2第二章壓實機械設計

1、第二章 壓實機械設計2.1壓實的根本知識與理論一、概述1.壓實機械的功能：（1）向被壓實材料施加作用力使其顆粒相互靠近,排除空氣和水,提高密度,獲得高的承載能力,高的水穩(wěn)定性,及高的環(huán)境變化穩(wěn)定性；（2）獲得平整的外表。2.壓實機械的壓實方法（1）靜力壓實；（2）振動壓實；（3）夯實；（4）其它壓實：如沖擊壓實、振蕩壓實等。壓實過程中需克服的阻力有：土顆粒間磨擦阻力（隨密實度上升而上升）；土顆粒間粘聚力（視顆粒尺寸而不同）；顆粒間的吸附力（顆粒間由于水份外表張力引起的阻力）。12.1壓實的根本知識與理論3.壓實機械的類型（1）靜力壓路機靜力鋼輪壓路機：二輪二軸式、三輪二軸式等；靜力輪胎壓路機：

2、拖式、半拖式、自行式 ；靜力鋼輪胎組合式、特殊形狀輪式。22.1壓實的根本知識與理論（2）振動壓路機雙鋼輪串聯(lián)式、單鋼輪式、拖式、羊足式（凸塊式）。32.1壓實的根本知識與理論（3）夯實機械打夯機、振動平板夯、 蛙式夯實機等。42.1壓實的根本知識與理論（4）其它型式壓路機振蕩壓路機、沖擊式壓路機等。52.1壓實的根本知識與理論二、靜力鋼輪滾壓理論 1.光面輪在被壓實材料上滾壓過程分析 （1）在垂直方向：滾壓重量（2）在水平方向：牽引力6二、靜力鋼輪滾壓理論（3）滾動阻力系數(shù)：式中：C下陷系數(shù),相對于滾壓下陷1cm時的單位壓力 （注：鋪筑材料不是線性變形體,其變形與 應力之間關系,為指數(shù)函數(shù)關

3、系：=Cy, 為應力,y為變形） 材料狀況系數(shù)；（對濕度大呈流體狀態(tài)土： =0；對塑態(tài)粘土和干砂土：=0.5；對干 粘土和已壓實路面：=1） b壓輪寬度； D壓輪直徑； h垂直變形深度； h0彈性變形。7二、靜力鋼輪滾壓理論（4）由上式推出被壓實材料變形壓陷深度：其中： 稱為壓實能力系數(shù)（5）從公式中分析可得結論：壓路機質量G越大,壓輪直徑D越小,則壓陷深度越大,因此假設要加大壓實能力可增大G或減少D；在線載荷不變的情況下,滾動阻力系數(shù)f隨D減少而增大,因此假設要減少D會造成滾動阻力過大。 8二、靜力鋼輪滾壓理論2.當壓路機壓輪在同一輪跡往復運行時,壓實深度h、牽引力F、滾動阻力系數(shù)f與滾壓遍

4、數(shù)n間關系：經(jīng)驗公式：其中：h1、F1、f1第一遍時的下陷深度、牽引力、滾動阻力系數(shù)；、0、比例常數(shù)；n滾壓遍數(shù)。由此可見,隨著滾壓遍數(shù)n的增加,被壓實材料的壓實度有所增加,永久變形減少,經(jīng)過一定遍數(shù)后,被壓材料的不可逆變形下陷量h、牽引力F和滾動阻力f實際趨于穩(wěn)定根本不變（當n足夠大時,lgn常數(shù),根本不變）。此意味著壓實結束,當要增加壓實度時應增大壓實重量,但受被材料強度所限。9二、靜力鋼輪滾壓理論3.按圓柱面與平面擠壓理論分析按圓柱面與平面擠壓理論,圓柱體與平面擠壓所產(chǎn)生的最大接觸應力為：其中,q線載荷；R圓柱體半徑；1、2圓柱體與平面的彈性系數(shù)。經(jīng)分析計算及試驗驗證可得,對于滾動壓輪：

5、其中,q線載荷；E0土壤變形模量；R壓輪半經(jīng)10二、靜力鋼輪滾壓理論壓實過程中,其最大接觸應力應小于材料的強度極限即： 其中：P被壓實材料強度極限, 見表73、74。 增大壓輪半徑R可降低最大接觸應力。 表73土壤種類最佳含水量下強度極限p /MPa滾壓夯實夯板直徑70100cm光面鋼輪輪胎低粘性土（粉土、沙、亞沙土）0.30.60.30.40.30.7中等粘土（亞粘土）0.61.00.40.60.71.2高粘土（重粘土）1.01.50.60.81.22.0極粘性土（粘土）1.51.80.81.02.02.311二、靜力鋼輪滾壓理論其它材料許用接觸應力（MPa） 表7-4被壓實材料種類壓實開始

6、時壓實終了時碎石路基0.60.73.04.5礫石路基0.40.62.53.0熱瀝青混凝土0.40.53.03.5水泥穩(wěn)定土0.30.44.05.0瀝青穩(wěn)定土0.30.41.01.512二、靜力鋼輪滾壓理論4.從滾壓輪垂直有效作用壓實深度（土壤均勻變形深度）看,滾壓時的有效壓實深度近似地等于兩倍的壓輪與土接觸外表最小橫向尺寸。即：有效壓實深度對粘性土： 對非粘性土：其中：W土的實際含水量； W0土的最正確含水量。分析：從上式可見,增大q和R可增大作用深度。13二、靜力鋼輪滾壓理論5.綜合分析(1)假設要取得較大壓實能力（使被壓材料產(chǎn)生盡可能大變形）,則應使線載荷q上升D下降；(2)假設要取得較大

