减振优化

减振优化（通用12篇）

减振优化 篇1

前言

随着社会的进步和技术的发展, 人们对汽车乘坐舒适性的要求不断提高, 振动噪声水平已成为衡量汽车性能好坏的重要标准。汽车动力总成悬置系统是汽车振动系统的一个重要子系统, 对改善汽车平顺性和降低汽车噪声有很大影响, 合理的汽车动力总成悬置系统的设计可以明显降低汽车动力总成和车体的振动。

1、建立动力总成悬置系统模型及其仿真性能分析

1.1 动力总成系统模型的建立

本文根据试验车辆配置的动力总成悬置系统, 利用ADAMS/View模块对动力总成悬置系统进行三维模型的建立, 并将动力总成系统进行简化, 忽略了其原有的一部分零部件, 本文研究的动力总成是由6 个橡胶悬置元件与车架相连的, 将6 个橡胶悬置由ADAMS/View中的Bushing (轴套) 代替。动力总成悬置系统的动力学模型以发动机连接皮带轮的端面与曲轴中心线交点为坐标原点, 竖直向上的方向定为Z轴的正向, 由齿轮箱到发动机端面定为X轴的方向。

2、动力总成悬置系统频域的仿真

2.1 动力总成悬置系统各模态下的固有频率分析

用Adams/Vibration模块中的振动分析, 对其静态6 阶固有模态进行了计算, 结果如表1 所示。从表中可知, 系统的最高阶模态频率为24.7333Hz, 频域仿真主要针对怠速工况 (n=750r/min) 、额定工况 (2500r/min) 和最大扭矩工况 (1500r/min) 。其振源激励频率和侧倾力矩的大小可由频率计算公式获得, 其计算公式为:

式中, n为发动机转速, r/min;i为发动机缸数;z为冲程系数, 2 冲程的为1, 4 冲程的为2。

因此, 当发动机怠速工况为n=600r/min时, 其激振频率约为30Hz, 由隔振理论可知, 系统的固有频率应低于激振频率的倍, 则动力总成悬置系统的最高阶固有频率应低于30Hz的倍, 即21.213Hz, 但6 阶固有频率24.7333Hz>21.213Hz, 因此动力总成系统在转速为n=600r/min的怠速工况下不具有良好的隔振性能。

表1 展示了动力总成悬置系统能量的分布情况, 第3 阶模态、第5 阶模态中沿Z轴平动方向与绕Y轴转动方向极易发生耦合, 因此需要对动力总成悬置系统进行解耦设计, 希望系统沿Z轴平动方向、绕X轴转动方向的解耦能达到90%以上, 但由仿真计算可知, 系统沿Z轴平动为主要振型的第3 阶解耦率低于80%, 极大影响系统的隔振性能, 降低车内的舒适性, 应对其进行优化设计。

3、动力总成悬置系统的优化

3.1 目标函数

本文优化的目标是发动机产生振动的2 个主要方向, 使垂直方向 (坐标系Z轴方向) 和绕曲轴方向 (X轴方向) 的解耦达到较大值 (90%以上) , 并将系统各阶固有频率的取值范围作为约束, 对悬置系统进行深入优化。

3.2 设计变量

由于受到安装空间的限制, 在实际优化过程中往往都是采用原有的悬置布置方案, 并不改变悬置元件的支承位置和角度。因此, 本文将悬置元件3 个主方向的刚度以及发动机左右前悬置的安装角度作为设计变量进行优化设计。悬置元件刚度的优化的变化范围取±60%, 悬置安装角度的变化范围为30°~60°。

3.3 约束条件

3.3.1 悬置系统固有频率的约束条件

悬置系统的最高固有频率上限应为20Hz, 另外垂直方向的固有频率应避开4~8Hz的人体敏感频率范围, 综合考虑悬置系统固有频率的下限应为5Hz。

3.3.2 动力总成系统沿X轴、Y轴振动位移及转角约束

动力总成悬置系统在实际工作过程中, 其质心位移变化不易过大, 一般要求动力总成悬置系统质心沿坐标系Y轴方向的位移不超过1mm, 沿X轴方向的位移不超过3mm, 沿Z轴正方向的位移小于10mm, 沿Z轴负方向的位移小于20mm, 转角为不大于3°。

4、优化结果分析

运用设计评价 (Design Evaluation) 中的优化计算 (Optim ization) , 对悬置系统进行优化。经过多次计算及调整得到优化后的悬置参数:安装角度从原有的45°变为优化后的30°, 6 个悬置3 个方向的优化前后刚度如表3 所示。

优化后的动力总成悬置系统的6阶固有模态及解耦率如表4所示, 与优化前的数据相比, 优化后的悬置系统最小频率值为5.2853Hz, 大于固有频率最低下限5Hz。悬置系统的最高阶固有频率, 即绕曲轴方向转动的固有频率从原先的24.7333Hz降低至20.2609Hz, 远离发动机最低怠速工况 (n=600r/min) 激振频率的倍21.213Hz, 不易发生共振现象。从整体来看, 各阶固有频率之间的最小间隔为0.7Hz, 可以避免各阶模态之间发生共振。从悬置系统的各模态的解耦情况来看, 优化后的悬置系统在Z轴方向与θy方向的解耦分别达到90.86%和97.33%, 与优化前相比分别提高了28.21%和39.7%;其余几个方向的解耦率均达到了90%, 因此整体来看该悬置系统基本实现解耦, 达到了解耦优化的目标。

参考文献

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减振优化 篇2

将一个工程实际问题简化为单自由度、双质量系统,分析了其在冲击和干摩擦力作用下的位移响应,由此推导了吸振弹簧的.刚度计算公式,为设计吸振弹簧的刚度确定了理论基础,并用Matlab编程计算了一个实例,计算结果表明对于冲击载荷减振弹簧的弹性系数很大,纠正了以往设计减振器时使用小刚度弹簧的错误.对于大刚度的金属弹簧设计上有一定的困难,因此通过选用橡胶材料并修改减振器的结构解决了这个问题.

作 者：韩星 陈传尧 李春植 作者单位：韩星,陈传尧(土木工程与力学学院,华中科技大学)

李春植(烟台大学机械学院)

改装“无影腿”荷兰koni减振 篇3

KONI在汽车售后市场有着极高的知名度，其实他们也兼顾原装车市场，例如法拉利、兰博基尼、世爵、奔驰顶级跑车SLR等都使用着他们的产品，同时在一级方程式赛车上也在采用它的产品，甚至它还在为其他一些改装品牌做OEM，比如ABT等。

KONI产品过去一向较为重视其耐用度，如1130、1150系列减振系统拥有比较出色的耐用表现，相对高科技悬架技术方面则较少，但KONI推出的FSD技术，却是一改内向作风，将应用在超级跑车上的悬架技术很好地回馈到改装市场。FSD减振的自动调整软硬度技术是KONI最新投放市场的全新产品结构，其能够因不同路面的需要，自动调节减振器自身的内部阻尼变化，以获得不同的软硬度质感，在选择舒适与性能之间更加能取得平衡。

拱形薄壳结构的减振降噪优化设计 篇4

拱形薄壳结构是一些旋转机械或传动装置等箱体的必要组成部分,和箱体的壁板结构一起封闭整个结构,强度要求小,往往是振动和噪声最严重的地方.工程上为了减小旋转机械等装置箱体的振动和噪音,通常会采用约束阻尼来处理箱体结构,即在箱体钢壳薄壁结构的内表面粘贴高阻尼黏弹性材料形成阻尼层,再用薄钢板将阻尼层固定住形成约束层,这样便可以增加整个结构的刚度和阻尼,从而达到减振降噪的效果.在将阻尼应用于结构减振降噪的设计研究过程中,Lee[1]从结构特性的角度研究了损耗因子最大化的约束阻尼结构的优化设计,

得到了减振效果良好的结构形式;杜华军等[2]从约束阻尼铺设形式多样化的角度对航天结构的约束阻尼振动抑制方案进行研究,得到了优选的振动抑制方案;郑荣等[3]通过基座结构的优化研究和基座模型阻尼结构的试验研究,从阻尼处理形式的角度进行减振效果分析,选择出综合效果好的阻尼结构形式.本文对经约束阻尼处理的拱形薄壳结构的减振降噪进行约束阻尼层厚度优化设计.

响应面方法(response surface methodology,RSM)是利用统计学的综合实验技术解决复杂系统输入(变量)与输出(响应)之间关系的一种方法.响应面方法以实验测量、经验公式和数值分析为基础,对指定设计点集合进行连续求解,最后在设计空间中构造待测量的全局逼近解.关于响应面方法理论的介绍,Myers等[4]给出了全面的描述.该方法已广泛应用于可靠性分析[5]、优化设计[6]、结构的损伤鉴定[7]和模型确认[8]等方面.

试验点选取是否合理以及拟合半径是否可靠取决于响应面函数对原函数的逼近程度,所以应当对响应面函数进行检验.在设计空间中选择一定数量的测试样本点,检查其相对误差,相对误差的表达式为.

其中,y'为真实响应值,y为响应面拟合得到的值.相对误差RE表示响应面与真值之间的差异程度,因此差值越小表示响应面的拟合精度越高.

Kreisselmerier-Steinhauser函数(K-S函数)首先应用于控制系统的设计,随后它作为将许多约束转换成单个累积约束函数的方法和解决极小化极大问题的优化方法,应用于结构优化设计[9,10],薄壳结构的法向加速度能反映结构在该点的振动特性,根据加速度随频率的变化曲线,在结构上选择一些典型点,提取这些典型点位置的法向加速度的最大值,利用K-S函数将这些典型点的最大法向加速度值处理为一个能反映结构整体振动特性的综合指标.K-S函数的计算公式如下

其中,a表示结构振动的综合指标,n表示典型点的个数,ai表示第j号典型点的法向加速度的最大值;p是一个正的参数,根据经验取值为4.0.

