振動壓路機振動輪設計,振動壓路機振動輪設計,振動,壓路機,設計 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  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(nèi)外壓路機產(chǎn)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(nèi)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(shù)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(shù) 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(shù)的設計計算 18 5.2.1 壓路機的工作質(zhì)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 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(jù)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(nèi)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(diào)頻調(diào)幅。可見，振動輪是振動壓路機的核心工作機構。 我國的振動壓路機研究已經(jīng)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(shù)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(jù)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(nèi)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(diào)頻調(diào)幅?？梢姡駝虞喪钦駝訅郝窓C的核心工作機構。 根據(jù)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(jù)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(zhì)量。而根據(jù)內(nèi)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(nèi)外壓路機產(chǎn)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(shù)振動壓路機已經(jīng)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(zhuǎn)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(diào)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(qū)動、鉸接轉(zhuǎn)向等技術已經(jīng)較為成熟，自動控制技術還處于起步階段，其中振動參數(shù)的自動控制已經(jīng)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(jīng)驗發(fā)展，20世紀80年代，國內(nèi)壓路機廠家引進國外先進技術，開發(fā)生產(chǎn)了全液壓單鋼輪振動壓路機，由于國情原因，90年代國內(nèi)出現(xiàn)了將靜壓路機的機械驅(qū)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(qū)動橋組成行使驅(qū)動系統(tǒng)，創(chuàng)造了國內(nèi)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(chǎn)廠家眾多，產(chǎn)品系列齊全，銷量規(guī)模攀升，高端市場不強。目前，國內(nèi)大部分振動壓路機仍為單輪驅(qū)動、單輪振動、機械傳動的狀態(tài)，與國外相關產(chǎn)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(chǎn)品，積極搶占國內(nèi)外高端市場，是國內(nèi)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。可以預見，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(jù)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(chǎn)的產(chǎn)品銷量約占85％，靜碾壓路機和機械驅(qū)動單鋼輪振動壓路機等中低檔產(chǎn)品依然維持主導；國外產(chǎn)品約占15％，其中以全液壓驅(qū)動振動壓路機等高檔產(chǎn)品為主。由于技術上的差距，國內(nèi)企業(yè)的增長空間將比較有限。效率高、檔次高的高端產(chǎn)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(chǎn)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(diào)頻調(diào)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(chǎn)品有：駕駛條件好、環(huán)境污染小的振蕩式壓路機；生產(chǎn)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(nèi)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(zhuǎn)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(nèi)振式振動壓路機 目前，絕大多數(shù)的振動壓路機都采用內(nèi)振式單軸振動結構。內(nèi)振式振動壓路機的激振器安裝在振動輪內(nèi)，并與振動輪的回轉(zhuǎn)軸在同一軸線上。