呂聰正，馮忠緒，李 耀，李 奇

(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)

雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)是壓實(shí)路面時(shí)普遍采用的壓實(shí)機(jī)械[1]，主要用于路面材料的壓實(shí)，是循環(huán)式作業(yè)機(jī)器，其獨(dú)特的鋼輪振動(dòng)方式有利于提高路面密實(shí)度和操作舒適性[2-3]。壓路機(jī)工作時(shí)有前輪振源和后輪振源2個(gè)振源，這2個(gè)振源頻率不同但非常接近。由于振動(dòng)周期的差別，前輪振源和后輪振源的合成振幅時(shí)而加強(qiáng)、時(shí)而減弱，這種現(xiàn)象稱(chēng)為“拍”。合振幅在單位時(shí)間內(nèi)加強(qiáng)或減弱的次數(shù)稱(chēng)為拍頻。若整機(jī)結(jié)構(gòu)和有關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)不當(dāng)，會(huì)出現(xiàn)嚴(yán)重的拍振現(xiàn)象[4]。拍振現(xiàn)象不但降低零部件的可靠性，還會(huì)影響駕駛員的操作舒適性，導(dǎo)致駕駛員工作效率降低。本文以某型雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)為例，探討拍振對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響。

1 拍振對(duì)駕駛室振動(dòng)影響的測(cè)試

試驗(yàn)參照文獻(xiàn)[5-6]，對(duì)國(guó)產(chǎn)某型雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)駕駛室振動(dòng)性能進(jìn)行測(cè)試。將壓路機(jī)前后輪停放在橡膠輪胎上，通過(guò)DEWE2010數(shù)據(jù)采集儀對(duì)壓路機(jī)高幅擋駕駛室振動(dòng)加速度進(jìn)行采集，圖1、2為高幅擋駕駛室振動(dòng)加速度波形圖和加速度FFT曲線。

圖1 駕駛室振動(dòng)加速度波形圖

圖2 駕駛室振動(dòng)加速度FFT曲線

由圖1、2可知，雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)駕駛室振動(dòng)加速度峰值具有周期變化的特點(diǎn)，變化頻率在1 Hz左右，振動(dòng)主頻51.27 Hz對(duì)應(yīng)的是鋼輪的激振頻率51.3 Hz且能量較高，說(shuō)明駕駛室的拍振主要由前后鋼輪的激振源引起，且前后兩振動(dòng)輪激振頻率相差1 Hz左右，駕駛室存在明顯的拍振現(xiàn)象。

表1 人體組織受振峰值出現(xiàn)頻率

拍振現(xiàn)象在雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)上較為普遍，由于受制造、安裝以及液壓系統(tǒng)泄漏等因素的影響，前后鋼輪兩激振源不可避免的存在轉(zhuǎn)速差，基頻間隔較小的兩振源疊加形成拍振， 兩振源轉(zhuǎn)速差越小，基頻間隔越小，拍振現(xiàn)象越嚴(yán)重。振動(dòng)對(duì)人體組織的影響較大，而人體內(nèi)產(chǎn)生共振的頻率很低，不同的頻率對(duì)人體組織的影響如表 1所示。由表1可知，人體各部位產(chǎn)生共振的頻率為1～6 Hz，為了保證司機(jī)作業(yè)的舒適性，應(yīng)避免駕駛室的振動(dòng)頻率為1～6 Hz[7～8]。

2 建模及仿真分析

2.1 基本假設(shè)[9]

1)雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)振動(dòng)時(shí)，前后振動(dòng)輪停放在橡膠輪胎上，且處于無(wú)外載狀態(tài)，假設(shè)支撐振動(dòng)輪的橡膠輪胎是具有一定剛度和阻尼的線性彈性體且無(wú)質(zhì)量，忽略隨前后振動(dòng)輪一起振動(dòng)的接觸區(qū)內(nèi)橡膠輪胎的質(zhì)量；設(shè)前后鋼輪與橡膠輪胎之間的線性剛度和阻尼分別為k1、k2和c1、c2，且k1=k2、c1=c2。

