滑移装载机属具-振动压路机设计

1绪论1.1研究背景作为施工的主要压实机械之一，该机械能胜任土方、碎石料及沥青混合料等多种介质的压实任务，道路施工环节里，振动压路机的核心应用场景是路面压实施工，完成路基土方压实与路面稳固施工结构的重要施工机械之一。结合振动压路机的系统组成、作业机制和振动轮功能属性，可实施基础性分类研究，按振动轮内部机械结构差异，从工作方式看，振动压路机有振动型、振荡型和垂直振动型三类；振动类型可进一步划分为单频单幅、单频双幅、单频多幅、多频多幅及无级调频调幅等不同形式，从功能角度看，振动轮构成了振动压路机的工作主体。基于振动压实中的共振理论，有效压实要求振动频率调整至土壤固有频率附近，各类土壤的固有频率存在明显差别，而实际工程中振动频率多为固定参数，也就能进行选择的振动频率有限，这不利于在任何时候、任何地方都取得良好的压实效果。这就要求发展研究振动压路机振动轮变频技术，使振动压路机振动轮在各个土质状态下能自动与土质达到共振而振动压实的效果最佳。就振幅而言，按照多次冲击理论，为提升机械与土层接触前的动量值，需采用高振幅、大质量的振动轮，按照内摩擦递减学说，避免振动轮与土层之间出现脱离，需采用低振幅模式，维持振动轮的地面贴合状态，实际作业中振动轮所需振幅有别，按压实强度区分，浅层和深层压实作业所需的振幅大小有别，振动压路机需采用振幅可调结构，以适应多种施工要求和保证压实力度。本文基于振动压路机振动频率和振幅进行优化，对振动压路机在不同土质、不同施工状态下能提高振动压路机的压实效率，满足工程施工要求进行研究。1.2国内外压路机产品技术概述与发展趋势从20世纪30年代起德国第一台振动压路机问世开始，伴随着振动压实机理论、振动避震材料及高精密滚动轴承的发展，振动压路机在20世纪60年代后期迅速席卷全球并被推向多用途、系列化、规格化方向。20世纪60年代末，振动压路机最先应用了液压传动方式，进入70年代，国外产品成熟品牌都实现了全液压传动，使压路机的行走驱动、振动模式、转向控制及制动系统形成整体；80年代初期到90年代后期，采用电液比例调控与伺服控制方案，由此振动压路机的振动幅值及振动频率调节更加智能。21世纪以来，受电子科技与智能化的影响，振动压路机向着精准控制及节能减排的目标迈进，BOMAG等品牌推出了振动压路机振动参数的自动闭环控制系统，使振动压路机生产逐步步入精确化及能源友好发展的新阶段。2设计方案比较振动压路机激振装置根据激振器的安装方向、振动轮的结构型式以及传动力的传递型式等进行区分，以激振器与机架的位置区分有外部和内部，即外振式和内振式两种；振动轮的数量和组合形态有单轮式、双振式和摆振式等；以激振力方向和相位的不同区分有无方向振动、振荡和垂直振动三种，前两者结合为定向振动（也叫双轴振动）。通过研究上述各种振动配置的压实效果、机械结构复杂度以及适用工况，为本文最后的内振式、双振、无向变频的设计方案提供理论依据。2.1外振式振动压路机上下双机架该设备采用上下对应的双机架系统，采用压缩式弹簧减振结构连接上下机架，下机架承载着激振器主体，当振动轴带动偏心块进行高速转动时，由偏心块引发的离心力经下机架直接施加于压轮，带动压轮同步振动。激振器安装于机架外，结构简单，检修及维护方便，常应用在推车式及小型手扶振动压路机上。图2-1外振式振动压路机2.2内振式振动压路机内振式压路机采用振动轮内置激振器设计，与轮体回转中心线重合，在振动马达运作期间，振动轮所受离心力源自振动轴上高速旋转的偏心块，使它沿着圆周作往复运动。因激振部件与轮体结构的结合，内振式结构紧凑，密封良好，技术成熟，维护方便，工作可靠，安全平稳，成为目前几乎所有振动压路机的首选。