单钢轮振动压路机减振性能影响因素分析

史秀平,崔先觉,龚育超

(1.长安大学公路养护装备国家工程实验室，陕西西安 710064；2.长安大学道路施工技术与装备教育部重点实验室, 陕西西安 710064)

单钢轮振动压路机减振性能影响因素分析

史秀平1,2,崔先觉1,2,龚育超1,2

(1.长安大学公路养护装备国家工程实验室，陕西西安 710064；2.长安大学道路施工技术与装备教育部重点实验室, 陕西西安 710064)

为分析影响单钢轮振动压路机减振系统性能的因素，建立单钢轮振动压路机-土壤系统2自由度动力学模型，得出压路机减振系统的主要影响因素为减振器本身的性能与结构参数、压路机振动系统参数、压路机上下车质量参数及被压实材料的性能等。分析表明：在保证减振器在橡胶态工作的条件下，选择合适的减振器刚度和阻尼，并采用合理的连接排布方式；综合考虑压实能力和减振系统性能2方面选择压路机的振幅和频率；合理分配压路机上下车的质量，保证上下车的质心位置与减振器作用力中心及钢轮激振力作用中心重合等，能大幅提高单钢轮振动压路机的减振性能。

机械工程；单钢轮振动压路机；减振系统；影响因素

振动压路机靠钢轮的振动作用带动被压实材料振动，以降低材料内摩擦力，使颗粒位置重排，材料趋向体积尽量小的状态，从而达到压实效果[1]。同规格的振动压路机相对静碾压路机压实效果明显，压实效率更高[2-3]。但是，振动在提升压实质量的同时也有很多负面的作用：钢轮的振动带动整机的振动，会降低驾驶舒适性，使驾驶员易疲劳，降低工作效率；振动会降低各零部件的可靠性，疲劳会加速零部件的破坏而降低其使用寿命[4-5]。所以，振动压路机减振系统的作用非常重要。目前的振动压路机减振系统一般为三级减振，一级减振连接钢轮和机架，因为钢轮是最主要的振动源，所以一级减振在减振系统中占主要作用，设计合理可以使钢轮向机架传递的能量衰减90%以上[6]。二级减振主要设置在驾驶室和机架的连接处，三级减振设置在驾驶座位下，二三级减振主要为提高驾驶舒适性及驾驶室仪表盘的可靠性[7]。

减振系统设计合理，不仅可以降低整机振动从而提高驾驶舒适性、零部件使用寿命和可靠性，而且对保证压实度、压实均匀性和平整度等压路机作业质量要求也有着重要意义[8]。减振系统是振动压路机整机设计的重要环节，影响压路机减振系统性能的因素有很多。

1 减振系统模型

1.1振动烈度

目前，单钢轮振动压路机减振系统的评定主要根据国标规定的振动烈度来评价并分级[9]。振动烈度是指在频率为10～1 000 Hz内的振动速度的均方根值，是反应机械设备振动状态的一个综合有效的特征量[10]。对于单钢轮压路机，其钢轮振动的运动方程可表示为：

X=Asin(2πft)，

(1)

式中：A为振幅,m；t为时间,s；f为振动频率,Hz。

对式(1)求一阶导数可得：

v=2πftAcos(2πft)=v′cos(2πft)，

(2)

式中：v为运动速度,m/s；v′为振动速度幅值,m/s。

对式(1)求二阶导数可得：

a=4π2f2Asin(2πft+π)=a′sin(2πft+π)，

(3)

式中：a为振动加速度,m/s2；a′为振动加速度幅值,m/s2。

由式(2)(3)可得

式中：vR为振动速度有效值,mm/s。

据文献[11]，振动烈度计算公式为：

式中：arms为振动加速度有效值,m/s2;vrms为振动烈度,mm/s。

因此，对于简谐振动，振动烈度在数值上等于振动速度有效值。物体的振动烈度反应了振动强度，振动烈度越小，振动强度越低，减振性能越好。

1.2压路机-土壤系统动力学模型

图1 压路机-土壤系动力学模型

振动压路机作业时，钢轮振动带动一部分被压实材料振动，正常条件下不发生跳振时该部分材料紧贴钢轮(即x2=x3)[12]。此时，压路机振动系统可以简化为图1所示模型，该模型可表示为：

