步將會呈現(xiàn)出以下特點和發(fā)展趨勢： （1）新的壓實技術和新的壓實機械的發(fā)展，將會越來越多的依靠壓實理論上的突破，并成為創(chuàng)造原理上全新的壓實過程的強大理論支撐。 （2）在壓實理論和技術的研究中，試驗研究與計算機仿真技術相結合將會成為更加重要的研究手段。 （3）新的技術革命和現(xiàn)代高科技將繼續(xù)推動壓實機械向自動化、智能化、無人化和機器人化的方向發(fā)展。 第二章 設計方案的比較 不同的振動壓路機上有著不同的振動機構配置方法，這就構成了擁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，可以分為為外振式振動壓路機與內振式振動壓路機；按振動輪的個數(shù)不同，可以為單輪振動和雙輪振動，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合稱為定向振動。 2.1壓路機的種類 2. 1. 1外振式振動壓路機 外振式振動壓路機如下圖2-1所示，由上下兩層機架構成，在兩層機架之間連接著壓縮減振器，激振器安裝在下機架上。當振動軸帶動偏心塊高速旋轉運動時，壓路機的下機架和下機架上的壓輪一起振動。這種振動壓路機的激振器因為結構簡單，而且便于維修保養(yǎng)，所以在很多手扶振動壓路機上得到了廣泛應用。 圖2-1 外振式振動壓路機 2. 1. 2內振式振動壓路機 目前，市場上絕大多數(shù)的振動壓路機從用的都是單軸內振式振動結構。這種內振式振動壓路機的激振器安裝在振動輪內部，并與振動輪的回轉軸處于同一軸線上。當振動壓路機工作時，振動馬達驅動振動軸做高速旋轉運動，帶動振動軸上的偏心塊產(chǎn)生離心力，振動輪在偏心塊的離心力作用下做圓周運動。 由于內振式振動壓路機的結構緊湊，技術相對比較成熟，操作方便，安全，因此在振動壓路機上獲得了廣泛的應用。 2. 1. 3單輪振動壓路機 單輪振動壓路機可想而知，只有一個振動輪，另一個車輪不振動，僅僅起到驅動或導向作用，如YZ8H振動壓路機。 單輪振動壓路機的結構相對比較簡單，是前輪振動，后輪由輪胎驅動的振動壓路機，用于基礎的壓實，這種壓路機驅動能力大，橫向穩(wěn)定性好。小型的串聯(lián)式單鋼輪振動壓路機用于體育場、路基的修補等。 2.1.4雙輪振動壓路機 串聯(lián)式雙鋼輪振動壓路機的結構相對比較復雜，兩個鋼輪都是振動輪，可以是單輪驅動也可以是雙輪驅動，如YZC6振動壓路機。雙輪振動壓路機的具有壓實能力強，作業(yè)效率高的特點，與相同噸位的單輪振動壓路機相比，雙輪振動壓路機可提高80%壓實土壤時的生產(chǎn)率，可提高50%壓實瀝青混凝土時的生產(chǎn)率。 2.1.5擺振式振動壓路機 擺振式振動壓路機也有兩個振動輪，但是安裝在兩個振動輪上作為激振器的偏心塊具有的相位差。它們由一根齒形帶驅動工作，這就保證了兩振動輪旋轉方向相同并且相位差不發(fā)生變化。由于兩個激振器產(chǎn)生的離心力總是在相反方向，這就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了具有振動特性之外，還呈現(xiàn)前后擺動的特點。 由于搖擺式振動壓路機總是有一個振動輪接觸地面，它可以在相同重量的情況下得到較大的的線載荷和沖擊能量。這種結構也在手扶振動壓路機上有所應用。 2.1.6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”。 2.2激振器的分類及作用 目前振動壓力機上采用的都是旋轉慣性激振器。單軸激振器旋轉產(chǎn)生的離心力使振動輪作圓周運動，這樣不僅使被壓實的土顆粒產(chǎn)生垂直位移，同時也有水平位移，從而產(chǎn)生一定的揉搓力，得到比較好的壓實效果。這種激振器的結構設計比較簡單，振動頻率的調節(jié)可用油馬達的變速完成，其安裝和調節(jié)控制都很方便。但振幅的調節(jié)仍有多種不同的方案，于是會有各種不同激振器結構形式。 （1）單幅激振器 單幅激振器的振動機構比較簡單，其結構是在振動軸上加裝偏心塊，或者直接將振動軸做成偏心軸，使用這種結構只能得到單振幅。 在設計時如果壓路機的噸位較小，振動輪的寬度比較窄時，振動軸的形式可以采用通軸式設計即使用一根振動軸直接支承在兩端的振動軸承上。振動機構的偏心軸可以有多種形式例如可以在軸上加工出偏心圓。 如果壓路機的噸位比較大，振動輪的重量比較輕這個時候振動輪的寬度機會比較大如果采用通軸式設計就會導致振動軸的剛度不夠，或者振動軸的直徑過粗。所以對于比較寬的振動輪振動軸一般采用分軸式設計即振動輪被從中間分成來那個部分，每部分都有一個振動器，其結構完全相同然后通過聯(lián)軸器將兩個振動軸連接起來，統(tǒng)一通過液壓馬達驅動。 如圖2-2為常見單幅激振器結構 （a） （b） 圖 2-2 單幅激振器機構形式 a） 偏心圓振動軸；b）偏心塊振動軸 （2）逆轉偏心塊疊加雙幅激振器 單軸激振器結構簡單而且只能產(chǎn)生單一的振幅，所以這種壓路機的適應性不強，為增強壓路機工作的適應性因此產(chǎn)生了可以產(chǎn)生多種振幅的激振器即逆轉偏心塊疊加激振器如下圖2-3，其結構是振動軸首先與一塊固定偏心塊連接在一起，另一個活動的偏心塊空套于振動軸上，通過改變液壓馬達的正反轉可以得到不同的振幅。 圖2-3變更偏心軸旋轉方向產(chǎn)生雙振幅機構 a）小振幅位置 b）大振幅位置 如圖a，當馬達順時針轉動時固定偏心質量和活動偏心質量相互抵消從而得到較小的靜偏心距得到較小的振幅；如圖b，當液壓馬達逆時針轉動時固定偏心質量和活動偏心質量的靜偏心距相互疊加從而得到較大的振幅。 通過這種結構可以在不改變偏心塊質量的條件下，通過改變振動軸的旋轉方向就可以達到調節(jié)振動壓路機工作振幅的目的。 這種雙幅激振器的機構形式有很多種，例如圖2-4所示的正反轉調幅機構。這種調幅激振器結構簡單，也不需要專門的調節(jié)控制裝置，能夠方便快速地轉換壓路機的振幅，也不會產(chǎn)生額外的功率損失。但是這種激振器只能實現(xiàn)兩種不同大小的振幅，而且振動軸必須作正反轉運動，這樣就實現(xiàn)不了激振器總是與振動輪旋轉方向相同的要求。另外，在轉換振幅時，擋銷會受到很大的沖擊力，發(fā)出響亮的撞擊聲，頻繁轉換振幅會有損于零部件的工作壽命。一般振動壓路機上都采用與這種結構類似的激振器，以增加擋銷的壽命，甚至不出現(xiàn)擋銷，結構更為合理。 圖2-4 變幅機構工作原理 a）順時針旋轉 b）逆時針旋轉 1—活動偏心塊 2—振動軸 3—擋銷 4—固定偏心塊 （3）逆轉流球雙幅激振器 如圖2-5所示就是逆轉球雙幅激振器，在其空心室的外圓上焊接一塊弧形的固定偏轉塊，在封閉的空心室內裝有一定量可以自由流動的鋼球及一定量的潤滑油。當振動軸按圖所示作逆時針旋轉時，鋼球位于固定偏心塊的同一側，即產(chǎn)生大振幅；當振動軸作順時針旋轉時，鋼球在其慣性力的作用下將流向固定偏心塊的對面一側，就產(chǎn)生小振幅。 圖2-5 流球雙幅激振器 1.偏心塊；2.上擋板；3.振動軸；4.下?lián)醢澹?.鋼球；6.配重塊；7.潤滑油；8.振動腔. （4）逆轉流體雙幅激振器 此種激振器的變幅工作原理如圖2-6，在偏心殼體的封閉空腔內有一定量的硅油，硅油可以流動且密度大。當激振器順時針旋轉時，硅油在離心力和慣性的作用下，將滯留在A腔內，使之平衡掉一部分偏心塊質量，并且偏心距也減小。當激振器逆時針旋轉時，則硅油將反向滯留在B腔內，使之偏心質量增大，偏心距也增加。 圖2-6 流體變幅原理 （5）液體無級調幅激振器 液體無極調幅激振器是一種比較高級的激振器其結構是偏心體是由兩根內徑相同而外徑不同的兩個金屬管及其流動在管中的液體來構成。其原理是通過氣壓來改變液體在金屬管中的位置從而改變激振器的靜偏心距 通過氣壓能夠隨意控制進入重管的液體量，因此能將振動輪的振幅進行無級調節(jié)。 2.3設計方案的選擇 綜合以上壓路機的性能特點，再結合YZ8H振動壓路機的性能特點，本設計采用內振式單頻雙幅無定向式振動壓路機設計。