强迫振动分析

2024-07-25

强迫振动分析（共3篇）

强迫振动分析篇1

摘要：针对国产采棉头核心工作部件锥齿轮传动系统在工作中存在复杂振动问题,以整个采棉头锥齿轮系统为研究对象,建立包括锥齿轮结构系统和传动系统的完整齿轮系统的动态分析模型;应用有限元数值分析方法,求解出采棉头锥齿轮系统的固有特性分析结果;应用多体动力学相对坐标系运动方程理论和完全递归算法,求解出锥轮齿系统的动态激励力;以锥齿轮系统固有特性分析结果为基础,锥轮齿动态激励力作为齿轮系统的动态分析的边界条件施加在锥轮齿啮合线上,应用NASTRAN求解器的响应仿真分析模块评估出齿轮系统的强迫振动响应,求解出箱体上节点的速度、加速度和力的传递性,并输出相对于指定输入节点处强迫运动的速度频率响应、加速度频率响应和单位力载荷的频率响应。研究结果可为国产采棉头锥齿轮系统减振和提高使用寿命提供理论依据。

关键词：锥齿轮系统,数值分析,Nastran,动态激励,强迫振动,减振降噪,采棉头

0 引言

针对国产采棉头核心工作部件锥齿轮传动系统在工作中存在复杂振动问题,进行动态响应分析。系统的动态响应分析广泛地应用到工程的振动问题研究中,系统的动态响应直接影响到系统的结构的刚度、强度、运动形态和振动能量水平。机械系统的动态响应分析是振动分析的基础和主要内容。本研究通过对锥齿轮系统的固有特性和锥齿箱的动态激励力进行仿真研究,分析出锥齿轮系统内部激励和外部激励是产生振动和噪声的根源[1,2]。随着不断深入地对锥齿轮系统强迫振动响应的研究,在考虑锥齿轮系统的啮合过程的同时,还必须评估动态啮合力在整个锥齿轮系统中的传递特性及锥齿轮系统中各零部件的固有特性和动态响应的表现特征。因此,在本研究中必须以整个采棉头锥齿轮系统为研究对象,在NASTRAN中同时建立包括锥齿轮结构系统和传动系统的完整齿轮系统的动态分析模型。同时,以采棉头锥齿轮系统固有特性分析的结果为基础,建立动力学有限元分析模型应用多体动力学数值仿真得到的锥轮齿动态激励力作为齿轮系统的动态分析的边界条件施加在锥轮齿啮合线上,应用NXNASTRAN软件的响应仿真分析模块评估齿轮系统的强迫振动响应; 并将响应分析结果作为噪声辐射分析的边界条件,通过建立合理的齿轮箱边界元模型,导入噪声分析工具中,从而实现对采棉头锥齿轮箱系统结构噪声的预测。

1 建立锥齿轮传动系统有限元数值分析模型

平水机械厂自主研发的采棉头核心工作部件锥齿轮系统由锥齿箱箱体、轴、1对锥齿轮、轴承、法兰盘及皮带盘等部件构成。这些部件是产生动态强迫振动的主要部件,因此对采棉头锥齿轮系统结构数字化建模的精确度对结构系统的动态强迫振动数值仿真结果有直接的影响[3,4]。数字化三维虚拟模型代替传统的实物系统进行实验和研究,在产品研究开发阶段就可进行实验分析,所以在进行动态强迫振动分析前必须建立锥齿轮的实体模型。其整机装配实体模型图如图1所示,锥齿轮参数如表1所示。

2 锥齿轮系统耦合固有特性数值分析

锥齿轮系统耦合固有特性数值分析的主要方法和流程如图2所示。

通过以上锥齿轮固有特性分析方法,在NASTRAN固有特性分析模块下,应用有限元分析方法求解出锥齿轮系统的耦合固有特性[5]。通过现场实验得出锥齿轮系统的中低阶固有特性对采棉头系统的强迫振动影响较大,因此本研究只求解了锥齿轮系统的前20阶固有频率和总振幅,输出了锥齿轮系统的主振型和固有频率,具体数值如表2所示。研究结果可作为锥齿轮系统强迫振动响应数值分析研究的基础[6]。

