吕聪正，冯忠绪，李 耀，李 奇

(长安大学 道路施工技术与装备教育部重点实验室，陕西 西安 710064)

双钢轮振动压路机是压实路面时普遍采用的压实机械[1]，主要用于路面材料的压实，是循环式作业机器，其独特的钢轮振动方式有利于提高路面密实度和操作舒适性[2-3]。压路机工作时有前轮振源和后轮振源2个振源，这2个振源频率不同但非常接近。由于振动周期的差别，前轮振源和后轮振源的合成振幅时而加强、时而减弱，这种现象称为“拍”。合振幅在单位时间内加强或减弱的次数称为拍频。若整机结构和有关参数设计不当，会出现严重的拍振现象[4]。拍振现象不但降低零部件的可靠性，还会影响驾驶员的操作舒适性，导致驾驶员工作效率降低。本文以某型双钢轮振动压路机为例，探讨拍振对驾驶室振动的影响。

1 拍振对驾驶室振动影响的测试

试验参照文献[5-6]，对国产某型双钢轮振动压路机驾驶室振动性能进行测试。将压路机前后轮停放在橡胶轮胎上，通过DEWE2010数据采集仪对压路机高幅挡驾驶室振动加速度进行采集，图1、2为高幅挡驾驶室振动加速度波形图和加速度FFT曲线。

图1 驾驶室振动加速度波形图

图2 驾驶室振动加速度FFT曲线

由图1、2可知，双钢轮振动压路机驾驶室振动加速度峰值具有周期变化的特点，变化频率在1 Hz左右，振动主频51.27 Hz对应的是钢轮的激振频率51.3 Hz且能量较高，说明驾驶室的拍振主要由前后钢轮的激振源引起，且前后两振动轮激振频率相差1 Hz左右，驾驶室存在明显的拍振现象。

表1 人体组织受振峰值出现频率

拍振现象在双钢轮振动压路机上较为普遍，由于受制造、安装以及液压系统泄漏等因素的影响，前后钢轮两激振源不可避免的存在转速差，基频间隔较小的两振源叠加形成拍振， 两振源转速差越小，基频间隔越小，拍振现象越严重。振动对人体组织的影响较大，而人体内产生共振的频率很低，不同的频率对人体组织的影响如表 1所示。由表1可知，人体各部位产生共振的频率为1～6 Hz，为了保证司机作业的舒适性，应避免驾驶室的振动频率为1～6 Hz[7～8]。

2 建模及仿真分析

2.1 基本假设[9]

1)双钢轮振动压路机振动时，前后振动轮停放在橡胶轮胎上，且处于无外载状态，假设支撑振动轮的橡胶轮胎是具有一定刚度和阻尼的线性弹性体且无质量，忽略随前后振动轮一起振动的接触区内橡胶轮胎的质量；设前后钢轮与橡胶轮胎之间的线性刚度和阻尼分别为k1、k2和c1、c2，且k1=k2、c1=c2。

2)钢轮、机架、驾驶室简化为刚体质量，前钢轮质量为m1，后钢轮质量为m2，机架质量为m3，驾驶室质量为m4，设钢轮与机架之间的减振块线性刚度和阻尼分别为k3和c3，驾驶室与机架之间的减振块线性刚度和阻尼分别为k4和c4,de为偏心块的偏心距。

