隔振设计（精选9篇）
隔振设计 篇1
高科技战争越来越依赖于电子技术,为了满足电子系统的高度集成化要求,电子设备的结构设计广泛采用了柜式结构,这种结构造价低廉,安装简便,并且和插入组件易于配合。在车载的环境下,由于地面的凸凹不平,使结构受到振动冲击作用,使电子机柜结构疲劳和强度下降。在工程实际中常常是通过对电子机柜进行加固设计和采用隔振缓冲设计,来保证电子机柜的正常工作,通常加固设计的成本较高,而采用隔振缓冲设计不但可以有效地抑制主系统的过大振动,而且调整方便、工作可靠、成本经济,因而在生产实践中的应用较为广泛。
1 电子机柜的理论模型
图1所示为电子机柜的结构图,电子机柜的总质量为m、隔振器的弹簧刚度为k、阻尼为c,如果仅考虑垂直方向的振动特性时,便可以将其简化为如图2所示的力学模型[1],其力学模型为一个质量m、一个线性阻尼元件c和一个线性弹簧k组成的单自由度系统。当电子机柜在车载的环境工作时,可将车辆自身的振动视为对设备的基础激励[1],其激励可表示为:x0=A0ej!t。
电子机柜力学模型的运动微分方程可表示为:
将上式变形为:
式中阻尼比将激励x0的表达式代入式(2)可化为:
其响应解为:
振动模为:
传递率为:
式中r=!/!n,称之为频率比。
2 电子机柜的无阻尼隔振设计
当电子机柜的阻尼为0时,阻尼比为"=0,此时式(6)
当r=1时,传递率η=0,此时,无论激励的振动多么激烈,电子机柜的振幅总是为0,也就是电子机柜不受激励的影响,而总处于静止状况。然而设计一个频率总与激励频率一致的隔振系统不易实现,但是如果电子机柜受到一个振动频率不变的激励,这时,设计一个频率和激励频率一致的无阻尼动力隔振系统,电子机柜就能不受激励的干扰而稳定的工作。
当r≠1时,由式(7)可得到如图3所示的无阻尼隔振传递率的曲线图。
由图3可知,当时,传递率η≥1,此时隔振系统不但没有隔振效果,而且起到了动力放大的作用;当时,传递率η<1,此时隔振系统起到隔振效果,而且随着r的不断变大,隔振效果越来越好。另外在r=1的附近,传递率的变化很大,上文提到的设计频率和激励频率一致的无阻尼动力隔振系统,如果隔振系统的频率略有偏差,不但起不到隔振的效果,相反会有很大的放大作用。
3 电子机柜的阻尼隔振设计
由式(6)可得到如图4所示的阻尼隔振传递率的曲线图。
由图4可知,阻尼隔振传递率和无阻尼隔振传递率相似,当时,传递率η≥1,称之为放大区;当时,传递率η<1,称之为隔振区。在放大区,阻尼比越大越好,当阻尼比趋于无穷大时,传递率等于1,此时隔振效果最好,在隔振区内,阻尼比越小越好,当阻尼比趋于0时有最佳的隔振效果。所以,隔振系统的理想状态就是阻尼比在放大区无穷大,而在隔振区趋于0。
根据GJB150.18-86标准,车载电子机柜的激振频率在5~200Hz之间,如果隔振系统的频率小于时,在振动实验时,振动将直接进入隔振区,此时越小的阻尼比,可以取得越好的隔振效果,然而工程实际中,往往隔振频率大于3.5Hz,此时小的阻尼比在隔振区可以取得良好的隔振效果,然而在放大区的放大效果可能损坏电子机柜。因此要合理设阻尼比,不能太大,也不能太小。
令可以求得最大传递率时的频率比的值,于是对式(6)求导并令其等于0,并经化简可求得:
将式(8)代入式(6)可得:
由于振动实验条件以及设计要求易于确定最大传递率,从而从式(9)就可以确定最小阻尼比。
4 结论
本文通过对电子机柜结构的简化处理,得到电子机柜的力学模型,从电子机柜的力学模型出发得到电子机柜运动微分方程式,通过求解微分方程式,得到振动响应的表达式,进而求得电子机柜隔振系统的传递率的表达式。通过阻尼比取值的不同,得到电子机柜在有无阻尼情况下的传递率,在无阻尼的情况下,隔振系统的频率和激励的频率一致时,将会取得最佳的隔振效果,但是此时隔振系统频率的微幅变化将会大大放大激励的作用,当频率比不等于1时,频率比大于0小于时隔振系统起放大作用,频率比大于时,隔振系统起隔振作用;在阻尼情况下,和无阻尼的情况相似,频率比大于0小于时隔振系统起放大作用,频率比大于时,隔振系统起隔振作用,在放大区时,当阻尼比逐渐趋于无穷大时,传递率趋于1;在隔振区,当阻尼逐渐趋于0时,传递率逐渐趋于最小的传递率。所以理想的阻尼隔振系统在放大区时阻尼比趋于无穷大,在隔振区阻尼比趋于0。在设计阻尼隔振系统时,总是希望振动能直接进入隔振区,此时只要用最小激励频率比就能确定最大的隔振系统的频率,此时越小阻尼比就能取得越好的隔振效果,然而阻尼系统的频率往往较大,不可能直接进入隔振区,当我们从外部激励和设计要求可以得到最大传递率的情况下,可以通过式(9)确定最小的阻尼比。
参考文献
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机械压力机合理隔振方式研究 篇2
关键词：机械压力机，合理隔振，措施研究
1.引言
锻压机械包括机械压力、液压机、螺旋压力机、锻锤和平锻机等机械设备，一般是用来锻压加工中的成型和分离等方面的工作。现在锻压设备在汽车，电子，航空，家电等领域都有着很广泛的应用，尤其是在汽车工业，作为衡量国家工业水平的标志之一，当今世界上的主要工业发达国家和地区都把汽车工业作为本国的国民经济支柱产业，也对锻压设备和相关技术的发展有很大的促进作用，并且主要以汽车工业为主要努力方向进行发展。汽车工业也随着激烈的市场竞争开始以飞快的速度发展，这也对锻压机械在该方面的功能提出来更高的要求。
由于许多的机械压力机在装配以后都或大或小的出现了震动和刺耳的噪声，甚至让工作人员不能持续长时间的工作，这也就使得压力机的整体性能受到了很大的影响，同时也会使得部件的工作寿命减少，而且震动也让模具合模和分模时的力学平稳性出现问题。加工产品的质量也随着模具水平方向的频率的相互作用而下降，出现严重磨损。还有在一些比较精密细致的加工当中，冲压产品的厚度，均匀度和表面质量等都不能达到预期要求和目标。因此对隔振的研究和相关结构的优化等工作是机械压力机性能得到改良的必经之路。
2.机械压力机合理隔振的意义
2.1 合理隔振可以提高模具寿命
一般来说，几乎所有的机械压力机都会在工作任务完成并结束工作行程的瞬间出现连杆突然进行弹性回跳现象，从而引起机床自身的振动。这也就让冷冲模中的凸模和凹模、模具和加工零件之间会出现大大小小的冲击碰撞，机械压力机的振动随着其承受的外载荷的增大而增大。同时也会反过来让两者之间的冲击碰撞现象加剧，导致模具的磨损情况加大。为增加模具的使用寿命，降低其在工作当中产生的振动幅度和频率，就要研究和采取一定的减震措施以降低机械压力机的振动。