2.3单轮振动压路机串联单轮振动压路机是一台压路机在自身的一个轮胎上安装了振动组件，另一个轮胎则用来前进或者引导使用。典型设备为CA25型轮胎压路机，该型振动压路机采用串联单轮设计，可采用大型轮胎驱动形式、小型串联两型。大型轮胎驱动串联单轮振动压路机具有功率大、轮胎宽、压实效果好以及侧向稳定性好等特点，常用于路基基础的碾压施工；小型串联压路机具有身窄、灵活的串联结构特点，在小型压实作业或城市道路路面维修等方面得到了广泛的运用。2.4双轮振动压路机由于振动压路机比单轮式振动压路机增加了钢轮，因而双钢轮串联振动压路机比单轮振动压路机在结构上增加了很多，主要原因是振动压路机两侧振动轮除了设置相应的激振和减振装置外，还需要利用驱动系统。典型的CC21型双钢轮串联振动压路机，其作用在两侧的激振力和载荷能均匀地传递到前后振动轮，具有提高压实性能的作用，通过实际测量，双轮串联机的压实土时比单轮振动压路机的生产率高约80%，压实沥青混凝土比单轮的高50%。2.5摆振式振动压路机设计中采用双轮同步振动的工作模式，每对偏心块在激振器内维持特定相位差，采用单根齿形传动带，同步驱动两个偏心块，维持二者同向相位差的稳定性，两个偏心块在离心力驱动下产生相对位移，导致两偏心块出现垂直向相位差，若某偏心块出现向上的离心力作用，另一偏心块则形成向下的离心力，1个偏心块的振动轮离开地面，1个振动轮与地面接触产生摆动。在纵向振动的条件下，形成2个振动轮前、后方向的摆振运动。图2-2摆振式振动压路机2.6定向式振动压路机单轮型振动压路机采用一个振动轮，轮内装有2个偏心激振器，在一定相位差安装，从而可以使合成离心力精确地分解出纯水平或纯竖直分力，通过对2组偏心块相位关系的改变，机器可以单独产生水平方向或竖直方向的振动力，从而使机器对路基路面或土体进行单方向的加压，对于需要单方向强化压实力度的情形是有比较优势的，具有较大的均匀压实率以及较高的施工质量。2.7本设计方案综合几种振动装置的工作特征和滑移装载机的匹配要求，提出本设计采用的内振式双振幅、无方向激振方式。激振器置于振动轮内，激振器中心与轮轴同心，结构紧凑可靠；激振幅幅值可切换选择0.8mm、1.6mm，适用于浅层与深层的压实需要；机械行走驱动的850mm×600mm大质量压轮与强力偏心块激振器搭配，激振力可达120kN，保证良好深度压实效果，既有良好作业质量，又具有良好的机动性和维护便利性。因此是滑移装载机的属具化振动压路机的选择。

3变频变幅振动论的压实原理3.1振动压实机理振动压实是快速、连续的反复冲击，振动压实能够对土层产生足够的压力，从而实现将土体有效压密。由于振动所产生的压力波在地表以下向下传播，将土壤颗粒置于振动中，能够减小颗粒摩擦力，将土壤颗粒在振动中形成一定密度，当形成适当压力及振动频率和振动强度时，在一定条件下，采用较高频率与振动强度可实现对混凝土和水饱和砂土等物质的振动压实，在其自身摩擦力消除以后，就可依靠重力让土体更为紧密地压实。要进行对土的振动夯实就必须克服土质之间的黏结力和内聚力，而这种力会对土的夯实造成阻力，土质中的土粒是通过毛细作用黏结在一起的，因此就会形成土的表面内聚力，颗粒越小，内聚力越大，而粘土则是由于受到分子力的影响使得内聚力更大。对土的振动夯实，就要求具备一定的夯实条件：（1）土颗粒呈现运动特性，内摩擦机制失效；（2）借助最佳应力与内聚作用优化土壤压实过程。振动压实的三种学说：按照振动共振规律，从物理机制看，若振动压路机频率匹配土壤的固有频率，实现最佳夯实效果，各类土体的共振频率呈现差异性分布，所以激振器需要有较大的调频范围。