振动一般可以用振动位移、振动速度和振动加速度来描述.不管所测量的是振动物体的位移、速度或加速度,振动信号的形式和频率成分都是相同的.振动级可与噪声级以类似的形式用分贝表示[11].在这里选择振动加速度来描述振动,通过K-S函数计算出整个薄壳结构的振动综合指标,可以得到结构减振效果的评定参数——振动加速度级,计算公式如下

其中,La为振动加速度级;a为K-S函数计算出来的综合指标;a0=10-6 m/s2是国际认可值.

1 拱形薄壳结构有限元模型的建立

本文以某变速箱箱体中最容易产生振动和噪音的上箱体拱形薄壳结构为例,将其单独隔离出来,根据拱形薄壳的尺寸,建立几何模型.拱板的两侧有两个观察孔,需要用法兰将其封住,除这两个观察孔不作处理外,其余位置都作黏弹阻尼层和约束层的处理,研究经过三层布置结构(基层、阻尼层和约束层,如图1)的约束阻尼处理后拱板的动力仿真分析.

通过ABAQUS/CAE的图形用户界面创建拱形板的有限元模型(如图2),该模型共2 564个节点、1 974个S4单元,处理模型时,用钢板替代法兰将观察孔封住,观察孔位置为单一材料的壳单元,其厚度固定为3mm.采用铺层复合材料的壳单元处理经约束阻尼处理后的模型.边界条件进行简化处理,

拱板与外部连接的部分,即侧边和底边,约束3个平动自由度.采用1～2000Hz频率范围内的单位白噪声激励作为激励信号施加在拱板的正中间.根据结构的对称性,在拱型薄壳上选取5个典型点,典型点的位置如图3所示.

拱形薄壳中只有钢和阻尼材料两种材料.钢的材料参数:弹性模量为200 GPa,密度为7800 kg/m3,泊松比为0.3.阻尼材料的储能模量、损耗模量、杨氏模量是随频率变化的,参数如表1所示,在分析软件中,弹性模量只能取一个值,根据经验取频率为125Hz对应的弹性模量270MPa,泊松比为0.49,密度为1 780 kg/m3.

通过随机响应分析,可获得5个典型点的加速度随频率的变化曲线.借助于ABAQUS的后处理提取5个典型点的最大法向加速度值,采用K-S函数将这5个典型点的法向速度最大值综合处理为一个能反映结构整体振动特性的加速度综合指标,最后根据加速度综合指标得该结构的振动加速度级值.

2 薄壳结构减振降噪优化设计

对于约束阻尼处理的拱形薄壳结构,以基础层厚度x1、阻尼层厚度x2和约束层厚度x3为设计变量;约束条件为满足结构的总质量上限值要求;以结构振动加速度级最小为目标函数,建立减振降噪效果最佳结构优化模型

其中,n为典型点的个数,n=5;,分别为第i个设计变量xi的上限值和下限值,结构设计中约束阻尼结构的各层厚度范围为:5≤x1≤15,8≤x2≤20,0.1≤x3≤4 (单位:mm);为结构重量约束上限值,依据工程机械设计手册和前期工作的研究分析,确定薄壳结构的总重量上限值为=0.35t;W(x)为约束阻尼薄壳结构的重量,几何模型的参数信息,可确定W(x)的解析表达式为

其中,含设计变量的前3项分别为基础层、阻尼层和约束层的质量,最后的常数项为两块法兰板的质量,质量约束条件W(x)≤可以写为

其中,a为重量约束函数的系数向量,a=(0.021379,0.004 879,0.0213 79)T;b为约束函数的右端项,b=0.35-0.005 733=0.344 267.

优化模型中的约束条件可由式(6)表示,但目标函数La仍然是设计变量的隐式函数,需要借助于响应面方法对其进行显式化,从而得到振动加速度级函数表达式,为结构优化设计做好必要的准备.

3 响应面拟合目标函数

3.1 振动加速度级函数的显式化

拱形薄壳的约束阻尼结构中基础层厚度、阻尼层厚度和约束层厚度分别为x1,x2和x3,结构的振动加速度级为La(x1,x2,x3).构造拱形薄壳结构的振动加速度级的响应面函数为

其中,α0,α1,…,α6为待定系数.

构造响应面需要取一定的样本数据,而响应面的拟合精度在很大程度上取决于试验点在设计空间中的位置分布,因此需要试验设计,即通过合理布置试验点的位置从而利用少量试验点而得到较高精度的响应面[5].

由于三维空间模型计算相对较复杂,所以为了减小计算量,可以选取拟合半径向量为一个固定值δ,考虑采用一系列在中心展开点附近对称分布的试验点,称为核心试验点.在中心展开点周围对称地选取一些点建立核心试验点(包括中心展开点),并求出响应面,其分布方式如下

其中,,…,为各样本点的振动加速度级响应值.核心试验点的个数为7,图4给出了3设计变量时目标响应面试验点分布方式的示意图,图中实心圆点为核心试验点,空心圆点为额外试验点.

对于式(7)中振动加速度级目标函数的一次项系数和二次项系数,令

如果由试验点及其响应值求出a0,a1,…,a6,那么H和c可求出.

3.2 拟合误差检验

根据响应面方法的近似性,以一定规则选取样本点,通过计算得到其响应值,由这些样本点及其响应值拟合出来的目标函数并不一定满足整个设计范围内所有的点.所以我们有必要对拟合出来的目标函数振动加速度级函数在设计变量的取值范围内进行检验.以下对首次拟合振动加速度级响应面函数进行误差检验.

选取初始设计方案点()T=(9.00,12,00,1.00)T (单位:mm)为当前设计点x(0),δ'=(0.30,0.30,0.30)T为拟合半径向量,并沿着通过中心设计点而且平行于各个坐标轴直线,在±δ'的距离上选取设计点,可以得到包括当前设计点在内的7个核心试验点.对这7个设计点分别进行动力响应分析,然后提取5个典型点的最大法向加速度值、采用K-S函数处理为振动综合指标,最后可得到7组振动加速度级响应值,见表2数据所示.

对于目标函数La(x1,x2,x3)来说,形成了由7个方程组成的七元一次方程组,求解得到a0=126.405 7,α1=-3.3519,α2=-0.6888,α3=-8.0013,α4=0.0993,α5=-0.0001,α6=1.333 0,则x1,x2,x3和La之间的关系式为

对于以上函数式(8),它的有效范围只能局限于当前试验点以及其他的核心试验点周围区域,也即在长为2δ的矩形空间{x|-0.30≤xi≤+0.30,i=1,2,3}内与实际的振动加速度级函数曲线是大致吻合的,但是在整个设计空间范围{x|5≤x1≤15,8≤x2≤20,0.1≤x3≤4}内与实际的振动加速度级函数曲线并不一定吻合,甚至会有很大的误差.于是,对于求解出来的振动加速度级La的函数曲线,需要在整个设计域范围内进行检验,特别是区域的边界点,即各变量的上下限组合位置处,需要进行误差检验.

在Matlab软件中计算检验点对应的目标函数的拟合值,以及拟合值与数值模拟真实值之间的误差,见表3数据所示.

从上表可以看出:保持变量x1,x2不变的情况之下,变量x3取值x3=4.00时的误差都比较大,当x3≤3时,除检验点x=(5,20,3)T时的误差值为6.67%0,其余各检验点的计算结果的误差值都能够控制在5%以下.所以需要适当地调整变量的设计范围得到拟合误差较小的响应面曲线.考虑将设计变量x3的上限值减小,使0.1≤x3≤3,即在新的设计空间

中响应面拟合的结果更接近于实际.同时这也证明了,通过选取核心实验点的方法拟合得到的目标函数,能够很好地描述设计变量与振动加速度级之间的函数关系.

4 优化求解

联合质量约束条件式(6)、响应面拟合目标函数式(7)以及进行拟合误差检验调整新的设计范围(9),可以得到拱形薄壳结构的减振降噪优化模型的二次规划标准形式为

采用Matlab优化工具箱中的二次规划函数quadprog对上述优化模型进行求解.基于结构优化的思想,收敛条件是影响优化结果的重要因素.设优化过程的收敛判断准则为,在第k+1次迭代过程完成后,设计变量由x(k)变为x(k+1)目标函数由La(x(k))变为La(x(k+1)).定义优化模型式(10)的目标收敛条件为

定义优化模型式(10)的设计变量收敛条件为

将目标收敛度与设计变量收敛度结合,形成复合的判别标准.由于设计变量为结构厚度而目标函数为振动加速度级,二者之间相差一个平方级,因此εobj和εvar往往也应存在差别.分别给定目标收敛精度εobj=0.001和设计变量收敛精度εvar=0.01,若有

则退出循环,优化过程终止.

5 优化结果

在程序运行过程中保存结果记录文件,记录优化模型每次的循环的求解结果和迭代次数等相关信息.整个优化过程,从初始值(x1,x2,x3)T=(9.00,12.00,1.00)T (单位:mm)开始,迭代8次后收敛,得到优化数据如表4所示.

如图5和图6,分别给出了目标函数值随迭代次数的变化收敛曲线和三个设计变量值随迭代次数的变化收敛曲线.从这两个收敛曲线图可以看出,目标函数从迭代开始就变化平稳,迭代到第8步时得到了最优解()T=(9.03,17.856,3.00)T和最优目标值=77.745dB.设计变量的变化从第2步开始都已经趋于平稳,这说明设计变量已经接近最优解,此优化算法收敛速度很快,收敛精度较高.

与优化前的有限元分析进行比较,如表5所示,约束阻尼结构中基础层钢板厚度增大了0.32%,阻尼层厚度增加了48.80%,约束层厚度增加了2倍.基于此,拱板结构在优化后的总重量比优化前的总重量增加了25.87%,但是优化后的重量仍满足重量约束上限0.35t的要求.在结构的性能方面,优化后拱板结构的第一阶固有频率值增大22.97%,振动综合指标和振动加速度级值分别减小了73.63%和12.96%,显然结构的减振降噪性能得到了提高,这是因为阻尼层厚度和约束层厚度的增加有助于提高整个结构的刚度和强度.因此,优化后整个结构的振动特性得到了有效的控制,振动噪音也有明显的改善.