3 锥齿轮系统动态激励力计算

齿轮传动系统多刚体动力学计算工况为: 主动轮输入转速为2 200r /min,功率为4. 4k W。通过负载扭矩的计算公式[7,8,9],有

其中,Me为负载扭矩( N·m) ; Pe为输入功率(k W) ; N为输入转速( r / min) 。

计算可得施加在从动轮上的负载扭矩为25. 6N·m,并在Recur Dyn中设定其与主动轮之间的接触关系,动力学计算模型如图3所示。

如图3所示,在主动轮和从动轮之间设置了接触关系,并设置了两个转动副,主动轮驱动转速2 200 r /min,负载扭矩为25. 6N·m。

根据上面所设定的接触关系和相关的参数进行动力学仿真,分析可得到主动轮与从动轮之间动态接触力。输出动态接触力时域曲线,如图4所示; 动态接触力矩时域曲线5所示。计算结果作为锥齿轮系统强迫振动响应数值分析研究的边界条件,以第3节固有特性分析结果为基础,施加在锥轮齿啮合线上,求解出强迫振动响应数值分析结果。

4 锥齿轮系统动态强迫振动响应数值分析方

在系统直接瞬态响应分析计算中,计算结构响应是通过用直接数值积分方法求解耦合方程来实现的。具体解算方法为

用中心差分法对固定时间段Δt求出离散点的响应,则有

使用Newmark - Beta方法进行转化,得到运动方程为

通过整理,可得到运动方程为

动力矩阵表示为矩阵 [A 1],外力矩阵( 3个相邻时间点平均) 表示为矩阵 [A 2]。当没有 [ M] 及[B] 矩阵存在时,矩阵 [ K] 对方程进行了修正,[K] {u( t)} = {p( t)} 为运动方程缩减为静力平衡方程的表达式。对运动方程( 5) 进行求解时,通过对矩阵 [A 1]进行分解,作为方程等式的右边,就可以分析出瞬态响应的结果。通过这样的方法,分析求解过程就像是一系列的静力平衡分析求解过程,每计算一个时间步,以新的载荷向量执行一次向前一次向后替代,解算过程的瞬态动力学是根据用 [A 3]、[A 4]修改外力矩阵 [A 2]来表现[11,12,13]。

5 动态强迫振动响应数值分析结果

5. 1 评估传递性结果

以锥齿轮啮合线中间节点输入一个加速度动动信号,评估箱体上节点的速度、加速度和力的传递性,得到了相对于指定输入节点处强迫运动的速度频率响应如图6所示。加速度频率响应如图7所示,单位力载荷的频率响应如图8所示。

从图6 ~ 图8中可以看出: 随着频率的增高,箱体的频率响应成起伏变化,但是总体趋势在减弱。这是因为系统的动态响应受结构阻尼、系统固有频率的影响所致。但是,从图6 ~ 图8中可以看出: 锥齿箱的频率敏感点,在设计锥齿箱系统运传频率时要尽量避开这个频率。

5. 2 响应分析结果

以第3节齿轮模态分析结果为响应分析输入模型,以第4节得出的齿轮激励力为边界条件,建立了锥齿轮箱系统的动态响应分析模型,应用NASTRAN软件分析锥齿轮的加速度响应云图如图9所示,速度响应云图如图10所示,位移响应云图如图11所示。

从以上分析结果中可以看出齿轮系统的响应结果: 最大加速度发生在皮带盘上,最大值为0. 433m /s2; 最小值发生在箱体的底座位置,最小值为0. 01m /s2; 最大速度也发生在皮带盘上,最大值为0. 034 4mm /s; 最小值发生在箱体的底座位置,最小值为0. 000 8mm / s; 最大位移发生在皮带盘上,最大值为2. 739μm;最小值发生在箱体的底座位置,最小值为6. 603×10- 2μm。

