壓路機振動輪減振測試分析

何海濤，唐恒寧，姜　圣，陳樂堯

（三一重工股份有限公司，湖南長沙　410100）

?

壓路機振動輪減振測試分析

何海濤，唐恒寧，姜圣，陳樂堯

（三一重工股份有限公司，湖南長沙410100）

摘要：針對某款壓路機，以提高設(shè)備的隔振效率為目的，對振動輪的振動傳遞進行了測試，找出影響振動烈度的主要因素。結(jié)合該款機型特征探索性提出提高隔振率的措施，經(jīng)測試驗證，明顯降低了經(jīng)減振器輸出后的振動烈度。此隔振措施具有推廣意義。

關(guān)鍵詞:壓路機；隔振；剛度

振動壓路機由于其作業(yè)效率高、壓實效果好，在工程施工中應(yīng)用越來越廣泛。隨著時代的發(fā)展，用戶不僅對振動壓路機的施工性能、質(zhì)量、可靠性要求提高，也對設(shè)備的操作舒適性有了更高要求。振動壓路機的減振性能不僅影響著設(shè)備的工作可靠性，也是衡量舒適性的重要指標。本文以某款壓路機為研究對象，該機主要性能指標處于國內(nèi)領(lǐng)先地位，特別是施工性能、操作舒適性達到國際同類產(chǎn)品水平。為了進一步提高該設(shè)備的操作舒適性，對振動輪到車架的各部分進行了測試，分析了影響隔振的主要因素，并根據(jù)設(shè)備結(jié)構(gòu)特點采取減振措施，達到有效隔離振動輪的振動傳遞到車架，提高設(shè)備的操作舒適性。

1　壓路機隔振模型

圖1　上車由于下車振動而引起的強迫振動模型

振動壓路機由于工作需要，振動輪由內(nèi)部的偏心裝置引起滾輪強迫振動，振動輪的振動對于施工來講是有積極意義的振動，但對于上車來說是有害的，通過橡膠減振塊來隔振，減小上車振動對零部件可靠性的影響，以提高設(shè)備的操作舒適性。對于振動壓路機，上車振動是由于下車振動而引起的強迫振動，動力學模型如圖1所示。

振動輪與車架之間的減振是通過橡膠減振器隔振的。當振動輪在振動時，減振器連接鋼輪和車架的兩端都在運動，任一瞬時減振器的變形為X-XS，彈性恢復力為K（X-XS）。阻尼兩端也都在運動，因此阻尼應(yīng)與相對速度X·-X·S成正比，阻尼力為C（X·-X·S）。根據(jù)牛頓定理，得出振動微分方程：

解式（1），得

由式（3）得，

式中，M為上車質(zhì)量；X為上車位移坐標；XS為振動輪瞬時位移；K為減振器剛度；C為減振器阻尼；a為振動輪振幅；B為上車振幅；η為被動隔振系數(shù)。

上車振幅與振動輪振幅的比值η越小，則減振效果越好。根據(jù)式（4）可知，直接影響上車減振效果的因素有上車質(zhì)量、減振器剛度及阻尼、鋼輪振動頻率。

2　振動烈度測試

2.1垂直地面方向振動烈度測試

對根據(jù)上述理論設(shè)計的隔振系統(tǒng)進行測試。測試振動系統(tǒng)各零部件垂直于地面方面（Y方向）的振動加速度，傳感器測試點如圖2所示，從內(nèi)到外各點傳感器位置依次為軸承座、減速機外法蘭、減振器支撐板，然后經(jīng)過減振器，叉腳連接支撐板、叉腳下側(cè)、叉腳上側(cè)。

圖2　傳感器布置位置

上述各點振動烈度如圖3所示。減振器安裝板與叉腳連接支撐板之間存在減振器，即叉腳連接支撐板是經(jīng)過減振后的第一點。從圖3可以看出，叉腳連接支撐板處的振動烈度約為減振前振動烈度的40%，即隔振效率為60%，遠低于設(shè)計值98%的隔振效率。

圖3　Y方向各點振動烈度走勢圖

根據(jù)上述隔振理論，影響上車減振效果的因素有上車質(zhì)量、減振器剛度及阻尼、鋼輪振動頻率等因素。由于振動頻率和施工相關(guān)，參數(shù)確定后不便更改。提高減振效果的措施從增加上車質(zhì)量、減小減振器剛度入手。

在叉腳連接支撐板上增加配重，上車質(zhì)量增加了約10%，根據(jù)上述隔振模型公式（4），增加配重后計算得到的被動隔振系數(shù)η比增加配重前減小了9.85%，隔振效率提高了0.14%。從增加配重的角度看，配重對隔振效率影響不大，可以排除該設(shè)備上車重量對隔振效率的影響。此外，根據(jù)減振器的剛度計算，增加配重前的理論隔振效率就可以達到98%，同樣可以排除減振塊剛度選型對隔振效率的影響。