6 结论

经过优化设计,结构第一阶固有频率增加,振动综合指标和振动加速度级值都减小了,结构的整体性能有了很大提高.结果表明,重量约束下结构振动加速度级最小化设计,通过对结构重量的重新分布,能同时满足结构振动噪音最小化及重量指标的要求.

摘要：基于拱形薄壳结构的动力仿真,提出结构振动噪音最小、满足重量约束的约束阻尼厚度优化设计模型.利用K-S函数得到结构的振动加速度级,将其作为结构减振降噪效果的评定参数,采用响应面方法拟合目标函数,并对其进行误差检验,适当缩小设计变量范围调整误差后,响应面曲线的拟合程度较好.最后采用二次规划方法求解模型,经过优化设计,结构第一阶固有频率增加22.97%,振动加速度级值减小12.96%,结构的性能得到了很大提高.

关键词：减振降噪,响应面,K-S函数,振动加速度级

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空调系统中减振措施有哪些？ 篇5

通风空调系统中的风机、水泵、制冷压缩机等设备运转时，会因转动部件的质量中心偏离轴中心而产生振动，该振动传给支撑结构（基础或楼板），并以弹性波的形式从运转设备的基础沿建筑结构传递到其它房间，再以噪声的形式出现，称为固体声。振动噪声会影响人的身体健康、工作效率和产品质量，甚至危及建筑物的安全，所以，对通风空调中的一些运转设备，需要采取减振措施。

空调装置的减振措施就是在振源和它的基础之间安装弹性构件，即在振源和支承结构之间安装弹性避振构件(如弹簧减振器、软木、橡皮等)，在振源和管道间采用柔性连接，这种方法称为积极减振法，对怕振的精密设备、仪表等采取减振措施，以防止外界振动对他们的影响，这种方法称为消极减振法。

削弱风机传给基础的振动，实际上是消除他们之间的刚性连接，即在振源和它的基础之间安设减振装置。如把风机安装在减振台座上，在台座与楼板或基础之间安装减振器或减振垫，从而引起减振作用。

通风与空调设备常用的减振垫和减振器有橡胶减振垫、橡胶减振器、弹簧减振器等。

1.橡胶减振垫

橡胶弹性好、阻尼比大、制造方便，是一种常用的较理想的隔振材料，

可以一块或多块叠加使用，但橡胶易受温度、油质、阳光、化学溶剂的侵蚀，易老化。该类减振装置主要是采用经硫化处理的耐油丁腈橡胶制成。

橡胶隔振垫是将橡胶材料切成所需要的面积和厚度，直接垫在设备的下面。一般不需要预埋螺栓固定，易加工制作，安装方便，但易老化变形，降低减振效果。

2.橡胶减振器

是由丁腈橡胶制成的圆锥形状的弹性体，并粘贴在内外金属环上受剪切力的作用。它有较低的固有频率和足够的阻尼，减振效果好，安装和更换方便，且价格低廉。

一般情况下，设备转速n>1200r/min时，宜采用橡胶减振器。有关产品目录和设计手册提供了必要的参数，当已知机组重量和静态压缩量后便可选定减振器。

3.弹簧减振器

由单个或数个相同尺寸的弹簧和铸铁护罩组成，用于机组座地安装及吊装。固有频率低，静态压缩量大，承载能力大，减振效果好，性能稳定，应用广泛，但价格较贵。另外在弹簧减振器底板下面垫有10mm厚的橡胶板，还能起到隔音作用。

当设备转速n<1200r/min时，宜采用弹簧减振器。

4.金属弹簧与橡胶组合减振器

当采用橡胶剪切减振器满足不了减振要求，而采用金属弹簧减振又阻尼不足时，可以采用金属弹簧和橡胶组合减振器。

汽车磁流变减振器控制过程探讨 篇6

【关键字】磁流变减振器；阻尼特性；磁流变液

1.引言

磁流变减振器利用电磁反应，以来自监测车身和车轮运动传感器的输入信息为基础，对路况和驾驶环境做出实时响应。磁流变液体是一种磁性软粒悬浮液，当液体被注入减振器活塞内的电磁线圈后，线圈的磁场将改变其流变特性（或产生流体阻力），从而在没有机电控制阀、且机械装置简单的情形下，产生反应迅速、可控性强的阻尼力。磁流变减振器有阻尼力可调倍数高、易于实现计算机变阻尼实时控制、结构紧凑以及外部输入能量小等特点，日益受到工程界的高度重视。

2.磁流变减振器

2.1磁流变减振器的构造及工作示意图

与传统的筒式减振器相比，磁流变减振器的特点是其阻尼力不只取决于活塞运动速度，而主要通过控制在内外筒间所施加的电压来控制阻尼力的大小。由于磁流变减振器中不设置节流面积可变的节流阀其抗机械磨损的性能大大提高。

图（1.1）是L0rd公司生产的用于车辆座椅振动控制的典型的磁流变减振器的结构简图，其结构与单筒式充气减振器极为相似。从空心的活塞杆中引入导线控制磁场变化，磁场变化可以改变从工作活塞轴向孔隙中流过的磁流变液的粘度，进而改变阻尼力的大小。由于活塞杆的行程较小，采用由膜片封闭的具有一定初始压力的氮气补充工作腔体积的变化。

目前磁流变阻尼器在汽车智能悬架系统中应用越来越广泛和深入。通过用磁流变阻尼器替换原来的被动阻尼器，从而实现汽车悬架系统的智能化和半主动控制。汽车磁流变半主动悬架系统的主要原理：采用传感器装置（如加速度传感器）实时感知路面激励及汽车簧上和簧下质量的振动信号，对这些信号进行分析和处理，并把有用信号传递给处理器，处理器根据采用的控制策略和控制算法，分析处理这些信息，并发出控制信号，对悬架系统进行控制，驱动磁流变阻尼器产生控制力，达到实时减振要求和目的。

如图（1.2）所示为美国Lord公司的工程技术人员开发的一种汽车磁流变半主动座椅悬架系统一Motion Mastd 141，的工作简图."Motion Master”系统由一只磁流变阻尼器、一个位移传感器和一个控制器组成磁流变阻尼器为单筒式，装有70mL磁流变液，采用压缩氮气作补偿，阻尼孔环形分布在活塞上，励磁线圈绕制也在活塞上，通过活塞杆引出电源线。该阻尼器直径为41 mm，活塞行程为士29mm，在输入电流为1A时输入功率为5W。位移传感器用于检测座椅的振动信号，控制器具有软、中、硬三种模式，可根据驾驶员的体重选择，控制信号输出频率为500Hz。经实验室测试，该座椅悬架系统可以有效降低40%的振动和49%的冲击。

2.2磁流变阻尼器在悬架系统中的应用和发展情况

磁流变液具有优良的可控性、很宽的动态范围、较高的响应速度，很低的功耗，相对简单的控制方式，因此它在结构振动控制、车辆工程中具有广阔的应用前景，尤其是在汽车半主动悬架领域它已经成为竞相研究的热点，世界发达国家的研究机构和企业投入大量人力物力利用磁流变液开发阻尼器件及相关技术。

美国Lord公司是世界上最大的磁流变液供应商，也是磁流变技术商业开发的领导者，拥有磁流变阻尼器、制动器、离合器及其控制系统的多项专利，其中Pinkos等设计了转盘式磁流变主动悬架系统，并完成了汽车半主动悬架的控制实验，这种悬架系统大大地提高了汽车的安全性和舒适性。世界最大汽车零部件制造和系统集成商一美国德尔夫（Delphi）公司与通用汽车公司合作开发了汽车磁流变半主动悬架系统Magneride，并获得了1999年度世界一百大科技成果奖，现在德尔夫公司已经开始与通用汽车公司合作，在2002 Seville STS型高档轿车上进行了试用。

在国内，磁流变半主动悬架的研究已经起步。香港中文大学智能材料与结构实验室的C. Y Lai和W. H. Laio利用Lord公司开发的磁流变阻尼器研究了单自由度悬架系统的振动控制，其控制算法为滑模控制，与传统的被动悬架相比，采用磁流变阻尼器可控悬架的簧上质量的垂直加速度得到大幅度降低。复旦大学在对磁流变材料的机理和制备方法进行研究的同时，还与上海大众汽车公司和上海汇众汽车制造有限公司合作研发汽车磁流变阻尼器和半主动悬架。重庆大学对磁流变阻尼器的流变理论和设计方法进行了深入的研究，解决了磁流变阻尼器磁路设计和结构设计中的相关技术问题，研制出了微型汽车磁流变阻尼器和用于海南馬自达的汽车磁流变阻尼器，并在国家客车质量监测中心进行了测试，为汽车磁流变阻尼器的开发和应用奠定了理论和技术基础。

3.结论

减振优化 篇7

车辆在行驶过程中由于路面不平引起上下颠簸, 在制动时引起车体前后振动, 在汽车拐弯转向时引起车体左右振动, 这些振动综合起来可视为三维x、y、z方向的振动。目前有关座椅的多维减振的方法还不多见, 徐晓美等[1]研究了一种剪式座椅的振动特性, 姚为民等[2]研究了空气悬挂式座椅的减振特性, 刘会英等[3]研究了人体—座椅系统的主动振动控制系统模型, 但上述研究均只考虑了垂直方向车辆振动的影响。文献[4]提出一种救护车用三维防振架, 采用机械多层单自由度减振装置, 分层各自实现独立方向的减振, 结构十分复杂。由于并联机构是一种多输入和多输出的多自由度系统, 假设并联机构平台受到多维振动激励, 在并联机构运动输入的原动件处装配可控的弹性阻尼减振系统, 整个机构即可实现多方向的多自由度减振效果。基于并联机构的运动特点, 这种多维减振平台具有结构紧凑、承载能力大、控制精度高、能够满足多种多维减振场合的需求, 如陈修祥等[5]就提出采用多自由度的并联机构实现车载设备的多维振动控制。近年来基于Stewart并联机构的6自由度振动控制研究比较活跃[6,7], 但针对少自由度的多维减振研究较少, 对于车载座椅等少于六维的空间耦合振动, 若采用上述装置则显得装置复杂、成本高, 且会导致多余的非期望振动出现, 为此, 必须研究按实际所需减振维数的多维减振装置。

