壓路機振動輪的研究與設設計 說明書

1、摘 要隨著振動壓實理論的逐步完善以及新的壓實技術和控制技術在壓路機中的應用，新型振動壓路機的研究逐漸顯出其重要性及必要性。本次畢業(yè)設計的主要任務是設計一種全新的振動壓路機的振動輪結構，使其能夠實現無級變幅變頻。設計中，通過變量泵-定量馬達組成的調頻系統就能夠實現振動的變頻，因此，無級調幅機構為本設計的重點。本設計為一種新型結構的振動輪，關鍵部分為振動位于輪中心的振動激振器，這部分結構加上液壓缸的綜合應用，改變兩偏心塊的相對角度來改變有效振幅,便實現了振動輪振動的無級變幅。除了振動輪參數的設計計算部分，本文還包括了對課題研究意義的分析，以及對本領域目前發(fā)展情況的研究討論。關鍵詞：振動壓路機， 振

2、動輪， 無級調頻， 無級調幅ABSTRACT As the vibratory compaction theory has been perfected gradually，and the new compaction technology and the advanced control technology have been applied to the roller, the research of new structure of vibratory roller becomes important and also necessary. The main task of this

3、graduation project is to design a new type of mechanism in the vibration wheel that can change the frequency and amplitude steplessly. In this paper, a system with a variable pump and a constant displacement motor is used to as power source, which can change the frequency. So the focus of this paper

4、 is the stepless and variable amplitude mechanism. This paper represents the design and analysis of the vibration wheel with stepless and variable amplification. The most significant part is the vibration exciter that is in the center of the vibration wheel. The vibration exciter, together with a hy

5、draulic cylinder, is used to change the amplitude steplessly through changing the angle and direction between two eccentric axes.Besides the designing and the calculating of the vibration wheel, this paper also contains the analyses of the value of this project and the research of the development of

6、 this field.KEY WORDS: vibration roller, vibration wheel, stepless and variableamplitude adjustment, stepless and variable frequency adjustment 目錄第一章 緒論51.1課題的意義51.2壓路機的發(fā)展歷程及國內外發(fā)展概況51.2.1壓路機的發(fā)展歷程51.2.2國外的變頻變幅發(fā)展概況61.2.3國內的發(fā)展概況81.2.4國內外振動壓路機無級調幅技術的三個相關專利9第二章 變頻變幅振動論的壓實原理112.1 振動壓實機理112.2 變頻變幅振動壓實的優(yōu)勢14

7、第三章 設計思路及結構原理153.1 振動輪調頻的設計思路153.2 振動輪調幅的設計思路16第四章 變頻變幅振動論的總體設計及計算184.1 振動輪振動參數的討論及確定184.1.1 振動頻率194.1.2 工作振幅和名義振幅194.1.3 振動加速度204.1.4 振動壓路機工作速度和壓實遍數224.1.5 激振力224.1.6 振動輪的振動功率234.2 振動輪主要工作參數的設計計算244.2.1 壓路機的工作質量及其分配244.2.2 振動輪的直徑和寬度254.3 振動輪激振機構274.3.1 幾種激振形式壓路機力學特性和壓實特性274.3.2 振動機械激振器的分類及作用原理284.3

8、.3 本設計的激振器特點31第五章 振動輪減振支承系統設計325.1 振動壓路機減振系統的基本原理325.2 減振系統總剛度的確定335.3 橡膠減振器的設計與計算345.3.1 橡膠減振器的材料355.3.2 橡膠減振器的幾何形狀355.3.3 橡膠減振器的硬度HS355.3.4 減振器的幾何尺寸365.3.5 橡膠減震器的剛度設計與計算375.4 橡膠減振器的校核38設計總結39致謝40參考文獻41第一章 緒論1.1課題的意義振動壓路機施工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

9、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?，振動輪是振動壓路機的核心工作機構。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，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

