單鋼輪振動壓路機減振性能影響因素分析

史秀平,崔先覺,龔育超

(1.長安大學(xué)公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室，陜西西安 710064；2.長安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室, 陜西西安 710064)

單鋼輪振動壓路機減振性能影響因素分析

史秀平1,2,崔先覺1,2,龔育超1,2

(1.長安大學(xué)公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室，陜西西安 710064；2.長安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室, 陜西西安 710064)

為分析影響單鋼輪振動壓路機減振系統(tǒng)性能的因素，建立單鋼輪振動壓路機-土壤系統(tǒng)2自由度動力學(xué)模型，得出壓路機減振系統(tǒng)的主要影響因素為減振器本身的性能與結(jié)構(gòu)參數(shù)、壓路機振動系統(tǒng)參數(shù)、壓路機上下車質(zhì)量參數(shù)及被壓實材料的性能等。分析表明：在保證減振器在橡膠態(tài)工作的條件下，選擇合適的減振器剛度和阻尼，并采用合理的連接排布方式；綜合考慮壓實能力和減振系統(tǒng)性能2方面選擇壓路機的振幅和頻率；合理分配壓路機上下車的質(zhì)量，保證上下車的質(zhì)心位置與減振器作用力中心及鋼輪激振力作用中心重合等，能大幅提高單鋼輪振動壓路機的減振性能。

機械工程；單鋼輪振動壓路機；減振系統(tǒng)；影響因素

振動壓路機靠鋼輪的振動作用帶動被壓實材料振動，以降低材料內(nèi)摩擦力，使顆粒位置重排，材料趨向體積盡量小的狀態(tài)，從而達到壓實效果[1]。同規(guī)格的振動壓路機相對靜碾壓路機壓實效果明顯，壓實效率更高[2-3]。但是，振動在提升壓實質(zhì)量的同時也有很多負(fù)面的作用：鋼輪的振動帶動整機的振動，會降低駕駛舒適性，使駕駛員易疲勞，降低工作效率；振動會降低各零部件的可靠性，疲勞會加速零部件的破壞而降低其使用壽命[4-5]。所以，振動壓路機減振系統(tǒng)的作用非常重要。目前的振動壓路機減振系統(tǒng)一般為三級減振，一級減振連接鋼輪和機架，因為鋼輪是最主要的振動源，所以一級減振在減振系統(tǒng)中占主要作用，設(shè)計合理可以使鋼輪向機架傳遞的能量衰減90%以上[6]。二級減振主要設(shè)置在駕駛室和機架的連接處，三級減振設(shè)置在駕駛座位下，二三級減振主要為提高駕駛舒適性及駕駛室儀表盤的可靠性[7]。

減振系統(tǒng)設(shè)計合理，不僅可以降低整機振動從而提高駕駛舒適性、零部件使用壽命和可靠性，而且對保證壓實度、壓實均勻性和平整度等壓路機作業(yè)質(zhì)量要求也有著重要意義[8]。減振系統(tǒng)是振動壓路機整機設(shè)計的重要環(huán)節(jié)，影響壓路機減振系統(tǒng)性能的因素有很多。

1 減振系統(tǒng)模型

1.1振動烈度

目前，單鋼輪振動壓路機減振系統(tǒng)的評定主要根據(jù)國標(biāo)規(guī)定的振動烈度來評價并分級[9]。振動烈度是指在頻率為10～1 000 Hz內(nèi)的振動速度的均方根值，是反應(yīng)機械設(shè)備振動狀態(tài)的一個綜合有效的特征量[10]。對于單鋼輪壓路機，其鋼輪振動的運動方程可表示為：

X=Asin(2πft)，

(1)

式中：A為振幅,m；t為時間,s；f為振動頻率,Hz。

對式(1)求一階導(dǎo)數(shù)可得：

v=2πftAcos(2πft)=v′cos(2πft)，

(2)

式中：v為運動速度,m/s；v′為振動速度幅值,m/s。

對式(1)求二階導(dǎo)數(shù)可得：

a=4π2f2Asin(2πft+π)=a′sin(2πft+π)，

(3)

