（机械设计及理论专业论文）大功率振动平板夯关键技术研究.pdf

摘要 鉴于大功率振动平板夯的广泛市场需求和应用前景，要求大功率振动平板夯要有良 好的适应性和可靠性，这就给平板夯的设计提出了要求。为了给设计计算提供理论支持， 本文在深入研究大功率振动平板夯构造原理的基础上，对其中的关键技术进行了研究。 应用有限元分析理论，以u g 软件和m s c n a s t r a n 软件为平台，对关键部件进行了 可靠性分析。将结果和材料的许用应力对比，验证了结构设计的合理性和材料选用的可 靠性。 文中建立了振动平板夯土壤的数学模型，用m a t l a b 对数学模型进行编程并 仿真求解，得出了振动平板夯工作时的动态响应。根据求解结果从理论上分析了平板夯 减振块损坏的原因，并找出了上下板相对位移的大小与上板质心偏离、减振块刚度、减 振块安装角度之问的关系，提出了避免减振器损坏的措施。 利用室内土槽对大功率振动平板夯进行了加速度试验，研究了平板夯的工作特性及 振动参数，通过改变激振频率和减振系统刚度得到了加速度及上下板相对位移分布规 律，提出了平板夯合理的工作频率和减振系统刚度，为后续产品设计提供了重要的理论 基础。 关键词：振动平板夯，关键技术，有限元理论，加速度试验 a b s t r a c t f o rt h ee x t e n s i v em a r k e ta n da p p l i e df o r e g r o u n d ，t h el a r g ep o w e rv i b r a t o r yp l a t e c o m p a c t o rs h o u l dh a v eg o o da d a p t a b i l i t ya n dr e l i a b i l i t y ，s o t h ed e s i g no ft h em a c h i n eb e c o m e m o r ei m p o r t a n t o nt h eb a s eo fu n d e r s t a n d i n gt h ec o n s t i t u t i o no ft h ev i b r a t o r yp l a t e c o m p a c t o r , t h ek e yt e c h n o l o g i e sa r er e s e a r c h e di nt h i sp a p e r , w h i c ha f f o r dt h et h e o r e t i c a l s u p p o r t i n gt ot h ed e s i g n b yu s i n go f t h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o da n di nt h ep r e s e n c eo fm s c n a s t r a ns o f t w a r ea n d m a t l a bs o f t w a r e ，t h er e l i a b i l i t yo ft h ek e yp a r t si sa n a l y z e d a f t e rc o n t r a s t i n gt h er e s u l t s a n dt h ea d m i s s i b l es t r e s so ft h em a t e r i a l ，t h er a t i o n a l i t yo ft h ec o n s t i t u t i o na n dt h er e l i a b i l i t y o ft h em a t e r i a la r ec e r t i f i e d a c o m p a c t o r - s o i lv i b r a t o r ym a t h e m a t i cm o d e li ss e tu p ，a n dt h er e s p o n d i n gp r o g r a mi s c o m p o s e dw i t hm a t l a bs o f t w a r e ，w h i c hr u na n df i g u r e so u tt h ed y n a m i cr e s p o n d i n gv a l u e s o ft h ec o m p a c t o r sp e r f o r m i n gp a r a m e t e r s s ot h er e a s o n so ft h ev i b r a t i o nd a m p e r sd a m a g e a r ef i n do u t ，a tt h es a m et i m e ，t h ef a c t o r s ，l i k et h ec e n t e ro ft h em a s s ，r i g i d i t ya n da n g l eo f t h e v i b r a t i o nd a m p e r , w