2、重复击打理论：利用机械的较大的接触前动量，使土在往复振动中被反复夯实。这就要求机械的振幅要大，振动质量要大，以增加机械的接触前动量。3、振动减少内摩阻力理论：振动使土的内摩阻力明显下降，降低了土的抗剪强度，也便于将土压实。振动轮要压住土，应保证其频率、振幅与土的性质适应。采用振动压路机进行压实时，振动轮采用冲击方式对地面实施压实时，地基下方会有冲击波生成，振动能量以波的形式沿颗粒层级向下传递，当振动不间断进行，颗粒从静止状态进入运动阶段，静摩擦系数逐步降低为动摩擦系数，与此同时土体水分含量决定了颗粒的运动，水分可以在土体颗粒间起到水膜润滑作用，降低摩擦力，从而能够将颗粒填充。振动加载期间，颗粒堆积体的初始孔隙逐步塌缩，细微颗粒占据粗颗粒间空腔，引起材料比重增大（如图3-1，图3-2反映；通过颗粒紧密接触提升材料内摩擦特性，增强基础承载能力。图3-1振动冲击波在土中的传递压实前压实后图3-2压实前、后被压实材料颗粒排列状态压实时应克服材料内颗粒的粘附作用、吸附作用等阻力等阻碍颗粒运动的固有阻力，振动压路机通过振动参数和运行参数合理组合，减少材料内阻力，以最少的能耗获得最大压实效果。假设土的压实度为E，E是振动压路机振动参数与运行参数的函数。（3-1）式中，——压路机振动轮的线载荷，N/cm；——压路机工作振幅，mm；——压路机工作频率（角频率）；——压路机工作速度，m/s。振动压路机需要较高的线载荷及振幅才能克服土粒的粘结力、吸附力。提高线载荷会增大轮重对地面的正压力，更易削弱土体抗剪强度；增大振幅意味着颗粒发生了更大的位移，有利于颗粒间结合的破坏，土地因此更容易能得到压实。振动频率的重要性：若振动频率与机械-土壤体系的二阶固有频率相当，压路机振动频率达到机土体系第二阶固有频率邻近值时，引发土壤颗粒加速度剧增，内摩擦力急剧减小，填隙作用突出，使填土处于“液化”状态，对于没有内聚力的土（如干燥的水泥、干砂、饱和砂），振动可以引起完全压实，而黏性土尽管振动可以减小内摩擦力，但要达到压实目的仍然需要正压力以及较大的振幅。3.2变频变幅振动压实的优势实际压实作业中，土壤的颗粒组成、密实状态及质地变化会影响弹性，从而需匹配不同的振动频率与振幅，压实效果随振动频率演变的曲线图示，结果详见图3-3。图3-3振动频率和振幅与压实效果的关系从图3-3可知：当激振频率位于25Hz-35Hz区间时，压实效果最佳；在该频段内，增大振幅能够显著提升压实度；频率过高会反而削弱压实效果，这是因为振动强度过大时，振动轮会与地面间歇性脱离，导致表面遭受无规律的冲击或过度碾压。这里所指“振幅”为振动轮的上、下摆动最大距离。振幅增大时，参与振动的质量也就越多，压实深度越深或层厚越厚，反之，压实层的厚度越大则振幅可以大一些。因为超过一定的振动幅度，过大的能量不能被压实层所接受，恰会适得其反从而使得压实后的土体变为松散状态。压实层较厚时，起始碾压振幅要大一些，随着压实度的增大不断减少振幅，防止反复松散。

4振动轮总成设计思路如图所呈现的是振动轮的整体结构设计方案，振动马达的正反转输出直接转化为振动轴的正反转动力，振动轴两端各配置一组偏心块组件，活动偏心块与固定偏心块配对形成完整的偏心块组，振动轴对固定偏心块实施周向锁定；伴随振动轴的正反转切换，可引导活动偏心块实现双向旋转，造成偏心距偏移，实现激振力的输出。图4-1本次设计振动轮结构示意图1.滚筒2.固定偏心块3.振动轴4,5.垫圈6.轴承座端盖7.联轴器8.支承矩形钢9.振动马达10.螺栓11.橡胶减震块12.振动马达固定法兰13,14.螺栓15.