式中：a為振動加速度,m/s2；a′為振動加速度幅值,m/s2。

由式(2)(3)可得

式中：vR為振動速度有效值,mm/s。

據(jù)文獻[11]，振動烈度計算公式為：

式中：arms為振動加速度有效值,m/s2;vrms為振動烈度,mm/s。

因此，對于簡諧振動，振動烈度在數(shù)值上等于振動速度有效值。物體的振動烈度反應(yīng)了振動強度，振動烈度越小，振動強度越低，減振性能越好。

1.2壓路機-土壤系統(tǒng)動力學(xué)模型

圖1 壓路機-土壤系動力學(xué)模型

振動壓路機作業(yè)時，鋼輪振動帶動一部分被壓實材料振動，正常條件下不發(fā)生跳振時該部分材料緊貼鋼輪(即x2=x3)[12]。此時，壓路機振動系統(tǒng)可以簡化為圖1所示模型，該模型可表示為：

式中：m1為機架(上車)質(zhì)量,kg;m2為鋼輪(下車)質(zhì)量,kg;m3為隨振被壓實材料質(zhì)量,kg;k1為減振器剛度,N/m;k2為被壓實材料剛度,N/m;c1為減振器阻尼,N·s/m;c2為被壓實材料阻尼,N·s/m;x1為機架瞬時位移,m;x2為振動輪瞬時位移,m;x3為隨振被壓實材料位移,m;Fs為振動輪與被壓實材料間的動態(tài)作用力,N;F0為激振力幅值,N;ω為激振頻率,Hz;t為時間,s。

將其動力學(xué)方程可寫成矩陣的形式：

(4)

用解析法求解公式(4)，得出位移

定義減振系數(shù)

通過對減振系數(shù)的影響參數(shù)分析可知，壓路機減振系統(tǒng)性能的影響因素主要有減振器本身的性能、結(jié)構(gòu)等參數(shù)，壓路機振動系統(tǒng)參數(shù)，壓路機上下車質(zhì)量參數(shù)及被壓實材料的性能等。

單鋼輪振動壓路機一般用于壓實路面底基層土壤及半剛性基層水穩(wěn)材料。壓實過程中，隨著路面壓實度增加，被壓實材料性能，如剛度、阻尼等參數(shù)，不斷變化，對壓路機減振系統(tǒng)性能有一定影響，但該部分為外界不可控因素，對壓路機減振系統(tǒng)的設(shè)計影響較小，故本文僅就前3個因素進行分析，以期對單鋼輪振動壓路機減振系統(tǒng)的設(shè)計工作提供一定的參考。

2 減振系統(tǒng)參數(shù)

2.1減振器材料

圖2 減振器彈性模量隨溫度變化曲線

目前，壓路機減振系統(tǒng)最常用的是橡膠減振器，因為丁腈橡膠具有良好的耐油性，且損耗因子較大，較其他橡膠材料有較大優(yōu)越性，所以壓路機上應(yīng)用的橡膠減振器多數(shù)由丁腈橡膠制成。然而，橡膠材料具有非線性特征，圖2為橡膠材料彈性模量隨溫度變化曲線，圖中E為彈性模量，T為溫度，Tg為材料的玻璃態(tài)轉(zhuǎn)變溫度。由圖2可知，材料彈性模量在橡膠態(tài)時隨溫度變化不大；在橡膠態(tài)外時，一定范圍內(nèi)，溫度降低，彈性模量急劇增加，溫度升高，彈性模量急劇減小,應(yīng)避免減振器被陽光直曬或長時間在溫度苛刻的環(huán)境下工作[13]。

在保證減振器在橡膠態(tài)工作的條件下，要對減振器的剛度和阻尼進行優(yōu)選。剛度和阻尼過大，造成減振器隔振能力變差，隨鋼輪振動的機架的振動烈度也就越大，降低了駕駛舒適性和零件可靠性；同時鋼輪振動能量大量傳到機架，減少有效壓實能量，降低了壓實效率。另一方面，剛度和阻尼過小，減振器難以支撐上車架重量，尤其在起步停車工況時，上車架擺動幅度大，減振器變形也大，降低了整機穩(wěn)定性和減振器可靠性。此外，減振器受到拉伸時，彈性模量會迅速減小，所以安裝減振器時進行一定的預(yù)緊也很有必要[14]。

