防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī)減振器設(shè)計(jì)及試驗(yàn)分析

張建廣，馮家鵬，韓斌慧

1西安航空職業(yè)技術(shù)學(xué)院 陜西西安 710089

2中國(guó)煤炭科工集團(tuán)太原研究院 山西太原 030006

隨著煤礦“四化”工作的推進(jìn)，以防爆柴油機(jī)為動(dòng)力的無軌膠輪運(yùn)輸設(shè)備得到了廣泛應(yīng)用。由于井下運(yùn)輸巷道路面坑洼不平，行駛工況惡劣，加之發(fā)動(dòng)機(jī)工作激勵(lì)，膠輪車車身所受沖擊載荷復(fù)雜，嚴(yán)重影響了車載設(shè)備的可靠性和司機(jī)駕駛的舒適性甚至身體健康[1-3]。目前設(shè)計(jì)中通過使用油氣懸掛裝置和普通橡膠減振器分別緩沖隔離路面和發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)車身的影響，從而提升設(shè)備的性能和壽命[4-6]。

20 世紀(jì) 20 年代汽車技術(shù)發(fā)展初期，不同結(jié)構(gòu)形式的橡膠元件就被用來聯(lián)接發(fā)動(dòng)機(jī)與車架，以提高乘坐舒適性[7]。井下車輛大多使用單層墊式結(jié)構(gòu)的普通橡膠減振器，以實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)與車架在豎直方向的柔性聯(lián)接，但難以快速、有效地消耗發(fā)動(dòng)機(jī)其他方向自激振動(dòng)的能量，加之疊加路面沖擊產(chǎn)生的振動(dòng)能，使得車架難以避免地產(chǎn)生較大的振動(dòng)和噪聲。此外，油液等腐蝕介質(zhì)造成橡膠老化失效[4]，不僅制約了整車性能的發(fā)揮，也極易影響采掘工作的進(jìn)度，造成經(jīng)濟(jì)損失，影響“四化”推廣效果。因此研發(fā)高效的發(fā)動(dòng)機(jī)減振器，得到了設(shè)備研究、生產(chǎn)和使用單位的廣泛關(guān)注。中北大學(xué)的薛春霞等人對(duì)金屬橡膠減振結(jié)構(gòu)建立了非線性動(dòng)力學(xué)模型，探討其可行性[8]；西南交通大學(xué)的楊峰則對(duì)螺旋彈簧減振建立了分析模型[9]；石家莊鐵道學(xué)院的鄭明軍等人對(duì)空氣彈簧結(jié)構(gòu)進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試[10]；北京科技大學(xué)的張偉等人根據(jù)礦用自卸車參數(shù)設(shè)計(jì)了一種橡膠減振墊，并進(jìn)行了仿真分析[11]；湖北理工學(xué)院的焦仁強(qiáng)等人對(duì)液阻懸置系統(tǒng)應(yīng)用于振動(dòng)壓路機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)的減振進(jìn)行了研究[12]。這些研究大都集中于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的緩沖模型理論和仿真分析，新型產(chǎn)品應(yīng)用于工程實(shí)踐的案例較少。