h i c hi n f l u e n c et h er e l a t i v ed i s p l a c e m e n tb e t w e e nt h eu p p e rp l a t ea n d d o w n e rp l a t ea r ea l s oa n a l y z e d ，s o m em e t h o d sw h i c hc a r la v o i dt h ev i b r a t i o nd a m p e rf o r m d a m a g i n ga r es u p p l i e d t h ea c c e l e r a t i o nt e s to ft h ev i b r a t o r yp l a t ec o m p a c t o ri sp r o c e e di nt h es o i lb o x ，a n dt h e o p e r a t i n gc h a r a c t e r i s t i c sa n dt h ev i b r a t o r yp a r a m e t e r sa r er e s e a r c h e d t h r o u g hc h a n g i n gt h e e x c i t e df r e q u e n c ya n dt h ed a m p e rr i g i d i t y , t h er e g u l a r i t i e sd i s t r i b u t i o no ft h ea c c e l e r a t i o na n d t h er e l a t i v ed i s p l a c e m e n ta r eo b t a i n e d ，a n dt h er a t i o n a lf r e q u e n c yo fo p e r a t i o ni sc o n c l u d e d ， w h i c ho f f e r sa ni m p o r t a n tt h e o r e t i c a lf o u n d a t i o nf o rt h ef o l l o w i n gp r o d u c td e s i g n k e yw o r d s ：v i b r a t o r yp l a t ec o m p a c t o r , k e yt e c h n o l o g y , f i n i t e e l e m e n tt h e o r y , a c c e l e r a t i o nt e s t 论文独创性声明 本人声明：本人所呈交的学位论文是在导师的指导下，独立进行研究工 作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外，对论文的研究做出重 要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本论文中不包含任何 未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表的成果。 本声明的法律责任由本人承担。 论文作者签名：齐勿长征哆年多月厂日 论文知识产权权属声明 本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品，知识产权归属学 校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请专利等权 利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的学术论文或成 果时，署名单位仍然为长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名：才勿长冻乡 导师签名：在素手 吲年毛窍re l 2 蚴7 年占月fe l k 安人学硕1 j 学位论文 1 1引言 第一章绪论 压实机械是以提高工作介质的密度为主要用途的施工机械，广泛应用于道路、港口、 机场、矿山、国防、市政等建设工程，是交通运输与能源开发的基础装备。采用机械进 行有效地压实，能显著地改善基础填方与路面结构层的强度和刚度，提高抗渗透能力和 气候稳定性，在多数情况下几乎可以消除沉陷，从而使工程的承载能力和使用寿命大大 提高，并可以有效降低工程设施的维护费用【l 】。 在不同的工作条件下，压实机械的使用也是有选择的，针对于狭窄工作面土层、石 渣的压实，一般选择体积小、重量轻的夯实机械。夯实机械分为振动夯实机械和冲击夯 实机械，振动夯主要应用于非粘性土、砾石、碎石的压实，而冲击夯则适用于粘土、砂 质粘土和灰土的夯实作业。本论文的主要内容则是基于振动夯实机械振动平板夯来 展开的。 1 2国内外压实机械技术发展状况 世界上压路机的发展已经有上百年的历史，自1 8 6 2 年世界上出现第一台自行式蒸 汽式压路机以来，在这段历史期问相继出现了静作用钢轮压路机、轮胎压路机、振动压 路机、振动平板夯、蛙式冲击夯、快速冲击夯等压实机械。