7、壓實作用深度,則應使q上升D上升；(3)一般處理原則：增大壓實能力依靠增大壓路機重量,提高q實現(xiàn)；為提高壓實深度取盡可能大的壓輪直徑D,它不僅有利于提高壓實影響深度,還有利于提高平整度,降低滾動阻力。14三、振動壓實理論 1.內部摩擦阻力減少學說由于振動作用,使鋪筑材料的內部摩擦阻力急劇減少,剪切強度降低,抗壓阻力變得很小,因而在重力作用下易于壓實。實驗說明：（1）粗砂在振動狀態(tài)下其抗剪阻力會減到原來的幾十分之一； （2）粘性土壤在很大振動加速度下,其內摩擦阻力會顯著減少；（3）瀝青混合料在振動狀態(tài)下其內摩擦阻力會下降至原來的五分之一以下。15三、振動壓實理論2.共振學說當激振頻率與被壓實材料

8、的固有頻率一致時,被壓實材料顆粒會在共振狀態(tài)下移至最穩(wěn)定位而更易壓實,實驗也驗證了在共振條件下最易壓實。問題是材料固有頻率隨密實度變化而變化,且共振易引起材料分層離折,應在共振時間上控制,使離折未發(fā)生時完成。一般此時間對水泥砼：30s,對瀝青砼：11.5min； 粘土：1.5min。3.反復載荷學說在低頻時,由于振動引起的反復載荷作用,使被壓實材料,被反復壓縮,從而密實。反復載荷作用學說在壓實終了時,較符合實際情況,此時壓輪有跳離地面的情況。162.2 靜力光輪壓路機設計2.2.1主要參數(shù)選擇與設計計算一、壓輪直徑的選擇（1）按許用載荷及下陷深度確定假設考慮：滾壓輪在滾壓松散材料時不陷下去,即

9、給出 允許下陷深度h； 碾壓時不產(chǎn)生波浪,給出被壓材料的許用單 位面積載荷p；則前輪直徑：其中:G1 前輪分配載荷； p被壓材料許用單位面積載荷； b滾輪寬度,可按 b(11.2)D取值。17一、壓輪直徑的選擇（2)按單位線載荷q計算確定則: 其中q單位線載荷（N/cm）表7-1各種石料在滾壓時的壓縮強度與許用線載荷石料性質石料名稱壓縮強度極限（MPa）許用線載荷（N/cm）軟石料石灰石、沙巖石3060600700中硬石料石灰石、沙巖石、粗?；◢弾r60100700800堅硬石料細粒花崗巖、閃長巖石1002008001000極堅硬石料輝綠巖、玄武巖、閃長巖2001000125018一、壓輪直徑的

10、選擇（3)驅動輪直徑確定假設為串聯(lián)式壓路機,則驅動輪與從動輪直徑應相同或略大；假設為三輪壓路機,則驅動輪直徑在結構允許條件下應盡可能取大值,但一般1800mm。（4）載荷分配G1一般驅動輪分配重量：對三輪壓路機,一般驅動輪分配重量2/3；對串聯(lián)雙輪壓路機,一般驅動輪分配重量50%。19二、壓路機轉彎半徑計算（1）三輪壓路機一般采用整體車架,最小轉彎半徑按下式計算:其中：L：軸距,取決于結構布置； ：轉向前輪轉向角,最大轉向角一般為3045RCPL20二、壓路機轉彎半徑計算(2)二輪二軸式一般為鉸接轉向,其轉彎半徑可如下計算：前輪轉彎半徑：后輪轉彎半徑：當 時, 此時轉彎半徑最小,且前后相等,前

11、后輪軌跡重疊。其中軸距L主要取決于結構布置,一般為(2.22.5)D21三、壓路機工作速度選擇（1）壓路機轉移行駛速度,與壓實質量關系不大,一般取810km/h；（2）最低速度:一般為第一遍碾壓速度,可取22.5km/h；（3）一般工作速度:壓實土壤：1.34km/h；壓瀝青路面: 24km/h 或第一遍3.55km/h,其后4.96.4km/h 或前二后二遍：22.5km/h,其余810km/h。（4）碾壓速度對壓實質量的影響。例如：由2.5km/h增大到6.5 km/h,壓實度會下降2；由1.5km/h增大到8km/h,則土壤變形模量下降1525。22三、壓路機工作速度選擇（5）壓路機各檔

12、工作時間分配 （對機械傳動） 二檔變速器 三檔變速器 四檔變速器: 80 60 25: 20 30 55 : 10 15: 5（6）對于滾壓碎石路面和瀝青混凝土路面的壓路機,假設采用三檔變速器,則各檔之間關系為: 其中:v1、v2、v3變速箱、檔時壓路機速度；i1、i2、i3變速箱、檔時傳動系傳動比。 232.2.2 發(fā)動機功率計算計算工況:最大坡度路基上壓實松散碎石； 以運輸速度在最大上坡的好路上行駛。（1）發(fā)動機功率計算公式:其中:F:壓路機驅動輪上驅動力(kN)；：壓路機行駛速度（km/h）；：傳動系傳動率；NY:所有輔助裝置所消耗功率(kw)（例液壓泵）。（2）牽引力計算公式其中：GC

13、：附著重量；C：附著系數(shù)；w1:滾動阻力；w2:坡道阻力；w3:慣性阻力；w4:彎道阻力。242.2.2 發(fā)動機功率計算（3）滾動阻力w1其中：G：壓路機整機重力kN；f：滾動阻力系數(shù), P162表8-5,fmax=0.2；:坡度角（應不小于20）,道路坡度見P162表8-6。 表8-6道路極限坡度角坡度i值注0.11620未注明何種路面時的極限坡度0.06320碎石路面0.05250瀝青混凝土路面252.2.2 發(fā)動機功率計算表8-5 壓路機滾壓作業(yè)時的滾動阻力系數(shù)262.2.2 發(fā)動機功率計算（4）上坡行駛坡道阻力w2其中：i為道路最大坡度,i=sin。（5）起步慣性阻力w3其中：w3為平

14、動慣性阻力； w3為轉動慣性阻力；272.2.2 發(fā)動機功率計算其中：m:壓路機質量（t）； v: 壓路機行駛速度（m/s）； tP:平均加速時間（22.5s）； ：轉換系數(shù),一般取1.11.15 。(6)彎道運行附加阻力w4其中,K1:附加阻力系數(shù),松散碎石：K1=0.3； 壓實外表：K1=0.2。282.2.2 發(fā)動機功率計算(7)附著力: GCC 其中,GC：附著質量,驅動輪上分配重量； C：附著系數(shù),P163表8-7。表8-7 各種路面的附著系數(shù)路面形式c路面形式c碎石路面0.4750.6舊瀝青路面0.20.3卵石路面0.5瀝青混凝土第一遍0.250.3土路0.150.30壓實終了0.

