减振装置（共6篇）
减振装置 篇1
0前言
我国幅员辽阔, 各种自然灾害每年均有发生, 例如汶川地震、玉树地震等, 对当地的医疗基础设施造成了极大破坏[1]。灾后国家各类医疗救援队虽然能够快速抵达灾难现场, 但由于缺少高精密仪器进行辅助诊断, 仅可在手术车内实施简单的救治工作[2]。
据以往数据统计, 在地震和战场环境下, 重物坠落、墙壁倒塌和爆炸引起的头颅损伤和内脏损伤比例较大, 仅依靠现场配备的仪器很难进行快速诊断。而这些损伤如不能及时对症治疗, 极易造成伤者死亡[3,4]。目前CT机是颅内出血和脏器损伤的主要诊断工具, 也是院内急救的标准检查设备[5]。然而CT机属于高端精密设备, 其使用环境要求苛刻[6,7]。CT方舱运输过程中因恶劣路面产生的冲击会导致CT机很难在野外环境下使用。
本文通过研究CT机承受振动和冲击的极限参数, 采用适当减振设计, 将野外运输的冲击力降至CT机可承受范围内, 进而使CT机在野外急救环境中工作成为可能。
1 运输状态下的振动分析
CT方舱设计的目标环境为灾难现场和战争环境。将CT机利用陕汽SX2190P底盘运输到使用现场, 由于道路条件的复杂性, CT机将不可避免地会受各种振动、冲击等机械因素的影响, 危害主要有以下几种[8]:
(1) 设备发生共振现象, 振动加速度超过设备极限时会导致设备损坏。
(2) 路面冲击所产生的冲击力超过设备的强度极限时会导致设备破坏。
(3) 持续的振动还可能造成紧固装置松脱, 引起零件变形或使螺钉和螺母松动甚至脱落, 导致设备发生故障。
基于以上原因, 必须对CT方舱中的CT机做适当的减振处理, 方可使其安全、稳定地应用于野外恶劣环境。
1.1 CT机各部分抗振性能分析
CT机属于X射线类成像设备, 它根据不同组织对X射线的衰减率不同的原理, 利用计算机及重建算法, 重建出人体组织的断层图像[9]。CT方舱选用GE公司生产的Brivo 325型双排螺旋CT机, 包括机架、扫描床和控制台等组成部分[10,11]。
扫描床为钢架式固定结构, 床板可做水平移动, 整体抗振性较好, 无需额外的减振措施。控制台由工业级工作站和控制键盘构成, 仅需对工作台底脚加装减振橡胶垫, 即可满足运输条件。
CT机架是产生穿透人体的X射线并进行图像采集的结构, 对振动、冲击和温湿度较敏感, 是减振系统设计的重点。CT机架由静止部分和旋转部分组成, 结构见图1。
注:1:高压发生器;2:机架电源;3:球管;4:探测器;5:机架底座
静止部分包括CT机架底座、机架电源和控制组件, 主要功能是为CT旋转部分提供物理支撑和供电电源, 控制X射线的发生并接收采集的图像数据。旋转部分包括球管、探测器、高压发生器以及控制组件, 总重量约为300 kg, 利用环形轴承固定于机座支撑臂上。旋转部分在采集数据时会高速旋转, 最高转速为1周/s, 为避免高速旋转产生的偏心力, 可利用配重块进行精确配重, 从而使偏心力<30 kg。
根据GE公司提供的技术资料, Brivo 325在运输条件下所能承受的振动与冲击的极限值, 见表1。功率谱密度曲线, 见图2。
注:X, 方舱横向;Y, 垂直于地面方向;Z, 方舱前进方由
由CT机架结构及相关振动、冲击数据可知, CT机架旋转部分的重量较大, 且仅靠环形轴承形成支撑, 因此对振动和冲击最为敏感。如果振动或冲击的幅度过大, 造成轴承变形或损坏, 将直接导致CT机无法正常工作。
1.2 运输路况的振动条件分析
在野外救援环境下, 道路多数处于破坏状态, 因此路面情况极其复杂, 基本以砂石路面为主, 同时还包括搓板路、扭曲路、鱼鳞坑路和中鹅卵石等路。为研究CT方舱运输时所需的减振措施, 以现有车辆在标准车辆试验场进行跑车试验, 根据车辆运输试验测得的试验数据, 估算出方舱内部随机振动条件, 见表2和图3。
由表2和图3可知, CT机架如果与方舱舱体刚性连接, 在运输条件下所承受的外界振动和冲击力必然会超过其极限值, 从而导致设备损伤, 因此必须采取相应的减振措施。
2 减振支架的设计
通过以上分析可知, CT方舱野外运输时, 必须对CT机架进行减振处理, 从而确保在恶劣路况下因运输产生的振动和冲击力不会超过CT机架所能承受的极限值。
为了保证CT机架的支撑强度, 在方舱内部为CT机架设计一套减振支架, 将CT机架固定于减振支架上。支架采用6只减振器, 即减振支架底部安装4只减振器、后部安装2只减振器, 以满足不同方向的减振要求。根据GE公司提供的数据, Brivo 325型CT机的机架重量约为948 kg, 同时考虑到减振器安装所需减振支架的额外重量, 金属减振器承载重量约为1080 kg。