1 新型減振器力學(xué)與數(shù)學(xué)模型分析

為解決車架振動(dòng)問題，筆者針對(duì) WC5E 型無軌膠輪車設(shè)計(jì)了一種新型發(fā)動(dòng)機(jī)減振器。原先車載防爆柴油機(jī)通過 4 個(gè)單向橡膠減振墊連接在車架前部，如圖1(a)所示。單向橡膠減振墊通過硫化粘接的上下 2塊鋼板分別與發(fā)動(dòng)機(jī)底座和車架螺栓連接，在垂直方向的減振效果尚可，但在坑洼不平地面、頻繁加減速等工況下形成的水平、側(cè)向振動(dòng)載荷下，易形成剪切破壞，進(jìn)而影響車輛使用性能及壽命。此外，綜合因素形成的振動(dòng)和噪聲較大，造成駕駛員不適，也不符合職業(yè)健康安全要求。綜合考慮膠輪車發(fā)動(dòng)機(jī)外形尺寸、質(zhì)量、受力情況以及安裝空間等因素，考慮將單向減振優(yōu)化為3 向空間減振，共6 個(gè)自由度，從而達(dá)到全方位減振。新型減振力學(xué)模型如圖1(b)所示，在發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心建立坐標(biāo)系，其中x向?yàn)樾旭偡较?，y向和z向分別為車輛寬度和高度方向(即垂直方向)。在車架前部的發(fā)動(dòng)機(jī)底部水平布置4 個(gè)減振點(diǎn)，位于發(fā)動(dòng)機(jī)4 個(gè)角，新型減振器布置于減振點(diǎn)上。并作如下假設(shè)：①發(fā)動(dòng)機(jī)與車架變形相對(duì)減振器變形較小，可忽略不計(jì)，視其為剛體，只考慮減振器變形；②發(fā)動(dòng)機(jī)及車體按對(duì)稱方案設(shè)計(jì)，認(rèn)為外部載荷均勻分布于 4 個(gè)減振點(diǎn)；③各減振點(diǎn)采用相同新型減振器，剛度、阻尼參數(shù)一致。

圖1 膠輪車發(fā)動(dòng)機(jī)減振模型Fig.1 Vibration isolation model of engine of rubber-wheeled vehicle

對(duì)于具有較復(fù)雜振動(dòng)情況的3 向6 自由度發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)，可采用 Lagrange 方程建立其運(yùn)動(dòng)方程，得到新型減振系統(tǒng)減振的數(shù)學(xué)模型：

式中：t為時(shí)間；qi為廣義坐標(biāo)，其中i=1，2，…，6，分別表示x、y、z方向的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)；T為系統(tǒng)的動(dòng)能函數(shù)；D為系統(tǒng)的散逸函數(shù)；U為系統(tǒng)只與坐標(biāo)相關(guān)的勢(shì)能函數(shù)；Fi為沿廣義坐標(biāo)qi方向作用的激勵(lì)力。

分別求解系統(tǒng)動(dòng)能、散逸和勢(shì)能函數(shù)后，由Lagrange 方程可得到發(fā)動(dòng)機(jī)新型減振系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程：

式中：M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；C為系統(tǒng)阻尼矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣；q為系統(tǒng)位移向量，F(xiàn)(t)為激振力向量，其中M、C、K為 6×6 矩陣，q、F(t)相關(guān)參數(shù)為 6×1 矩陣。該二階常微分方程結(jié)合初始條件及其外激勵(lì)，既可以求得系統(tǒng)固有振型，也可以轉(zhuǎn)化到模態(tài)坐標(biāo)，得到系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)[12]。但解析法求解困難，工程上通常采用數(shù)值法解算校核。

2 新型減振器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

橡膠屬于超彈性、黏彈性材料，受力變形時(shí)既能像黏性材料般耗散能量，也能像彈性材料般儲(chǔ)存能量。其阻尼損耗因子較大，是理想的隔振緩沖元件。橡膠種類較多，有氯丁二烯橡膠、丁二烯橡膠、苯乙烯橡膠、天然橡膠等，性能差異較大。天然橡膠雖然耐油性、高溫特性較差，但其拉伸強(qiáng)度、回彈率、脆化溫度范圍(-55～70℃)、耐磨性、抗撕裂性能等優(yōu)勢(shì)相對(duì)突出，且具有良好的工藝成形和與金屬膠化粘接能力，綜合比較后初步選用天然橡膠作為阻尼材料，結(jié)構(gòu)確定后再依據(jù)材料性能要求進(jìn)行校驗(yàn)。

2.1 減振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

為隔離緩沖發(fā)動(dòng)機(jī) 3 個(gè)方向的振動(dòng)，阻尼材料采用圓筒式設(shè)計(jì)，同時(shí)根據(jù)受力情況，需要車身高度與寬度方向剛度大一些，最終采用內(nèi)外層鋼制缸套、中間為天然橡膠的軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，如圖2 所示。三者通過硫化工藝粘接在一起，并對(duì)兩端橡膠裸露部分進(jìn)行表面處理，避免油液污染老化。減振器徑向靜剛度大于軸向靜剛度，以保證垂直與側(cè)向均具有較好的減振效果，同時(shí)在前進(jìn)方向也可以起到一定的緩沖效果，而且前后左右對(duì)稱安裝的方式能夠起到可靠的固定作用。

