單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)減振性能影響因素分析

史秀平,崔先覺(jué),龔育超

(1.長(zhǎng)安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，陜西西安 710064；2.長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 陜西西安 710064)

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)減振性能影響因素分析

史秀平1,2,崔先覺(jué)1,2,龔育超1,2

(1.長(zhǎng)安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，陜西西安 710064；2.長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 陜西西安 710064)

為分析影響單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)減振系統(tǒng)性能的因素，建立單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)-土壤系統(tǒng)2自由度動(dòng)力學(xué)模型，得出壓路機(jī)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(jī)振動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)、壓路機(jī)上下車(chē)質(zhì)量參數(shù)及被壓實(shí)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(shí)能力和減振系統(tǒng)性能2方面選擇壓路機(jī)的振幅和頻率；合理分配壓路機(jī)上下車(chē)的質(zhì)量，保證上下車(chē)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(dòng)壓路機(jī)的減振性能。

機(jī)械工程；單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)；減振系統(tǒng)；影響因素

振動(dòng)壓路機(jī)靠鋼輪的振動(dòng)作用帶動(dòng)被壓實(shí)材料振動(dòng)，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(dá)到壓實(shí)效果[1]。同規(guī)格的振動(dòng)壓路機(jī)相對(duì)靜碾壓路機(jī)壓實(shí)效果明顯，壓實(shí)效率更高[2-3]。但是，振動(dòng)在提升壓實(shí)質(zhì)量的同時(shí)也有很多負(fù)面的作用：鋼輪的振動(dòng)帶動(dòng)整機(jī)的振動(dòng)，會(huì)降低駕駛舒適性，使駕駛員易疲勞，降低工作效率；振動(dòng)會(huì)降低各零部件的可靠性，疲勞會(huì)加速零部件的破壞而降低其使用壽命[4-5]。所以，振動(dòng)壓路機(jī)減振系統(tǒng)的作用非常重要。目前的振動(dòng)壓路機(jī)減振系統(tǒng)一般為三級(jí)減振，一級(jí)減振連接鋼輪和機(jī)架，因?yàn)殇撦喪亲钪饕恼駝?dòng)源，所以一級(jí)減振在減振系統(tǒng)中占主要作用，設(shè)計(jì)合理可以使鋼輪向機(jī)架傳遞的能量衰減90%以上[6]。二級(jí)減振主要設(shè)置在駕駛室和機(jī)架的連接處，三級(jí)減振設(shè)置在駕駛座位下，二三級(jí)減振主要為提高駕駛舒適性及駕駛室儀表盤(pán)的可靠性[7]。

減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)合理，不僅可以降低整機(jī)振動(dòng)從而提高駕駛舒適性、零部件使用壽命和可靠性，而且對(duì)保證壓實(shí)度、壓實(shí)均勻性和平整度等壓路機(jī)作業(yè)質(zhì)量要求也有著重要意義[8]。減振系統(tǒng)是振動(dòng)壓路機(jī)整機(jī)設(shè)計(jì)的重要環(huán)節(jié)，影響壓路機(jī)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(dòng)烈度

目前，單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)減振系統(tǒng)的評(píng)定主要根據(jù)國(guó)標(biāo)規(guī)定的振動(dòng)烈度來(lái)評(píng)價(jià)并分級(jí)[9]。振動(dòng)烈度是指在頻率為10～1 000 Hz內(nèi)的振動(dòng)速度的均方根值，是反應(yīng)機(jī)械設(shè)備振動(dòng)狀態(tài)的一個(gè)綜合有效的特征量[10]。對(duì)于單鋼輪壓路機(jī)，其鋼輪振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程可表示為：

X=Asin(2πft)，

(1)

式中：A為振幅,m；t為時(shí)間,s；f為振動(dòng)頻率,Hz。

對(duì)式(1)求一階導(dǎo)數(shù)可得：

v=2πftAcos(2πft)=v′cos(2πft)，

(2)

式中：v為運(yùn)動(dòng)速度,m/s；v′為振動(dòng)速度幅值,m/s。

對(duì)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(dòng)加速度,m/s2；a′為振動(dòng)加速度幅值,m/s2。

由式(2)(3)可得

式中：vR為振動(dòng)速度有效值,mm/s。

據(jù)文獻(xiàn)[11]，振動(dòng)烈度計(jì)算公式為：

式中：arms為振動(dòng)加速度有效值,m/s2;vrms為振動(dòng)烈度,mm/s。

因此，對(duì)于簡(jiǎn)諧振動(dòng)，振動(dòng)烈度在數(shù)值上等于振動(dòng)速度有效值。物體的振動(dòng)烈度反應(yīng)了振動(dòng)強(qiáng)度，振動(dòng)烈度越小，振動(dòng)強(qiáng)度越低，減振性能越好。