2.2合理隔振使压力机处在最佳工作状态
用户对机械压力机最关心的一个性能参数就是其每分钟行程次数的多少，它是机械压力机生产率高低的直接反映，而一般来说，机械压力机在实际工作过程中其最高行程次数都不会达到设计要求，尤其在高速工作的环境条件下这种现象更为明显，因此对行程次数进行合理的改造和减少是压力机械机达到最佳工作状态的前提保证，行程次数也就是压力机械机的实际工作中振动次数的反映，减少次数，也就是间接地减少了机械压力机的振动情况。
2.3合理隔振能减少压力机的维修次数
机械压力机工作时产生的振动一般都是不利于其正常工作的，对其零件和系统都会产生较大的危害，出现系统失灵，零件破损，相对运动部件不均匀工作情况，也就加大了对机械压力机的维修次数和维修经费，常规来说压力机一般都可以使用五六年后再进行维修，但实际上都是用两三年就需要进行维修，甚至直接损坏的情况，维修所需要的额外费用以及期间停产时间会给相关企业带来巨大的损失，而压力机的减震垫可以维护机械压力机的性能，减少其震动次数，并尽量少的增加其维修次数。
3.机械压力机的合理隔振研究
3.1 机械压力机的振动因素分析
机械压力机工作部分是曲柄滑块机构，以飞轮作为储能元件，系统质量不平衡时，在运转中必然要产生不平衡的惯性力，即引起飞轮系统振动的干扰力，造成飞轮系统的振动，再经过支承传给机身，引起整机的振动。
曲柄压力机的公称压力行程较小，实际工作行程还要小，尤其对用于冲裁的曲柄压力机工作行程更小，故压力机在完成冲制零件时呈现出一种短时高峰负荷，长时空载的脉动冲击负荷特征。冲裁开始时，冲模与板料接触要有冲击，冲裁后要产生失荷冲击，这些均要引起强烈的振动。
3.2 机械压力机合理隔振措施研究
3.2.1.对机械压力机的刚度进行加强。机械压力机一般在工作的时候进行冲压，此时会使得弹性变形量和机械压力机的弹性势能和机械压力机本身刚度大小形成了强大的反差现象，因此提高压力机的设计刚度会大大减小压力机的振动情况。
3.2.2.对冲裁力的降低。机械压力机的弹性势能是在冲裁过程中的短时高峰负荷积蓄的，因此释放时会产生很强烈的振动现象，而且经调查显示对冲击力的降低会有很好的效果，阶梯冲裁，波浪形刃口冲裁等方式都是目前较流行的降低冲裁力的方法。
3.2.3.对弹性势能的释放时间进行加长。由于弹性势能都是在冲裁结束的瞬间进行释放的，因此会产生很强的振动，对压力机进行改造使其能够在失荷瞬间受到一种阻尼作用，让其势能释放时间加长，也会让机械压力机的振动情况得到改善，而且目前装载在机械压力机上的多种缓冲器（主要分布于上下工作台的接触处）发挥了不可替代的作用。
3.2.4.对减震结构或者吸振材料的采购。对减震结构的选择是控制振动的一个很好的方法，如东京都立工业技术中心设计的可衰减噪音与振动机械压力机，可以对声音和振动进行一部分的吸收，这层减振钢实际上是底层钢板上的一层薄薄的阻尼材料，再配合附合在上一层“约束”钢板而制成的一种多层材料，使得机械压力机的主要功能得以完美运行。
4.小结
机械压力机的减振能成倍地增加模具寿命、提高生产率、减少维修次数、节约大量的能源消耗，因此，在锻压生产中机械压力机的减振节能是重要的节能途径之一。通过提高机械压力机的刚度，降低冲裁力，延长弹性势能的释放时间和采用减振结构及吸振材料等方式可以进行有效合理的隔振。
参考文献：
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车载光学平台隔振系统设计与分析 篇3
1 车载光学平台及其隔振系统设计
为满足精密光学系统载车工作性能,车载光学平台在设计上须具有优异的力学结构性能、良好的系统隔振性能和隔振稳定性。车载光学平台在设计上主要采取以下两个方面措施:(1)光学平台合理的结构设计,通过提高结构的动态刚度来提高其抗振性能,保证光机系统的动态精度。使光学平台结构的第一阶弹性体频率远高于振源的低频工作频率,避免共振,实现系统的宽频隔振;(2)兼顾车载运输稳定性和工况下振动的隔离,设计光学平台的隔振系统,隔离出光过程中对车载精密光学系统的强迫振动,通过合理设置隔振系统的质量、刚度、阻尼参数,获得较高的输出减振比。
1.1 车载光学平台高动态刚度设计
对于受简谐激振力并具有阻尼的单自由度系统受迫振动,其动态刚度的表达式为
式中,KD为结构动态刚度;F0为激振力幅值;X为在激振力方向的振幅;K为结构静态刚度;γ为频率比,γ=ω/ρ,ω为激振力的频率,ρ为系统的固有频率;ξ为阻尼比,ξ=c/2mρ,c为系统的粘性阻尼系数,m为系统质量。
从式(1)中可以看出,动态刚度越大,光机结构在激振力作用下的振幅就越小,其抗振性能越强。动态刚度主要与系统的静态刚度、频率比、阻尼比有关,故提高车载光学平台高的结构动态刚度要从这三个方面采取措施。利用UG软件建立了车载光学平台三维数字模型,如图1所示。
1.1.1 提高静态刚度设计
车载光学平台采用了整体铸造工艺,采用了箱体的结构型式,截面的几何形状以及材料分布加大了截面极惯性矩,内腔支承隔板和加强筋采用圆形减重孔设计,在相同质量下相当于增加了横截面的极惯性矩,采用了球墨铸铁700-2高弹性模量材料,提高了结构的抗扭刚度和抗弯刚度。光电设备安装面平面度0.04,表面粗糙度3.2,布式硬度HBS220,增加单位面积内接触点数量提高了接触刚度。光电设备载荷位置均布,在载荷的传递路线上,结构的刚度设计应均匀,防止局部刚度急剧变化,在载荷密集流经的区域减小了开孔尺寸,减少对静态刚度的削弱。综合以上设计增加了系统的静态刚度。
1.1.2 提高频率比设计
提高频率比就是改善结构的固有频率,根据单自由度系统固有频率计算公式为
式中,K为系统的静态刚度;ρ为系统的固有频率;m为系统的质量。由式(2)可知,结构静态刚度越大、系统的质量越小,其谐振频率越高。设计中,结构静态刚度设计在第1.1.1节已说明,减重设计主要采用了有限元方法,在应力很小的区域增加了减重孔的尺寸,同时减小了加强筋的数量和厚度。
1.1.3 提高阻尼比设计
提高阻尼比就是提高结构阻尼,采用了材料的结构阻尼球墨铸铁700-2中均匀分布的球状石墨,球化率达到90%以上,能将外加振动能量耗散,形成对振动的阻尼衰减,对于大振幅的振动具有良好的阻尼效果。
1.2 隔振系统设计