這種壓路機可機械行走、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。主要適用于市政工程中，用于路基和路面的中間壓實，簡易路面的最終壓實等。 雙幅振動則由偏心塊實現(xiàn)，類似于圖2.5，但又進行了少許修改，使之更合理，偏心塊同樣是由固定偏心塊加活動偏心塊構成。但該振動機構有六個偏心塊構成，其中四個是固定偏心塊，兩個是活動偏心塊，每兩個固定偏心塊相結合構成一個大的固定偏心塊。固定偏心塊套在振動軸上，活動偏心塊則套在每兩個固定偏心塊之間。當振動馬達正轉時，固定偏心塊和活動偏心塊激振方向相同，激振力相加，此時振幅最大；當振動馬達反轉時，固定偏心塊和活動偏心塊激振方向相反，激振力相減，此時振幅最小。這樣通過改變振動馬達的旋轉方向就實現(xiàn)了振動壓路機工作振幅的調節(jié)，結構簡單，維修方便，振動形式也便與實現(xiàn)。 偏心塊結構如圖2-7所示 圖2-7偏心塊 1，3為固定偏心塊；2為活動偏心塊 圖c固定偏心塊 圖d活動偏心塊 第三章 振動輪的計算與校核 3.1 振動輪振動參數(shù)的確定 設計振動壓路機最主要的振動參數(shù)就是振幅和頻率，另外，振動加速度、激振力等都是一些派生參數(shù)，這些派生參數(shù)都可以由振幅和頻率計算出。還有就是振動功率，這是計算振動壓路機振動輪功率消耗所必需的。振動功率不僅僅與振動參數(shù)有關，還與振動壓路機的工作環(huán)境有著密切的關系。 為了減少計算量，指導老師給出了幾組參數(shù)，根據(jù)給出的參數(shù)進行振動壓路機振動輪的設計。 參數(shù)如下： 振動輪總質量；振動輪振動頻率f=40Hz；壓路機振動振幅分別為1.2/0.6mm；振動輪尺寸為φ1250×1600mm。 要求：振動輪輪體質量占振動輪總質量的80%左右；振動振幅偏差在0.1mm以內等。 3.2 振動輪輪圈厚度與幅板厚度的計算 根據(jù)振動輪尺寸數(shù)據(jù)初步設定及要求，初步振動輪輪圈厚度為15mm，幅板厚度為30mm，進行驗算是否符合要求。 輪體的密度=7.85×， 則振動輪輪圈的質量為： πD·D·H·=3.14×1250××1600××15××7.85× =739.47kg 幅板的質量為： 2π××=2×3.14××30××7.85× =563.929kg 739.47+563.929=1303.399kg 1303.399/1600=0.8146=81.46% 經(jīng)驗算，輪圈厚度為15mm，幅板厚度為30mm符合設計要求。 3.3 振動功率的計算 振動壓路機的振動功率是指振動壓路機的下車（振動輪）產(chǎn)生的振動并克服土的阻尼所消耗的功率。 查找有關壓路機的資料可以知道，壓路機振動功率的計算到現(xiàn)在仍然沒有一種比較完善的計算方法。瑞典的戴納帕克公司根據(jù)自己公司生產(chǎn)的產(chǎn)品特點，即以CA系列和CC系列為主的兩大系列產(chǎn)品，繪制出每一系列產(chǎn)品振動功率及整機功率曲線，在系列內需開發(fā)新產(chǎn)品時，所需功率在曲線上查找；德國勞森浩森公司有其自己的振動功率計算方法，這套計算方法也不是十分完善，但經(jīng)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(jīng)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(jù)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(jīng)驗計算公式: 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(shù)量； ——頻率修正系數(shù)，見表3-1。 