10、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壓路機的發(fā)展歷程及國內外發(fā)展概況1.2.1壓路機的發(fā)展歷程振動壓路機發(fā)展的時間并不長，1930年德國人最先使用了振動壓實技術，并于1940年成功的發(fā)明了拖式振動壓路機。世界壓路機發(fā)展已有上百年的歷史。振動壓實技術和振動壓路機的出現，徹底改變了壓實效果簡單依靠重量或增大線壓力的方式。隨著振動壓實理論研究的不斷深入，振動壓

11、路機產品的規(guī)格品種也越來越多。目前，世界上生產壓路機的主要國家有德國、瑞典、美國、日本等。全世界主要壓路機制造企業(yè)有100家左右，德國、日本各有20來家，美國有幾十家，其余主要分布在瑞典、前蘇聯等國。全世界1987年產量達20000多臺，以后多年來一直保持在22000-25000臺之間。進入90年代后有較大的增長，現在已達5萬臺左右。一直保持第一位的是德國寶馬，占國際市場23%左右。第二位是瑞典戴納帕克，占20%左右。其它的主要制造企業(yè)還有德國的凱斯-偉博麥士，美國的卡特皮勒、德萊塞、英格索蘭，日本的酒井重工、小松制造所、川崎重工等。1.2.2國外的變頻變幅發(fā)展概況步入20世紀末期以來，幾乎世

12、界上的一切事物都在跟蹤新的技術革命。電子技術和計算機的應用帶給壓實機械的是一場控制革命。目前， 國外最先進振動壓路機的振動性能參數已能根據被壓材料物理機械性變化， 自動選擇最佳振動頻率和振幅， 從而可獲得良好的作業(yè)效率和壓實質量。表1.1為幾種雙鋼輪壓路機的振動頻率與振幅。表1.1 幾種雙鋼輪壓路機的振動頻率與振幅德國寶馬（Bomag）公司以首創(chuàng)動調幅壓實系統而再一次確立了其世界壓實機械的領先地位。這種智能系統能根據被碾壓物料密實度的變化自動選擇適宜的振幅、以優(yōu)化激振力的輸出，從而能消除材料出現壓實不足或過壓實現象，提高了壓實度的均勻程度，并且避免振動輪跳振引起的骨料破碎和機器損傷。 寶馬公司

13、的自動變幅控制系統有Variomatic和Variocontrol兩種結構。前者用于控制兩根水平面安裝的反向旋轉雙軸激振機構，配置在雙鋼輪振動壓路機上。后用于控制一根固定軸上裝有兩組反向旋轉的偏心塊激振機構，配置在單鋼輪振動壓路機上。在振動壓實過程中，地面對鋼滾輪的反作用力經傳感器檢測后傳輸給數據存儲和處理系統，信號經運算后將指令發(fā)給相應的調節(jié)機構，用以改變兩組偏心塊（或偏心軸）的相位角，從而達到自動變幅的目的。該系統從垂直振幅的最大值調整到“0”的反映時間不超過1秒鐘，對于頻繁變化的土工材料所組成的鋪層，可以迅速對壓實功能進行適應性調節(jié)。 寶馬公司為了滿足高密實度精度的使用要求，研制出了雙鋼

14、輪自動控制壓實系統“Variomatic ”，簡稱BVM。該系統的特點是能自動判別和控制所需壓實力的大小，也可稱自動調幅壓實系統。其主要工作裝置由兩根反向旋轉的軸組成，如圖1.1所示，工作時旋轉產生的離心力經幾何疊加形成定向振動，定向振動系統是BVM 的基礎。BVM 系統的獨到之處是振動方向可變化， 它能自動調節(jié)定向振動的施振方向，在壓實過程中可根據壓實面剛度的變化或壓路機的行駛方向的變化調節(jié)施振方向，從而達到調節(jié)振幅的目的。1.傳動齒輪 2.振動偏心軸圖1.1 寶馬壓路機BVM原理圖美國英格索蘭公司（INGERSOURAND公司）的DD一130雙鋼輪串聯式振動壓路機，在每個振動輪中都具有自動