光学系统对环境振动极为敏感,但是低频隔振与缓(抗)冲不能兼顾,使光电设备不能同时避免低频振动和冲击。目前的设计一般都是二者兼顾,这样低频隔振效率与缓(抗)冲效率都不能做到最优效果。提出具有良好的低频隔振性能和优良的缓(抗)冲性能的隔振缓冲装置。采用8组空气弹簧组合减振模式,具有非线性弹性特征,刚度随伸长和压缩行程增大而增加。在低频段刚度小固有频率底,具有显著的低频隔振和缓(抗)冲性能。其力学模型如图2所示。设备质量m、隔振器刚度k、阻尼F。
当基础激励为
设备响应为
根据以上的原理分析,设计了隔振缓冲装置。采用变刚度特征空气弹簧,8组对称布置在车载光学平台下面,增加系统稳定性。空气弹簧主气室与附加气室压力差驱动气体通过阻尼孔流动产生阻尼,可以实现良好的减振、缓冲效果。其中刚度k、阻尼c可利用振动实验获取数据。利用UG软件建立了隔振系统的三维数字模型,如图3所示。
对隔振系统的隔振效率进行了理论计算。振动传递率为
式中,λ为振动频率比,λ=fi/fn;fi为外干扰频率,取fi=65 Hz;ζ为系统阻尼比,取ζ=0.2
已知参数代入式(5)可得
隔振效率为
2 车载光学平台有限元模型优化分析
采用ANSYS建立车载光学平台隔振系统的有限元模型,分析其固有频率和模态,以正弦激励作为基础激励,模拟获得车载光学平台结构体的相关点的位移响应统计量。通过比较分析前三阶固有频率数值和模态位移响应结果,获得优化设计方案。
有限元模型采用sheel93单元对车载光学平台隔振系统建模,忽略减振器的质量,采用combin14单元建立减振器模型。车载光学平台结构初始设计时,箱体结构未进行轻量化处理,总质量6.8 t,有限元模型生成了19 366个节点,6 730个sheel93单元和8个combin14单元,第一阶一弯模态频率为25.180 Hz,第二阶侧弯模态频率为59.516 Hz,第三阶一扭模态为104.480 Hz,前三阶振型如图4~图6所示。
由于车载光学平台结构工作空间的限制,不允许在外部增加支撑结构来提高总体刚度,因此,结构优化只能向内挖潜。首先对车载光学平台结构内部进行轻量化处理,又由一弯振型发现平台刚度明显薄弱处,在局部加筋以提高其抗弯刚度,优化后,使光学平台结构刚度进一步提高。平台总质量6.5 t,略有减小,通过优化,车载光学平台结构具有良好的系统刚度。优化后车载光学平台模型共生成了23 531个节点,8 197个sheel93单元。第一阶一弯模态频率为72.505 Hz,第二阶侧弯模态频率为84.854 Hz,第三阶一扭模态模态为113.349 Hz,前三阶振型如图7~图9所示。
优化分析结果表明,前三阶固有频率提高,模态位移响应结果减小,具体数值见表1。
3 隔振试验
为验证结构设计和有限元分析的准确和可靠性,先采用正弦激励试验获得隔振系统的传递函数,评价垂向隔振的隔振效果,然后测量车载光学平台振动模态;最后,对车载光学平台及其隔振系统进行跑车、转场试验测试,评价其隔振稳定性。
将减振装置安装于振动实验台上,以不同振动水平的窄带随机信号作为减振器激励信号,经减振器后输出响应信号(实验测量的是加速度信号),分别用两个加速度传感器测取了激励和响应信号,比较激励和响应信号,进行幅频响应分析,激励和响应信号比较后,得出的正弦激励试验光学平台系统振动传递函数曲线如图10所示。
由传递率-频率关系曲线可知,在0~200 Hz窄带随机信号激励下,优化后隔振系统共振峰出现在9.06 Hz,阻尼比为0.1,加速度传递率,在优势频率附近不超过3,且隔振频带非常宽,为30~∞Hz。当频率大于30 Hz有明显的减振效果,放大系数小于1,在100,200 Hz时的减振比为1.23%,0.70%,即随频率增加减振效果愈明显;在12.5~200 Hz区间平均减振比为6.44%。并且随着频率的增加,传递率显著减小。这说明此种减振器减振效果明显,且优势频带宽,充分体现了减振的非线性及振动过程中耗能的特性。
对车载光学平台建模分析获得的固有频率和模态与测试结果基本一致,系统仿真模型有较高的精度,能够正确揭示光学平台隔振系统的固有频率和模态分布。车载光学平台在200 Hz内有很少的弹性模态,系统有很好的刚性。因此,光学平台隔振系统能很好地满足车载精密光学系统宽频隔振的要求。
车载隔振系统的稳定性是精密光学系统实现稳定工作的保障。对载车进行三级及三级以上公路长达500 km的跑车试验测试,转场后,测试平台台面标定点高度没有变化;可视为车载光学平台结构具有稳定性。对激光器光路进行测试,光路没有变化,隔振系统有着良好的结构稳定性,经过长途运输后能够保持光路的稳定,保证精密光学系统在进入新的环境后能够迅速展开工作。
4 结论
该车载光学平台隔振系统具有高动态刚度,光学平台在200 Hz内垂向弹性模态较少,其中一弯和一扭的频率分别为79 Hz,117 Hz,满足车载系统工作要求;该隔振系统具有高的隔振性能和良好的系统稳定性,测试结果表明,隔振系统在200 Hz范围内垂向减振比可达6.44%,对12.5 Hz以上低中频共振频率有很好的衰减效果,能够满足车载精密光学系统精密隔振的要求;该车载光学平台隔振系统设计在车载精密光学系统上的成功应用,为其他工程应用提供借鉴。
参考文献
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履带式车载设备中隔振器的选择 篇4
【关键词】履带式车辆;隔振系统;钢丝绳隔振器
0.引言
履带式装甲车辆作为现代战争中最重要的常规武器，世界各国特别是西方军事发达国家均研制生产了各类数目惊人的装甲车辆，如主战坦克、步兵战车、自行火炮、导弹发射车等多个品种。为了适应现代战争，并在未来的战争中赢得主动权，我国在引进、消化和借鉴世界先进技术和经验的基础上，也自行研制和生产了大量的各类军用装甲车辆，为维护国家的主权和领土完整做出了重要的贡献，其先进的技术也赢得了世界各国的注目和重视。但是长期以来，车辆的振动一直是困扰车辆工程界的难题。
发动机气缸内的燃气压力，运动件产生的往复惯性力和不平衡惯性力都会使发动机整体产生剧烈的振动，这种振动会通过发动机的悬置系统传递给载体，引起载体及零部件产生振动，不仅会造成车辆结构和机械设备部件的疲劳和破坏，影响车上机器、设备的正常使用，增加维护费用。对军用装甲车辆来说，还会影响影响车辆的耐久性和舒适性、火力系统的射击精度。这就意味着作战系统不能正常发挥其效能，并降低其隐蔽性；同时还会影响内乘人员的工作效率和身体健康，使作战能力降低。
1.隔振器介绍