滚筒5变频变幅振动轮的总体设计及计算5.1振动轮振动参数的讨论及确定振动性能的关键数据体现在振幅、频率及其产生的相关振动参数，涉及振动加速度及激振力等变量，其中振动功率尤为关键，利用该参数可求得振动轮的功率。振动功率的大小除了与振动参数有关外，也与压实情况有关。5.1.1振动频率压路机振动轮在激振力驱动下表现出受迫振动，振动频率f（Hz）、角频率ω(rad/s)和振动周期T(s)按以下公式计算：（5-1）（5-2）（5-3）式中n——激振器转速，r/min。由上述公式可见，若激振器的转速为n，导致振动频率f相应改变，设计要求振动系统的工作频率保持在25~30Hz之间，由此推算出激振器转速的有效调节范围为1500-1800r/min，采用转速可调的驱动轴设计满足振动轮变频需求。以下是振动压路机工作频率的典型取值参考：（1）压实路基25-30Hz（2）压实次基层25-40Hz（3）压实路面30-50Hz5.1.2工作振幅和名义振幅振动压实操作阶段，工作振幅表征振动压路机振动轮在施工时的实际振幅大小，压路机振动幅度与土体刚度存在直接关联，考虑到土层刚度属于随机变量范畴，所以其工作振幅是随机变化的参数，基于此在设计环节重点考察"名义振幅"参数，即振动压路机悬空时振动轮未接地情况下的振幅数据，名义振幅仅与振动系统的有效质量及静偏心距参数相关，与施工变量无关，名义振幅与"理论振幅"同义。以下为振动压路机名义振幅的计算公式：(5-4)式中，——激振器的静偏心距；——下车质量（振动轮质量）。本设计中，振动轮质量为11.1t。基于振动轮理论振幅的定义可得，若振动压路机的质量确定后，要改变理论振幅就只能是改变激振器的静偏心距，静偏心距是偏心质量与偏心距的乘积。压路机振幅的理论取值区间如下，作为参照标准：压实路基1.4-2.0mm压实次基层0.8-2.0mm压实路面0.4-0.8mm压路机振动轮的上车与下车振幅分别为1.7毫米和0.9毫米。5.1.3振动加速度校核振动轮的振动加速度。(5-5)式中，——名义振幅，mm；ω——振动角频率，Hz。振动轮加速度的校核范围：压实路面4-7g压实基础5-10g本研究设计中，上车与下车的名义振幅依次为1.7毫米和0.9毫米，振动频率采用范围值而非具体数值，下车振动最大频率采用26，初步校核采用频率上限值。根据计算分析显示，振动加速度全程未超出路面压实的规定范围，实施实际碾压施工时，若将压路机的振动幅度及频率设为最大时，振动强度可能过强，无法获得较好的压实效果，而在实际使用中，这种情况比较少见，根据压实的原理可知，实际使用中，振动压路机在压实粘性料、混合料、基础时通常采用的是低频高振幅的方法，在压实砂土及路面较浅的路面时通常采用的是高频低振幅的方法。由此可知，在压实施工作面时，工作频率最大，振幅要有一定的限度；在基础层压实阶段，工作频段需设置有效边界，需在设备中增设控制单元来分别调整振幅与工作频段，该控制模块未整合进振动轮组件，该环节未纳入设计范畴。现对两种不同情况分别计算其两组最大值：压实路面：的范围为4-7g由公式5-5，导出带入频率最大值，及的最大值，又由，得出即，若频率升至最大水平，需将振幅严格限制在2.6毫米内，上述频率及振幅的数值对应为：=26Hz=2.6mm压实路基：的范围为5-10g由公式5-5，导出带入振幅最大值，及的最大值，又由，得出当振幅升至极限值时，要求频率始终小于29Hz，相关频率同振幅数值即为：=29Hz=1.7mm综上，从动力学角度看，这两组参数代表了振动幅值最大的两个临界点。因此，在后续校核计算中只需分别采用这2组数据进行校核即可。