18T单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计说明书

18T单钢轮全液压振动压路机工作执行机构设计

目录

摘要 (1)

关键词 (1)

1 前言 (2)

1.1 振动压路机的发展概况 (2)

1.1.1 压路机的分类 (2)

1.1.2 压路机的发展历史 (2)

1.1.3 振动压路机的国外发展状况 (3)

1.1.4 振动压路机的国内发展状况 (4)

1.1.5 振动压路机的发展趋势 (5)

1.2 压路机的振动压实原理 (5)

1.3 本设计的主要任务 (6)

2 振动轮的设计计算 (6)

2.1 偏心块的设计计算 (7)

2.2 挡销的选择与校核 (10)

2.3 振动轴承的选择 (11)

2.3.1 振动轴承受力分析 (11)

2.3.2 振动轴承选型 (13)

2.3.3 轴承精度 (14)

2.4 框架轴承 (14)

2.5 振动轴的设计计算 (15)

2.5.1 振动轴的形状 (15)

2.5.2 振动轴的最小直径计算 (15)

2.5.3 连轴器选择 (16)

2.5.4 振动器壳体设计 (16)

2.5.5 振动轴强度校核 (17)

2.5.6 振动轴承寿命校核 (19)

2.6 振动功率的计算 (19)

2.6.1 维持振动所需功率 (19)

2.6.2 克服轴承摩擦所需功率 (20)

2.6.3 偏心块旋转起动加速所需的功率 (20)

2.7 橡胶减振器 (21)

2.7.1 橡胶减振器的选择 (21)

2.7.2 减振器的刚度校核 (22)

3 转向液压缸的设计计算 (23)

3.1 液压缸主要尺寸的确定 (23)

3.1.1 工作压力P的确定 (23)

3.1.2 确定液压缸内径D和活塞杆直径d (24)

3.1.3 验算液压缸能否获得最小稳定速度 (25)

3.1.4 液压缸壁厚和外径的计算 (25)

3.1.5 液压缸工作行程的确定 (26)

3.1.6 最小导向长度的确定 (26)

3.1.7 缸体长度的确定 (26)

3.2 液压缸的结构设计 (27)

3.2.1 缸体与缸盖的连接形式 (27)

.2.2 活塞杆与活塞的连接结构 (27)

3.2.3 活塞杆导向部分的结构 (27)

3.2.4 密封圈的选用 (27)

3.3 液压缸的校核 (28)

3.3.1 液压缸缸筒壁厚的校核 (28)

3.3.2 活塞杆稳定性校核 (28)

4 结论 (28)

参考文献 (29)

致谢 (30)

摘要：伴随着我国基础设施建设的大力开展，市场对工程机械的需求量显著增加。机场、港口、道路等建设项目对工程机械提出了更高的要求。振动压路机是工程施工中的重要设备之一，其工作性能将直接影响到工程的质量。

论文介绍了振动压路机在国内外的发展历程和发展趋势，介绍了振动压路机的基本组成机构，并对18T单钢轮全液压振动压路机进行了整体的初步设计，确定了其基本参数。文中重点对18T单钢轮全液压振动压路机的工作执行机构——-振动轮做了较为详细的设计计算，计算了激振力的大小，并对振动轴的强度进行了校核。此外，论文还对转向液压油缸进行了设计。

关键词：振动压路机；振动轮；转向液压缸；激振力；

Student: Zhou Wang

Tutor:Quan La -Zhen

(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsh a 410128)

Abstract:Along with the strenuous development of the infrastructure in China, the demand of engineering machinery in market remarkablely increased. The constructure projects such as airports, ports, roads have raised higher request for engineering machinery.The vibratory roller is one of the important facilities in engineering construction. Its performance will directly affect the quality of the project.

The article introduces the development course and tendencies of vibratory rollers both at home and abroad. It also gives an introduction about the basic composition of the vibratory roller. What’s more, it makes an overall preliminary design for the YZ18 hydraulic vibratory roller and determines the basic parameters of it. The key point of this article lies in detailed design and calculation of vibratory wheel, which is the working actuator of YZ18 hydraulic vibratory roller. It calculates the size of the exciting force and verifies the intensity of the vibrating shaft. In addition, this paper also makes a design for the steering hydraulic cylinder.

