移動X射線安檢系統(tǒng)的振動分析和隔振設計*

張燕鳴

(公安部第一研究所， 北京 100048)

移動X射線安檢系統(tǒng)的振動分析和隔振設計*

張燕鳴

(公安部第一研究所， 北京 100048)

移動X射線安檢系統(tǒng)的開發(fā)是集車輛改裝、隔振緩沖、X射線檢查等技術于一體的綜合性工程。文中針對系統(tǒng)用車的振動沖擊特點，進行了隔振緩沖的理論分析與計算。重點討論了隔振器的正確選型和相關參數(shù)的計算方法，以及X射線檢查系統(tǒng)與隔振器的總體布局，并簡述了系統(tǒng)實際路測方法。通過設計實例的理論分析及測試，實現(xiàn)了系統(tǒng)的安全使用，從而驗證了文中所述方法的合理性和實用性。

移動X射線安檢系統(tǒng)；振動控制；隔振器

引 言

移動式X射線安全檢查系統(tǒng)機動靈活、適應性強，多用于大型會議、公共安全、邊防檢查等專業(yè)領域。移動式X射線安全檢查系統(tǒng)開發(fā)是揉合了多種技術的綜合性工程，集X射線檢查、車輛改裝、隔振緩沖等技術于一體。

移動式X射線安全檢查系統(tǒng)在移動作業(yè)中，車內所有設備不可避免地承受振動、沖擊、持續(xù)動力載荷的作用，為了規(guī)避這些機械運動因素可能對安檢系統(tǒng)造成的損害，保證X射線安全檢查設備可靠工作，在系統(tǒng)設計時需要進行強度、剛度、位移的計算，并采取有效的隔振、緩沖措施。

本文論述了移動式X射線安全檢查系統(tǒng)設計過程中主要的技術研究工作，具體包括針對系統(tǒng)用車的振動沖擊特點進行的車輛振動分析，振動控制方案的提出和隔振緩沖系統(tǒng)的設計方法，以及對車輛的改裝和系統(tǒng)實際作業(yè)的振動沖擊試驗方法。

1 系統(tǒng)振動分析[1-3]

X射線安全檢查設備(以下簡稱安檢設備)通過隔振器安裝于厚為10 mm的鋼制安裝底板上，安裝底板的作用是增加車廂地板的整體剛性，避免底盤大梁扭轉或變形通過車廂對安檢設備產(chǎn)生的作用力。因此，系統(tǒng)隔振設計主要是針對設備的隔振設計，其目標是使車廂傳遞給安檢設備的激勵值小于車廂的振動幅值或安檢設備的許用值。

顯而易見，安檢設備所承受的振動、沖擊與車輛行駛路面的譜特性、車速、發(fā)動機工作狀態(tài)，以及汽車的懸掛系統(tǒng)和裝載質量等眾多因素有關。作為安檢設備的安裝平臺和載體，車廂的振動和沖擊情況直接反映了安檢設備所承受的激振幅值的大小，當車輛底盤選定以后，就需要根據(jù)汽車的振動頻率，對車廂與底盤的連接以及安檢設備在車廂內的布局與裝配進行合理的設計。

一般汽車的固有頻率在25 Hz左右，振動加速度為1～4g，沖擊加速度一般不超過10g，振動能量主要集中在0～30 Hz，然而，通常隔振器對設備低頻振動的隔振效果并不明顯，甚至有放大作用。因此，設法減小系統(tǒng)用車的低頻振動是一個關鍵的問題。

根據(jù)研究問題的需要和可能，突出影響振動的主要因素，提出車輛振動的力學模型如圖1所示[3]。

圖1 系統(tǒng)振動力學模型

圖中：m表示安檢設備的質量；m′表示車架的質量；K1表示安檢設備隔振器的彈簧常數(shù)；K2表示汽車懸掛系統(tǒng)彈簧常數(shù)。

從系統(tǒng)振動力學模型反映實際振動的本質：

1)主要振動：車架沿y方向振動和繞z軸擺動；

2)比較主要的振動：前后橋沿y方向振動；

3)一般振動：車架和前后橋繞x軸的擺動。

2 隔振器特性計算方法[4-5]

隔振系統(tǒng)設計的主要目的：一方面是衰減外界振動與沖擊對安檢設備的影響，即被動隔振；另一方面是避免和抑制系統(tǒng)的共振，即避免和減少系統(tǒng)振動耦合。其首要任務是選擇使用適當?shù)母粽衿?，并對隔振器安置位置進行合理的布局，使之與安檢設備一起組成有效的隔振緩沖系統(tǒng)。