=26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm5.1.4振动压路机工作速度和压实遍数振动压路机进行压实作业的速度即为运动速度，若对比振动压路机和静态压路机，行驶速度对压实效果的制约作用更明显，振动压实需要经过中间过渡阶段，将静止状态的土壤颗粒转变到运动状态，过渡阶段时长与土壤颗粒间的粘附作用力直接相关，且关联振动压路机滚轮的线压力参数，也即振动轮线荷载较高，转化过渡期缩短，要突破土壤颗粒的黏聚与吸附阻力，要让粘土颗粒进入振动状态，一般需进行不低于三次的强振动处理。若铺层厚度恒定不变，被碾压物体能量输入与碾压次数存在线性增长关系，速度加快则影响下降，较高的碾压速度要求匹配更多的碾压次数，随着碾压速度增长，振动撞击频率降低，从而为了达到同样的压实度，需增加碾压遍数，若未达匹配条件，必须调整碾压次数及其运行速度参数，则不能实现预期的密实效果，选择恰当的碾压施工速度，多采用3-6km/h的速度范围，增加作业频次与提升碾压速度无直接关联，碾压作业速度宜设为3km/h~6km/h，测试结果反映，若将碾压速度由4km/h加快到5至7km/h，需将碾压次数提升50%才可维持原压实度。5.1.5激振力振动压路机振动轮的激振力：(5-6)激振力越大，压路机作用于土体的压力越大。压路机的作用压力由振动轮的动轮动载以及由振动轮传递的静态轴载组成的静态压力两部分组成。振动力变化趋势与振幅增长及频率平方变化同步，然而增大振动频率对提升压实度的作用范围存在明显局限，故而无法用单一标准衡量激振力优劣。振动力仅能用于压路机自重及振动轮频率相同的压路机的压实度的比较。5.1.6振动轮的振动功率振动压路机的振动功率即其振动轮工作时为克服土壤阻力所消耗的能量。资料检索可见，工程实践中仍缺少可靠的振动功率计算手段，戴纳帕克集团是按照自己产品的特点，将每类产品做出振动功率曲线和整机功率曲线图，每次需要在这类产品中开发新系列产品时，相关功率可以从该图上去找。德国劳森浩森公司有自己的振动功率计算方法，该方法有其优劣性，但是经过实践考验还是比较可行的。计算常见的振动压路机振动功率的方法有两种：一是经验公式法，二是理论计算法。经验公式法准确度差，但是方便，在初步设计中估算可以用；理论计算法较准确，但是计算的原理值得怀疑，并且采用此方法会得到负的功率值，其说明也是令人难以满意的。对两种算法进行对比，以第一种计算途径开展前期数值分析。振动功率的经验计算公式：(5-7)式中，——振动系统消耗功率，W；——振动质量（振动压路机下车质量或振动轮质量），Kg；——名义振幅，mm；——振动轮数量；——频率修正系数，见表5-1。表5-1振动功率的频率修正系数频率（Hz）25-3031-3536-4041-4546-505.56.577.58该设计的振幅和频率均位于某个区间内，并非确定数值，基于5.1.3节的两组最大值，对功率的最大值进行计算。两组最大值即：=26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm第一组：当=26时，代入进行计算得：=158730W第二组：=103785W本设计采用两者间更大的数值作为振动轮频率的功率峰值，即=15.8KW。5.2振动轮主要工作参数的设计计算5.2.1压路机的工作质量及其分配振动压路机的结构参数主要包括工作质量，工作质量即在设备油、水、配重、随车工具填充到设计规定后，司机在内的综合重量，工作质量的把控力度直接影响压实成效与产出能力。若其他参量固定不变，振动轮质量与小振幅工况下的振幅及对地作用力呈正相关，振动轮质量与冲击力成正比关系，这一效应在固定振幅时尤为明显，夯实程度增大，统筹两个维度才可突破当前困境。