铁路大型养路机械司机室减振系统的研究

李 杰

（中国铁建高新装备股份有限公司，云南 昆明 650215）

0 引言

随着社会的发展，工作环境的舒适性越来越为人们所重视，机车的振动作为衡量司乘人员工作舒适性的一个重要指标[1]。 这一指标同样适用于铁路大型养路机械，铁路大型养路机械由于车辆工作性质振动问题尤为突出，开展铁路大型养路机械司机室减振研究显得尤为重要。

1 常用隔振器

铁路大型养路机械整机中主要运用到以下两种隔振形式：一种为主动隔振，又称为积极隔振，例如，在发动机、主发电机组等激振源与车体钢结构之间增加弹性支承结构，以降低自身振动向车架传递；另一种隔振形式为被动隔振，又称为消极隔振，是将主动、半主动元件引入到振动系统中，以不同的控制策略针对工作环境改变这些元件参数，实现控制系统振动特性的目的，例如，在司机室与车架之间增加弹性支承结构，以降低车架振动向司机室的传递。 司机室设计过程中，多采用被动隔振的方式达到减振目的，常用的隔振器为板式减振器和杯式减振器，如图1 所示。

图1 常用隔振器

2 隔振器压缩试验

司机室的隔振效果主要取决于悬置元件以及其参数的选取[2]，通过压缩试验平台采集试件的位移-力曲线。 橡胶板规格：25 mm×180 mm×300 mm，压缩板式减振器的橡胶板时，上下各用一块平直钢板夹住试件，以保证试件受力均匀，如图2（a）所示；压缩杯式减振器时，将试件放入加工好的套筒型工装，以保证试件中部橡胶正常剪切变形，如图2（b）所示。 由于橡胶属于非线性材料，压缩过程需缓慢进行，以保证位移-力曲线的准确性。

图2 试验过程

试验采集了板式减振器的两种橡胶板（红、棕）、杯式减振器的位移（mm）-力曲线（KN），每组试验包含三个试件。

橡胶板（红）压缩量10 mm，试验数据如下：

图3 橡胶板（红）压缩10 mm

试验结果： 三个试件位移-力曲线的变化趋势一致，同材质不同试件在相同位移下力的差异很小，即：材料属性及形状尺寸决定了该橡胶板的位移—力曲线特性。此外，在10 mm 的压缩量范围内，该种橡胶板的刚度变化不大。

橡胶板（棕）压缩量10 mm，试验数据如下：

图4 橡胶板（棕）压缩10 mm

试验结果可得： 三个试件位移-力曲线的变化趋势是一致的，同材质不同试件在相同位移下力的差异很小。此外，在10 mm 的压缩量范围内，该种橡胶板的刚度变化也不大。

杯式减振器压缩量10 mm，试验数据如图5 所示：

图5 杯式压缩10 mm

试验结果可得：三个试件位移-力曲线的变化趋势是一致的，同材质不同试件在相同位移下力的差异很小，此外，在10 mm 的压缩量范围内，该杯式减振器的刚度基本为恒定值。

对比板式减振器两种橡胶板和杯式减振器的位移-力曲线，如图6 所示：

图6 位移-力曲线对比

综合试验可得：在10 mm 压缩范围内，刚度：橡胶板（红）＞橡胶板（棕）＞杯式减振器。

3 理论分析及试验数据处理

在选用隔振器时，必须明确振动系统的主要激励频率及隔振器的适用范围。

隔振器适用范围：

式中：f 为激励频率；f0为隔振器固有频率。

当隔振系统阻尼系数D≤0.2 时 （一般橡胶具有不大的阻尼，通常不考虑），隔振器固有圆频率可写作：

式中：kd为隔振器动刚度；m 为隔振器承重质量。

又有：

式中：f 为隔振器固有频率。

联立则有：

通过试验获取的隔振器位移-力曲线可以得到隔振器的静刚度ks，而橡胶的动静刚度比是材料自身的特性，一般来说橡胶的变形量不超过橡胶受试方向厚度的20%时， 隔振器在以不超过橡胶厚度的5%的振幅和5～60 Hz 交变载荷作用下，动静刚度比的范围为1.2～1.5，本文取动静刚度比 n=1.5，则有：

根据式（4）及试验数据，求得常用隔振器载荷-固有频率曲线如图7 所示：

图7 载荷-固有频率曲线

由上图可知，在1～10 kN 的载荷范围内，随着载荷增大，隔振器的固有频率减小，且固有频率：杯式减振器＜板式减振器（棕）＜板式减振器（红）。

4 隔振器适用范围

橡胶隔振器在重载下会有较大蠕变（特别在高温时），不应受超过15%～20%（压缩）或20%～30%（剪切）的持续变形。 若司机室采用四个相对重心对称分布的隔振器进行支承，计算各隔振器在允许变形量范围内（压缩容许变形取15%，剪切容许变形取20%）的载荷区间（司机室重量下限取1 600 kg）及对应的固有频率，如表1 所示。

*表示：杯式减振器压缩到极限位置时，压缩量为10 mm，而非20%的剪切允许变形量。

表1 隔振器变形量及固有频率

上表2 中适用频率下限为适用的最小激励频率，即当激励频率≥适用频率下限时，所选隔振器可起到良好的隔振效果。 板式减振器（红）相比板式减振器（棕）可以承受更大的载荷，但当载荷均在两者的允许范围内时，板式减振器（棕）可以达到更低的固有频率，即隔振效果更佳。 杯式减振器适用于相对更低的激励频率。 隔振器具体选用时，可参照表2 及图7。

选用隔振器时，先确定主要振动激励源的激励频率，再根据司机室重量选择合适的隔振器。 例如，主要激励频率为发动机转频，频率为30Hz，司机室重量为1 600 kg，选用四个隔振器，则单个隔振器载荷为400kg，根据图7 可得，在400 kg 载荷下，杯式减振器固有频率为9.8 Hz，板式减振器（棕）为13.1 Hz，板式减振器（红）为14.9 Hz，对应的适用频率下限分别为24.5 Hz、32.8 Hz、37.3 Hz，激励频率大于杯式减振器适用频率下限，但小于板式减振器（棕）、板式减振器（红）适用频率下限，故应选用杯式减振器作为司机室隔振器，以起到良好的隔振效果。

一般情况下，车轮转频在10 Hz 以内，轨面激励频率则更低（2 Hz 以内），故常用隔振器对于轮轨激励来说是起不到有效隔振作用的， 甚至还会将振动放大。 此外，当激励频率很低时，隔振系统固有频率必须足够低，这意味着弹性元件的刚度要很小，但刚度很小的隔振系统往往会在一定载荷下产生弹性元件失稳现象，或因超过弹性极限而失去隔振意义，因此，在这种情况下，应通过转向架（金属弹簧可以达到更低的固有频率）隔离低频振动。 若主要激励频率为低频，建议司机室直接与车架焊接或刚性连接，以避免隔振器起到副作用。

表2 隔振器适用频率范围

5 结语

通过压缩试验获取了特定隔振器的力学参数，并运用理论分析的方法， 确定了隔振器的适用范围，为隔振器选型提供依据。 同时，给出了司机室隔振器的选型方法，为司机室减振设计提供理论依据。