1 三维座椅减振平台的结构

车载座椅的三维减振平台采用一个3-PRRP (4R) 并联机构和弹性阻尼装置组成, 并联机构由上下平台和3个单开链组成, 每个单开支链均由单自由度的移动副或转动副组成, 上平台与座椅相连, 它相对于下平台可产生x、y、z 3个方向的平移, 在主动移动P副处安装弹性阻尼减振器, 这里采用空气弹簧可调黏滞阻尼器, 通过设计弹簧刚度可调整系统的固有频率, 通过可调阻尼器消耗车辆振动冲击的能量来实现减振。考虑机构设计的对称性, 3个支链对称布置, 且结构参数相同。座椅三维减振平台简图见图1。

2 三维座椅减振平台的运动学分析

2.1机构的自由度计算

该机构中, 由于与动平台相连的平行四杆机构存在虚约束, 故计算自由度时应去掉平行四杆中与CiDi平行的一杆及其两端的两个转动副 (i=1, 2, 3) , 机构的自由度计算采用Kutzbach Grubler公式, 即

${\rm M}=d(n-g-1)+{\displaystyle \sum _{i=1}^{g}f}{}_i$ (1)

d=6-λ

式中, d为机构阶数;λ为机构公共约束数目, λ=0;n为构件数, n=14;g为运动副数, g=15;fi为第i个运动副的相对自由度数, ${\displaystyle \sum _{i=1}^{g}f}{}_i=15$。

将上述各数代入式 (1) 得

M=6 (14-15-1) +15=3

2.2位置逆解分析

如图1所示, 在下平台和上平台的形心分别建立固定参考系OXYZ和动参考系Pxyz, 取机构的单开链进行分析, 图2所示为机构单支链投影图, 其中平行四杆采用虚拟杆CiDi代替[8,9], li、di分别为连杆BiCi、CiDi的长度, αi、βi分别为BiCi、CiDi与z方向的夹角, si为杆AiBi上Bi点的位移, θi为OAi与X轴的夹角, θi= (0°, 120°, -120°) , r、R分别为动平台、静平台的半径。设rP、rD i分别为OP、PDi在定坐标系OXYZ中的矢量, ai、e、li, di分别为OAi、AiBi、BiCi、CiDi在OXYZ中的单位矢量, 由图2可得

Rai+sie+lili+didi=rP+rDi (2)

解式 (2) 并整理得

si=zP-licos αi-dicos βi (3)

2.3机构的Jacobian矩阵分析

式 (2) 两边同时对时间求导, 可得动平台质心P点的速度:

$\mathit{v}{}_{{\rm P}}=\dot{s}{}_i\mathit{e}+l\mathit{\omega }{}_{l{}_i}\times \mathit{l}{}_i+d\mathit{\omega }{}_{d{}_i}\times \mathit{d}{}_i$ (5)

式中, $\dot{s}{}_i$为第i个支路移动副si的速度;ωli、ωdi分别为第i个支链上连杆BiCi、CiDi转动的角速度。

为消掉中间变量ωli、ωdi, 设有单位矢量r, 且r=li×di, 式 (5) 两边同时乘r后, 整理可得

$\dot{\mathit{\epsilon }}=\mathit{G}{}^{\text{Η}}\mathit{v}{}_{{\rm P}}=\mathit{J}{}^{-1}\mathit{v}{}_p$ (6)

$\begin{array}{l}\dot{\mathit{\epsilon }}=[\begin{array}{ccc}\dot{s}{}_1& \dot{s}{}_2& \dot{s}{}_3\end{array}]{}^{\text{Τ}}\\ \mathit{v}{}_p=[\begin{array}{ccc}\dot{x}{}_{{\rm P}}& \dot{y}{}_{{\rm P}}& \dot{z}{}_{{\rm P}}\end{array}]\\ \mathit{J}{}^{-1}=\mathit{G}{}^{\text{Η}}=[\begin{array}{ccc}\mathit{G}{}_1^{\text{Η}}& \mathit{G}{}_2^{\text{Η}}& \mathit{G}{}_3^{\text{Η}}\end{array}]{}^{\text{Τ}}\end{array}$

其中, J为机构的Jacobian矩阵, 且

$\begin{array}{l}\mathit{G}{}_i^{\text{Η}}=\frac{\mathit{r}}{\mathit{r}{}^{\text{Τ}}\mathit{e}}=\left[\begin{array}{c}-\tan \alpha {}_i\cos \theta {}_i+\tan \beta {}_i\sin \theta {}_i\\ -\tan \alpha {}_i\sin \theta {}_i-\tan \beta {}_i\cos \theta {}_i\\ 1\end{array}\right]\\ i=1,2,3\end{array}$

由Jacobian矩阵和虚功原理, 可得力的Jacobian矩阵G= (JT) -1。从式 (6) 可知, 该机构的Jacobian矩阵与机构动平台的垂直位移zP无关, 故座椅在垂直方向因载荷产生的位移不影响机构的Jacobian矩阵, 这是该减振平台的特点之一。

3 机构的工作空间分析

机器人的工作空间是指机器人操作器末端端点所能达到的空间点的集合, 它是衡量机器人性能的重要指标之一。由于该并联机构能够实现三维平动, 故动平台相对静平台的姿态是固定的, 所以该并联机器人的可达工作空间和灵活工作空间是重合的。

并联机构的工作空间分析依赖于机构位置逆解, 通过位姿逆解可求出各关节变量, 然后判定这些关节变量是否满足约束条件, 可搜索出机构的工作空间。该并联机构的关节变量主要应满足以下约束条件:

(1) 驱动杆长的约束。驱动杆是机构的主动件, 驱动杆的伸长范围越大则机构的工作空间也越大, 但是该减振平台的驱动杆伸缩范围有确定的极限值, 根据主动副的行程及长度, 这里每个驱动杆的位移取为120mm≤si≤180mm。

(2) 转动副转角的约束。由于受机构运动和结构安装的限制, 同时也考虑到机构运动过程中连杆转动角的影响, 机构中转动副应有一定的转动范围, 本文连杆li、di两端转动副的转角取为0≤αi≤π/3, -π/3≤βi≤π/3。

在MATLAB中通过坐标搜索, 得到该并联机构的工作空间, 如图3所示。由于移动副的行程与两连杆li、di的长度接近, 故其工作空间近似为一个锥形, 若移动副的行程远大于两连杆的长度, 则工作空间为一柱形, 因此适合座椅空间三维的减振要求。

4 机构的奇异位形分析

由于并联机构在奇异位形位置时会使机构刚度丧失以及自由度发生变化、动力学性能恶化等, 在设计和应用减振平台时其工作位置应尽量避开奇异位形位置。有学者在研究了一般并联机构的奇异位形问题后, 根据Jacobian矩阵行列式方程的不同形式, 提出了三种类型的奇异位形, 即边界奇异、构形奇异和位形奇异。

由于并联机构的Jacobian矩阵是机构位姿的函数, Jacobian矩阵的奇异性分析是非常复杂的, 这里通过MATLAB的工作空间搜索, 直接寻求满足det[J]=0的点, 结果是在工作空间内没有找到Jacobian矩阵奇异的点, 表明该并联机构在可达的工作空间中均不存在奇异点。

5 机构的灵巧度分析

由于减振需要, 要求平台机构在正向运动和反向运动中均不自锁, 具有较高的传动效率, 因此该减振平台应具有较好的操作灵活性。并联机构的灵活度是通过条件数、可操作度、最小奇异值等指标反映的, 其中Jacobian矩阵J的条件数被认为是最适合评价操作性能的指标, 并可定义为

$k(\mathit{J})=\frac{\sigma {}_{\max }}{\sigma {}_{\min }}$ (7)

其中, 若J为非奇异阵, 则σmax为J谱范数的最大奇异值, σmin为J-1谱范数的最小奇异值。

从3-PRRP (4R) 并联机构的工作空间看, 其形状近似为一个锥形, 这里取减振样机平台的工作平衡位置, 即zP为320mm时分析机构的运动灵活度。通过坐标搜索, 在机构的可达工作空间内计算其雅可比矩阵的条件数, 其中Jacobian矩阵见式 (6) 。图4所示为该条件数在工作截面上的分布, 可以看出机构的条件数在4.5～8.5之间, 其中在中间位置的机构条件数最小, 即意味着机构在中心处的灵活度最好, 越远离中心则灵活度越差, 而从总体上说该机构的运动灵活性还是较好的。

6 减振平台的尺度优化

通过前面的研究可知, 并联机构的工作空间比较复杂, 且其随着结构参数的变化而变化, 通常只能通过空间搜索得到工作的边界, 考虑到该减振平台一般主要工作在平衡位置, 同时注意到垂直方向的位置改变并不改变该机构的Jacobian矩阵, 因此, 仅取机构样机的工作位置zP=320mm进行尺度优化分析。

首先分析机构上下平台的结构参数对机构运动特性的影响。保持动平台半径r不变, 改变下平台的半径R, 计算机构在工作平面上条件数的平均值, 通过在MATLAB中计算搜索, 得到图5所示的平均条件数随下平台半径R的变化图, 从图中可见, 随着静平台半径R的增大, 平均条件数逐渐减小, 机构的操作灵活性增大, 但同时机构的总体尺寸亦随之增大。

其次分析连杆li、di尺寸对机构运动特性的影响。若保持机构上下平台的参数不变, 改变连杆li、di的尺寸, 并分别计算在平台工作平面的平均条件数, 得到图6所示的平均条件数随杆长l、d的变化图。从图6可见, 机构的操作性能随连杆li、di尺寸的减小而增大, 但在减小连杆li、di尺寸的同时机构的工作空间亦随之减小。