由于安檢設備可能受到的激振頻率范圍很寬，要求隔振系統(tǒng)的固有頻率不在此范圍之內通常是做不到的。根據(jù)安檢設備振動隔離采取被動隔振特點，其振動傳遞率曲線由式(1)確定[6]：

(1)

式中：TA為絕對傳遞系數(shù)，也是隔振系數(shù)η；ξ為系統(tǒng)的阻尼比；Z為激振頻率與系統(tǒng)固有圓頻率之比(ω/ω0)。

由式(1)可繪出被動隔振系統(tǒng)TA-Z曲線[1]，并得出如下結論：

因此，理想的隔振傳遞率曲線應如圖2所示。

圖2 理想隔振傳遞率曲線

由此可知，理想隔振系統(tǒng)的阻尼和彈性特性應具有以下特點：

1)隔振器的剛度應盡可能小，即隔振系統(tǒng)的固有圓頻率盡可能低，從而可以在較低的頻點進入隔振區(qū)。

2)隔振器應具有變阻尼特性，即在低頻振動放大區(qū)具有高阻尼特性，以抑制系統(tǒng)的共振放大；而在進入高頻隔振區(qū)后，則具有低阻尼特性，以使得振動傳遞率最小(趨向TA,min)。

實際上，車輛在加速或減速時會對安檢設備產(chǎn)生突然的沖擊和擾動，為避免彈性支承物體產(chǎn)生過大振幅的自由振動，常人為增加一些阻尼以抑制其振幅，且可使自由振動消失。綜合考慮，實用最佳阻尼比ξ=0.05～0.2，在此范圍內，加速和停車造成的共振不會過大。首先，因共振區(qū)是低頻區(qū)，而不平衡擾動力在低頻時都很小。其次，隔振系統(tǒng)受擾動后常以較快速度越過共振區(qū)，該瞬時最大位移可達正常振幅的3～7倍。同時，隔振性能也不致降得過多，通常隔振效率可達80%以上。

3 實例分析與設計

移動式X射線安檢系統(tǒng)的車輛選擇一般與被檢物品的大小，也就是安檢設備的外型和重量有關，還與用戶對車輛性能的要求有關。一般采用封閉車廂的載重車型。

根據(jù)選用車輛的振動特點以及安檢設備的結構組成進行隔振與緩沖設計。主要工作有以下幾個方面[6-8]：

1)結合相關振動控制理論對車輛和安檢設備進行振動、沖擊分析，并實際跑車試驗，討論系統(tǒng)的一般規(guī)律和主要特點，提出振動控制的方法和具體措施。

2)按照車輛結構和設備特點提出系統(tǒng)總體布置方案，并進行車輛改造。

3)根據(jù)安檢設備的結構特點和相關參數(shù)，計算并選擇隔振器，合理安裝隔振器，形成車輛和設備間的隔振緩沖系統(tǒng)。

4)根據(jù)系統(tǒng)振動、沖擊試驗標準，對本項目所設計的隔振緩沖系統(tǒng)進行相應的振動、沖擊測試，了解系統(tǒng)的動態(tài)特性，并發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)缺陷以及設計中的薄弱環(huán)節(jié)。

5)優(yōu)化系統(tǒng)結構設計，改善系統(tǒng)移動作業(yè)性能。

3.1 系統(tǒng)總體布局及車輛改裝[6-7]

根據(jù)車輛振動沖擊特點，車廂前部的振動沖擊幅值相對較小，是安檢設備安裝優(yōu)選位置，同時這種布局方案對于車輛行進中減速或急停等引起的設備的沖擊響應較小。但是這種布置方式不適合所有車型。

以南京依維克24座車型改裝為例說明。南京依維克24座車型的發(fā)動機、控制部件等都在前面，前軸只能承載290 kg，后軸承載能力為1 600 kg。根據(jù)這一特點，安檢設備只能在靠近后軸位置安裝，以達到車輛裝載質量均衡的要求。

安檢設備安裝后把車廂分為前后兩個艙室?？紤]行車過程中安檢人員的舒適及安全，在前艙保留了3個座椅。后艙用于安裝備用電源、空調機組、隨車工具及附件等對振動沖擊不敏感的設備。

