压路机振动轮的研究与设计--毕业设计说明书.docx

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1、装订线摘 要随着振动压实理论的逐步完善以及新的压实技术和控制技术在压路机中的应用，新型振动压路机的研究逐渐显出其重要性及必要性。本次毕业设计的主要任务是设计一种全新的振动压路机的振动轮结构，使其能够实现无级变幅变频。设计中，通过变量泵-定量马达组成的调频系统就能够实现振动的变频，因此，无级调幅机构为本设计的重点。本设计为一种新型结构的振动轮，关键部分为振动位于轮中心的振动激振器，这部分结构加上液压缸的综合应用，改变两偏心块的相对角度来改变有效振幅,便实现了振动轮振动的无级变幅。除了振动轮参数的设计计算部分，本文还包括了对课题研究意义的分析，以及对本领域目前发展情况的研究讨论。关键词：振动压路机

2、， 振动轮， 无级调频， 无级调幅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 th

3、is 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 pa

4、per 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

5、 hydraulic 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

6、 of this field.KEY WORDS: vibration roller, vibration wheel, stepless and variableamplitude adjustment, stepless and variable frequency adjustment 目录第一章 绪论51.1课题的意义51.2压路机的发展历程及国内外发展概况51.2.1压路机的发展历程51.2.2国外的变频变幅发展概况61.2.3国内的发展概况81.2.4国内外振动压路机无级调幅技术的三个相关专利9第二章 变频变幅振动论的压实原理112.1 振动压实机理112.2 变频变幅振动压实的优

7、势14第三章 设计思路及结构原理153.1 振动轮调频的设计思路153.2 振动轮调幅的设计思路16第四章 变频变幅振动论的总体设计及计算184.1 振动轮振动参数的讨论及确定184.1.1 振动频率194.1.2 工作振幅和名义振幅194.1.3 振动加速度204.1.4 振动压路机工作速度和压实遍数224.1.5 激振力224.1.6 振动轮的振动功率234.2 振动轮主要工作参数的设计计算244.2.1 压路机的工作质量及其分配244.2.2 振动轮的直径和宽度254.3 振动轮激振机构274.3.1 几种激振形式压路机力学特性和压实特性274.3.2 振动机械激振器的分类及作用原理28

8、4.3.3 本设计的激振器特点31第五章 振动轮减振支承系统设计325.1 振动压路机减振系统的基本原理325.2 减振系统总刚度的确定335.3 橡胶减振器的设计与计算345.3.1 橡胶减振器的材料355.3.2 橡胶减振器的几何形状355.3.3 橡胶减振器的硬度HS355.3.4 减振器的几何尺寸365.3.5 橡胶减震器的刚度设计与计算375.4 橡胶减振器的校核38设计总结39致谢40参考文献41第一章 绪论1.1课题的意义振动压路机施工工程施工的重要设备之一，用来压实各种土壤、碎石料、各种沥青混凝土等。在公路施工中，多用在路基、路面的压实，是筑路施工中不可缺少的压实设备。根据振动

9、压路机工作原理、结构特点、操作方法和用途等的不同，有不同的分类方法。按振动轮内部结构可分为：振动、震荡和垂直振动。其中振动又可分为：单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅和无级调频调幅。可见，振动轮是振动压路机的核心工作机构。根据振动压实原理中的土的共振学说，当激振频率与被压实土的固有频率相等或非常相近时，振动压实的效果最佳。而当振动压路机在不同土壤上工作时，土的固有频率是变化的，这样若压路机的振动频率是固定的或是只有有限档位的，就无法在每一时刻都保证最佳的压实效果。于是，研究振动压路机的振动轮变频的实现，就是为了在不同土壤上工作时都能自动达到共振，将土如期压实。关于振幅，根据重复冲击学，为了

10、增大机械在与土接触前一瞬间的动量，就需要振动轮有较大振幅和增大振动部分的质量。而根据内摩擦减少学说，为了使振动轮在振动过程始终保持和土的接触，又需要振动轮的振幅很小，使其不脱离地面。同时，压实时振动轮进行浅层振动或深层振动所需要的振幅大小是不同的。因此振动压路机也应有变化的振幅。1.2压路机的发展历程及国内外发展概况1.2.1压路机的发展历程振动压路机发展的时间并不长，1930年德国人最先使用了振动压实技术，并于1940年成功的发明了拖式振动压路机。世界压路机发展已有上百年的历史。振动压实技术和振动压路机的出现，彻底改变了压实效果简单依靠重量或增大线压力的方式。随着振动压实理论研究的不断深入，