式中：m1为机架(上车)质量,kg;m2为钢轮(下车)质量,kg;m3为随振被压实材料质量,kg;k1为减振器刚度,N/m;k2为被压实材料刚度,N/m;c1为减振器阻尼,N·s/m;c2为被压实材料阻尼,N·s/m;x1为机架瞬时位移,m;x2为振动轮瞬时位移,m;x3为随振被压实材料位移,m;Fs为振动轮与被压实材料间的动态作用力,N;F0为激振力幅值,N;ω为激振频率,Hz;t为时间,s。

将其动力学方程可写成矩阵的形式：

(4)

用解析法求解公式(4)，得出位移

定义减振系数

通过对减振系数的影响参数分析可知，压路机减振系统性能的影响因素主要有减振器本身的性能、结构等参数，压路机振动系统参数，压路机上下车质量参数及被压实材料的性能等。

单钢轮振动压路机一般用于压实路面底基层土壤及半刚性基层水稳材料。压实过程中，随着路面压实度增加，被压实材料性能，如刚度、阻尼等参数，不断变化，对压路机减振系统性能有一定影响，但该部分为外界不可控因素，对压路机减振系统的设计影响较小，故本文仅就前3个因素进行分析，以期对单钢轮振动压路机减振系统的设计工作提供一定的参考。

2 减振系统参数

2.1减振器材料

图2 减振器弹性模量随温度变化曲线

目前，压路机减振系统最常用的是橡胶减振器，因为丁腈橡胶具有良好的耐油性，且损耗因子较大，较其他橡胶材料有较大优越性，所以压路机上应用的橡胶减振器多数由丁腈橡胶制成。然而，橡胶材料具有非线性特征，图2为橡胶材料弹性模量随温度变化曲线，图中E为弹性模量，T为温度，Tg为材料的玻璃态转变温度。由图2可知，材料弹性模量在橡胶态时随温度变化不大；在橡胶态外时，一定范围内，温度降低，弹性模量急剧增加，温度升高，弹性模量急剧减小,应避免减振器被阳光直晒或长时间在温度苛刻的环境下工作[13]。

在保证减振器在橡胶态工作的条件下，要对减振器的刚度和阻尼进行优选。刚度和阻尼过大，造成减振器隔振能力变差，随钢轮振动的机架的振动烈度也就越大，降低了驾驶舒适性和零件可靠性；同时钢轮振动能量大量传到机架，减少有效压实能量，降低了压实效率。另一方面，刚度和阻尼过小，减振器难以支撑上车架重量，尤其在起步停车工况时，上车架摆动幅度大，减振器变形也大，降低了整机稳定性和减振器可靠性。此外，减振器受到拉伸时，弹性模量会迅速减小，所以安装减振器时进行一定的预紧也很有必要[14]。

2.2减振器连接及排布方式

减振器的连接及排布方式对减振系统性能有着重要影响，图3为钢轮与机架间常用的2种连接方式[15]。第一种连接方式是马达直接驱动钢轮，并通过减振器与机架相连。这种连接方式，马达驱动中心和钢轮中心对中性较好，没有附加转矩，减振器主要承受剪切力；但是该种连接方式下，马达类似悬臂梁，承受较大力矩，且直接与钢轮相连，振动较大，降低了可靠性及使用寿命。第二种连接方式是马达直接连接在机架上，并通过减振器驱动钢轮。该种连接方式马达承受力矩小，振动较小，具有较高的可靠性；但是马达驱动中心与钢轮中心难以对中，造成附加扭矩，减振器同时承受剪切、拉伸及扭转的综合作用力，对减振器要求较高。以上两种连接方式各有优缺点，对于单钢轮振动压路机来说，钢轮驱动侧所需转矩较大，转速较慢，所以一般选择第二种连接方式，即马达通过减振器驱动钢轮；钢轮振动侧所需转矩相对较小，但是转速较快，所以一般选择第一种连接方式，即马达直接驱动钢轮。

图3 一级减振器连接方式

减振器的排布方式不同，构成的减振器组总刚度有很大差别。钢轮与机架间减振器常用的排布形式如图4所示。马达直接驱动钢轮的连接方式，由于减振器主要承受来自机架质量及钢轮对减振系统的冲击形成的剪切力，所以一般选择水平分布式或对称分布式。马达通过减振器驱动钢轮的连接方式，减振器要承受剪切、拉伸及扭转，所以一般选择均布式排列方式。连接驾驶室的减振器排布方式一般有2种，如图5所示。第一种将减振器对称布置在驾驶室下方，这种形式安装方便，应用最广泛；第二种为组合式布置方式，减振器分别布置在不同方向上，调节安装角度可以获得不同的总刚度，具有安装面积大、安装复杂的缺点，刚度调节范围太小，所以这种排布方式应用较少。

