压实机械设计讲义课件(ppt 110页).ppt

第二章压实机械设计 2 1压实的基本知识与理论一 概述1 压实机械的功能 1 向被压实材料施加作用力使其颗粒相互靠近 排除空气和水 提高密度 获得高的承载能力 高的水稳定性 及高的环境变化稳定性 2 获得平整的表面 2 压实机械的压实方法 1 静力压实 2 振动压实 3 夯实 4 其它压实 如冲击压实 振荡压实等 压实过程中需克服的阻力有 土颗粒间磨擦阻力 随密实度上升而上升 土颗粒间粘聚力 视颗粒尺寸而不同 颗粒间的吸附力 颗粒间由于水份表面张力引起的阻力 2 1压实的基本知识与理论 3 压实机械的类型 1 静力压路机静力钢轮压路机 二轮二轴式 三轮二轴式等 静力轮胎压路机 拖式 半拖式 自行式 静力钢轮胎组合式 特殊形状轮式 2 1压实的基本知识与理论 2 振动压路机双钢轮串联式 单钢轮式 拖式 羊足式 凸块式 2 1压实的基本知识与理论 3 夯实机械打夯机 振动平板夯 蛙式夯实机等 2 1压实的基本知识与理论 4 其它型式压路机振荡压路机 冲击式压路机等 2 1压实的基本知识与理论 二 静力钢轮滚压理论1 光面轮在被压实材料上滚压过程分析 1 在垂直方向 滚压重量 2 在水平方向 牵引力 二 静力钢轮滚压理论 3 滚动阻力系数 式中 C 下陷系数 相对于滚压下陷1cm时的单位压力 注 铺筑材料不是线性变形体 其变形与应力之间关系 为指数函数关系 Cy 为应力 y为变形 材料状况系数 对湿度大呈流体状态土 0 对塑态粘土和干砂土 0 5 对干粘土和已压实路面 1 b 压轮宽度 D 压轮直径 h 垂直变形深度 h0 弹性变形 二 静力钢轮滚压理论 4 由上式推出被压实材料变形压陷深度 其中 称为压实能力系数 5 从公式中分析可得结论 压路机质量G越大 压轮直径D越小 则压陷深度越大 因此若要加大压实能力可增大G或减少D 在线载荷不变的情况下 滚动阻力系数f随D减少而增大 因此若要减少D会造成滚动阻力过大 二 静力钢轮滚压理论 2 当压路机压轮在同一轮迹往复运行时 压实深度h 牵引力F 滚动阻力系数f与滚压遍数n间关系 经验公式 其中 h1 F1 f1 第一遍时的下陷深度 牵引力 滚动阻力系数 0 比例常数 n 滚压遍数 由此可见 随着滚压遍数n的增加 被压实材料的压实度有所增加 永久变形减少 经过一定遍数后 被压材料的不可逆变形下陷量h 牵引力F和滚动阻力f实际趋于稳定基本不变 当n足够大时 lgn 常数 基本不变 此意味着压实结束 当要增加压实度时应增大压实重量 但受被材料强度所限 二 静力钢轮滚压理论 3 按圆柱面与平面挤压理论分析按圆柱面与平面挤压理论 圆柱体与平面挤压所产生的最大接触应力为 其中 q 线载荷 R 圆柱体半径 1 2 圆柱体与平面的弹性系数 经分析计算及试验验证可得 对于滚动压轮 其中 q 线载荷 E0 土壤变形模量 R 压轮半经 二 静力钢轮滚压理论 压实过程中 其最大接触应力应小于材料的强度极限即 其中 P 被压实材料强度极限 见表7 3 7 4 增大压轮半径R可降低最大接触应力 表7 3 二 静力钢轮滚压理论 其它材料许用接触应力 MPa 表7 4 二 静力钢轮滚压理论 4 从滚压轮垂直有效作用压实深度 土壤均匀变形深度 看 滚压时的有效压实深度近似地等于两倍的压轮与土接触表面最小横向尺寸 即 有效压实深度对粘性土 对非粘性土 其中 W 土的实际含水量 W0 土的最佳含水量 分析 从上式可见 增大q和R可增大作用深度 二 静力钢轮滚压理论 5 综合分析 1 若要取得较大压实能力 使被压材料产生尽可能大变形 则应使线载荷q上升D下降 2 若要取得较大压实作用深度 则应使q上升D上升 3 一般处理原则 增大压实能力依靠增大压路机重量 提高q实现 为提高压实深度取尽可能大的压轮直径D 它不仅有利于提高压实影响深度 还有利于提高平整度 降低滚动阻力 三 振动压实理论 1 内部摩擦阻力减少学说由于振动作用 使铺筑材料的内部摩擦阻力急剧减少 剪切强度降低 抗压阻力变得很小 因而在重力作用下易于压实 实验表明 1 粗砂在振动状态下其抗剪阻力会减到原来的几十分之一 2 粘性土壤在很大振动加速度下 其内摩擦阻力会显著减少 3 沥青混合料在振动状态下其内摩擦阻力会下降至原来的五分之一以下 三 振动压实理论 2 共振学说当激振频率与被压实材料的固有频率一致时 被压实材料颗粒会在共振状态下移至最稳定位而更易压实 实验也验证了在共振条件下最易压实 问题是材料固有频率随密实度变化而变化 且共振易引起材料分层离折 应在共振时间上控制 使离折未发生时完成 一般此时间对水泥砼 30s 对沥青砼 1 1 5min 粘土 1 5min 3 反复载荷学说在低频时 由于振动引起的反复载荷作用 使被压实材料 被反复压缩 从而密实 反复载荷作用学说在压实终了时 