2.1 金属减振器的选择
由于CT方舱中CT机架和减振支架的重量均由减振支架底部安装的4只金属减振器承载, 安装于后部的2只减振器不起垂直方向的承载作用, 因此底部安装的每只金属减振器承载重量约为270 kg。利用Matlab软件, 根据CT机架对振动和冲击的极限要求, 计算金属减振器在随机振动试验条件下的减振特性。经多次仿真试验, 最终选用JZZ7812-1型金属减振器, 基本结构见图4。
该金属减振器是一种全金属减振构件, 主要的减振元件为金属橡胶材料。金属橡胶材料以金属丝为原材料, 不含任何普通橡胶, 是一种均质的弹性多孔物质, 由金属丝经过螺旋成型拉长, 相互缠绕模压而成;其内部结构是螺旋状金属丝之间的相互嵌合、勾联而形成的类似于橡胶分子结构的空间网状结构, 在受力变形时由金属丝的相对位移产生摩擦, 使一部分振动能量转变为热能逸散, 具有阻尼效果。
该金属减振器单个承载范围为220~310 kg, 4只减振器整体承载重量为880~1240 kg, 可满足CT机整体承载重量的要求。根据以往试验和理论计算经验, 金属减振器的性能参数可设定为:fz (减振器轴向谐振频率) =3~4 Hz, fr (减振器横向谐振频率) =0.7 Hz, 峰值处的放大倍数Q≤10。
2.2 减振支架的结构
为了便于减振器与CT机架进行刚性连接, 发挥减振和支撑作用, 设计了以矩形钢管焊接而成的L型减振支架, 6只金属减振器分别固定于减振支架的底部和后部, 结构见图5。
该减振支架的主要设计思路有以下几点:
(1) 减振支架底部由4个减振器提供支撑, 可调节其相对位置, 使CT机架的重心位于4个减振器的几何中心, 即4个减振器均处于最佳受力状态。
(2) 实现CT机架运输状态和工作状态的转换。运输状态时, CT机架和减振支架完全由减振器承载, 4个水平调节螺杆旋起, 处于不受力状态;工作状态时, 水平调节螺杆旋落并刚性连接于方舱底板, 处于受力状态, 将CT机架和减振支架整体抬起, 减振器处于半负载或无负载状态, 同时可以调节各个调节螺杆的起落以保持CT机架处于水平状态, 满足CT设备的安装要求。
(3) 减振支架与方舱后壁之间形成三角架以加强刚度, 三角架顶端与后壁之间配以减振器辅助支撑, 提高系统横向减振效果, 同时可以防止紧急加速或刹车所造成的设备横向的大位移振动。
3 试验验证
CT机减振装置设计完成后, 对CT方舱进行了总装, 并根据标准车辆试验场采集的路谱, 在车辆振动台上进行了振动试验。减振支架的减振性能, 见表3。
由上述结果可以看出, 在对CT机架采取减振措施后, 设备在振动中所承受的最大冲击值远小于车体的最大冲击值 (58.8 N/kg) , 且小于设备所能承受的极限冲击值, 从而避免因运输过程中的强烈冲击导致设备损坏。
4 结论
CT机减振装置由金属阻尼减振器、减振支架和平衡调节装置构成, 可确保CT机在运输状态下能够承受剧烈冲击, 在野外展开状态下能够满足安装要求。该装置的成功研制使CT机等高尖端精密设备应用于野战急救环境成为可能, 可大大提升野外急救装备的配置水平。
参考文献
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设计减振装置消除车削振动及噪声 篇2
在金属切削加工过程中, 机床本身的调节环节把外界固定能源的能量转变为振动的交变力, 从而引起持续的周期性振动, 这种振动为自激振动, 又称为切削振动。切削振动是加工过程中刀具和工件之间产生的强烈自激机械振动, 如果不加以控制, 将会导致工件加工表面粗糙, 刀具寿命降低并产生噪声, 严重时使加工过程无法进行。
1 存在的问题
图1是我们众多民品生产中的一个零件。
该零件热处理后再进行后续的机械加工。其中有一道加工工序是将其外圆φ127 mm加工到φ111 mm, 总加工长度为340 mm, 如图2所示。
根据车间现有的加工设备, 此道车削加工工序被安排到仿形车床CE7120上进行。
该零件材料为50Si Mn VB, 一端的内部是很深的盲孔, 另外一端的内部也是盲孔。该零件毛坯经热处理后硬度值为38~42HRC, 属于较硬材质。加工之前零件的单边壁厚为16 mm, 此道工序加工后, 零件的单边壁厚为8mm, 由于零件的单边壁厚变得越来越薄, 从而产生了车削振动, 并伴随着非常刺耳的噪声。
2 分析及解决问题