15、100.15292.3 輪胎壓路機設計2.3.1輪胎壓路機碾壓過程（1）空氣輪胎滾壓接觸區(qū)空氣輪胎滾壓時其與被壓實材料接觸區(qū)為矩形。與鋼輪相比的特點：接觸區(qū)域大,且均處于高壓區(qū),壓力分布均勻；由于應力保持時間長(可達1.2s）,利于土壤變形適于粘土壓實,且作用深度大；可通過調整輪胎氣壓及負荷改變適應范圍。302.3.1輪胎壓路機碾壓過程（2）輪胎氣壓一定時,輪胎載荷對壓實影響輪胎壓路機輪胎碾壓區(qū)下為一橢圓球區(qū)域稱為壓力球,其壓力隨作用深度增大而下降,輪胎上載荷增大可使壓實影響深度增加,即壓力球變大。312.3.1輪胎壓路機碾壓過程（3）輪胎氣壓的影響輪胎充氣壓力影響輪胎對被壓實材料的最大接觸壓

16、力,對表層壓實度有較大影響。式中：s：平均踏面寬度載荷（N/m）；D：輪胎外徑（m）；E1：輪胎彈性系數(shù)（Pa）；E2：土壤變形系數(shù)（Pa）；B：輪胎踏面寬度（m）； E0：土的彈性系數(shù)（Pa）；p：輪胎氣壓（Pa）；Q：輪胎載荷（N）；322.3.1輪胎壓路機碾壓過程由上述公式可得出輪胎充氣壓力、輪胎載荷、最大接地壓力之間的關系。輪胎在不同的充氣壓力下的壓實度和壓實深度之間的關系如下圖。其中,輪胎載荷35kN,土層厚度60cm,滾壓10遍,輪胎充氣壓力分別為：10.57MPa；20.42MPa；30.2MPa。由圖可見,在較低輪胎氣壓下,要到達要求的壓實度,必須增大壓實遍數(shù)；332.3.1輪

17、胎壓路機碾壓過程增大輪胎氣壓,可改善對表層壓實效果,但對深層影響不大；當輪胎氣壓超過土的強度極限時會造成土的剪斷和滑移,影響壓實質量。342.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定由于拖式與半拖式輪胎壓路機主要用于填土的分層壓實,因而確定其根本參數(shù)的原始依據(jù)主要是粘土的壓實度和深度（壓粘土工況最惡劣）。（1）輪胎最正確氣壓由圖可見：增大輪胎氣壓,可增大外表接觸應力提高外表壓實效果,但會減少碾壓接觸面積,使壓實影響深度減?。惠喬鈮哼^低,接觸壓應力不夠,土壤變形較少,壓實也不理想；352.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定最正確碾壓厚度,對應于一定最正確胎內壓。選擇：對粘性土

18、：0.50.6 MPa； 對非粘性土：0.20.4 MPa； 對碾壓未被破壞結構的粘性土：0.70.8 MPa。(2)輪胎尺寸輪胎結構類型：應根據(jù)最正確胎壓上限值來確定。碾壓松散填土：用低壓輪胎；碾壓未破壞結構土：用高壓輪胎；實際選用：一般采用寬基輪胎。輪胎花紋：輪胎花紋影響滾動阻力及外表質量,一般為光面輪胎。362.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定輪胎單個最大載荷計算(在給定壓實度與壓實深度H0情況下)：經(jīng)驗公式:當 時, ； 當 時, 。式中：GK：單個輪胎上載荷(N)；w0：土的最正確含水量()；w：土的實際含水量()；：給定的土的壓實度；dmax：土的最大干容重。輪胎尺寸

19、選擇：根據(jù)輪胎氣壓和單個輪胎載荷查手冊,按國家標準選擇輪胎尺寸。372.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定(3)各輪胎間的間隙影響：當各輪胎間間隙增大到一定值后（在此之前不影響時）會使最正確壓實層厚度降低。選擇：按經(jīng)驗公式選擇:式中：B為輪胎斷面寬度。382.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定(4)壓路機重量確定壓路機的最大重量（注意系列化要求）：式中：GK：單個輪胎載荷； Z：輪胎個數(shù)。壓路機實際碾壓時重量確定：式中：E：輪胎剛性橫量(N/cm), 可查表9-3 （見下頁）獲得； ：輪胎在剛性外表徑向變形量(cm)； 壓剛性外表時,=0.13B；壓土壤時,=0.15B

20、。不知輪胎剛性橫量E時,按以下經(jīng)驗值選擇：輪胎氣壓(MPa)： 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2壓路機重量(kN)：100 90 80 65 50392.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定表9-3 充氣輪胎的剛性模量E（N/cm）輪胎尺寸輪胎氣壓（MPa）0.150.20.30.350.40.50.612.00-20-36005100-62507050780014.00-20-43005450-64007150785018.00-20-64508250-9800-21.00-284430550070808450-26.50-2562007550975011000-402.3.