较符合实际情况 此时压轮有跳离地面的情况 2 2静力光轮压路机设计 2 2 1主要参数选择与设计计算一 压轮直径的选择 1 按许用载荷及下陷深度确定若考虑 滚压轮在滚压松散材料时不陷下去 即给出允许下陷深度h 碾压时不产生波浪 给出被压材料的许用单位面积载荷 p 则前轮直径 其中 G1 前轮分配载荷 p 被压材料许用单位面积载荷 b 滚轮宽度 可按b 1 1 2 D取值 一 压轮直径的选择 2 按单位线载荷q计算确定则 其中q 单位线载荷 N cm 表7 1各种石料在滚压时的压缩强度与许用线载荷 一 压轮直径的选择 3 驱动轮直径确定 若为串联式压路机 则驱动轮与从动轮直径应相同或略大 若为三轮压路机 则驱动轮直径在结构允许条件下应尽可能取大值 但一般 1800mm 4 载荷分配G1一般驱动轮分配重量 对三轮压路机 一般驱动轮分配重量 2 3 对串联双轮压路机 一般驱动轮分配重量 50 二 压路机转弯半径计算 1 三轮压路机一般采用整体车架 最小转弯半径按下式计算 其中 L 轴距 取决于结构布置 转向前轮转向角 最大转向角一般为30 45 二 压路机转弯半径计算 2 二轮二轴式一般为铰接转向 其转弯半径可如下计算 前轮转弯半径 后轮转弯半径 当时 此时转弯半径最小 且前后相等 前后轮轨迹重叠 其中轴距L主要取决于结构布置 一般为 2 2 2 5 D 三 压路机工作速度选择 1 压路机转移行驶速度 与压实质量关系不大 一般取8 10km h 2 最低速度 一般为第一遍碾压速度 可取2 2 5km h 3 一般工作速度 压实土壤 1 3 4km h 压沥青路面 2 4km h或第一遍3 5 5km h 其后4 9 6 4km h或前二后二遍 2 2 5km h 其余8 10km h 4 碾压速度对压实质量的影响 例如 由2 5km h增大到6 5km h 压实度会下降2 由1 5km h增大到8km h 则土壤变形模量下降15 25 三 压路机工作速度选择 5 压路机各档工作时间分配 对机械传动 二档变速器三档变速器四档变速器 80 60 25 20 30 55 10 15 5 6 对于滚压碎石路面和沥青混凝土路面的压路机 若采用三档变速器 则各档之间关系为 其中 v1 v2 v3 变速箱 档时压路机速度 i1 i2 i3 变速箱 档时传动系传动比 2 2 2发动机功率计算 计算工况 最大坡度路基上压实松散碎石 以运输速度在最大上坡的好路上行驶 1 发动机功率计算公式 其中 F 压路机驱动轮上驱动力 kN 压路机行驶速度 km h 传动系传动率 NY 所有辅助装置所消耗功率 kw 例液压泵 2 牵引力计算公式其中 GC 附着重量 C 附着系数 w1 滚动阻力 w2 坡道阻力 w3 惯性阻力 w4 弯道阻力 2 2 2发动机功率计算 3 滚动阻力w1其中 G 压路机整机重力kN f 滚动阻力系数 P162表8 5 fmax 0 2 坡度角 应不小于20 道路坡度见P162表8 6 表8 6道路极限坡度角 2 2 2发动机功率计算 表8 5压路机滚压作业时的滚动阻力系数 2 2 2发动机功率计算 4 上坡行驶坡道阻力w2其中 i为道路最大坡度 i sin 5 起步惯性阻力w3其中 w3 为平动惯性阻力 w3 为转动惯性阻力 2 2 2发动机功率计算 其中 m 压路机质量 t v 压路机行驶速度 m s tP 平均加速时间 2 2 5s 转换系数 一般取1 1 1 15 6 弯道运行附加阻力w4其中 K1 附加阻力系数 松散碎石 K1 0 3 压实表面 K1 0 2 2 2 2发动机功率计算 7 附着力 GC C其中 GC 附着质量 驱动轮上分配重量 C 附着系数 P163表8 7 表8 7各种路面的附着系数 2 3轮胎压路机设计 2 3 1轮胎压路机碾压过程 1 空气轮胎滚压接触区空气轮胎滚压时其与被压实材料接触区为矩形 与钢轮相比的特点 接触区域大 且均处于高压区 压力分布均匀 由于应力保持时间长 可达1 2s 利于土壤变形适于粘土压实 且作用深度大 可通过调整轮胎气压及负荷改变适应范围 2 3 1轮胎压路机碾压过程 2 轮胎气压一定时 轮胎载荷对压实影响轮胎压路机轮胎碾压区下为一椭圆球区域称为压力球 其压力随作用深度增大而下降 轮胎上载荷增大可使压实影响深度增加 即压力球变大 2 3 1轮胎压路机碾压过程 3 轮胎气压的影响轮胎充气压力影响轮胎对被压实材料的最大接触压力 对表层压实度有较大影响 式中 s 平均踏面宽度载荷 N m D 轮胎外径 m E1 轮胎弹性系数 Pa E2 土壤变形系数 Pa B 轮胎踏面宽度 m E0 土的弹性系数 Pa p 轮胎气压 Pa Q 轮胎载荷 N 2 3 1轮胎压路机碾压过程 由上述公式可得出轮胎充气压力 轮胎载荷 最大接地压力之间的关系 