虽然我们选择了合适的刀具材料和刀具参数, 同时将主轴转速、进给量和背吃刀量等切削参数选择在切削加工稳定区域内, 在一定程度上减小了切削振动, 但是还有切削振动产生, 并伴随噪声。
工件系统往往是产生自激振动的薄弱环节, 通过合理的装夹方式, 适当增加辅助支承, 可大大提高工件系统的刚度。
使用摩擦吸振也是一种最直接的抑制机床振动的方法。可把主振系统的振动能量转化为附加吸振系统的运动能量, 从而抑制主振部件的振动。
分析该零件的特殊结构, 零件的壁厚在切削过程中变得越来越薄, 零件本身的刚性减弱, 如果增加一个辅助支承, 则零件的刚性就会提高, 同时辅助支承与零件接触并摩擦, 这种摩擦吸振把主振系统的振动能量转化为附加吸振系统的运动能量, 从而可抑制主振部件的振动。为此设计了一种减振装置, 如图3所示。
1.底座2.顶轮3.气缸
1.减压阀2.手动阀3.调速阀4.气缸
图3中底座安装在仿形车床CE7120的床身下导轨上, 气缸及顶轮部分通过中间的安装板固定在底座上。气缸的顶出力通过减压阀可以调整, 顶轮的移动速度可以通过调速阀调节。气动原理图见图4。
在减振装置图3中使用气缸可使顶轮上下移动, 不影响操作者上下料。气缸的顶出力可以调节, 不容易引发附加力, 不会造成工件变形。当顶轮与工件外圆接触时, 顶轮与工件之间产生摩擦, 把主振系统的振动能量转化为附加吸振系统的运动能量, 从而抑制主振部件的振动, 大大降低了噪声, 改善了生产环境。
3 经济效益
该套减振装置的使用, 有效抑制了切削振动, 提高了刀具的使用寿命和产品质量。由于切削振动, 原来使用的刀具一个切削刃只能加工2~3件工件。安装减振装置后, 切削振动大大减小, 刀具的一个切削刃可以加工5~6件工件, 提高了刀具的使用寿命。
未使用减振装置之前, 操作者必须带上耳塞;使用减振装置后噪声大幅度降低, 改善了生产现场环境, 有利于操作者的身体健康。
4 结语
该套减振装置在设计时就已考虑其通用性, 安装和维修也很方便, 制造成本低, 可以推广用于其它类似零件的加工过程中, 对于薄壁零件在加工时产生切削振动, 可以考虑增加该装置以减小切削振动, 提高刀具的使用寿命, 提高加工质量, 它将具有广泛的使用前景。
参考文献
[1]袁哲俊, 刘华明.刀具设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1999.
血液运输减振装置设计与试验研究 篇3
通过公路运输血液, 是战争、自然灾害、突发事件等医疗救援中血液运输保障的主要方式[1]。血液运输车辆在不同路面行驶时产生的振动会对运载的血液造成一定损伤[2,3]。国内公路路面条件差异较大, 尤其在野战条件下路况更为复杂, 因此公路运输后的血液质量备受关注。
目前, 国内一些学者在血液运输后质量的影响方面已进行了一些研究。研究发现[4,5,6,7,8]:运输过程中影响袋装全血和悬浮红细胞的因素很多。其中, 振动暴露时间和振动强度成为最主要的2个影响因素, 直接影响血液的各项生理指标及保存时间。
因此, 本文旨在设计一种适用于血液公路运输的减振装置, 并通过各种路况和车速条件下的行驶振动试验进行检验。
1 血液减振装置的设计
1.1 减振原理
金属丝网减振器是采用不锈钢金属丝网块作为弹性元件的一种新型减振器, 其主要工作原理是利用网块在负载作用下丝网间滑移所产生的干摩擦阻尼, 大量吸收和耗散系统能量, 以达到减振目的[9]。金属丝网减振器具有静位移大、阻尼比高、固有频率低等特点, 特别是其耐高低温、防盐雾、防霉菌, 环境适应能力强[10,11], 用于血库内血架减振时, 可满足血库内部的低温、冲洗和消毒等环境条件要求。因此, 本研究选用金属丝网减振器作为设计血液减振装置的最主要手段。
1.2 结构设计
本文设计的金属丝网减振器采用线性弹簧与金属丝网组合而成 (如图1所示) , 通过在减振器上壳体的上、下部分填充金属丝网块, 来起到减振和限位功能。当减振器受到外界激励而产生振动时, 金属丝网发生形变, 导致丝网块内的金属丝之间相互摩擦, 从而起到阻尼的作用。
1.减振器下部壳体;2.减振器上部壳体;3.上部金属丝网;4.垫片;5.弹簧;6.下部金属丝网
血液在运输过程中所受到的振动, 主要是由路面不平引起的运载车辆自身的振动, 经血库底板、血架传递到所装载的血液。因此, 本研究采取在运血车血架底板安装4个全金属复合阻尼减振器, 以降低从血库底板传递到血架的振动, 如图2所示。
2 行驶试验
2.1 试验设计
当血液运输处于振动环境中, 在一定的振动时间内, 振动强度直接影响血液运输后的质量。因此, 选用能反映振动强度的加速度均方根值来计算减振效率。计算公式为:
