【正文】 15，無需進行縱向穩(wěn)定性校核。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律應壁厚的不同而異。導向套的位置可安裝在密封圈的內(nèi)側，也可以裝在外側。缺點：徑向尺寸和重量較大，用鋼管焊上法蘭工藝過程復雜些。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20～30倍。轉向液壓缸的最大工作行程L可按下式估算： (101)式中： h—連接銷與鉸接縱軸的距離；鋼輪最大轉向角度。由于液壓缸有效面積A A所以能滿足液壓缸最小穩(wěn)定速度的要求。 液壓缸主要尺寸的確定 液壓缸的主要尺寸根據(jù)液壓缸所受的負載來確定主要有液壓缸內(nèi)徑與活塞桿直徑缸壁厚與外徑工作行程最小導向長度 工作壓力p的確定液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。6 轉向液壓缸的設計計算 18T單鋼輪全液壓型振動壓路機采用液壓轉向系統(tǒng)，主要由轉向齒輪泵、全液壓轉向器、轉向油缸和壓力油管組成。圖11減振塊Fig .11 The damping block振動壓路機的減振器有傳遞扭矩和不傳遞扭矩兩種形式。減振器的內(nèi)阻尼的大小除了取決于所用材料以外，還和其結構形狀、尺寸、承載方式有關。所以維持振動所需功率可以按下式進行計算： （W） （78） 克服軸承摩擦所需功率 克服軸承摩擦所需功率可按下式確定： （79）式中： MT——軸承中的摩擦力矩() ； n——偏心塊的轉速（r/min）.軸承摩擦力矩為： （80）式中： f=k1k2——軸承的摩擦系數(shù)； k1——考慮潤滑形式系數(shù)：； k2——考慮軸承形式的系數(shù)： d——轉軸直徑； F——激振力。其公稱直徑為d=30,選用L=120的彈性圓柱銷。降低溫度可延緩潤滑油老化，延長振動軸承使用壽命。 連軸器選擇 振動馬達與振動軸之間采用直接傳動方式，即使用連軸器聯(lián)接。高振幅時，C（N） （43）C（N） （44）按照較大者確定軸承基本額定載荷：C（N） C（N 首先按下式初步估算振動軸承的最小直徑，選取軸的材料為45號剛，調(diào)質(zhì)處理d （46） A= （47）A—查表取為112；p—輸出軸上的功率 KW；n—軸的轉速 r/min。所以當偏心塊同時到達最高點a時,由于離心力作用，能將振動輪整個提高地面；而當固定偏心塊和活動偏心塊同時轉到最低點b時，整個振動輪被大地托住，所以軸承外圈上b點受到的力大于a點。由于軸承內(nèi)圈6是在振動軸8上，當振動軸8旋轉時，軸承內(nèi)圈6也跟著同步旋轉?？劭郏壕牌咭痪哦惆肆懔?另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經(jīng)通過答辯 （20）對18T單鋼輪全液壓振動壓路機：m==(kg)。硅油可以流動且密度大，可隨振動馬達的旋轉方向的變化而變化而改變其在空腔內(nèi)的位置，從而達到調(diào)節(jié)偏心質(zhì)量和靜偏心距的目的?；顒悠膲K安裝在兩個固定偏心塊中間，通過鍵連安裝在振動軸上。可靠性對于機械傳動振動壓路機，由于機械傳動部分在工作中存在沖擊，并且增加了諸如離合器、變速器和分動箱等傳統(tǒng)的機械傳動環(huán)節(jié)，部分降低了壓路機的可靠性；而全液壓傳動振動壓路機的液壓系統(tǒng)中的液壓件多采用國際著名公司的產(chǎn)品，可靠性較高，同時輕易實現(xiàn)優(yōu)越的性能，如可靠的三級制動功能和驅(qū)動與制動互鎖保護功能等。 本次設計主要任務 我國基礎施工正面臨著一場新技術新工藝的革命，傳統(tǒng)的路面壓實機械已經(jīng)不能滿足我國經(jīng)濟的發(fā)展需求，高可靠性，高性價比正式這個時代所需求的產(chǎn)物。專用壓實設備匱乏，綜合性能、經(jīng)濟指標及自動控制技術仍然落后。1974年洛陽建筑機械廠與長沙建筑機械研究所合作開發(fā)了10t輪胎驅(qū)動振動壓路機和14t拖式振動壓路機。以上都是靜壓式壓路機，而振動壓實技術和振動壓實機械的出現(xiàn)是壓路機發(fā)展史一個劃時代的貢獻，從此改善壓實效果不再簡單地以來壓路機重量或者壓實壓力，同時將振動方式合振動參數(shù)研究推向了高峰。早期出現(xiàn)的壓路機都是拖式，可以追溯到18世紀初制造的畜力牽引的光輪碾。