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振动轴承的选择与校核
1、激振器结构设计及计算
激振器的结构见图5．4，两个偏心块被分别放置在两个密闭的圆柱形箱体内，箱体再通过平键埘称的连接在偏心轴两侧。偏心块在箱体内可以绕轴心旋转，并依靠定位块定位。
激振器结构与工作原理
当偏心轴在振动马达的带动下顺时针旋转时，由于惯性作用，两个偏心块与偏
心轴相对，此时的静偏心矩最小，为低振幅；当逆时针旋转时，两个偏心块与偏心轴重叠，静偏心矩最大，为高振幅。圆柱形的腔体内还充满高黏度的硅油，在偏心块换向时起缓冲作用，消除与定位块的巨大撞击声响。
即左右侧的动刚度K左、K右为：
K左=K右= =43.66KN/cm
左侧减振器共16个，呈圆周分布，剪切受力，见图5．10，不仅具有减振的功能，同时还起到传递驱动扭矩M的作用。左侧减振器随振动轮一起滚动，因此应采用圆形截面，这样总的刚度不会随着振动轮位置的变化而变化。
每只左侧减振器的动刚度为：
K左= =2.73KN/cm
1—大圆弧半中心角， 1=
臼：一小网弧半中心角“一cc。s(一去)o
两种工况下偏心轴的静偏心矩 应分别为11.4kgm和5.4kgm。
高振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩叠加，有：
M’+2M”=11．4kg．m (5．14)
低振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩抵消，有：
M．-2M“=5．4kg．m (5．15)
见图5．5是偏心轴的外形，设偏心轴的静偏心矩为M’，则：
M’= p×e
其中：R一偏心部分的半径，mm；
L一偏心部分的长度，mm；
e一偏心轴的偏心距，mm；
P一材料密度，钢P=7．85× kg／mm3。
偏心轴外形
见图5．6，是偏心块的外形，设偏心块的静偏心矩为M”，则：
M”=A×B×p×e’(5．11)
R=l 12 mm，L=800 mm，e=35 mm，，=70 mm，Rl=155 mnl，R2=90 mm，
b=20 mm，B=80mm。
5-3减振系统的设计计算
橡胶减振器的设计与计算
橡胶材料的硬度是橡胶减振器设计的一个十分重要的参数，当减振器结构尺寸一定时，刚度与硬度成正比关系。在不改变结构尺寸的前提下，可以通过改变橡胶HS硬度值达到改变减振器刚度的目的，这为振动压路机减振器的设计及修改带来很大的方便。一般橡胶减振器的硬度在40～60HS的范围内选取，此时的橡胶材料既有较高的强度，又有良好的韧性，并且与金属板的连接强度较大，可达3MPa。为给减振器的修改上下都留有足够的余量，选取橡胶材料的硬度值为50HS，其对应的弹性模量E=2．57 MPa，剪切弹性模量G=0．71 MPa。由于振动压路机的激振力是一个动态的作用力，因此上面所确定的减振系统总刚度K．是动刚度。为了使前车架保持平衡，左右两侧减振器应各承担总刚度的一半，
式中， ——传递率；
——频率比；
——振动压路机的工作频率；
——图中数字模型的振动频率。
其中，
(5.2)
如果把图5.1中的基础视为振动压路机的下车，那么， 则为振动压路机减振系统的总刚度， 则为振动压路机的当量上车质量。
传递到振动压路机上车的振幅越小，振动压路机的减振效果就越好。减振系统的设计主要是解决 的问题。将公式5.2改写为下式：
其中：A一偏心块的截面积，mm2；
B一偏心块的厚度，mm；
p一材料密度，钢P=7．85× kg／mm3。
e’一偏心块的偏心距，mm。
偏心块外形
图5．6偏心块外形
A= (R12 12+R22 22)- (c1-c2)-
e’= (c13-c23)
式中：c1—偏心块大圆弧弦长，c1=2 ;
c2—偏心块小圆弧弦长，c2=2 ;
由 下车质量 是指参与振动的振动轮总成的质量，上车质量 是指前车架的质量，两者之和就是前轮的分配质量（轴载荷）
=12500kg