Keywords:vibratory roller;vibratory wheel;steering hydraulic cylinder;exciting force

1 前言

1.1 振动压路机的发展概况

1.1.1 压路机的分类

压路机按压实原理的不同可以分为静压式压路机、轮胎压路机、冲击式压路机和振动压路机四大类。

静压式是依靠机械自身质量作用于被压层的静压力，从而使被压层获得一定程度的永久的残留变形来进行压实的机械。由于土壤存在着内摩擦力，并随着静载的增加而增加。

因此，压实效果和压实深度受到了限制。静压式光轮压路机已有较长的历史，长时间以来，由于与其结构简单，维修方便且寿命长，而得到广泛的应用。但其压实效果比不上今年来发展起来的振动压路机。

轮胎压路机是50年代发展起来的压路机械，其优点是机动性好，便于运输，进行压实工作时全应力时间长，与所压材料接触面积大，并且有缓冲的作用，压实效果较好，调整轮胎式气压可以适应不同的作业要求。

冲击式夯实机械压实深度较大，压实效果好，但由于压实生产率低，导致施工成本高所以只能作为小型机具用于工作场地狭窄的地方或作为大型压实机械的辅助工具。

现代振动压路机的行走、振动、转向和制动均为液压传动，液压传动过程平稳，操纵灵活省力，并且为自动控制创造了条件。特别是压路机的行走液压驱动，可以大大提高压路机的压实效果和工作效率[1]。

1.1.2 压路机的发展历史

上世纪三十年代，德国人率先使用了振动压实技术，并于四十年代发明了拖式振动压路机。振动压实技术与振动压路机的出现，彻底改变了单纯依靠增加压实机械自身重量和线压力来增强压实效果的局面。随着振动压实理论的不断研究和深入，振动压路机产品的规格和种类也越来越多。尤其是20世纪70年代静液压传动和液压控制技术在振动压路机上的应用，使得压路机的性能显著提升，并使振动压路机迅速地成为世界压路机市场上的主导产品。

国外振动压路机的主要制造国家有德国、美国、日本、瑞典等国家，其中有一些非常著名的公司如：德国BOMAG公司和VIBROMAX公司、美国Caterpillar公司、瑞典Dynapac公司以及日本富士工程机械公司。他们的产品以规格品种齐全，功能先进而占领着国际主要市场。我国国内主要生产厂家有徐州工程机械公司、洛阳建筑机械厂、柳工集团以及湖南的三一重工、中联重科等厂家。他们的产品也能够基本满足国内用户的需求，并有一定的出口量。但总体性能不如外国知名品牌优越。

1.1.3 振动压路机的国外发展状况

在国外，振动压路机技术的起步比我国相对早很多，到如今已经取得了很多重大成果。压实技术在不断地发展，振动技术也在不断地创新。例如海帕克公司等通过对两轮振动压路机的改进提高了振动频率和激振力。操作者能舒适地、自动地控制振动轮的振动频率和振幅，实现在保证压水质量的同时提高工作速度。由于从高到低设置有多级频率和振幅，使得产品能够在高速状态下压实较多结构类型的土壤，从而提高施工范围和施工效率。德国宝马公司为了满足高密实度精度的使用要求，研制出双钢轮自动控制压实系统BVM。该系统的特点是能自动判别和控制所需压实力的大小，也称自动调幅压实系统。其主要工作装置由两根反向旋转的轴组成，工作时旋转产生的离心力经几何叠加形成定向振动，定向振动系统是BVM的基础。BVM系统的独到之处是振动方向可以改变，它能自动调节定向振动的振动方向，在压实过程中可根据压实面刚度的变化或压路机的行驶方向的变化调节施振方向，从而达到调节振幅的目的。为了增强压实效果和提高压实效率，国外一些产品还普遍采用了超高频振动技术，振动频率超过了66.7Hz，使压路机迅速达到所需压实力的高输出力，可有效提高压实速。