21、2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定(5)碾壓遍數(shù)及最正確土層厚度計算粘性土壓實層最正確厚度：當輪胎氣壓為0.50.6Mpa時,按下式計算： （cm）式中：w：土的實際含水量；w0土的最正確含水量；GK單個輪胎荷重(N)。當為其它輪胎氣壓時,可按下式計算(此時考慮輪胎剛度和氣壓影響)： （cm）式中:p:輪胎氣壓(MPa)；:輪胎剛度系數(shù)。412.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定輪胎氣壓p(MPa)、輪胎剛度系數(shù)取值：p(MPa)：0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7： 0.6 0.5 0.4 0.3 0.25 0.2 0.15碾壓遍數(shù)： 輪胎氣壓 所需遍

22、數(shù) 砂土： 0.2 23 亞砂土： 0.30.4 34 粘土： 0.50.6 56碾壓速度: 第一、二遍 其它 層厚20cm粘土: 23km/h 68km/h 層厚10cm粘土: 23km/h 10km/h422.3.2 拖式與半拖式輪胎壓路機根本參數(shù)選擇確定(6)拖式壓路機牽引計算計算工況：牽引車以檔在接近最大牽引功率工況下工作；牽引車檔牽引力能克服壓路機工作中最大瞬時阻力。計算公式：式中：G：壓路機重；f：第一遍碾壓時滾動阻力系數(shù)；式中： p：輪胎氣壓(MPa)；D：輪胎外徑(cm)；G：機重(N)；i：地面坡度；g：重力加速度(m/s2)；v：壓路機運行速度(m/s)；t：壓路機起步加速

23、時間(t=23s)。432.3.3自行式輪胎壓路機設計計算(1)工作質量確定概念：工作質量是指壓路機自身質量+規(guī)定的油水、壓載物、隨機工具、駕駛員重量。系列化要求：型號： YL10 YL16 YL20 YL25 YL40 最大質量（t） 10 16 20 25 40最小質量（t） 6 9 16 16 22分配比例：壓路機帶配重質量m與無配重的結構質量mM之比,用于評價其結構設計合理性。其最正確值：m/mM = 3.43.9。（2）單個輪胎載荷計算：同前,注意壓路機系列化標準中均有明確規(guī)定。442.3.3自行式輪胎壓路機設計計算（3）同軸輪胎中心間距及輪胎參數(shù)確定間距：e = KB 或 e =

24、B-2a式中：K：間距系數(shù),K=0.70.9；B：輪胎寬度；a：為重疊量一般應30mm。輪胎個數(shù)：單軸： 式中：BY：碾壓帶寬度；B：輪胎寬度； 總數(shù)：Z0 = 2Z-1(4)軸距確定確定：軸距確定一般先參考同類機型類比初定,然后繪制總體布置草圖時再準確確定。影響：軸距增大則轉彎半徑增大,縱向穩(wěn)定性提高,結構質量增加。原則：在保證整機性能、結構要求、維修方便前提下盡可能取小值。452.3.3自行式輪胎壓路機設計計算（5）最小離地間隙影響：通過性、維修性。確定：一般：200400mm。（6）運行速度我國標準規(guī)定：輪胎壓路機工作速度：210km/h；行駛速度：1025km/h；液壓傳動：010km

25、/h。（7）發(fā)動機功率計算計算公式 ：機械傳動系時：式中：N：發(fā)動機功率 （kw）；F：輪胎壓路機驅動輪上的牽引力（kN）；v：輪胎壓路機運行速度（km/h）；：自發(fā)動機到驅動輪的傳動效率；NY：所有輔助裝置消耗功率（kw）。 462.3.3自行式輪胎壓路機設計計算液力機械傳動時： 式中：液力變矩器效率；其他同前。（8）牽引力計算： 公式：滾動阻力： 式中：f：滾阻系數(shù)；G：壓路機工作質量；：坡度角20%坡道阻力： 式中：i：坡度一般20%472.3.3自行式輪胎壓路機設計計算起步慣性力： 式中：g：重力加速度,g = 9.8 m/s2；v：運行速度；t ：加速時間 t=25s；:旋轉質量系數(shù)

26、, 式中：iK:傳動系傳動比；GK：輪胎壓路機附著重量（kN）（驅動輪重）；：附著系數(shù)（見下表）。 粘性松土 粘性實土 非粘性土 瀝青路面輪胎氣壓： 0.20.5MPa附著系數(shù)：0.610.44 0.550.26 0.70.6 0.820.7482.1 2.2 2.3復習思考題1.壓路機的滾壓輪直徑對其壓實能力、滾動阻力、壓實影響深度、外表接觸應力各有何影響？設計時應按什么原則選擇確定？2.靜力光輪壓路機設計計算參數(shù)主要有哪些？試說明各參數(shù)的選擇、計算確定方法。3.與鋼輪壓路機相比輪胎壓路機有何優(yōu)點？其輪胎氣壓對壓實有何影響？應如何選擇確定？4.自行式輪胎壓路機主要設計計算參數(shù)有哪些？試分別說

27、明其設計計算確定方法。作業(yè)一：現(xiàn)欲設計一臺20t三輪靜力光輪壓路機,試計算選取其發(fā)動機功率。492.4 振動壓路機設計2.4.1振動壓路機的激振方式(1)定向激振式具有兩個在垂直面上對稱布置的振動器,兩振動器偏心塊轉速相等,方向相反,水平分力相互抵消,垂直方向分力重疊相加,從而形成僅有垂直方向激振力,使壓路機及被壓實材料僅產(chǎn)生垂直振動。特點：結構較復雜,無明顯突出壓實優(yōu)勢,應用較少,僅有德國Vibromax的W152等少量產(chǎn)品。502.4.1振動壓路機的激振方式（2）擺振激振式即兩振動輪上振動器各安裝一個位于前后輪的中心,其中旋轉方向相同,但相位相差180,用齒形帶保持同步,使振動時一輪向上,

28、一輪向下,振動中壓路機前后擺動,始終有一輪與地面接觸,因而可獲得較高線載荷和較高沖擊能量。應用：主要用于小型手扶式振動壓路機上,例：Bomag公司的BW90等。512.4.1振動壓路機的激振方式（3）非定向外振式激振壓路機有兩層機架,振動輪與下機架一起由振動器激振,共同振動,下機架與上機架間設減振器,振動器為非定向偏心塊激振。優(yōu)點：結構簡單,便于維修保養(yǎng)。應用：主要用于手扶振動壓路機。522.4.1振動壓路機的激振方式（4）非定向內振激振式即在振動輪中心設偏心軸激振方式。特點：結構緊湊,操作使用平安。應用：絕大多數(shù)振動壓路機應用此種激振方式。（5）液壓激振方式即利用周期變化的液壓作用力激振方式