其中振动压实机械技术的出 现是压实机械发展过程中的大革命，从此，压实效果的提高不再简单地依靠质量或静压 力的增大。随着减振材料和振动压实理论的r 趋完善，振动压实机械在二十世纪六十年 代迅速占领了压实机械绝大部分市场，机型也向大、中型发展。同时，在品种上出现了 能适合于各种场合和施工要求的不同系列、规格的产品，成为工程机械和建筑机械的重 要组成部分【2 1 。 1 2 1 国外压实技术发展状况 二十世纪三十年代德国最早利用振动原理压实土壤，罗申豪森( l o s e a u s e n ) 公司率 先研制了一台安装有振动平板压实机的2 5 t 履带式拖拉机，随后生产出振动压路机。五 十年代欧洲各酗开发了串联式整体车架振动压路机，并逐步改型。六十年代推出铰接式 轮胎驱动振动挑路机和双钢轮驱动振动压路机。进入九十年代，随着电子技术和材料技 术的发展，国外振动压实技术的发展可归纳为以下几个特点： 第一章绪论 1 已经形成的专供路面压实用的振动压路机继续向双轮驱动、多振幅多频率的方 向发展。瑞士波雄公司生产的b v - 6 高密度振动压路机也已投放市场，今后可能出现振 幅、频率都无级可调的振动压路机。 2 振荡压路机将作为沥青和r c c 路面的主要压实机械，并逐步占领这一领域的主 要市场。 3 供路基、堤坝和其它基础土方工程用的振动压路机将继续向重型和超重型的方 向发展。澳大利亚博能公司、南非兰派公司相继研制开发了适合深层土壤和岩石及含水 量较高的粘性土壤压实的多边形凸轮冲击压实机【3 】。 4 各种特殊功能的振动压路机，如斜坡压路机、能逆行擦边压实的蟹行式压路机、 橡胶套滚轮压路机、遥控和水下压路机将进一步开发和发展( 4 1 。 5 压实控制技术将在以下四个方面获得进一步的发展： ( 1 )压实测量系统的微机处理化和实时处理化； ( 2 )压实过程的自动化，包括压实工作参数( 振动频率、振幅和压实速度 最 佳调节的自动化( 自适应调节) ，压实机械驾驶操作的自动化和压实质量控制的自动化； ( 3 )压实过程的远距离和中央站控制； ( 4 )专供压实质量检查用的测试压路机的进一步开发和应用。 1 2 2 国内压实技术发展状况 解放前，我国只有上海、大连生产蒸汽式压路机。建国后，1 9 5 2 年上海公务局机械 厂( 洛阳建筑机械厂的前身) 生产以柴油机为动力的静作用压路机。1 9 6 1 年，由原西安 公路学院与西安筑路机械厂联合首次开发了自行式振动压路机。1 9 6 4 年洛阳建筑机械厂 研制出4 5 t 振动压路机。1 9 7 4 年该厂与长沙建筑机械研究所合作又开发了1 0 t 轮胎驱 动振动压路机和1 4 t 拖式振动压路机。上世纪八十年代中期，我国开始引进国外先进的 压路机制造技术。1 9 8 3 年洛阳建筑机械厂引进了美国h r s t e r 公司技术，合作生产6 t 铰 接式振动压路机。1 9 8 4 年徐州工程机械厂引进瑞典戴纳帕克( d y n a p a c ) 公司的c a 2 5 轮 胎驱动振动压路机和c c 2 1 型串联式振动压路机技术。1 9 8 5 年温州冶金机械厂研制了 1 9 t 振动压路机。1 9 8 7 年洛阳建筑机械厂引进了德国宝马( b o m a g ) 公司b m 2 1 7 d 和 b m 2 1 7 a d 振动压路机技术。江麓机械厂引进德国凯斯伟博麦_ - k ( c a s e v i b r o m a x ) 公司的 w 1 1 0 2 系列振动压路机技术。以后，各生产厂家在此基础上不断开发新的产品，使国内 产品多品种并且同趋系列化【5 l 。到目前为止，国内的压路机产品包括各种类型，如滚动 2 长安人学硕i ：学位论文 冲击压路机、振荡压路机等。据资料表明，1 9 9 6 年至2 0 0 3 年间，国内l o 家大中型工程 机械企业压路机的总销售量为4 5 7 3 4 台，其中机械驱动式振动压路机占4 5 ，静碾压压 路机占2 8 ，全液压振动式压路机占1 5 ，可见我国在压路机研发和制造方面已经形成 了多系列的产品。但是由于我国振动压路机起步晚，整体水平与国外先进水平相比仍有 较大差距，在产品可靠性和外观质量等综合技术经济指标和自动控制技术方面仍低于国 外先进水平。 1 3 本课题的研究意义和前期进展情况 1 3 1 本课题的研究意义 目前，在国内建筑工程的狭窄地段压实中，仍广泛使用着6 0 年代研制的蛙式打夯 机。它的结构简单、生产成本低廉，曾经很适合我国国情，但随着社会的发展，其缺点 已不容忽视。蛙式打夯机的主要缺点是：夯实效果较差，已无法满足使用要求；铺土层 厚度不深，因而生产率不高；自身质量大，般在1 3 0 - - 2 8 0 k g ，体积大，使用和转移 不方便；偏心块外露，违反了安全要求；因夯头架连续冲击，金属结构部分易出现断裂； 夯头架上的联接螺栓也在连续冲击下易松动，如不经常检查会造成偏心块飞出以致伤人 等事故；噪音大，特别是在居住区施工中，已成为众所周知的公害。此外，蛙式打夯机 在使用中操纵人员劳动强度大、传动皮带受偏心块激振力周期性变化的影响易失效，需 不时更换。从上述情况看，建筑工程施工场所急需一种小型压实机械，它要求有如下性 能：质量较轻，体积小，结构紧凑，外观新颖；便于移动场地，操作轻便；压实作用力 大，压实效果好；适合我国国情，价格低廉i 们。 