在智能化、网络化的应用上，德国宝马公司已将网络传输和卫星定位系统（GPS）应用于相应的产品上。通过此系统，压路机的位置可以被非常精确地记录下来，并能确定压实的位置和保证压实质量。它通过安装在压路机上的GPS脉冲装置，将整机的工作情况如整机的工作区域、工作轨迹、碾压密实度等GPS信号，传输到空间卫星上进行处理，经过处理的信号重新发送到安装在压路机上的GPS接受装置上并在PC机上显示；并可通过地面的GPS信号装置向压路机发出指令，启动自动调幅机构，随时调节工作激振力的大小，以达到路面规定的密实度要求。

在注重人性化方面，国外工程机械产品设计人员做了大量细致、有效的工作，尽力满足操作人员希望达到的美观、实用、舒适等要求。目前，国外振动压路机的驾驶室有逐渐向汽车驾驶室标准靠近的趋势。在驾驶室与机身之间设置多层电子橡胶阻尼元件，振动轮与机身采用柔性连接，使压路机驱动部分与振动部分处在两个单元上，动力靠液压系统传过去，而振动轮的振动却很少能传过来，这样驾驶员就能舒适地操作。

此外，在绿色环保方面，为满足日益苛刻的环保要求，国外振动压路机生产厂商纷纷引入绿色环保设计理念。目前，主要是从降低发动机尾气排放、减少振动和降低噪音几个方面入手。在尾气净化方面卡特比勒公司通过应用燃油电控喷射、废气在循环和使用催化净化器等新技术，以能满足EU Stage Ⅱ排放标准；在降低噪音方面，通过大量使用弹性支承、弹性阻尼元件，以提高各机构中各运动体、执行件的制作、装

配精度，提高驾驶室的密封性，从而一定程度上降低噪音[2]。

1.1.4 振动压路机的国内发展状况

1961年西安公路交通学院与西安筑路机械厂联合开发的3t自行式振动压路机是国内振动压路机的起点。1964年洛阳建筑机械厂研制出4.5t振动压路机。1974年洛阳建筑机械厂与长沙建筑机械研究所合作开发了10t轮胎驱动振动压路机和14t拖式振动压路机。80年代中期我国开始引进国外先进的压路机制造技术。1985年温州冶金机械厂研制了19t振动压路机。1999年三一重工集团有限公司引进国内外先进技术，开发研制了YZ系列振动压路机，采用全液压控制，型号有YZ16C、18T单钢轮全液压C、YZ20等。20世纪80年代后期，随着基础工业元件的发展，特别是液压泵、液压马达、振动轮用轴承、橡胶减振器的引进生产，使振动压路机技术总体水平和可靠性有了很大的提高。国内大专院校和科研院所的科研攻关，使我国自行开发和研制振动压路机的能力有了较大的提高。1998年中国农业大学开发研制的混沌振动压路机，1990年西安公路大学与徐州工程机械厂共同开发的10t振荡压路机，都标志着我国振动压路机科研和产品开发达到了新的水平。

目前，我国有70多家厂家生产振动压路机，如徐工、柳工、三一重工、中联重科和一拖工程机械有限公司等企业，并初步形成手扶系列、拖式系列、自行系列等产品，基本满足国内需要，并有一定的出口能力。尽管如此，由于我国振动压实技术应用较晚，整体水平与国外仍有较大差距，表现在产品型号系列不全；重型和超重型振动压路机生产数量和品种较少；专用压实设备缺乏；产品质量、产品的可靠性和外观质量等综合经济技术指标和自动控制方面仍低于国外先进技术水平。积极引进国外先进技术，加强技术创新，开发出具有自主知识产权和独特技术的产品，缩小与国外先进生产企业的差距，仍然是国内压路机生产厂家的头等大事[3]。

