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振动压路机激振力的校核计算

激振力作为振动压路机的一项重要技术指标，其大小直接影响着压路机的压实效果和作业效率。本文通过对振动压路机激振原理和作用的分析，并结合某型号压路机的设计参数，阐述了振动压路机激振力的校核计算方法。

振动压路机在进行土壤压实时要达到理想的效果主要取决于两个条件:一是振动加速度使被压实材料 的内摩擦力消除或减少，土壤颗粒能够处于自由的运动状态；二是要有一定的静压和冲击压力波，以对 土壤产生足够的压力和剪应力，促使其位移以至密实。因此，在振动压路机产品设计中，激振力是一项 重要的技术指标，它直接影响压路机的使用性能，必须经过认真的计算和校核。

1 激振力的产生

采用垂直振动方式的压路机，其激振系统是产生振动的力源，基本原理是：振动轴在高速旋转时带 动轴上偏心体一起旋转，偏心体所产生的离心力就形成了激振力。

2 激振力计算的依据

激振力与许多因素有关，如产品质量、激振系统零部件结构(尺寸)、振动频率和振幅等，在质量、激 振系统零部件结构(尺寸)确定的情况下，振动频率是计算激振力的重要依据。一般情况下，振动压路机合 理的工作频率应高于“机—工”振动系统的二阶固有频率。但这一频率也不能过高，否则一是造成浪费； 二是当频率超过一定限度时会造成振动轮跳离地面而形成所谓的“失偶”现象，使土壤受到无规则冲击， 反而会使密实度下降。因此，要想获得合适的激振力必须在新产品设计时制订合理的参数，一般情况下，频率的选用范围为HZ。

3 校核计算对象的主要性能参数

以我公司新开发的某型压路滑轮可以在机架上左右移动机为例，通过试验分析，在设计任务书中对该产品的主要性能参数要求 如下：

工作质量 (kg)14000激振力(kN)270 / 160前轮分配质量(kg)7000发动机型号上柴D4114静线压力(N / cm)325功率(kW)95频率(Hz)30/33爬坡能力(%)35名义振幅(mm)1.70 / 0.8

从上述技术参数可以看出，该产品为双频率、双振幅，低频为30HZ、高频为33HZ，最大激振力大 于或等于270KN、最小激振力大于或等于160KN。

4 激振力的校核计算

该产品激振系统由安装在振动轴上的两套偏心体组成，每套偏心体又分别由偏心块、偏心壳体、偏 心壳盖组成。从振动理论可知，三者形成的离心力相加为最大激振力，后两者之和减去偏心块离心力之 差为最小激振力。激振力的计算过程是：首先计算上述三个零件各自的偏心质量矩，然后按照最大、最 小激振力的方法计算出最大、最小偏心质量矩。最后根据高、低频率分别计算出大、小激振力，将计算 出的大、小激振力值与任务书相比较，如果不足则可通过更改偏心体各零件的尺寸和结构，以达到设计 任务书规定的激振力。

4.1 偏心块偏心质量矩的计算

偏心块结构如图1所示，材料为QT，密度ρ=7200kg/m 3，偏心部分厚度δ为0.055m。按照公式，首先计算该零件偏心质量m I:

.2 偏心壳体偏心质量矩的计算

如图2所示，偏心壳体的偏心结构可以看作I、II、III三个部分。分别计算简称ABS出三个部分的质量和质量 矩，它们之和即为偏心壳体的偏心质量矩。该零件材料也为QT，三部分偏心厚度分别为δ 1=5mm，δ2=22.5mm，δ3=51.5mm，按照公式(2)计算I、II、III三部分 各自偏心质量mⅡⅠ、mⅡⅡ、m ⅡⅢ和偏心质量矩mⅡⅠ· eⅡⅠ、mⅡⅡ ·eⅡⅡ、mⅡⅢ ·eⅡⅢ:

mⅡⅠ =1.5708(R2-r2)·ρ·δ

=1.5708（0..092）×7200×0.0225

=10.4k索具g

mⅡⅠ ·eⅡⅠ =0.667(R3-r3)·ρ·δsin90°

=0.667(0..093)×7200×0.0225×sin90°

=10.9kg·m

mⅡⅡ =1.5708(0..1782)×0.0515×7200

=10.122kg

mⅡⅡ ·eⅡⅡ =0.66喷绘机7(0..1783 )×7200×0.0515×sin90°

=1.29kg·m

mⅡⅢ =1.5708(0..1882)×0.005×7200

=0.776kg

mⅡⅢ ·eⅡⅢ =0.667(0..1883)×7200×0.005×sin90°

=0.1kg·m

偏心壳体三部分偏心质量之和∑mⅡ为

∑mⅡ =mⅠ+mⅡ+mⅢ

=10.4+10.122+0.776=21.298kg (3)

偏心壳体三部分偏心质量矩之和∑mⅡ·e Ⅱ为

∑mⅡ·eⅡ = mⅡⅠ·eⅡⅠ + mⅡⅡ ·eⅡⅡ + mⅡⅢ ·eⅡⅢ

=1.09+1.29+0.1

=2.48kg·m (4)

图2 偏心壳体

4.3 偏心壳盖偏心质量矩的计算

如图但仅限特定拜托方的检测3所示，偏心壳盖材料也为QT，则该零件的偏心质量m Ⅲ为

mⅢ =1.5708(R2-r2)·ρ·δ

=1.5708(0..12)×0.0225×7200

=9.94kg (5)

该零件的偏心质量矩mⅢ ·eⅢ为

mⅢ·eⅢ =0.667(R3-r3)·ρ·δsin90°

=0.667(0..13)×0.0225×7200×sin90° =1.07kg·m (6)

图3 偏心壳盖

4.4 偏心体最大、最小偏心质量矩及偏心距的计算

如上所述，三者形成的离心力相加为最大激振力，后两者之和减去偏实现了航空、汽车用铝合金材料关键技术的银杏突破和材料的完全自主供应心块离心力之差为最小激振力， 振动轴上装有左、右两套偏心体。因此，大激振力时的偏心质量矩m E为

mE =(mⅠ·eⅠ+∑mⅡ ·eⅡ+mⅢ ·eⅢ)×2 =(1.037+2.48+1.07)×2

=9.18kg·m (7)

偏心体偏心质量总和m为

m=(mⅠ+∑mⅡ+mⅢ )×2

=(10.07+21.296+9.94)×2

=82.612kg (8)

小激振力时偏心质量矩me为

me=(∑mⅡ·eⅡ +mⅢ· eⅢ -mⅠ·eⅠ)×2

=(2.48+1..037)×2

从计算数据可以看出，激振系统设计达到产品任务书中激振力参数要求。

5 效果

通过在新产品设计过程中对激振力的校核计算，不但可以校验激振力能否达到整机设计的性能要求， 还可以为激振系统的设计结构(尺寸)进行优化设计找到依据，达到简化产品结构、满足产品使用性能、降 低产品成本的目的。(end)