从上文可以看出，现在国内公路施工和建筑施工急需小型振动压实机械，且要求此 设备激振力大、结构紧凑、价格低廉、转场方便等。瑞典戴纳帕克( d y n a p a c ) 公司、瑞士 阿曼( a m m a n n ) 公司、新加坡w a k e r 和日本三等等国外著名公司都有小型压实机械 的生产，其产品种类齐全，有冲击夯、单向振动平板夯、双向振动平板夯和小型手扶式 滚轮压路机等产品，产品重量从5 0 k g 到8 0 0 k g ，激振力从1 0 k n 到1 0 0 k n ，形成完整 系列t 刀。然而国内仅有少数几家公司有小型压实机械生产，只有2 0 0 k g 以下的产品，且 系列不全。至于超过2 0 0 k g 的小型压实机械几乎没有成型产品。 随着国内公路养护市场规模渐增，摹础设施建设投入加大，可以得见，小型压实机 械的f 订场前景十分看好，尤其是囊量在4 0 0 k g 到6 0 0 k g 的小型压实设备在国内还是空 缺。因此，本课题对于重量为5 0 0 k g ，激振力为6 0 k n 左右的小型压实设备进行研究和 3 第一帝绪论 设训，具有非常重要的实际意义和使用价值。 132 本课题的前期进展情况 木课题的前期工作主要经历了三个阶段： ( 1 ) 对特殊非定向式振动平板夯的行走理论进行了深入的分析，建立了数学模型 并进行了计算机仿真，加工制造了初期试验模型，试验验证了平板夯的行走理论【s 】。试 验模型图片及结构见图1 。 一池 宙1 初期试验模型照片厦其结构 ( 2 ) 结合前期振动平板夯的模型试验和数据分析，确定了本课题所要求的新型振 动平板夯的模型参数和结构方案：在结构设计时利用双十字轴万向节解决了传动箱输 出轴同振动箱体输入轴不同心的问题。简化了皮带张紧机构；在分析振动平板夯橡胶减振 器的安装角度对其在垂直方向刚度和强度影响的基础上，提出了减振器安装角度的确定 原则：通过计算机仿真，论证了通过改变齿轮啮合相位角来改变样机水平行走速度和行 驶方向的可行性改变偏心块的正相位角就可以实现水平行走速度的调节【9 】。 ( 3 ) 建立了振动平板夯的三维虚拟模型在虚拟装配的基础上，增加了皮带轮箱 定位耳和上扳安装架，方便了平板夯的加工和装配，同时也提高了样机的可靠性；对润 滑系统进行了优化设计，使振动平板夯的薄弱环节得到了有效的解决，具有一定的实际 意义和使用价值l i o ) 。 前期的研究工作对本文的研究提供了重要的指导思想和理论基础。 i4 本论文的主要内容 鉴于大功率振动平扳夯的市场需求和广泛应用前景，要求大功率振动平板夯要有良 好的适应性和可靠性，这就给平板夯的设计提出了要求。为了给设计计算提供理论支持 本文在深入研究大功率振动平板夯构造原理的基础上，对其中的关键技术进行了研究。 奉论文是在前期工作的基础完成的，其主要内容是调试样机、关键零件的枝核、 k 安人学硕i ：学位论文 平板夯加速度试验及其数据分析。具体工作如下： 1 、采用有限元的方法对受力状态比较复杂的部件进行强度校核，从而检验本机的 可靠性； 2 、针对调试过程中出现的减振器损坏问题进行理论分析并提出相应的改进措施； 3 、利用样机进行试验，采集了上下板在垂直及水平方向的加速度数据； 4 、对所采集的数据进行处理和分析，得到平板夯不同工作频率及不同减振器刚度 下的加速度幅值及上下板相对位移的幅值分布情况，总结规律以指导设计和实践； 5 、根据分析结果合理调整设计参数匹配，确保机器运行的可靠性。 本文即是围绕以上内容展开分析研究的。 5 第- 二章振动、p 板夯样机结构 第二章振动平板夯样机结构 通过前期的工作，振动平板夯的样机设计已经完成，其结构方案和主要工作参数将 在本章做一简单介绍。 2 1 平板夯工作原理 振动平板夯是一种利用机械本身产生的的高频振动来密实土壤的打夯机，它没有冲 击式打夯机那样大的起跳高度，但却有相当大的振动频率，因此它是靠高频振动效应来 工作的。 振动平板夯的自行机理是依靠振动器的总激振力与垂直线偏斜所产生的水平分力 的作用而进行的【1 l 】。激振力带动平板夯振动，从而使压实材料产生共振和相对位移，取 得压实效剁2 9 1 。 f - 。、 yl l i ； 71 r y x 、 l i 6 k 直 学删i 岸位论文 则水平分力为：= fs i n ( r o t a ) 一s i l l ( 科) 一c s 枷( y x c ) ( 23 ) 当删，4 时在一个周期内激振力水平分力的曲线变化曲线如| 鳘| 2 2 所示。当相位 角为1 1 0 2 9 0 时有向左方向变化的水平分力，这段时间内平扳夯有向左的运动趋势， 通过匹配恰当的激振力、总重量、频率、初始相位角等参数，就可以实现平板夯跳离地 面井有稳定的向左运动的速度。在接触地面阶段，平板夯既有向左的运动趋势又有向右 的运动趋势。在r 小于零时有向右的运动趋势，由于地面阻力的增大，仅有微弱的向 右运动，所匕上从总体上来看，平板夯向左运动，并可以达到稳定速度。通过调整初始相 位角q 的大小和正负，可以实现列、i i 板夯行驶速度和行驶方向的改变1 ”。 