沖擊壓路機(jī)液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置研究

唐必亮，張 洪，胡 亮，田 嬌，趙 繼，史富增，何康康

(太原科技大學(xué)電子信息工程學(xué)院，太原 030024)

沖擊壓路機(jī)的出現(xiàn)是壓實行業(yè)的一次革命，沖擊壓路機(jī)集沖擊夯和滾壓碾的功能于一體，它以新穎的原理作業(yè)，突破了以往的壓實機(jī)械作業(yè)方式，是壓實技術(shù)的一次創(chuàng)新。它是利用非圓截面的工作輪的重心上下交替變化產(chǎn)生的勢能對土壤進(jìn)行沖擊壓實，同時它還能對土壤產(chǎn)生滾壓作用。其重心從最高點落下的過程中沖擊力大約為落體靜壓力的50倍。沖擊輪在周期性拍擊地面的同時，將重力勢能轉(zhuǎn)換成被壓材料的動能，使被壓材料產(chǎn)生運動加速度和位移而密實在一起，能量在轉(zhuǎn)換中地面亦會對沖擊輪產(chǎn)生反作用。隨著壓實度的提高地面亦會對壓實輪產(chǎn)生更大的反作用力，因此該機(jī)在具有優(yōu)良性能的同時也對機(jī)械系統(tǒng)本身產(chǎn)生了嚴(yán)重的沖擊振動，減弱有害振動成為亟待解決的技術(shù)瓶頸問題。

1 沖擊壓路機(jī)水平減振系統(tǒng)

1.1 原水平減振系統(tǒng)分析

沖擊壓路機(jī)的振動可分為水平和垂向方向的振動，水平方向上牽引車，車架，沖擊輪組成的三自由度減振系統(tǒng)模型如圖1所示。而研究表明水平方向的振動對牽引車和沖擊軸的影響很大，水平方向的沖擊與振動使得整車零部件的受力狀態(tài)惡化，嚴(yán)重影響了結(jié)構(gòu)的疲勞壽命、動力輸出性能和傳動系統(tǒng)零部件的使用壽命，同時也影響了牽引車的駕駛舒適性。因此作者在本文中對減振系統(tǒng)進(jìn)行了研究和改進(jìn)，將原來的雙向減振彈簧改進(jìn)成了液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置，由于原來的K1和C1是雙向金屬彈簧，而金屬彈簧雖然是良好的彈性元件但阻尼系數(shù)非常低對振動的衰減不明顯。

圖1 沖擊壓路機(jī)緩沖減振系統(tǒng)模型簡圖Fig.1 Cushion system model diagram of impact rollert

圖1 中:m1，m2，m3分別為牽引車，車架，和沖擊輪的質(zhì)量;k1，c1為車架和牽引車之間的剛度和阻尼;k2，c2為沖擊輪和車架之間的剛度和阻尼;F為牽引車發(fā)出的牽引力;f(t)為沖擊輪產(chǎn)生的作用于車架的水平?jīng)_擊力;x1，x2，u分別為牽引車，車架和沖擊輪的水平位移。

1.2 改進(jìn)的水平減振系統(tǒng)

作者研究的液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置是利用液壓油通過節(jié)流小孔時產(chǎn)生的強(qiáng)烈摩擦使振動能量轉(zhuǎn)換為熱能達(dá)到減振目的，因此液壓-彈簧聯(lián)合減振器能顯著提高減振效果。金屬螺旋彈簧與液壓減振器組合使用是力學(xué)上的一種巧妙組合，組合使用后的減振裝置綜合了螺旋彈簧和液壓減振器各自的優(yōu)點。如果將液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置安裝在沖擊壓路機(jī)上，對水平方向的減振將有顯著的效果。當(dāng)有高頻的振動時，彈簧發(fā)揮作用，將沖擊和振動能量暫存起來，緩慢釋放，延長沖擊作用時間，從而緩和車架給牽引車帶來的沖擊和振動;低頻大幅振動時，液壓部件提供大阻尼，將沖擊振動能量的一部分轉(zhuǎn)化為熱能消耗掉，可以抑制大幅振動，從而保證該減振器在高頻和低頻振動時均有良好的減振性能。

2 液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置振動分析

2.1 運動方程及頻率響應(yīng)函數(shù)

圖2 計及減振器端部彈性的減振器振動模型Fig.2 Vibration model of shock absorber considering the flexibility of absorber end

圖2中的減振器振動模型考慮了端部的連接結(jié)構(gòu)的橡膠的彈性作用，這樣更符合實際情況，分析計算將會更精確。減振器一端串聯(lián)了附加彈簧K0，這樣就使系統(tǒng)增加了1個自由度而成為2個自由度的麥克斯韋模型.圖1中，M為牽引車的質(zhì)量，K為雙向彈簧的剛度，C為減振器阻尼率(系數(shù))，Z和Z0分別為牽引車和牽引軸的位移Zv(t)，為車架的振動幅值隨機(jī)輸入函數(shù)，不計與K0串聯(lián)的減振器牽引軸的質(zhì)量，則系統(tǒng)的運動微分方程為:

上式(1)和(2)分別除以K并令:P2=K/M;D=C/2MP;μ =K0/K得:

2.2 響應(yīng)的譜密度和均方值

系統(tǒng)振動加速度的頻率響應(yīng)函數(shù):

功率譜密度:

式中的S(ω)為車架振動不平順的輸入函數(shù)，其簡化形式有:S(ω)=2πVG/ω2式中V為運行速度;G為車架輸出幅值不均勻大小的幅值參數(shù)。

振動加速度的均方值為:

應(yīng)用隨機(jī)振動理論求解上式，最終可得振動加速度均方值的解為:

3 阻尼對振動的影晌

由式(13)可明顯的看出當(dāng)車架的振動幅值越大或車速越高時，振動加速度越大;車體自振頻率P愈低，則振動加速度愈小，且其影響顯著，故在設(shè)計減振系統(tǒng)時，總是盡量使彈簧靜撓度加大以降低P值。但D和μ對的影響卻不能從式中直接看出，為了尋找合適的剛度比μ值和最佳的阻尼D值，從而使振動加速度減小到最低程度，需對式中的μ和D值求其導(dǎo)數(shù)取極值:對(1+μ)3/μ2求導(dǎo)數(shù)最小極值可得μ =2;對1/(2D)+2D(1+μ)3/μ2求導(dǎo)數(shù)取極值可得:μ=0.5當(dāng)取理想值μ=2時，最佳的阻尼值D=0.193 ～ 0.2.由式(13)可得不同阻尼值對應(yīng)的振動加速度，部分?jǐn)?shù)據(jù)見表1.

表1 不同阻尼值對應(yīng)的振動加速度比較(未注單位:常數(shù))Tab.1 The vibration acceleration corresponding to the damping values(Unit unnoted:constant)

以車體加速度a為縱軸，阻尼值D為橫軸做出當(dāng)μ=2時不同的D值對振動加速度影響的曲線圖，如圖3所示。

圖3 阻尼對車體振動加速度影響線圖Fig.3 The influencing curve of aamping on the body vibration acceleration

可見有無阻尼和阻尼的大小對振動的影響很大，在D＜0.2范圍內(nèi)振動加速度曲線變化很陡峭，而D＞0.2后的曲線變化緩和，因此在選定D值的優(yōu)化范圍時寧可取其值大于0.2也不可取小于0.2.需要注意的是，阻尼的優(yōu)化值不只是一個理論上的點，而是有一個優(yōu)化范圍，在此范圍內(nèi)，即使采用不同的D值，對振動性能的影響也不大，如在圖3中，將D值從0.2增加到0.4即增大1倍時，振動加速度也僅增大約0.131倍。這就解釋了為什么一些減振器盡管所采用的阻尼D值有所差異，但仍能獲得優(yōu)良減振性能的原因。文中μ=K0/K，而現(xiàn)在改進(jìn)的液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置的液壓缸的兩端安裝在橡膠彈簧上，而原來的雙向金屬彈簧減振器在安裝時是和原車架的金屬鋼板直接接觸，因此改進(jìn)的減振系統(tǒng)的K0就會比原有的減振系統(tǒng)的K0小，當(dāng)K0減小時μ將減小;文中D=C/(2MP)，改進(jìn)的液壓-彈簧聯(lián)合減振裝置所用的減振油液的損耗因子β≥2×10－2是鋼材的1000倍以上，由于鋼鐵的損耗因子β很小只有1×10－4～6×10－4，固D將變大，由表1和圖3知在D ＞0.2范圍內(nèi)曲線變化很緩和，D ＜0.2時振動加速度急劇增大;故經(jīng)分析可知該減振裝置能有效衰減沖擊壓路機(jī)水平方向的振動。

上文不僅描述該聯(lián)合減振器隨機(jī)振動響應(yīng)的基本特性，還以簡潔的分析式直觀地揭示了影響車體加速度的參數(shù)及其所起的作用，為設(shè)計減振器阻尼值提供了理論依據(jù)。

4 結(jié)語

液壓-彈簧聯(lián)合減振器綜合了螺旋彈簧和液壓減振器二者的優(yōu)點，經(jīng)分析計算研究可知將該聯(lián)合減振裝置應(yīng)用在沖擊壓路機(jī)上能有效衰減水平方向上的有害振動，是性能比較優(yōu)良的減振器;本文為設(shè)計和解決沖擊壓路機(jī)的橫向減振提供了參考和依據(jù)。

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