15、反向的偏心裝置可實現722516330 kg八種不同的激振力輸出，基本上可以滿足所有土壤類型路面的碾壓需要。此外，諸如水平振動壓實技術是利用土壤力學中交變剪應變原理使土壤等材料的顆粒重新排列來進行密實的，德國HAMM公司首先根據這一原理開發(fā)出了振蕩壓路機。它利用兩根偏心軸同步旋轉，產生相互平行的偏心力,形成交變扭矩，使振動輪產生振蕩的作用，形成對地面的壓實。為了增強壓實效果和提高壓實效率國外一些產品還普遍采用了超高頻振動技術，振動頻率超過了4OOO d/min使壓路機迅速達到所需密實度的高輸出力，可有效提高壓實的速度。1.2.3國內的發(fā)展概況國內一些壓路機制造企業(yè)及科研機構在上世紀九十年代就開

16、始研究無級變幅振動輪。其中，徐工研究院利用行星輪原理設計出具有無級調幅功能的振動輪，理論上采取改變兩個偏心塊的相位角的方式實現振動輪的定向振動，并找到該振動輪振幅的變化規(guī)律，水平振幅是關于偏心塊相位角的正弦函數，垂直振幅是關于偏心塊相位角余弦函數。該機構獲得國家專利。該機構采用比例閥-齒條油缸組成的調幅液壓控制系統，利用PID和PWM控制原理，設計出由可編程邏輯控制器為核心的控制系統，并編寫控制程序?？刂葡到y根據密實度計給出的振幅值進行脈沖寬度調制，利用調制后的信號控制比例伺服閥，以此來控制進入液壓油缸中液壓油的流量，達到調節(jié)液壓缸位置的目的，從而控制了工作機構中兩偏心軸的相對位置，也就達到了

17、調的目的。調幅系統齒條液壓油缸的動力油來自振動系統，因為振動系統回路中的高壓、低壓不是固定的，所以通過換向閥實現選擇功能，又因為振動回路高壓油壓力過高，還必須經過減壓閥的減壓，然后才供給調幅油路使用。為保持油缸的穩(wěn)定，增加液壓鎖。隨著液壓控制、計算機控制和檢測技術在工程機械領域的應用以及壓實度儀的出現，智能振動壓路機的研制逐漸成為一個熱點，我國企業(yè)著手進行這方面的研究工作，也己經取得了一定的成績。由廈工集團三明重型機器有限公司研制的“YZC12智能化串聯式振動壓路機”為國內首創(chuàng)，可用于各種路基和路面土方的壓實。該種壓路機施工時能夠根據物料的密實度變化自動選擇最佳的振幅以達到最高的效率，亦因此達

18、到更好的壓實效果和更高質量的表面處理，此種壓路機能監(jiān)測密實度的適時狀況并自動調整振動方向，并可手動控制，與標準振動壓路機相比可提供更大的操作靈活性。2006年12月，三明重工公司與福州大學合作開發(fā)“智能化振動壓路機研制”項目，該項目是在國家“863”計劃項目“YZC12智能化串聯式振動壓路機及企業(yè)制造信息化”的基礎上做進一步研究。被列入福建省科技重大專項，并獲得了專項撥款。國防科技大學和長沙江麓浩利工程機械有限公司合作開發(fā)出Wll02DZ型無人駕駛壓路機，己在實際中進行應用，盡管有許多方面還需要進一步改善，但已經向智能化振動壓路機的研發(fā)邁出了重要的一步。該公司自行研制生產的WZOOSD/PD全