2.2減振器連接及排布方式

減振器的連接及排布方式對減振系統(tǒng)性能有著重要影響，圖3為鋼輪與機架間常用的2種連接方式[15]。第一種連接方式是馬達直接驅(qū)動鋼輪，并通過減振器與機架相連。這種連接方式，馬達驅(qū)動中心和鋼輪中心對中性較好，沒有附加轉(zhuǎn)矩，減振器主要承受剪切力；但是該種連接方式下，馬達類似懸臂梁，承受較大力矩，且直接與鋼輪相連，振動較大，降低了可靠性及使用壽命。第二種連接方式是馬達直接連接在機架上，并通過減振器驅(qū)動鋼輪。該種連接方式馬達承受力矩小，振動較小，具有較高的可靠性；但是馬達驅(qū)動中心與鋼輪中心難以對中，造成附加扭矩，減振器同時承受剪切、拉伸及扭轉(zhuǎn)的綜合作用力，對減振器要求較高。以上兩種連接方式各有優(yōu)缺點，對于單鋼輪振動壓路機來說，鋼輪驅(qū)動側(cè)所需轉(zhuǎn)矩較大，轉(zhuǎn)速較慢，所以一般選擇第二種連接方式，即馬達通過減振器驅(qū)動鋼輪；鋼輪振動側(cè)所需轉(zhuǎn)矩相對較小，但是轉(zhuǎn)速較快，所以一般選擇第一種連接方式，即馬達直接驅(qū)動鋼輪。

圖3 一級減振器連接方式

減振器的排布方式不同，構(gòu)成的減振器組總剛度有很大差別。鋼輪與機架間減振器常用的排布形式如圖4所示。馬達直接驅(qū)動鋼輪的連接方式，由于減振器主要承受來自機架質(zhì)量及鋼輪對減振系統(tǒng)的沖擊形成的剪切力，所以一般選擇水平分布式或?qū)ΨQ分布式。馬達通過減振器驅(qū)動鋼輪的連接方式，減振器要承受剪切、拉伸及扭轉(zhuǎn)，所以一般選擇均布式排列方式。連接駕駛室的減振器排布方式一般有2種，如圖5所示。第一種將減振器對稱布置在駕駛室下方，這種形式安裝方便，應(yīng)用最廣泛；第二種為組合式布置方式，減振器分別布置在不同方向上，調(diào)節(jié)安裝角度可以獲得不同的總剛度，具有安裝面積大、安裝復(fù)雜的缺點，剛度調(diào)節(jié)范圍太小，所以這種排布方式應(yīng)用較少。

圖4 一級減振器排布方式

圖5 二級減振器排布方式

3 振動系統(tǒng)參數(shù)

鋼輪振動是壓路機振動的主要振源，要降低壓路機振動，最有效的手段是從源頭出發(fā)尋求解決方案[16]。

振幅是壓路機鋼輪的重要設(shè)計參數(shù)，機架振動加速度與鋼輪振幅的增加近似成線性關(guān)系[17]。針對鋼輪振幅對機架振動的影響進行了試驗研究，試驗樣機為國內(nèi)某公司振動壓路機，其參數(shù)見表1。

表1 試驗樣機參數(shù)

試驗過程參照文獻[18]執(zhí)行，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 200 r/min時，分別在高幅振動和低幅振動工況下，測試機架上各測點的振動加速度與振動頻率。測點位置如圖6所示。測試結(jié)果如表2所示。由表2可知，壓路機高幅工況下的振動烈度是低幅工況時的2～3倍，即機架振動明顯較劇烈；且振幅從高幅工況的2 mm變成低幅工況的1 mm時，機架各測點加速度有效值約低一半。

由上述試驗可知，降低振幅可有效提高減振效果，但是較大的振幅能提供較大的壓實能力，大幅擾動被壓實材料，進而提高壓實效率。所以，振動壓路機振幅的選擇應(yīng)權(quán)衡壓實能力和減振系統(tǒng)性能2個方面。

振動頻率影響振動壓路機的壓實效果，同時對減振系統(tǒng)性能也有重要影響。圖7為機架位移和鋼輪位移隨振動頻率的變化曲線[19]，由圖7可知，振動頻率大于在二階共振頻率ω2，隨著頻率增加，機架和鋼輪的位移都減小之后趨于穩(wěn)定，且該段可以避免共振，所以設(shè)計壓路機振動系統(tǒng)時，振動頻率一般大于ω2。頻率較高時，隨頻率增加，機架位移和振動輪位移變化不大，結(jié)合上文降低振幅提高壓實效果的方案，可以通過適當(dāng)提高振動頻率來補償壓實能力。