式中:ψx为激励信号的加速度均方根值;ψy为响应信号的加速度均方根值。
试验时, 分别在血库底板和血架上放置垂向加速度传感器。以血库底板传感器采集的振动信号作为激励信号, 以血架传感器采集的振动信号作为响应信号。
对血液运输后质量影响较大的振动频率范围主要为低、中频段[12,13], 因此, 试验分析频率范围为0~50 Hz。
为模拟血液运输时的状态, 试验时, 采用等质量的袋装生理盐水作为血液的模拟负载。试验道路包括沥青路、土路和起伏路。沥青路试验车速包括30 km/h和60 km/h, 土路试验车速为30 km/h, 起伏路试验车速为15 km/h。
2.2 试验结果分析
经试验, 各试验路况下振动信号的加速度均方根值计算结果见表1。分析可知:随着路况变差, 血库底板的振动强度增大;在同样路况下, 随着试验车速的增加, 血库底板的振动强度增大。通过在血架与血库底板间加装4个全金属复合阻尼减振器, 可以起到较好的减振效果, 使血库底板传递到血架的振动衰减27.8%~30.7%, 如图3所示。
在土路以车速30 km/h行驶时, 血库底板和血架振动信号的功率谱密度如图4所示, 血库底板在3、9和13 Hz的峰值得到明显抑制;血库底板到血架的振动信号传递函数幅值在0.3~0.8之间, 如图5所示, 减振效率达到了29.7%。
在起伏路以车速15 km/h行驶时, 血库底板和血架振动信号的功率谱密度如图6所示, 血库底板在2.5、8和11 Hz的峰值得到明显抑制;血库底板到血架的振动信号传递函数幅值在0.3~0.76之间, 如图7所示, 减振效率达到了28.4%。
3 结论
(1) 对于改装后的运血车而言, 通过在血架与血库底板间加装4个全金属复合阻尼减振器, 起到了较好的减振效果, 使血库底板传递到血架的振动衰减了27.8%~30.7%。
(2) 从振动的功率谱密度可以看出, 全金属复合阻尼减振器能明显降低血库底板的振动强度, 有效抑制了中、低频段的振动峰值。
减振装置 篇4
随着汽车技术的高速发展,市场对汽车的质量和可靠性要求日益提高。降低汽车振动和噪声是提高汽车产品质量的重要手段,可有效提高汽车工作的平顺性,延长产品使用寿命。同时,随着汽车保有量的大幅增加,汽车噪声污染日益严重,汽车噪声控制对于环境保护具有重要意义。随着我公司的发展和壮大,重型车市场2007年市场占有率已经达到90%,公司几十种系列的变速器为国内所有重型汽车企业配套。尽管公司已经取得了长足的进步,但我们的产品还有许多问题需要进一步完善。从服务科的售后报告和顾客的反应中我们发现:在这些问题中,关于换档杆振动幅度过大和由此引起的汽车噪音的问题是一类反映较多的问题。由于换档杆的振动和刚性冲击噪音,会对驾驶员的操作造成一定的负面影响。为了使这一状况得到改善,使我们的产品能够更好的适应用户操作,我们设计了一种全新的隔音减振装置总成。
1、原理分析
机械式传动系通常由具有起步功能的离合器装置、改变发动机转速、转距及方向的变速器装置、将扭矩传给夹角可变且允许传动轴伸缩的万向传动装置、能降速增矩的主减速装置及将扭矩分配给多个驱动车轮的差速装置等构成。
在整个传动系统中,诸多原因造成了系统的振动和噪音,下面我们就驾驶员在挂档过程中,换档杆的振动幅度过大,以及由此而引起的噪音进行分析。
如图1所示,在整车系统中,驾驶员通过对换档杆a的操作直接进行挂退档。
由于换档杆a与换档拨头b之间是刚性连接的,当驾驶员对换档杆进行操作时,换档拨头b推动档位导块c移动,从而完成挂退档。在这一过程中,由于各连接件之间均为刚性接触,故而在挂退档的操作过程中会产生刚性冲击,从而导致换档杆a的振动。如果换档杆的振幅过大,会对驾驶员的驾驶造成很大的不便。
在汽车行驶过程中,由于路面的平整度问题,汽车会在路面上发生一定的颠簸,这将造成车体发生一定的振动。由于汽车传动系大部分连接件均为刚性件,产生的振动幅度较大,这些振动通过一系列传播同样会造成驾驶员身边换档杆的振动。
2、分析设计
阻尼减振降噪技术是国内外普遍采用的振动噪声控制技术,就是将高阻尼的材料附着在结构件表面,通过耗散结构件的能量达到减振目的。
独立结构输入能量后产生能量E,它们之间具有如下关系:
式中:Em为输入能量;
E为产生的能量;
η为结构耗散因子。
可以通过增加阻尼来提高结构的耗散因子,若将结构耗散因子由η增大至η1,则由此而产生的降噪分贝数为:
如何控制换档杆的振动幅度,使其在一个合理的范围内晃动,不对驾驶员的驾驶操作造成影响呢?