面對難得的歷史機遇，我國基礎施工正經(jīng)歷著一場新技術新工藝的革命，傳統(tǒng)振動壓路機設備技術已經(jīng)不能社會發(fā)展要求，將逐漸被先進的振動壓路機設備技術所代替。遠古時代，先輩們就曾利用牛羊畜群的蹄子對土壤進行踩踏。在此期間美國的工程師們開發(fā)成功研制了世界第一臺羊拖式羊足碾壓路機。隨著電液控制技術在振動壓路機的應用，從此出現(xiàn)了調(diào)頻、調(diào)幅的壓路機。國內(nèi)大專院校和科研院所的科研攻關，使我國自行開發(fā)和研制振動壓路機的能力有了較大的提高。 人性化設計：例如設計寬敞的操作平臺獨立安裝在設備上，減少噪音和振動，駕駛環(huán)境更為舒適，消聲器隱藏在后部發(fā)動機罩蓋下，有效減少了來自及其后部的噪音和熱量等等這些人性化設計，使得操作和包養(yǎng)機器變的異常簡便，大大降低了難度和工作量。壓實速度機械傳動振動壓路機的行駛速度只能實現(xiàn)有級變速，而全液壓傳動振動壓路機則可實現(xiàn) 無級變速。2 工作原理18T單鋼輪全液壓振動壓路機采用后輪驅(qū)動，其行駛、制動、轉向、振動都是通過液壓系統(tǒng)實現(xiàn)控制。動力傳遞路線如下18T單鋼輪全液壓振動壓路機整車視圖如下： 圖1 壓路機整車視圖 Fig. 1 machine vehicle View Road3 振動輪設計壓路機激振機構內(nèi)裝有調(diào)幅裝置，調(diào)幅裝置內(nèi)裝有活動偏心塊，活動偏心塊空套在偏心振動軸上，當驅(qū)動振動軸的液壓馬達正反轉時，使調(diào)幅裝置上的偏心塊與偏心振動軸產(chǎn)生兩種不同的偏心質(zhì)量疊加方式，從而得到兩種不同的偏心距。（1）正視圖 （2）左視圖1振動軸承 2活動偏心塊 3固定偏心塊 4振動軸 5擋銷圖3 偏心塊示意圖 Schematic diagram of vibration wheel block 此處省略旋轉動力由振動軸8的帶鍵端輸入。振動軸8旋轉一周內(nèi)，軸承外圈4上所受的力有所不同。.查《機械設計手冊》，軸承的基本額定動載荷為[8]： （36）C—基本額定動載荷計算值；N—壽命因數(shù)；；—速度因數(shù)；—力矩載荷因數(shù)；—沖擊載荷因數(shù)；—溫度因數(shù)；取1P—當量動載荷 當量動載的計算：軸承的基本額定動載荷是在假定的運轉條件下確定的。n—軸的轉速；1800/1980 (r/min)當壓路機處于高幅低頻狀態(tài)時：T T=T1+T2 =483 其中 （58）所以 （59）很顯然，當振動壓路機處于高頻低幅狀態(tài)時：T＜T M＜M 所以M＜M。 振動器殼體設計圖9振動器旋轉殼體Fig 9The vibrator shell of revolution因振動器旋轉速度很快，傳遞功率大，所以應選擇油潤滑。對通軸式振動輪而言，由于油室是圓筒狀，上述通道顯然不可能實現(xiàn)，而通常在振動馬達安裝盤上方設置透氣塞，以實現(xiàn)振動室的自由呼吸[9]。根據(jù)實際測定表明，振動所需功率隨壓實材料狀態(tài)變化而變化很微小的。如果考慮傳動機構的傳動效率η，則可得到振動所需功率為： （W） （83）根據(jù)以上有關振動功率的確定我們可以計算得到18T單鋼輪全液壓振動壓路機的振動功率. 根據(jù)經(jīng)驗公式： P（KW） （84）式中m—振動質(zhì)量；（kg）A—名義振幅；（m）—頻率修正系數(shù)；n—振動輪數(shù)量；取1P==（KW） （85）此公式僅做參考用，因為實際工況不同，土壤的剛度等性能參數(shù)不同，實際的功率是在不斷變化的，無固定功率可言。還有天然橡膠耐油性能差，減振器接觸油污后橡膠發(fā)生變形，失去彈性，因此不宜采用天然橡膠。在設計中，減振器的連接形式和布置決定了橡膠減振器的受力狀態(tài)。通過控制轉向油缸的深處長度來控制轉向角。 （92）式中――液壓缸的機械效率，一般＝～；F的大小由經(jīng)驗公式計算出。壓路機轉向時，是由液壓缸前端的連接耳環(huán)推動鉸接架上的連接銷，從而帶動鉸接架繞鉸接縱軸轉動，而鉸接架推動前車架轉動，從而達到使振動鋼輪轉向的目的?；钊膶挾菳一般?。ǎ〥；該液壓缸取B=70mm。常見的缸蓋形式有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內(nèi)半環(huán)連接。圖15整體式活塞Fig 15Piston 活塞桿導向