1.1.5 振动压路机的发展趋势

随着现代科学技术的迅猛发展，计算机技术的运用已成为非常重要的手段，这使得压实机械的研究过程从论证、设计、制造、试验、使用、维修到管理的全过程成为高度自动化和现代化的工作过程，并将最终推动压实机械向自动化、智能化、无人化和机器人化的方向发展。机器可以按照土质的变化情况不断调整自身各种工作参数就（振动频率、振幅碾压速度和遍数）的组合，自动适应外部工作状态的变化，使压实作业始终在最优条件下进行。这种智能自动条幅压实系统能自动选择与被压材料的密实度状况相匹配的振幅，从而消除材料出现压实不足或过压实现象，提高压实度的均匀程度；能够消除振动轮的跳振，避免粗骨破碎。在对压实过程控制和机器工作状态

实施检测的基础上，压实机械将从局部自动化过渡到全面自动化。

1.2 压路机的振动压实原理

振动压实的基本原理有三种不同的说法。一种认为，振动轮的振动使被压实材料内产生振动冲击。被压实材料的颗粒在振动的冲击作用下，由静止的初始状态过渡到运动状态，被压实材料粒子间的摩擦力也由初始的静摩擦状态逐渐进入到动摩擦状态。同时由于材料中水分的离析作用，使材料颗粒的外围包围一层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂，为颗粒的运动提供了非常有利的条件。被压材料的颗粒之间在非密实状态下存在许多大小不等的间隙，被压实材料在震动冲击的作用下，其颗粒间的相对位置发生辩护出现了相互填充现象，即+较大颗粒形成的间隙由较小颗粒来填充，较小颗粒的间隙由水分来填充。被压实材料中空气的含量也在振动冲击过程中减少了。被压实材料颗粒间间隙的减小，意味着其密实度的增加；被压实材料之间间隙减小使其颗粒间接触面积增大，导致被压实材料内摩擦阻力增大，意味着其承载能力的提高。

无论是水平振动还是垂直振动，压实材料在振动作用下减小空隙率，使其变得更加严实的原理是一致的。振动压实的原理如下图：

另一种叫共振学说认为，当激振频率与被压实材料的固有频率一致时，振动压实最为有效。实践证明，共振效果是显著的，说明了这一理论的正确性。然而由于材料的固有频率是变化的，要求激振器的频率作用相应的变化是困难的，但利用共振现象来进行压实是比较容易的

还有一种反复载荷学说认为：材料是由于振动所产生的周期性压缩运动的作用，而达到振动压实的效果。在低频范围内它具有一定的现实性，而在高频范围内（共振频率达到1000Hz以上）并无充足的理论根据[4]。

.

a)被压实前；b)被压实后

图1压实前后被压材料颗粒排列状态

Fig.1 Compacteed pressed material particles arranged state

1.2本设计的主要任务

随着国家经济的发展，我国基础工程项目建设速度在加快。公路、港口、机场以

及其他建筑的建设中对压实机械的需求量不断增加，对压实机械的性能也提出了更高的要求。设计并制造出性能优越、高效、节能、环保的压实机械成为工程机械生产厂家和研究人员面前的重要课题。

本设计要完成的主要任务有：

（1）振动压实系统设计。

（2）液压控制系统设计。

2 振动轮的设计计算

振动轮是振动压路机的工作装置，其设计和制造质量直接影响压路机的性能。振

动轮总成由振动轮体、轴承支座、左右两个振动、振动轴承、调幅装置、左右连接支架和振动马达等组成。振动轴可绕其回转轴线自由转动。工作时，液压振动马达驱动振动轴高速旋转，组装在振动轴上的偏心块随振动轴的高速旋转而产生巨大的离心力，使钢轮产生强烈振动，从而达到压实土壤（也可为其他材料）的目的。改变液压马达的旋转方向可以改变压路机的振动频率。

图2 振动轮作用原理图

Fig.2 Schematic diagram of vibration wheel load

2.1 偏心块的设计计算

偏心块是振动压路机的激振器。偏心块在振动马达的带动下高速旋转产生巨大的离

心力，离心力迫使振动轮产生振动从而压实土壤。偏心块每旋转一周，振动轮就按照一个振幅振动一次，偏心块的转速决定了振动轮的振动频率[5]。

（1）正视图 （2）左视图

1-振动轴承 2-活动偏心块 3-固定偏心块 4-振动轴 5-挡销

图3 偏心块示意图

Fig.3 Schematic diagram of vibration wheel block

偏心块的结构示意图见图2。偏心块有两组，对称安装在振动轴上。每组偏心块由

两块固定偏心块和一块活动偏心块组成。两固定偏心块通过键与轴连接，活动偏心块布置在两固定偏心块之间，通过轴套空套在振动轴上，挡销和活动偏心块与两固定偏心块组装成一个部件后装入振动轮[6]。（图中虚线为固定偏心块。）

