振动压路机名义振幅计算的

原有公式计算振幅 ／ｍｍ
１．８２３
０．９１１
定了激振力的方向，相位角随着频率比 λ 及阻尼比
本文公式计算振幅 ／ｍｍ
１．８８５
０．９３２
ζ 的变化曲线如图 2 所示。
由表 1 可知，论文所提名义振幅的计算公式在
高幅时的偏差为 0.16%，低幅时的偏差为 1.27%。而
原有计算公式在高幅时的偏差为 3.13%，低幅时的
偏差为 3.50%。可见本文所提单钢轮振动压路机名
义振幅的简化计算公式较原有计算公式更加准确。
3 结论
图 2 相位角变化曲线
对于振动压路机而言，振动轮悬空时系统的频
率比 λ 值均大于 1，则振动轮位移和激振力之间的
相位角均大于 90°，故式（9）可写为：
2
MAω
-F0
cos
!π-φ
"-kA=0
（10）
试 验
变化范围为 175°±2°，而 cos !π-φ "的取值变化则不
·
2
2
MA0 ω =meω =F0
（8） 是很大，可取为 0.996。则单钢轮振动轮压路机的名 研
由式（4）可知振动轮竖直方向的稳定振动为一 义振幅可用下式进行简化计算。
究
简谐运动，其振动加速度最大值为 Aω2。所以式（8） 可以理解为振动轮的振动加速度完全由激振力来
关键词：振动压路机；名义振幅；减振器；相位角
振动压路机的主要振动参数包括振幅和频率，
而振幅对压实度的影响要比振动频率大得多，因此
振动压路机振幅的选择对于机器设计而言尤为重
要。同一台振动压路机在不同被压材料下的振幅是
不同的，被压材料刚度越大，其工作振幅越大。压实
过程中被压材料的刚度是随着压实遍数的增加而
至此可以得出考虑振动轮位移与激振力之间
的相位角及减振器弹性力的名义振幅计算公式如
式（11）所示。由此也可以看出增大减振器的刚度 k
可以增大振动轮悬空振动时的振幅。
A0=
F0 cos !π-φ
2
"
Mω -k
（11）
单钢轮振动压路机钢轮悬空时的系统固有频
率在 4.25~6.10 Hz 之间，而其振动频率多为 26~33
变化的，所以工作过程中振动压路机的工作振幅是 不断变化的[1]。
为了便于设计和比较，引入名义振幅概念，它
是指振动压路机用千斤顶或其他支撑物架起后，振 动轮悬空时测得振动轮振幅，也称为空载振幅。利 用名义振幅可以在不受外界因素干扰的情况下，比 较两台不同振动压路机的振幅大小。本文通过分析 钢轮悬空振动时的数学模型及实际振动压路机参 数设置，指出了现有名义振幅计算的缺陷及改进的 方法。
Hz，可见频率比 λ 的取值在 4.25~7.76 之间。由图 2
可以看出当频率比 λ 在 4.25~7.76 之间变化时，相
本文通过对振动轮悬空振动模型的计算分析， 认为现有名义振幅计算公式没有考虑减振器阻尼 造成的振动轮位移与激振力之间的相位角，以及减 振器的弹性力的影响，于是推导出考虑了振动轮位 移与激振力之间的相位角及减振器弹性力的名义 振幅计算表达式，并根据现有单钢轮振动压路机的 参数配置推导出单钢轮振动压路机名义振幅的简 化计算表达式。
2
A0=
0.996meω
2
Mω源自文库-k
（12）
提供，这显然是不合理的，它忽略了减振器阻尼造
按照式（12）的计算公式，对国内某型 20 t 单钢
成的振动轮位移与激振力之间的相位角，以及减振 轮振动压路机的名义振幅进行测试计算，所得结果
器的弹性力对于振动加速度的影响。
的对比分析如表 1 所示。
由简谐振动理论可知，当振动轮的竖直加速度
1 钢轮悬空振动模型分析
由名义振幅的定义得到的钢轮悬空振动时的
数学模型如图 1 所示。
钢轮运动的微分方程为：
Mx咬 +cx觶 +kx=F0 sin（ωt）
（1）
2
F0 =meω
（2）
式中：M 为振动轮质量；k 为振动轮和车架之间的减
振器刚度；c 为振动轮和车架之间减振器的阻尼；x
图 1 钢轮悬空振动模型
Test and Research
工程机械
第 43 卷 2012 年 12 月
·
试 验
研
振动压路机名义振幅计算的研究
究
王 艳，王福亮，魏文澜
（长安大学工程机械学院）
摘 要：振动压路机的名义振幅是振动轮悬空时测得的振幅，用以比较不同压路机振幅的大 小。通过分析振动轮悬空振动模型，提出考虑振动轮位移与激振力之间的相位角及减振器弹性力两 个影响因素的名义振幅计算公式，并对该计算公式在单钢轮振动压路上的应用进行了简化，克服了 现有名义振幅计算公式的缺陷，提高了计算的准确性。
参考文献 [1] 冯忠绪. 工程机械理论[M]. 北京：人民交通出版社，2004. [2] 张义民. 振动理论[M]. 北京：清华大学出版社，2010. [3] 刘龙，刘高. 振动压路机橡胶减振器动刚度及黏性阻尼
最小（向上为正）时，振动轮处于最高点，速度为零，
位移为振幅 A，式（1）可变为：
! " 2
MAω +F0 sin
φ+ π 2
-kA=0
（9）
表 1 某型 20 t 单钢轮振动压路机名义振幅测试及计算结果
项目
高幅
低幅
测试频率 ／Ｈｚ
２８．０８
３２．９６
测试名义振幅 ／ｍｍ
１．８８２
０．９４４
可见振动轮位移和激振力之间的相位角 φ 决
姨 令：
ωn =
k M
；ζ=
c 2ωn
M
；λ=
ω ωn
（3）
式中：ωn 为系统的固有频率，ζ 为系统的阻尼比，λ
为频率比。
由振动理论可知式（1）的稳态解为： x=Asin 姨ωt-φ 姨
（4）
2
姨 A=
me M
·
姨1-λ2
λ
2
姨+ 姨2ζλ
姨2
-1
；φ=tan
2ζλ
2
1-λ
（5）
式中：A 为钢轮振动振幅；φ 为钢轮竖向位移和激振
作者简介：王艳（1988—），女，河北唐山人，在读硕士，研究方向：机电液一体化。
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第 43 卷 2012 年 12 月
工程机械
Test and Research
示，由此可以得出式（8）。
位角随 λ 的变化不明显。而单钢轮振动压路机减振
A0
=
me M
（7） 器的阻尼比多在 0.2~0.3 之间变化，此时的相位角
力的相位角。
当频率比 λ 趋近于无穷大时有：
2
A=lim me ·
λ
= me
姨 λ→∞ M
姨1-λ2
2
姨+ 姨2ζλ
姨2
M
（6）
2 名义振幅计算公式存在的问题及改进
为振动轮的位移；F0 为激振力；m 为偏心块质量；e 为偏心块的偏心距；ω 为激振频率。
现有的振动轮名义振幅 A0 的表达式如式（7）所