29、產(chǎn)生激振力。特點：具有方便無級調節(jié)振幅和振頻的優(yōu)點。但結構復雜,要求加工精度高。應用：僅有局部小型振動壓路機開始應用。本次僅介紹偏心軸激振方式的有關設計計算 。532.4.2振動壓路機的數(shù)學模型為確定振動壓路機振動系統(tǒng)各參數(shù),需了解振動壓路機振動壓實過程中振動輪、機架及被壓實材料所組成的振動系統(tǒng)的動態(tài)變化,掌握各參數(shù)對振動系統(tǒng)振動作用的影響規(guī)律,為此需建立振動壓路機與土振動系統(tǒng)的數(shù)學模型。（1）二自由度系統(tǒng)振動壓路機運動方程假設：振動壓路機上,下車質量簡化為具有一定質量的集中質量塊,上車為m1、下車為m2、上下車間減振器阻尼為c1、剛度為k1；土是具有一定剛度的彈性體,其剛度K2,阻尼為C2,

30、阻尼為線性阻尼（較符合接近壓實完成的土體）；542.4.2振動壓路機的數(shù)學模型振動壓路機工作過程中,振動輪始終保持與地面接觸（該假設在振動壓實接近終了時與實際情況下符合）。則該模型運動方程為：（微分方程）其中： 激振力 K1K2C2C1x1x2m2m1F0sintmfr552.4.2振動壓路機的數(shù)學模型解之得： 1、2分別為激振力F0與上、下車位移相位角。其中： 562.4.2振動壓路機的數(shù)學模型（3）無阻尼狀態(tài)下系統(tǒng)的一階,二階固有頻率1、2分別為：572.4.2振動壓路機的數(shù)學模型（4）振動輪對被壓實材料的作用力FS不僅與振動壓路機本身振動參數(shù)有關,而且與被壓實材料的剛度K2及阻尼C2有關

31、,可表示為：其為彈性變形力k2x2及土阻尼力c2x2的矢量和,即與瞬時振幅x2、瞬時速度x2、土的剛度k2、阻尼c2有關。FS不同于激振力F0,假設用RT表示激振力對地面作用力的有效率,則：RT=FS/F0提高RT的關鍵是選擇好恰當?shù)墓ぷ黝l率和振幅A。前述公式中m1、m2為已知,F0、是設計選取的,減振器的K1、c1為設計選取,土的剛度K2與阻尼c2可通過實驗反算出來,因而方程是可解的。582.4.3振動壓路機的動態(tài)響應（1）壓路機振動位移x,振動加速度x隨頻率變化情況。如圖：1）壓路機土振動系統(tǒng)有兩個固有頻率1、2,當壓路機處于1、2時會發(fā)生共振；位移、加速度均會出現(xiàn)共振峰。其中1主要受上車

32、參數(shù)k1、c1、m1影響稱一階固有頻率,其形狀尖細；2主要受下車參數(shù)k2、c2、m2影響稱二階固有頻率,其形狀高而平緩；2）工作頻率高于2后,上下車振幅均急劇下降,但下車加速度會急劇增大。592.4.3振動壓路機的動態(tài)響應（2）激振力F0及壓路機對被壓實材料作用力Fs 隨變化而變化。由圖可見：1）F0 與Fs是完全不同的兩種力,它們隨的變化規(guī)律完全不同；2）Fs 曲線與x曲線形狀相似,說明振幅對Fs影響很大；3）當2后,FS呈下降趨勢（雖然F0急劇上升）。因此,壓路機應工作在2附近略高于2；4）在12間有一個,此時Fs幾乎為零,幾乎不起壓實作用,因此為其工作禁忌頻率。602.4.3振動壓路機的

33、動態(tài)響應（3）下車質量m2對x、F0、Fs曲線的影響在其它條件不變時,假設僅改變m2,將其減少20%加到上車m1上,或從m1上減少20%加到m2上,則各曲線變化如圖。由圖可見：1）下車質量m2的變化對振動系統(tǒng)一階固有頻率1無影響（影響很小可忽略）；2）降低m2可增大Fs ,但過小會降低振動輪對地面作用能量,對壓實不利；3）降低m2會使x1、x2增大,但變化較小。612.4.3振動壓路機的動態(tài)響應（4）減振器剛度k1對x的影響1）減振器剛度k1增加,一階固有頻率1變化不大,但二階固有頻率2略有增大；2）減振器剛度k1增加,上車振幅x1明顯增大,對減振不利；3）減振器剛度k1增加,對被壓實材料作用

34、力Fs略有增加。622.4.3振動壓路機的動態(tài)響應（5）土的阻尼和剛度對x曲線的影響由圖可見：1）土的剛度對上下車運動及作用力影響規(guī)律同減振器的剛度對其影響；2）當工作頻率大于2后,土的阻尼對Fs影響較大,隨土阻尼增大（土壤松）Fs明顯增大。632.4.3振動壓路機的動態(tài)響應此外,經(jīng)過大量試驗驗證,上述理論分析曲線與實測曲線變化規(guī)律比較吻合,此對設計計算有幫助。642.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇（1）名義振幅及其選擇1）名義振幅A0 壓路機振動輪懸空自由振動時的振幅（即不受外界影響時振幅）。2）實際振幅A由前述分析及實驗均說明,壓路機實際壓實過程中,實際振幅x隨被壓實材料剛度、阻尼變化而變化

35、。剛度越大,振幅越大；阻尼越大,振幅越?。患闯跗趬簩嵳穹?后期振幅大。據(jù)實測：實際振幅AA0 ,按正態(tài)分布統(tǒng)計：一般A=(12)A0。652.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇3)如圖,振幅對壓實效果影響要遠遠大于頻率的影響,A則壓實效果顯著,但A過大會造成上車振幅,使被壓實材料破碎,造成過壓實。選?。阂话銐簩嵚坊? A0=1.42.0mm 壓實次路基: A0= 0.82.0mm 壓瀝青路面: A0=0.40.8mm4)名義振幅計算:其中:Me:偏心塊靜偏心矩(Nmm), Me=mfr；m2:下車質量（N）,即除減振器外,所有參加振動的質量；mf:偏心塊質量(重力)；r:靜偏心距。662.4.4振