下车质量 =6000kg，上车质量 =6500kg
确定振动压路机减振系统总刚度的方法目前有两种。一是把振动压路机与土视为一个整体，并简化为“压路机—土”的振动模型。这个系统具有两个固有频率，故这种计算方法又叫做两个自由度计算方法。二是把振动压路机简化为具有一个自由度的振动系统，如图5.1所示，这个系统只有一个自由度，故这个方法又叫做单自由度振动系统计算方法。比较两个字算方法，可知，但自由度振动系统计算压路机的减振系统，方法简单，不涉及土的刚度问题。并且，本设计中的振动轮的振动动作简单，只有垂直方向的振动。故选用但自由度振动系统计算方法。
图5.1 一个自由度的振动系统的受力分析
在图5.1中，整个系统在 这个交变力的外力作用下产生振动，其振幅为A，振动加速度幅值为a，因为弹簧的作用，基础振动的振幅A和加速度幅值a传递到质量m1上时已经不再是A和a，变为A1和a1，用τ表示A1与A之比或者a1与a之比，则τ即为该振动系统的传递率。
(5.1)
——振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量），Kg；
——名义振幅，mm；
——振动轮数量；
——频率修正系数，见表4.1。
表4.1 振动功率的频率修正系数
频率（Hz）
25~30
31~35
36~40
41~45
46~50
5.5
6.5
7
7.5
8
本设计中，振动振幅和频率都是一个范围，而不是一个具体值。计算功率时用4.1.3中计算的两组最大值来计算出功率的最大值。
对于圆形截面减振器，受剪切时的动刚度计算公式：
式中：A一减振器的截面积，cm2；
G’一剪切表观弹性模量，MPa；
H一减振器的高度，cm；
d一动刚度系数，橡胶硬度50HS时，d=1.2。
对于圆截面受剪切减振器的剪切表观弹性模量G’按下式求解：
根据公式(5．28)、(5．29)、(5．30)、(5．31)，确定左侧减振器的结构尺寸为H=80 mm，D= 136 mm，满足上述公式，使左侧减振器的总的动刚度为 。
解方程组(5．14)、(5．1 5)，得：M’=8．4kg．m，M”=1．5kg．m。
根据振动轮内部空间的大小，调整并确定偏心轴和偏心块各尺寸，将尺寸数值
带入公式(5．10)、(5．11)、(5．12)、<5．1 3)中，使M’8．7kg．m，M”=1．45 kg．m。
在满足上述条件的情况下，最终确定各尺寸如下：
两组最大值即：
=35Hz
=0.95mm
和
=29Hz
=1.9mm
第一组：
=35Hz 时 =6.5。代入进行计算得：
P= ·A0· ·n=6000 37.5KW
第二组：
=29Hz时 =5.5。代入进行计算得
P= ·A0· ·n=6000 62.7KW
取两者中较大一个为本设计中振动轮的振动频率的功率最大值，即 =62.7KW。
=35Hz
=0.95mm
和
=29Hz
=1.9mm
可以看出，第一种情况的频率值更大，因此带入第一组数据进行计算。
式中m1=6000kg， =35×2π=220rad／s，计算得Kl=87.32kN／cm。
．振动轮的振动功率
本设计选用经验公式进行初步计算。
振动功率的经验计算公式：
式中， ——振动系统消耗功率，W；
YZ18C振动轮的参数选择
振动频率f：29/35 Hz
名义振幅A0：1.9/0.95 mm
振动轮的振动加速度（ ）可由名义振幅（ ）和振动角频率（ ）求得：
=6.4/4.7m/s2
激振力 ：380/ 260kN
我们知道激振力实际上就是振动轮内偏心轴高速旋转时产生的离心力，根据公式：
（2.7）
将 和ω的值分别代入， 可计算出，两种工况下偏心轴的静偏心矩 应分别为11.4kgm和5.4kgm。
（5.3）
根据实践经验证实，当频率比 =5～6时，一般认为可以获得满意的减振效果。 可用下式表达：
=
其中，频率ห้องสมุดไป่ตู้ =6，已被认为是减振的最佳值。带入公式5.3中，得出
式中， ——振动压路机的上车当量质量，由设计决定，Kg；
