掃地機專用風機減震的仿真與測試研究

于曉娟 鄭磊 張東旭 王磊

摘要：以掃地機專用風機振動特性為研究對象，運用力學模型簡化模擬計算和軟件仿真，對掃地機專用風機的振動系統和模型進行數值計算，獲得掃地機振動特性。通過計算與仿真結果確定了風機減震墊剛度；讓風機電機的工作轉速避開了結構共振點；預估了結構的振幅，并與實驗結果進行了應證。

關鍵詞：力學；掃地機專用風機；模擬計算；軟件仿真；振動特性

中圖分類號：U468? 收稿日期：2023-06-28

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.08.018

1 前言

純電動掃地機作為城市非機動車道、巷道、商業廣場、公園、旅游景區、觀光帶等場所的清掃機械，是實現環衛機械化作業的關鍵設備[1]。其中，清掃的清潔度主要取決于風機的性能。風機的工作轉速高達3 000 r/min以上，減震墊的合理設計，可以有效地降低噪音，提升風機可靠性[2]。

當一個振動系統不是一個剛體或者支點不是固定支點時，需要采用有限元法、邊界元法、解析方法等復雜的計算方法。在實際工程中，通常會先采用簡單的計算方法，假定整個減震系統是無阻尼單自由度系統（圖1），估算系統的固有頻率，然后再根據估算結果選擇有限元法進行更加精確的計算[3]。本文采用設計計算→軟件仿真→裝機實驗→調試定型的技術路線，對整個產品開發過程進行解析。

2 設計計算

在隔振系統效果評價中，常用振動隔離系數T來表征隔振系統的隔振效果。傳遞系數T值越小，相同激勵條件下通過隔振系統傳遞過去的力就越小，隔振效果也就越好[4]。隔振設計的目的就是選擇并設計合適的隔振參數，使得T值較小[5]。圖2所示為振動傳遞系數T與λ=ω/ω0、ζ的關系曲線（ζ為相對阻尼系數，也稱阻尼比，是阻尼系數與臨界阻尼系數的比，是一個量綱一變量）。

從圖1可以看出，T與頻率比λ=ω/ω0呈非線性關系。隨著λ的增大，T先急劇增大，在λ=l時達到最大值，此時體系產生共振，造成風機基礎部位強烈振動，從而致使風機不能正常工作和減震墊疲勞損壞；其后T減小，且不同ζ值的曲線均交于λ=[2]處。當λ≤[2]時，T≥1，減震墊不能起減震作用；當λ＞[2]時，T＜l，減震墊發揮減震作用；且ζ越小、λ越大，T減小的幅度越大，減震效果越好。可見，選擇減震墊時，應選用低阻尼橡膠材料。由于風機的重量和工作轉速是確定的，因此一般通過調整減震墊的?n控制T。但T不能過小，否則減震墊的?n過低，相應的減震墊的K過小，要達到相同的減震效果，減震墊的體積過大；根據試驗結果，T一般取0.4～0.1之間。計算公式如下：

風機的振動傳至基礎部位（機殼）會引發系統振動和噪聲。在風機與基礎部位之間安裝橡膠減震墊，可減少振動的傳遞。本案例的風機減震墊安裝在風機的4個底腳，按風機+驅動電機的重心呈對稱分布。在風機振動的激勵下，減震墊產生相應的固有頻率振動。固有頻率的計算公式如下：

式中，?n減震墊的固有頻率，Hz；K減震墊的動剛度，N/mm；m為支撐墊以上的質量，kg。

本案例掃地機未用風機通過4個減震墊與車廂連接，掃地機和風機模型分別如圖3、圖4所示。設定電機的工作轉速為3 000 r/min，則激勵頻率為50 Hz；取ζ=0.2，當T=0.125，根據式（1）計算λ=4.001；已知風機+驅動電機重力為864.46 N，電機的工作轉速為3 000 r/min，則激勵頻率為50 Hz；取ζ=0.2，當T=0.125，計算ω/ω0=4.001，則系統固有頻率為12.5 Hz；根據式（2）計算4個減震墊的總剛度為544 N/mm;根據減震墊與重心的位置關系，前后支點分別選擇剛度系數為197.9 N/mm和74.1 N/mm的圓柱形橡膠減震墊。