19、液壓振動壓路機可加裝密實度儀，提高設備的壓實質量。長沙建設機械研究院以及中聯重工科技發(fā)展股份有限公司一直致力于智能化振動壓路機的開發(fā)與試驗工作，到目前為止取得了較為顯著的成績，如在壓路機振動狀態(tài)(振動狀態(tài)和振蕩狀態(tài))的轉換技術方面，處于國內領先水平。在壓路機振幅調節(jié)技術方面，具有自己獨立的知識產權，并已經生產出國際先進水平的智能化防滑轉系統(ANTI.SPIN);利用黑箱原理，研制出了中國首臺“密實度計”。此外，在GPS定位技術的研究與開發(fā)方面，也走在同行的前列，其子公司開始研究GPS定位技術的相關產品，已取得了可喜的成果。1.2.4國內外振動壓路機無級調幅技術的三個相關專利1.改變偏心塊相對

20、相位角的調幅技術將偏心塊安裝在充滿油液的腔內， 當振動軸旋轉時， 動塊在其慣性力的作用下與定塊緊密接觸。在二者之間施加作用力，使動塊滑移一個角度， 這時腔內壓力會增大，通過截止閥微量釋放壓力油后， 便可使動塊在其慣性力的作用下相應位移， 從而達到了無級調幅的目的， 其工作原理見圖1.2。這種設計通過改變偏心塊的相對相位角以調節(jié)偏心距來實現無級調幅的技術，達到了低耗高效的目的。它僅利用了振動壓路機發(fā)動機啟動時不帶負荷的功率， 而在工作狀態(tài)下， 調幅過程對發(fā)動機的負荷為零。圖1.2 變幅系統工作原理2變幅激振器技術這種激振器變幅技術采用了一種變幅激振器結構，主要由內偏心軸部分和外偏心軸部分組成，通

21、過改變內偏心軸部分的偏心相位差，實現變幅激振器的質量偏心距在一定范圍內變化,導致振動輪的振幅在一定范圍內連續(xù)變化,即實現無級變幅。它對無級變幅振動輪的振幅控制實際上是對變幅油缸行程的控制，這是一種比較復雜的控制過程，需要采用編程控制流程。3 一種美國專利振動輪的無級調幅技術振動系統包括一個可操縱的振動器和壓路機的靜碾鋼輪，而振動器則是由振動軸與偏心塊組成。該專利對振動技術進行了獨特的改進，利用流體系統使偏心塊在振動機構工作過程中進行變位，實現了無級調幅。該流體系統包括2個儲油室及液壓油路。當振動軸轉動時，由于離心力的作用，偏心塊向外移動，使外油室內的液壓油壓力增大， 駕駛員可通過操縱手柄打開單

22、向閥，使外油室內的油通過油路流入內油室內， 外油室油位下降，使得偏心塊產生徑向位移，這時振幅隨之增大。通過儀表，駕駛員能很方便地觀察偏心塊的行程，當振幅達到需要值時及時，可以關閉單向閥。該技術通過使偏心塊位于所需的位置時自動停止移動，從而達到無級調幅的效果。儲油室在偏心殼體內用于調整偏心塊的位置，這樣，省去其液壓油路會使振動輪的結構更為緊湊，因此這種技術仍有很大的改進空間。第二章 變頻變幅振動論的壓實原理2.1 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

23、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。根據物理學院里，如果被壓實土的固有頻率和激振

24、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

25、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，這個沖擊波在被壓是的材料內，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2.1）。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

26、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象（見圖2.2）。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，出現了相互填充的現象，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2.1 振動沖擊波在土中的傳遞圖2.2 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

27、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

28、，是土容易被壓實。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

29、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。對與粘性較大的土，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。2.2 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

30、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2.3所示。圖2.3 振動頻率和振幅與壓實效果的關系由圖2.3可以看出：1.振動頻率為3045Hz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

31、松散現象。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象。為了避免這種現象發(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。第三章 設計思路及結構原理3.1 振動輪調頻的設計思路振動頻率的本質就是振動軸單位時間內的轉速，只要改變振動軸的轉速，就可實現調頻。目前，幾乎所有振動壓路機的振動系統都采用液壓傳動，這樣就使調頻特別容易實現。振動軸由液壓馬達驅動，只要改變驅動馬達的轉速，便可實現調頻功能。調頻的實質就是改變液壓馬達的輸入流量與其排量的比值。根據這一原理，可通過以以下幾個方案實現振動頻率的調節(jié)：1.方案一：