1.2壓路機(jī)-土壤系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

圖1 壓路機(jī)-土壤系動(dòng)力學(xué)模型

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

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

將其動(dòng)力學(xué)方程可寫(xiě)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(guò)對(duì)減振系數(shù)的影響參數(shù)分析可知，壓路機(jī)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(jī)振動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)，壓路機(jī)上下車(chē)質(zhì)量參數(shù)及被壓實(shí)材料的性能等。

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)一般用于壓實(shí)路面底基層土壤及半剛性基層水穩(wěn)材料。壓實(shí)過(guò)程中，隨著路面壓實(shí)度增加，被壓實(shí)材料性能，如剛度、阻尼等參數(shù)，不斷變化，對(duì)壓路機(jī)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(duì)壓路機(jī)減振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)影響較小，故本文僅就前3個(gè)因素進(jìn)行分析，以期對(duì)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)減振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)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(jī)減振系統(tǒng)最常用的是橡膠減振器，因?yàn)槎‰嫦鹉z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(jī)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(shí)隨溫度變化不大；在橡膠態(tài)外時(shí)，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(yáng)光直曬或長(zhǎng)時(shí)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(duì)減振器的剛度和阻尼進(jìn)行優(yōu)選。剛度和阻尼過(guò)大，造成減振器隔振能力變差，隨鋼輪振動(dòng)的機(jī)架的振動(dòng)烈度也就越大，降低了駕駛舒適性和零件可靠性；同時(shí)鋼輪振動(dòng)能量大量傳到機(jī)架，減少有效壓實(shí)能量，降低了壓實(shí)效率。另一方面，剛度和阻尼過(guò)小，減振器難以支撐上車(chē)架重量，尤其在起步停車(chē)工況時(shí)，上車(chē)架擺動(dòng)幅度大，減振器變形也大，降低了整機(jī)穩(wěn)定性和減振器可靠性。此外，減振器受到拉伸時(shí)，彈性模量會(huì)迅速減小，所以安裝減振器時(shí)進(jìn)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(duì)減振系統(tǒng)性能有著重要影響，圖3為鋼輪與機(jī)架間常用的2種連接方式[15]。第一種連接方式是馬達(dá)直接驅(qū)動(dòng)鋼輪，并通過(guò)減振器與機(jī)架相連。這種連接方式，馬達(dá)驅(qū)動(dòng)中心和鋼輪中心對(duì)中性較好，沒(méi)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(dá)類似懸臂梁，承受較大力矩，且直接與鋼輪相連，振動(dòng)較大，降低了可靠性及使用壽命。第二種連接方式是馬達(dá)直接連接在機(jī)架上，并通過(guò)減振器驅(qū)動(dòng)鋼輪。該種連接方式馬達(dá)承受力矩小，振動(dòng)較小，具有較高的可靠性；但是馬達(dá)驅(qū)動(dòng)中心與鋼輪中心難以對(duì)中，造成附加扭矩，減振器同時(shí)承受剪切、拉伸及扭轉(zhuǎn)的綜合作用力，對(duì)減振器要求較高。以上兩種連接方式各有優(yōu)缺點(diǎn)，對(duì)于單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)來(lái)說(shuō)，鋼輪驅(qū)動(dòng)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(dá)通過(guò)減振器驅(qū)動(dòng)鋼輪；鋼輪振動(dòng)側(cè)所需轉(zhuǎn)矩相對(duì)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(dá)直接驅(qū)動(dòng)鋼輪。

圖3 一級(jí)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(jī)架間減振器常用的排布形式如圖4所示。馬達(dá)直接驅(qū)動(dòng)鋼輪的連接方式，由于減振器主要承受來(lái)自機(jī)架質(zhì)量及鋼輪對(duì)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(dá)通過(guò)減振器驅(qū)動(dòng)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(duì)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(diǎn)，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(jí)減振器排布方式

圖5 二級(jí)減振器排布方式

3 振動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)

鋼輪振動(dòng)是壓路機(jī)振動(dòng)的主要振源，要降低壓路機(jī)振動(dòng)，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(jī)鋼輪的重要設(shè)計(jì)參數(shù)，機(jī)架振動(dòng)加速度與鋼輪振幅的增加近似成線性關(guān)系[17]。針對(duì)鋼輪振幅對(duì)機(jī)架振動(dòng)的影響進(jìn)行了試驗(yàn)研究，試驗(yàn)樣機(jī)為國(guó)內(nèi)某公司振動(dòng)壓路機(jī)，其參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 試驗(yàn)樣機(jī)參數(shù)