11、振动压路机产品的规格品种也越来越多。目前，世界上生产压路机的主要国家有德国、瑞典、美国、日本等。全世界主要压路机制造企业有100家左右，德国、日本各有20来家，美国有几十家，其余主要分布在瑞典、前苏联等国。全世界1987年产量达20000多台，以后多年来一直保持在22000-25000台之间。进入90年代后有较大的增长，现在已达5万台左右。一直保持第一位的是德国宝马，占国际市场23%左右。第二位是瑞典戴纳帕克，占20%左右。其它的主要制造企业还有德国的凯斯-伟博麦士，美国的卡特皮勒、德莱塞、英格索兰，日本的酒井重工、小松制造所、川崎重工等。1.2.2国外的变频变幅发展概况步入20世纪末期以来，

12、几乎世界上的一切事物都在跟踪新的技术革命。电子技术和计算机的应用带给压实机械的是一场控制革命。目前， 国外最先进振动压路机的振动性能参数已能根据被压材料物理机械性变化， 自动选择最佳振动频率和振幅， 从而可获得良好的作业效率和压实质量。表1.1为几种双钢轮压路机的振动频率与振幅。表1.1 几种双钢轮压路机的振动频率与振幅德国宝马（Bomag）公司以首创动调幅压实系统而再一次确立了其世界压实机械的领先地位。这种智能系统能根据被碾压物料密实度的变化自动选择适宜的振幅、以优化激振力的输出，从而能消除材料出现压实不足或过压实现象，提高了压实度的均匀程度，并且避免振动轮跳振引起的骨料破碎和机器损伤。 宝

13、马公司的自动变幅控制系统有Variomatic和Variocontrol两种结构。前者用于控制两根水平面安装的反向旋转双轴激振机构，配置在双钢轮振动压路机上。后用于控制一根固定轴上装有两组反向旋转的偏心块激振机构，配置在单钢轮振动压路机上。在振动压实过程中，地面对钢滚轮的反作用力经传感器检测后传输给数据存储和处理系统，信号经运算后将指令发给相应的调节机构，用以改变两组偏心块（或偏心轴）的相位角，从而达到自动变幅的目的。该系统从垂直振幅的最大值调整到“0”的反映时间不超过1秒钟，对于频繁变化的土工材料所组成的铺层，可以迅速对压实功能进行适应性调节。 宝马公司为了满足高密实度精度的使用要求，研制出

14、了双钢轮自动控制压实系统“Variomatic ”，简称BVM。该系统的特点是能自动判别和控制所需压实力的大小，也可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，如图1.1所示，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变化， 它能自动调节定向振动的施振方向，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。1.传动齿轮 2.振动偏心轴图1.1 宝马压路机BVM原理图美国英格索兰公司（INGERSOURAND公司）的DD一130双钢轮串联式振动压路机，在每个振动轮中都具

15、有自动反向的偏心装置可实现722516330 kg八种不同的激振力输出，基本上可以满足所有土壤类型路面的碾压需要。此外，诸如水平振动压实技术是利用土壤力学中交变剪应变原理使土壤等材料的颗粒重新排列来进行密实的，德国HAMM公司首先根据这一原理开发出了振荡压路机。它利用两根偏心轴同步旋转，产生相互平行的偏心力,形成交变扭矩，使振动轮产生振荡的作用，形成对地面的压实。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4OOO d/min使压路机迅速达到所需密实度的高输出力，可有效提高压实的速度。1.2.3国内的发展概况国内一些压路机制造企业及科研机构在上世纪九十年