固定偏心块和活动偏心块尺寸示意图如下：

活动偏心块 固定偏心块

图4 偏心块尺寸示意图

Fig.4 Schematic diagram of the eccentric block size

δ—偏心块厚度（mm ）

。 θ—对应圆弧的半角。

c —对应圆弧舷长（mm ）。

其余字符如图（3）所标。

初取固定偏心块尺寸（mm ）：

21011=R 9012=R 601=r 351=b 541=δ

活动偏心块尺寸（mm ）：

17021=R 9022=R 662=r 302=b 502=δ

固定偏心块的面积,1A 偏心矩01r ，偏心质量01m 和静偏心矩1e M ：

1A =

180π?（R 211+?+?)1221211θθR 2112111)(2r C C b ?--?π （1） 其中，

=11θarccos(-80arccos )11

1111-=-=ππR b R b °=100° （2）

==)arccos(12

112R b θ74° （3） =-?=21211112b R C 414.13 （4） =-?=21212122b R C 143.87 （5）

将数据代入（1）式可得1A =82785（mm 2）

01r ==-?)(121

3

123111

C C A 70.02

（6） m =???=???=--961101105482785785010δρA 35.74(kg)

（7） M 50.21002.7035074103301011=??=??=--r m e (kg m ?)

（8）

活动偏心块：

2A =180π

?（R 221+?+?)2222221θθR 2

222212

)(2r C C b ?--?π

（9） 其中，

?=?-=-==10080180arccos )cos(21

2

212

21R b R b ar πθ

（10） =-=)arccos(22

2

22R b θ110°

（11） =-?=2

2221212b R C 334.66

（12） =-?=2

2222222b R C 148.32

（13） 将数据代入（9）式可得2A =46258（mm 2

）

02r ==-?)(121

3

223212

C C A 62.76

（14） m =???=???=--96

2202105046258785010δρA 18.16(kg)

（15） M 14.11076.6216.181********=??=??=--r m e (kg m ?)