圖6 壓路機測點布置圖

表2 振幅對壓路機減振系統(tǒng)的影響

圖7 振動頻率對減振系統(tǒng)性能的影響

4 上下車質(zhì)量參數(shù)

上車質(zhì)心位置、鋼輪質(zhì)心位置、上下車質(zhì)量比、上車質(zhì)量分配等因素也對壓路機減振系統(tǒng)有一定影響。上車質(zhì)心位置、鋼輪質(zhì)心位置應(yīng)該與一級減振器系統(tǒng)作用中心及鋼輪激振力作用中心重合，否則易引起壓路機機架偏振。駕駛室質(zhì)心和二級減振系統(tǒng)關(guān)系與之類似。壓路機要進行壓實作用，需要有一定的質(zhì)量，所以上下車質(zhì)量比不能過小。質(zhì)量比過小時，上車質(zhì)量慣性小，造成振動烈度過大，從而大大降低了零件使用可靠性和駕駛舒適性。上下車質(zhì)量比過大時，減振器變形較大，對減振器要求較高，且機架質(zhì)量過大會阻滯鋼輪的振動，降低振動效果[20-21]。上車質(zhì)量較多分配在車體前后時，會增大上車體的轉(zhuǎn)動慣量，對降低上車體前后擺振有一定效果。

5 結(jié)語

本文建立了單鋼輪振動壓路機壓路機-土壤系統(tǒng)2自由度動力學(xué)模型，從模型得出壓路機減振系統(tǒng)的主要影響因素，即減振器本身的性能、結(jié)構(gòu)等參數(shù)，壓路機振動系統(tǒng)參數(shù)，壓路機上下車質(zhì)量參數(shù)及被壓實材料的性能等。通過對各影響因素的分析，可以得出以下結(jié)論：

1)減振器自身材料性能及減振器連接排布方式對壓路機減振系統(tǒng)效果有著重要影響，應(yīng)在保證減振器在橡膠態(tài)工作的條件下，選擇合適的剛度和阻尼，并采用合理的連接排布方式。

2)壓路機振動系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)，如振幅、振動頻率等，對減振系統(tǒng)性能有較大影響。振幅及頻率選擇應(yīng)權(quán)衡壓實能力和減振系統(tǒng)性能兩方面，可通過適當(dāng)降低振幅增加振動頻率的方案來協(xié)調(diào)。

3)壓路機上下車質(zhì)量參數(shù)及制造加工誤差等對減振系統(tǒng)有一定影響，表現(xiàn)在上車質(zhì)心位置、鋼輪質(zhì)心位置、減振器作用力中心及激振力作用中心是否重合，上下車質(zhì)量比、上車質(zhì)量分配是否合理等方面。

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(責(zé)任編輯：郭守真)

InfluenceFactorAnalysisofSingleDrumVibratoryRolleronDampingPerformance

SHIXiuping1,2,CUIXianjue1,2,GONGYuchao1,2

(1.NationalHighwayMaintenanceEquipmentEngineeringLaboratory,Chang′anUniversity,Xi′an710064,China; 2.KeyLaboratoryforHighwayConstructionTechnologyandEquipmentofMinistryofEducation,Chang′anUniversity,Xi′an710064,China)

In order to analyze the influence factors of the damping system of the single drum vibratory roller, a two DOFs (degree of freedom) dynamic model of “roller and soil” is established in the article. The main influence factors of the damping system obtained from the model are the parameters of performance and structure of the dampers, the parameters of the vibratory system, mass parameters of the rack and drum and the property of the compacted material. The analysis shows that these measures can greatly improve the damping performance of single drum vibratory roller which are choosing appropriate damper stiffness and damping as the shock absorber in the rubber state working conditions, using reasonable connection and arrangement, choosing the amplitude and frequency of the roller considering the compaction capacity and damping system performance, reasonable distribution of the mass of the roller, ensuring the center of mass of the upper and lower vehicle position and the center of force of the shock absorber.

mechanical engineering; single drum vibratory roller; damping system; influence factor

2016-12-28

史秀平(1991—),男,天津人,碩士研究生,主要研究方向為工程機械,E-mail:1002953681@qq.com.

10.3969/j.issn.1672-0032.2017.02.013

U415.521

：A

：1672-0032(2017)02-0081-07