轮胎在不同的充气压力下的压实度和压实深度之间的关系如图所示 其中 轮胎载荷35kN 土层厚度60cm 滚压10遍 轮胎充气压力分别为 1 0 57MPa 2 0 42MPa 3 0 2MPa 由图可见 在较低轮胎气压下 要达到要求的压实度 必须增大压实遍数 2 3 1轮胎压路机碾压过程 增大轮胎气压 可改善对表层压实效果 但对深层影响不大 当轮胎气压超过土的强度极限时会造成土的剪断和滑移 影响压实质量 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 由于拖式与半拖式轮胎压路机主要用于填土的分层压实 因而确定其基本参数的原始依据主要是粘土的压实度和深度 压粘土工况最恶劣 1 轮胎最佳气压由图可见 增大轮胎气压 可增大表面接触应力提高表面压实效果 但会减少碾压接触面积 使压实影响深度减小 轮胎气压过低 接触压应力不够 土壤变形较少 压实也不理想 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 最佳碾压厚度 对应于一定最佳胎内压 选择 对粘性土 0 5 0 6MPa 对非粘性土 0 2 0 4MPa 对碾压未被破坏结构的粘性土 0 7 0 8MPa 2 轮胎尺寸轮胎结构类型 应根据最佳胎压上限值来确定 碾压松散填土 用低压轮胎 碾压未破坏结构土 用高压轮胎 实际选用 一般采用宽基轮胎 轮胎花纹 轮胎花纹影响滚动阻力及表面质量 一般为光面轮胎 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 轮胎单个最大载荷计算 在给定压实度 与压实深度H0情况下 经验公式 当时 当时 式中 GK 单个轮胎上载荷 N w0 土的最佳含水量 w 土的实际含水量 给定的土的压实度 dmax 土的最大干容重 轮胎尺寸选择 根据轮胎气压和单个轮胎载荷查手册 按国家标准选择轮胎尺寸 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 3 各轮胎间的间隙影响 当各轮胎间间隙增大到一定值后 在此之前不影响时 会使最佳压实层厚度降低 选择 按经验公式选择 式中 B为轮胎断面宽度 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 4 压路机重量确定压路机的最大重量 注意系列化要求 式中 GK 单个轮胎载荷 Z 轮胎个数 压路机实际碾压时重量确定 式中 E 轮胎刚性横量 N cm 可查表9 3 见下页 获得 轮胎在刚性表面径向变形量 cm 压刚性表面时 0 13B 压土壤时 0 15B 不知轮胎刚性横量E时 按下列经验值选择 轮胎气压 MPa 0 60 50 40 30 2压路机重量 kN 10090806550 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 表9 3充气轮胎的刚性模量E N cm 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 5 碾压遍数及最佳土层厚度计算粘性土压实层最佳厚度 当轮胎气压为0 5 0 6Mpa时 按下式计算 cm 式中 w 土的实际含水量 w0土的最佳含水量 GK单个轮胎荷重 N 当为其它轮胎气压时 可按下式计算 此时考虑轮胎刚度和气压影响 cm 式中 p 轮胎气压 MPa 轮胎刚度系数 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 轮胎气压p MPa 轮胎刚度系数 取值 p MPa 0 10 20 30 40 50 60 7 0 60 50 40 30 250 20 15碾压遍数 轮胎气压所需遍数砂土 0 22 3亚砂土 0 3 0 43 4粘土 0 5 0 65 6碾压速度 第一 二遍其它层厚20cm粘土 2 3km h6 8km h层厚10cm粘土 2 3km h10km h 2 3 2拖式与半拖式轮胎压路机基本参数选择确定 6 拖式压路机牵引计算计算工况 牵引车以 档在接近最大牵引功率工况下工作 牵引车 档牵引力能克服压路机工作中最大瞬时阻力 计算公式 式中 G 压路机重 f 第一遍碾压时滚动阻力系数 式中 p 轮胎气压 MPa D 轮胎外径 cm G 机重 N i 地面坡度 g 重力加速度 m s2 v 压路机运行速度 m s t 压路机起步加速时间 t 2 3s 2 3 3自行式轮胎压路机设计计算 1 工作质量确定概念 工作质量是指压路机自身质量 规定的油水 压载物 随机工具 驾驶员重量 系列化要求 型号 YL10YL16YL20YL25YL40最大质量 t 1016202540最小质量 t 69161622分配比例 