當振動壓路機工作時，振動馬達驅(qū)動振動軸高速旋轉(zhuǎn)，振動軸上的偏心振子即產(chǎn)生離心力，振動輪就是在這個離心力的作用下產(chǎn)生圓周運動。 內(nèi)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(qū)動或?qū)蜃饔?，如CA25輪胎驅(qū)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(qū)動單輪振動壓路機用于基礎壓實，驅(qū)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(qū)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(chǎn)率可提高80%，壓實瀝青混凝土時的生產(chǎn)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(qū)動，這就能保持其旋轉(zhuǎn)方向相同而相位差不變化。兩個激振器產(chǎn)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(nèi)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(zhì)量和強大的激振力，因而是高質(zhì)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(chǎn)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(nèi)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(nèi)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(nèi)聚力，內(nèi)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(nèi)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(nèi)摩擦力被消除； 2） 在土中產(chǎn)生應力和內(nèi)聚力。 關于土的振動壓實的三種學說： （1）土的共振學說。根據(jù)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(diào)節(jié)范圍。 （2）重復沖擊學說。利用振動在土上所產(chǎn)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(zhì)量。 （3）內(nèi)摩擦減少學說。土的內(nèi)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(chǎn)生一個沖擊波。同時，這個沖擊波在被壓實的材料內(nèi)，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(chǎn)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(chǎn)生了運動，造成了顆粒間的初始位置的變化，并且由此產(chǎn)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(nèi)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(shù)，來降低被壓實材料的內(nèi)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(shù)和工作參數(shù)有以下的函數(shù)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(shù)。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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(shù)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(zhì)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(jù)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(nèi)，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(zhì)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(chǎn)生松散現(xiàn)象。對于較厚的碾壓層來說，雖然其上層已經(jīng)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(chǎn)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(zhuǎn)來實現(xiàn)振動軸的正反轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)帶動活動偏心塊也正反轉(zhuǎn)，從而產(chǎn)生偏心距，激振力也因此產(chǎn)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(shù)的討論及確定 振動壓路機的振動輪的振動參數(shù)主要是振幅和頻率，還有一些派生振動參數(shù)，如振動加速度、激振力等，這些派生參數(shù)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(shù)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(chǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù)據(jù)： 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(shù)。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(zhì)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(zhì)量（振動輪質(zhì)量）。 