由于操纵杆是刚性的,阻尼较小,且在挂退档过程中,它与导块亦发生刚性碰撞,刚性碰撞必然会造成较大的振动幅度,我们设想增大换档杆阻尼,将操纵杆变成具有一定缓冲和减振效果的操纵杆,以减小振动,降低噪音。如图2所示,我们设计一种新型隔音装置,将换档操纵杆分为两段,用隔音减振装置将这两段换档杆相连接。以达到降低挂档噪音,减小换档杆振动幅度的作用。
为缓和换档杆换档过程中造成的换档杆振动和由此而造成的碰撞噪音,我们设想用阻尼较大、塑性较好的连接件将两段换档杆相连接为一体。如图3所示,内销a与下换档杆相连接,外套筒与上换档杆相连接,这两项连接均为刚性连接。为了达到隔音减振的效果,我们设计橡胶套b作为过渡,通过橡胶套内筒和橡胶套外筒将橡胶套压缩从而形成的隔音减振层。利用该隔音减振层将连接两端换档杆的内销和外套筒相互连接。在连接过程中利用径向橡胶套将连接螺栓与外套筒相互隔开。可以看出,在该装置中,内销与外套筒之间是通过一层橡胶隔音减振层而连接在一起的。
a内销b橡胶套c径向橡胶套d连接螺母e连接螺检f棟胶套内筒g橡胶套外筒h外套筒
如图4所示,将本文所设计的隔音减振装置安装在图示位置。这一装置大大减小了驾驶员过程中换档杆的振动幅度和换档噪音对驾驶员的影响。使得换档杆振动对驾驶员的不利影响得到进一步降低,提高了驾驶安全性。
3、试验验证
本文所设计的隔音装置总成在多种我公司生产的变速箱产品直接操纵系统中得到广泛应用,大大减小了操纵杆的振动幅度,车内由换档杆换档引起的噪音明显降低。广泛的实践证明,在变速箱直接操纵系统中安装了隔音装置总成以后,由换档杆操纵所带来的振动和噪音大大减小,很大程度上降低了换档杆振幅过大以及挂档带来的噪音给驾驶员造成的不便,一定程度上提升了驾驶的安全性。
4、结论
由上述分析设计可见:在安装了隔音装置总成后,驾驶员的操作更加灵便,受到的变速箱振动和噪音影响更小,更有利于驾驶员驾驶。另外,为了方便主机厂家和用户,加装隔音装置后换档杆的总体尺寸不会发生变化,不会对其在整车上的安装造成任何影响。
参考文献
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减振装置 篇5
工程机械的振动不仅会引起设备零部件的早期疲劳损坏,降低工程机械的使用寿命,而且由振动所产生的噪声还会损害驾驶员的听力,恶化工作条件,造成驾驶员迅速疲劳,降低工作效率,并对工程机械行驶作业安全性构成了极大的威胁。因此分析振动产生的根源,采用相应的振动控制技术减少振动,降低噪音,对于保证工程机械设备的工作可靠性、经济性、行驶作业安全性、乘坐舒适性等方面有着十分重要的意义。
1 振源分析
工程机械的主要振动源来自于发动机。发动机在运行时产生的振动以弹性波的方式从机体传到机座上最后传到车内。发动机产生振动的主要原因是其缸内气体压力交替作用、活塞-连杆运动件的往复运动、各回转运动件的离心旋转运动等所引起的各种不平衡激振力、激振力矩所造成的。对于内燃发动机装置来说,引起振动的主要激振力、激振力矩有以下几种:
a.发动机工作时由于气缸内气体压力变化而产生的激振力、激振力矩。
b.发动机运动部件的重力和惯性力所引起的激振力、激振力矩。
c.接受功率的部件不能均匀地吸收扭矩而形成的激振力矩。
2 减振的途径
由上面的振源分析可知,发动机产生的激振力、激振力矩是引起整个系统振动的能量来源,因此工程机械的振动控制技术主要从两方面着手:一是对振源的控制;二是对振动传播途径的控制。其中对振源的控制是最根本、最直接的措施。
2.1 振源控制
发动机振源控制有多种途径和方法,体现在诸如用有限元法等方法分析设计发动机,选用柔和的燃烧工作过程,改善发动机平衡性能与动力学性能(包括降低发动机的激振力、激振力矩及降低发动机部位对激振力的响应),提高零部件的加工、装配精度等;同时还可以通过改变发动机结构设计参数来调整系统的固有频率,避免结构共振,改进系统振动特性。如通过对机体的模态(Mode)分析和有限元(FEA)计算,来研究机体的固有频率和振型,调整机体的结构刚度,在油底壳上增设加强筋和横隔板以提高油底壳的刚度等。另外,给发动机涂阻尼材料也是一个有效的办法。
2.2 振动的隔离
当为保证发动机本身的使用要求,而对振源难以进行控制时,就需要在振动的传播途径中采取措施,如采用减振及隔振等措施。传统的发动机采用弹性支承降低振动,隔振装置结构简单,成本低,性能可靠。橡胶支承一般安装在车架上,根据受力情况分为压缩型、剪切型和压缩-剪切复合型等。压缩型结构简单,制造容易,应用广泛,且由于自振频率较高,一般限于垂直方向上使用。剪切型自振频率较低,但强度不高。压缩-剪切复合型综合了前面两种结构的优点可以满足耐久性和可靠性要求。这是目前国内外最广泛采用的。