压路机机架与振动轮质量比一般要在以下这个范围之中：m1/m2=13.9/11.1=1.25=0.8-1.8式中，——机架质量；——振动轮质量。通过试验数据表明，在振动压路机当机架（上部重量为13.9t）与振动轮重（下部重量为11.1t）之间的比值与1接近时，具有同时考虑到对地面的压强和冲击能的优点，此时振动压路机压实效果最好。5.2.2振动轮的直径和宽度当振动压路机振动轮的分配质量（含振动质量及上部结构传递至振动轮的质量）维持恒定时，较宽的振动轮会产生较小的线载荷，压实作用向浅层偏移，反之其深度呈现增长趋势。假设振动轮的质量分配一致，振动轮宽度参数需设定合理下限，振动轮直径不可设计得太小，若振动轮直径不达标，在道路压实阶段，被压材料表面呈现交替凸起条纹，振动轮宽度偏窄，实施路面压实作业期间，易引发路面裂缝，取值不宜设置太小，过高也不可取，要规避整体机器的重心过高问题。以下展示两组算法方案，采用算法二对算法一的设计数据进行验证。（1）算法一：线载荷的表达式如下：(5-8)式中，——振动轮的分配载荷，N；——振动轮宽度，cm。本研究采用单个振动轮作为设计对象，因而不能获得振动轮载荷分配的精确数据，故本设计采用振动轮自重作为计算参数，然而该假设与实际情况存在偏差。由此，求解振动轮的宽度公式：本次设计中，该装置振动轮重11.1吨，其重量参数为111000N。表5.2振动压路机产品目录（部分）型号工作质量（t）静线压力(N/cm)振动轮尺寸直径×宽度（mm）振动频率（Hz）激振力(kN)振幅(mm)YZ12122631530×213030110～2200.8～1.6YZ14A143201500×2150302851.6YZJ12122581530×2130272451.7DF-YZ14141500×2150322701.6为了使本设计更能贴近实际情况，需查阅上表合理确定振动轮直径与宽度。根据任务书中的要求静线载荷为760-1050N/cm，按实际产品的各参数将静载荷设为925N/cm，将静线载荷代入到振动轮宽度的计算公式中：b采用厘米作为单位，振动轮宽度设计参数设定为直径的1.1~1.8倍，最终采用70cm作为轮直径。5.3振动轮激振机构5.3.1振动机械激振器的分类及作用原理现在使用的振动压路机绝大部分采用旋转惯性的激振机构，单轴激振器凭借旋转离心力推动振动轮圆周运动，既能造成土颗粒的竖向移动，且造成水平向移位，呈现部分揉搓特性，提升压实效果，激振器采用简单化结构设计，振动频率可通过油马达变速而改变，安装控制调整方便，但是对振幅控制的方法不同，因而激振器也表现出不同的构造形式。1.单幅激振器该激振器采用偏心轴旋转结构，也可在振动轴上加装偏心配重块，详见附图4.1，系统仅能维持预设的振幅水平。若振动轮宽度参数偏低，通过两个轴承对整根偏心轴实施支撑；针对较宽振动轮的工况，利用联接轴对两偏心块进行串联连接，两套轴承分别对应安装激振器，安装阶段要维持两偏心块的相位角匹配。(a)偏心圆振动轴(b)偏心块振动轴图5-1激振器机构形式2.偏心块叠加双幅激振器图5-2显示固定偏心块与振动轴采用刚性连接方式，振动轴外圈空套着可调节的偏心块，当液压马达对振动轴实施正反驱动时，可检测到两种偏心质量块与风声的耦合表现，可实现双静偏心距输出。a）小振幅位置b）大振幅位置图5-2变更偏心轴旋转方向产生双振幅机构若振动轴按顺时针旋转，两偏心块的静偏心距以相减方式组合，若振动轴按逆时针方向旋转时，活动偏心块同固定偏心块的静偏心距累积，通过变换振动轴转向，无需变动偏心块质量的情况下实现静偏心距变化，进而达到对工作振幅可变的振动压路机的要求。