本設計中，振動輪質(zhì)量為11.1t。 根據(jù)振動輪的名義振幅的定義可得，當振動壓路機振動質(zhì)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(zhì)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(shù)據(jù)： 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(nèi)；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(nèi)。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(shù)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(shù)值即為： =29Hz =1.7mm 綜上，以上兩組頻率和振幅的數(shù)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(shù)據(jù)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(shù) 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(shù)成正比，與碾壓速度成反比。當壓路機的速度增加，碾壓遍數(shù)也要相應增加。隨著碾壓速度的提高，振動撞擊的次數(shù)減少，要獲得相同的壓實效果，勢必增加壓實遍數(shù)。如果碾壓速度與遍數(shù)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(shù)據(jù)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(shù)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(nèi)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(chǎn)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(jù)本公司產(chǎn)品的特點，即以CA系列和CC系列為主的兩大系列產(chǎn)品，繪制了每一系列產(chǎn)品振動功率及整機功率曲線，在系列內(nèi)需開發(fā)新產(chǎn)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(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： (5.7) 式中，——振動系統(tǒng)消耗功率，W； ——振動質(zhì)量（振動壓路機下車質(zhì)量或振動輪質(zhì)量），Kg； ——名義振幅，mm； ——振動輪數(shù)量； ——頻率修正系數(shù)，見表5.1。 表5.1 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，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(shù)的設計計算 振動壓路機振動輪的主要工作參數(shù)是工作質(zhì)量、外形尺寸等。 5.2.1 壓路機的工作質(zhì)量及其分配 工作質(zhì)量是振動壓路機的主要參數(shù)，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(nèi)的振動壓路機的總質(zhì)量。振動壓路機工作質(zhì)量的大小直接影響了壓實質(zhì)量和工作效率。 當其他條件不變時，減小振動輪質(zhì)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(zhì)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(zhì)量比通常應在以下這個范圍之內(nèi)： m1/m2=13.9/11.1=1.25=0.8~1.8 式中，——機架質(zhì)量； ——振動輪質(zhì)量。 經(jīng)驗表明，振動壓路機機架(上車質(zhì)量13.9噸）與振動輪質(zhì)量（下車質(zhì)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(zhì)量（振動質(zhì)量和振動壓路機上車作用在振動論上的部分質(zhì)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(zhì)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(chǎn)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(shù)據(jù)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(shù)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(zhì)量為11.1t，其重量約為111000N。 表5.2 振動壓路機產(chǎn)品目錄（部分） 型號 工作質(zhì)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(chǎn)品的參數(shù)，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(zhuǎn)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(nèi)振式振動壓路機。 大多數(shù)的振動壓路機(如YZl0型振動壓路機)都采用內(nèi)振式單軸振動結構。內(nèi)振式激振器安裝在振動輪內(nèi)，并與振動輪的回轉(zhuǎn)軸同一軸線。振動油馬達驅(qū)動振動軸高速旋轉(zhuǎn)。 