应当指出的是,除了考虑保证发动机本身的正常使用要求外,由于成本的原因,对工程机械产品本身来说,现阶段不可能彻底更换动力源和传动系统。因此,现阶段减振最主要的手段是要考虑从被动减振入手,即通过隔振、吸振装置,控制振动传播的途径,达到减少振动的目的。
课题中叉车减振装置的设计和应用就是传统的被动减振措施,减振器的优化设计是取得满意的减振效果的关键。
3 隔振、减振原理
发动机产生的振动与噪声是与发动机工作时的转速有关的。工程机械上使用的发动机的工作转速一般在500~3 000 r/min的范围内。也就是说,发动机工作时的最低振动频率在8~50 Hz之间,属于低频范围。因此这里主要分析低频振动的隔离问题。振动隔离是减少从一个结构向另一个结构通过某些弹性器件的振动传播。隔离的效果可以用控制振动的传递率η来体现的。由振动原理知道,共振点后传递率η随频率比λ的增加而减少,且大约在λ=20.5之前,传递率总是大于l的,这说明加在系统上的力被放大了,所以在设计时应力求使传递率λ>20.5,才能得到隔振效果,这就要求隔振系统的自振频率尽可能低。
实际上,机器不是一个质点,它具有一定的几何尺寸,隔振装置由若干个垫在机器下面的隔振器组成。机器并非只作垂向运动,作为刚体它具有六个自由度:即沿垂直方向、纵长方向及横向的平动以及绕以上三个方向的摆动。由一般振动理论知道,要完全描述该系统的运动情况,需要六个联立的微分方程式,因而系统存在六个自振频率。当把机器当作刚体,而忽略其弹性,把隔振器的质量忽略掉时,可以列出刚体受弹性支承作自由振动时的微分方程组为:
式中,M为被隔振物体的质量;Jxx,Jyy,Jzz为绕三个坐标轴的转动惯量;Jxy,Jyz,Jzx为物体对于坐标轴的质量惯性积;x,y,z为物体沿三坐标轴方向的平移;α,β,γ为物体沿三坐标轴的转动;Kxx,Kyy,Kzz为弹性支承沿x,y,z轴的总的往复刚度;Kαα,Kββ,Kγγ为弹性支承绕x,y,z轴的总的回转刚度;Kij(i≠j)为弹性支承的各种耦合刚度,一般Kij=Kji。
如果振动是正弦型的,则有:
将其代入式(1)并加以整理,可得到如下形式的矩阵方程式:
由线性代数可知,要使式(2)中的X有非零解,它的系数矩阵的行列式必须为零,即:
式(3)就是隔振系统的特征多项式,由它可以求得系统的六个固有频率,若再利用式(2),则可求得与固有频率相对应的固有振型。但是有一个实际问题必须解决,根据一般振动理论,干扰频率如果等于固有频率就会引起共振,从而产生很大的位移以至使机件破损。对柴油机来说,干扰频率包括往复惯性力的频率、颠覆力矩的频率、往复惯性力矩以及回转惯性力及力矩的频率。这些频率又正比于柴油机的转速,也就是说它有几种可能(档位一,二,…),同时固有频率又有六个,所以要使这两种频率(干扰频率与固有频率)不重合是十分困难的。但是由振动理论知,二个不耦合的振动是相互独立无关的,只有在耦合的情况下,一个自由度方向的干扰力才会激励起另一自由度方向的振动。也就是说,如果两个自由度不耦合,那么即使这两个不同自由度中的一个自由度的干扰力频率(例如垂直干扰力)与另一自由度(例如水平方向)的固有频率重合也不会引起共振。
之所以产生耦合,其根本原因是一个自由度方向的惯性力或力矩的作用线,与相应的这个自由度方向的弹性力或力矩的作用线不重合。如果能保证所有的惯性力或力矩都与相应的弹性力或力矩作用在同一直线上,那么就可以得到六个完全相互独立的自由度。为了达到这个目的,就要求被隔振物体的重心与各隔振器的弹力所组成的弹性中心相重合,而且要求物体的主惯性轴与总的弹性主轴重合。这种布置方法见图1,图中o,o分别表示重心和弹性中心,ox,ox,…,分别表示主惯性轴和弹性主轴。这种布置方法在小型发动机上较易实现,对大、中型发动机来说要实现这种布置是非常困难的。所以一般只要求垂直方向的惯性主轴与弹性主轴重合,而重心与弹性中心位于不同的高度,同时纵向与横向的两个主轴平行而不重合。从而使纵向的往复振动与横向的摆动之间存在耦合、横向的往复振动与纵向的摆动相耦合,但垂向的往复振动与摆动都是独立的。
对于具体的机器设备如叉车来说,其振动来源于发动机动力总成的低频振动,而低频振动的衰减程度主要取决于动力总成的低频振动的隔离水平。对于现有产品的振动处理,动力总成系统及司机室安装减振垫的优化是振动控制的关键。从整个系统看,运转部件所产生的振动从发动机、变速器、液压油泵-车架-驾驶室传导性较好。通过对动力总成(发动机、变速器)减振垫块和司机室减振垫块的优化,可以达到降低叉车振动的目的。因此,在动力传动部件连接处和司机室安装连接处采用性能优良的减振器是降低叉车振动的主要手段之一。
4 减振装置的设计
4.1 设计原理