6 结论

建立了包括锥齿轮结构系统和传动系统的完整齿轮系统的动态分析模型,应用有限元数值分析方法,求解出了采棉头锥齿轮系统的固有特性分析结果; 应用多体动力学相对坐标系运动方程理论和完全递归算法,求解出了锥轮齿系统的动态激励力; 以锥齿轮系统固有特性分析结果为基础、锥轮齿动态激励力作为齿轮系统的动态分析的边界条件施加在锥轮齿啮合线上,应用NASTRAN求解器的响应仿真分析模块评估出齿轮系统的强迫振动响应,求解出了箱体上节点的速度、加速度和力的传递性,并输出相对于指定输入节点处强迫运动的速度频率响应、加速度频率响应和单位力载荷的频率响应。研究结果为国产采棉头锥齿轮系统减振和提高使用寿命提供理论依据。

强迫振动分析篇2

由于海洋石油工业的建筑物需要经常的移动需要三用工作船进行拖航作业, 通常三用工作船的功率较大, 而船舶的主尺度不大, 为了增加船舶的系柱拉力采用导管桨设计, 导管桨设计需要导流罩支撑和尾轴管支撑, 加之为保障船舶装载能力, 尾部型线设计考虑较为丰满。因而容易形成尾部螺旋桨处伴流不畅而引起船舶振动。本文旨在介绍三用工作船设计时, 对于尾部水下型线设计及附属物设计要给予充分考虑, 避免考虑不周而引起振动现象发生。

1 船舶状况简介

该船舶于2004年交船。为全焊接式钢质船体, 横骨架式, 具有一层连续主甲板。主甲板上设有一层长艏楼和一层短艏楼, 第二层艏楼甲板上设有三层甲板室, 主甲板下设局部平台甲板和局部双层底, 机舱区域为双底双壳。采用双机、双可调螺距螺旋桨, 双固定导流罩, 双流线型悬挂式襟翼舵, 前倾式船首, 巡洋舰式船尾。船舶总长69.2米, 垂线间长58米, 型宽16.8米, 型深7.6米, 最大吃水6.5米, 设计吃水5.0米。载重吨2000吨, 设计排水量3412吨, 最大吃水排水量4600吨。主机功率4×2600KW, 双导管桨推进。

船舶在试航时船舶主机发挥到75%时, 发觉船舶振动非常厉害, 驾驶室及舵机舱的振动难以忍受。悬挂的电气设备不能正常使用, 机械设备受到严重危害, 船舶主机功率不能正常发挥, 船舶主要性能指标之一的系柱拉力收到严重影响, 船舶倒车功率发挥不出, 船舶尾部靠离平台受到影响。

2 振动原因探究及方案分析

引起船舶振动原因较多, 而且船舶振动的危害也较大, 本船在主机功率发挥到75%时, 船舶振动异常厉害, 只有准确分析船舶振动原因, 才能找到解决振动方案。

船舶于2004年交船时, 发现船舶振动情况后, 通过在船模尾部加装整流鳍, 以达到改善螺旋桨处水流, 进行船舶水池试验时发现其伴流分数值还是较大, 但还是有所改善, 初步判断船舶振动不是共振, 而是尾部螺旋桨激振力引起的船舶强迫振动, 为解决振动提供一个方向。

船舶在经营几年后, 决定要彻底解决该船的振动现象, 充分发挥船舶的性能。决定通过改进尾部型线, 使得螺旋桨前方来流充分, 此种方式是能从根本解决由螺旋桨引起强迫振动。通过分析尾部实际布置情况和型线, 决定采用如下措施来改善螺旋桨的来流:

(1) 尾部适当修改, 增加导管螺旋桨来流前方空间;

(2) 尾轴采用小尾鳍, 大轴包形式, 可实现均衡来流;

(3) 尾部侧推处采用宽体呆木式结构, 以增加顶部船体处空间, 实现流线均匀;

(4) 减少舭部半径并下沉, 形成反弯, 促使更多底部来流, 形成螺旋桨前更均匀流畅;