32、轉速調頻方式：通過改變液壓泵的輸入轉速，使液壓泵的輸出流量，即液壓馬達的輸入流量得到改變，從而實現調頻，這種系統中的液壓泵和液壓馬達都是定量的。此方式可以通過改變發(fā)動機的輸出轉速或者增設一個專用變速箱來實現。但是由于前者會影響驅動和轉向系統，而后者會使整機結構變得更加復雜，因此，這個方案的可實現性不高。2.方案二：容積調頻方式：改變液壓泵或液壓馬達的排量，使液壓馬達的輸入流量與其排量之比改變，從而改變液壓馬達的輸出轉速，達到調頻的目的。這種調頻方式，可以實現較大范圍內的無級調頻，并且沒有節(jié)流損失，液壓油發(fā)熱少，效率較高，適用于功率較大及需要無級調頻的液壓系統中。該方式的實現有三種方法：1)改變

33、液壓泵的理論排量：采用變量泵定量馬達系統；2)改變液壓馬達的理論排量：采用定量泵變量馬達系統；3)同時改變液壓泵液壓馬達的理論排量：采用變量泵變量馬達系統。這三種方法都需要有一套完善的控制系統來進行液壓泵或液壓馬達的排量的改變控制，其實現的控制結構會比較復雜。3.方案二：節(jié)流調頻方式：在液壓回路中增設節(jié)流閥，以改變液壓馬達的輸入流量，從而改變液壓馬達的輸出轉速，達到調頻的目的。這種調頻方式也有三種實現方法：1)進油節(jié)流回路：將節(jié)流閥串聯于液壓馬達的進油側；2)出油節(jié)流回路：將節(jié)流閥串聯于液壓馬達的出油側；3)旁路節(jié)流回路：將節(jié)流閥并聯于液壓泵的出油口或并聯于液壓馬達的進油口。這三種方法中，進油

34、節(jié)流調頻回路調頻范圍大，但液壓油經過節(jié)流后發(fā)熱現象會比較嚴重，致使液壓馬達泄漏增加，容積效率下降，功率損失較大。出油節(jié)流調頻回路調頻范圍也較大，液壓油經過節(jié)流發(fā)熱后，即排回油箱冷卻，這雖然對液壓馬達容積效率影響不大，但加重了散熱器和油箱的散熱負擔，最終仍會使整個液壓系統溫度升高，功率損失也較大。旁路節(jié)流調頻回路調頻范圍較小，但一般能夠滿足振動壓路機的調頻需要。經對比以上三個方案，方案一首先被排除，比較方案一和方案二的優(yōu)缺點，本設計采取方案二中的變量泵-定量馬達系統，通過改變泵的排量，使液壓馬達的輸入流量與其排量之比改變，從而改變液壓馬達的輸出轉速，達到調頻的目的。3.2 振動輪調幅的設計思路目

35、前，振動壓路機振動機構普遍采用偏心軸高速旋轉產生激振力的方式進行壓實工作，而由振動輪名義振幅定義可知，當振動壓路機的振動質量確定后，要改變名義振幅的唯一途徑就是改變激振器的靜偏心距。但傳統的激振器通常只能產生單幅和雙幅的振動，即使是能實現多幅振動的激振器，它也仍然是非連貫的改變振幅。若要實現連續(xù)變化，首先想到，肯定需要利用一個液壓機構來參與。接下來分析振幅怎樣能夠變化，如果只有一組偏心塊是無法實現的。于是，設計內外兩組偏心塊，若是兩組偏心塊能夠在連續(xù)的改變相位差，使得在需要大振幅時，兩者的振動效果是疊加的，而需要小振幅時，兩者的振動效果是相消的。圖3.1為本設計的振動輪結構示意圖。其中序號10