发动机的振动具有沿X,Y,Z方向位移及绕三轴的旋转等6个自由度,故弹性支承布置应考虑6个自由度,由上面的研究表明,当激振力通过设备的重心,且方向为垂直时,只要将减振块布置按重心对称布置,使弹性支承布置受力相等,则当激振力频率大于设备与弹性支承布置组成的隔振系统的固有频率的20.5倍以上时,设备就获得了良好的隔振效果。即使当被承载物质量分布不均、减振垫块无法按重心对称布置时,可以采用型号相同但刚度不同的减振垫块,使离重心近的减振块有较大的刚度,离重心远的减振块有较小的刚度,从而使各个减振块产生的合反力与被承载物的重心重合。
由此可见,在减振装置设计中减振器的特性参数是决定整个隔振系统减振效果的关键。隔振效果可用隔振系统传递率(即传递系数)η表示:
式中,FT为机器经弹性组件传给基座的最大合力;F0为未隔振时机器传给基座的最大合力;λ为频率比;ξ为阻尼比。
隔振系统的固有频率fn用下式计算:
式中,fj为激励频率;K为隔振系统(减振器)动刚度。
4.2 橡胶减振器特性参数设计计算
我们以叉车发动机和变速器总成为例,进行减振器特性参数设计计算。
4.2.1 确定激励频率
叉车动力为直列六缸柴油机,发动机怠速转速为600 r/min,在六缸发动机中,曲轴每转一周,就产生三次转矩波动。则其激励频率为fj=(Z·n)/(i·60)=600×3/60=30 Hz。
4.2.2 确定隔振系统固有频率
一般来说,在工程上取70%~90%的隔振率是可以实现的,这里取减振率δ=0.85,那么振动传递率η=1-δ=0.15,忽略阻尼的影响,则有:
式中,λ为频率比fj/fn;fj为激励频率;fn为隔振系统的固有频率。
由式(6)可得:
则隔振系统的固有频率:fn=fj/λ=10.83 Hz
4.2.3 确定隔振系统静变形量
由式(5)知:
式中,K为减振器动刚度;m为发动机和变速器装置的总质量。
计算弹性支承(减振器)总的动刚度K为:
相应的静变形为:
4.2.4 确定各个减振器垂直方向动刚度K i
根据静力学原理,在已知各个减振器布置点相对于动力总成重心位置的坐标数值,以及发动机和变速器装置的总质量的情况下,即可计算出各个减振器布置点所受的垂向静载荷Wi,再根据公式Wi=Ki·Δh,就可以确定各个减振器垂直方向的动刚度Ki。
5 结论
综上所述,通过对工程机械的振源分析,以隔振原理为理论依据,从减振途径入手,对橡胶减振装置进行了相应的设计计算,从而确定了减振器的动态特性参数和布置方案。目前该装置经过3年多的实际装机验证证明,按照这种方法设计和布置减振装置,可以在工程机械设备上获得满意的减振效果。
参考文献
[1]许本文,焦群英.机械振动与模态分析基础[M].北京:机械工业出版社,2006.
[2]师汉民.机械振动系统分析测试建模对策[M].武汉:华中理工大学出版社,2004.
[3]许维达.柴油机动力装置匹配[M].北京:机械工业出版社,2005.
减振装置 篇6
地震中建筑物的大量破坏与倒塌是造成地震灾害的主要原因。为避免震灾的发生,人们必须对结构体系的地震反应进行控制。传统的抗震方法是通过结构本身的塑性变形来耗散地震能量,其实质就是把结构本身及构件作为“耗能”元件,以满足结构抗震的设防标准:小震不坏,中震可修,大震不倒。这样必然使结构产生不同程度的损坏,所以这种传统的抗震设计方法存在安全性难以保证的缺点。美国学者J.T.P.Yao于1972年提出的结构减振控制理论是一种全新的抗震手段[1],结构减振控制是指通过在结构上设置控制装置,由控制机构和结构一起来抵御地震等动力作用,使结构的动力反应减小。结构减振控制主要分为被动控制、主动控制、半主动控制、混合控制。摩擦减振装置以其减振效果好、构造简单、力学模型明确、适用范围广、维护方便、造价低廉成为应用前景广泛的被动耗能减振装置。
1 摩擦减振装置的历史
最早的摩擦减振装置是1982年由加拿大学者Pall和Marsh开发设计的Pall型摩擦装置,它是安装在X形支撑中央的双向摩擦器,已经广泛应用于新建工程和既有建筑物的加固工程中。后来相继出现了其他形式的摩擦阻尼器:Sumitomo型摩擦筒制振器、滑移型长孔螺栓节点耗能器等。
我国在这方面的研究也开展的比较早,陈宗明等1988年研制的摩擦剪切较耗能支撑装置具有明显的减振效果;叶燎原等立足于我国实际情况,提出的钢筋混凝土支撑钢板—橡胶摩擦减振装置,因其造价低、性能高、易生产、便施工,很适合在我国推广使用。欧进萍等1997年在Pall摩擦耗能器优点的基础上提出了可用于工程的组合钢板减振装置。除此之外,周云等1998年研制开发了圆环减振装置、双环减振装置、弹塑性—摩擦复合减振装置等多种新型实用的减振装置。1999年,周云、邓雪松、刘季合作研究开发了钢屈服—摩擦复合减振装置,具有构造简单、形状紧凑、体积小、造价低的优点。东南大学王曙光等于1999年设计了一种新型弹塑性—摩擦复合减振装置,该减振装置由耗能圆环和摩擦元件组成,并综合利用了外部圆环弹塑性变形耗能能力和内部摩擦元件摩擦耗能能力[3]。