设计中, 我们希望机构的结构参数在能使平台达到规定的工作空间要求的前提下, 尽可能地使整个并联机构具有更好的操作运动灵活性, 同时具有较小的机构总体尺寸。因此以机构的结构参数为设计变量, 取X= (R/r, l/r, d/r) , 其中设计变量参数取为量纲一形式, 动平台半径r相对不变。取工作平面的平均条件数最小为目标函数, 以一定的工作空间和结构尺寸 (R、r) 为约束条件, 同时考虑到运动副的约束, 通过在MATLAB中进行全局搜索, 得到机构的最优尺寸。

在减振平台的设计中, 要求动平台至少在x、y方向具有±15mm左右的位移空间, 平台上下行程在120～180mm之间, 下平台直径不超过360mm, 以方便车辆座椅的安装。通过上述的全局优化搜索方法得到的机构结构设计参数为X= (1.25, 0.67, 0.5) , 此时机构的平均条件数为2.6802, 工作空间在工作平面的投影如图7所示, 基本满足减振平台的设计要求。

7 减振平台的振动分析

在实际的问题应用中, 对车辆座椅来说主要关心其减振性能, 特别是由于路面不平度引起的车辆随机激励下的振动特性。以图1所示的减振平台的动平台为研究对象, 不计各杆件质量, 取X= (xP, yP, zP) 为广义坐标, 则系统的运动微分方程为

$\mathit{{\rm M}}\ddot{X}+\mathit{C}\dot{X}+\mathit{{\rm K}}X=\mathit{D}{}_{\text{S}}\mathit{W}$ (8)

M=mI3×3

C=GcGT

c=diag (c1, c2, c3)

K=GkGT

k=diag (k1, k2, k3)

G= (J-1) TDs=G

式中, m为动平台质量;G为并联机构力的Jacobian矩阵;W为下平台干扰向量。

设状态向量$\mathit{{\rm Z}}(t)=(\mathit{X}(t)‚\dot{\mathit{X}}(t)){}^{\text{Τ}}$, 则系统的状态方程为

$\dot{\mathit{{\rm Z}}}(t)=\mathit{A}\mathit{{\rm Z}}(t)+\mathit{B}\mathit{W}(t)$ (9)

$\mathit{A}=\left[\begin{array}{cc}0{}_{3\times 3}& \mathit{{\rm I}}{}_{3\times 3}\\ -\mathit{{\rm M}}{}^{-1}\mathit{{\rm K}}& -\mathit{{\rm M}}{}^{-1}\mathit{C}\end{array}\right]\mathit{B}=\left[\begin{array}{c}0{}_{3\times 3}\\ \mathit{{\rm M}}{}^{-1}\mathit{D}{}_{\text{s}}\end{array}\right]$

取动平台的加速度作为系统的观测输出, 则有

$\mathit{Y}=\mathit{C}{}_0\dot{\mathit{{\rm Z}}}=\mathit{C}\mathit{{\rm Z}}+\mathit{D}\mathit{W}$ (10)

C0=[03×3I3×3] C=C0AD=C0B

这里主要考虑在系统的静力平衡位置, 此时动平台在承载后产生垂直方向的位移, 但不影响机构的Jacobian矩阵。取系统参数m=60kg, k1=k2=k3=100N/mm, 阻尼比ζ=0.2, 根据式 (9) 、式 (10) , 在MATLAB中建立多维随机激励下振动响应的Simulink仿真模型, 如图8所示, 其中增益K用来设置3个方向的激励, 并同时施加3个方向的随机激励, 如图9所示。在示波器中可求得动平台加速度响应, 图10所示为横向x、y方向的加速度响应。图11所示为垂直z方向的响应, 经过运动变换还可求得主动副qi的输出, 最后在MATLAB中求得系统在随机激励下的动平台3个方向的振动频率响应函数, 如图12所示, 图中η=W/a。由图12可见, 系统同时具有3个方向的良好减振效果。

1.x、y方向 2.z方向

8 结论

(1) 提出采用一种并联机构作为车辆座椅的三维减振平台, 运动学分析表明该三维减振平台可实现空间三平移运动, 从而满足座椅的三维减振要求, 另外, 三维减振平台的Jacobian矩阵与机构的垂直位移无关。

(2) 该减振平台的工作空间均为灵活工作空间, 可以满足座椅空间三维的使用要求, 并且在可达的工作空间内无奇异位形。

(3) 该减振平台的操作灵活性随结构参数和工作位姿而改变, 随着下平台半径的增大以及连杆长度的减小, 机构的操作灵活度变好, 但同时机构的工作空间变小, 故在使机构的结构参数满足动平台达到规定的工作空间要求的前提下, 尽可能地使整个并联机构具有更好的操作运动灵活性, 同时尽量减小机构的总体尺寸。

(4) 为了分析减振平台的减振性能, 以动平台的位移、速度为状态变量, 加速度为观测输出, 建立了多维减振系统的状态方程, 并在MATLAB中建立了随机激励下的系统振动仿真模型, 仿真结果表明该平台具有良好的三维减振效果。

参考文献

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[3]刘会英, 盖玉先, 郑超.汽车座椅主动振动控制与仿真分析[J].中国机械工程, 2006, 17 (12) :1227-1230.

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减振优化 篇8

常用的车用扭振减振器包括橡胶减振器、硅油减振器及硅油橡胶复合式减振器三种,它们的结构见图1。

橡胶减振器的橡胶层既有弹性又有阻尼,其结构简单,成本低。但因阻尼较小,一般不能满足最佳参数匹配的要求,且橡胶的弹性和阻尼随温度变化较大,故其性能不稳定。

硅油减振器的硅油粘度、惯量、硅油间隙等能较好地控制,制造一致性较好,而且硅油粘度的选择范围较大,随温度变化较小,性能稳定,减振效果强于橡胶减振器。

硅油橡胶复合式减振器可通过橡胶层尺寸和橡胶硬度的选择在很大范围内调整弹性,又可通过油腔、油隙的设计和硅油粘度的选择在很大范围内调整阻尼,因此设计上容易达到最佳参数匹配要求,减振效果强于橡胶减振器和硅油减振器,而且尺寸和质量也较小。

笔者对EQB210柴油机匹配橡胶减振器和硅油橡胶复合式减振器进行优化设计。

1 扭振减振器的设计计算模型

1.1 双扭摆当量系统模型

在传统的扭振减振器设计计算中,一般将柴油机轴系原来的多质量系统简化成一个单质量扭摆当量系统,将减振器、发动机轴系和被驱动的机械轴系简化为一个三质量系统。为了方便分析,取从动机械的惯量I=∞,则得到图2所示的装有阻尼弹性减振器的双扭摆当量系统模型。图2中,ID为减振器惯性环的转动惯量,KD为减振器刚度,CD为减振器的阻尼,I1为发动机的当量惯量,K1为不带减振器时原系统的当量刚度,M为发动机单质量扭摆的当量干扰力矩。

双扭摆当量系统模型过于简化,计算得到的结果往往并非减振器的最佳特性参数。

1.2 多质量当量系统模型

采用多质量当量系统模型进行计算时,扭振模型与实际系统较为接近,且可考虑不同工况和轴段阻尼的影响,是一种较为准确的计算方法。多质量当量系统模型见图3。

1.3 计算模型应用

采用了双扭摆模型和多质量当量系统模型对EQB210柴油机曲轴扭转减振器进行了设计优化计算。

常用的减振器优化设计方案,是在发动机转速范围内通过改变减振器参数,使轴系两个扭振峰值相等。此方案虽可较大幅度降低轴系的扭振振幅,但由于中小型高速柴油机轴系在转速范围内通常只存在一个扭振波峰,故此方法仅适用于自振频率较低的大型低速柴油机。且橡胶减振器的阻尼偏低,基本没有调整的余地,因此橡胶减振器不可能按最佳匹配条件设计。因此对于EQB210柴油机的扭振减振器设计,将不限于橡胶减振器,而是直接比较不同减振器参数时的轴系强迫扭转振动振幅,找出发动机工作转速范围内主要谐次振幅最小的减振器参数。

2 双扭摆当量模型的橡胶扭振减振器设计计算

2.1 双扭摆当量模型转换条件

将柴油机轴系原来的多质量系统简化成一个单质量扭摆当量系统,需要满足下列条件:

a.多质量系统和单质量系统的固有频率相等。

b.转化前后,系统在振动时的势能要相同。

c.转化前后,系统在振动时的激振力矩功相等。

根据以上3个原则,就可确定EQB210柴油机的转化当量参数。

2.2 单质量扭摆当量惯量计算

单质量扭摆当量惯量I1:

式中,n为发动机多质量系统的惯量数目,Ik是各当量质量的转动惯量,见表1。ak是各当量质量的相对振幅值,由自由扭振计算得到,见表2。

2.3 单质量扭摆当量刚度计算

取单质量扭摆当量惯量的当量相对振幅a1=1,当量刚度为:

式中,Kk,k+1时各轴段刚度见表1。

由表2可知,ωn=260Hz=260×2πrad/s=1 634 rad/s。

2.4 单质量扭摆当量干扰力矩计算

发动机单质量扭摆的当量干扰力矩M:

式中,Mv为作用在发动机上v次简谐干扰力矩,为n个气缸的相对振幅矢量和。

2.5 减振器最佳参数计算

对于任一特定的发动机-阻尼弹性减振器系统,都存在最佳调谐的减振器刚度和使系统振幅最小的减振器阻尼[1],这两个最佳参数是最佳定调比vopt和最佳阻尼系数ξopt。

2.5.1 最佳定调比

2.5.2 最佳阻尼系数

式中,CD为减振器阻尼,CC为临界阻尼,CC=2IDωn。

2.5.3 计算结果

利用EQB210柴油机的双扭摆当量模型,按最佳定调比计算阻尼弹性扭振减振器。根据该发动机前端布置扭振减振器的空间条件,确定下列参数:

惯性环转动惯量ID=0.027 kg·m2

扭转刚度KD=ID×2=48 608 N·m·rad-1

阻尼CD=CC×ξopt=18.5 N·m·s·rad-1

用发动机外特性试验测得的缸内压力做双扭摆强迫扭转振动计算,算得曲轴前端的4.5次和6次扭振振幅中的最大值为0.092°。

3 多质量当量模型的橡胶扭振减振器优化设计

3.1 优化设计原则

用多质量当量模型进行扭振减振器设计时,一般都结合优化设计方法。减振器优化设计的目的在于确定一组减振器最优参数值:减振器惯量环的转动惯量ID,弹性元件刚度KD和阻尼CD,使该减振器能够把柴油机曲轴系统在转速范围内的扭振振幅降低到最小程度。其中,惯量环的转动惯量ID由柴油机允许安装减振器的空间确定,一般其值在许可范围内越大越好,因此,在减振器设计时可以首先确定惯量环的转动惯量ID。根据EQB210柴油机前端布置扭振减振器的空间条件,确定惯量环的转动惯量ID为0.027 kg·m2。

从以往的工程实践可知,对EQB210柴油机轴系扭转振动影响最大的是4.5次和6次激振,而其它谐次的影响较小。因此,减振器的优化计算以减振器的刚度和阻尼两个设计参数为自变量,用发动机外特性试验测得的缸内压力做强迫扭转振动计算,使各转速下曲轴前端的4.5次和6次扭振振幅中的最大值达到最小。当转动惯量ID为0.027 kg·m2时,扭振振幅随弹性元件刚度KD和阻尼系数μD的变化,见图4所示。

3.2 优化设计方法

一般使用求解非线性有约束的多元函数最小值的优化函数,进行优化计算。但是对于扭振计算这种非线性目标函数的求解,有时求出的某个解虽是一部分可行域上的极值点,但并不一定是整个可行域上的全局最优解。因此,一般可用双扭摆当量模型求得的值作为此优化函数的初始值。优化求解约束是对减振器参数的限制,弹性元件刚度KD和阻尼CD的范围由实际选用的材料性能而定。

3.3 优化设计结果

在转动惯量ID为0.027 kg·m2的条件下,EQB210柴油机多质量当量模型进行优化设计的计算结果为:阻尼弹性扭振减振器的阻尼CD为20.7 N·m·s·rad-1;扭转刚度KD为43 465 N·m·rad-1;曲轴前端的4.5次和6次扭振振幅中最大值为0.084°。

3.4 优化结果分析

采用编制的扭转振动分析软件对三种情况下EQB210柴油机曲轴轴系扭振情况进行了计算分析:装现生产的减振器,用双扭摆模型设计出的减振器,用多质量模型优化设计得出的减振器。

计算得出的曲轴前端的主要扭振谐次振幅随发动机转速变化的曲线以及装现生产的减振器的实测结果见图5。

将计算扭振振幅复数结果进行矢量求和,则得到扭振总振幅,见图6。

由图5和图6可知,采用优化设计的扭振减振器,可将目前装橡胶减振器的曲轴前端的4.5和6次扭振振幅由0.15°降低到0.1°以下,这将有效地改善由于扭转振动造成的机械噪声和提高曲轴轴系的可靠性。

但是,采用优化设计的扭振减振器,就需要将减振器的阻尼CD由目前橡胶减振器的10.1 N·m·s·rad-1提高到20.7 N·m·s·rad-1,而橡胶的阻尼较小,结构上很难同时满足刚度和阻尼的设计要求。因此需要设计硅油橡胶复合式扭转减振器,用硅油满足阻尼要求,用橡胶层满足刚度要求。

4 多质量当量模型的硅油橡胶复合式扭转减振器优化设计

4.1 优化设计方法

参照现生产的橡胶减振器,见图1(a),保持它的尺寸基本一致,设计了硅油橡胶复合式减振器,见图1(c),轮毂和橡胶层与现生产的橡胶减振器一致,而将减振器的最大直径由φ209加大到φ235,硅油惯量环的惯量为0.018 9 kg·m2,硅油外壳的惯量为0.024 8 kg·m2。

对于这种硅油橡胶复合式扭振减振器,建立的发动机轴系扭转振动模型见图7,其中各Ik和Kk,k+1的单位分别为10-2kg·m2和106N·m·rad-1,各Ck,k+1的单位为N·m·s·rad-1,ω是激振圆频率。硅油的刚度为0,未定参数为硅油的阻尼CD。

4.2 优化设计结果

采用优化计算,求取使外特性工况下曲轴前端的4.5次和6次扭振振幅中的最大值达到最小的减振器阻尼。计算结果为:减振器的阻尼CD为20.2N·m·s·rad-1,最大扭振振幅为0.086°。

4.3 硅油粘度计算

4.3.1 硅油有效粘度计算

在工作状态下硅油所需有效粘度ve由以下公式计算[2]:

式中,CD为减振器的阻尼,CD为20.2 N·m·s·rad-1;δ为减振器的硅油间隙,δ为0.000 6 m;DO为减振器的惯量环外径,DO为0.227 8 m;B为减振器的惯量环厚度,B为0.014 3 m;ηR由惯量环DO的平均粘性剪切率rm决定的修正系数[3]。

式中,ωn为轴系固有圆频率;[A]为允许振幅,取[A]=0.1°=0.001 75 rad,ηR查表得0.61[3]。

由此计算得到硅油的有效粘度ve为0.026 2 m2/s。

4.3.2 硅油名义粘度计算

硅油的名义粘度是在很低的剪切率和常温下测出的,因此硅油的有效粘度还要折算成名义粘度:

式中,ηy是剪切率修正系数,查得ηy为0.65[3];ηt是工作温度修正系数,由于减振器装在曲轴箱外,工作温度可取为45℃,查得ηt为0.68[3]。

则硅油的名义粘度为:

4.4 减振器散热面积验算

减振器阻尼在每秒内吸收的功为[2]:

式中,CD为减振器的阻尼,N·m·s·rad-1;ω为系统激振频率,rad/s;A为减振器主、从端间的相对位移振幅,rad。

用扭振试验测得的缸内压力数据做强迫扭转振动计算,得到硅油惯量环与外壳、外壳与轮毂间的振动位移,从而计算出硅油阻尼在扭振试验中吸收的最大功率Nc V为56.3 W,橡胶阻尼在扭振试验中吸收的最大功率Nc R为66.4 W。

硅油减振器散热面积认为是惯量环的外表面积:

式中,Di为硅油惯量环的内径,Di=0.180 2 m。

这样就有Nc V/F1=1 383 W/m2,满足小于6 550W/m2的设计要求。

橡胶减振器散热面积认为是橡胶圈的外表面积:

式中,RR为橡胶圈的外径,RR=0.078 1 m;L为橡胶圈的宽度,L=0.053 5 m。

这样就有Nc R/F2=2 529 W/m2,满足小于6 550W/m2的设计要求。

4.5 减振器橡胶圈剪应力验算

硅油减振器橡胶与金属分界面的剪应力:

式中,T为橡胶圈传递的扭转振动力矩,N·m。

由强迫扭转振动计算,得到橡胶圈的单谐次最大剪应力τ为0.069 MPa,满足单谐次小于0.207 MPa的设计要求,而0.5至12次综合扭转振动的最大剪应力τ为0.214 MPa,满足小于0.414 MPa的设计要求。

5 硅油橡胶复合式扭振减振器试验验证

5.1 减振器样品制造

根据上一节的优化设计计算,硅油橡胶复合式减振器的硅油粘度取为0.06 m2/s,生产制造出来的减振器样品见图8。

5.2 发动机扭振试验

EQB210柴油机装上硅油橡胶复合式扭振减振器样品,并连接测功机,以满负荷在转速750 r/min到2 750 r/min范围内进行扭振试验。转速每次增大50 r/min时,测量发动机曲轴前端的扭转振动信号,并用燃烧分析仪测量缸内气体压力数据和相应的曲轴转角,扭振试验结果见图9。

5.3 试验结果分析

装优化设计的硅油橡胶复合式扭振减振器的发动机轴系模型参数见表3。用扭振试验测得的缸内压力数据做强迫扭转振动计算,各次振幅对比见图10,回归分析见图11。可见,R2为0.94,线性回归直线斜率K为1.07,分析结果表明扭振计算数据与试验测量数据的一致性较好。

从试验数据可知,采用硅油橡胶复合式扭振减振器后,EQB210柴油机曲轴前端的4.5次和6次扭振振幅最大值由0.15°(装橡胶减振器时)降到0.1°(装硅油橡胶复合式扭振减振器时)以下,极大地改善发动机轴系的扭转振动状态,即有效地改善由于扭转振动造成的机械噪声和提高曲轴轴系的可靠性。

6 结论

a.橡胶扭振减振器难以满足最佳优化设计要求,即橡胶的阻尼较小。

b.硅油橡胶复合式扭振减振器可以满足最佳优化设计要求,即用硅油满足阻尼要求,用橡胶层满足刚度要求。

c.硅油橡胶复合式扭振减振器的减振效果优于橡胶减振器,可使对曲轴轴系扭振影响最大的4.5次和6次扭振振幅的最大值下降35%以上。

d.多质量当量模型扭振计算数据与试验测量数据的一致性较好。

参考文献

[1]李渤仲,陈之炎,应启光.内燃机轴系扭转振动[M].北京:国防工业出版社,1984.

[2]陆际清,孟嗣宗.汽车发动机设计(第一册)[M].北京:清华大学出版社,1990.

[3]李宗焜.船用柴油机设计手册(四)动力计算[M].北京:国防工业出版社,1979.

[4]丁培杰,吴昌华.柴油机曲轴计算方法发展的回顾、现状与展望[J].内燃机工程,2003,(3):74-79.