16、代就开始研究无级变幅振动轮。其中，徐工研究院利用行星轮原理设计出具有无级调幅功能的振动轮，理论上采取改变两个偏心块的相位角的方式实现振动轮的定向振动，并找到该振动轮振幅的变化规律，水平振幅是关于偏心块相位角的正弦函数，垂直振幅是关于偏心块相位角余弦函数。该机构获得国家专利。该机构采用比例阀-齿条油缸组成的调幅液压控制系统，利用PID和PWM控制原理，设计出由可编程逻辑控制器为核心的控制系统，并编写控制程序。控制系统根据密实度计给出的振幅值进行脉冲宽度调制，利用调制后的信号控制比例伺服阀，以此来控制进入液压油缸中液压油的流量，达到调节液压缸位置的目的，从而控制了工作机构中两偏心轴的相对位置，也就

17、达到了调的目的。调幅系统齿条液压油缸的动力油来自振动系统，因为振动系统回路中的高压、低压不是固定的，所以通过换向阀实现选择功能，又因为振动回路高压油压力过高，还必须经过减压阀的减压，然后才供给调幅油路使用。为保持油缸的稳定，增加液压锁。随着液压控制、计算机控制和检测技术在工程机械领域的应用以及压实度仪的出现，智能振动压路机的研制逐渐成为一个热点，我国企业着手进行这方面的研究工作，也己经取得了一定的成绩。由厦工集团三明重型机器有限公司研制的“YZC12智能化串联式振动压路机”为国内首创，可用于各种路基和路面土方的压实。该种压路机施工时能够根据物料的密实度变化自动选择最佳的振幅以达到最高的效率，亦

18、因此达到更好的压实效果和更高质量的表面处理，此种压路机能监测密实度的适时状况并自动调整振动方向，并可手动控制，与标准振动压路机相比可提供更大的操作灵活性。2006年12月，三明重工公司与福州大学合作开发“智能化振动压路机研制”项目，该项目是在国家“863”计划项目“YZC12智能化串联式振动压路机及企业制造信息化”的基础上做进一步研究。被列入福建省科技重大专项，并获得了专项拨款。国防科技大学和长沙江麓浩利工程机械有限公司合作开发出Wll02DZ型无人驾驶压路机，己在实际中进行应用，尽管有许多方面还需要进一步改善，但已经向智能化振动压路机的研发迈出了重要的一步。该公司自行研制生产的WZOOSD/

19、PD全液压振动压路机可加装密实度仪，提高设备的压实质量。长沙建设机械研究院以及中联重工科技发展股份有限公司一直致力于智能化振动压路机的开发与试验工作，到目前为止取得了较为显著的成绩，如在压路机振动状态(振动状态和振荡状态)的转换技术方面，处于国内领先水平。在压路机振幅调节技术方面，具有自己独立的知识产权，并已经生产出国际先进水平的智能化防滑转系统(ANTI.SPIN);利用黑箱原理，研制出了中国首台“密实度计”。此外，在GPS定位技术的研究与开发方面，也走在同行的前列，其子公司开始研究GPS定位技术的相关产品，已取得了可喜的成果。1.2.4国内外振动压路机无级调幅技术的三个相关专利1.改变偏心

20、块相对相位角的调幅技术将偏心块安装在充满油液的腔内， 当振动轴旋转时， 动块在其惯性力的作用下与定块紧密接触。在二者之间施加作用力，使动块滑移一个角度， 这时腔内压力会增大，通过截止阀微量释放压力油后， 便可使动块在其惯性力的作用下相应位移， 从而达到了无级调幅的目的， 其工作原理见图1.2。这种设计通过改变偏心块的相对相位角以调节偏心距来实现无级调幅的技术，达到了低耗高效的目的。它仅利用了振动压路机发动机启动时不带负荷的功率， 而在工作状态下， 调幅过程对发动机的负荷为零。图1.2 变幅系统工作原理2变幅激振器技术这种激振器变幅技术采用了一种变幅激振器结构，主要由内偏心轴部分和外偏心轴部分组

21、成，通过改变内偏心轴部分的偏心相位差，实现变幅激振器的质量偏心距在一定范围内变化,导致振动轮的振幅在一定范围内连续变化,即实现无级变幅。它对无级变幅振动轮的振幅控制实际上是对变幅油缸行程的控制，这是一种比较复杂的控制过程，需要采用编程控制流程。3 一种美国专利振动轮的无级调幅技术振动系统包括一个可操纵的振动器和压路机的静碾钢轮，而振动器则是由振动轴与偏心块组成。该专利对振动技术进行了独特的改进，利用流体系统使偏心块在振动机构工作过程中进行变位，实现了无级调幅。该流体系统包括2个储油室及液压油路。当振动轴转动时，由于离心力的作用，偏心块向外移动，使外油室内的液压油压力增大， 驾驶员可通过操纵手柄