(5) 减少尾轴承支架宽度, 从900mm减少到600mm, 以减少过宽的尾轴支持对伴流的不利影响。

采纳上述措施后, 再次进行船模试验, 其伴流数基本在0.1至0.4之间, 仅在螺旋桨叶梢处, 极小范围存在0.5, 基本满足设计要求。

通过振动原因分析和船模试验验证, 确定对该船进行尾部线型改进, 减少附属物尺寸, 改善螺旋桨的伴流, 降低螺旋桨激振力的思路和方向是正确的, 船舶振动不是全船共振, 而是由于螺旋桨激振力引起船舶的强迫振动而形成船舶振动现象发生。

3 试航验证

依据上述措施后, 设计了针对性改造方案并在船厂进行改造, 改造后在海上试航并按照船舶交船时候的振动测试位置, 进行了振动测量。船舶试航状态为艏吃水:4.8m;艉吃水:5.6m;主机转速:1000r/min;四台主机运转:螺距为100%。气象条件满足试航的标准要求, 试航水深大于约20米。振动结果比较表如表1。

通过试航数据比较, 其测试位置的振动值基本都得到大幅减少, 减少幅度平均达32.3%, 通过改善船体尾部型线, 振动状况大为改善, 达到改造目的。

4 结语

本文提供了船舶出现类似全船共振现象情况, 通过研究分析和船模试验, 揭示船舶振动的真正原因, 以对伴流的分析, 找出螺旋桨激振力是本船振动的根本原因, 采取的针对性改动措施, 并与交船状态与改造后振动结果进行对比分析, 确定改造方案是成功的。并对以后船舶设计时, 对尾部型线和附属物的设计提供综合考虑方向, 以减少船舶振动现象出现。

参考文献

[1]欧礼坚.船舶螺旋桨及推进装置故障诊断关键技术研究与应用[D].华南理工大学, 2010.

[2]金庆法.Mc尼龙螺旋桨应用于渔船的节能效果[J].海洋渔业, 1986 (06) .

强迫振动分析篇3

机械振动台在力学环境实验中的重要作用促使了各有关技术部门对其持续的关注和研究,从而使机械振动台得到了很好的发展。在机械振动台的发展中经历了几个重要的阶段:在调幅方式上由单向停机调幅,单向不停机机调幅,到双向定位移幅值自动扫频;在导向方式上由强迫导向到无强迫导向;在振动方式上由单向振动到双向振动。在机械振动台的发展过程中实现无强迫导向和双向振动是研究的主要问题和关键。

机械振动台为实现振动方向上的振动,限制工作台面在非振动方向上的不需要的自由度,一般多采用增加约束的方法,也就是强迫导向的方法。具体有铜套导向、滚轮导向、棒弹簧、板弹簧导向等。这种导向的方式存在几个极难解决的问题:即在振动台的工作频率范围内存在一个或几个不同于主振方向的共振点;台面运动波形非线性失真增大;使用者需要为设备准备很牢固的专用基础。上述问题的存在使机械振动试验受到了很大的影响和制约。

无强迫导向的成功应用使机械振动台的运动特性获得了突破性的提高,使其成为了多年来一种较为理想的振动试验设备。下面着重就机械振动台的无强迫导向双向振动做论述。

2 机械振动台振动源(激振器)的力学特性和运动特性

机械振动台主要由机座、台体、液压、电器控制等部分组成。激振器、台体均为对称结构。激振器置于台体内,台体用弹簧与基座相连,组成一典型的质量弹簧系统。激振器是利用一不平衡质量体以一定的速度作定轴旋转从而向振动台供了振动源。故激振器也叫不平衡器或转子。

一台机械振动台可由1～4组转子组合成一个激振系统。

设激振器不平衡质量为m,在某一时刻t的偏心距为e,旋转频率为ω,则激振器所产生的离心力为:P=meω2, 该力在x,y坐标上的分量就是该力为振动台在水平、垂直振动方向提供的激振力:

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式中φ是激振器在运动时的初相位。显然,Rx,Ry是在+P～-P之间按正余弦规律周期性变化的简谐干扰力。