采用隔振器是减弱振动对设备干扰的一种主要措施，目前机械工程中常用的隔振器主要有橡胶型隔振器、金属弹簧隔振器、金属丝网隔振器和钢丝绳隔振器。它们都有着各自的特点。
橡胶型隔振器：橡胶型隔振器是以橡胶作为隔振器的弹性材料，橡胶材料的阻尼大，对高频振动的能良吸收尤为显著，当振动频率通过共振区时，也不至产生过大的振幅。橡胶能承受瞬时的较大变形，能承受冲击力，缓冲性能较好，由于取型和制造比较简单方便，价格也较低，早期应该非常广泛。但由于橡胶受温度影响较大，当温度较高时橡胶表面会产生裂纹并逐渐加深，最后失去强度。此外，橡胶的耐油性差，对酸性和光反应敏感，且容易老化，需要定期更换，在一定程度上增加了成本。人工橡胶在一定程度上克服了橡胶型隔振器的缺点，如丁晴橡胶可在油中使用，硅橡胶使用温度可提高到115℃。三维库仑阻尼和粘性复合阻尼的新型橡胶隔振器改变了结构，能在低频有效地抑制共振，当振动频率高于12~15Hz时具有良好的隔离效果，对冲击衰减也很明显，已经在声呐、雷达、车载电台上广泛采用，但由于要给橡胶件以变形空间，所以尺寸较大。
金属弹簧隔振器：以金属作为弹性材料，用钢板或钢丝绕制而成，常用的有圆柱型弹簧和圆锥弹簧两种。由于采用金属材料，性能比较稳定，不易老化，对环境条件不敏感，适用于高温、高寒、油污等恶劣环境。金属材料阻尼比较小，容易传递高频振动，或者由于自激振动而传递中频振动，在经过共振区时，设备会产生过大的振幅，有时需要另加阻尼器或在隔振器中附加另加作为摩擦元件形成阻尼。金属的刚度变化范围大，不但能做得非常柔软，也可以做得非常刚硬，但水平刚度低，容易晃动，不宜于精密设备的隔振。
金属丝网隔振器：采用金属丝网块与弹簧构成减振系统，具有三向减振功能，金属丝网块在系统受到突发冲击振动时能在水平和垂直方向都有效地起到缓冲限位作用，兼顾减振和缓冲作用，可以消除一般金属隔振器的高频驻波问题。由于弹性元件和阻尼元件都由金属材料制成，较之橡胶隔振器环境适应能力更强，可在严寒、高温、腐蚀性强、真空度高等恶劣环境下工作。具有软化刚度特性，振动幅值愈大，其刚度愈软，故隔振系统的共振频率就愈低，这样隔振效果就愈显著。能兼顾减振和限位功能，体积下且承载能力强，对于在恶劣工作环境(如航空、航海及运输领域等)下的精密仪器及设备保护方面拥有较好的综合效果。
钢丝绳隔振器：由上、下两块金属板与多股紧密缠绕的钢丝绳组合在一起(如图1所示)，利用振动时各股钢丝绳之间的干摩擦阻尼吸收且耗散振动能量以达到减振的效果。螺旋弹簧状的钢丝绳由上下夹板加紧定形可以承受任一方向的作用力，对设备具有三向保护作用，甚至在悬臂安装使用状态下也可承受压缩、拉伸、剪切或摇摆等作用力。钢丝绳隔振器可以产生很大的动态位移，因此可以衰减强烈的冲击，由于钢丝绳的阻尼特性可以吸收和耗散大量的低频和高频振动，其阻尼特性与施加于其上的应变有关，它对大振幅运动阻尼很大，而对小振幅阻尼适中，且在通过共振时具有弯曲滞后特性。由于全部采用金属材料，不受环境温度、臭氧、油脂、沙粒、盐雾和有机溶剂的侵蚀，具有非常长的存储期和使用寿命，是恶劣使用条件下的最佳选择。
图1 GGT型钢丝绳隔振器的结构形式
2.钢丝绳隔振器的安装方式
履带车辆是一种特殊的非公路车辆，其野战任务运输环境是一种宽带振动，它是由于车体的支承、结构与路面平度的综合作用产生的。典型距离是500km，路面条件差，在战斗环境中将经历恶劣的路面和原始地形。
履带式车载设备恶劣的工作环境对隔振器的选择提出了严格的要求，采用一般的隔振器无能为力，而采用钢丝绳隔振器可有效地抑制共振。当外界激励频率接近隔振器固有频率，振幅放大时，钢丝绳隔振器的变频特性自动地改变固有频率，避免共振。钢丝绳隔振器在设备上有多种安装方式，如图2所示。
(a)(b)(c)(d)
(e) (f)(g)( h)
(i)(j)
图2钢丝绳隔振器的安装方式
图2中(a)是最常用的底部支承安装方式，适用于底部支承平面比较大、重心比较低的中、小型电子设备。由于重心位置比较高，当高宽比较大或是干扰幅值较大时，容易产生倾翻力矩，应采用稳定用隔振器附加支承。一般在设备侧顶部增装稳定用隔振器，如(b)所示，稳定性好，是大型机柜和显控台的常用安装方式。但隔振系统对底部承载隔振器和背部非承载隔振器的弹性阻尼特性的要求不同，只有在两者匹配较好时，才能获得无共振、低耦合的系统动态特性。(c)的安装方式使隔振系统在图示平面内在水平和垂直两方向上具有基本相同的动态特性，系统具有优良的隔振、缓冲性能，稳定性好，是旋转机械的常用安装方式。(d)、(e)、(f)都是壁挂式安装方式，相对而言(e)的承载较小。(g)、(h)是侧向悬挂的安装方式，可实现隔振系统较低的峰值响应频率，但要注意安装的力学对称性。(i)、(j)是顶部悬吊的安装方式，由于隔振元件呈拉伸变形状态，稳定性较好，但承载能力不大，应避免单独采用这种形式。
本文研究的履带式车载设备的尺寸为，长度为750mm，宽度为750mm，高度为500mm，重量为65kg，重心为设备的几何重心。由于高寬比小于1，建议采用图2 (a)所示的底部隔振系统安装方式，四个隔振器在底部的布置形式如图3所示。
图3隔振器在底部的布置形式
3.小结
本文阐述了履带式车辆的现实意义和相应的工作环境，分析了如何根据待隔振设备的结构形式选择合适的隔振器安装方式，并说明了在履带式车载设备隔振系统设计中选用钢丝绳隔振器的原因。■
【参考文献】
［１］汪长民，杨继贤，孙业保,等.车辆发动机动力学[M].国防工业出版社，1981.
［２］严济宽.机械振动隔离技术[M].上海科学技术文献出版社，1985.
［３］郭良杰，丁振婷，高金辉.车载电子设备的隔振设计[J].河南师范大学学报(自然科学版)，2003，31(1)：55-57．
隔振设计 篇5
关键词：流体机械,隔振,软件开发
0 引言
流体机械广泛应用于各个行业[1,2,3,4,5],振动噪声问题是衡量其性能的重要指标之一[6,7]。针对某型仿流体机械的振动噪声问题,研究其双层隔振系统的减振效果,分析各种参数对隔振的影响规律,并开发相应的流体机械系统双层隔振设计软件,提高流体机械隔振设计的效率。
1 双层隔振系统设计
流体机械双层隔振系统如图1所示。隔振系统的振动方程为:
对振动系统分析时,常常还要用到其传递函数。对于式(1)与式(2)描述的双层隔振系统,将2个方程变形,并分别进行拉普拉斯变化运算得:
从式(3)可以看出:双层隔振系统的传递函数只受系统各参数的影响,与输入量无关。
式(1)与式(2)也可以写成矩阵的形式:.