22、打开单向阀，使外油室内的油通过油路流入内油室内， 外油室油位下降，使得偏心块产生径向位移，这时振幅随之增大。通过仪表，驾驶员能很方便地观察偏心块的行程，当振幅达到需要值时及时，可以关闭单向阀。该技术通过使偏心块位于所需的位置时自动停止移动，从而达到无级调幅的效果。储油室在偏心壳体内用于调整偏心块的位置，这样，省去其液压油路会使振动轮的结构更为紧凑，因此这种技术仍有很大的改进空间。第二章 变频变幅振动论的压实原理2.1 振动压实机理振动压实用快速、连续地反复冲击土的方式工作。压力波从土的表面向深处传播，土颗粒处于振动状态，颗粒间的摩擦力实际上被消除，在这种状态下，小的土颗粒填充到大的土颗粒的孔隙

23、中，土处于容积尽量小的状态。不同时产生压力的振动，能在一些情况下获得好的压实效果。如混凝土或完全水饱和砂，由于振动消除了内摩擦力，因受重力影响，这些材料被固紧密实。有必要用带有压力和剪切力的振动去克服土颗粒间的粘结力和内聚力，因为这些力阻碍土的压实。在土中，毛细管把土颗粒连接在一起，并形成表面内聚力，内聚力随土颗粒尺寸的减小而增大。在粘土中，由于粘土颗粒之间分子力的作用，也形成内聚力。土的振动压实，必须具备下列条件才能得到理想的压实效果。1） 土颗粒处于运动状态，内摩擦力被消除；2） 在土中产生应力和内聚力。关于土的振动压实的三种学说：（1）土的共振学说。根据物理学院里，如果被压实土的固有频率

24、和激振机构振动频率相一致，则振动压实能得到最好的结果。但在各种土及一种土的是挤压式过程中，土的固有频率是变化的，因此激振机构的频率就必须有一个较大的调节范围。（2）重复冲击学说。利用振动在土上所产生的周期性的压缩运动作用，使土压实，为此就需要增大机械在与土接触前一瞬间的动量，这就需要使机械具有大振幅和增大振动部分的质量。（3）内摩擦减少学说。土的内摩擦因振动作用而急剧减小，使剪切强度下降到只要很小的符合就能很容易进行压实，为此，就需要使压轮在振动过程中始终保持着和土的接触，即土的振动频率、振幅与压轮的频率、振幅相同，就能得到最好的压实效果，在这种情况下，振动压轮传递给土的纯粹是振动能量，为了使

25、压轮达到这样一种工作状态，就必须使振幅很小使它不脱离地面。振动压路机在进行压实作业时，由于振动轮的振动使其对地面作用一个往复的冲击力。振动轮每对地面冲击一次，被压实的材料中就产生一个冲击波。同时，这个冲击波在被压是的材料内，沿着纵深方向扩散和传播。随着振动轮不断振动，冲击波也将不断产生和持续扩散（见图2.1）。被压实材料的颗粒在冲击波的作用下，由静止的初始状态变为运动状态。被压实材料颗粒之间的摩擦力，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，使材料颗粒的外层，包围了一层水膜，形成了颗粒运动的润滑剂。颗粒间的摩擦阻力将大为下降，这为颗粒的运动创造了十分有利的条件。

26、被压实材料的颗粒在冲击波的作用下产生了运动，造成了颗粒间的初始位置的变化，并且由此产生了相互填充间隙的现象（见图2.2）。颗粒之间存在许多大小不等的间隙。在振动压实之后，由于颗粒之间的相对位置发生了变化，出现了相互填充的现象，颗粒间的间隙减少了。较大颗粒之间形成的间隙由较小的颗粒所填充，被压是材料的压实度提高了。同时，颗粒之间的紧密接触也增大了被压实材料的内摩擦阻力，使基础的承载能力也随之提高了。图2.1 振动冲击波在土中的传递图2.2 压实前、压实后被压实材料颗粒排列状态a)压实前 b)压实后由于被压实材料其颗粒之间存在着粘聚力和吸附力等阻碍颗粒运动的力。所以，要达到压实目的，必须克服阻碍颗