机械振动台是一典型的单自由度受迫机械振动。系统对间歇干扰力的稳态响应为:

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3 强迫导向的双向振动

机械振动台采用强迫导向的方法实现双向振动一般有以下几种形式:

3.1 单轴式双向振动

振动台激振系统只有一组不平衡器,导向机构设置8组导向限位装置,分别固定在振动台的左右墙板上。当振动台需要垂直振动时,可分别调整各导向限位装置,使导向滚轮的一端与工作台的垂直导向板接触,此时,不平衡器旋转时在水平方向所产生的力及在该力作用下使工作台沿水平方向的运动均被由导向滚轮与工作台的垂直导向板所建立的约束所平衡和限制,振动台只能沿垂直方向振动。

同理,当振动台需要水平振动时,可分别调整各导向限位装置,使导向滚轮的另一端与工作台的水平导向板接触,此时,不平衡器旋转时在垂直方向所产生的力及在该力作用下使工作台沿垂直方向的运动均被由导向滚轮与工作台的水平导向板所建立的约束所平衡和限制,振动台只能沿水平方向振动。

3.2 三轴式双向振动

振动台激振系统由3组不平衡器组成,安装在工作台台体内,工作台由可调式板弹簧和棒弹簧支承并导向。

为实现垂直和水平方向的振动,这三组不平衡器必须满足下列条件:

(1) 3个转子旋转频率ω相同;

(2) P1=P3;

(3) P2=P1+P3=2P1;

(4) 轴Ⅰ,轴Ⅱ与轴Ⅲ的旋向相反。

垂直振动的实现:

首先将3组不平衡器的初相位按其旋转方向与振动方向的夹角α调整为一致。三组不平衡器按规定方向同步旋转。依前述关系和条件,三组不平衡器所产生的离心力为:

在x,y坐标上的投影为:

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对C点取距,同时可知:∑Mc≠0

显见:当3组不平衡器按其规定旋转方向旋转,其合力在垂直方向上形成按正弦规律变化的简谐干扰力;而在水平方向上其合力始终为零;因力臂不等,合力距存在,不为零。合力距依靠可调式板弹簧和棒弹簧与以平衡,故垂直振动得以实现。水平振动的实现:

当需要进行水平振动时:在垂直振动的基础上将可调式板弹簧转90°; 将轴Ⅱ的初向位调整180°;水平振动即可实现。

与对垂直振动的分析方法相同,通过力的分析可知离心力∑P在x,y坐标上的投影为:

同样可知:当3组不平衡器按其规定旋转方向旋转,其合力在垂直方向上始终为零,而在水平方向上形成按正弦规律变化的简谐干扰力,合力距存在,不为零。合力距依靠可调式板弹簧和棒弹簧与以平衡,故水平振动得以实现。

3.3 四轴式双向振动

振动台激振系统由4组不平衡器组成,其余结构与三轴式双向振动台原理相同。为实现垂直和水平2个方向的振动,4组不平衡器必须满足下列条件:

(1) 4个转子的旋转频率ω相同,即:

(2) 4个转子的干扰力相同,即:

(3) 旋转方向轴Ⅰ、轴Ⅳ与轴Ⅱ、轴Ⅲ旋向相反,在实际设计中是轴Ⅰ轴Ⅳ为逆时针旋转,轴Ⅱ轴Ⅲ为顺时针旋转;

(4) 4轴中心应在同一水平面和同一垂直平面内。

其垂直与水平振动的实现,原理与三轴式双向振动基本相同。垂直振动的实现:首先将4组不平衡器的初相位按其旋转方向与振动方向的夹角α调整为一致,当4组不平衡器按其规定旋转方向旋转,其合力在垂直方向上形成按正弦规律变化的简谐干扰力,而在水平方向上其合力始终为零,垂直振动得以实现。