——振动压路机的工作频率，由设计决定，Hz。
在本设计中，有两种振动最强烈的状态，即
1、激振器结构设计及计算
激振器的结构见图5．4，两个偏心块被分别放置在两个密闭的圆柱形箱体内，箱体再通过平键埘称的连接在偏心轴两侧。偏心块在箱体内可以绕轴心旋转，并依靠定位块定位。
激振器结构与工作原理
当偏心轴在振动马达的带动下顺时针旋转时，由于惯性作用，两个偏心块与偏
心轴相对，此时的静偏心矩最小，为低振幅；当逆时针旋转时，两个偏心块与偏心轴重叠，静偏心矩最大，为高振幅。圆柱形的腔体内还充满高黏度的硅油，在偏心块换向时起缓冲作用，消除与定位块的巨大撞击声响。
即左右侧的动刚度K左、K右为：
K左=K右= =43.66KN/cm
左侧减振器共16个，呈圆周分布，剪切受力，见图5．10，不仅具有减振的功能，同时还起到传递驱动扭矩M的作用。左侧减振器随振动轮一起滚动，因此应采用圆形截面，这样总的刚度不会随着振动轮位置的变化而变化。
每只左侧减振器的动刚度为：
K左= =2.73KN/cm
1—大圆弧半中心角， 1=
臼：一小网弧半中心角“一cc。s(一去)o
两种工况下偏心轴的静偏心矩 应分别为11.4kgm和5.4kgm。
高振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩叠加，有：
M’+2M”=11．4kg．m (5．14)
低振幅工况下，两个偏心块与偏心轴的静偏心矩抵消，有：
M．-2M“=5．4kg．m (5．15)
见图5．5是偏心轴的外形，设偏心轴的静偏心矩为M’，则：
M’= p×e
其中：R一偏心部分的半径，mm；
L一偏心部分的长度，mm；
e一偏心轴的偏心距，mm；
P一材料密度，钢P=7．85× kg／mm3。
偏心轴外形
见图5．6，是偏心块的外形，设偏心块的静偏心矩为M”，则：
M”=A×B×p×e’(5．11)
R=l 12 mm，L=800 mm，e=35 mm，，=70 mm，Rl=155 mnl，R2=90 mm，
b=20 mm，B=80mm。
5-3减振系统的设计计算
橡胶减振器的设计与计算
橡胶材料的硬度是橡胶减振器设计的一个十分重要的参数，当减振器结构尺寸一定时，刚度与硬度成正比关系。在不改变结构尺寸的前提下，可以通过改变橡胶HS硬度值达到改变减振器刚度的目的，这为振动压路机减振器的设计及修改带来很大的方便。一般橡胶减振器的硬度在40～60HS的范围内选取，此时的橡胶材料既有较高的强度，又有良好的韧性，并且与金属板的连接强度较大，可达3MPa。为给减振器的修改上下都留有足够的余量，选取橡胶材料的硬度值为50HS，其对应的弹性模量E=2．57 MPa，剪切弹性模量G=0．71 MPa。由于振动压路机的激振力是一个动态的作用力，因此上面所确定的减振系统总刚度K．是动刚度。为了使前车架保持平衡，左右两侧减振器应各承担总刚度的一半，
式中， ——传递率；
——频率比；
——振动压路机的工作频率；
——图中数字模型的振动频率。
其中，
(5.2)
如果把图5.1中的基础视为振动压路机的下车，那么， 则为振动压路机减振系统的总刚度， 则为振动压路机的当量上车质量。
传递到振动压路机上车的振幅越小，振动压路机的减振效果就越好。减振系统的设计主要是解决 的问题。将公式5.2改写为下式：
其中：A一偏心块的截面积，mm2；
B一偏心块的厚度，mm；
p一材料密度，钢P=7．85× kg／mm3。
e’一偏心块的偏心距，mm。
偏心块外形
图5．6偏心块外形
A= (R12 12+R22 22)- (c1-c2)-
e’= (c13-c23)
式中：c1—偏心块大圆弧弦长，c1=2 ;
c2—偏心块小圆弧弦长，c2=2 ;
由 下车质量 是指参与振动的振动轮总成的质量，上车质量 是指前车架的质量，两者之和就是前轮的分配质量（轴载荷）
=12500kg
下车质量 =6000kg，上车质量 =6500kg