圖2 新型減振器結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of ew-type vibration absorber

減振器通過圖3 方式將發(fā)動(dòng)機(jī)和車架連接在一起。連接板與銷軸為一體式設(shè)計(jì)，銷軸上安裝減振器內(nèi)圈，側(cè)面通過螺釘與發(fā)動(dòng)機(jī)相連。支撐座為剖分式結(jié)構(gòu)，支撐座蓋壓緊隔振器外圈，底部用螺栓與車架連接。4 個(gè)相同的減振器將發(fā)動(dòng)機(jī)與車架連接在一起，形成“抬轎”形態(tài)，充分發(fā)揮減振器在車身 3 個(gè)方向的振動(dòng)緩沖隔離功能。減振器在發(fā)動(dòng)機(jī)上的安裝效果如圖4 所示。

圖3 減振器模型和實(shí)物Fig.3 Model and entity of vibration absorber

圖4 減振器在發(fā)動(dòng)機(jī)上的安裝效果Fig.4 Installation effects of vibration absorber on engine of rubber-wheeled vehicle

2.2 減振器外形尺寸及工作參數(shù)確定

減振器材料與結(jié)構(gòu)形式確定后，根據(jù)實(shí)際工況確定其載荷，并完成外形尺寸設(shè)計(jì)。

WC5E 型無軌膠輪車所用直列六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的質(zhì)量為 550 kg。假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量平均分布于 4 個(gè)減振器上，工況安全系數(shù)為 5，怠速為 600 r/min，工作轉(zhuǎn)速為1 500～2 300 r/min，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)指導(dǎo)[13]可求得發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒時(shí)激振頻率fm=30 Hz。想要達(dá)到良好的減振效果[12]，減振器的固有頻率f0需要小于發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率的，即f0≤21 Hz。工作環(huán)境溫度為 -20～50 ℃，天然橡膠可以滿足使用環(huán)境要求。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)與噪聲控制理論[14-15]，進(jìn)一步設(shè)計(jì)減振系統(tǒng)的尺寸和性能參數(shù)，主要包括固有頻率f0，

式中：τ為設(shè)計(jì)系數(shù)，一般取τ=0.1。求得減振器固有頻率f0=9.0 Hz。

決定減振器效果的主要參數(shù)為剛度，包括靜剛度Kj和動(dòng)剛度Kd，其中靜剛度Kj是橡膠減振器設(shè)計(jì)的主要依據(jù)，決定了系統(tǒng)的減振效果。工程應(yīng)用中二者之間的關(guān)系如下：

式中：F為減振器z向承受的安全載荷；g為重力加速度。

據(jù)式(5)求得減振器z向動(dòng)剛度Kd=2.2×106N/m?？紤]到工作載荷沖擊較大，取式(4)中上限值2.2，代入其中可得z向靜剛度Kj=1.0×106N/m。

載荷作用下減振器z向靜變形量

式中：Fh為減振器在垂直方向的受力。

代入靜剛度Kj的值，求得減振器z向靜變形量δh=1.1 mm。

減振器靜變形量通常是減振器厚度的 0.15～0.4倍，可推導(dǎo)出減振器厚度

最后根據(jù)車架及發(fā)動(dòng)機(jī)連接空間和結(jié)構(gòu)形式，確定鋼圈內(nèi)、外徑r1、r2以及軸向長(zhǎng)度l，初步完成圖2(b)中新型減振器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

2.3 材料校驗(yàn)

天然橡膠的彈性范圍較大，剪切彈性模量G=0.5～3.0 MPa，成形后的形狀決定了其在 3 個(gè)方向的彈性系數(shù)即靜剛度Kj，前面已初步得到減振器z向靜剛度數(shù)值。靜剛度和阻尼比是橡膠減振器設(shè)計(jì)的基本參數(shù)。橡膠材料本身阻尼比幾乎恒定，而靜剛度既能保證設(shè)備在某方向的最大變形，又影響減振器的使用壽命，工程實(shí)踐中多使用經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算。本文的新型減振器靜剛度Kj采用下式設(shè)計(jì)。