压路机带配重质量m与无配重的结构质量mM之比 用于评价其结构设计合理性 其最佳值 m mM 3 4 3 9 2 单个轮胎载荷计算 同前 注意压路机系列化标准中均有明确规定 2 3 3自行式轮胎压路机设计计算 3 同轴轮胎中心间距及轮胎参数确定间距 e K B或e B 2a式中 K 间距系数 K 0 7 0 9 B 轮胎宽度 a 为重叠量一般应 30mm 轮胎个数 单轴 式中 BY 碾压带宽度 B 轮胎宽度 总数 Z0 2Z 1 4 轴距确定确定 轴距确定一般先参考同类机型类比初定 然后绘制总体布置草图时再准确确定 影响 轴距增大则转弯半径增大 纵向稳定性提高 结构质量增加 原则 在保证整机性能 结构要求 维修方便前提下尽可能取小值 2 3 3自行式轮胎压路机设计计算 5 最小离地间隙影响 通过性 维修性 确定 一般 200 400mm 6 运行速度我国标准规定 轮胎压路机工作速度 2 10km h 行驶速度 10 25km h 液压传动 0 10km h 7 发动机功率计算计算公式 机械传动系时 式中 N 发动机功率 kw F 轮胎压路机驱动轮上的牵引力 kN v 轮胎压路机运行速度 km h 自发动机到驱动轮的传动效率 NY 所有辅助装置消耗功率 kw 2 3 3自行式轮胎压路机设计计算 液力机械传动时 式中 液力变矩器效率 其他同前 8 牵引力计算 公式 滚动阻力 式中 f 滚阻系数 G 压路机工作质量 坡度角 20 坡道阻力 式中 i 坡度一般 20 2 3 3自行式轮胎压路机设计计算 起步惯性力 式中 g 重力加速度 g 9 8m s2 v 运行速度 t 加速时间t 2 5s 旋转质量系数 式中 iK 传动系传动比 GK 轮胎压路机附着重量 kN 驱动轮重 附着系数 见下表 粘性松土粘性实土非粘性土沥青路面轮胎气压 0 2 0 5MPa附着系数 0 61 0 440 55 0 260 7 0 60 82 0 7 2 1 2 2 2 3复习思考题 1 压路机的滚压轮直径对其压实能力 滚动阻力 压实影响深度 表面接触应力各有何影响 设计时应按什么原则选择确定 2 静力光轮压路机设计计算参数主要有哪些 试说明各参数的选择 计算确定方法 3 与钢轮压路机相比轮胎压路机有何优点 其轮胎气压对压实有何影响 应如何选择确定 4 自行式轮胎压路机主要设计计算参数有哪些 试分别说明其设计计算确定方法 作业一 现欲设计一台20t三轮静力光轮压路机 试计算选取其发动机功率 2 4振动压路机设计 2 4 1振动压路机的激振方式 1 定向激振式具有两个在垂直面上对称布置的振动器 两振动器偏心块转速相等 方向相反 水平分力相互抵消 垂直方向分力重叠相加 从而形成仅有垂直方向激振力 使压路机及被压实材料仅产生垂直振动 特点 结构较复杂 无明显突出压实优势 应用较少 仅有德国Vibromax的W152等少量产品 2 4 1振动压路机的激振方式 2 摆振激振式即两振动轮上振动器各安装一个位于前后轮的中心 其中旋转方向相同 但相位相差180 用齿形带保持同步 使振动时一轮向上 一轮向下 振动中压路机前后摆动 始终有一轮与地面接触 因而可获得较高线载荷和较高冲击能量 应用 主要用于小型手扶式振动压路机上 例 Bomag公司的BW90等 2 4 1振动压路机的激振方式 3 非定向外振式激振压路机有两层机架 振动轮与下机架一起由振动器激振 共同振动 下机架与上机架间设减振器 振动器为非定向偏心块激振 优点 结构简单 便于维修保养 应用 主要用于手扶振动压路机 2 4 1振动压路机的激振方式 4 非定向内振激振式即在振动轮中心设偏心轴激振方式 特点 结构紧凑 操作使用安全 应用 绝大多数振动压路机应用此种激振方式 5 液压激振方式即利用周期变化的液压作用力激振方式产生激振力 特点 具有方便无级调节振幅和振频的优点 但结构复杂 要求加工精度高 应用 仅有部分小型振动压路机开始应用 本次仅介绍偏心轴激振方式的有关设计计算 2 4 2振动压路机的数学模型 为确定振动压路机振动系统各参数 需了解振动压路机振动压实过程中振动轮 机架及被压实材料所组成的振动系统的动态变化 掌握各参数对振动系统振动作用的影响规律 为此需建立振动压路机与土振动系统的数学模型 1 二自由度系统振动压路机运动方程假设 振动压路机上 下车质量简化为具有一定质量的集中质量块 上车为m1 下车为m2 上下车间减振器阻尼为c1 刚度为k1 土是具有一定刚度的弹性体 其刚度K2 阻尼为C2 阻尼为线性阻尼 较符合接近压实完成的土体 2 4 2振动压路机的数学模型 振动压路机工作过程中 振动轮始终保持与地面接触 该假设在振动压实接近终了时与实际情况下符合 则该模型运动方程为 微分方程 其中 激振力 2 4 2振动压路机的数学模型 解之得 1 2分别为激振力F0与上 下车位移相位角 