36、動壓路機根本參數(shù)選擇（2）振動壓路機工作頻率的選擇由前述分析可見：2時振幅不穩(wěn)定,波動很大,且上車振動增大,此外還有一個下車振幅幾乎為零而上車振幅則較大的,故不易工作,應使2；壓路機在壓實作業(yè)中2隨被壓材料剛度增大（壓實遍數(shù)）而增大,故2應以壓實終了時2為依據(jù)選擇,以保證壓路機不工作在小于2的不穩(wěn)定區(qū)；工作頻率過高（遠大于2） ,則會引起Fs/F0=Rs減小,降低壓實效率,同時過高還會引起振動輪跳離地面產(chǎn)生搓板形,故不易過高,其合理范圍：經(jīng)驗確定：壓路基： 2530Hz；壓次路基：2540Hz；壓瀝青路面：3050Hz。672.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇（3）振動質量及上下車質量確實定由前述

37、分析可見：1）假設僅從振動輪對被壓實材料作用力Fs來看,減小下車質量m2可增大Fs；2）假設從增加振動作用于被壓實材料沖擊能量來看,增加下車質量m2,可提高沖擊能量,有利于提高壓實效果,故此為一對矛盾。在確定了A0、f的情況下,增大沖擊能量只有加大振動輪質量；3）選擇：應既兼顧Fs又考慮沖擊能量。經(jīng)驗說明：m1 / m2=1最正確；假設不能做到,則至少應保證：m1 / m2=0.51.9。682.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇(4)振動壓路機振動加速度的校核振動壓路機振動加速度能夠反映壓路機振動輪作用于被壓實材料的動態(tài)沖擊力,振動加速度過小說明動態(tài)沖擊力過小,土顆粒在振動過程中,幾乎處于靜止狀態(tài)

38、,振動壓實作用不明顯；而振動加速度過大,則由于顆粒得到振動沖擊過大,會出現(xiàn)離析造成結構不良,同時表層材料還會被壓碎,影響表層密實度,故振動加速度應在一適宜范圍。根據(jù)實驗,振動加速度應控制在：壓路基：510g；壓路面：47g。核驗計算方法：式中：A0：名義振幅（mm）；g：重力加速度（9800mm/s2）；：工作頻率1/s。692.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇假設計算值超過控制范圍,則應對振幅、頻率加以修正,修正的原則為：壓路面的壓路機應以保證工作頻率為先,可適當修正振幅；壓實路基的振動壓路機應優(yōu)先保證振幅,可適當修正工作頻率。（5）振動壓路機工作速度選擇振動壓路機的工作速度對振動壓實有較大的影

39、響,這是因為土壤顆粒由靜止變?yōu)檎駝舆\動狀態(tài)有一過程,該過程持續(xù)的時間長短與土顆粒間的粘聚力、吸附力有關,還與壓路機線載荷有關,一般線載荷越大,過渡所需時間越短,試驗說明一般亞粘度應至少有三次強迫振動。據(jù)此計算則：RBBAh702.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇式中：h：壓實深度m； R：滾輪半徑m； T：振動周期s。其中土壤碾壓下陷深度h為一變值。實驗說明,當壓路機每一周期T內行駛3cm即可滿足要求,故有v3/T。一般為既滿足振動壓實的需要,又兼顧壓路機生產(chǎn)率,一般振動壓路機的行駛速度可選為：工作質量5t 應為：46km/h 35t 24km/h 2t 3km/h全液壓驅動：工作檔：06km/h

40、 高速檔：012km/hRBBAh712.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇(6)激振力F0和壓路機對被壓實材料的作用力Fs如前所述： 僅與壓路機結構及振動參數(shù)有關； 既與機械本身有關,也與土壤剛度k2、阻尼c2有關；為獲得良好壓實效果,同時又能有效利用振動壓路機的壓實能力,設計時希望：RT=Fs/F0接近于1。因被壓實材料隨壓實過程而變,故RT不固定。一般 區(qū)間時,Fs與F0比值RT較為合理。722.4.4振動壓路機根本參數(shù)選擇（7）振動輪直徑與寬度確實定影響：在振動輪分配質量不變情況下,輪越寬,線壓力越小,壓實深度降低,但因壓實作用面積增大而生產(chǎn)率提高；輪徑越大,壓實影響深度增大,且平整度提高。

41、選?。簤郝访鎽x直徑和寬度較大者； 壓路基應選直徑和寬度較小者。一般推薦： （即 ）壓瀝青砂時牛鮑系數(shù)： 壓瀝青碎石牛鮑系數(shù)： 式中：m1：振動輪分配質量kg；B：寬度cm；D：直徑cm。732.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算振動壓路機在振動壓實時振動輪處于振動狀態(tài),為盡量減少振動輪振動對上車零件及操作人員產(chǎn)生振動危害,因而上、下車之間（即振動輪與機架間）應設減振器,以盡可能減少振動輪對機架上安裝零件及駕駛座椅的振動影響。一、振動壓路機減振系統(tǒng)總剛度計算1、振動壓路機減振系統(tǒng)總剛度的計算方法有兩種：其一是將振動壓路機與土系統(tǒng)簡化為具有兩個固有頻率的二自由度系統(tǒng)計算（如前）,此法精度較高,但

42、因帶有土的剛度與阻尼等,計算較復雜。其二是將振動壓路機與土系統(tǒng)簡化為單自由度振動系統(tǒng)如下圖,此法計算簡便精度也能滿足要求,故常用,在此僅按單自由度系統(tǒng)計算。F0sintm1k1742.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算對于單自由度系統(tǒng),假設根底上作用一外力F0sint,則根底將產(chǎn)生振幅為A、加速度為a的振動,因有彈簧作用,傳遞到m1上的振動則為A1和a1,假設以=A1/A=a1/a為系統(tǒng)傳遞率,則由振動學可知：其中：/1：稱頻率比； ：壓路機工作頻率；1：系統(tǒng)固有頻率 ,F0sintm1k1752.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算假設將根底視為振動輪,K1視為減振器,m1視為上車,則：由減振