水平振动的实现:在垂直振动的基础上, 将可调式板弹簧转90°; 将轴Ⅰ,轴Ⅳ的初相位调整180°;水平振动即可实现。

以上是几种强迫导向的双向机械振动台振动的基本原理。

4 强迫导向的双向振动存在的主要问题

由前面讨论的强迫导向的双向机械振动台的振动机理,可知在振动中有关系式∑M≠0,既有力矩存在。这个力矩就是不平衡器、工作台体和装载的试品存在一合重心C,合重心C随试品的不同而变化。由于结构所限,重心C与不平衡器中心O不在同一水平面内,存在一个距离h。在水平振动时,就使得激振系统产生的激振力对合重心形衬成-M=Fh的惯性力矩,使振动台产生一定程度的颠覆而无法实现正常的振动。采用强迫导向就是为平衡这一惯性力矩而使用的具体措施。但是强迫导向无论采用铜套、滚轮导向,还是采用可调式板弹簧、棒弹簧导向,给设备又带来前面已谈到的如下几个问题:

(1) 系统在M=Rh惯性力矩的作用下,导向板弹簧有一扭转钢度Kφ=Gjp/L在系统中必有一固有频率ω0存在,即:undefined,当系统工作频率ω与该固有频率ω0接近时,系统就会产生扭转方向的共振。因此,在振动台不很宽的频带范围内,出现扭转共振是经常发生的。对于棒弹簧来讲,由于支撑方式的限制,其纵向钢度引起的系统纵向共振也可能会出现,这样在振动扫描过程中,伴有扭转共振和纵向共振是不可避免的。

(2) 强迫导向元件同时也是系统的支撑元件,这就使系统在主振方向上的固有频率也大大增高,使振动台的下限工作频率受到限制。目前一般在9～10 Hz,这样,振动台就无法满足电子仪器仪表5-55-5 Hz的扫频振动试验要求。

(3) 当需要改变振动方向时,起导向作用的板弹簧也必须相应的调整90°,为了保证主振方向的刚度不受板弹簧转动位置的影响,导向机构转位精度要求很高,这给设计和制造带来了较大的困难和很高的要求。

(4) 不平衡器旋转时的离心力在非振动方向的分力和力矩是通过滚轮、铜套、板弹簧、棒弹簧等强迫导向机构建立起来的约束来制约和平衡的,并通过导向机构、墙板、基座等传递、作用在机器的安装基础上。因此,这类振动台对设备安装基础都要求很高,对导向机构等承力构件的刚度要求也很高。

(5) 采用滚轮导向,除了存在上述问题外,而且调整复杂,特别是各组导向滚轮与各导向板间的接触压力很难保证一致,或松或紧不可避免,结果非常影响设备的各项工作精度指标。如加速度波形失真加大,横向振动加大等,甚至有时使设备不能正常未定工作。

强迫导向双向振动存在的以上问题极大地限制和影响了这类振动台的使用范围和性能。

5 无强迫导向的双向振动

强迫导向双向振动存在的严重限制和影响机械振动台使用范围和性能的缺陷,使研制和使用无强迫导向双向振动台成为必然。无强迫导向双向振动台相对于强迫导向双向振动台主要有3点突破:

(1) 进一步应用力学的基本理论,从理论上实现了:

① 在要求实现振动的方向上激振系统合成简谐干扰力;该力的作用点始终在激振系统振动台体与试品刚性构成的合重心C处;

② 在非振动方向上其合力始终为零;

③ 合力矩始终为零。

这样,仅依靠激振系统的力的合成就很好地实现了要求的振动与导向。既无强迫导向振动,彻底甩掉了繁琐的强迫导向机构,这在振动台的设计中是一个重要突破。

(2) 成功地设计激振系统相位调整机构,能够使各不平衡器的相位按需要得以方便、可靠、准确的调整,从而保证对理论应用的有效实现。

(3) 成功的应用了空气弹簧支撑系统,使系统刚度大幅度降低,从而使系统的固有平率大大降低,约为1.5 Hz甚至更低,而扫频振动试验要求下限频率5 Hz,系统在超共振状态下工作,从而很好地满足了扫频振动试验的要求。

无强迫导向双向振动台的良好性能受到了行业的一致认可,得到了较为广的应用。下面以使用较为普遍的四轴式为例,分析无强迫导向双向振动的情况。垂直振动的分析与四轴式强迫导向的双向振动完全相同,这里不再赘述。着重讨论水平振动的情况。