减振优化 篇9

1 空调风机弹簧减振器存在问题

漯河烟厂共有11台空气调节箱, 22组空气送回风机, 共安装132个JTD-200型弹簧减振器, 减振器安装尺寸及结构见图1。在使用过程中由于受环境湿度高和空调箱加湿地板偶有积水影响, 导致减振器弹簧钢锈蚀严重 (已使用3年) , 弹性失效, 引起风机振动加强, 噪声升高, 尤其是K4空调, 由于工艺要求为高温高湿条件 (常年湿度条件为72.0±5%RH) , 腐蚀更为严重。因此需要对此进行改进, 现以漯河烟厂K4空气调节箱送风机为例, 进行替代性研究论证。

2 空调风机基本参数

电机额定功率30KW, 电机额定转速1470r/min, 风机额定转速1220 r/min, 通风机质量为1220kg。减震基座安装6个JTD200型弹簧减震器。其安装示意图如图2所示。该空调箱担负对卷烟厂制丝工段贮叶房温湿度的调节[1], 工艺环境温湿度标准为35.0-40.0±2℃, 72.0±5%RH。

3 空调风机减振器材料的选择

为减少风机振动对环境的影响, 振动效果达到好的水平, 振动标准─传递率T取0.1~0.2, 则减振材料的静态变形值可按下式计算[2]:

δ—减振材料静态弹性形变值, 振源不振动时, 减振材料被压缩的高度, cm;

n—风机转速, r/min;

T—减振传递率, 取0.2即20%;

[2]查文献资料中关于减振基础计算曲线图表, 当n>1200 r/min时, 易采用橡胶减振材料。

4 橡胶减振器的选型计算

4.1 振源的干扰力计算

振源的干扰力f=n/60=1220/60≈20Hz

4.2 计算每个减振器的荷载

为考虑风机台座水平和台座上力负荷的平衡, 对称安装6个减振器, 则每个减振器平均负载为:

P=1220/6≈203kg=1989.4 N (牛)

4.3 减振器规格选择

查相关厂家JJQ型剪切减振器规格参数表。选择JJQ-3-3型橡胶剪切型减振器, 其静态压缩量δ≈12mm, 并查得其固有频率f0≈Hz;减震有效。 (f/f0<1时, 减震不起作用, f/f0=1时, 系统产生共振。)

所选振器静态压缩量δ=12>3mm (理论压缩量) , 合适。JJQ-3-3型减振器安装尺寸如图3所示。

5 橡胶减振器和弹簧减振器的比较

上述设计和计算表明, 采用橡胶减振器可行, 其优劣综合比较如下表1。

6 结语

选择空调风机减振器的减震材料及型号, 应对环境因素、经济性、减震标准、静载荷压缩量等相关因素综合考虑。经过研究推算, 我们以JJQ-3-3减振器替代JTD-200进行安装, 安装后用DZ-5振动测量仪对地脚一测试点进行测试, 测试数据见表2。更换后其振动总值和振幅均有下降, 达到振动标准要求, 减振降声效果明显。

摘要：目前, 卷烟厂空调设备空气调节箱送、回风机为了实现减少风机噪声和振动目的, 普遍采用弹簧减振器以减少和消除风机的振动, 但弹簧减振器的弹簧受空气湿度高影响易腐蚀失效, 失去弹性形变, 减震失效。通过对橡胶减振器进行选型设计, 确定以JJQ型减振器替代JTD弹簧减振器, 并进行安装测试, 计算分析和测试表明, 橡胶减振器克服了弹簧减振器的不足, 达到良好的减震和消音效果, 提高了减振器的使用寿命。

关键词：空调风机减振器,弹簧,橡胶,替代

参考文献

[1]国家烟草专卖局.卷烟工艺规范[M].北京:中央文献出版社, 2003

[2]李岱森.空气调节[M].北京:中国建筑工业出版社, 2008.7

输电线路减振研究简述 篇10

输电线路的微风振动是架空线在微风作用下产生的高频低幅的垂向振动。微风振动的频率较高, 一般在5~120Hz之间;振幅大约为导线直径的3倍以下;所需风速较小, 一般为0.5~10m/s范围之间;振动的时间非常长, 大多数是几个小时, 也有的是好几天都不停止。如果对导线微风振动不采取有效的防治措施, 将会对超、特高压输电线路的运行带来极大的安全隐患。

1 微风振动的研究现状

微风振动作为引起输电线路破坏的主要振动形式, 对它的研究已有百年之久。相对国内来讲, 国外研究人员对微风振动的研究开展较早, 研究的理论也较为成熟。G.H.Stockbridge于1925年研制出了“Stockbridge”防振锤, 这是在借鉴了其它阻尼器优点的基础上发明的, 比如说贝特阻尼器;E.Bate在1925年以前就研制发明了一种阻尼器, 如贝特阻尼器;1968年, Salvi研究发明了4R型防振锤。现在输电线路中使用的防振金具已经越来越多, 例如, PVC防振鞭、间隔棒、花边阻尼线等。

能量平衡法作为现今微风振动计算中最为成熟的算法, 经过了深入而又广泛的研究。经验公式加实验拟合的方法是在输电线自阻尼功率、防振锤消耗的功率和风功率输入的机理均较为复杂情况下所采用的方法。

各国的许多学者几十年来做了大量的风洞实验和理论研究来测得风输入给输电线的能量, 最终给出了实验曲线, 这种曲线是能表征风能怎样随振幅变化的。能量平衡法由于诸多因素原因应用起来是不确定的, 例如参数离散性, 不同的研究者的差别是很大的, 这种情况有可能使得实验曲线之间的吻合会有些不理想。然而在能量平衡法方面, 各国的研究进度不一样, 我国在这方面受到了诸多条件限制, 例如在国际上发表公开文献方面, 我国很少是有关于风功率输入曲线方面的, 造成了这方面研究的制约条件, 其中风洞条件的限制是一个重要原因。

在正常的电力系统运行中, 架空输电线是存在自阻尼的, 但有关它的自阻尼计算是非常少见的, 理论研究也较少, 大部分原因是因为它的形成非常之复杂。世界各国对自阻尼的研究主要都在实验的测量上, 通过实验获得的数据研究分析导线的自阻尼, 得出有价值的理论。国内学者提出了用数学方法来计算输电线的振动阻尼, 根据基本的索振动微分方程得到了计算公式。测算导线振动阻尼的方法很多, 国内外均提出了许多行之有效的方法, 其中数学分析方法是一种精度很高的方法, 它最先由外国学者提出, 他运用微积分原理, 借鉴了索有关的知识, 最终得到了振动阻尼的计算式。科学的发展是永不止步的, 由Noiseux提出的公式在很多方面还不完善, 例如它不适用于专门的钢芯铝绞线制成的导线, 也不适用于在较窄的频率段中产生的随机振动, 同时若是由全铝材料构成的导线也是不适用的, Lebfond和Hardy就从以上的基础上完善了前人的计算公式。

解析方法与非解析法是求解体系动力响应的重要方法, 动力学方法在广义上包含的范围是很广的, 它的研究范围同样也涉及了动力体系的方方面面。在架空输电线路的动力研究中, 方法很多, 例如振型叠加法和有限差分法就是应用非常广泛的两种动力学研究方法。在输电线路中做动力学研究时, 得到的仅仅是有关输电线和防振金具之间的动力方程, 它是直接求解动力方程获得微风振动响应的法。

输电线路中的导线受到外部激励后会产生不同程度的响应, Claren, N和Diana, G利用了振型叠加法对这种响应进行了计算, 并且在公开刊物上发表论文, 得到国内外学者认可。论文中将输电导线简化成了两端铰支的张紧弦, 通过张拉的很紧的弦来模拟输电导线, 并且认为弦是两端铰接的, 鉴于此, 为了得到导线振动的解析解, 论文中借助了张紧弦的横向振动理论。论文观点以及选取模型的正确性是要通过实验验证的, 在进行了众多实验验证的基础上, Claren, N将实验结果进行汇总, 并且同振型叠加法所获得的解析解进行了研究对比, 最终发现误差是非常小的, 可信度高, 理论和模型都是非常正确的。以上的研究为微风振动现象的研究发展迈出了重要一步, 通过计算得到了关于导线振幅的解析表达式, 但是鉴于微风振动计算的复杂性, 以上的研究结果仍然欠缺一些理论知识。例如在输入激励力的问题上, 发表文章中为了实验方便而没有做到精确模拟激励力。再者导线本身是半柔半刚的, 用拉紧的张弦来模拟会舍去导线本身具有的抗弯刚度, 会对结果的精确性产生很大影响。

综合前面的研究, 方法很多, 但是思路一样, 都是将原本的微风振动研究通过子系统分解来研究, 例如分解为导线系统和激励系统, 将两者分开考虑, 最后综合起来研究。风的作用是联系两者的纽带, 于是便通过了功率的输入和输出将两个子系统耦合, 综合评价研究。这样以来, 对微风振动的研究就优点多多了, 首先是对整个振动的分析较简便, 并且整个过程的计算量大大减小。同样, 这种方法也是有缺点的, 它的计算对风洞实验要求较多, 风洞实验获取的实验数据是它的基础。

前面已经将其他的研究方法做了逐一介绍, 唯独尾流振子模型算法没有介绍, 和其它方法一样, 它也是一种较好的涡激振动研究方法。本方法对以往其他方法没有涉及的尾流振荡作用做了深入分析研究, 运用了数学和力学相结合的方法来研究, 通过列方程, 联系不同物质之间的参数, 将流固耦合的现象充分的体现了出来。对尾流振子模型的研究, 国内外学者都高度重视, 其中升力系数的控制曾一度成为研究难点, Har Den和currie于1970年在充分利用了Van De Pol方程的基础上求得了振子模型在数学上的表达公式, 可以和结构的振动方程进行联立求解。

通过以上的研究发现, 每一种方法都有各自的优点和缺点, 例如动力学方法的计算结果精度更高, 而且概念也更加明确。在一定程度上, 动力学方法的适用范围是更广的, 计算结果也是更精确的, 值得更深一步的研究。尤其是在综合考虑流一固耦合基础上, CFD方法结合有限差分法, 可以考虑风与输电线一防振锤体系的相互作用, 同时考虑输电线和防振锤动力效应的耦合振动, 前提是在不大幅增加计算量的条件下。