其中 2 4 2振动压路机的数学模型 3 无阻尼状态下系统的一阶 二阶固有频率 1 2分别为 2 4 2振动压路机的数学模型 4 振动轮对被压实材料的作用力FS不仅与振动压路机本身振动参数有关 而且与被压实材料的刚度K2及阻尼C2有关 可表示为 其为弹性变形力k2x2及土阻尼力c2x2 的矢量和 即与瞬时振幅x2 瞬时速度x2 土的刚度k2 阻尼c2有关 FS不同于激振力F0 若用RT表示激振力对地面作用力的有效率 则 RT FS F0提高RT的关键是选择好恰当的工作频率 和振幅A 前述公式中m1 m2为已知 F0 是设计选取的 减振器的K1 c1为设计选取 土的刚度K2与阻尼c2可通过实验反算出来 因而方程是可解的 2 4 3振动压路机的动态响应 1 压路机振动位移x 振动加速度x 随频率变化情况 如图 1 压路机 土振动系统有两个固有频率 1 2 当压路机处于 1 2时会发生共振 位移 加速度均会出现共振峰 其中 1主要受上车参数k1 c1 m1影响称一阶固有频率 其形状尖细 2主要受下车参数k2 c2 m2影响称二阶固有频率 其形状高而平缓 2 工作频率高于 2后 上下车振幅均急剧下降 但下车加速度会急剧增大 2 4 3振动压路机的动态响应 2 激振力F0及压路机对被压实材料作用力Fs随 变化而变化 由图可见 1 F0与Fs是完全不同的两种力 它们随 的变化规律完全不同 2 Fs 曲线与x 曲线形状相似 说明振幅对Fs影响很大 3 当 2后 FS呈下降趋势 虽然F0急剧上升 因此 压路机应工作在 2附近略高于 2 4 在 1 2间有一个 此时Fs几乎为零 几乎不起压实作用 因此 为其工作禁忌频率 2 4 3振动压路机的动态响应 3 下车质量m2对x F0 Fs 曲线的影响在其它条件不变时 若仅改变m2 将其减少20 加到上车m1上 或从m1上减少20 加到m2上 则各曲线变化如图 由图可见 1 下车质量m2的变化对振动系统一阶固有频率 1无影响 影响很小可忽略 2 降低m2可增大Fs 但过小会降低振动轮对地面作用能量 对压实不利 3 降低m2会使x1 x2增大 但变化较小 2 4 3振动压路机的动态响应 4 减振器刚度k1对x 的影响1 减振器刚度k1增加 一阶固有频率 1变化不大 但二阶固有频率 2略有增大 2 减振器刚度k1增加 上车振幅x1明显增大 对减振不利 3 减振器刚度k1增加 对被压实材料作用力Fs略有增加 2 4 3振动压路机的动态响应 5 土的阻尼和刚度对x 曲线的影响由图可见 1 土的刚度对上下车运动及作用力影响规律同减振器的刚度对其影响 2 当工作频率大于 2后 土的阻尼对Fs影响较大 随土阻尼增大 土壤松 Fs明显增大 2 4 3振动压路机的动态响应 此外 经过大量试验验证 上述理论分析曲线与实测曲线变化规律比较吻合 此对设计计算有帮助 2 4 4振动压路机基本参数选择 1 名义振幅及其选择1 名义振幅A0压路机振动轮悬空自由振动时的振幅 即不受外界影响时振幅 2 实际振幅A由前述分析及实验均表明 压路机实际压实过程中 实际振幅x随被压实材料刚度 阻尼变化而变化 刚度越大 振幅越大 阻尼越大 振幅越小 即初期压实振幅小 后期振幅大 据实测 实际振幅A A0 按正态分布统计 一般A 1 2 A0 2 4 4振动压路机基本参数选择 3 如图 振幅对压实效果影响要远远大于频率的影响 A 则压实效果显著 但A过大会造成上车振幅 使被压实材料破碎 造成过压实 选取 一般压实路基 A0 1 4 2 0mm压实次路基 A0 0 8 2 0mm压沥青路面 A0 0 4 0 8mm4 名义振幅计算 其中 Me 偏心块静偏心矩 N mm Me mf r m2 下车质量 N 即除减振器外 所有参加振动的质量 mf 偏心块质量 重力 r 静偏心距 2 4 4振动压路机基本参数选择 2 振动压路机工作频率的选择 由前述分析可见 2时振幅不稳定 波动很大 且上车振动增大 此外还有一个下车振幅几乎为零而上车振幅则较大的 故不易工作 应使 2 压路机在压实作业中 2随被压材料刚度增大 压实遍数 而增大 故 2应以压实终了时 2为依据选择 以保证压路机不工作在小于 2的不稳定区 工作频率过高 远大于 2 则会引起Fs F0 Rs减小 降低压实效率 同时过高还会引起振动轮跳离地面产生搓板形 故不易过高 其合理范围 经验确定 压路基 25 30Hz 压次路基 25 40Hz 压沥青路面 30 50Hz 2 4 4振动压路机基本参数选择 3 振动质量及上下车质量的确定由前述分析可见 1 若仅从振动轮对被压实材料作用力Fs来看 减小下车质量m2可增大Fs 2 若从增加振动作用于被压实材料冲击能量来看 增加下车质量m2 可提高冲击能量 有利于提高压实效果 故此为一对矛盾 在确定了A0 f的情况下 