43、系統(tǒng)設計要求看,希望A1,a1越小越好,由上式可見：A1=A, a1=a,假設要在選定振動壓路機振幅頻率情況下減小A1,a1,則只有減少；再根據(jù) 可知,減少則只有減少1（在 時）；因 （增大上車質量m1或降低減振器剛度K1均可）在m1一定情況下,只有設計K1以減少1,即K1=12 m1選取適當K1可滿足減振需要。 762.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算2、總剛度計算K1=12 m1式中1為系統(tǒng)固有頻率,取決于系統(tǒng)設計。實踐證明,當/1=56時,可獲得最正確減振效果。例：當/1=6時, =2.9%。需注意：雖然/1,A1 ,但當6后, a1已減小不明顯,接近于一個常值,再增大/1 效果并不明

44、顯,故一般選取/1 = 6 。則 式中m1上車當量質量（kg）,壓路機工作頻率（Hz）均為已知,此時只需設計減振器總剛度K1滿足上式要求即可到達滿意的減振效果。772.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算3、減振器種類一般常見減振器有鋼制螺旋彈簧減振器、空氣組合減振器及橡膠減振器三種,壓路機減振系統(tǒng)常用橡膠減振器,故在此僅介紹橡膠減振器設計。其優(yōu)點：形狀可自由選取,x,y,z三方面剛度可自由方便設計；橡膠減振材料內摩擦大,阻尼大,在壓路通過其共振區(qū)時較平安；橡膠減振材料吸收高頻振動能力強；橡膠減振器彈性模量E較金屬小的多,工作中允許較大變形；橡膠減振器剛度與硬度有關,可在不變尺寸情況下方便地改變

45、剛度；重量輕,尺寸小,安裝方便,無相對摩擦件,免維護。其缺點：耐高溫、耐低溫性差；耐日照性差；耐油性差；使用壽命低。782.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算二、橡膠減振器設計1、橡膠減振器材料,硬度與幾何形狀選取（1）材料：主要有兩種：天然橡膠：優(yōu)點：機械性能良好,加工方便,彈性穩(wěn)定、耐日照性好；缺點：阻尼較小,通過共振區(qū)不平安；耐油性差,應用已越來越小。丁睛橡膠：優(yōu)點：耐油性好,具有較大阻尼；缺點：價格較高,已越來越被采用。792.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算（2）硬度,橡膠材料硬度不同其彈性模量與剪切彈性模量不同,見P112表11-4 。其材料硬度常以肖氏硬度表示（即用一鈍針在2N

46、力作用下壓入橡膠的深度來表示,其值在0100間）。用字母Hs+數(shù)字來表示。抗拉壓彈性橫量：見表11-4。 抗剪切彈性橫量：見表11-4。 為設計中方便調節(jié),一般選取橡膠硬度為Hs=4060（此時其強度,韌性均較好,與金屬板的粘接強度也較大可達3MPa） 802.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算表11-4 橡膠硬度HS與彈性模量E和剪切彈性模量G的對應值HSE(MPa)G(MPa)E/G301.320.2964.45351.560.3964.23401.850.464.02452.180.573.82502.570.713.62553.040.883.43603.621.113.26654.3

47、51.393.12705.311.773.0756.312.182.9808.082.862.82812.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算(3)幾何形狀不同形狀各方面剛度不同,振動壓路機常選擇圓形與矩形。其中,驅動輪需傳遞扭距情況下,應用圓形,因其各向剛度一致；非驅動輪,不傳遞扭距時,可選矩形,因其可通過不同方向尺寸來調節(jié)不同方向剛度,以滿足不同方向對剛度的要求。一般圓形截面尺寸： 矩形截面尺寸：式中：H：高度； D：直徑； a：矩形截面短邊長度。aHDHb822.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算2、減振器的剛度計算（1）動剛度與靜剛度橡膠減振器在動態(tài)作用力作用下,因其變形遲后于作用力變化

48、,因而其動態(tài)條件下的剛度（即動剛度）較靜剛度為大,兩者之比稱為動剛度系數(shù)。 其中: Kd:動剛度；K:靜剛度。振動壓路機是在動態(tài)下工作,故應用動剛度Kd,不同硬度下的動剛度系數(shù)見P214表11-5。橡膠硬度HS ：40 45 50 55 60動剛度系數(shù)d：1.1 1.15 1.2 1.28 1.4832.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算(2)剪切受力狀態(tài)下橡膠減振器的剛度計算及尺寸確定假設設減振系統(tǒng)為i個減振器,且均勻分布,則每個減振器的剛度應為:其中: K1:總剛度(實為動剛度)； Kdi:每個減振器動剛度。對圓形截面減振器動剛度按下式計算:其中:d: 動剛度系數(shù),查表3-5（見前頁）；H

49、：減振器高度（cm）；AL：減振器截面積（cm2）,AL =R2；G:剪切表觀彈性模量（MPa）；G：為剪切彈性模量。據(jù)此可計算出D（直徑）。 842.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算對矩形截面：其中AL=ab； G=G；a：短邊長cm；b：長邊長cm。據(jù)此可計算出a、b。(3)壓縮受力狀態(tài)下橡膠減振器的剛度計算及尺寸確定對圓形截面動剛度：其中：Ea：壓縮表觀彈性模量（MPa） S：形狀系數(shù)；D：直徑；H：高度。矩形截面 其中： 其它參數(shù)同前 。852.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算（4）組合受力狀態(tài)下（既受壓又受剪）動剛度計算其中：G：剪切表觀彈性橫量（MPa）（同前）；Ea：壓縮表觀

