某三钢轮静碾压路机驾驶室振动测试及减振研究

蔡俊杰

（上海柴油机股份有限公司，上海200438）

0 引言

振动问题不仅影响着工程机械产品使用的舒适性，同时也影响着工程机械产品零部件的使用寿命。因此，针对工程机械产品的振源分析，发动机悬置优化、驾驶室减振分析、座椅舒适性提高等诸多方向的研究也越来越有必要。此外，我国目前工程机械企业的产品无论从可靠性，还是舒适性方面，都与国外的企业存在着一定的差距，故减振研究对提升国内工程机械企业的市场竞争能力，对提高工程机械产品的舒适性、可靠性等性能方面都具有极高的实用价值。

1 车型概要和问题描述

三钢轮静碾压路机 （以下简称静碾压路机）是采用钢轮作为压路工具。在工作过程中，静碾压路机的驾驶室主要承受发动机及传动系统产生的高频振动。本案例的静碾压路机配套上柴公司4H系列发动机 （排量为4.3 L），作业中，驾驶室出现异常振动。异常振动出现在发动机1 100 r／min转速附近。

对此，基于振动测试方法及隔振理论进行分析及研究，找出原因并消除异常振动。

2 振动试验

2.1 测试设备

振动测试采用的设备见表1。

表1 测试设备

2.2 振动传递途径及测点分布

发动机的振动是通过车架传递到驾驶室的。通过在振源与隔振物体之间设置减振软垫来吸收消化来自振源的振动，从而达到减振的目的。发动机与车架之间共有4个悬置软垫，为1级减振系统；其次，在车架与驾驶室之间也设置有4个悬置软垫，为2级减振系统。无论是1级还是2级减振，均采用橡胶减振软垫。刚度作为悬置软垫的主要参数，其对减振性能影响非常大。悬置软垫刚度过小，减振效果不理想，承载能力变差；刚度过大，车架的振动会随发动机振动加剧而加剧，导致驾驶室振动增大，起不到减振效果。

图1为各级减振系统的简单建模［1］，振源为发动机本体。发动机的振动经1级减振系统后传递至车架，再经2级减振系统传递到驾驶室，经3级减振系统传递至驾驶员座椅。当然，除了发动机周期性振动外，还存在路面的随机激励［2］，但整车在工作时移动速度缓慢，路面激振频率很低，影响很小，故本文不作考虑。另外，关于整车橡胶轮胎的减振性能在本文也不做分析。根据传递路径，分别在每个传递阶段 （发动机、车架、驾驶室和座椅）各布置1个测点。

图1 振动传递简化模型及测点分布

2.3 测试方法和条件

测试工况：车速为零，发动机工况为怠速（750 r／min） 及 900 ～ 1 300 r／min。 900 ～ 1 300 r／min中每隔100 r／min测4个测点的振动，每个测点测量2次，每次时长30 s；

测试参数：振动加速度。

振动方向定义：X轴为曲轴中心线 （前后端），前端为正向；Y轴为水平横向 （左右），左边为正向；Z轴为垂直方向 （上下），上为正向。

3 试验结果及分析

3.1 试验结果

图2～4分别为4个测点在原车状态下实测的X、Y、Z三个方向上的加速度。可见，发动机至车架 （经1级减振系统）的减振效果明显，但车架至驾驶室经2级减振系统过滤后，振动加速度不减反增，特别是在发动机转速为1 100 r／min时，减振效果最差。实测数据与主观感受一致。

图2 原车状态下在X方向上的振动加速度

图3 原车状态下在Y方向上的振动加速度

图4 原车状态下在Z方向上的振动加速度

3.2 结果分析

3.2.1 频率计算

发动机点火频率计算如下：

式中：fe为发动机点火频率，Hz；n为发动机转速，r／min；i为发动机气缸数，个；a为冲程因数，4冲程发动机对应的a为2。

驾驶室固有频率计算如下：

式中：fn为驾驶室固有频率，Hz；K为减振垫总刚度，N／mm；m为驾驶室总质量，kg。

隔振率计算如下：

式中：I为隔振率，%；f为激振力频率，Hz；fn为驾驶室固有频率，Hz。

减振软垫静变形量计算如下：

式中：δ为静变形量，mm；m为驾驶室总质量，kg；g为重力加速度，m／s2；K为减振垫总刚度，N／mm。

3.2.2 数据分析

对图2、图3和图4的数据进行整理，并按式（2）计算隔振率，结果如表2所示。试验表明，经1级减振系统，即在发动机的4个悬置软垫作用下，隔振率为82%左右，属于正常范围，但2级减振系统，即驾驶室的4个悬置软垫不但没有起到减振作用，反而放大了振动加速度值，在发动机转速为 1 100 r／min时，2级减振隔振率达到-287.8%。问题出在2级减振系统上，初步判断为驾驶室模态频率与发动机1 100 r／min附近的点火频率重叠，引起了驾驶室共振。