綜合Kj=1.0×106N/m 以及式(8)、(9)，求得減振器所需剪切模量G=1.05 MPa，其值在 0.5～3.0 MPa 之間即可，可見天然橡膠滿足要求?；谙鹉z各向同性特性，其變形時(shí)體積幾乎保持不變，剪切方向變形為拉伸、壓縮方向的 3 倍，即泊松比為 0.5，彈性模量E≈3G=3.15 MPa。橡膠材料的彈性模量除了與元件的結(jié)構(gòu)、形狀有關(guān)外，還與自身的硬度密切相關(guān)，而硬度又是天然橡膠添加劑配比的重要依據(jù)。橡膠剪切彈性模量與硬度之間存在如下關(guān)系：

式中：HA為橡膠的邵氏硬度；G50為橡膠硬度為50HA 時(shí)的剪切彈性模量，天然橡膠的剪切彈性模量為 0.6～0.9 MPa。

取天然橡膠密度為 0.95 kg/m3，G50=0.7 MPa，則G=1.05 MPa 時(shí)對(duì)應(yīng)的橡膠邵氏硬度設(shè)計(jì)值為 60HA。

2.4 仿真分析驗(yàn)證

減振器數(shù)學(xué)模型參數(shù)多，且為非線性變形形式，難以得到解析解，可通過有限元數(shù)值法仿真計(jì)算并進(jìn)一步優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。在 ABAQUS 中按設(shè)計(jì)參數(shù)建立減振器模型，分別賦予內(nèi)外缸套金屬材料屬性，橡膠超彈性材料屬性[3]，并完成質(zhì)量、阻尼與剛度矩陣的輸入。由于外鋼圈固定于車架上，因此減振器外鋼圈設(shè)置為完全約束，限制其 3 個(gè)方向的移動(dòng)與轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，如圖5(a)所示；內(nèi)鋼圈用銷軸與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，發(fā)動(dòng)機(jī)的靜態(tài)載荷施加在內(nèi)鋼圈上，以發(fā)動(dòng)機(jī)為主的重量平均施加在 4 個(gè)減振器上，計(jì)算可得均布?jí)簭?qiáng)為0.281 7 MPa，如圖5(b)所示。

圖5 新型減振器約束及載荷設(shè)置Fig.5 Restraint and load setting of new-type vibration absorber

數(shù)值模型網(wǎng)格劃分后，求解得到減振器的變形云圖(見圖6)，即系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)。從圖6 可以看出，最大變形位于靠近內(nèi)鋼圈橡膠處，為 0.84 mm，與設(shè)計(jì)計(jì)算值相差較小，可按工作要求進(jìn)一步優(yōu)化。

圖6 新型減振器變形云圖Fig.6 Deformation contours of new-type vibration absorber

3 減振器性能試驗(yàn)

3.1 減振器性能試驗(yàn)設(shè)計(jì)

新型減振器設(shè)計(jì)制造完成后，在使用傳統(tǒng)減振器和新型減振器的 2 臺(tái)同一車型車輛上進(jìn)行 2 次比對(duì)試驗(yàn)。試驗(yàn)采用 DH5927 動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)，加速度傳感器為 DH1A301，分別布置于 2 臺(tái)車輛相同位置處，包括發(fā)動(dòng)機(jī)減振器垂直方向的左右前后以及司機(jī)座椅共 5 個(gè)位置。除了司機(jī)座椅處之外的每個(gè)位置測(cè)量上下對(duì)應(yīng) 2 個(gè)位置，上面為發(fā)動(dòng)機(jī)輸入減振器的加速度值，下面為經(jīng)過減振器隔離后車架的加速度值，共 9個(gè)測(cè)點(diǎn)。