27、粒运动的力。振动压路机是通过合理地选择一组振动与工作参数，来降低被压实材料的内部阻力，来实现用较少的能量消耗来获得较高的压实效果。如果以E表示土的压实度，E与振动压路机的振动参数和工作参数有以下的函数关系： （3.1）式中，振动压路机振动轮的线载荷，N/cm； 振动压路机工作振幅，mm； 振动压路机工作频率（角频率）； 振动压路机的工作速度，m/s。为了克服土颗粒之间的粘聚力和吸附力，振动压路机必须有足够大的线载荷和振幅。线载荷越大，作用在被压实的土表面上的正压力也越大，从而越容易破坏土颗粒之间的粘聚力和吸附力形成的抗剪切强度。振动轮振幅越大，土颗粒运动的位移越大，也就越容易破坏土的颗粒之间的

28、粘聚力，是土容易被压实。振动压路机的工作频率是影响土颗粒运动状态的重要参数。当工作频率靠近“压路机土”的振动系统的二阶固有平率时，土的颗粒运动加速度增高，其内摩擦阻力急剧下降，土的颗粒之间的相互填充作用加强。此时，土仿佛处于流动状态。这种内摩擦阻力急剧下降，仿佛处于流动状态的土的状态称为“土的液化”现象。土处于“液化”状态时，有些物料，例如纯干性水泥、干砂和水饱和砂等其内部摩擦阻力几乎为零。因此，这些物料在“液化”状态下仅需要振动可以达到完全密实的效果。瑞典Dynapac公司测试了不同物料在不同物理状态下的振动与非振动时的摩擦阻力矩。从中可知，对于粘聚性很小的物料，如干性水泥、干砂和水饱和砂等

29、在振动状态下内摩擦阻力几乎等于零。因此，对于这些材料，只要满足一定的振动加速度要求，就完全可以通过振动达到自行密实的效果。对与粘性较大的土，在振动状态下，内摩擦阻力虽也有十分明显的下降，但仅仅通过振动是不足以使这种物料达到密实的。为了使其密实，还必须施加一定的正压力。同时，还要有足够大的振幅，以克服土的抗剪切强度和土的颗粒之间的粘聚力和吸附力。这说明，两台振动参数相同的振动压路机，振动轮的线载荷越大，压实效果越好。2.2 变频变幅振动压实的优势在实际应用中，因被压实层的土的性质不同，粒径不同。初始密实状态不同，其弹性也不同，因此，对振动频率和振幅大小的要求也不尽相同。根据实验得到的粘聚力不大、

30、颗粒间能有相对运动的土的压实效果与振动频率和振幅之间的关系曲线，如图2.3所示。图2.3 振动频率和振幅与压实效果的关系由图2.3可以看出：1.振动频率为3045Hz的压实效果最好；2.在整个频率从范围内，增大振幅可明显增加压实效果；3.振动频率过高反而会降低压实效果。其原因是振动轮在过大的振动强度作用下脱离了地面，使表层受到严重不规则的冲击和过度碾压。振幅为振动压路机振动轮上下移动的量。振幅越大，使被压土或材料参加振动的质量越多，从而增加压实影响深度或压实厚度。这里需要注意的是，如果要求的压实深度不大，就无需使用大振幅的压实。因为过高的压实能量不仅不会被压层的土或材料吸收，反而会使已压实的薄

31、层产生松散现象。对于较厚的碾压层来说，虽然其上层已经压实到一定程度，在继续碾压过程中，未达到完全压实以前，其上层仍会产生再松散现象。为了避免这种现象发生，对于厚碾压层，开始时振幅要大，之后随压实度增加应逐渐减小振幅。第三章 设计思路及结构原理3.1 振动轮调频的设计思路振动频率的本质就是振动轴单位时间内的转速，只要改变振动轴的转速，就可实现调频。目前，几乎所有振动压路机的振动系统都采用液压传动，这样就使调频特别容易实现。振动轴由液压马达驱动，只要改变驱动马达的转速，便可实现调频功能。调频的实质就是改变液压马达的输入流量与其排量的比值。根据这一原理，可通过以以下几个方案实现振动频率的调节：1.方