表3-1 振動功率的頻率修正系數(shù) 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： =40Hz =1.2mm 和 =40Hz =0.6mm 第一組： 代入數(shù)據(jù)進行計算得： =13440W 第二組： =6720W 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=13.44KW。 3.4 激振器與軸承的計算與校核 已知振動輪的參振質量=1600kg，振動頻率f=40Hz，雙振幅=1.2mm/0.6mm。軸承選用NJ416圓柱滾子軸承，額定動載荷為C=299KN。 設計成逆轉偏心塊疊加雙幅激振器兩組，如圖2.3所示，其中固定偏心塊（四塊，每兩個固定偏心塊可看做一塊，為方便計算認為是兩個固定偏心塊來計算）的尺寸（mm）取=120、=80、=45、=20、=60，活動偏心塊的尺寸（mm）取=120、=80、=60、=10、=30，選取軸承的尺寸尺寸（mm）80×200×48。 (1)固定偏心塊的載面積、偏心距、偏心質量和靜偏心距： =2=236.643 =2=154.92 =arcos(±)= =arcos()= =(＋)＋（－）－π=27922.096 =(－)=28.454mm ==13.151kg =0.374kg.m (2)活動偏心塊的截面積、偏心距、偏心質量和靜偏心距： =2=239.165 =2=158.745 =arcos()= =arcos(±)= =(＋)－（－）－π=20561.51 =(－)=39.231mm ==4.842kg =0.189kg.m （3）計算合成靜偏心距、振幅及離心力： 大振幅時 小振幅時： （4）計算振動軸上的作用力P和轉矩T =58194.283N =31556.900N T==37.200N.m 取=0.95，=0.005，d=0.14m （5）校核振動軸的強度 取L=0.9m，=0.18m，振動軸的中間的彎矩為： =11784.342N.m 取[]=100N/、[]=40N/，計算振動軸中間直徑和輸入端直徑： =106.387mm =16.790mm （6）計算振動軸承的工作壽命（C=299000N，） =24517.062N =28994.351h 按大振幅工作時間100%校核： =29097.142N =16382.255h 經(jīng)校核，此設計符合要求 第四章 減震系統(tǒng)的設計 4.1 振動壓路機減振系統(tǒng)的作用 振動壓路機工作時，壓路機的振動輪對需要壓實的材料沖擊力越大，則壓實的效果越好，因此，從振動壓路機的壓實效果進行考慮，希望壓路機的振動輪產(chǎn)生的振動越強烈越好。但是振動輪強烈的振動會使壓路機其他零部件損壞，并且過強的振動會使壓路機駕駛員疲勞，有害駕駛員的身體健康，因此振動壓路機即希望振動輪振動強烈，又希望壓路機的上車身的振動較小，為了解決這個矛盾在振動壓路機上使用了減振器，用減振器作為振動壓路機振動輪和車身之間的緩沖連接，使振動輪的能量只有極小的一部分傳遞到車身上部分，從而解決這個矛盾。中大型的壓路機一般設有三級減振系統(tǒng)，但最重要的還是振動輪與上車身之間的減振器，本設計壓路機振動輪的重量較輕，振幅也比較小，采用兩級減振系統(tǒng)，這里只對振動輪與車身之間的減振器進行設計。 4.2減振系統(tǒng)的結構形式及常用材料 減振系統(tǒng)用于連接振動輪與機架，起到減振的作用，常用的減振器主要有以下三種: 1. 鋼絲螺旋彈簧減振器； 2. 空氣組合彈簧減振器； 3. 橡膠減振器。 橡膠減振器設計比較靈活，可以根據(jù)需要，x，y，z三個方向的尺寸可以按需設計，而且模具設計簡單，制造成本低，因此，本設計采用橡膠減振器。 振動壓路機的減振器通常使用的橡膠材料有兩種，一種是天然的橡膠，另一種是人工合成的丁腈橡膠。 使用天然橡膠制成的橡膠減振器加工和制造都比較方便，耐日照性能比較好老化比較慢，綜合機械性好，彈性比較穩(wěn)定。但是天然橡膠也有缺點，其阻尼較小，工作頻率容易通過共振區(qū)會使得振動壓路機上車的瞬時振幅很大。除此之外，天然橡膠的耐油性能不好，當橡膠減振器接觸油污后易發(fā)生變形，從而失去原來的彈性。