表2 原始状态下实测2级减振的隔振率

因驾驶室的主激励，即激振力乃为发动机的点火频率，根据式 （1）计算各测试转速下的点火频率，结果如表3所示。

驾驶室总质量320 kg，2级减振系统的4个悬置软垫刚度均为4 000 N／mm，总刚度为16 000 N／mm。根据式 （2），计算得出驾驶室固有频率fn为35.58 Hz。对照表3可以看出，驾驶室固有频率与发动机在1 100 r／min左右时的点火频率一致，理论计算与实测数据相吻合。要消除异常振动，目前的最佳方案就是通过调整驾驶室悬置软垫刚度，即2级减振系统的悬置软垫总刚度K2（见图1），从而降低驾驶室整体的模态频率，避开共振区。

表3 各测试转速下的发动机点火频率

4 减振软垫优化

优化减振软垫就是调整软垫的刚度。由式（3） 可知，只有频率比λ＝f／fn＞ 2时才会有隔振效果，λ增大，隔振效果明显，但过大的话，会使减振垫很柔软，稳定性变差。当λ＞5时，振动传递率下降很慢，隔振效率的提高不明显。根据行业经验，对工程机械，建议 λ值一般为2.5～4.5，此时的隔振率为81%～95%。

发动机工作区间为750～2 000 r／min，要使得驾驶室固有频率完全避开发动机的点火频率区间，fn＞66.666 667 （2 000 r／min 时的点火频率） 或者fn＜25.000 000 （750 r／min 时的点火频率）。 车用减振均以避开低频共振为目标，故以怠速750 r／min时的激振力频率25 Hz作为目标进行计算。对应λ值为2.5～4.5的驾驶室固有频率fn的范围为5.56～10 Hz， 由式 （2） 可计算减振软垫的刚度：

经计算，最佳悬置软垫的刚度范围为387～1 255 N／mm。

根据式 （4），并结合软垫供应商给出的减振软垫最佳变形量3～4 mm，计算出满足要求的减振软垫刚度范围， 为784～1 045.3 N／mm。

综合考虑悬置软垫隔振率与静变形量的要求，选定减振软垫刚度的最佳区间为784～1 045 N／mm。根据静碾压路机制造商可供选择的悬置软垫型号，选取4个刚度为250 N／mm悬置软垫，则其总刚度为1 000 N／mm。 由式 （2） ～ （4） 计算得，如采用新悬置软垫，则减振驾驶室固有频率fn为8.925 Hz，发动机最低空载转速时的隔振率为83%，1 100 r／min时的隔振率达到94.8%，悬置软垫的静变形量为3.136 mm。

5 试验验证

采用新的悬置软垫后，再次对4个悬置测点的加速度值进行测试，并与原先4 000 N／mm刚度的悬置软垫进行对比试验。试验方法和条件与2.3节相同。试验结果显示：使用原4 000 N／mm刚度的悬置软垫，车架、驾驶室、座椅处的振动是逐级放大的；Z方向上，车架处的振动加速度幅值为1.1 m／s2， 驾驶室处的为 5.8 m／s2， 座椅处的为 7.89 m／s2；使用优化后的250 N／mm刚度的悬置软垫，车架的振动加速度幅值没有变化，驾驶室处的为0.5 m／s2， 座椅处的为0.35 m／s2， 减振效果明显。这说明理论计算得出的悬置软垫优化方案能够达到很好的效果。

6 结论

（1）经试验验证，本次的驾驶室振动异常是由于其模态频率与发动机点火频率重叠而引起的共振。

（2）在设计整车减振系统时，不能盲目地采用某一规格的悬置软垫，需要通过计算分析，选择与整车系统相匹配的悬置软垫才有可能达到理想的减振效果；并且需要通过试验来验证匹配的效果，确认理论计算与实际情况是否吻合。因为不同的车型，可能存在着多个激励频率，避免在设计时没有考虑全面而导致共振情况的发生。

（3）除了本文中所采用的调整车架的悬置软垫刚度外，合理匹配驾驶室悬置软垫的数量及布置位置，也能够起到很好的优化作用。