36、所指的變幅激振器為本設計的關鍵部分，詳細結構見圖3.2。變幅激振器主要是由內偏心軸部分和外偏心軸部分組成，通過改變內偏心軸部分和外偏心軸部分的偏心相位差，實現變幅激振器的質量偏心矩在一定范圍內變化，導致振動輪的振幅在一定范圍內連續(xù)變化，即實現無級變幅。外偏心軸部分包括振動軸左段，振動軸中間段和振動軸右段，振動軸中間段帶有偏心塊；內偏心軸部分包括內軸偏心塊和護筒，偏心塊通過平鍵固定在內軸上。調幅軸和銷軸是改變內、外偏心軸部分的偏心相位差的零件，調幅軸上帶有花鍵，通過花鍵套與外偏心軸部分聯成整體以相同的速度旋轉，但能夠進行軸向運動。內軸上設計有雙螺旋槽，銷軸在雙螺旋槽的不同位置推動，就將內偏心軸部

37、分偏轉對應的角度，在整個推動行程內偏心軸部分的轉動相對角度為180，即內偏心軸部分和外偏心軸部分的偏心相位差的變化范圍為0180。圖3.1本設計的無級調幅振動輪結構示意圖1.左支撐支架 2.變幅油缸 3.減振器 4.帶有中心通孔的行走驅動馬達 5.旋轉聯軸器 6.軸承 7.坐軸承座 8.軸承 9.滾輪體 10.變幅激振器 11.右軸承座 12.聯軸器 13.振動馬達 14.支撐右支架圖3.2變幅激振器內部結構示意圖1.花鍵套 2.軸承 3.振動軸左段 4.銷 5.振動軸中間段 6.護筒 7.調幅軸 8.銷軸 9.內軸 10.偏心塊 11.軸承 12.振動軸右段第四章 變頻變幅振動論的總體設計及

38、計算4.1 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。4.1.1 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(rad/s)和振動周期T(s)分別按以下公式計算 （4.1） = 2 = （4.2）T = = （4.3）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

39、動頻率的變化范圍要求為060Hz,可導出激振器轉速的變化范圍應為03600r/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 2530Hz壓實次基層 2540Hz壓實路面 3050Hz4.1.2 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“

40、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 = (4.4)式中，激振器的靜偏心距；振動質量。在本設計中，此處的振動質量即為設計任務書里所提的工作質量：6000kg。此參數具體數值的確定詳見4.2.1。本設計中，振動質量即為6000kg。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 1.42.0m

41、m壓實次基層 0.82.0mm壓實路面 0.40.8mm本設計中，振幅的變化范圍為02.2mm。4.1.3 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。 (4.5)式中，名義振幅，mm； 振動角頻率，Hz。振動輪加速度的校核范圍：壓實路面 47g壓實基礎 510g由于本設計中，名義振幅和振動頻率都不是某個具體值，而分別是一個范圍，于是此時，先用兩個范圍的最大值進行初步校核。2710計算后，發(fā)現振動加速度超出上述范圍，因此需要進行深一層考慮。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

42、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來實現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?，F分別計算兩種情況時的兩組可能出現的最大值：壓實路面：的范圍為47g由公式4.5，導出帶入頻率最大值，及的最大值

43、，又由，得出即，當頻率處在最大值時，振幅應控制在0.57mm以下。這組頻率和振幅的數值即為：=55Hz=0.57mm壓實路基：的范圍為510g由公式4.5，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33.59Hz以下。這組頻率和振幅的數值即為：=33.59Hz=2.2mm綜上，以上兩組頻率和振幅的數值就是本設計中可能出現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。 =55Hz=0.57mm和=33.59Hz=2.2mm4.1.4 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

44、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

45、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/h6km/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/h6km/h。有研究數據表示，如果把碾壓速度提高到5km/h7km/h，達到同樣要求密實度的碾壓遍數要增加50%。4.1.5 激振力振動壓路機振動輪的激振力： (4.6)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