因此，天然橡膠減振器只在早期的振動壓路機上使用過，現(xiàn)在已經(jīng)被淘汰。 人造丁腈橡膠與天然橡膠相比，耐油性與耐熱性都比較好，阻尼也比較大，是良好的減振器材料。因此丁腈橡膠在現(xiàn)代振動壓路機上得到了廣泛應用，但人造丁腈橡膠的價格比較貴，使減振器制造成本增加。 4.3橡膠減振器的設計 橡膠減振器在振動壓路機與車架的連接之間起著重要的作用，減振器的外形尺寸及硬度都會影響到減振器的剛度，從而影響到減振器的減振效果及使用壽命，因此要對減振器的外形尺寸和截面形狀進行設計。 4.3.1橡膠減振器截面形狀的選擇 為了方便制造和便于設計計算，橡膠減振器的截面一般采用圓形和矩形，圓形截面的橡膠減振器在自驅動輪轉動的時候，截面上的變形軸線不會隨著自驅動輪的轉動而改變，減振系統(tǒng)的總剛度也不會隨之改變，但對于其他截面形狀的減振器自驅動輪轉動時，減振系統(tǒng)的總剛度會隨之改變，因此對于自驅動的壓路機一定要采用圓形截面的橡膠減振器，本次設計的振動壓路機為前輪振動后輪振動，橡膠減振器不傳遞轉矩，所以此處使用矩形橡膠減振器。 4.3.2橡膠減振器硬度的確定 對于橡膠減振器除了截面尺寸需要設計，橡膠的硬度也是一個很重要的參數(shù)不同硬度的橡膠減振器即使外形尺寸完全相同，其剛度也完全不一樣，橡膠減振器的硬度一般是35-80HS，但在進行初步設計的時候一般選用40-60HS之間，在此硬度范圍區(qū)間的橡膠減振器具有較高的強度和較高的韌性，并且能與兩端的金屬板具有比較可靠的粘結強度。除此之外，減振器的結構尺寸一定時，減振器的剛度和硬度成正比關系，在設計過程中，通過計算發(fā)現(xiàn)減振器的剛度不能滿足使用要求時，在不改變減振器的幾何尺寸的前提下，可以通過改變橡膠硬度HS達到改變減振器剛度的目的。所以，當減振器的硬度在40-60HS的范圍內選取時，給減振器后續(xù)的修改設計,留有足夠的余地，容易滿足設計要求。綜合考慮本次設計橡膠減振器的硬度取50HS。查詢機械手冊，其對應的剪切彈性模量為E=2.570MPa，G=0.710MPa。 4.3.3減振器外形尺寸的設計 對于矩形截面的剪切橡膠減振器，其幾何尺寸之間的關系如下： L/D=0.4～0.8 式中 L----剪切橡膠減振器的有效長度，不包括金屬板在內的長度； D----矩形截面的短邊寬度a； 本設計取根據(jù)裝配草圖的相關尺寸，和市場上常用的矩形減振器的結構形式，由于減振器與車架和振動輪之間是螺栓連接，為了使其螺栓強度滿足，因此減振器的尺寸被限定在一個范圍內，綜合考慮，其橡膠減振器的尺寸定為： L=80mm，a=100mm，b=360mm 根據(jù)振動輪的結構，選擇對稱性結構，振動輪的左右兩邊各安裝兩個減振器，總共四個。 4.4橡膠減振器剛度的校核 振動壓路機的總剛度： (1) 式中----振動壓路機的上車當量質量， ----振動壓路機的工作頻率， 帶入數(shù)據(jù)得。 剪切橡膠減震器的動剛度為： (2) (3) 其中橡膠材料的肖氏硬度為50HS時，E=2.570MPa，G=0.710MPa，=1.2取L=80mm，a=100mm，b=360mm為橡膠減震器的受力約束面積，代入得 =0.85 =3.2589×N/m 則減震器系統(tǒng)的減震器個數(shù)i為： =3.274 取i=4。 根據(jù)驗算，減振塊符合設計要求。 結論 經(jīng)過這段時間的努力我的畢業(yè)設計終于完成，這次的畢業(yè)設計不同于平時的課程設計，本次的畢業(yè)設計做的很仔細也很全面。因此，在這次設計中我收獲了很多。 通過這次畢業(yè)設計我對振動壓路機振動輪的結構有了基本的了解，在設計過程中遇到的困難有很多，首先計算量很大，幾乎全部數(shù)據(jù)都是先進行試算，很多時候計算到最后的校核階段時不能滿足要求，或者后期設計結構的變化都需要重新開始計算，有時候計算數(shù)據(jù)出現(xiàn)偏差，也要重新開始校驗數(shù)據(jù)，這樣就花費了很長的時間。