2 2 平板夯整机结构 本机的整体结构见图23 ，系统的动力传递路线见图2 4 。 圈2 4系统动力传递路线及模型 本机的动力传递是这样的：电动机输出轴带动上方皮带轮转动，通过皮带传动，带 第一章搬动f 板夯样机结构 动下方皮带轮转动，下方皮带轮带动万向节轴、十字轴、万向节叉，驱动振动轴和偏心 块转动，最后使整机振动行走。 23 本机特色结构设计 该项目是新产品的开发，部分结构体现了一些特色设计。 由于本平板夯采用机械传动，上下板之间又需安装橡胶减振器进行减振，因此在激 振器工作的时候，上下板之间的距离会发生变化，若将动力直接由皮带轮传递到激振器 的振动轴，则需要采取措施保证皮带轮与振动轴的同轴关系。对于平板夯这类强振机械， 使用传统的皮带张紧机构效果不理想。所以在结构设计中采用了双十字轴万向节来消除 由于上下板相对位移而引起的皮带轮与激振器输入轴轴心线的相对偏移”o l 。 首先，双十字轴万向节就是本机的一个特色设计，图25 ( a ) 为万向节总体结构， 其由两端的万向节叉、中间的联接件、连接件内部的双十字轴组成。这样构成了一个可 动的联接，允许两万向节叉问有较大的夹角，而且在机器运转时，夹角发生改变仍可正 常传动。 茂够 ( a ) ( b ) ( c ) 田2 5 特色机构模型 其次，本机设计了三偏心轴激振系统，其结构见图25 0 ，那么点y o + 1 ) 就是我们所要找取的峰值点，否 则程序继续向下寻找。按照此原理，可以找到不同激振频率时上下板垂直方向的相对位 移峰值。 图5 1 3 相对位移峰值点找取流程图 找到相对位移峰值之后，首先分析垂直方向幅值分布情况，这里采用直方图分析方 法。首先将上下板垂直相对位移幅值所处范围从小到大分成，组，各组组距均为。，落 入各组内幅值的个数称为频数m ，频数m 除以总幅值个数n 称为频率，各组的频率我们 称其为组的频率，记f 故m - - l ( 卢j ，2 0 ) ，每一组的纵坐标取为组的频率与组距的比值， 刀 即! l ，横坐标取为相对位移幅值所处范围，如此画出的图形即所需要的直方刚2 3 1 。 n a 口 做直方图的目的是为了找出相对位移幅值到底符合什么样的分布，即其分布密度。 所以，有必要探讨一下直方图与分布密度的 关系。 如图5 1 4 所示，把相对位移幅值( x ， x 2 ，而) 分成，组，可作分点a d ，a ， 口，。幅值落在各组中的频数分别为，l ， m 2 ， 肌，于是各组的频率为 图5 1 4 直方图与分布密度函数酣关系 k i 人学日j 峙 位论史 旦，生生。设相对位移幅值的真实分布密度是删，那么幅值落在第k 组( n ，q ) 的 概率为e “) a x ，当n 很大时t 幅值落在此区问内的频率应该接近于此概率，托根据 是贝努里大数定律：也就是随在( 口，口。) 上直方图的矩形面积接近于删在此区叫i 一曲 边梯形面积。如果一愈太，且组距足够小，那么直方图的轮廓愈接近分布密度刷的图 形。 初步估计相对位移幅值服从l 卜态分却，所以，求得不同频率下加速度幅值数据的均 值和方差，按正态分布公式m ) = 了菰1 e 一乎绘制正态分碲曲线，并将同频率下幅值 分南直方图与j 下卷分弁曲线绘制在一起，观察两曲线的轮廓是否一致从而判断相对位 移幅值是否服从正态分却。 按照以上的处理方法p 下扳垂直方向相对位移的幅值分柿情况可以顺利的得到。 其相对位移峰值数据的均值和方差数据见表52 ，峰值分柏直方图见51 5 。 表5 2 上下板垂直相对位移峰值均值方差表 频率( h z )3 5 相对正位均值 移峰值方芳 o0 1 2 8 5 0 0 3 1 6 0 1 0 3 2 相对负位均值38 2 3 914 3 0 9 移峰值方差00 1 7 7 400 9 3 l0 0 0 9 3 i ， i 2 i ， 0 上 图5 1 5 上下板垂直相对位移幅值分，1 1 i 与正态分布曲线 g*；lt|；!e 第i # 振动甲板夯试验f 兜 图5 1 5 上下板垂直相对位移幅值分布与正志分布曲线( 续) 由表5 2 看出，相对位移峰值的均值以3 0 h z 时最大，但其方差较小，说明此时相 对位移峰值虽然比较大但又相对集中峰值波动范围很小。另外，相对位移峰值的方差 一= fjiill1 dlill k 安人学硕l 二学位论文 以4 0 h z 最大，即在4 0 h z 时峰值数据相对分散，但大都落在均值两边0 5 m m 范围之内。 在其他频率点的均值和方差都很小，即各峰值偏离其中心位置( 均值) 的程度很小，在 这些频率下，减振块在工作过程中不会出现较大变形量及变形量的大幅波动，从而造成 减振器的破坏。 由图5 1 5 可以看出，相对位移的幅值分布直方图轮廓与正态分布曲线比较相近，即 相对位移幅值可以定性为基本服从正态分布，这为问题的分析和处理带来理论支持的同 时，也为数据处理提供了成熟的算法。在每一个工作频率下，对于那些偏离相对位移平 均值的位移幅值来说，偏差越大，其出现的概率越低，对减振块造成破坏的概率就越 低。 同时可以看出，在不同频率下，相对位移幅值的最大值出现在3 0 h z 时，3 0 h z 之后， 随着频率的增加，幅值是逐渐减小的，所以，减振块的最大变形量就在3 0 h z 时发生。 