考慮車輛裝載質量均衡原則，將安檢設備操作室設計在后艙，這種安裝方式，合理利用了車內空間，降低了安檢設備隔振系統(tǒng)的固有圓頻率。

在安檢設備上面與車廂后艙上部空間，可以根據(jù)用戶要求安裝防暴器材柜等。系統(tǒng)總體布局如圖3所示。

圖3 系統(tǒng)總體布局

3.2 隔振器的選擇

安檢設備減振緩沖措施關鍵是使用合理的隔振器和合理布置隔振器。隔振器是為安檢設備隔振系統(tǒng)提供彈性特性和阻尼特性的主要元件。常用的車載設備隔振器有很多種，如橡膠-金屬隔振器、金屬彈簧隔振器、金屬干摩擦式隔振器和鋼絲繩隔振器等。根據(jù)設計要求和已知條件，計算求得隔振器的特征參數(shù)，從而選擇相應的隔振器[4]。

橡膠-金屬隔振器剛度大，阻尼大，能夠有效抑制共振放大，并具有一定緩沖能力，可根據(jù)需要合理設計其水平和垂直方向的剛度和強度。但其承載能力低，環(huán)境適應性較差，這種依靠高分子材料內耗的高阻尼隔振器經(jīng)不起耐久實驗的考核，在實際使用中，往往由于老化而失效。

金屬彈簧隔振器剛度變化范圍大，對環(huán)境適應性強，阻尼小，容易產(chǎn)生共振放大，傳遞高頻振動。此外，強沖擊易使彈簧產(chǎn)生永久變形。

金屬干摩擦式隔振器可以實現(xiàn)變剛度、變阻尼特性，滿足全頻帶內無諧振峰，并能在較小的空間內吸收儲存較大的沖擊能量，兼顧隔振與緩沖功能。

3.2.1 系統(tǒng)參數(shù)計算方法[9]

1)根據(jù)設備使用的環(huán)境條件設計合理的支承點位置，計算各支承點的負荷m，即作用于隔振器上設備的質量。

2)確定系統(tǒng)的振動形式和設備的實際受力情況，根據(jù)激振頻率范圍，初步確定隔振系統(tǒng)的固有頻率ω。

3)計算隔振系統(tǒng)的靜位移λs和系統(tǒng)實際剛度K：

λs=m/K0

(2)

式中：K0為隔振系統(tǒng)的靜剛度。

K=mω2

(3)

4)根據(jù)隔振系統(tǒng)的剛度K、靜位移λs和支承點負荷m，初步選擇隔振器的類型和型號。

5)根據(jù)初選隔振器剛度K′，計算隔振器的實際固有圓頻率ω′(或固有頻率f′，ω′=2πf′)，將其與初步確定的固有圓頻率ω或固有頻率f相比較，如ω′>ω或f′>f，則認為此隔振器可用。

3.2.2 計算實例與隔振器選型[2,5]

對于移動式X射線安全檢查系統(tǒng)，如果在設備底部安裝4個隔振器，并假定4個隔振器所承受的載荷相等，計算過程如下：

安檢設備的質量m=800 kg，單個隔振器支承點的負荷mi=m/4，則mi=200kg，隔振系統(tǒng)的固有頻率f0取26 Hz，則隔振系統(tǒng)的固有圓頻率ω=2πf≈163.28 rad/s，隔振系統(tǒng)的剛度K=miω2≈5 332 000 N/m，隔振系統(tǒng)的靜位移λs=mi/K≈0.000 4 m=0.4 mm。

由以上系統(tǒng)參數(shù)可知，應選取剛度和阻尼比較大的隔振器。我們選用了密封型隔振器JF系列，這種隔振器體積小、重量輕、剛度大，在車內占用的有效空間少，并且安裝方便。

根據(jù)JF型隔振器產(chǎn)品系列參數(shù)，我們選用了無錫減震廠生產(chǎn)的E-220型隔振器，它的主要參數(shù)是：Z向額定負荷220 kg，Z向剛度700 000 kg/m；X向剛度150 000 kg/m；Y向剛度350 000 kg/m；固有頻率f0=26 Hz；最大靜位移λs=0.6 mm；阻尼比ξ=0.08～0.12；產(chǎn)品質量2.2 kg。

安裝E-220型隔振器后，系統(tǒng)Z向實際固有頻率：

因為f0′稍大于f0，故所選的E-220型隔振器合理，而且經(jīng)濟[9]。

根據(jù)TA-ξ曲線可查得阻尼比ξ=0.12時，TA,max=5.6，則共振時設備的最大振幅：

Amax=TA,max×λs=5.6×0.6=3.36 mm

這是系統(tǒng)結構設計中安檢設備垂直方向應留的最大振動空間。

3.3 隔振器布置[6-7,9]

根據(jù)設備的大小、高度、安裝場所的具體結構空間，隔振器有多種安裝形式。在設備底部安裝隔振器，為保持設備穩(wěn)定，支承點至少要有3個，設備的質心在垂直方向的投影應落在這3個支承點所組成的三角形內部，只有這樣，設備才可能穩(wěn)定。