32、案一：转速调频方式：通过改变液压泵的输入转速，使液压泵的输出流量，即液压马达的输入流量得到改变，从而实现调频，这种系统中的液压泵和液压马达都是定量的。此方式可以通过改变发动机的输出转速或者增设一个专用变速箱来实现。但是由于前者会影响驱动和转向系统，而后者会使整机结构变得更加复杂，因此，这个方案的可实现性不高。2.方案二：容积调频方式：改变液压泵或液压马达的排量，使液压马达的输入流量与其排量之比改变，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。这种调频方式，可以实现较大范围内的无级调频，并且没有节流损失，液压油发热少，效率较高，适用于功率较大及需要无级调频的液压系统中。该方式的实现有三种方法：1

33、)改变液压泵的理论排量：采用变量泵定量马达系统；2)改变液压马达的理论排量：采用定量泵变量马达系统；3)同时改变液压泵液压马达的理论排量：采用变量泵变量马达系统。这三种方法都需要有一套完善的控制系统来进行液压泵或液压马达的排量的改变控制，其实现的控制结构会比较复杂。3.方案二：节流调频方式：在液压回路中增设节流阀，以改变液压马达的输入流量，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。这种调频方式也有三种实现方法：1)进油节流回路：将节流阀串联于液压马达的进油侧；2)出油节流回路：将节流阀串联于液压马达的出油侧；3)旁路节流回路：将节流阀并联于液压泵的出油口或并联于液压马达的进油口。这三种方法中

34、，进油节流调频回路调频范围大，但液压油经过节流后发热现象会比较严重，致使液压马达泄漏增加，容积效率下降，功率损失较大。出油节流调频回路调频范围也较大，液压油经过节流发热后，即排回油箱冷却，这虽然对液压马达容积效率影响不大，但加重了散热器和油箱的散热负担，最终仍会使整个液压系统温度升高，功率损失也较大。旁路节流调频回路调频范围较小，但一般能够满足振动压路机的调频需要。经对比以上三个方案，方案一首先被排除，比较方案一和方案二的优缺点，本设计采取方案二中的变量泵-定量马达系统，通过改变泵的排量，使液压马达的输入流量与其排量之比改变，从而改变液压马达的输出转速，达到调频的目的。3.2 振动轮调幅的设计

35、思路目前，振动压路机振动机构普遍采用偏心轴高速旋转产生激振力的方式进行压实工作，而由振动轮名义振幅定义可知，当振动压路机的振动质量确定后，要改变名义振幅的唯一途径就是改变激振器的静偏心距。但传统的激振器通常只能产生单幅和双幅的振动，即使是能实现多幅振动的激振器，它也仍然是非连贯的改变振幅。若要实现连续变化，首先想到，肯定需要利用一个液压机构来参与。接下来分析振幅怎样能够变化，如果只有一组偏心块是无法实现的。于是，设计内外两组偏心块，若是两组偏心块能够在连续的改变相位差，使得在需要大振幅时，两者的振动效果是叠加的，而需要小振幅时，两者的振动效果是相消的。图3.1为本设计的振动轮结构示意图。其中序

36、号10所指的变幅激振器为本设计的关键部分，详细结构见图3.2。变幅激振器主要是由内偏心轴部分和外偏心轴部分组成，通过改变内偏心轴部分和外偏心轴部分的偏心相位差，实现变幅激振器的质量偏心矩在一定范围内变化，导致振动轮的振幅在一定范围内连续变化，即实现无级变幅。外偏心轴部分包括振动轴左段，振动轴中间段和振动轴右段，振动轴中间段带有偏心块；内偏心轴部分包括内轴偏心块和护筒，偏心块通过平键固定在内轴上。调幅轴和销轴是改变内、外偏心轴部分的偏心相位差的零件，调幅轴上带有花键，通过花键套与外偏心轴部分联成整体以相同的速度旋转，但能够进行轴向运动。内轴上设计有双螺旋槽，销轴在双螺旋槽的不同位置推动，就将内偏