此时减振块的最大拉伸和压缩变形分别为3 7 5 m m 和4 0 5 m m ，参考表4 4 计算，减振块 的最大许用拉伸和压缩变形分别为6 m m 和8 m m ，可见，此时的减振块完全满足工作强 度的要求。但是，样机此时只安装了两块偏心块，也就是说，激振力只有其设计值的三 分之一。如果将使激振力达到设计值，在系统为线性的条件下，3 0 h z 时的动态最大拉 伸变形达到3x3 7 5 = 11 2 5 m m ，3 0 h z 时的动态最大压缩变形为3 4 0 5 = 1 2 15 m m ，如果 考虑到静态时减振器已有约1 3m l n 的压缩变形，减振器的实际最大拉伸变形预计为9 9 5 n l l l l ，实际最大压缩变形预计为1 3 4 5m l n ，这损坏减振器几乎是无法避免的。3 5 h z 时测 得的减振块的最大拉伸和压缩变形都为3m i i l ，由此可以预测在正常负荷3 5 h z 时减振块 的实际最大拉伸变形为7 7 m m ，实际最大压缩变形为1 0 3 m m ，这也有可能损坏减振器。 尽管工作频率位于4 0 h z 以上时，使激振力达到设计值有可能不会损坏减振器，但这仅 是在实验工况下的一种可能。当机器工作于密实度较大的土壤时，系统的固有频率提高 到3 5 h z 以上是完全可能的，所以，增加机器的工作频率不是改进该产品的最佳方案， 最佳方案应该是再降低系统的固有频率。 5 4 二次试验数据采集与初步分析 通过对一次试验数据进行分析，发现了部分需要改进的问题，特别是一次试验时出 现的工作于共振区的现象需要避免，这样，降低系统的固有频率就是我们需要解决的问 题之一，结合第四章中减振器刚度对变形量影响的分析结果，在此基础上对减振器个数 进行调整之后，进行二次试验。把减振器总个数由一次试验时的1 0 个降低为8 个，减 4 7 第五章振动甲板夯试验研究 振器单端总刚度降为b 1 4 7 9 2 0 0n m 其他参数同表51 ，然后进行二次试验，并采用 一次试验时的分析方法，对二次试验数据进行分析。 5 41 二次试验加速度数据的采集与分析 图5 1 6 为二次试验垂直方向上下板加速度曲线，图51 7 为二次试验水平方向上下 板加速度曲线。 删 9 0 。 。 。 一； 翻 ；蝴 i b r d f 矗f 1 告d ! b 一半! 壁! ；薹! ! 塑i 一 i 图5 1 6 二欹试验上下板垂直加速度曲线 垂直加速度曲线( 续) 镕五荦振动r 扳夯试验研究 圈& 1 7 二次试验上下扳水平加速度曲线 观察图51 6 和51 7 ，并将二次试验加速度曲线与首次加速度曲线比较分析，最显著 的一个区别是：在相同撤振频率下，上板垂直加速度幅值明显降低，不存在上板加速度 峰值超过下扳加速度峰值的现象，即一次试验时的共振现象消失了，这正是我们所需要 的说明适当调整减振系统刚度不但可以避免系统共振现象，还可以有效增加系统的减 振性能，同时也证明了减小减振系统刚度可以降低系统固有频率的事实。另外。二次试 验加速度曲线中的锯齿波形明显减少，加速度曲线也更规则，但在3 5 h z 、4 0 h z 时上下 板加速度曲线的峰值变化较大，这是可能是因为此时机器处于未完全跳离地面的过渡阶 段，下板与地面受力复杂，从而造成加速度峰值呈现不规则变化。 54 2 二次试验加速度数据的幅频特性分析 图5 1 8 为k - 1 4 7 9 2 0 0 n m 时上下板垂直加速度幅频特性曲线，圈5 1 9 为k = - 1 4 7 9 2 0 0 n m 时上下板水平加速度幅颇特性曲线，图5 2 0 为不同频率时上下板垂直及水平方向加 速度幅值比( 上扳下板) 。 i 灶； 2 r 芦鼍一r 斟o 0 一 。b 绌4 。；l ；塞 圈$ 1 8 上下板垂直加速度幅叛特性曲线 k 盘大学碗学位论立 战妊i 巨战董i f _ _ ；鼍生婴坚? 塑登彳；中。警坠鼍坚鲤 卜“阜0 臻卜融l 0 j l8ij 。j；| 躺。i 。i i i 。f _ - 等! 垡雩坠坚雩? ，；卜一警瞿! ! ? 坚卿警?lt ”世i 琴世il 。型k 。l 。lk 。| 。刨垫。l 。；i ，f _ _ 鼍生冀塑p 婴等jl ! s _ _ 一节_ 楚p 酆彳j 盐比i 睁世出， 芒芝等苗酾： j _ _ ”鼍差兰团 一j 妻一亨j 警”1 挺_ 叠i 蓑爿 、电：一书一 吨_ 一一，等爿 m i 图s 2 0 不同频率时上下板加速度幅值比曲线 从幅频特性曲线可以看出，在4 0 h z 之前即平板夯束完全跳离地面时，除了在给定 频率存在l t 波峰之外。在给定频率附近或给定频率的整数倍刚近还存在一些峰值较小的 波峰，这r 次试验时的结果相同，但4 0 h z 之后，加速度峰值集中在给定频率，在其 他频段迅速衰减为零，这是很理想的。在平板夯跳离地面之后，随着工作频率的提高， ， v nl一擎口 !i秽；b 第五章振动平扳夯试验研究 垂直加速度幅值也越柬越大，这对于压实效果来说是有利的；水平方向加速度幅值随工 作频率提高而提高的规律更明显，这反映了机器良好的自行能力及速度可调性。 山图5 2 0 看出，在每个给定频率下，无论是垂直方向还是水平方向，上下板加速度 幅值的比值均小于l ，从频域角度上印证了减小减振器刚度可以有效降低系统固有频率， 避免系统共振现象的发生。 