試驗(yàn)過(guò)程參照文獻(xiàn)[18]執(zhí)行，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 200 r/min時(shí)，分別在高幅振動(dòng)和低幅振動(dòng)工況下，測(cè)試機(jī)架上各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度與振動(dòng)頻率。測(cè)點(diǎn)位置如圖6所示。測(cè)試結(jié)果如表2所示。由表2可知，壓路機(jī)高幅工況下的振動(dòng)烈度是低幅工況時(shí)的2～3倍，即機(jī)架振動(dòng)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(shí)，機(jī)架各測(cè)點(diǎn)加速度有效值約低一半。

由上述試驗(yàn)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(shí)能力，大幅擾動(dòng)被壓實(shí)材料，進(jìn)而提高壓實(shí)效率。所以，振動(dòng)壓路機(jī)振幅的選擇應(yīng)權(quán)衡壓實(shí)能力和減振系統(tǒng)性能2個(gè)方面。

振動(dòng)頻率影響振動(dòng)壓路機(jī)的壓實(shí)效果，同時(shí)對(duì)減振系統(tǒng)性能也有重要影響。圖7為機(jī)架位移和鋼輪位移隨振動(dòng)頻率的變化曲線[19]，由圖7可知，振動(dòng)頻率大于在二階共振頻率ω2，隨著頻率增加，機(jī)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(jì)壓路機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)時(shí)，振動(dòng)頻率一般大于ω2。頻率較高時(shí)，隨頻率增加，機(jī)架位移和振動(dòng)輪位移變化不大，結(jié)合上文降低振幅提高壓實(shí)效果的方案，可以通過(guò)適當(dāng)提高振動(dòng)頻率來(lái)補(bǔ)償壓實(shí)能力。

圖6 壓路機(jī)測(cè)點(diǎn)布置圖

表2 振幅對(duì)壓路機(jī)減振系統(tǒng)的影響

圖7 振動(dòng)頻率對(duì)減振系統(tǒng)性能的影響

4 上下車(chē)質(zhì)量參數(shù)

上車(chē)質(zhì)心位置、鋼輪質(zhì)心位置、上下車(chē)質(zhì)量比、上車(chē)質(zhì)量分配等因素也對(duì)壓路機(jī)減振系統(tǒng)有一定影響。上車(chē)質(zhì)心位置、鋼輪質(zhì)心位置應(yīng)該與一級(jí)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(jī)機(jī)架偏振。駕駛室質(zhì)心和二級(jí)減振系統(tǒng)關(guān)系與之類似。壓路機(jī)要進(jìn)行壓實(shí)作用，需要有一定的質(zhì)量，所以上下車(chē)質(zhì)量比不能過(guò)小。質(zhì)量比過(guò)小時(shí)，上車(chē)質(zhì)量慣性小，造成振動(dòng)烈度過(guò)大，從而大大降低了零件使用可靠性和駕駛舒適性。上下車(chē)質(zhì)量比過(guò)大時(shí)，減振器變形較大，對(duì)減振器要求較高，且機(jī)架質(zhì)量過(guò)大會(huì)阻滯鋼輪的振動(dòng)，降低振動(dòng)效果[20-21]。上車(chē)質(zhì)量較多分配在車(chē)體前后時(shí)，會(huì)增大上車(chē)體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，對(duì)降低上車(chē)體前后擺振有一定效果。

5 結(jié)語(yǔ)

本文建立了單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)壓路機(jī)-土壤系統(tǒng)2自由度動(dòng)力學(xué)模型，從模型得出壓路機(jī)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(jī)振動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)，壓路機(jī)上下車(chē)質(zhì)量參數(shù)及被壓實(shí)材料的性能等。通過(guò)對(duì)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(duì)壓路機(jī)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(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)，如振幅、振動(dòng)頻率等，對(duì)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(shí)能力和減振系統(tǒng)性能兩方面，可通過(guò)適當(dāng)降低振幅增加振動(dòng)頻率的方案來(lái)協(xié)調(diào)。

3)壓路機(jī)上下車(chē)質(zhì)量參數(shù)及制造加工誤差等對(duì)減振系統(tǒng)有一定影響，表現(xiàn)在上車(chē)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(chē)質(zhì)量比、上車(chē)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?yàn)楣こ虣C(jī)械,E-mail:1002953681@qq.com.

10.3969/j.issn.1672-0032.2017.02.013

U415.521

：A

：1672-0032(2017)02-0081-07