增大冲击能量只有加大振动轮质量 3 选择 应既兼顾Fs又考虑冲击能量 经验表明 m1 m2 1最佳 若不能做到 则至少应保证 m1 m2 0 5 1 9 2 4 4振动压路机基本参数选择 4 振动压路机振动加速度的校核振动压路机振动加速度能够反映压路机振动轮作用于被压实材料的动态冲击力 振动加速度过小说明动态冲击力过小 土颗粒在振动过程中 几乎处于静止状态 振动压实作用不明显 而振动加速度过大 则由于颗粒得到振动冲击过大 会出现离析造成结构不良 同时表层材料还会被压碎 影响表层密实度 故振动加速度应在一合适范围 根据实验 振动加速度应控制在 压路基 5 10g 压路面 4 7g 核验计算方法 式中 A0 名义振幅 mm g 重力加速度 9800mm s2 工作频率1 s 2 4 4振动压路机基本参数选择 若计算值超过控制范围 则应对振幅 频率加以修正 修正的原则为 压路面的压路机应以保证工作频率为先 可适当修正振幅 压实路基的振动压路机应优先保证振幅 可适当修正工作频率 5 振动压路机工作速度选择振动压路机的工作速度对振动压实有较大的影响 这是因为土壤颗粒由静止变为振动运动状态有一过程 该过程持续的时间长短与土颗粒间的粘聚力 吸附力有关 还与压路机线载荷有关 一般线载荷越大 过渡所需时间越短 试验表明一般亚粘度应至少有三次强迫振动 据此计算则 2 4 4振动压路机基本参数选择 式中 h 压实深度m R 滚轮半径m T 振动周期s 其中土壤碾压下陷深度h为一变值 实验表明 当压路机每一周期T内行驶3cm即可满足要求 故有v 3 T 一般为既满足振动压实的需要 又兼顾压路机生产率 一般振动压路机的行驶速度可选为 工作质量 5t应为 4 6km h3 5t2 4km h 2t 3km h全液压驱动 工作档 0 6km h高速档 0 12km h 2 4 4振动压路机基本参数选择 6 激振力F0和压路机对被压实材料的作用力Fs如前所述 仅与压路机结构及振动参数有关 既与机械本身有关 也与土壤刚度k2 阻尼c2有关 为获得良好压实效果 同时又能有效利用振动压路机的压实能力 设计时希望 RT Fs F0接近于1 因被压实材料随压实过程而变 故RT不固定 一般区间时 Fs与F0比值RT较为合理 2 4 4振动压路机基本参数选择 7 振动轮直径与宽度的确定影响 在振动轮分配质量不变情况下 轮越宽 线压力越小 压实深度降低 但因压实作用面积增大而生产率提高 轮径越大 压实影响深度增大 且平整度提高 选取 压路面应选直径和宽度较大者 压路基应选直径和宽度较小者 一般推荐 即 压沥青砂时牛鲍系数 压沥青碎石牛鲍系数 式中 m1 振动轮分配质量kg B 宽度cm D 直径cm 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 振动压路机在振动压实时振动轮处于振动状态 为尽量减少振动轮振动对上车零件及操作人员产生振动危害 因而上 下车之间 即振动轮与机架间 应设减振器 以尽可能减少振动轮对机架上安装零件及驾驶座椅的振动影响 一 振动压路机减振系统总刚度计算1 振动压路机减振系统总刚度的计算方法有两种 其一是将振动压路机与土系统简化为具有两个固有频率的二自由度系统计算 如前 此法精度较高 但因带有土的刚度与阻尼等 计算较复杂 其二是将振动压路机与土系统简化为单自由度振动系统如图所示 此法计算简便精度也能满足要求 故常用 在此仅按单自由度系统计算 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 对于单自由度系统 若基础上作用一外力F0sin t 则基础将产生振幅为A 加速度为a的振动 因有弹簧作用 传递到m1上的振动则为A1和a1 若以 A1 A a1 a为系统传递率 则由振动学可知 其中 1 称频率比 压路机工作频率 1 系统固有频率 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 若将基础视为振动轮 K1视为减振器 m1视为上车 则 由减振系统设计要求看 希望A1 a1越小越好 由上式可见 A1 A a1 a 若要在选定振动压路机振幅频率情况下减小A1 a1 则只有减少 再根据可知 减少 则只有减少 1 在时 因 增大上车质量m1或降低减振器刚度K1均可 在m1一定情况下 只有设计K1以减少 1 即K1 12m1选取适当K1可满足减振需要 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 2 总刚度计算K1 12m1式中 1为系统固有频率 取决于系统设计 实践证明 当 1 5 6时 可获得最佳减振效果 例 当 1 6时 2 9 需注意 虽然 1 A1 但当 6后 a1已减小不明显 