37、心轴部分偏转对应的角度，在整个推动行程内偏心轴部分的转动相对角度为180，即内偏心轴部分和外偏心轴部分的偏心相位差的变化范围为0180。图3.1本设计的无级调幅振动轮结构示意图1.左支撑支架 2.变幅油缸 3.减振器 4.带有中心通孔的行走驱动马达 5.旋转联轴器 6.轴承 7.坐轴承座 8.轴承 9.滚轮体 10.变幅激振器 11.右轴承座 12.联轴器 13.振动马达 14.支撑右支架图3.2变幅激振器内部结构示意图1.花键套 2.轴承 3.振动轴左段 4.销 5.振动轴中间段 6.护筒 7.调幅轴 8.销轴 9.内轴 10.偏心块 11.轴承 12.振动轴右段第四章 变频变幅振动论的总体

38、设计及计算4.1 振动轮振动参数的讨论及确定振动压路机的振动轮的振动参数主要是振幅和频率，还有一些派生振动参数，如振动加速度、激振力等，这些派生参数都可以用振幅和频率导出。另外就是振动功率，它是计算振动压路机振动轮功率消耗所必需的。振动功率不仅与振动参数有关，而且还与压实工况有着密切的关系。4.1.1 振动频率压路机振动轮在激振里的作用下产生受迫振动，其振动频率f（Hz）、角频率(rad/s)和振动周期T(s)分别按以下公式计算 （4.1） = 2 = （4.2）T = = （4.3）式中n激振器转速，r/min。由以上公式可知，想要改变振动频率f只要改变激振器的转速n即可。由本设计的任务书可

39、得，振动频率的变化范围要求为060Hz,可导出激振器转速的变化范围应为03600r/min。在本设计中，振动轮的变频振动就是通过轴的转速的变化而实现的。通常情况，振动压路机工作频率的取值范围如下，作为参考数据：压实路基 2530Hz压实次基层 2540Hz压实路面 3050Hz4.1.2 工作振幅和名义振幅振动压路机在振动压实作业时，振动轮的实际振幅称为振动压路机的工作振幅，用A来表示，振动压路机的工作振幅受土壤刚度的影响。由于土壤铺层的刚度是一个随机值，所以振动压路机的工作振幅也是一个随机参数。因此，我们设计时，研究的是“名义振幅”，即是把振动压路机用支撑物加起来，振动轮悬空时测得的振幅，也

40、称为“空载振幅”，用A0表示。名义振幅的大小只与振动论本身的参振质量及激振器的静偏心距有关，而不受外部工况条件的约束。名义振幅也称“理论振幅”。振动压路机的名义振幅的计算公式如下：A0 = (4.4)式中，激振器的静偏心距；振动质量。在本设计中，此处的振动质量即为设计任务书里所提的工作质量：6000kg。此参数具体数值的确定详见4.2.1。本设计中，振动质量即为6000kg。根据振动轮的名义振幅的定义可得，当振动压路机振动质量确定之后，要改变名义振幅的唯一途径就是改变激振器的静偏心距，静偏心距是偏心质量与偏心距的乘积。通常情况，振动压路机名义振幅的取值范围如下，作为参考数据：压实路基 1.42

41、.0mm压实次基层 0.82.0mm压实路面 0.40.8mm本设计中，振幅的变化范围为02.2mm。4.1.3 振动加速度名义振幅和振动频率选定后，校核振动轮的振动加速度。 (4.5)式中，名义振幅，mm； 振动角频率，Hz。振动轮加速度的校核范围：压实路面 47g压实基础 510g由于本设计中，名义振幅和振动频率都不是某个具体值，而分别是一个范围，于是此时，先用两个范围的最大值进行初步校核。2710计算后，发现振动加速度超出上述范围，因此需要进行深一层考虑。在实际的压实作业中，当振动压路机的振幅达到最大值时，若其工作频率也处在最大值，则振动压路机的振动情况必然过于剧烈，导致压实效果并不良好