此类激振装置的双幅机构形式多样，采用图5-3这类正反转调幅机构，本次设计所采用的正是这种调幅机构。这种振幅控制器设计简单，无需控制仪器操作，很方便，可实现压路机的振幅换档，并且不会产生多余的功耗。但是这种激振器仅能够实现两级振幅的切换，且振动轴需正反转，激振器与振动轮无法持续同一方向旋转，而且切换振幅时，挡销的撞动会产生很大的声响，多次切换振幅会损坏零部件。图5-3C12振动调幅机构示意图a）顺时针旋转b）逆时针旋转1活动偏心块2振动轴3挡销4固定偏心块6振动轮减振支承系统设计6.1振动压路机减振系统的基本原理压实效果与振动轮冲击力之间存在直接关联，为提高压实效果，工程实践中往往要求振动轮具备较高的振动强度，然而实施保护策略可显著提升机械元件的耐用度和降低驾驶员受振动影响，要求振动压路机车架部分的上部尽可能减少振动传递。所以一般振动轮和车架之间会装减振器，以隔离振动轮振动传递。以减小车架上部振动传递为设计目标即为降低设计约束条件，这就达到了实现减振系统的设计目标，即振动压路机的设计目标。表6-1减振方式比较减振方式性能结构特点备注橡胶减振1.支持依据工况需求设计多样化形制；

2.突出的减震与缓冲功能，较大的阻尼耗散能力，通过共振区域时安全性能表现突出；

3.组装简便且体积轻巧，维护简便；

4.受温度、油质、臭氧及阳光影响较大，易老化。应用广泛空气减振1.通过控制气压达到理想减振效果，操作简便；

2.振幅衰减效果欠佳；

3.难以有效传递扭矩，无法有效实现驱动减振；

4.难以有效传递扭矩，无法有效实现驱动减振。应用局限较多，常见于拖式振动轮弹簧减振1.具备稳定的机械特性，可抵御油类侵蚀与高温影响，

2.可靠的冲击应力分散特性，内阻尼偏低，减振效果欠佳，需避开共振频段操作；

3.体积小，易安装。主要用于振动平板，应用较少振动式压路机的振动过程分为以下3种减振器，分别是设置在振动轮和前机架之间的第一种减振器、设置在后机架与驾驶室底板之间的第二种减振器、设置在驾驶员座椅上的第三种弹性支撑机构。振动式压路机的振动轮为压路机核心部件，其振动过程是整个车体振动的主要激振源，研究显示第一种橡胶式减振器的减震效果决定着车辆系统的动态响应。6.2减振系统总刚度的确定测定振动压路机减振系统总刚度可采用两种不同方式，采用压路机-土壤一体化建模的数值计算方法，简化为"施工机械-土层"振动耦合体系，其频率响应曲线显示两个峰值，该计算方式属于典型的双自由度体系分析方法，采用单自由度振动系统模型是分析振动压路机的计算手段之一，采用图6.1的系统图示，该模型采用单自由度设计，该计算方式属于典型的单自由度振动系统分析方法，两种方案对比后得出，此类系统的求解过程相对容易，跳过了土体刚度考量，需要说明的是，当前设计的振动轮振动仅存在于垂直方向，所以该方法使用单自由度振动系统计算方法。图6-1一个自由度的振动系统的受力分析在图6-1中，整个系统在由交变外力作用激发的振动，产生A的振幅，加速度幅值a表征振动强度，因弹簧的能量耗散，质量m1实际获得的振动幅值与加速度值已从A、a调整为A1、a1，实际测得A1和a1，定义τ为输出振幅A1与输入振幅A之比，或输出加速度a1与输入加速度a之比，因而τ代表振动传递的效率系数。(6-1)式中，——传递率；——频率比；——振动压路机的工作频率；——图中数字模型的振动频率。其中，(6-2)假设将图6.1中的基础视为振动压路机的下车，那么，则为振动压路机减振系统的总刚度，则为振动压路机的当量上车质量。传递到压路机上的振幅越小，表示减振性能越优。减振系统的构造主要是应对此问题。