接近于一个常值 再增大 1效果并不明显 故一般选取 1 6 则式中m1上车当量质量 kg 压路机工作频率 Hz 均为已知 此时只需设计减振器总刚度K1满足上式要求即可达到满意的减振效果 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 3 减振器种类一般常见减振器有钢制螺旋弹簧减振器 空气组合减振器及橡胶减振器三种 压路机减振系统常用橡胶减振器 故在此仅介绍橡胶减振器设计 其优点 形状可自由选取 x y z三方面刚度可自由方便设计 橡胶减振材料内摩擦大 阻尼大 在压路通过其共振区时较安全 橡胶减振材料吸收高频振动能力强 橡胶减振器弹性模量E较金属小的多 工作中允许较大变形 橡胶减振器刚度与硬度有关 可在不变尺寸情况下方便地改变刚度 重量轻 尺寸小 安装方便 无相对摩擦件 免维护 其缺点 耐高温 耐低温性差 耐日照性差 耐油性差 使用寿命低 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 二 橡胶减振器设计1 橡胶减振器材料 硬度与几何形状选取 1 材料 主要有两种 天然橡胶 优点 机械性能良好 加工方便 弹性稳定 耐日照性好 缺点 阻尼较小 通过共振区不安全 耐油性差 应用已越来越小 丁睛橡胶 优点 耐油性好 具有较大阻尼 缺点 价格较高 已越来越被采用 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 2 硬度 橡胶材料硬度不同其弹性模量与剪切弹性模量不同 见P112表11 4 其材料硬度常以肖氏硬度表示 即用一钝针在2N力作用下压入橡胶的深度来表示 其值在0 100间 用字母Hs 数字来表示 抗拉压弹性横量 见表11 4 抗剪切弹性横量 见表11 4 为设计中方便调节 一般选取橡胶硬度为Hs 40 60 此时其强度 韧性均较好 与金属板的粘接强度也较大可达3MPa 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 表11 4橡胶硬度HS与弹性模量E和剪切弹性模量G的对应值 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 3 几何形状不同形状各方面刚度不同 振动压路机常选择圆形与矩形 其中 驱动轮需传递扭距情况下 应用圆形 因其各向刚度一致 非驱动轮 不传递扭距时 可选矩形 因其可通过不同方向尺寸来调节不同方向刚度 以满足不同方向对刚度的要求 一般圆形截面尺寸 矩形截面尺寸 式中 H 高度 D 直径 a 矩形截面短边长度 a 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 2 减振器的刚度计算 1 动刚度与静刚度橡胶减振器在动态作用力作用下 因其变形迟后于作用力变化 因而其动态条件下的刚度 即动刚度 较静刚度为大 两者之比称为动刚度系数 其中 Kd 动刚度 K 静刚度 振动压路机是在动态下工作 故应用动刚度Kd 不同硬度下的动刚度系数见P214表11 5 橡胶硬度HS 4045505560动刚度系数d 1 11 151 21 281 4 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 2 剪切受力状态下橡胶减振器的刚度计算及尺寸确定若设减振系统为i个减振器 且均匀分布 则每个减振器的刚度应为 其中 K1 总刚度 实为动刚度 Kdi 每个减振器动刚度 对圆形截面减振器动刚度按下式计算 其中 d 动刚度系数 查表3 5 见前页 H 减振器高度 cm AL 减振器截面积 cm2 AL R2 G 剪切表观弹性模量 MPa G 为剪切弹性模量 据此可计算出D 直径 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 对矩形截面 其中AL ab G G a 短边长cm b 长边长cm 据此可计算出a b 3 压缩受力状态下橡胶减振器的刚度计算及尺寸确定 对圆形截面动刚度 其中 Ea 压缩表观弹性模量 MPa S 形状系数 D 直径 H 高度 矩形截面其中 其它参数同前 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 4 组合受力状态下 既受压又受剪 动刚度计算其中 G 剪切表观弹性横量 MPa 同前 Ea 压缩表观弹性模量 MPa 计算同前 减振器安装角 组合安装优点 可在不改变减振器情况下仅改变安装角 即可获得不同的组合刚度 缺点 结构复杂安装尺寸大 仅用于小型振动压路机上及振动平板夯上 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 