（16） 合成静偏心矩、振幅A 0及离心力F 0：

)2(221e e e M M M ±?=∑（kg m ?） （

17）

3010?=∑d e m M A （18）

F 0=2ω?∑e M （19）

式中：m d —钢轮参振质量。

ω—偏心块转速。

振动轮上机架质量和钢轮质量的比值通常在0.4~1.0之间，平均值为0.69，个别达

到1.26。根据一元线性回归统计的方法得到确定钢轮质量的经验公式：

400385.0-=m m d （20）

对18T 单钢轮全液压振动压路机：

m d =0.385?m 400-=0.385653040018000=-?(kg)。取钢轮的参振质量为6.5吨。

对双幅双频压路机，一般工作状态分为高幅低频或低幅高频。

高振幅时：

)(28.12)2(2211m kg M M M

e e e ?=+?=∑ （21） 3

10110?=∑d e m M A =89.165001028.123=? （22） )/(5.188302211s rad f =??==ππω （23）

03.4363365.18828.12221

101=?=?=∑ωe M F N （24） 低振幅时：

)(72.7)2(2212m kg M M M e e e ?=-?=∑ （25）

320210?=∑d e m M A =1.10 （26）

)/(3.207332222s rad f =??==ππω （27）

82.30596922202

=?=∑ωe M F （N ） （28） 3.2 挡销的选择与校核

振动轴正反转时，利用挡销控制偏心块在不同的相位上。考虑到在起振及停振时活

动偏心块与挡销存在振动和撞击，因此选择弹性圆柱销。其公称直径为d=30,选用L=120的弹性圆柱销。其许用剪应力为a p MP 80=τ

挡销受力示意图如下：

图5 挡销受力示意图

Fig .5 Schematic diagram of retaining pin bearing

如图所示，挡销主要承受剪切应力：

Z

d F ??=

24πτ （29） 其中，

F —横向力；N

d —销的直径；mm

Z —销数；取为1 p τ—销的许用剪力；a MP

F=22ω?e M =1.1423.207?=48990 （30）

所以 =τa P F 693411900009

.0489904103.042=??=???ππ=69.3a MP （31） 所以 p ττ<。

所以所选的销强度满足要求。

3.3 振动轴承的选择

在所有振动压路机的零部件中，振动轴承的工作环境是最为恶劣的，振动轴承也是

振动压路机的易损件之一。所以，根据实际情况选用好的振动轴承显得极为重要，这也是设计的关键之一。

3.3.1 振动轴承受力分析

如图6所示，振动轴用轴承外圈4安装在振动轴承座7上，振动轴8安装在轴承内

圈4上。旋转动力由振动轴8的带键端输入。当振动轴旋转时，带动偏心块2、3一起旋转。所产生的离心力的方向就是固定偏心块与活动偏心块的合力方向。由于轴承内圈6是在振动轴8上，当振动轴8旋转时，轴承内圈6也跟着同步旋转。当旋转稳定时，偏心块2、3相对于轴承内圈6没有位置变化，所以对于轴承内圈6来说，偏心块产生的离心力只作用于轴承内圈轨道的局部，在轴承内圈6上受的是局部负荷[7]。

1-振动轮 2-活动偏心块 3-固定偏心块 4-轴承外圈 5-滚子 6-轴承内圈

7-振动轴承座 8-振动轴

图 6振动轴承

Fig 6 Vibration bearing

轴承外圈.4安装在振动轴承座7孔上，它有两种工况，一种是随振动轮1的停止转动而静止，另一种是随振动轮1的前进、倒退而转动。振动轮1与振动轴8的转动速度相比，相对较慢。分析这两种工况，偏心块产生的离心力基本是顺序作用在轴承外圈4轨道的整个圆周上，所以在轴承外圈4上所受的是循环负荷。振动轴8旋转一周内，轴承外圈4上所受的力有所不同。如图6所示。当活动偏心块和固定偏心块同时到达最高点时，由于振动轮设计中，振动轮在振动工况下要有一定振幅，所以要求偏心块产生的离心力大与振动的整个质量。所以当偏心块同时到达最高点a时,由于离心力作用，能将振动轮整个提高地面；儿当固定偏心块和活动偏心块同时转到最低点b 时，真个振动轮被大地托住，所以轴承外圈上b点受到的力大于a点。

图7 振动轴承受力示意图

Fig. 7 Schematic diagram ofvibration bearing

因轴承主要承受径向力作用，故选向心圆柱滚子轴承该轴承承受着偏心块旋转产生

的离心力F 0、偏心块产生的惯性力F g 、轴及偏心块的自重W k 、W z 。力W k 与W z 同F 相比很小，为简化计算略去不计。力F g 与F 0方向相反，略取使之偏于安全。这样轴承上的轴向力为零，径向力可按下式计算：

21816803.4363362

121011=?==F F r ( N ) （32） 16587780.3317532

121022=?==F F r （N ） （33） 转速:

180030606011=?==f n （r/min ） （34）

198033606022=?==f n

（r/min ） （35） 查机械设计手册可得轴承的要求寿命L h =4000h 。.查《机械设计手册》，轴承的基本额定动载荷为[8]：

P f f f f C T n d

m h f ????= （36）

C —基本额定动载荷计算值；N

h f —寿命因数；取0.956；

n f —速度因数；取1.302

m f —力矩载荷因数；取1.5

d f —冲击载荷因数；取2.0

T f —温度因数；取1

P —当量动载荷

当量动载的计算：

轴承的基本额定动载荷是在假定的运转条件下确定的。其中载荷条件是：向心轴

承仅承受纯径向载荷；推力轴承仅承受纯轴向载荷。

P=X r F ?+Y a F ? （37）

其中： r F —径向载荷（N ）；

a F —轴向载荷（N ）；

X —径向动载荷系数；

Y —轴向动载荷系数；

查表得，X=1，Y=0.