2 摩擦减振装置的工作原理
本文所提及的摩擦减振装置均是利用固体间滑动摩擦来实现耗能的机械装置。在滑动过程中,接触面应尽量保持干燥,并且在整个使用过程中,最主要的是保持连续、可知的摩擦反应。摩擦减振装置的恢复力模型近似为矩形,具有很好的库仑特性。库仑模型的基本原理如下假设:
1)总摩擦力大小依赖于接触面表面情况。
2)总摩擦力大小与施加在接触面的力成正比。
3)若两接触体相对滑动速度较小,则与摩擦速度无关。
根据以上假定,可以得到下式:F=μN。其中,F,N分别为库仑摩擦力与法向压力;μ为摩擦系数。由于滑动前的摩擦系数与滑动过程中的系数不同,故分别定义为静摩擦系数(μs)和动摩擦系数(μk),而且摩擦力与运动趋势或者运动方向相反。
摩擦减振装置一般安装在结构的X形支撑处,当结构因振动而发生变形时,摩擦减振装置以及支撑均发生变形,所以摩擦减振体系恢复力模型是由摩擦减振装置的恢复力模型和支撑层间恢复力模型叠加而成的,见图1。
3 摩擦减振结构的抗震设计方法
现行建筑结构抗震设计规范的地震作用计算和反应分析,视实际情况不同,可分别采用基底剪力法、振型分解反应谱法和时程分析法。摩擦减振结构的地震作用和反应分析,关键在于结构模型中合理地考虑耗能器的阻尼、刚度或恢复力模型。
3.1 振型分解反应谱法
基本方法:当采用底部剪力法或振型分解反应谱法计算摩擦减振结构的地震作用、效应和进行抗震验算时,应按以下方法和步骤进行:
1)摩擦减振结构的自振周期和振型按结构刚度和摩擦减振装置刚度之和的总刚度计算。
2)摩擦减振结构总的振型阻尼比按下式计算:
ξi=ξs+ξd (1)
其中,ξs,ξd分别为原结构的振型阻尼比和耗能器附加的振型阻尼比。
3)按现行规范确定摩擦减振结构各振型地震作用、效应及其组合。
4)按现行规范进行截面抗震验算和抗震变形验算。例如,摩擦减振钢结构按钢结构进行抗震验算。
3.2 时程分析法
当采用时程分析法计算摩擦减振结构的地震作用、效应和进行抗震验算时,设置摩擦减振装置的结构,在多遇地震烈度下的弹性地震反应分析,摩擦减振装置结构的计算模型可采用等效线性化模型;在罕遇烈度下的弹塑性地震反应分析,摩擦减振装置结构的计算模型应直接采用滞变恢复力模型[4]。
4 摩擦减振装置的工程应用
由于摩擦减振装置具有良好的耗能能力,且构造简单,因此在新建工程和抗震加固工程中已得到了较广泛的应用。日本是应用耗能减振技术较多的国家,日本Omiya市31层的Sonic办公楼共安装了240个摩擦减振装置,在加拿大,Pall型摩擦减振装置已被用于近20栋新建建筑和抗震加固工程中。
和国外相比起来,耗能减振加固技术在我国的应用要晚一些,但近年来耗能减振加固技术在我国发展的很快,并取得了满意的实践结果。
1997年哈尔滨建筑大学的吴波、李惠永改进的Pall型摩擦减振装置对东北某政府大楼进行了抗震加固。云南省洱源县振戎中学新建教学楼和食堂楼采用了哈尔滨建筑大学欧进萍等研制开发的T形芯板摩擦减振装置和拟粘滞摩擦减振装置[5]。
5 研究前沿和发展方向
1)对现有的摩擦减振装置进行进一步研究,消除其局限性,扩大其适用范围。
2)研究开发新的、有效的、经济效益更好的摩擦减振装置。
3)研发新材料,如智能材料形状记忆合金(SMA)在结构减振中的应用,开发智能化的结构抗震体系;另外,大力研制具有较高摩擦系数的耐磨热垫片。
4)对正在使用的减振装置的耐久性、安装、维修与更换的研究。
摘要：主要介绍了摩擦减振装置的发展历史、工作原理及抗震设计方法,同时阐述了其在工程中的典型应用及未来发展方向,试验及理论分析表明,采用安装摩擦减振装置的耗能支撑来保护结构,可耗散大量地震能量,减振效果好。
关键词：摩擦减振装置,抗震设计,减振效果,工程应用
参考文献
[1]J.T.P.Yao.Concept of Structural Control[J].Journal ofStructure Division,ASCE,1972(98):1567-1574.
[2]Pall,A.S.,Marsh,C..Response of Friction Damped BracedFrames[J].Journal of Structural Division,ASCE,1982,108(6):1313-1323.
[3]刘季,周云.结构抗震控制的研究与应用状况[J].哈尔滨建筑大学学报,1995(8):3-4.
[4]欧进萍,吴斌,龙旭.耗能减振结构的抗震设计方法[J].地震工程与工程振动,1998(8):98-107.
[5]吴斌,张纪刚,欧进萍.三种阻尼减振结构抗震性能的对比分析[J].世界地震工程,2004,15(2):75-81.