內(nèi)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(zhì)量塊旋轉(zhuǎn)而產(chǎn)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(nèi)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(qū)動或?qū)蜃饔?。單輪振動壓路機的結構相對簡單，大噸位的輪胎驅(qū)動單輪振動壓路機用于基礎壓實，驅(qū)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(chǎn)率可提高80％，壓實瀝青混凝土時的生產(chǎn)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(qū)動，這就能保持其旋轉(zhuǎn)方向相同而相位差不變化。兩個激振器產(chǎn)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(zhuǎn)慣性激振器。單軸激振器旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力使振動輪作圓周運動，這樣使被壓實的土顆粒不僅產(chǎn)生垂直位移，而且也有水平位移，從而產(chǎn)生一定的揉搓力，使壓實的效果比較好。這種激振器的結構設計比較簡單，振動頻率的調(diào)節(jié)可用油馬達的變速完成，其安裝和調(diào)節(jié)控制都很方便。但振幅的調(diào)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 單幅慣性激振器是一根旋轉(zhuǎn)的偏心軸，或在振動軸上裝一塊偏心質(zhì)量塊，如圖4.1所示，這種激振器只能產(chǎn)生一種振幅。 當壓路機的振動輪寬度較小時，采用一根偏心軸支撐在兩個軸承上；當振動輪較寬時，采用一根聯(lián)接軸串聯(lián)兩個偏心塊，每個激振器分別安裝在兩個軸承上，在安裝時應保證兩個激振器的偏心塊相位角一致。 （a） （b） 圖 5.1 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(zhuǎn)偏心塊疊加雙幅激振器 如圖所示的偏心塊激振器簡圖，圖5-2中一固定偏心塊與振動軸固接在一起，另一活動偏心塊空套在振動軸上。當驅(qū)動振動軸的液壓馬達正反轉(zhuǎn)時，則產(chǎn)生了兩種不同的偏心質(zhì)量塊疊加風聲，能得到兩種不同的靜偏心距。 圖5-2變更偏心軸旋轉(zhuǎn)方向產(chǎn)生雙振幅機構 a）小振幅位置 b）大振幅位置 振動軸順時針旋轉(zhuǎn)時，如圖a，則活動偏心塊與固定偏心塊的靜偏心距相減，從而產(chǎn)生小振幅；振動軸逆時針旋轉(zhuǎn)時，如圖b，則活動偏心塊與固定偏心塊的靜偏心距相加，從而產(chǎn)生大振幅。這樣在不需改變偏心塊質(zhì)量的條件下，通過改變振動軸的旋轉(zhuǎn)方向就可以達到改變靜偏心距的目的，從而實現(xiàn)了振動壓路機工作振幅的調(diào)節(jié)。 這種雙幅激振器的機構形式很多，例如圖5-3所示的正反轉(zhuǎn)調(diào)幅機構，本次設計即是采用此種調(diào)幅機構。 這種調(diào)幅激振器結構簡單，無需專門的調(diào)節(jié)控制裝置，能夠很方便地實現(xiàn)了轉(zhuǎn)換壓路機振幅的功能，也不會產(chǎn)生額外的功率損失。但這種激振器只能實現(xiàn)大小兩種振幅，且振動軸必須作正反轉(zhuǎn)，不能實現(xiàn)激振器總是與振動輪旋轉(zhuǎn)方向一致的要求。另外，在振幅轉(zhuǎn)換時，擋銷要受到很大的沖擊，發(fā)出響亮的撞擊聲，頻繁轉(zhuǎn)換振幅將有損于零部件的工作壽命。 圖5-3 C12振動調(diào)幅機構示意圖 a）順時針旋轉(zhuǎn) b）逆時針旋轉(zhuǎn) 1—活動偏心塊 2—振動軸 3—擋銷 4—固定偏心塊 第六章 振動輪減振支承系統(tǒng)設計 6.1 振動壓路機減振系統(tǒng)的基本原理 振動壓路機進行壓實作業(yè)時，振動輪處于振動狀態(tài)。振動輪對被壓實材料的沖擊力越大，壓實效果越好。人們希望振動壓路機在進行壓實作業(yè)時，振動輪能產(chǎn)生強烈的振動。為保證機械零部件具有較長的使用壽命和司機身體不受振動的影響，人們又希望振動壓路機的振動，尤其是振動壓路機上車的振動越小越好。為了解決這一矛盾，通常采用減振器把振動輪的振動與壓路機的上車隔離開來，從而使盡量少的振動傳遞到上車。這就是振動壓路機減振系統(tǒng)的設計目的。 表6.1 減振方式比較 減振方式 性能結構特點 備注 橡膠減振 1.自由選擇和設計形狀和尺寸 2.良好的隔振緩沖功能和持久的彈性，內(nèi)部阻尼大，當振動壓路機的工作頻率通過共振區(qū)時，比較安全 3.重量輕，體積小，易于安裝和維護保養(yǎng) 4.受溫度變化影響大，油質(zhì)、臭氧和日照對其有侵蝕作用，易造成老化和變質(zhì) 應用廣泛 空氣減振 1.控制適宜的輪胎氣壓可獲得理想的減振效果氣壓控制操作簡單方便 2.振幅衰減能力較差 3.傳遞扭矩較困難，不適用驅(qū)動減振 4.外形尺寸較大，結構不緊湊 應用有一定局限，拖式振動輪應用較多 彈簧減振 1.力學性能穩(wěn)定，工作可靠，耐油，耐高溫 2.對沖擊載荷有較好的緩沖性能。內(nèi)部阻尼小，衰減振動能力差，且不許在共振頻率區(qū)工作 3.重量輕，體積不大，易于安裝保養(yǎng) 應用較少 主要用于振動平板 振動壓路機振實作業(yè)的減振環(huán)節(jié)一般分為三級。振動輪與前機架之間的減振器為一級減振器；后機架與駕駛室底板之間的減振器為二級減振器；駕駛員座椅的彈性支承原件為三級減振器。振動壓路機的振動輪是整機的工作部件，振動輪的振動狀態(tài)是振動壓路機整車系統(tǒng)振動的重要激勵源，根據(jù)有關研究表明，一級橡膠減振器的減震性能直接決定著車輛系統(tǒng)的動態(tài)特性。 6.2 減振系統(tǒng)總剛度的確定 確定振動壓路機減振系統(tǒng)總剛度的方法目前有兩種。一是把振動壓路機與土視為一個整體，并簡化為“壓路機—土”的振動模型。這個系統(tǒng)具有兩個固有頻率，故這種計算方法又叫做兩個自由度計算方法。二是把振動壓路機簡化為具有一個自由度的振動系統(tǒng)，如圖6.1所示，這個系統(tǒng)只有一個自由度，故這個方法又叫做單自由度振動系統(tǒng)計算方法。