50、彈性模量（MPa）（計算同前）；：減振器安裝角。組合安裝優(yōu)點：可在不改變減振器情況下僅改變安裝角即可獲得不同的組合剛度；缺點：結構復雜安裝尺寸大,僅用于小型振動壓路機上及振動平板夯上。P862.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算3、橡膠減振器的強度校核（1）作用力：上車質量所產(chǎn)生應力；振動驅動輪驅動力矩；從動振動輪車體推動牽引力；道路不平或發(fā)生相撞時的沖擊力（一般以1.11.3系數(shù)考慮。壓路基:1.30,壓路基面：1.10,兩者都壓1.2。）（2）強度要求:剪切應力 其中:PX:彈簧所受剪切力；AP:彈簧受力面積；對矩形: AP =ab；對圓形: AP =D2/4；:許用應力,見表11-6。8

51、72.4.5振動壓路機減振系統(tǒng)的設計計算（3）變形要求:：拉伸10 最大沖擊15 x 壓縮15 最大沖擊20 剪切30 最大沖擊40或剪切：20Hz時, x 0.81.2cm； 20Hz時, 22.5cm剪切變形量： 或：式中：H：彈簧高度； G：剪切彈性模量； x：剪切力作用方向上彈簧的剪切變形量。882.4.6 振動壓路機功率計算 一、振動壓路機所消耗的功率振動壓路機工作中所消耗的功率主要有如下幾方面：（1）行駛功率p1壓實初始狀態(tài)：（前12遍）其中：m：壓路機工作質量（kg）；g：重力加速度（9.81m/s）；:第1-2遍土壤滾動阻力系數(shù),=0.130.15；:爬坡角度；v:行駛速度（m

52、/s）。壓實中期（38遍）：其中:=0.1終壓時（8遍后）:其中: =0.05運輸轉移行駛狀態(tài)其中: 運=0.05892.4.6 振動壓路機功率計算（2）轉向消耗功率整體轉向輪轉向消耗功率其中：m1：轉向輪分配質量kg；轉：轉向阻力系數(shù)轉=0.5；s：轉向角速度1/s。剖分轉向輪轉向消耗功率對于鉸接式轉向,可按相應轉向輪結構整體轉向的兩倍計算。902.4.6 振動壓路機功率計算（3）換向消耗功率式中：m：壓路機工作質量kg； v：壓實作業(yè)速度m/s t：換向時間,可取4s。（4）爬坡功率其中：:爬坡角度； v：行駛速度m/s。（5）振動功率p5 （后面介紹計算方法）912.4.6 振動壓路機功

53、率計算二、振動壓路機功率計算工況（1）初壓（前12遍）此時一般無振動 p5=0；（2）中壓（38遍）（3）終壓時（8遍后）（4）運輸工況,此時p3=0,p5=0從上述工況中選功率最大工況作為選發(fā)動機功率依據(jù)。922.4.6 振動壓路機功率計算三、振動功率計算（1）經(jīng)驗公式計算方法其中：m2：振動質量（下車或振動輪質量）kg；q：振動輪個數(shù)；A0：名義振幅m；：頻率修正系數(shù)。頻率Hz 2530 3135 3640 4145 4650 5.5 6.5 7 7.5 8此式計算較實際略小,可做為初選估算用。932.4.6 振動壓路機功率計算(2)理論分析計算目前尚無較公認的理論計算公式,因振動功率與被

54、壓實材料的特性有關,較有影響的計算方法為德國勞森浩森公司推導的公式。他們首先假設振動壓路機在壓實過程中,某一時刻振動輪跳離地面且上車減振輪在每周期跳起后再次落向地面時作用于被壓實材料上的動能、勢能、沖擊能所做的功,再除以振動周期即為振動消耗功率。即: （kw）其中：T：振動周期 T=1/f；：傳動效率=0.8； E：總作用能量。E = E動 + E勢 + E沖942.4.6 振動壓路機功率計算其中：Se：振動輪沖擊引起土的沉降量,Se=1.2A0； va：振動輪回落地面時沖擊速度；其中：F0：為激振力； a：為開始跳離地面時的振動輪運動方向與水平 面夾角,可由迭代計算出； m：為壓路機質量；

55、：為工作頻率。此方法計算有一定道理,可供參考。952.4.7振動壓路機（全液壓）液壓系統(tǒng)設計計算一、全液壓振動壓路機行走驅動系統(tǒng)設計1、振動壓路機液壓行走驅動系統(tǒng)形式(1)振動壓路機液壓行走驅動系統(tǒng)型式傳動路線：發(fā)動機分動箱泵馬達二檔變速器驅動橋驅動輪胎。特點：液壓系統(tǒng)由變量泵、定量馬達組成,集成度高,速度和方向可由雙向變量泵無級變化調節(jié),操作輕便；962.4.7振動壓路機（全液壓）液壓系統(tǒng)設計計算發(fā)動機與液壓泵的額定轉速由分動箱齒輪副匹配,調節(jié)方便； 壓路機上下檔變化由二檔變速器實現(xiàn),可較方便滿足作業(yè)與轉運不同工況對行駛速度的不同要求,且馬達、變速器與驅動輪胎均集中安裝在驅動橋上布置方便；雙向變量泵有一定液壓制動停機作用,可作為輔助制動用；缺乏：壓實振動輪為從動輪,會產(chǎn)生推擁被壓實材料,引起碾壓不平；驅動輪胎分配重量較?。s為壓實輪一半）,易產(chǎn)生驅動附著力缺乏等。972.4.7振動壓路機（全液壓）液壓系統(tǒng)設計計算（2）輪胎驅動單鋼輪振動全輪驅動壓路機驅動系統(tǒng)該壓路機驅動動系統(tǒng)是在上述根底上,為克服其缺點而出現(xiàn)的驅動系統(tǒng)。即輪胎驅動仍采用上述方案,同時,在其液壓系統(tǒng)中并聯(lián)一個驅動馬達,用于驅動單振動前鋼輪,其驅動馬達可以是低速大扭矩馬達直接驅動,也可以是高速馬達經(jīng)減速箱驅動,主要用于作業(yè)工況,輪胎驅動振動壓路機主要用于壓實路基等。982.4