确定振动压路机减振系统总刚度的方法目前有两种。一是把振动压路机与土视为一个整体，并简化为“压路机—土”的振动模型。这个系统具有两个固有频率，故这种计算方法又叫做两个自由度计算方法。二是把振动压路机简化为具有一个自由度的振动系统，如图5.1所示，这个系统只有一个自由度，故这个方法又叫做单自由度振动系统计算方法。比较两个字算方法，可知，但自由度振动系统计算压路机的减振系统，方法简单，不涉及土的刚度问题。并且，本设计中的振动轮的振动动作简单，只有垂直方向的振动。故选用但自由度振动系统计算方法。
图5.1 一个自由度的振动系统的受力分析
在图5.1中，整个系统在 这个交变力的外力作用下产生振动，其振幅为A，振动加速度幅值为a，因为弹簧的作用，基础振动的振幅A和加速度幅值a传递到质量m1上时已经不再是A和a，变为A1和a1，用τ表示A1与A之比或者a1与a之比，则τ即为该振动系统的传递率。
(5.1)
——振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量），Kg；
——名义振幅，mm；
——振动轮数量；
——频率修正系数，见表4.1。
表4.1 振动功率的频率修正系数
频率（Hz）
25~30
31~35
36~40
41~45
46~50
5.5
6.5
7
7.5
8
本设计中，振动振幅和频率都是一个范围，而不是一个具体值。计算功率时用4.1.3中计算的两组最大值来计算出功率的最大值。
对于圆形截面减振器，受剪切时的动刚度计算公式：
式中：A一减振器的截面积，cm2；
G’一剪切表观弹性模量，MPa；
H一减振器的高度，cm；
d一动刚度系数，橡胶硬度50HS时，d=1.2。
对于圆截面受剪切减振器的剪切表观弹性模量G’按下式求解：
根据公式(5．28)、(5．29)、(5．30)、(5．31)，确定左侧减振器的结构尺寸为H=80 mm，D= 136 mm，满足上述公式，使左侧减振器的总的动刚度为 。
解方程组(5．14)、(5．1 5)，得：M’=8．4kg．m，M”=1．5kg．m。
根据振动轮内部空间的大小，调整并确定偏心轴和偏心块各尺寸，将尺寸数值
带入公式(5．10)、(5．11)、(5．12)、<5．1 3)中，使M’8．7kg．m，M”=1．45 kg．m。
在满足上述条件的情况下，最终确定各尺寸如下：
两组最大值即：
=35Hz
=0.95mm
和
=29Hz
=1.9mm
第一组：
=35Hz 时 =6.5。代入进行计算得：
P= ·A0· ·n=6000 37.5KW
第二组：
=29Hz时 =5.5。代入进行计算得
P= ·A0· ·n=6000 62.7KW
取两者中较大一个为本设计中振动轮的振动频率的功率最大值，即 =62.7KW。
=35Hz
=0.95mm
和
=29Hz
=1.9mm
可以看出，第一种情况的频率值更大，因此带入第一组数据进行计算。
式中m1=6000kg， =35×2π=220rad／s，计算得Kl=87.32kN／cm。
．振动轮的振动功率
本设计选用经验公式进行初步计算。
振动功率的经验计算公式：
式中， ——振动系统消耗功率，W；
YZ18C振动轮的参数选择
振动频率f：29/35 Hz
名义振幅A0：1.9/0.95 mm
振动轮的振动加速度（ ）可由名义振幅（ ）和振动角频率（ ）求得：
=6.4/4.7m/s2
激振力 ：380/ 260kN
我们知道激振力实际上就是振动轮内偏心轴高速旋转时产生的离心力，根据公式：
（2.7）
将 和ω的值分别代入， 可计算出，两种工况下偏心轴的静偏心矩 应分别为11.4kgm和5.4kgm。
（5.3）
根据实践经验证实，当频率比 =5～6时，一般认为可以获得满意的减振效果。 可用下式表达：
=
其中，频率ห้องสมุดไป่ตู้ =6，已被认为是减振的最佳值。带入公式5.3中，得出
式中， ——振动压路机的上车当量质量，由设计决定，Kg；
——振动压路机的工作频率，由设计决定，Hz。
在本设计中，有两种振动最强烈的状态，即