将式6-2改为如下式：（6-3）据以往实践经验可知，当频率比=5-6时，一般认为可以获得满意的消振效果。可用下式表达：其中，频率比=6，已被认为是减振的最佳值。带入公式5-3中，得出式中，——振动压路机的上车当量质量，由设计决定，Kg；——振动压路机的工作频率，由设计决定，Hz。本方案实施中，出现两种显著振动峰值，即=26Hz=2.6mm和=29Hz=1.7mm第二类情况的频率值偏高，故采用第一组数据展开运算。=128064156.3橡胶减振器的设计与计算橡胶减振机构的主要功能是采用阻尼手段衰减系统振动，其工作原理是借助阻尼效应把振动能转化成热能实现耗散，进而实现减振，借助机械结构的多类型阻尼（材料/结构/接触）提升振动衰减效果，进而增强机械系统的动态稳定性，由阻尼引发的介质内现象，划入固体内阻尼范畴。动态载荷引发介质部分动能的热转化与耗散，其余能量以势能形态驻留于介质，除材料因素外，内阻尼水平与构型设计、尺寸比例及施力模式密切相关，从固体介质的物理量出发，目前仍无法算得橡胶减振器的内阻尼值，唯有通过实验途径才能确定内阻尼的相对参数集合，从而可以对阻尼的效果进行评估。6.3.1橡胶减振器的材料橡胶减振器采用两种不同材质，采用天然橡胶作为，另一种则采用丁腈橡胶。（1）该减振器采用天然橡胶材料，机械性能优越，兼具弹性维持特性和耐日光老化性能，天然橡胶的阻尼系数偏低，经过共振带时风险较高，处于共振频率区间时，振动压路机上部振幅急剧升高，天然橡胶遇油稳定性欠佳，橡胶减振器遇油后出现材料变形，故当前减振器制造中天然橡胶的用量有限。（2）丁腈橡胶既具备耐油优势，又拥有可观的阻尼能力，现阶段振动压路机的减振器普遍由此材料制成，橡胶减振器的截面多采用矩形或圆形设计。6.3.2橡胶减振器的几何形状（1）该结构减振器在x/y/z轴向的刚度各不相同，便于处理减振系统在x、y、z三个维度的刚度差异需求，该减振器采用紧凑型结构，支撑大载荷的设计灵活性，因此成为非驱动轮减振的优选方案。（2）圆形截面减振器展现出与位置变化无关的刚度稳定性，因此成为驱动轮减振的优选方案。本研究采用，采用振动轮作为驱动轮的设计方案，故而采用圆形截面的减振装置。6.3.3橡胶减振器的硬度HS对于减振器来说，橡胶硬度是橡胶的一个重要性能，若橡胶制品的形状及尺寸等同，硬度变化必然引起刚度差异，这归因于橡胶硬度与其弹性参数、剪切参数之间的关联性，表5-2列出了橡胶HS硬度同弹性模量及剪切弹性模量的对应关系，减振橡胶的典型硬度值为35-80HB之间的橡胶材料，其中硬度为40～60HB为优选材料，原因如下。减震器结构尺寸确定后，减震器的刚度与其硬度成正比，当减震器的刚度无法满足要求且不容易改变其几何尺寸时，可通过改变橡胶的硬度HS来改变减震器的刚度。橡胶设定的硬度为40-60HB时，所设计的减震器，上下调节空间大，能很好的满足设计需求。另外，橡胶材料硬度为40-60HS时，能够保证材料强度，还具有高韧性特点。同时橡胶减震器硬度在40-60HB时，其与端部金属板连接强度为3MPa。所以，橡胶减震器硬度为40-60HB。表6.2橡胶硬度HS与弹性模量和剪切弹性模量的对应值HS(MPa)(MPa)/301.3200.2964.45351.5600.3964.23401.8500.4604.02452.1800.5703.82502.5700.7103.62553.0400.8803.43603.6201.1103.26654.3501.3903.12705.3101.7703.00756.3102.1802.90808.0802.8602.826.3.4减振器的几何尺寸对于圆形非变径减振器的几何尺寸设计，可参照公式6-4进行：