所以， P 21816811==r F （N ） （38）

P 16587722==r F （N ） （39）

计算得

4805732181681

302.125.1956.01=????=

C （N ） （40） 3653882181681302.125.1956.02=????=C （N ） （41）

额定静载荷可按下式计算：

C 000P S ?= （42）

式中：

C 0—基本额定静载荷计算值；

P 0—当量静载荷，N ；查表得P 0=r F ；

S 0—安全系数；查表取S 0=3。

高振幅时，C 6545042181683101010101=?=?=?=r F S P S （N ） （43）

C 4976311658773202020202=?=?=?=r F S P S （N ） （44）

按照较大者确定轴承基本额定载荷：C 3057421=（N ）

C 63105301=（N

3.3.2 振动轴承选型

振动轴承工作时承受冲击负荷，这就要求轴承有较好的刚性。另外，由于振动压

路机偏心块产生的离心力较大，所以轴承选用型号、尺寸较大，相应质量也较大，对安装、维修有一定的难度，应考虑有利于安装和拆卸。

根据以上分析，振动轴用轴承在工作中，径向受力大是关键。所以应选择能承受

较大径向力的圆柱滚子轴承，还要合理选择内外圈可分离的轴承，以方便安装、更换。这类轴承因为外圈或内圈可以分离，故不能承受轴向载荷，滚子由内圈或外圈的挡边轴向定位，工作时允许有少量的轴向错动。有较大的径向承载能力，故可以满足要求。

选振动轴承的型号为NF2322圆柱滚子轴承，其基本尺寸为：80240110??φφ，C=535000

（N ）；74001=C （N ）

3.3.3 轴承精度

振动压路机工作时，常为振动冲击运动，主要是保证有一定的尺寸精度，对旋转

精度要求不高，一般选用E 级精度就可以。对于旋转速度低的轴承可选用G 级精度轴承，既能满足要求，又能降低成本。本设计轴承选择E 级精度。

3.4 框架轴承

框架轴承又称行走轴承，主要起支撑振动轮的作用，如图8所示

1-振动轴承 2-油封毡圈 3-驱动内轴承座 4-内隔环 5-驱动轴承 6-压板 7-套筒 8-螺栓

9-外隔环 10-驱动外轴承座

图8 框架轴承

Fig. 8Frame bearing

因框架轴承支撑振动轮向前行走，尤其是在转向时要受到轴向载荷作用，因此对框架轴承，选用圆锥滚子轴承。因为圆锥滚子轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷.根据设计，选用单列圆锥滚子轴承，轴承代号为32936，基本尺寸为Φ180?Φ250?45，

C708kN,

查表得所选轴承的基本额定静载荷值为=

Or

刚轮总重为W=9.83

?N=637kN. （45）

10

10

?=6373

5.6?

C〉W，

因为

Or

所以，所选轴承能满足要求。

3.5 振动轴的设计计算

3.5.1 振动轴的形状

设计的振动轴形状如下图所示：

图9振动轴

Fig. 9 The vibration shaft

振动轴的最小直径计算首先按下式初步估算振动轴承的最小直径，选取轴的材料

为45号刚，调质处理 d 30min n

p A ?= （46） A 0=[]

3

2.09550000T τ? （47） A 0—查表取为112； p —输出轴上的功率 KW ；

n —轴的转速 r/min;(1800\1980)

取连轴器的效率0.97，轴承效率0.95，泵、马达的效率都是0.9。由发动机功率

p 0=59.4kw

则 p=59.429.095.097.0???=44.3kw （48） 由上式得 d 7.3231

01min =?=n p A mm （49） d 56.313

202min =?=n p A mm （50） 取较大者为设计时的参考最小轴径。

输出轴的最小直径是安装连轴器处的直径，为了使所选轴的直径与连轴器的孔径

相适应，故需要同时选取连轴器的型号。

3.5.2 连轴器选择

振动马达与振动轴之间采用直接传动方式，即使用连轴器联接。梅花型弹性连轴

器由于其周向刚度较大，可以传递较大的扭矩而梅花型弹性件使轴向有较大的收缩余地，径向刚度较小，因而可承受较大的径向跳动变形，可用于液压马达与振动轴的联接。另外，它的轴向尺寸和径向尺寸都较小，可以减少振动轮的宽度和高度。