543 二次试验上下板垂直相对位移分析 经过对减振器调整之后整机的减振性能得到了提高，但减振系统的强度无疑遭到 了削弱，上下板之间的相对位移是否会因此而升高，这对减振器的变形量及机器工作的 可靠性是非常重要的，采用53 节中的分析方法，得到二次试验上下板之问的相对位移 曲线。图52 1 为安装8 个减振器单端刚度k ；1 4 7 9 2 0 0 n m 时上下板垂直相对位移曲线 图5 2 2 为安装6 个减振器单端刚度为1 ( = - 1 1 0 9 4 0 0 n m 时上下板垂直相对位移曲线。 i ”。， j 簿燃揪i洲 k 生大学顿1 - 学位论立 上 。 。s 。， s。 ”。= 图5 2 2k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时上下板垂直相对位移曲线 观察图52 0 、52 l 并，图5 9 对比，在减振器刚度降低的情况下，j ：下板相对位移 第五章振动、f 板夯试验研究 不但没有增加，反而呈现下降趋势，即减振器的变形量有所下降，其可靠性得到提升。 但需要指出的是：在降低减振器刚度时，并非在所有工作频率下减振器变形量都有明显 降低，只是在低频时变化明显，而在4 5 h z 、5 0 h z 时并没有显著变化，但考虑到可以避 免系统共振现象，即使上下板相对位移没有减小，降低减振器刚度也是可取的。 5 4 4 二次试验垂直相对位移幅频特性分析 减振器单端刚度k = 1 4 7 9 2 0 0n m 时，部分相对位移幅频特性曲线见图5 2 3 。减振器 单端刚度k = l10 9 4 0 0 n m 时，部分相对位移幅频特性曲线见图5 2 4 。 且 电机一事3 耐相肆位移篡* 性麓 一 、_ 电帆鞭睾算州帽对位移挂辅特t 生垃 电机簟奉酬相对位善曩特住簟 ：-f_ t 再 鞭辜嘲 鞭搴哪 电机曩, i t 柚叫相对位善曩箨性鼍 图5 2 3k - - 1 4 7 9 2 0 0 n m 时垂直相对位移幅频特性曲线 k 安大学硕士学位论文 ( 5： j 一 oo4 0 5 0 鞭串忙) 电机囊串m 时相对位移帽顿特住曲线 一t 一一一 。 一 0伸, t ot o g o1 曩串口e 电机籀睾嚏时相对位移期待性垃 。一 | ： i ；i 夕j u l 产二 一 ：j 1 舞奉t m ) 图5 2 4k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时垂直相对位移幅频特性曲线 综合分析图5 2 3 、5 2 4 ，随工作频率的增加，波峰的个数越来越少，幅频特性曲线 越来越理想，即信号能量集中在给定频率点的特性愈明显。另外，k - - 1 1 0 9 4 0 0 n m 时的 相对位移峰值均小于同频率下k = 1 4 7 9 2 0 0 n m 时相对位移峰值，再考虑到减振器刚度减 小，上板振幅降低【9 】的因素，本机安装6 个减振器即减振系统单端刚度k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时较为合适。这与第四章4 3 节中的仿真分析结果完全一致，仿真分析减振器刚度对上 下板相对位移的影响结果是：减振器单端刚度k = 1 1 0 0 0 0 0 n m 时的相对位移最小，至此， 这一结论得到了实际试验结果的验证，同时也证明了仿真分析所建数学模型的正确性及 由仿真分析所得结论的可靠性。 5 5 ” 3 ” 2 ， o l)雉疆智霉硼啪 盯 o 他 ， o cl)雉疆莨霉一啪 主5静掣智霉嗣啪 ” ， o 垤 ， lv尊犁智霉矗 蕾v雄趟蕾霉嗣帮 第帝振动r 扳夯* 验究 55 二次试验数据的幅值分布分析 5 51 加速度信号的幅值分布分析 平扳夯的压宴性能与垂直加速度大小关系密切，尤其是垂直加速度的m * 值，其对平 板夯的冲击能力起决定性作用，所以很有必要分析垂直加速度幅值在不州频率卜的分布 情况，如果能从中拽 b些规律，将对工作频率与压实能力之间的匹配问题起到很好的 指导作用。 采用5 33 巾的处理方法，绘制出来上下板垂直加速度幅值分柿直方图，井给出加 速度峰值的均值及方差数据，其中图5 2 5 、5 2 6 及表5 3 为减振器单端刚度k = 1 4 7 9 2 0 0 n m 时的分析结果，图5 2 7 、5 2 8 及表5 4 为减振器单端刚度k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时的分析 结果。 o b b m al n 枷 啪n 目 ”盏，矗，嚣，蒜m f 。 图5 2 5 k = 1 4 7 9 2 0 0 n m 时下板垂直加速度幅值分布与正态分布曲线 竺! ! ! 坚竺竺竺。