3 橡胶减振器的强度校核 1 作用力 上车质量所产生应力 振动驱动轮驱动力矩 从动振动轮车体推动牵引力 道路不平或发生相撞时的冲击力 一般以1 1 1 3系数考虑 压路基 1 30 压路基面 1 10 两者都压1 2 2 强度要求 剪切应力其中 PX 弹簧所受剪切力 AP 弹簧受力面积 对矩形 AP a b 对圆形 AP D2 4 许用应力 见表11 6 2 4 5振动压路机减振系统的设计计算 3 变形要求 拉伸 10 最大冲击15 x 压缩 15 最大冲击20 剪切 30 最大冲击40 或剪切 20Hz时 x 0 8 1 2cm 20Hz时 2 2 5cm剪切变形量 或 式中 H 弹簧高度 G 剪切弹性模量 x 剪切力作用方向上弹簧的剪切变形量 2 4 6振动压路机功率计算 一 振动压路机所消耗的功率振动压路机工作中所消耗的功率主要有如下几方面 1 行驶功率p1 压实初始状态 前1 2遍 其中 m 压路机工作质量 kg g 重力加速度 9 81m s 第1 2遍土壤滚动阻力系数 0 13 0 15 爬坡角度 v 行驶速度 m s 压实中期 3 8遍 其中 0 1 终压时 8遍后 其中 0 05 运输转移行驶状态其中 运 0 05 2 4 6振动压路机功率计算 2 转向消耗功率 整体转向轮转向消耗功率其中 m1 转向轮分配质量kg 转 转向阻力系数 转 0 5 s 转向角速度1 s 剖分转向轮转向消耗功率 对于铰接式转向 可按相应转向轮结构整体转向的两倍计算 2 4 6振动压路机功率计算 3 换向消耗功率式中 m 压路机工作质量kg v 压实作业速度m st 换向时间 可取4s 4 爬坡功率其中 爬坡角度 v 行驶速度m s 5 振动功率p5 后面介绍计算方法 2 4 6振动压路机功率计算 二 振动压路机功率计算工况 1 初压 前1 2遍 此时一般无振动p5 0 2 中压 3 8遍 3 终压时 8遍后 4 运输工况 此时p3 0 p5 0从上述工况中选功率最大工况作为选发动机功率依据 2 4 6振动压路机功率计算 三 振动功率计算 1 经验公式计算方法其中 m2 振动质量 下车或振动轮质量 kg q 振动轮个数 A0 名义振幅m 频率修正系数 频率Hz25 3031 3536 4041 4546 50 5 56 577 58此式计算较实际略小 可做为初选估算用 2 4 6振动压路机功率计算 2 理论分析计算目前尚无较公认的理论计算公式 因振动功率与被压实材料的特性有关 较有影响的计算方法为德国劳森浩森公司推导的公式 他们首先假设振动压路机在压实过程中 某一时刻振动轮跳离地面且上车减振轮在每周期跳起后再次落向地面时作用于被压实材料上的动能 势能 冲击能所做的功 再除以振动周期即为振动消耗功率 即 kw 其中 T 振动周期T 1 f 传动效率 0 8 E 总作用能量 E E动 E势 E冲 2 4 6振动压路机功率计算 其中 Se 振动轮冲击引起土的沉降量 Se 1 2A0 va 振动轮回落地面时冲击速度 其中 F0 为激振力 a 为开始跳离地面时的振动轮运动方向与水平面夹角 可由迭代计算出 m 为压路机质量 为工作频率 此方法计算有一定道理 可供参考 2 4 7振动压路机 全液压 液压系统设计计算 一 全液压振动压路机行走驱动系统设计1 振动压路机液压行走驱动系统形式 1 振动压路机液压行走驱动系统型式传动路线 发动机 分动箱 泵 马达 二档变速器 驱动桥 驱动轮胎 特点 液压系统由变量泵 定量马达组成 集成度高 速度和方向可由双向变量泵无级变化调节 操作轻便 2 4 7振动压路机 全液压 液压系统设计计算 发动机与液压泵的额定转速由分动箱齿轮副匹配 调节方便 压路机高低档变化由二档变速器实现 可较方便满足作业与转运不同工况对行驶速度的不同要求 且马达 变速器与驱动轮胎均集中安装在驱动桥上布置方便 双向变量泵有一定液压制动停机作用 可作为辅助制动用 不足 压实振动轮为从动轮 会产生推拥被压实材料 引起碾压不平 驱动轮胎分配重量较小 约为压实轮一半 易产生驱动附着力不足等 2 4 7振动压路机 全液压 液压系统设计计算 2 轮胎驱动单钢轮振动全轮驱动压路机驱动系统该压路机驱动动系统是在上述基础上 为克服其缺点而出现的驱动系统 即轮胎驱动仍采用上述方案 同时 在其液压系统中并联一个驱动马达 用于驱动单振动前钢轮 其驱动马达可以是低速大扭矩马达直接驱动 也可以是高速马达经减速箱驱动 主要用于作业工况 轮胎驱动振动压路机主要用于压实路基等 2 4 7振动压路机 全液压 液压系统设计计算 3 双钢轮串联振动压路机液压驱动系统因双钢轮串联振动压路机主要用压实沥青路面等 因而为改善其压实平整度及附着性 目前其驱动系统均采用全轮驱动全轮振动 也称双驱双振 液压驱动系统 特点 系统较上采用双向变量泵驱