2 次試驗(yàn)流程相同，2 臺(tái)車分別按以下 3 種不同工況進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)：A、原地怠速；B、直線行駛：1擋→2擋→3擋等時(shí)行駛；C、環(huán)形行駛：3擋→2擋→1擋等時(shí)行駛。其中B、C 工況連續(xù)循環(huán) 3 次。圖7 所示為測(cè)試系統(tǒng)與安裝傳感器的試驗(yàn)整車，采樣頻率為 1.28 kHz，測(cè)試系統(tǒng)自動(dòng)記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)。試驗(yàn)過程中測(cè)試系統(tǒng)使用獨(dú)立移動(dòng)電源供電，可以有效避免發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)電系統(tǒng)的干擾。

圖7 測(cè)試系統(tǒng)與試驗(yàn)樣車Fig.7 Testing system and testing prototype

3.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

數(shù)據(jù)采集完成后，通過軟件對(duì)數(shù)據(jù)截?cái)嗖⒎纸M，對(duì)不同工況的 3 組數(shù)據(jù)進(jìn)行初步處理，得到發(fā)動(dòng)機(jī)與車架上各測(cè)點(diǎn)的時(shí)域振動(dòng)數(shù)據(jù)，圖8 和圖9 分別為使用普通減振器和新型減振器在發(fā)動(dòng)機(jī)左前點(diǎn)上下對(duì)應(yīng)2 個(gè)位置的振動(dòng)加速度變化曲線。對(duì)比圖8、9 可知，采用新型減振器的車架振動(dòng)加速度明顯小于發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)加速度，減振效果明顯，且波峰波谷數(shù)量相對(duì)普通減振器要少，即振動(dòng)頻率降低，高頻減振效果顯著。

圖8 使用普通減振器左前點(diǎn)振動(dòng)加速度變化曲線Fig.8 Variation curve of vibration acceleration on left front point of ordinary vibration absorber

圖9 使用新型減振器左前點(diǎn)振動(dòng)加速度變化曲線Fig.9 Variation curve of vibration acceleration on left front point of new-type vibration absorber

進(jìn)一步按統(tǒng)計(jì)法分析所有數(shù)據(jù)，分別計(jì)算左前、右前、右后、左后和司機(jī)座位處最大值和均方根值，結(jié)果如表1 所列，其中減振率為發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)減去車架振動(dòng)后與發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的比值，可以方便反映出減振器的使用效果。總體來看，新型減振器減振效果明顯，平均減振率明顯大于普通型，尤其在司機(jī)座椅處垂直方向改善顯著，振動(dòng)平均降低可達(dá) 71.4%，顯著提升司機(jī)駕駛的舒適性。表1 中最大值反映了減振器的瞬時(shí)性能，可以發(fā)現(xiàn)在使用普通減振器的發(fā)動(dòng)機(jī)左前點(diǎn)和使用新型減振器的發(fā)動(dòng)機(jī)左后點(diǎn)的振動(dòng)甚至有所放大，這說明 2 種減振器對(duì)某些瞬時(shí)特殊工況沒有起到減振作用。經(jīng)過后期工業(yè)性試驗(yàn)，操作人員反映減振效果良好。

表1 各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度最大值與均方根值Tab.1 Maximum and root mean square of vibration acceleration of various testing points m/s2

4 結(jié)論

(1)為解決發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)對(duì)機(jī)載設(shè)備及司機(jī)的影響，建立了振動(dòng)模型，按隔振原理設(shè)計(jì)了新型減振器，并給出了減振器的工程設(shè)計(jì)流程與經(jīng)驗(yàn)公式。

(2)通過有限元仿真分析與整車測(cè)試對(duì)該減振器進(jìn)行了性能分析，結(jié)果表明工程計(jì)算與仿真結(jié)果相符，減振效果明顯。但在設(shè)計(jì)中沒有考慮路面沖擊與發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)間以及3 向振動(dòng)間的耦合，雖然整車路面試驗(yàn)、后期工業(yè)性試驗(yàn)效果良好，仍需要深入研究分析。

(3)針對(duì) WC5E 型膠輪車設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)減振器取得了較好效果，該設(shè)計(jì)方法也可以應(yīng)用于相關(guān)工程車輛。