竺竺竺坚竺竺竺型 t * 一- m i f “n mc m o l川q l q 图52 5k = 1 4 7 9 2 0 0 n m 时下板垂直加速度幅值分布与正态分布曲线( 续) * t 报曲，p 扳舟试验研究 4 f 1 一( cnk - o 】 图5 2 6k = - 1 4 7 9 2 0 0n t m 时上板垂直加速度幅值分布与正态分布曲线 k 立人学硕士学位论旦 酬t md t t啪” 图5 2 6k = 1 4 7 9 2 0 0 n m 时上板垂直加速度幅值分布与正态分布曲线( 续) 表5 3k 一1 4 7 9 2 0 0 n m 时上下扳垂直加速度峰值均值方差表 频率( h z )3 03 5 5 0 上板正峰值均值 4 2 6 5 63 9 0 3 2 o n ) 方差13 8 953 8 74 7 0 0 01 5 6 9 0 34 9 7l3 8 0 上板负峰值 均值0 0 8 6 4 ( n t i s 2 )方差 2 3 7 91 0 34 1 74 1 3 9 下板正峰值均值 1 3 32 4 89 4 1 8 31 3 25 2 7 ( r i d s 。)方差 30 3 32 3 9 67 2 1 3 3 下扳负峰值均值0 73 1 5- 9 30 9 1 母1 4 - 9 9 5 9 9一1 2 2 0 7 ( m s ) 方著07 7 34 29 2 38 8 7 7 420 1 5 3 】0 2 由图52 5 、52 6 可以看出，当k = 1 4 7 9 2 0 0n m 时，除4 0 h z 之外，在其他工作频率 点，上下板垂直加速度幅值直方罔轮廓均与正态分布曲线接近，即加速度幅值可以基本 定性为服从正态分布，但工作频率在4 0 h z 时，下板垂直加速度幅值直方图轮廓与讵态 分布曲线略有偏差，其原因可以从表5 3 中看出，此时下板垂直加速度正负峰值的方差 分别为2 5 66 3 4 和8 87 7 4 ，说明各峰值偏离中心位置( 均值) 的程度较大，即峰值的波 靴 十妊动、r 扳夯d 验 宄 动范旧很大，且在不同位置均有相当数量峰值出现，从而造成直方图与正态分布曲线小 相吻台。从全局角度来看，4 0 h z 只是个例，总体上可以定性为加速度幅值分柿服从l f 念分怖。 从表53 还可以看出，在同一频率下，下板正峰值的均值均大于负峰值的均值，本 文定义加速度向上为正向下为负也就是说向上加速度峰值均值大于向下加速度峰值 均值，从而可以推出加速度均值大于零，中心线向上偏离，这种现象应该是由地面对下 板的强烈冲击造成的由于力的相互作用原理，同时地面也会受到下板向下的巨人冲击， 这增加了甲板夯压实深度方血的渗透力。 目“ 目 誊 i 上 o ： ； ；。 i 图5 2 7k = - 1 1 0 9 4 0 0 n m 时下扳垂直加速度幅值分布与正态分布曲线 一上一 l 同5 2 7 k = 1 1 0 9 4 0 0n m 时下板垂直加速度幅值分靠与三卷分布曲线( 续) ， | 图5 2 8k = - 1 1 0 9 4 0 0 n m 时上板垂直加速度幅值分布与正态分布曲线 第i 振自r k * 验 究 h 4 _ m * i 图s2 8k = 1 1 0 q , 1 0 0n m 时上板垂直加速度幅值分布与正春分布曲线( 续) k 立凡学顺i 岸位论空 m m 17 i hf l * m ， 图s2 8k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时上扳垂直加速度幅值分布与正态分布曲线( 续) 表5 41 e , 1 1 0 9 4 0 0n m 时上下板垂直加速度峰值均值方差表 i频率( h z )3 05 0 l 上扳正峰值均值 2 6 5 8 64 2 2 5 82 05 3 8 i 耐)方差 4 1 2 592 5 l26 3 3l5 4 8 上扳负峰值均值 2 0 3 9 63 76 0 53 32 4 60 32 9 4 ( m s )方差 45 6 25 1 2 33 1 4 240 8 209 9 0 下板止峰值 均值1 4 0 5 8 09 85 5 61 0 7 7 1 91 3 47 5 1 ( m s )方差 1 5 2 2 6 s13 9 71 1 6 8 6 938 2 52 8 6 3 f 扳负峰值均值 4 85 9 28 6 8 1 6 培23 7 6 f l i l ，s )方差】，2 3 97 22 3 8l ，7 5 524 8 4 观察图5 2 7 、52 8 及表5 4 ，当减振器单端刚度k = 1 1 0 9 4 0 0n m 时，上下板垂直加 速度峰值直方图与正卷分粕曲线轮廓比较相似，且吻合程度比k = - 1 4 7 9 2 0 0 n m 时要高， 特别是4 0 h z 之后，上下板峰值的方差都比较小，证明当本机工作频率在4 0 h z 以上且 k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时，加速度峰值肯定会比较平稳且波动不大。从加速度峰值分南角度来 看减振器单端刚度取k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时比较合适。 55 2 上下板相对位移的幅值分布分析 减振器单端刚度k - 1 4 7 9 2 0 0 n m 时，部分相对位移幅值分布直方图及正态分布曲线 见网52 9 。减振器单端刚度k = 1 1 0 9 4 0 0 n m 时部分相对位移幅值分御直方图及正态分 布曲线见图53 0