在設計振動軸的時候，根據(jù)設計要求有好幾種方案可以達到設計要求，零件的結構也有很多種，因此需要對各種方案和零件的各種結構進行對比，從而選擇出最優(yōu)的方案，本次設計中單頻雙幅的結構就有好多種，比如可以采用在軸上同時加裝固定偏心塊和活動偏心塊達到目的，也可以采用逆轉流球疊加雙幅激振器，本設計最終選擇了振動軸加偏心塊的方式，這種設計結構簡單，維修方便，制造成本低。 為了減少制造成本，這里盡可能的選用了標準件，這樣可以使維修更加方便，不需要額外定制零件，成本更低。自己設計的成果和現(xiàn)在市場上已經(jīng)成熟的技術還是有很大的差距的，畢竟這是第一次做這樣的設計，設計經(jīng)驗不足，不過我相信在以后的工作中我會做出比較完善的設計。 謝辭 首先，感謝自己的畢業(yè)設計指導老師，感謝李軍老師在我畢業(yè)設計過程中的指導與建議。遇到問題時，他總能認真耐心的指導，對設計中的不足之處給與指正并耐心分析。 感謝我的爸爸媽媽，沒有他們就沒有現(xiàn)在的我，是他們教育我要成為一個隊社會有用的人，是他們在背后一直默默地鼓勵著我，供我讀書，供我吃穿，是他們用自己的汗水養(yǎng)育了我。 感謝我的室友，在我遇到困難時，是他們伸出援助之手，給自己的畢業(yè)設計提建議，指正繪圖中的錯誤。 大學四年的生活即將結束，回想起來感慨頗多。大學就是人生道路上的一個基石，未來的生活剛剛開始。 最后，再次感謝所有在這次畢業(yè)設計中給予自己幫助的良師益友，以及在本設計中被引用或者參考的論著的作者。有了這些幫助，這次畢業(yè)設計才順利完成。 參考文獻 [1]尹繼瑤.壓路機設計與應用.機械工業(yè)出版社，2000,05：259～282。 [2]陳宏彬，劉軍.國外振動壓路機發(fā)展趨勢.中外公路.2005，25（1）：35～37。 [3]李秀珍.機械設計基礎.機械工業(yè)出版社,2005，1。 [4]邊仁國.我國工程機械傳動裝置發(fā)展的現(xiàn)狀與分析.國際機械工程，2005(10):122～127。 [5]葛恒安，祁雋燕.國內壓路機的碾壓之路.建筑機械，2005(4):28～31。 [6]理論力學.高等教育出版社，2009 [7]劉鴻文.材料力學I.高等教育出版社，2010 [8]孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理.高等教育出版社，2005 [9]濮良貴，紀名剛.機械設計.高等教育出版社，2005 [10]尹繼瑤.壓路機設計與麻用.北京：機械工業(yè)出版社，2000 [11]王玉玲.22T全液壓單鋼輪振動壓路機的總體設計研究.山東大學，2013 [12]萬漢池，任化杰.振動壓路機振動輪的設計.工程機械，2000 [13]王世良.提高壓路機振動軸承壽命的設計改進.建筑機械，1998(10) [14]王必強.YZ20/YZ20G自行式振動壓路機.筑路機械與施工機械化，2003(4) [15]周軼群.YZl8型振動壓路機的研制[D].長沙：湖南大學，2008 [16]聶福全.國外振動壓路機設計的發(fā)展趨勢[J].水利電力機械，2002(12) [17]何社全.YZ18GD壓路機液壓行走閉式系統(tǒng)分析.建筑機械，1998(8) [18]李冰，焦生杰．振動壓路機與振動壓實技術［M］．北京：人民交通出版社，2001:1-134 [19]成大先.機械設計手冊(15)卷.第四版[M].北京：化學工業(yè)出版社,1993 [20]萬漢馳，任化杰．振動壓路機振動輪的設計［J］．工程機械，2004，4：20-22 [21]張華軍．振動壓路機的技術參數(shù)與壓實效果［J］．工程機械，2005，1：58-59 外文資料翻譯 基于三維Elasto水力潤滑理論的曲軸設計 Taakero Makino Toshimistu Konga 長崎研究和發(fā)展中心，技術總部 通用機械和特種機車總部 高效率的要求造成了大量柴油機引擎曲軸的設計困難。當軸承油膜厚度不到幾微米時，由于軸承負荷的變形量也僅為幾毫米。