比較兩個字算方法，可知，但自由度振動系統(tǒng)計算壓路機的減振系統(tǒng)，方法簡單，不涉及土的剛度問題。并且，本設計中的振動輪的振動動作簡單，只有垂直方向的振動。故選用但自由度振動系統(tǒng)計算方法。 圖6.1 一個自由度的振動系統(tǒng)的受力分析 在圖6.1中，整個系統(tǒng)在這個交變力的外力作用下產(chǎn)生振動，其振幅為A，振動加速度幅值為a，因為彈簧的作用，基礎振動的振幅A和加速度幅值a傳遞到質(zhì)量m1上時已經(jīng)不再是A和a，變?yōu)锳1和a1，用τ表示A1與A之比或者a1與a之比，則τ即為該振動系統(tǒng)的傳遞率。 (6.1) 式中，——傳遞率； ——頻率比； ——振動壓路機的工作頻率； ——圖中數(shù)字模型的振動頻率。 其中， (6.2) 如果把圖6.1中的基礎視為振動壓路機的下車，那么，則為振動壓路機減振系統(tǒng)的總剛度，則為振動壓路機的當量上車質(zhì)量。 傳遞到振動壓路機上車的振幅越小，振動壓路機的減振效果就越好。減振系統(tǒng)的設計主要是解決的問題。將公式6.2改寫為下式： （6.3） 根據(jù)實踐經(jīng)驗證實，當頻率比=5～6時，一般認為可以獲得滿意的減振效果?？捎孟率奖磉_： 其中，頻率比=6，已被認為是減振的最佳值。帶入公式5.3中，得出 式中，——振動壓路機的上車當量質(zhì)量，由設計決定，Kg； ——振動壓路機的工作頻率，由設計決定，Hz。 在本設計中，有兩種振動最強烈的狀態(tài)，即 =26Hz =2.6mm 和 =29Hz =1.7mm 可以看出，第二種情況的頻率值更大，因此帶入第一組數(shù)據(jù)進行計算。 =12806415 6.3 橡膠減振器的設計與計算 橡膠減振器的工作性能主要表現(xiàn)為對振動系統(tǒng)的阻尼減振，阻尼減振就是將振動能量轉(zhuǎn)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（材料阻尼、結構阻尼、接觸阻尼）來減低或消除機械振動以及提高機械的動態(tài)穩(wěn)定性。這種阻尼主要起源于介質(zhì)內(nèi)部，又稱固體的內(nèi)阻尼，當它承受動載荷時，有一部分能量轉(zhuǎn)化為熱能而消散掉，另一部分能量則已勢能形式貯存起來。減振器的內(nèi)阻尼的大小除了取決于所用材料之外，還和其結構形狀、尺寸、承載方式有關，目前還不能根據(jù)固體介質(zhì)的基本物理參數(shù)定量計算橡膠減振器的內(nèi)阻尼，只能借助試驗的方法，測定固體材料的內(nèi)阻尼的一些相對參數(shù)來評定阻尼的大小。 6.3.1 橡膠減振器的材料 橡膠減振器的材料有兩種，一種是天然橡膠，另一種是丁腈橡膠。 （1）天然橡膠制成的減振器具有良好的機械性能，加工方便，具有良好的彈性穩(wěn)定性及耐日照性。但天然橡膠阻尼小，通過共振區(qū)很不安全。通過共振區(qū)時，振動壓路機的上車振幅很大。還有，天然橡膠的耐油性能差，減振器接觸油污后橡膠發(fā)生變形，失去彈性，因此目前使用天然橡膠制造的減振器已經(jīng)不多了。 （2）丁腈橡膠具有良好的耐油性和較大的阻尼，目前大多數(shù)振動壓路機的減振器都用該材料制造而成 6.3.2 橡膠減振器的幾何形狀 橡膠減振器的斷面形狀通常采用矩形截面或圓截面。 （1）矩形截面減振器由于不同方向其剛度不等，給在x、y、z三個方向剛度要求不同的減振系統(tǒng)設計帶來了很大的方便，同時，矩形截面減振器具有結構緊湊，安裝方便，承載能力可以設計得很大等優(yōu)點，故廣泛應用于非驅(qū)動輪減振。 （2）圓形截面減振器總剛度不隨振動輪位置的變化而變化，故廣泛應用于驅(qū)動輪減振。 在本設計中，將振動輪設計為為驅(qū)動輪，因此選用圓形截面的減振器。 6.3.3 橡膠減振器的硬度HS 橡膠材料的硬度是設計橡膠減振器的一個十分重要的參數(shù)，不同硬度的橡膠，即使外形尺寸相同，其剛度也不相同。這是因為橡膠減振器的彈性模量及剪切彈性模量隨著橡膠硬度的變化而變化。表5.2中給出了橡膠硬度HS與彈性模量和剪切彈性模量的關系。在設計振動壓路機橡膠減振器時，減振器選用橡膠材料的硬度一般為35~80HB，最好是40~60HB，其原因是： 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，在設計時，由于某種原因發(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。當減振器的硬度在40~60HB的范圍內(nèi)選取時，給減振器的修改設計，上下都留有足夠的余地，容易滿足設計要求。另一方面，減振器橡膠材料的硬度在40~60HS范圍內(nèi)，橡膠材料既有較高的強度又有良好的韌性。同時，在40~60HB硬度范圍內(nèi)的橡膠減振器與其兩端金屬板的連接強度較大，可達3MPa。因此，橡膠減振器的硬度應選擇在40~60HB之間。 表6.2 橡膠硬度HS與彈性模量和剪切彈性模量的對應值 HS (MPa) (MPa) / 30 1.320 0.296 4.45 35 1.560 0.396 4.23 40 1.850 0.460 4.02 45 2.180 0.570 3.82 50 2.570 0.710 3.62 55 3.040 0.880 3.43 60 3.620 1.110 3.26 65 4.350 1.390 3.12 70 5.310 1.770 3.00 75 6.310 2.180 2.90 80 8.080 2.860 2.82 6.3.4 減振器的幾何尺寸 對于圓形非變徑減振器的幾何尺寸設計，可參照公式6.4進行： （6.4） 式中，——圓形截面減振器高度； ——圓形截面減振器直徑。 根據(jù)這一原則，將圓形截面減振器的尺寸設計為=5cm，=8cm。 6.3.5 橡膠減震器的剛度設計與計算 橡膠減振器的剛度有靜剛度和動剛度之分，考慮到振動壓路機的下車作用以動態(tài)作用力，因此在設計時，應使用動剛度的概念。動剛度可用公式6.5計算： （6.5） 式中，——減振器的截面積（cm2）； ——剪切表觀彈性模量（MPa）； H——減振器的高度（cm）； d——動剛度系數(shù)。 其中動剛度系數(shù)d是動剛度與靜剛度之比，與橡膠材料的硬度有關，如表6.3： 表6.3 橡膠硬度與動剛度系數(shù)對應表 橡膠硬度HS 動剛度系數(shù)d 40 1.1 45 1.15 50 1.2 55 1.28