其中,。
双层隔振系统的Simulink仿真图如图2所示。该模型依据矩阵形式的振动方程式(1),通过改变输入参数矩阵,可对多自由度系统进行仿真,该模型简单,有很强的通用性。
2 双层隔振软件开发
研究双层隔振参数对系统的影响规律时,往往要多次修改参数,进行多参数下系统响应的比较。为方便这一环节的操作,减少每次仿真都要修改m文件并在Matlab命令窗口进行操作等重复工作量,基于Matlab的GUI开发设计一个双层隔振系统分析软件,软件的主要功能包括:1)输入双层隔振参数,进行仿真,输出仿真结果(图形);2)多参数输入(单一变量),同时输出多个仿真结果(图形),用以比较;3)输出幅频特性曲线;4)导出仿真结果,包括图形与数据。软件的界面如图3所示。
其中,幅频特性的图由Matlab工具箱中的Bode函数得到,因为要得到0~50 Hz(对应转速为0~3 000 r/min)范围内的稳态幅值,在频率分辨率为1 Hz时,其仿真计算也需要3 min。而采用Bode函数时将用到系统的传递函数式(3),从输入参数到传递函数参数将在后台自动进行,无须使用者操作。Bode函数计算结果与数值仿真结果的比较如图4所示,其频率分别率为1 Hz。从图4中可以看出只在第一个极值附近有细小偏差,该误差由于仿真采样点刚好跳过了峰值所在频率,其余结果几乎重合。实际使用时,Bode函数将以>600个点对0~100 Hz范围进行绘图,提高数据精度,且求解响应速度快。
3 流体机械双层隔振系统分析
流体机械的转速为1 800 r/min,质量为2 189 kg,排量为19 L,额定功率为477 k W,缸径为159 mm,冲程为159 mm。根据机械设计手册并结合隔振器型号进行双层隔振设计,确定其主要参数为:上层选用4个W30型隔振器1.5×107N·m,下层选用6个W30型隔振器2.25×107N·m,中间质量块质量为1 200 kg,上层和下层隔振器阻尼比均为0.05。
3.1 中间质量对隔振效果的影响
中间质量的变化相当于质量比的变化。当上层刚度k1为1.5×107N·m(4个W30型隔振器),下层刚度k2为2.25×107N·m(6个W30型隔振器),阻尼比为0.05时,改变中间质量可以得到图5所示的幅频特性曲线,从图5中可以看出,随着中间质量m2的增大,第1个峰值少量左移,第2个峰值左移较大,且峰值增大。第2个峰值之后隔振效果显著增强。对于激振频率较大的系统,中间质量增大将会提高隔振效果。但对于低速机,很有可能对隔振效果产生不利影响。该型号流体机械转速落在30 Hz处,当中间质量为1 200 kg时,其力传递率反而增加了,就是由于这个原因。
3.2 刚度对隔振效果的影响
中间质量为1 200 kg,下层刚度为2.25×107N·m,其他参数不变。上层刚度的变化对隔振效果的影响如图6所示。从图6中可以看出,第1个峰值之后,刚度变大,隔振效果减弱,第1个峰值前的低频区相反。第2个峰值前的一段范围内,不同刚度下的力传递率非常接近,此时上层刚度对隔振系统效果的影响不显著。而在第2个峰值之后的一段区域,即30~50 Hz,(对应的转速为1 800~3 000 r/min的常用区间),上层刚度对隔振效果的影响最为明显。
当上层刚度为1.5×107N·m时,下层刚度对系统隔振效果的影响如图7所示,其对隔振效果的影响规律和上层刚度类似。
3.3 阻尼对隔振效果的影响
上层刚度为1.5×107N·m,下层刚度为2.25×107N·m,中间质量块质量为1 200 kg,下层隔振器阻尼比为0.05,上层隔振器阻尼比变化对隔振效果的影响如图8所示。从图8可以看出阻尼比对系统特性的影响很明显,阻尼比增大会降低2个峰值,这对低频区的设备是很重要的。但在第2个峰值之后,情况刚好相反,阻尼比越小,隔振效果越好,这对高频区的隔振是相当重要的。另外,阻尼比的变化并不会改变共振频率。
上层刚度为1.5×107N·m,下层刚度为2.25×107N·m,中间质量块质量为1 200 kg,上层隔振器阻尼比为0.05,下层隔振器阻尼比变化对隔振效果的影响如图9所示。其规律和图8类似,还可以看出,下层阻尼比的改变对传递率的影响要略小于上层阻尼比的影响。说明如果通过改变阻尼的形式提高隔振效果,应该选择改变上层隔振器的阻尼。
4 结语
利用基于Matlab开发的软件对流体机械系统进行了双层隔振设计与仿真计算,得出了以下结论:
1)基于Matlab的GUI开发的软件能实现双层隔振系统的时域和频域的仿真计算,大大提高了分析效率。
2)双层隔振系统,上层阻尼的变化对系统隔振效果影响更明显,通过改变阻尼提高隔振效率,应首先采用改变上层阻尼比。
3)对于激振频率较大的系统,中间质量增大能提高隔振效果。但对于低速机,很有可能对隔振效果产生不利影响。
参考文献
[1]张有良,王剑峰,张国安.屋顶形包装机的灌装系统研究[J].包装与食品机械,2012,30(3):45-48.
[2]马昌训,吴运新,滑广军,等.基于AME Sim的叠加式溢流阀故障仿真研究[J].流体机械,2011,39(2):32-36.
[3]朱绍源,郭怀舟,郝伟沙,等.球阀的低温试验[J].流体机械,2012,40(7):18-21.
[4]唐小江.管线球阀阀座防火结构分析[J].流体机械,2010,38(6):51-54.
[5]陈海燕,陈继明.炼化装置热油泵机械密封改造[J].流体机械,2013,41(7):44-48.
[6]武瑞林.煤气鼓风机的喘振现象及其预防[J].燃料与化工,1997(5):281-283.
隔振设计 篇6
沈阳中汇广场一期 (建筑面积29万平方米, 高142米, 地上42层, 地下3层, 是集住宅、公寓、酒店、办公楼及商场的城市综合体, 机电系统为方案招标) 的空调系统之商场部分共4台制冷主机, 主要供地下三层的车库、仓库、商场及裙楼1~4层商场部分, 设置在地下三层制冷机房内;空调系统之办公楼部分共3台制冷主机, 主要供42层的办公楼, 设置在19层设备夹层内, 上下层办公区。现对单台制冷主机隔振深化设计及施工工艺进行阐述, 以便后续类似项目实施参考。
一、制冷主机主要参数摘要 (见表1)
二、制冷主机隔振措施分析及选择
1. 主要噪声源
(1) 制冷机房主要噪声源有制冷主机、水泵等设备运转及设备振动产生的机械噪声。
(2) 冷水在管道内流动产生水流声及水管振动产生的噪声。
2. 具有振动的设备均应设置减震设施, 同时与其连接的管道应设置隔振软接。
减震器的类型选择:根据减震器的自振频率f0选择不同类型的减震器。
n:设备的转速 (r/min) ;f:设备的扰动频率 (Hz) ;T:设备的振动传递比。
当f0<5Hz采用弹簧减震器即设备转速较低;当5Hz≤f0<12Hz采用橡胶剪切型减震器;当f0≥12Hz宜采用橡胶减震垫即设备转速较高。实际施工中将按下面表格选用不同减震措施:不同场所、不同类型减震器对应的设备转速rpm (见表2) 。
3. 隔振措施的分析及选择
三、阻尼弹簧减震器选型计算
1. 原始数据
根据制冷主机隔振措施的分析与选择, 对于办公楼十九层设备夹层之19XRV600型号制冷主机采用阻尼弹簧减震器, 制冷主机设置在混泥土隔振台上, 混凝土隔振台总重量为1285kg;则制冷主机和隔振台总重量为15600kg。制冷机组工作转速900转/分, 机座底面四脚联接孔尺寸距机组重心位置如图所示 (1#、2#、5#、6#为机座螺栓孔) 。