2.2軸向方向振動烈度測試

在上述叉腳連接支撐板、叉腳下側(cè)、叉腳上側(cè)的測試位置增加軸向方向（X方向）加速度傳感器。各點軸向振動烈度如圖4所示。

圖4　X方向各點振動烈度走勢圖

從圖4可以看出，減振塊以外的各零部件軸向振動烈度較大。但是實際上，振動輪的內(nèi)部偏心裝置只產(chǎn)生圓周方向的力，不產(chǎn)生軸向方向的力。減振塊以外各零部件的振動是由于叉腳剛性不足產(chǎn)生振動而造成的。振動的振動經(jīng)減振器隔振后傳遞到叉腳，叉腳剛性不足，產(chǎn)生振動，造成X、Y方向振動烈度過大。

3　設(shè)計改進及試驗驗證

叉腳結(jié)構(gòu)為折彎板兩側(cè)焊接安裝板，折彎板經(jīng)過兩側(cè)折彎，安裝板的高度超過折彎板的第一個折彎處，兩側(cè)的安裝板不僅起到安裝作用，還有著加強筋的作用。從測試結(jié)果看，叉腳仍然剛性不足。叉腳兩側(cè)的安裝板只對第一個折彎處起到加強作用，第二個折彎處無加強作用。為增強叉腳剛度，對叉腳進行優(yōu)化，叉腳兩側(cè)的安裝板向上延伸，超過第二個折彎處，增強叉腳剛度。

叉腳優(yōu)化后，重復上述測試，Y方向各點振動烈度和更改前的振動烈度對比如圖5所示。從圖5可以直觀看出，叉腳剛度增加后，經(jīng)減振器隔振后減振器安裝板的振動烈度相比較更改前有明顯降低。根據(jù)測試結(jié)果，叉腳連接支撐板處的振動烈度約為減振前振動烈度的10%，即隔振效率為90%?？梢则炞C根據(jù)上述隔振模型選擇的減振器剛度是滿足減振要求的。

圖5　Y方向振動烈度對比

4　改進效果驗證結(jié)論

本文測試了某款壓路機的隔振率，對影響隔振率的影響因素進行了分析，找出影響振動烈度的主要因素。結(jié)合該壓路機特點，提出了降低振動烈度的指導性方案，并采用試驗測試手段對其改進效果進行了驗證，得出如下結(jié)

論：

（1）依據(jù)上述隔振模型可以有效對壓路機減振器進行選型計算，在其他零部件符合設(shè)計要求的前提下，根據(jù)上述隔振模型選擇的減振器剛度是滿足減振要求的。

（2）叉腳剛度不足是減振器隔振后叉腳底部振動烈度大的主要原因。增加叉腳剛度后，叉腳連接支撐板處的振動烈度由0.047m/s降低到0.02m/s以下，相比更改前，叉腳連接支撐板處的振動烈度降低了40%以上，論證了改進方案的可行性。

（3）本文所采用的隔振措施，在設(shè)計減振系統(tǒng)時，對其他連接減振塊的零部件剛度設(shè)計同樣具有借鑒意義。

參考文獻

［1］唐恒寧，陳樂堯.振動壓路機振動軸承早期失效原因分析及改進措施［J］.工程機械，2013，44（6）：59-61.

［2］姜圣，肖春.壓路機司機耳邊噪聲測試分析及降噪研究［J］.建設(shè)機械技術(shù)與管理，2013，（1）：108-111.

The Analysis of Vibration Absorption Measurement of Vibration Road Roller Wheel

HE Hai-tao，TANG Heng-ning，JIANG Sheng，CHEN Le-yao
（Sany Heavy Industry Co.，LTD.，Changsha，Hunan 410100，China）

Abstract:Aims at improving the vibration isolation efficiency of equipment，choosing a certain road roller as subject，this article tests the vibration transmission of vibrating wheel and finds out main factors that influence vibration severity.Combined with the feature of the model，measures to improve the vibration isolation rate are proposed.Through test validation，the result shows that it significantly reduces the vibration intensity after shock absorber output，which has promotion meaning.

Key words:road roller；vibration isolation；stiffness

作者簡介：何海濤（1982-），男，河南信陽人，碩士，工程師，主要研究方向：工程機械設(shè)計。

收稿日期：2016-01-06

中圖分類號：U415.521

文獻標識碼：A

文章編號：2095-980X（2016）01-0063-02