46、各壓路機之間進行直接對比。4.1.6 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

47、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： (4.7)式中，振動系統消耗功率，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4.1。表4.1 振動功率的頻率修正系數頻率（Hz）253031353640414546505.56.577.58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4.1.3中計算的兩組最大值來計算出功率的最大

48、值。兩組最大值即：=55Hz=0.57mm和=33.59Hz=2.2mm第一組：由于=55Hz已超出此表范圍，按數據增長規(guī)律，估算=55Hz時的值為8.5。代入進行計算得：第二組：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=85.8KW。4.2 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。4.2.1 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

49、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：式中，機架質量； 振動輪質量。經驗表明，振動壓路機機架與振動輪質量比近似于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。然而，在實際設計中，當整機工作質量確定以后，能滿足兩者質量比為1的要求并不容易。在本設計中，主要設計對象為振動壓路機的振動輪，因此，將設計任務書所給質量直接理解為振動輪的質量。故本設計的振動輪質量便為6000kg。而整機的確切質量不必量化

50、，參考現有機型應該是重型范圍內，即1014t范圍間。4.2.2 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“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：

51、(4.8)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6000kg，其重量約為60000N。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)YZ121226315302130301102200.81.6YZ14A1432015002150302851.6YZJ121225815302130272451.7DF-YZ141415002150

52、322701.6表4.2 振動壓路機產品目錄（部分）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600N/cm，借鑒實際產品的參數，選取靜線載荷為280 N/cm。帶入振動輪寬度表達式：其中，b的單位為cm。同樣由上表，按經驗取值，將輪的直徑設計為150cm。（2）算法二： 壓路機振動輪直徑的大小對壓實質量有顯著影響。隨著輪直徑的減小，將會增加其水平推力，以致引起被壓材料發(fā)生剪切滑移，降低了壓實質量。輪直徑增大可以改善壓實質量，但壓實影響深度將下降，并且增加了壓路機的外型尺寸，使重心抬高，這又不利于行駛穩(wěn)定性。 設計時，壓路機振動輪的直徑D(cm)通常取

53、為線載荷的函數，即： (4.9)式中，為直徑系數，根據通常設計的經驗，振動壓路機光輪取=79.5。由算法一中，靜線載荷已確定為280 N/cm，于是可算得本設計中輪的直徑范圍：即本設計的振動輪直徑范圍應在117cm158cm之間，這樣，算法一中設計的直徑值滿足算法二得出的范圍，于是，將直徑確定為150cm。壓路機振動論的寬度通過線載荷影響了壓實能力。如上面提到的，輪的寬度過窄，在壓實路面時易產生裂紋，輪的寬度過寬，在轉向時易產生被壓材料的剪切滑移。另外，輪的寬度還影響了壓路機的作業(yè)效率和橫向穩(wěn)定性。壓路機振動輪的輪寬b通常參考直徑來取值： (4.10)式中，寬度系數的取值范圍為：振動壓路機光輪

54、取=1.41.65。帶入數據：經算法二的檢驗校核，算法一設計的輪寬值215cm在此范圍之內，因此可將其確定。壓路機用于壓實瀝青混合材料時，除了應滿足上述一般要求以外，還應用牛鮑系數來檢驗振動輪直徑D和寬度b的關系。牛鮑系數是荷蘭專家Nijbur提出的，其計算式為： (4.11)式中，振動輪的分配質量（kg）； 牛鮑系數； 振動輪寬度（cm）； 振動輪直徑（cm）。 而本設計中的振動輪的質量較大，并不適用于壓實瀝青混合材料，因此牛鮑系數對本設計的參考價值不大，在此，只作為參考了解，不用其進行校核修改本設計的設計參數。因此，在此確定振動輪的寬度取b=215cm,直徑取D=150cm。4.3 振動輪

55、激振機構4.3.1 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