2. 减震器选择
根据制冷主机混凝土隔振台, 确定减震器只数为6只;每只减震器承受实际荷载P=15.6/6=2.6 (k N) ;干扰频率f=900/60=15 (H z) ;Z D-240及Z D-320减震器均满足承载能力要求, 考虑到机组干扰力较小, 故选择外型尺寸较小的ZD-240型减震器。
3. 技术参数计算及复核 (1) 静变形核算
为使减震器布置对称, 减震器距机组重心距离满足下式:
∑Ai=0, ∑Bi=0;Ai、Bi为各减震器纵向和横向距机组重心之距离, i为各减震器编号。根据上式及各减震器相对重心的位置:
曲线图上可查出固有频率f0=2.83Hz, 静变形δ=32mm; (2) 隔振效率计算:
式中:T—隔振率。
η—隔振传递率, 表示通过隔振元件传递的力与传来的总干扰力的比值;
f—振源的振动频率 (H z) , f=n/6 0;经过计算f=900/60=15Hz;
f0—弹性减震支座的固有频率, Hz;其计算公式为:
式中δ为压缩变形量。隔振系统固有频率, 根据实际荷载2.6k N在Z D-240减震器曲线图上可查出固有频率f0=2.83Hz, 静变形δ=32mm;
D—为阻尼比, D=0.06;
结果:经过计算频率比f/f0=5.30, T=96%, 即所选ZD240型阻尼弹簧减震器满足制冷主机隔振要求。
四、施工工艺
由于阻尼弹簧减震器安装施工工艺相对简单, 作业面相对独立, 即施工质量和施工安全较容易保证, 为此不进行详细阐述。
1. 施工工艺流程
2. 细部安装节点
3. 施工注意事项
施工时需要做好质量安全及文明施工交底。
对于制冷主机混凝土基础验收时一定要注意预埋件验收、水平都验收、混泥土标号验收, 同时混泥土基础需要完成二次抹灰。
阻尼弹簧减震器的地板安装一定要牢固, 并且需要找平在同一个水平度上, 便于受力均衡。
阻尼弹簧减震器安装完成后, 混凝土隔振台安装时需要先设置限位预压装置, 以防止安装时使个别阻尼弹簧减震器受损。
混凝土隔振台及阻尼弹簧减震器安装完成后需要进行预压试验。
制冷主机安装完成后需要进行阻尼弹簧减震器校正, 具体参考厂家技术样本。
结论
对于城市综合体之制冷主机隔振措施深化设计在各建筑施工企业技术人员及深化设计人员因专业原因涉及较少, 为此很多技术人员不知道如何进行隔振效率计算。通过对沈阳中汇广场一期项目制冷主机隔振措施深化设计计算和施工工艺的总结, 希望能给各建筑施工企业技术人员及深化设计人员提供一些帮助和借鉴。
参考文献
[1]马大猷主编的《噪声与震动控制工程手册》 (机械工程出版社, 2002年) .
[2]《声屏障声学设计和测量规范》 (HJ/T90-2004) .
[3]《上海青浦环新减震器厂样本》.
隔振设计 篇7
关键词：振动,水泵,单层隔振,隔振效率
0 引言
随着我国动力机组与建筑构筑物一体化趋势明显, 振动与噪声污染问题愈加突出[1]。文献[2]通过振动与噪声测量, 分析了水泵振动在建筑结构中传播, 指出隔振可以大幅度降低房间内的空气噪声。文献[3]引入具有两个垂直对称面的五自由度隔振系统, 将刚体动力学模型简化为三种独立的运动形态, 推导了基础位移激振下系统在各运动方向上的隔振效率计算式, 并给出一组工程算例。文献[4]将超精密车床简化为一个三自由度隔振模型, 4个空气弹簧对称布置, 应用Matlab建立了仿真模型。文献[5]研究了具有大块基础的六自由度风机隔振模型, 计算了6个固有频率和偏心扰力下的位移响应幅值。
本文建立了一种具有两个自由度的单层隔振模型, 研究垂向偏心激振力作用下系统的耦合动态响应问题, 为多自由度耦合隔振系统的优化设计提供理论依据。
1 动力学模型
一种卧式离心水泵单层隔振系统的结构模型如图1所示。由于系统的结构、材料、支承和载荷的非对称性, 设备刚体运动存在耦合性, 呈现多自由度振动形态, 增加了隔振设计的复杂性。令水泵质心为O, 取水平轴线为X和Y, 垂直轴为Z。将设备视为刚体, 单层隔振系统具有6个自由度, 即3个沿坐标轴方向往复运动的线位移和3个绕坐标轴转动的角位移。
2 运动方程
引入假设:1) 系统对称于XOZ平面, 包括结构、外力、隔振器等参数, 忽略绕X轴的扭转运动;2) 忽略绕Z轴的摇摆运动和沿X、Y轴的水平位移;3) 铅垂偏心激振力F=F0sinωt。式中:F0为振力幅值;ω为激振角频率。水泵的质量为M1;对Y轴的转动惯量为J1。
在XOZ平面内隔振器的总数为n, 隔振器铅垂Z方向刚度系数为ki (i=1, 2, …, n) ;不考虑阻尼;隔振器的位置坐标为Xi (i=1, 2, …, n) 。
列出无阻尼二自由度振动系统的动力学微分方程为
令, 代入式 (1) 中解得固有频率为
令
代入频率方程中得
应用克来默规则, 由式 (5) 求得
将式 (6) 代入式 (5) , 求得:
传递到基础上的力为各支承力之和, 即
定义力传递率是传递到基础上的力与激振力的比值, 由式 (7) 、 (8) 和 (9) 得
为便于分析, 定义对数传递率
隔振效率定义为
3 计算实例
以S200-63型卧式离心水泵为例, 叶轮额定转速n01=2950 r/min, 激振频率ω=308.7 rad/s。水泵本体质量187 kg, 总质量 (含电机) 1100 kg。选用JG剪切型橡胶隔振器, 按4排不等间距布置, 每排两个, 共有8个, 如图1和图2所示。取m1=1100 kg, J1=240 kg·m2。以下讨论两中特例。
令水泵各支撑点传递到基础的力相等, 也就是有k1x1=k2x2=k3x3=k4x4简化为
将式 (13) 中已有的数据代入, 可得到相应的等支撑力表达式。
隔振器选用同一型号, 支承刚度k1=k2=k3=k4=k=4.57×105N/m, 支承间距x1=0.878 m, x2=0.128 m, x3=-0.372 m, x4=-0.878 m。令x0=max (xi) , i=1、2、3、4, 偏心距e, 无量纲化偏心距e-=e/x0。
列出简化式:
以下分别讨论支承刚度k、支承间距x0和偏心距e变化对隔振传递率影响。
由图3可见, 当偏心距变大时, 系统第二个共振峰值左移, 且在中高频域时传递率略微增大。同时有反共振点出现, 其产生的原因是由于转动惯量的影响。
由图4可见, 系统的共振峰随着刚度的减小而左移。同时减小隔振器的刚度可使系统在中、高频域的传递率曲线整体下移, 即弹簧刚度减小对隔振有利, 而且效果很明显。
由图5可见, 隔振器支承间距增大, 对传递率基本无影响, 只有在第二个共振峰时有显著的区别, 即支承间距增大可使第二个共振峰右移。
4 结论
通过求解水泵单层隔振系统微分方程, 列出传递率方程, 并改变结构参数画出传递率曲线, 比较发现:当偏心距落在质心上时隔振效果最佳;刚度增大, 使得隔振峰值的到来时间推后, 并且隔振能力减弱;支承间距增大使得两个共振峰距离变大, 对隔振不利。
参考文献
[1]王孚懋, 杨龙, 赵丽芳.水泵机组浮筏隔振系统研究[J].噪声与振动控制, 2008, 28 (5) :36-39.