2)鋼輪、機(jī)架、駕駛室簡(jiǎn)化為剛體質(zhì)量，前鋼輪質(zhì)量為m1，后鋼輪質(zhì)量為m2，機(jī)架質(zhì)量為m3，駕駛室質(zhì)量為m4，設(shè)鋼輪與機(jī)架之間的減振塊線性剛度和阻尼分別為k3和c3，駕駛室與機(jī)架之間的減振塊線性剛度和阻尼分別為k4和c4,de為偏心塊的偏心距。

圖3 雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型

3)前后振動(dòng)輪偏心塊產(chǎn)生的激勵(lì)力只以垂直方向的分量作用在模型上。

4)雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)工作的任何瞬間，前后振動(dòng)輪都與橡膠輪胎始終保持緊密接觸。

2.2 雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型

由以上假設(shè)可建立雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示。圖3中，ω1為前鋼輪振動(dòng)角頻率；ω2為后鋼輪振動(dòng)角頻率。

根據(jù)動(dòng)力學(xué)理論，該振動(dòng)模型建立的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)微分方程為

則系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M、阻尼矩陣C、剛度矩陣K和廣義力矩陣F分別為

2.3 仿真分析

采用Matlab程序語(yǔ)言對(duì)雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)駕駛室振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真。模型參數(shù)是在某國(guó)產(chǎn)雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)實(shí)際尺寸的基礎(chǔ)上建立的，動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)如表2所示。

表2 動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)

圖4 駕駛室振動(dòng)加速度仿真結(jié)果

根據(jù)以上動(dòng)力學(xué)模型及其相關(guān)參數(shù)，采用Matlab語(yǔ)言進(jìn)行仿真計(jì)算，并將高幅擋工況下仿真結(jié)果(見(jiàn)圖4)與駕駛室振動(dòng)實(shí)測(cè)的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，仿真分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，兩者的誤差在可接受范圍內(nèi)，說(shuō)明所建仿真模型適用于該系統(tǒng)的研究[10]。

1)前后鋼輪激振頻率差f對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響

取前鋼輪振動(dòng)頻率f1為51.3 Hz，后鋼輪振動(dòng)頻率f2以2 Hz為步長(zhǎng)，從49.3 Hz遞減到37.3 Hz；考察前后鋼輪激振頻率差Δf對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響，仿真結(jié)果見(jiàn)表3。前后鋼輪的振動(dòng)頻率差達(dá)到12 Hz時(shí)駕駛室振動(dòng)加速度波形如圖5所示。

表3 Δf對(duì)應(yīng)的駕駛室振動(dòng)加速度峰值

圖5 Δf=12 Hz時(shí)駕駛室振動(dòng)加速度波形圖

2)c4對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響

保持其它參數(shù)不變，c4選取6組不同的數(shù)值，觀察對(duì)駕駛室振動(dòng)的影響，仿真結(jié)果見(jiàn)表4。減振塊阻尼c4為6kN·s·m-2時(shí)駕駛室振動(dòng)加速度波形圖如圖6所示。

3 仿真結(jié)果分析

由表3和圖5可知，駕駛室振動(dòng)加速度峰值隨著Δf的增加先增大后減小，Δf=4～10 Hz時(shí)，拍振強(qiáng)度達(dá)到最大。在不影響壓實(shí)效果的前提下，Δf=12 Hz左右時(shí)，既避免了人體處于對(duì)振動(dòng)敏感的低頻范圍，還能有效降低拍振對(duì)駕駛室的影響。

表4 不同阻尼駕駛室振動(dòng)加速度峰值

圖6 6 kN·s·m-2時(shí)駕駛室振動(dòng)加速度波形圖

由表4和圖6可知，c4對(duì)駕駛室振動(dòng)有著顯著的影響，駕駛室振動(dòng)加速度峰值隨c4的減小而減小。c4降低到6 kN·s·m-2時(shí)，駕駛室振動(dòng)加速度峰值明顯降低，且峰值較穩(wěn)定無(wú)明顯的波動(dòng)，可有效降低拍振對(duì)駕駛室的影響。

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