裝載機減振器設計原理與計算實例
摘 要：簡述了工程機械振動噪聲的危害，傳統控制方法一減振降噪的原理及應用，簡要分析了工程車輛減振器的設計原則，同時根據減振器的設計原則給出了一個計算實例。
關鍵字：工程機械 振動 噪聲 危害
１．引言
工程機械設備的振動是一種有害現象，往往會帶來較大的一些危害：造成振動噪聲污染，破壞其它相關設備、儀表的正常工作；降低控制、監測系統的精度；振動還將損害車輛駕駛員的乘坐舒適性，惡化工作條件，降低工作效率，影響人一機系統的總體性能。
裝載機噪聲控制主要從兩方面著手：首先是降低聲源的噪聲，即采用低噪聲、低振動的發動機、冷卻風扇、變速箱、液壓泵等措施，可以從根本上降低整機噪聲。由于考慮到成本的原因，對裝載機產品本身來說，現階段不可能徹底更換動力源和傳動系統，因此，現階段降噪最主要的手段是要考慮從被動降噪入手，即通過隔振、隔聲、吸聲、密封處理，控制噪聲傳播的途徑，達到降低輻射噪聲的目的。裝載機減振器的設計和應用就是傳統的被動降噪措施，減振器的優化設計被證明是取得滿意的降噪效果的關鍵。
２．減振、隔振降噪原理
控制振動和控制噪聲一樣，首先應從振源入手，同時考慮控制振動的傳播。振動控制的途徑一般包括振動力隔離或對結構施加阻尼。振動隔離是減少從一個結構向另一個結構通過某些彈性器件的振動傳播；共振的結構能通過施加阻尼來降低，可采用動力吸振器的形式或在結構的各表面應用多層材料。歸納起來，大致有如下幾種途徑。
１）激振源、控制振源振動——就是使振級控制到最小程度，這是最徹底和有效的辦法。其主要方法是減小振源本身的不平衡力引起的對設備的激勵；
２）避免共振——共振是振動的一種特殊狀態，當振動機械的擾動激勵力的頻率與設備的固有頻率一致時，就會使設備的振動更厲害，甚至起到放大作用，這個現象稱共振；
３）減少振動響應——減振、吸振，實質上就是將振動的機械能轉化為熱能等其他形式的能量；
４）控制振動的傳遞率——隔振隔振就是在振源和振動體之間設置隔振系統或隔振裝置，以減小或隔離振動的傳遞。
隔振和減振措施是從隔離或降低聲源振動的角度考慮的，其理論基礎建立在振動的概念上，其著重點在噪聲聲源本身。
聲源的振動或撞擊直接激發固體結構振動，并以彈性波的形式在固體構件中傳播出去。這種聲波叫做結構聲（或固體聲），結構聲主要借助固體構件傳播。與聲源直接激發空氣輻射聲波的空氣聲有所不同；結構聲在傳播過程中也向周圍空氣媒質輻射空氣聲，實際上最后為人耳所知的仍是空氣聲。對于空氣聲，聲源首先向空氣輻射聲波，我們主要關心空氣中的聲場。對于結構聲，聲源首先激發產生固體構件中的聲波，我們主要關心固體構件的傳聲特性。
對于具體的機器設備——輪式裝載機來說，其噪聲包括輻射噪聲和司機室內耳旁噪聲兩部分。輻射噪聲的構成比較復雜，但主要來源于發動機排氣噪聲和冷卻風扇的運轉噪聲以及發動機振動誘發所產生的車身結構噪聲；裝載機的司機室內噪聲主要是低頻聲，它是由發動機和動力總成的振動所誘發的結構噪聲，而低頻結構噪聲主要取決于動力總成的低頻振動的隔離水平。與低頻結構噪聲相關的部件有動力總成系統、傳動系統、車身系統等，因為這是振動的主要來源，各系統的優化組合是降低噪聲的首要任務。但對于現有產品的噪聲治理，動力總成系統及司機室安裝減振墊的優化是噪聲控制的關鍵。從整個系統看：運轉部件所產生的振動從發動機、變速器、液壓油泵—后車架—駕駛室傳導性較好。通過對動力總成（發動機、變速器）減振墊和司機室減振墊的優化，可以達到降低裝載機振動噪聲的目的。因此，在動力傳動部件連接處和司機室安裝連接處采用性能優良的減振器是降低裝載機噪聲的主要手段之一。