[2]顾德俊, 朱茂林.民用建筑中的水泵噪声及其控制[J].噪声与振动控制, 1987, 7 (6) , 43-47.
[3]张士义.多自由度隔振系统的隔振效率[J].哈尔滨工业大学学报, 1987, 19 (3) :88-94.
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[5]徐缨, 谈志春.大型风机隔振基础的动力分析及其设计方案[J].石油化工设计, 2005, 22 (1) :5-10.
隔振设计 篇8
一、冷冻机房设计选址评估
(一) 冷冻机房现场环境
北京协和医院门急诊楼及手术科室楼改扩建工程建筑面积225000㎡, 地上11层, 地下3层。冷冻机房设置于地下二层, 正上方为放射科, 下方位置为水泵房。层高7m的冷冻机房共设置离心式冷水机组4台, 螺杆式冷水机组1台, 循环水泵6台, 多相全程水处理器10台, 定压补水机组1套, 软化水箱1套, 全自动软水器1套, 分水器、集水器各1台, 真空脱气机3台。相关管道口径为DN250~DN800, 各类阀门若干。
(二) 设计选位的考量
设计阶段对于冷冻机房的选位主要考虑以下3点:一是, 设置在人防区域以外, 冷冻机房进出管线多、管径大, 若设在人防区域, 进出管线的防护、密闭难以解决;二是, 冷冻机房用电负荷巨大, 设置在变配电室附近可以减少电缆的敷设距离及电能的损耗;三是, 设置在设备吊装孔以下。冷冻机房内大件设备需要直接对外的吊装孔, 吊装孔的设置受首层室外场地条件限制, 同时吊装孔的存在对冷冻机房之上的地下各层的布局带来限制。
综上, 设计最初将冷冻机房布置于门急诊楼地下二层北侧。因为项目的建筑密度大、室外场地有限, 吊装孔较为合理的位置只有急诊前广场, 进而决定冷冻机房只能设在门急诊楼北侧地下区域。为了不加深冷冻机房吊装孔以及影响地下三水泵房的格局, 将冷冻机房置于地下二层, 与变配电室毗邻。
二、冷冻机房振动的风险评估
将冷冻机房设计于门急诊楼地下二层北侧是合理和经济的, 同时也不影响放射科大型医疗设备。冷冻机房正上方的放射科配备有两台核磁共振成像设备, 对于安装环境的要求非常严格, 尤其振动的干扰对于设备成像质量会造成很大的影响。对此, 冷冻机房采取了必要的常规减震做法, 又出于保险考虑, 项目管理团队对此进行了咨询、分析与论证。
(一) 影响核磁共振 (MRI) 检查的环境因素
第一, 稳态振动和瞬态振动的影响。稳态振动通常是指由电动机、泵、空调压缩机等引起的振动, 瞬态振动通常是指由交通工具、行人、开关门等引起的振动;
第二, 核磁共振场地附近的高压线、变压器、大型发电机及电机等设备设施的影响;
第三, 安装紧急排风系统, 排风量应按设计要求。设备间必须安装下送风、上回风系统, 磁体间不得安装空调机组, 整个MR系统必须安装专用机房;
第四, 供电、磁体承重要求、温湿度等也是影响核磁共振成像的因素。
(二) 关于振动影响核磁共振设备成像问题的分析
地下一层放射科内配有两台核磁共振设备, 根据工程现场实际检测结果, 设备安装要求的加速度峰值约24Hz, 而冷冻机房内冷冻水泵、冷却水泵的电机转速为1450rmp, 电机振动频率为1450/60≈24.2Hz。由此可见, 水泵运行过程中产生的振动会对地下一层放射科内的核磁共振设备成像造成影响, 且为主要振源。另外, 冷冻机房内管道采用固定吊架安装, 这样就导致管道会将振动传递至上楼层。
三、冷冻机房隔振措施
(一) 机房减震初步设计
根据冷冻机组的荷载, 均匀布置弹簧减振支座, 进出水口采用橡胶挠性接管连接, 管道采取钢架支撑形式隔振, 为防止管道振动通过钢架支撑传递到楼层下, 设计采用橡胶隔振器隔振。
空调水泵基座厚度控制在120mm~320mm, 在水泵基座采用阻尼弹簧隔振器安装方法。加大基座重量控制台面振幅, 以防止水泵启动和关闭时产生共振。水泵的进水口管道采用橡胶挠性接管连接隔振。泵头管道采取钢架支撑形式隔振, 设计须采用可调式弹簧隔振器, 便于现场施工安装及更换。
冷冻机房内冷冻水、冷却水管路的支、吊架采用TT型管道弹性托架减震器及DJ型阻尼钢弹簧减振吊架、ZGT型阻尼钢弹簧减振器安装。
冷水机组、冷冻水泵、冷却水泵等大型设备的弹簧减振支座均由设备厂家根据现场使用条件配套提供, 并由设备制造商根据其设备特点提出隔振安装要求。
(二) 机房减震深化设计
经过现场勘查及设计计算, 在冷冻机房内增设型钢支架、管道弹性托架减震器及阻尼钢弹簧减振吊架。钢结构管道支架梁的位置在安装过程中根据现场情况进行微调, 所有构件涂漆前均严格进行金属表面喷射防锈处理。
隔振支座根据所处位置的不同, 分为安装TT托架配合使用ZTG列弹簧隔振器 (ABB1CC1DF1F2型) , 和两个TT托架串接 (F3F4型做法) 安装两种形式。ABCD型吊架及支架因所用的槽钢、角钢、型钢截面宽度有限, 因此底部与结构必须进行固定及焊接处理。
(三) 吊挂减震措施
该工程管道吊挂一般分为两种情况, 一种是单根管道吊挂, 当管道口径较小时, 可以考虑利用卡箍将管道吊于上层楼板上。由于口径小, 管道重量轻, 吊点负荷小, 一般采用弹簧外露的弹性吊架, 这样在安装时不仅便于施工, 而且可以直观的通过观察弹簧的变形判断减振器材的工作状况, 来保证管道的隔振效果及施工质量。
另一种是多根管道并排, 且管道标高相近时, 这时同时对这几根管道进行吊挂, 将这几根管道落于一个支架上, 然后吊在上层楼板上。一般多条管道同时吊挂时, 管道口径较大, 吊架的负荷相对会大一些, 在对吊挂管道隔振时, 一般会将落地式弹簧减振器安装在管道托架与吊架之间, 由于落地式弹簧减振器的载荷分布更宽、相应的弹簧刚度变化更为广泛, 因此在选型计算时更为准确, 隔振效果更显著。由于是多管道共用支架, 从而大大降低了施工难度, 确保施工质量。
(四) 隔振施工的难点
冷冻机房进行隔振措施所涉及范围要保证点点通过, 切不可产生振桥;考虑温度应变时隔振效果及支撑点受力变化的影响, 确保隔振效果及支撑点安全;相应的设备正确合理地选用隔振元件, 并采用最佳隔振形式, 保证有较高的隔振效率;隔振元件受力均匀, 降低隔振系统重心, 增加隔振系统整体稳定性及安全性;在设备与管道之间配置软连接装置, 减少设备振动及固体声沿管道的传递;现场分离所有非振动管线与振动管线, 不可产生接触。
四、结束语
通过工程前期的勘察测试, 并对隔振设备进行选型, 以及对冷冻机房进行隔振治理后, 经过相关方面的最终测试, MRI机房能够满足核磁共振设备安装条件, 并且声环境得到了明显的改善。
参考文献
[1]夏绍峰, 陈凤冠.基于医院核磁共振设备的振动控制[Z].北京:2002.
