冲击压路机轮轴减振方法探讨

【摘 要】本文通过对冲击压路机轮轴减振系统进行数学分析，从冲击响应理论的角度研究减振系统的动态特性，并提出设计新思路，为技术研究和产品优化提供参考依据。

【关键词】冲击；晌应；减振系统；动态特性

冲击压路机利用非圆截面压实轮质心在滚动过程中的周期性上下运动，对土壤产生低频大振幅的冲击振动，从而达到压实目的冲击压路机这种独特的冲压方式产生了良好的压实效果，但强大的反作用力及恶劣的工况，会对设备本身造成严重的破坏，特别是冲击轮轴系统，在长时间工作过程中，会出现减振器失效、轴头断裂、花键齿变形、轴承早期磨损等现象，使产品的稳定性和可靠性大大降低，所以对冲击轮减振系统进行正确有效的分析和计算非常必要。本文提出一种研究思路和方法，以便为合理的减振器结构设计和材料选择提供参考依据。

1 工况分析

以一次冲击工作为周期，冲击轮运动过程可分为质心被动上升、质心自由下降和拍击三个阶段在上一个冲击周期结束时，冲击轮质心处于最低位置，受牵引力的作用、冲击轮绕瞬心滚动，随着转动半径逐渐变大，质心不断上升、此过程中质心水平速度可近似地认为和牵引速度相同；当上升到最高点时，根据冲击轮的外形结构，瞬心处于外形曲面拐点上，转动半径急剧变小，在惯性和重力作用下，随着冲击轮滚动，质心快速自由下降，当冲击轮工作面开始接触地面时，冲击轮质心下降到最低位置，进入拍击阶段，此过程中质心水平速度大于牵引速度；在冲击轮的拍击下，地面被挤压沉降变形，一个冲击循环结束，进入下一个周期，此时质心水平速度最小，垂直方向速度为0。

2 力学分析

从冲击压路机的结构布置可知，减振装置包括若干阻尼减振器，周向均布于轮轴和冲击轮幅板之间，轮轴和摆架、摇杆机构连接为一体将轮轴、摆架、摇杆视为一个集中质量m。

减振器组可以等效为一个弹性阻尼器，忽略冲击轮横向摆动，该系统就是一个单自由度的振动系统从工况分析可以看出，在质心上升阶段，为了克服重力，牵引力持续作用于轮轴，由于水平方向速度近似匀速，可以认为在这个阶段系统受恒外力作用产生强迫振动；在质心下降阶段，水平速度大于牵引速度，冲击轮受重力和惯性作用，做类似钟摆状态的滚压运动，可以认为在这个阶段系统没有外部激励，不产生振动；在拍击阶段，系统在垂直方向受到瞬间的地面反力N作用，会产生明显的冲击响应。

根据计算及试验数据可知，正常工作状态冲击力峰值（即地面反力Nmax）在2000―3000kN范围内时，牵引力峰值Pmax在40―60kN之间，冲击力远远大于牵引力。可以认为系统垂直方向的冲击响应远远大于水平方向的振动响应，而且这两种激励在一个周期内先后发生，有一定的时差，所以在设计减振系统时，按照满足最恶劣工况的计算原则，应主要研究垂直方向的振动过程。

3 建立数学模型

对不同基础，冲击压路机持续拍击地面的时间不同，理论分析时一般考虑最恶劣工况，按较硬的填石路面，经测试可知， Δt≤0.01s，相对系统的固有周期而言很短。根据机械系统的动态特性理论，在这种突然变化的外部激励下，系统产生瞬态振动，即系统对冲击的响应，虽然这种响应会很快消失，但会在系统中产生最大应力或位移，可使结构部件失效破坏"因此，在建立数学模型时，必须考虑冲击的影响，而不能按照常规振动模型及公式分析。

为了简化分析，假设被压基础是表面光滑的刚性体，在垂直方向对钢轮产生外部激励，然后通过阻尼减振系统作用于轮轴"以轮轴集中质量m为研究对象，轮轴减振周向均布，垂直方向的激励可以等效转换为水平激励。

运动方程的一般表达式为：

■+■x（t）+x（t）=？孜（t）

式中：■（t）――响应函数

？孜（t）――激励函数

？棕■■――无阻尼系统的固有角频率

？孜――阻尼比。

4 减振系统设计分析

为了减少冲击传递对轮轴及轴承的危害和影响，需要采取隔振措施将其隔离。通过减振系统，可以将冲击瞬态能量储存起来，用较缓的形式释放，实现对轴头系统的保护。

为了取得最佳减振效果，减振材料一般选择既有弹性又有良好粘性阻尼的橡胶根据设计手册介绍，橡胶阻尼比？孜取值范围为0.2-0.5，在脉冲持续时间较短时， ？孜宜取0.26；挤压工况下，许用应变？孜n5%。

在冲击隔离理论中，减振系统要考虑2个参数：通过减振后的最大振动力和减振器的最大变形量，要求最大振动力不超过轮轴受力，最大变形量不超过减振橡胶许用变形，并能满足工作空间布置实际设计中，可以将不同方案的减振系统参数代入式，通过计算机数据分析，得出最大位移和最大加速度，再利用公式计算出理论值，再和实际值进行比较，复核设计结果是否合理。

按照上述思路，对冲击压路机轮轴减振系统进行了分析和设计优化，经多年的实际应用证明，改进后的减振器使用寿命延长，减振性能得到了改善，极大地提高了轮轴系统的可靠性。

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