前面已述四轴式强迫导向双向振动台的水平振动是在垂直振动的基础上将轴Ⅰ、轴Ⅳ或轴Ⅱ、轴Ⅲ旋转180°。因激振系统产生的激振力R的作用点与由激振系统、台体与试品构成的参振部分的合重心C不重合,存在有一个距离h,有力距M=Rh,故需加以强迫导向予以平衡。只要设法使激振系统产生的激振力的作用点与参振部分质量的重心重合,力臂不存在,力矩也不存在,即M=Rh=0。强迫导向自然就不再需要。具体做法是:,将其中两个不同旋向的转子逆其旋向旋转2α角度即可。而α角求得的方法是:分别过轴Ⅰ、轴Ⅱ的中点A和轴Ⅲ、轴Ⅳ的中点B与合重心点C做连线CA,CB,有关系式∠CAP=∠CBP=α =arctg OC/OA; 按求得的α值将轴Ⅱ、轴Ⅳ分别逆其转向旋转2α角;将轴Ⅰ、轴Ⅱ产生的离心力P1,P2在A点合成RⅠ 将轴Ⅲ、轴Ⅳ产生的离心力P3,P4在B点合成RⅡ;由已知条件知:4个转子产生的离心力大小完全相等,即;有P1与P2,P3与P4分别以夹角α对称于OA,OB;RⅠ=RⅡ;∑M=0;且可知:在振动过程中P1与P2,P3与P4始终以ωt+α角度分别对称于CA,CB;据力的平行四边形法则,P1与P2,P3与P4的合力RⅠ,RⅡ的作用线始终分别与CA,CB重合。又据力的可传递性原理将RⅠ,RⅡ移至C点,有二者合力R必平行于台面既水平方向。振动台的由激振系统、台体与试品构成的参振部分仅在过其重心C的水平激振力的作用下振动,故无强迫导向的水平振动得以实现。以上就是机械振动台无强迫导向双向振动的基本原理。

6 无强迫导向双向振动的特点

综上所诉,采用无强迫导向双向振动的机械振动台,克服了采用强迫导向时存在的诸多重大缺陷,从而显示了其优越的性能和特点。

(1) 应用力学平衡原理实现振动和导向,取消了繁琐的强迫导向机构;采用简便的不平衡器相位调整机构,较为简便并准确地在同一台面上实现了垂直和水平2个方向的振动要求;振动特性极大提高;试验载荷范围也大大加宽;

(2) 采用空气弹簧支撑,不但简化了设备的支撑结构,并且大大降低了系统的固有频统率,设备的下限工作频率可以5 Hz及一下,不但可以很好满足电子电工产品在10～55 Hz低频段的扫描振动试验,还可以良好地满足了电子仪器、仪表及家用电器5～55 Hz的振动试验要求;

(3) 设备的系统固有频率1.5 Hz,远低于设备的最低工作频率5 Hz,设备在超共振状态下工作,使设备在工作频率范围内无共振点存在,没有交越频率,使扫频能正常连续进行;

(4) 振动中没有力和力矩的向外传递,不再需要专用基础设施。无论楼上楼下,只需一块儿能放置设备的平整地面即可保证正常工作;

(5) 结构简化,调整维修方便,便于使用掌握。

摘要：简要论述在机械振动台上如何应用无强迫导向技术,实现机械振动台由强迫导向到无强迫导向的技术发展,在同一工作台面上实现垂直振动和水平振动的基本原理。通过与采用强迫导向机械振动台特性的比较,使机械振动台应用无强迫导向双向振动技术的特点和优越性更清晰地展现出来。

关键词：机械振动台,强迫导向,无强迫导向,垂直振动,水平振动

参考文献

[1]方同,薛璞.振动理论及应用[M].西安:西北工业大学出版社,1998.

[2]闻邦椿,刘枫翘.振动机械的理论及应用[M].北京:机械工业出版社,1982.