本論文詳細敘述了三維Elasto水力潤滑理論在4沖程柴油機引擎的曲軸設計上的應用。這些理論包括衢州的變形和曲軸間隙中油膜的產(chǎn)生原因。 1. 緒論 近一個時期以來，內燃機的出口量有所增加，但其比重卻在下降。這是因為軸承在惡劣的環(huán)境下使用，大式軸承和主要的軸承連桿的機架變形在軸承的特征上產(chǎn)生重大影響。為解決這一問題，三菱重工有限公司（以下簡稱MHI）為這些動態(tài)軸承負荷開發(fā)了一種應用elasto-hydrodynamic（EHL）原理的軸承特性預報方法，并且使用這種方法來對MHI公司的大負荷柴油機引擎進行設計和評估。 EHL技術分析軸承表面彈性形變導致的油膜壓力，假設軸承剛體機構，既考慮軸承局部表面變形的影響，同時又準確預測特征相對于傳統(tǒng)的分析。 此外，在這些年里，三菱重工引進EHL技術分析研究由于油膜壓力而產(chǎn)生的軸承變形的油膜歷史記錄，同時追蹤軸承清楚根據(jù)時間歷史記錄的油填充比例來改善評估的準確性。 這份報告介紹了這一技術在大型連桿軸承上的應用實例和對三菱重工的四沖程柴油發(fā)動機的主要影響。 2.理論 2.1基本公式 圖1顯示了這份論文中采用坐標系統(tǒng)。影響油膜壓力參數(shù)p可用方程（1）來表示。 （1） 當方程（1）和下面的力平衡組成一個相對時間t的聯(lián)立方程組，這樣一來就可以得到軸中心局部和槽油膜厚度的信息。 （2） （3） 由于開始的幾何間隙，軸的偏心率和彈性形變，所以公式（4）這樣來表示油膜厚度h。 （4） 其中： ：粘度壓力系數(shù) ：x軸的偏心率 ：y軸的偏心率 ：軸承半徑間隙 ：X方向的離心率 ：Y方向的離心率 h：油膜厚度 L：變形 N: 引擎速度 ：面積 P：油膜壓力 ：油填充比例 ：軸承圓軸坐標 t: 時間 U：滑動速度 : X方向負荷 :Y方向負荷 X: X軸方向坐標 Y: Y軸方向坐標 Z: Z軸方向坐標 圖1坐標系統(tǒng) 2.2 分析技術 2.2.1 考慮油膜歷史記錄曲線的EHL技術分析 我們開發(fā)了一個基于JONES提出的油膜歷史記錄曲線概念的EHL分析技術來考慮在軸承間隙中的由的運動，三菱重工的常規(guī)EHL技術分析，計算假設在整個軸承表面覆蓋潤滑油的情況下的壓力分布，替代由于計算周圍壓力獲得的負壓力區(qū)域，并且把油膜斷裂邊界視為分界線。在以這個邊界為條件下，油膜斷裂區(qū)域的流動連續(xù)性不能被滿足。另一方面，EHL分析技術研究隨著油填充比率和時間的推移而變化的油膜歷史記錄曲線，則顯示流動連續(xù)性滿足。 由于受到波動負荷的軸承，如發(fā)動機軸承，在軸承上實際油膜壓力增長受限制的區(qū)域，在下文中EHL分析可以得出比常規(guī)EHL分析更高的壓力結果。這是主要用于檢驗三菱重工的大型船用柴油機引擎的實際尺寸的。EHL技術分析油膜壓力歷史記錄曲線是作為一個有益的分析工具來用于設計和評價的。 2.2.2 計算方法 油膜壓力P和軸偏心率、的結果可以從聯(lián)立方程（1）到（4）中獲得。由于方程（1）和油膜壓力的非線性關系，我們用“牛頓-拉斐爾”方法來確定它們。我們用有限元方法（FEM）（Galerkin方法）進行數(shù)學計算，four-point等參數(shù)原理被看做是原理內容和線性方程系統(tǒng)的數(shù)字化解決方法。為了測定油膜斷裂邊界，我們改進并使用了適用于油膜歷史記錄曲線的有限元運算方法Kumar技術，圖（2）顯示的是流量計算。 圖2 流量計算 3.個案研究 3.1連桿頭軸承 例如S31發(fā)動機的大型連桿頭軸承，我們比較剛體分析和EHL技術分析、并且比較了EHL技術分析的油膜歷史記錄曲線和傳統(tǒng)的EHL技術分析。 此外，我們測算了連桿頭軸承特性上對曲柄銷外形的影響。 表格1所示放入軸承規(guī)格，圖3顯示了影響軸承和用于計算執(zhí)行3DFEM模型的負載向量。 當考慮到彈性形變，則計算油膜壓力的減少量和油膜厚度的增加量。