图3 双钢轮振动压路机的动力学模型

3)前后振动轮偏心块产生的激励力只以垂直方向的分量作用在模型上。

4)双钢轮振动压路机工作的任何瞬间，前后振动轮都与橡胶轮胎始终保持紧密接触。

2.2 双钢轮振动压路机的动力学模型

由以上假设可建立双钢轮振动压路机动力学模型如图3所示。图3中，ω1为前钢轮振动角频率；ω2为后钢轮振动角频率。

根据动力学理论，该振动模型建立的系统动力学微分方程为

则系统的质量矩阵M、阻尼矩阵C、刚度矩阵K和广义力矩阵F分别为

2.3 仿真分析

采用Matlab程序语言对双钢轮振动压路机驾驶室振动系统进行仿真。模型参数是在某国产双钢轮振动压路机实际尺寸的基础上建立的，动力学模型参数如表2所示。

表2 动力学模型参数

图4 驾驶室振动加速度仿真结果

根据以上动力学模型及其相关参数，采用Matlab语言进行仿真计算，并将高幅挡工况下仿真结果(见图4)与驾驶室振动实测的数据进行对比，仿真分析结果和试验结果基本吻合，两者的误差在可接受范围内，说明所建仿真模型适用于该系统的研究[10]。

1)前后钢轮激振频率差f对驾驶室振动的影响

取前钢轮振动频率f1为51.3 Hz，后钢轮振动频率f2以2 Hz为步长，从49.3 Hz递减到37.3 Hz；考察前后钢轮激振频率差Δf对驾驶室振动的影响，仿真结果见表3。前后钢轮的振动频率差达到12 Hz时驾驶室振动加速度波形如图5所示。

表3 Δf对应的驾驶室振动加速度峰值

图5 Δf=12 Hz时驾驶室振动加速度波形图

2)c4对驾驶室振动的影响

保持其它参数不变，c4选取6组不同的数值，观察对驾驶室振动的影响，仿真结果见表4。减振块阻尼c4为6kN·s·m-2时驾驶室振动加速度波形图如图6所示。

3 仿真结果分析

由表3和图5可知，驾驶室振动加速度峰值随着Δf的增加先增大后减小，Δf=4～10 Hz时，拍振强度达到最大。在不影响压实效果的前提下，Δf=12 Hz左右时，既避免了人体处于对振动敏感的低频范围，还能有效降低拍振对驾驶室的影响。

表4 不同阻尼驾驶室振动加速度峰值

图6 6 kN·s·m-2时驾驶室振动加速度波形图

由表4和图6可知，c4对驾驶室振动有着显著的影响，驾驶室振动加速度峰值随c4的减小而减小。c4降低到6 kN·s·m-2时，驾驶室振动加速度峰值明显降低，且峰值较稳定无明显的波动，可有效降低拍振对驾驶室的影响。

参考文献：

[1]张世英, 陈元基.筑路机械工程[M].北京：机械工业出版社, 1998.

[2]曹婷, 胡碧阳, 张志峰,等. 双钢轮振动压路机动态负荷特性分析[J].山东交通学院学报, 2012, 20(3): 72-76.

[3]聂福全, 杨晨, 聂怡.国外振动压路机的新型振动技术[J].山东交通学院学报, 2006, 14(4):25-28.

[4]邓习树, 陈乐尧, 易全旺, 等. 双钢轮振动压路机拍振现象分析与研究[J].筑路机械与施工机械化, 2008(9): 38-40.

[5]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局,中国国家标准化管理委员会. GB/T 8511—2005 振动压路机[S].北京：中国标准出版社,2005.

[6]建设部标准定额研究所.JG/T 5076.2—1996 振动压路机减振系统检验规范[S]. 北京：中国标准出版社,2004.

[7]张会华, 吕聪正, 李伟. 双钢轮振动压路机拍振的仿真分析[J].工程机械, 2013, 44(2):9-13.

[8]张会华, 高翔, 刘杰, 等. 基于 ADAMS 的单钢轮振动压路机偏振仿真分析[J].工程机械, 2012, 43(11): 29-33.

[9]侯劲汝.双钢轮振动压路机振幅不均匀性的分析[J].长安大学学报:自然科学版,2010,30(1):100-104.

[10]张志峰, 徐会敢, 刘东明, 等. 基于 ADAMS 的振动压路机振幅均匀性仿真分析[J].筑路机械与施工机械化, 2012, 29(11): 28-31.