3 Ansys軟件仿真

模態是機械結構的固有振動特性，每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。Ansys軟件的模態分析功能，通過分析結構的振動特性，確定結構的多階固有頻率和振型。它也是諧響應分析、瞬態動力學分析以及譜分析等其他動力學分析的基礎[6]。通過對風機結構進行模態分析，得到各階自振頻率；再利用諧響應分析，察看關鍵部位振動的幅值[7]。

分析的主要目標：a.風機工作頻率避開風機旋轉激勵方向一致振型的固有頻率；b.在電機的不平衡轉矩的激勵下，評估電機安裝板振動響應下的最大變形量[8]。

幾何模型導入ANSYS Workbench軟件及網格劃分可以參考工具書，不再贅述。提示兩個關鍵點：a.風機電機模型結構復雜，網格數量大，占用大量的計算資源，可用“點質量”代替電機（見圖5），簡化結構；b.4個減震墊安裝處的接觸關系，選擇為“幾何體-地面”的彈簧約束（見圖6），剛度系數為該處減震墊的剛度系數。

通過軟件計算，得到系統的一階頻率為10.33 Hz，自由度方向為重力方向（圖7），與上文簡化方法計算的12.5 Hz相差約17.4%，可以驗證方法是可行的。

系統的二階頻率為30.897 Hz，自由度方向為電機的旋轉方向（見圖8），對應的轉速是1 854 r/min，即電機的工作轉速要避開此轉速，避免產生共振。

其他階頻率不再展開，本設計主要考慮的兩個振動方向是重力方向和電機的旋轉方向。

在電機安裝軸上加載風機葉輪的轉矩，采用諧波響應模塊對電機安裝板的振幅進行仿真（見圖9），可以看到，在31 Hz左右（二階頻率點）時的振幅最大，為20 mm。

4 裝機測試

采用東華測試的DH3822便攜式動態信號測試分析系統（圖10），對風機的驅動電機安裝板振動情況進行測試。在電機1 800 r/min時，通過加速度傳感器+多通道信號分析系統（圖11）測試，圖12位置的振幅為30 mm左右（圖9仿真結果為20 mm左右），產生了較大的共振和噪聲；測試結果和仿真結果相近。原風機設定的工作檔位是1 400 r/min（快速保潔）、1 800 r/min（經濟模式）、2 400 r/min（標準模式）、3 000 r/min（強力模式），由于共振的原因，直接取消了經濟模式這一檔。

5 結語

本文通過仿真設計和手工計算相互驗證，確定了風機減震墊剛度；通過有限元模態分析，讓風機電機的工作轉速避開了結構共振點；通過諧波響應分析，預估了結構的振幅，并與實驗結果相應證。采用手工計算、仿真設計、實驗驗證相結合的方法，可以大大提高工程設計的準確率。本案例的研究結論可為廣大工程技術人員進行高速旋轉機械的減震設計提供有價值的參考。

參考文獻：

[1]朱世開.掃地機吸送式稀相氣力輸送系統的計算[J].中國新技術新產品，2022（24）：72-74.

[2]韓雪松，李錫慶，陸美文.路面自適應掃地機盤刷觸地壓力調整裝置的研制[J].裝備制造技術，2021（12）：35-38.

[3]李靜，楊宏斌，任繼華，等.智能掃地機滾刷齒輪箱的振動特性仿真分析及試驗研究[J].機械傳動，2021，45（8）：124-129.

[4]倪奕金，張麗.掃路車氣力輸送系統設計[J].專用汽車，2009（8）：50-52.

[5]Abubakkar A， Achuthan R， Yeasigan S K， et al. Design and fabrication of mobile app-controlled floor sweeper[J]. Materials Today： Proceedings， 2022， 55： 365-369.

[6]許煌，袁練，尹志斌，等.基于液壓式傳動技術和單片機的垃圾自動清掃機設計[J].內燃機與配件，2019（12）：284-286.

[7]廖菁波，張瀟丹，耿亞囡，等.智能掃地機控制系統的設計[J].內蒙古科技與經濟，2019（8）：84+140.

[8]竇玉欣，李彩霞，徐從曉，等.駕駛式掃地機的設計[J].河北農機，2018（9）：57-58.

作者簡介：

于曉娟，女，1974年生，工程師，研究方向為智能環衛裝備。