３．減振器設計原則
常用的減振器有金屬彈簧減振器和橡膠減振器。前者特點是，性能穩定、承載力大、固有頻率低（小于５Ｈｚ）、阻尼系數小、水平剛度小、可傳遞高頻噪聲；后者阻尼系數大、利于越過共振區、對三方向均有吸收、降低高頻噪聲較好、成型簡單、加工方便、承載能力低、適用溫度－４０℃—７０℃，壽命五年左右。裝載機普遍采用的是橡膠減振器。
隔振效果可用隔振系統（即傳遞系數）η表示：
η＝＝式（１）
式中Ｎ—彈性組件傳給基礎的最大動反力
Ｆ—未隔振時傳給基礎的最大反力
λ—頻率比，λ＝
ξ—阻尼比，ξ＝
隔振系統的固有頻率ｆ用下式計算：
ｆ＝＝＝＝式（２）
式中Δｈ—隔振器受靜壓的壓縮量，靜位移Δｈ＝ｍｇ／Ｋ
Ｋ—減振器動剛度，ｋｇ／ｃｍ
減振器設計一般原則
①確定減振器剛度的原則
發動機的振動具有前后、左右、上下、橫擺、俯仰和側傾（沿Ｘ、Ｙ、ｚ方向位移及繞三軸的旋轉）等６個自由度，彈性支承布置應考慮６個自由度，在彈性支承（減振墊）布置時，主要應考慮干擾力的方向、設備的重心及彈性支承布置的幾何尺寸。當干擾力通過設備的重心，且方向為垂直時，只要將彈性支承（減振墊）布置按重心對稱布置，使彈性支承布置受力相等。當干擾力頻率大于設備與彈性支承布置組成的隔振系統的固有頻率時，設備周圍的環境就獲得了良好的隔振效果。當被支承物質量分布不均勻、彈性支承布置無法按重心對稱分布時，可以采用同一型號但剛度不同的減振墊，使離重心近的減振墊有較大的剛度，離重心遠的減振墊有較小的剛度，而使各個減振墊產生的合反力與被支承物的重心一致。
②發動機和變速器總成減振墊的穩定性也是選擇減振墊設計方案的一個重要因素，確保系統穩定的依據是系統振動模態的最小固有頻率小于某一頻率值。
③為確保減振墊有足夠的靜承載能力以滿足裝載機動力傳動系統對其使用壽命的要求，在選擇減振墊合適的剛度的同時，還必須要保證其額定靜承載能力。
４．減振器設計計算實例
以ＺＬ５０Ｇ輪式裝載機發動機和變速器總成為例，減振墊設計計算：
•確定激勵頻率
ＺＬ５０Ｇ輪式裝載機動力為直列六缸柴油機，在六缸發動機中，曲軸每轉一周，就產生三次轉矩波動。發動機怠速轉速：７００ｒ／ｍｉｎ，則其激勵頻率為ｆ＝７００３／６０＝３５（Ｈｚ）。
•確定系統固有頻率
一般來說，在工程上取７０％到９０％的隔振率是可以實現的，取減振率Ｉ＝０．８，那么振動傳遞率Ｔ＝１－Ｉ＝０．２，忽略阻尼的影響，則有：
Ｔ＝λ＝式（３）
式中λ為頻率比；ｆ為激勵頻率；ｆ為系統的固有頻率。
由式（３）可得：
λ＝＝２．４５
系統的固有頻率：ｆ＝＝１４．３Ｈｚ
由式（２）：ｆ＝
式中ｋ—減振器動剛度，ｋｇ／ｃｍ
ｍ—發動機和變速器裝置的總質量ｋｇ
ｍ＝ｍ＋ｍ＝５６５＋４６３＝１０２８ｋｇ
計算彈性支承（減振器）總的動剛度ｋ為：
ｋ＝ｍ（２πｆ）＝８２９０Ｎ／ｍｍ
相應的靜變形為Δｈ＝ｍｇ／Ｋ＝１．２ｍｍ
•確定各個減振器垂直方向動剛度Ｋ（ｉ＝１，２，３…）
首先根據各個減振器布置點相對于動力總成重心位置的坐標，以及發動機和變速器裝置的總質量，計算出各點的垂向靜載荷Ｐ（ｉ＝１，２，３…）。根據公式Δｈ＝ｐ／Ｋ，就可以確定各個減振器垂直方向的動剛度。
按這種要求布置設計減振器，就可以在裝載機上獲得滿意的減振降噪效果。
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