如果考慮到有魔力石渠縣，則軸承上油膜壓力的實際受力面積的發(fā)展受限制，并且壓力最大值會變的更大。 表格1s31引擎大型連接頭軸承的尺寸參數(shù) （a）軸承負載 （b）連桿頭FEM模型 圖3軸承工作狀況計算 3.1.1技術分析對比 在圖4（a）里顯示了油膜壓力隨著時間改變而產(chǎn)生的最大變化量。幾乎在所有的時間點，取決于剛體分析的油膜壓力高于EHL分析獲得的數(shù)值。這顯然說明，比如說，相對于瞬時時間，曲軸角度大約在10度左右的地方負載相當大。當取決于剛體分析的油膜壓力是180（MPa）時，取決于EHL分析的壓力是133(MPa)。圖4（c）和（d）顯示的是曲柄角度在10度時軸承中心部分的油膜厚度分布狀態(tài)。由于考慮到彈性變形，由EHL技術分析得到的油膜厚度相比于由剛體分析得到的幾乎差不多大，并且在壓力區(qū)域幾乎一致。比起剛體分析，由EHL分析給出的壓力分布區(qū)域在圓周方向更寬，并且顯示較低的油膜壓力最大值。顯然，從圖4（b）顯示的軸中心軌跡和EHL技術分析表明，軸中心是明顯偏離曲軸間隙的。 在圖4（a）中顯示了，在曲軸角度約250度時，由于EHL技術分析決定的油膜壓力最大值不同于有傳統(tǒng)EHL技術分析所決定的數(shù)值。當軸向油膜斷裂面的一邊運動時，曲柄角度調整符合從上部金屬到下部金屬負載的轉變。 圖4（e）顯示的是油膜壓力分布狀態(tài)和曲柄角度在250度時的油填充比例。從這個圖表上明顯看出，考慮油膜歷史曲線分析顯示出，軸承正壓力區(qū)域的發(fā)展由于油量的缺乏而受限制，并且給出相比于傳統(tǒng)EHL分析得到的更高的油膜壓力。 曲柄角度（deg） （a）最大變化，油膜壓力的時間變化曲線 （b）軸心軌跡 軸承的圓周坐標（deg） （c）軸承中心部分的油膜壓力（曲軸角度10度） 軸承的圓周坐標（deg） （d）軸承中心部分的油膜壓力（曲軸角度10度） （e）壓力分布在考慮油膜歷史的EHL分析和不考慮油膜歷史分析的情況下的差異（在曲軸角度250度） 圖4 大端軸承特性分析結果 3.1.2曲軸銷外形在軸承特性上的影響 我們評估曲柄銷外形在大型連桿頭軸承特性上的影響。圖5中顯示的是我們研究的三種曲柄銷外形，即（1）直線型，（2）桶形，（3）曲線形。圖6顯示的是油膜壓力最大值和油膜厚度最小值的分析結果。這表明，在直線外形的曲柄銷（1）顯示出更大的油膜厚度，并且適用于曲軸的操作條件。 直線型 桶形 曲線形 圖5 曲柄銷外形的形式 圖6 由于銷的幾何誤差引起的曲軸特性差異 3.2主要影響 這一方法不僅可以適用于分析大型連桿頭軸承，而且也適用于大部分軸承和小型連桿頭軸承。下面是一臺S6r引擎的4號主軸承的分析實例。表格2顯示了軸承的規(guī)格，圖7顯示了包括軸承負載和主要軸承的發(fā)動機框架結構的FEM模型。 （a）曲軸負載 （b）發(fā)動機框架結構的FEM模型 圖7 主要影響的計算情況 表格2 S6r引擎四號主軸承的尺寸參數(shù) 圖8（a）所示的油膜壓力最大值的時間變化歷史記錄曲線，顯示了剛體分析評估的壓力值高于EHL分析結果。圖8（b）明顯顯示了曲柄角度在245度時的壓力分布狀態(tài)，考慮了油膜歷史記錄曲線的EHL分析認為，軸承上由于潤滑油的不足而導致油膜壓力發(fā)展受限制，并且得出常規(guī)EHL分析結果更高的油膜壓力值。因此，有人認為，主要軸承的分析顯示了和大型連桿頭軸承分析相類似的趨勢。 曲柄角度（deg） （a）最大變化，油膜壓力的時間變化曲線 （b）壓力分布在考慮油膜歷史的EHL分析和不考慮油膜歷史記錄分析的情況下的差異（曲軸角度270度） 4.結論 EHL分析和研究油膜歷史記錄曲線的EHL分析是作為一種能夠改善發(fā)動機曲軸系統(tǒng)可靠性的先進技術來提出的。 為了給輕型高功率的開發(fā)設計軸承，我們必須用上述評估技術來保證高度的可靠性，并且提高三維CAD設計系統(tǒng)化技術連接的便利性。這項開發(fā)的部分是與Truck&BusResearch、開發(fā)中心和三菱汽車公司合作的。