[2]张建明.核磁共振成像设备安装场地振动问题的处理[J].工程建设与设计, 2009 (7) :82-86.
隔振设计 篇9
压缩机是石油石化行业重要的动设备, 特别在石化领域发挥着重要作用。振动问题一直是困扰压缩机正常运行的影响因素, 造成在役压缩机剧烈振动和噪声的主要因素包括压缩机周期性吸气、排气产生的气流脉动和安装不对中, 基础及支承不当等引起的机组自身振动[1,2]。隔振是振动控制的主要方法之一, 通过在压缩机和支承之间安装隔振器, 以减少系统的动态耦合, 减小不良振动对周围环境的影响, 并借助有限元方法参与隔振器参数设计, 以实现对压缩机系统隔振、降噪的目的。
ZW—3/7无油压缩机在工作过程中基础振动剧烈, 同时伴有较大环境噪声。本文在对其振动原因分析的基础上, 利用刚度设计方法, 对隔振器进行结构设计, 并借助有限元分析软件对其进行仿真计算, 达到了理想的设计结果, 节约了设计成本。
1 ZW—3/7无油压缩机
ZW—3/7无油压缩机是一种容积型单作用往式空气压缩机, 采用聚四氟乙烯作为自润滑材料, 可在无油润滑气缸的条件下实现空气的压缩。由压缩机本体、Y 225S—8型三相异步电动机、LF—3型高效冷却器、安全阀组、储罐、电源和其他附属设备组成。
电动机作为动力机, 通过带传动与曲轴连接。当曲轴旋转时, 通过连杆的传动, 活塞便做往复运动, 由气缸内壁、气缸盖和活塞顶面所构成的工作容积则会发生周期性变化。曲轴旋转一周, 活塞往复一次, 气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程, 即完成一个工作循环。
2 压缩机振动原因分析
一般地, 压缩机吸气、排气间歇性和周期性, 产生的气体脉动, 机组本身动平衡性能差, 安装不对中, 基础支承不当以及气柱和管系产生共振等, 均引起不同程度压缩机振动, 并产生较大噪声。
ZW—3/7无油压缩机转速为730 r/min, 计算转速频率为12.17 Hz。采用加速度传感器、电荷放大器、振动数据采集卡和频谱分析软件对该压缩机进行振动测试。频谱分析得压缩机本体振动峰值频率为12.5 Hz, 与压缩机转速频率非常接近, 说明压缩机主振频率与转速频率密切相关。同时, 该压缩机本体与槽钢螺栓连接, 并经地脚螺栓紧固在水泥基础上, 螺栓松动、基础质量太轻及基础支承联接不当也是压缩机产生较大噪声的原因。
3 压缩机动力学模型
由于该压缩机本身为振源, 除了考虑加大基础质量外, 需使用隔振器将它与基础隔离开来, 通过隔振器消耗和贮存能量, 减少设备传到基础的振动和力, 属于典型的主动隔振问题。图2为建立的压缩机主动隔振系统。
压缩机振动系统符合动力学方程[3]:
M、C和K分别表示压缩机系统的质量、隔振器阻尼系数和刚度。F0和FT分别为作用到系统的激振力和通过隔振器传递到基础的力。
主动隔振的绝对传递率:
ηA实际代表的是经过隔振后力或振动量减小程度, ηA<1才有隔振效果, 且ηA越小隔振效果越好, 也称之为隔振系数。运动响应:
β为设备位移振幅A与静变位之比。为保证设备在隔振过程中有足够的活动空间, 隔振器具有的间隙应该大于设备位移振幅A。
ω、ωn分别为激振频率和系统固有频率, λ为二者之比, 称为隔振系统频率比。若在设备上作用几个振源, 在计算λ时, 应取激振频率ω的最小值。对多自由度系统, 应取系统的最高固有频率, 以保证各个激振频率和固有频率都满足λ=2.5～5.0的要求。
4 基础支承的隔振器设计步骤
隔振器设计大致按照如下步骤进行:
1) 确定被隔设备的原始数据。包括压缩机与安装台座的尺寸、整机重量、重心位置及振动频率等。
2) 隔振器刚度设计。计算隔振系统绝对传递率ηA、隔振系统频率比λ和系统固有频率ωn, 由此计算隔振器刚度。
3) 基于主动隔振要求, 计算设备传递给基础的力FT, 验证是否符合隔振要求。
4) 考虑隔振效果和起停过程中避过共振区等因素, 确定隔振器阻尼, 并对隔振器进行选型, 展开隔振器尺寸计算和具体结构设计。
5 弹簧—金属橡胶组合刚度的隔振器设计
ZW—3/7无油压缩机与安装台的尺寸为2 230×1 150×1 570 mm, 整机质量1 860 kg, 重心位置在压缩机活塞杆中心, 排气压力0.7 MPa, 振动频率为压缩机转速频率。
按尽可能选择较少隔振器数目的原则, 考虑压缩机质量, 并保证安装稳定性要求, 首先确定基础安装隔振器的数目为4个, 每个隔振器的承重为:
初选λ=3, 由测试已知振动频率f=12.17 Hz, 带入 (5) 式计算得
由式 (6) , 计算隔振器刚度k:
考虑隔振器隔振效果等因素确定阻尼系数, 按照隔振器为刚性联接的黏性阻尼形式, 计算得
根据组合和可变刚度设计思想[4,5], 选择螺旋弹簧与耗能性能优越的弹性多孔金属橡胶材料[6]组合作为隔振器弹性元件, 借助Solidworks有限元软件进行具体参数设计, 通过有限元仿真计算得隔振器弹性元件最大应力494 MPa, 最大压缩变形量为6 mm, 最小安全系数1.3, 计算结果说明, 上述设计符合强度、稳定性设计要求, 且满足了ZW—3/7无油压缩机基础隔振需求。图3为弹簧—金属橡胶组合刚度隔振器应力计算云图。
6 结论与认识
(1) ZW—3/7无油压缩机本身为振源, 系统隔振设计属于典型的主动隔振问题。可通过计算隔振系统绝对传递率和频率比来进行隔振器刚度设计。
(2) ZW—3/7无油压缩机转速频率是压缩机主要振动因素, 是隔振器设计的主要依据。另外螺栓松动、基础质量太轻等引起的支承不当也是压缩机产生较大噪声的原因, 必要时须在隔振器设计中加以考虑。
(3) 压缩机类大型机械, 振动原因复杂, 振源与噪声信息丰富, 隔振器设计过程中对弹性元件进行组合刚度设计是该类隔振问题求解的新趋势。
(4) 金属橡胶是一种能量耗散能力强, 适应性广的弹性多孔材料, 在油田大型设备低温、腐蚀和野外等特殊工作环境下的隔振降噪领域有广泛的应用前景。
参考文献
[1]刘四虎, 方水良.BX32-20/2T2-100/8型往复式压缩机振动分析.机电工程, 2009;26 (5) :92—94
[2]姜文全, 杨帆, 王茂廷, 等.往复压缩机管道振动分析及改进.压缩机技术, 2009; (2) :54—57
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[4]李中郢, 卢正人.金属橡胶减振器组合刚度特性研究.哈尔滨工业的大学学报, 2005;37 (1) :1327—1329
[5]孙冰, 聂景旭.一种基于变刚度原理的新型隔振器设计.北京航空航天大学学报, 1999;225 (6) :651—654