图4 一级减振器排布方式

图5 二级减振器排布方式

3 振动系统参数

钢轮振动是压路机振动的主要振源，要降低压路机振动，最有效的手段是从源头出发寻求解决方案[16]。

振幅是压路机钢轮的重要设计参数，机架振动加速度与钢轮振幅的增加近似成线性关系[17]。针对钢轮振幅对机架振动的影响进行了试验研究，试验样机为国内某公司振动压路机，其参数见表1。

表1 试验样机参数

试验过程参照文献[18]执行，在发动机转速为2 200 r/min时，分别在高幅振动和低幅振动工况下，测试机架上各测点的振动加速度与振动频率。测点位置如图6所示。测试结果如表2所示。由表2可知，压路机高幅工况下的振动烈度是低幅工况时的2～3倍，即机架振动明显较剧烈；且振幅从高幅工况的2 mm变成低幅工况的1 mm时，机架各测点加速度有效值约低一半。

由上述试验可知，降低振幅可有效提高减振效果，但是较大的振幅能提供较大的压实能力，大幅扰动被压实材料，进而提高压实效率。所以，振动压路机振幅的选择应权衡压实能力和减振系统性能2个方面。

振动频率影响振动压路机的压实效果，同时对减振系统性能也有重要影响。图7为机架位移和钢轮位移随振动频率的变化曲线[19]，由图7可知，振动频率大于在二阶共振频率ω2，随着频率增加，机架和钢轮的位移都减小之后趋于稳定，且该段可以避免共振，所以设计压路机振动系统时，振动频率一般大于ω2。频率较高时，随频率增加，机架位移和振动轮位移变化不大，结合上文降低振幅提高压实效果的方案，可以通过适当提高振动频率来补偿压实能力。

图6 压路机测点布置图

表2 振幅对压路机减振系统的影响

图7 振动频率对减振系统性能的影响

4 上下车质量参数

上车质心位置、钢轮质心位置、上下车质量比、上车质量分配等因素也对压路机减振系统有一定影响。上车质心位置、钢轮质心位置应该与一级减振器系统作用中心及钢轮激振力作用中心重合，否则易引起压路机机架偏振。驾驶室质心和二级减振系统关系与之类似。压路机要进行压实作用，需要有一定的质量，所以上下车质量比不能过小。质量比过小时，上车质量惯性小，造成振动烈度过大，从而大大降低了零件使用可靠性和驾驶舒适性。上下车质量比过大时，减振器变形较大，对减振器要求较高，且机架质量过大会阻滞钢轮的振动，降低振动效果[20-21]。上车质量较多分配在车体前后时，会增大上车体的转动惯量，对降低上车体前后摆振有一定效果。

5 结语

本文建立了单钢轮振动压路机压路机-土壤系统2自由度动力学模型，从模型得出压路机减振系统的主要影响因素，即减振器本身的性能、结构等参数，压路机振动系统参数，压路机上下车质量参数及被压实材料的性能等。通过对各影响因素的分析，可以得出以下结论：

1)减振器自身材料性能及减振器连接排布方式对压路机减振系统效果有着重要影响，应在保证减振器在橡胶态工作的条件下，选择合适的刚度和阻尼，并采用合理的连接排布方式。

2)压路机振动系统的设计参数，如振幅、振动频率等，对减振系统性能有较大影响。振幅及频率选择应权衡压实能力和减振系统性能两方面，可通过适当降低振幅增加振动频率的方案来协调。

3)压路机上下车质量参数及制造加工误差等对减振系统有一定影响，表现在上车质心位置、钢轮质心位置、减振器作用力中心及激振力作用中心是否重合，上下车质量比、上车质量分配是否合理等方面。

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(责任编辑：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,硕士研究生,主要研究方向为工程机械,E-mail:1002953681@qq.com.

10.3969/j.issn.1672-0032.2017.02.013

U415.521

：A

：1672-0032(2017)02-0081-07