實際設計時，設備安裝面一般為矩形，所以設備的支撐點為4個，支撐點處放置隔振器，隔振器數(shù)量不少于4個。各支撐點的位置應力求與設備的質心對應，這時設備的重量將平均分配在4個隔振器上。這是比較理想的情況，它使設備6個自由度的固有頻率各自獨立，不會產(chǎn)生耦合現(xiàn)象。

如圖4所示，O′為設備機柜質心，O為4個支撐點所組成四邊形的幾何中心。事實上設備內部由于各單元質點分布的不確定性，不一定能夠滿足設備機柜質心與其幾何中心重合的要求，這時各支承點隔振器所承受的負荷就會不同。

假設設備機柜總質量為G，機柜底部支承點數(shù)目n=4，如圖4所示。

圖4 隔振器非重心布置

當各支承點相對于質心對稱布置時，各支承點隔振器的負荷W=G/n；當各支承點相對于質心不對稱布置時，各支承點隔振器的負荷：

(4)

(5)

(6)

(7)

式中：L、B為減振器間距；l1、l2、b1、b2為設備質心到減振器的距離。

除非各支承點負荷相差太大，否則應盡可能選用相同的隔振器，通過支承點位置的調整或增加隔振器數(shù)量來滿足隔振器彈性支承點幾何中心與設備質心重合的要求。

4 振動沖擊實驗[1]

移動式X射線安檢系統(tǒng)比較復雜，在進行設計計算時需要進行多種簡化和假設。同時，材料的不均勻性等諸多不確定因素使得振動分析計算具有一定的誤差和不確定性。因此，對移動式X射線安檢系統(tǒng)進行振動實驗分析不僅是檢驗振動設計合理性的重要手段，而且對于了解系統(tǒng)的實際振動特性和動態(tài)參數(shù)，暴露現(xiàn)有安檢設備的設計缺陷和薄弱環(huán)節(jié)，優(yōu)化結構設計等都具有十分重要的意義。同時，移動式X射線安檢系統(tǒng)的振動實驗也是檢驗和提高系統(tǒng)可靠性的必要措施。

為此，我們進行了兩條實際路段的跑車實驗。考慮到車輛的使用范圍和用戶工作的環(huán)境，選擇了北京到密云和北京到天津兩條路線。北京到密云走國道和縣級公路為主，坡路較多，顛簸較大，主要考察車輛的整體性能和振動條件下安檢設備的穩(wěn)定性。北京到天津以走縣級路為主，時速最高為60 km/h，返京時走高速路，時速最高為110 km/h。系統(tǒng)在返程以后立即投入使用，能夠正常工作。通過兩條路線、不同車速的跑車實驗，證明所設計的移動式X射線安檢系統(tǒng)抗振性能好，達到了設計要求。

5 結束語

由于振動與沖擊可能對安檢設備帶來許多危害，從而直接影響產(chǎn)品性能的穩(wěn)定性和工作的可靠性。因此，安檢設備振動與沖擊控制的研究已成為安檢設備結構動態(tài)設計、制造、運輸和使用中的重要課題。

本文所研究的課題是根據(jù)實際項目設計的需要，針對安檢設備的振動特點，結合振動控制和理論分析，就隔振緩沖系統(tǒng)的設計方法進行了系統(tǒng)的探討，提出了系統(tǒng)總體布局、隔振器選擇的方法。另外，對隔振緩沖系統(tǒng)進行了必要的振動、沖擊實驗考核，并取得了較為滿意的結果。

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張燕鳴(1963-)，男，副研究員，主要研究方向為電子設備結構設計與理論研究。

Vibration Analysis and Vibration Isolation Design of Mobile X-ray Security Inspection System

ZHANG Yan-ming

(The1stResearchInstituteofMinistryofPublicSecurityofP.R.C.，Beijing100048,China)

Research and development of mobile X-ray security inspection system is a comprehensive engineering project, which integrates vehicle modification, vibration isolation cushion, X-ray screening and other technologies. According to the vibration impact characteristics of the vehicles, theoretical analysis and calculation of vibration isolation cushion are introduced in this paper. Proper selection of vibration isolators, calculation methods of related parameters, overall layout of X-ray screening system and vibration isolator are emphatically discussed. Road test method for the system is described in brief. Through the theoretical analysis and test of the design examples, safe use goal of the system are achieved, it proves that methods presented in this paper are rational and practical.

mobile X-ray security inspection system; vibration control; vibration isolator

2013-02-22

TB535；O328

A

1008-5300(2013)03-0008-05