连轴器的计算转矩：

T K A ca T ?= （51）

式中： A K —工况系数;查设计手册，取2.5

T —额定扭矩；N/m

其中， T 1=95502351800

3.4495501=?=?n P （N m ?） （52） T 2=2141980

3.4495502=?=?n P （N m ?） （53）

取较大值计算连轴器的计算转矩：

T

ca =2.5235

?=587.5（N m

?）（54）

按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用梅花形弹性连轴器LM7，其公称转矩为630N m

?，轴孔直径为50，半连轴器长度L=60。

3.5.4 振动器壳体设计

图 10振动器旋转壳体

Fig .10 The vibrator shell of revolution

因振动器旋转速度很快，传递功率大，所以应选择油润滑。振动器旋转壳体内壁置有T型筋。当壳体跟钢轮一起旋转时，不论正反转T型筋将润滑油撩起浇到偏心块和轴承上，达到充分润滑和加快散热的目的。降低温度可延缓润滑油老化，延长振动轴承使用寿命。

随着振动室内温度的升高，腔内必将充满油气。如果没有透气塞或透气孔，振动轮内的橡胶减振器安装盘、框架轴承安装中的油封势必加速失效漏油，透气塞也很容易堵塞，造成漏油。在此情况下，可将透气塞拆下来。

振动室的呼吸道有两种，对蝶形板和可拆装箱式结构的振动轮而言，可通过振动轴上的径向小孔贯通传动轴的花键孔从而使振动室与两蝶形板之间的空腔相通，而封口板上大于蝶形板最大直径处设有透气孔或透气塞，这样就实现了振动室的自由呼吸。对通轴式振动轮而言，由于油室是圆筒状，上述通道显然不可能实现，而通常在振动马达安装盘上方设置透气塞，以实现振动室的自由呼吸[9]。

3.5.5 振动轴强度校核

图11振动轴载荷分析

Fig. 11 The vibrator shaft load analysis

根据振动器的简化结构，轴的简化形状，载荷分布及弯矩、扭矩见图8：

轴的材料为45号钢，按∏类载荷计算，其许用弯曲应力为:[]w σ=93.1MPa 。危险

截面的当量弯矩M t 为：

所以：

M t =22)(T M ?+α ；N m ? （55）

式中：

M —危险截面弯矩；N m ?

α—根据扭矩性质而定的折合系数；取0.3

T —扭矩；N m ?

其中， M=L F ?0 （56）

L —危险断面到轴承支撑点的距离；134mm;

n —轴的转速；1800/1980 (r/min)

当压路机处于高幅低频状态时： T 2351800

3.4495501=?= N.m （57） M 5846913

4.0436336011=?=?=L F N.m （58）

所以 M 58469)2353.0(58469)((2221211=?+=?+=T M t αN.m （59）

很显然，当振动压路机处于高频低幅状态时：

T 2＜T 1 M 2＜M 1 所以M 2t ＜M 1t 。

按较大者计算：

危险截面的应力应满足 w σ=

[]W Z M t σ≤1 （60） 式中 []w σ—弯曲应力；Pa

Ｚ—截面模数；m 3 其中，Ｚ＝333

1067.019.03232-?=?=?π

πd （61） 则7311072.810

67.058469?≈?==-Z M t w σPa=87.2MPa ＜[]w σ （62） 所以截面安全。

3.5.6 振动轴承寿命校核

根据振动轴承型号： NF2322单列向心圆柱滚子轴承查得基本参数：

,80240110??φφC=535000N 。 P 33231)(5.021P P m -??==333)165877218168(5.02

1-??=48921（N ）（63） L ==3161)(360010m

h P C f 36)48921535000(30360010??=12070（h ） （64） L =2h =326)(360010m

P C f 36)48921535000(33360010??=10034 （h ） （65） 其中，

P m —轴承所受的平均载荷；

L h —轴承的计算寿命；