42、。在实际应用中，两者同时处于最大值的概率是极小的。另一方面，在掌握了压实原理之后可知，通常，振动压路机在压实粘性材料、混合土等或者压实基础时，采用的是低频高幅的工作状态；在压实砂土或路面浅层压实时，采用的是高频低幅的工作状态。因此，推出这样一个结论，即压实路面时，频率会达到其最大值，而振幅需要控制在某个范围以内；压实基础时，振幅会达到其最大值，而工作频率需要控制在某个范围以内。此处，在整机需要有一个控制系统来实现分别对振幅和工作频率的控制，它并不在振动轮中，因此本设计中不含这一部分的设计。现分别计算两种情况时的两组可能出现的最大值：压实路面：的范围为47g由公式4.5，导出带入频率最大值，及的

43、最大值，又由，得出即，当频率处在最大值时，振幅应控制在0.57mm以下。这组频率和振幅的数值即为：=55Hz=0.57mm压实路基：的范围为510g由公式4.5，导出带入振幅最大值，及的最大值，又由，得出 即，当振幅处在最大值时，频率应控制在33.59Hz以下。这组频率和振幅的数值即为：=33.59Hz=2.2mm综上，以上两组频率和振幅的数值就是本设计中可能出现的振动最强烈的两个时刻，故在以下的校核计算中，只要分别用这两组数据校核即可。 =55Hz=0.57mm和=33.59Hz=2.2mm4.1.4 振动压路机工作速度和压实遍数振动压路机的工作速度是指振动压路机在进行压实作业时的行走速度。

44、与静作用压路机相比，振动压路机的工作速度对压实效果的影响特别明显。因为，在振动压实过程中，土的颗粒由静止的初始状态变化为运动状态要有一个过渡过程。过渡过程持续的时间长短与土的颗粒之间的粘聚力、吸附力的大小有关;也与振动压路机的振动轮的线载荷有关。线载荷越大，过渡过程所需要的时间就越短。研究表明，为了克服土颗粒之间的粘聚力、吸附力，对于一般的亚粘土应至少三次有效的强迫振动，才足以使土颗粒处于振动状态。在铺层厚度一定时，传递至被压材料的能量与碾压遍数成正比，与碾压速度成反比。当压路机的速度增加，碾压遍数也要相应增加。随着碾压速度的提高，振动撞击的次数减少，要获得相同的压实效果，势必增加压实遍数。如

45、果碾压速度与遍数不匹配，就达不到设计的密实度。需选择合适的碾压速度，碾压速度一般选用3km/h6km/h，高频并不意味着可以提高碾压速度，碾压速度还应该保持在3km/h6km/h。有研究数据表示，如果把碾压速度提高到5km/h7km/h，达到同样要求密实度的碾压遍数要增加50%。4.1.5 激振力振动压路机振动轮的激振力： (4.6)激振力越大，压路机作用于土壤的压实力就越大，压路机的总压实力由振动轮的激振力和轮轴分配的静轴荷之和构成。激振力的增大与振幅和振动频率的平方成正比。在一定范围内振动频率的增加对压实效果的影响是有限的，因此激振力越大，并不意味着压实效果越好。激振力只能用于对静重和频率

46、相等的各压路机之间进行直接对比。4.1.6 振动轮的振动功率振动压路机的振动功率是指振动压路机的下车（振动轮）产生的振动并克服土的阻尼所消耗的功率。查找相关资料可知，振动功率的计算目前尚没有一种较为完善的计算方法。瑞典戴纳帕克公司根据本公司产品的特点，即以CA系列和CC系列为主的两大系列产品，绘制了每一系列产品振动功率及整机功率曲线，在系列内需开发新产品时，所需功率在曲线上寻查；德国劳森浩森公司有其自己的振动功率计算方法，这套计算方法也有其优缺点，但经实践证明基本是可行的。两种常见的振动压路机振动功率的计算方法如下：第一种为经验公式，第二种为理论计算方法。前者计算净度较低，但简便易算，在初步设计中进行估算是很有实用价值的；第二种方法计算精度略高，但人们对这个公式的理论依据上有不同看法，特别是这种算法可能出现功率负值，其解释也不尽人意。对比以上两种计算方法的优势和劣势，本设计选用第一种方法进行初步计算。振动功率的经验计算公式：