半个世纪以来, 微风振动的研究方法在推陈出新的同时也有着一套固定的方法, 例如被各国学者普遍认可的能量平衡法。这种方法延续了自然界的能量守恒定律, 通过能量平衡的研究方法来进行问题的更深一步分析, 将风输入的能量看成是能量输入的源泉, 将导线系统消耗的能量看成是能量耗散的集中地, 通过两者之间的平衡关系使得导线系统在微风振动作用下始终处于一种稳定状态。如果要保证输电线路的安全运行, 当导线在振动稳定后, 导线上各点 (包括悬挂点在内) 的动弯应变必须要合理控制, 达到安全范围中。1969年时Rodolfo Claren, Member, IEEE和G.Diana对架空导线在风振作用下的动力响应利用了数学知识进行了分析研究, 把微风振动现象在导线上产生的各种影响都进行了计算分析, 对输电线路微风振动理论的完善起到了重要的推动作用, 是导线微风振动史上不可磨灭的一件事, 为后续的研究工作开展起到了积极意义。以前的学者大都取一个档距内的微风振动现象为研究对象, 并没有考虑到相邻跨对要研究的输电线路微风振动的影响, 在借助了模态分析的结果后, simpson, A和sembi, P.S.对这种相邻跨的影响问题进行了深入研究, 取得了显著效果;架空线路发生微风振动时, 稳定后导线的振幅大小应该徘徊在一个固定的数值附近, 鉴于此, Roughan, J.C. (1983) 对这个问题开展了细致而全面的研究, 并取得了一定的研究成果;对于风输入给导线的能量大小, 国际上一直没有一个定论, Kraus, Michal (1991) 就针对此现象将风输入能量进行了测量, 将自测结果与风洞实验结果比较分析, 验证了风能输入曲线, 通过研究分析后得到了许多有价值的结论。微风振动现象的频繁发生受到的外界因素无非就是天气因素, 然而导线本身的因素是否会起到什么作用不得而知, 鉴于此, Heics, R.c. (1994) 设计了实际线路实验, 将线路同等比例在试验中运行应用, 通过改变导线自身的张力大小, 改变导线的自阻尼情况, 改变导线风攻角情况来观察微风振动振幅的变化情况, 判断其影响大小;Schmidt, J.T. (1997) 通过试验测量分析了阻尼器在微风振动中的能量消耗特性;由于超、特高压电网建设的不断加快, 大跨越输电线路成为了一种趋势, 对于这方面Rawlins, C.B. (2000) 对大跨越导线的各种激励响应进行了比较分析, 最终得出了结论, 由大跨越线路产生的大跨越效应将会使得跨端的阻尼需求减少很多;stockbridge型防振锤是现在输电线路上应用较多的一款防振锤, 外国学者Diana.G (2003) 等人对它进行了理论和实验研究, 主要测算了它在线路上的布置情况和受力性能好坏。得出了有价值的研究结论, 为其以后在输电线路上的应用打下了坚实的基础, 能够为后续的研究起到指导和借鉴的作用;Leskinen T. (2003) 对输电导线的使用寿命则利用了能量平衡法以及室内试验同时进行的方法做了分析研究;sinha, Hagedorn P (2007) 计算和研究了输电导线连接点处于微风振动情况下的动弯应力;M.L.Lu (2007) 等人用基于强迫振动和阻抗转换的方法对防振锤一输电线耦合体系振动进行了详细求解。

对导线的微风振动现象进行研究, 有些参数是必须通过试验测量获得的, 这些参数在研究中起到了决定性作用, 例如防振锤消耗的功率, 输电线本身的自阻尼功率以及风输入功率[37]。对于防振锤一输电线系统, 在用数值方法求解时会用到, 在用能量平衡原理求解时更能用到。

在防振金具的使用过程中, 世界各国却不尽相同, 日本在架空输电线路防振方面一直做的很好, 在输电线路上经常采用有效的防振金具, 多采用组合减振的方式来得到减振效果, 其中最常见的是防振锤和阻尼线相结合使用来减振的方法, 防振锤主要起到了辅助作用, 阻尼线则起到了主要作用;欧美各国在输电线路防振方面则多采用防振锤来进行。

国外在微风振动领域的研究都比较快, 然而我国却因为起步较晚使得现在处于劣势状态, 我国在这方面的研究已有40年之久, 也取得了长足的进步。对微风振动现象的研究早在1977年我国就开始了, 长江流域规划办公室工作人员研究出了怎样充分利用减振器的方法, 并且对消振器进行结构改进和参数优化, 取得了良好效果, 这是建立在微风振动时对硬母线进行了户外实测研究和试验基础之上的;李盛钦根据自身的研究发现, 防振锤安装距离是存在很大研究价值的, 同时对导线的振动半波长开展了较为详细的研究;何晓雄 (1995, 2000) 主要提出了计算振幅比平方和的方法, 这是确定架空线防振金具安装位置的一种有效的新方法;华北电力大学的王藏柱 (2002) 等借助现有能量平衡原理, 对架空输电线微风振动响应采用了传递矩阵法进行了计算;谢昌举通过实验分析对大跨越输电线路进行了分析, 例如对某大跨越线路的减振振设计采取了现场测量及试验研究;王旭锋 (2005) 研究了OPGW的防振问题;王洪采取了真型实验的方法开展了研究, 对大跨越架空线路进行了微风振动防振效果的时效分析, 用来指导以后的大跨越微风振动防振措施的维护和设计。叶吉余, 朱斌也介绍了防振锤、输电线的抗疲劳问题, 但是研究不够深入。相比输电线路的涡激振动疲劳而言, 斜拉桥拉索和海洋管道的涡激疲劳问题研究的较多, 作为一个非常相近的领域, 在此也做一介绍。郭海燕在考虑了管外海洋环境荷载的情况下, 同时将管内流动流体共同作用考虑在内, 开始建立了有关海洋立管的涡激振动微分方程, 然后用Hermit插值函数离散了立管微分方程, 并通过利用Miner理论分析研究了立管的疲劳寿命, 通过实例计算和编程, 分析了管内流速对疲劳寿命和涡激响应幅值的影响。通过结果表明了, 立管涡激振动响应由于立管的固有频率因管内流体流速变化而接近漩涡脱落频率时增大, 疲劳寿命将会随之显著减少。卢伟对疲劳寿命服从威布尔分布做了假定, 并充分考虑了平均拉应力的影响, 相应的斜拉索疲劳可靠度公式经过了一定的修正得到。王一飞, 杨美良, 党志杰, 方开翔也对海洋管道和斜拉索的涡激疲劳问题进行了深入研究。

目前国内外输电线路微风振动的计算方法主要有两大类:能量平衡法和动力学方法。相比动力学方法, 能量平衡法的应用更加普遍, 更贴近实际。能量平衡法是运用能量平衡准则, 利用了风输入给导线的能量与防振器-输电线系统消耗能量相等的原则来计算导线振动稳定时的振幅。动力学方法则是直接建立输电线-防振器的系统方程, 模拟了微风振动, 利用动力方程求解得到系统响应。能量平衡法概念简单, 关系明确, 能准确计算出微风振动稳定振幅;动力学方法计算结果可靠, 理论架构清晰。

2 工程减振研究现状

随着科学技术的进步, 人民生活水平的提高, 减振技术已经越来越受到大家的重视。工程中的振动通常会危及结构安全, 影响结构的正常使用寿命, 精密设备不能正常使用, 给人们的正常生产和生活造成不便。近年来, 国内外对减振方面展开了大量的研究, 学者们发表了多篇学术论文, 取得了多项成就, 给减振技术的提高带来了巨大的推动作用。已取得的成果中包括了非线性减振系统的冲击响应、在设计减振装置上随机振动理论的应用、弹性振动系统和多自由度振动系统减振装置的计算方法、主动控制减振系统的分析和计算方法等, 大大丰富了早期的减振理论。

德国邮船上在1902年装的Frahm防摇水箱是在工程中应用最早的动力调谐吸振器, 但是只有在激振频率稳定不变的情况它才适合。通过研究表明, 假如要使得动力消振器的振幅不过大, 它的弹簧刚度系数k则不能过小, 而且动力吸振器的质量必须要足够大。Snowdon把质量为m的动力消振器平均分解为三个质量1/3m的动力消振器, 并且它们的固有频率比分别为0.96, 1.0和1.04。经过数值计算表明, 增加吸振器的数目, 可以一定程度上扩展它的频带。Roberson研究了动力吸振器弹簧在非线性特性方面对减振效果的影响, 发现了运用线弹簧构成的动力吸振器的减振频带要比软弹簧构成的动力吸振器的窄一些。1952年, Young.D解出了有关悬臂直梁动力消振的问题。

橡胶减震最先于国外提出, 并逐渐发展起来, 现今已形成了一套完整的研究体系。各种各类的橡胶减震器能够大批量生产的国家有前苏联、美国、英国、德国、法国和日本等, 特别是日本。日本于1937以后为了将发动机架安装在螺旋桨飞机上, 开始了大批量生产防振橡胶。并且在1953年开始在制造飞机仪表盘上引入防振橡胶技术。日本在1960年的橡胶减震器消耗量已经达到了609吨, 在1969年消耗的橡胶量已经超过了万吨, 9年内共增长了17倍。在这以前这种防振橡胶国外早已在外飞机上采用了, 随国外发动机和飞机的进口, 开始逐步在日本应用, 然后又经由其国内制造。早在第二次世界大战前夕, 德国就把舰船的动力设备上的减震器用天然橡胶制成了, 并通过实战获得了卓越成效, 同时弹性轴承的研究在20世纪60年代也开展了起来。防振橡胶技术是在第二次世界大战战争期间和以前逐步积累起来的, 战后它便作为了民用工业应用于土木建筑, 汽车铁路机车车辆以及各种机械工业之中。早期的如:1946年在卡车上的应用, 1947年防振橡胶在公共汽车各个部位上的使用。1951年以后在铁轨机车车辆各个部件上的最早应用, 尤其是在转向架上成功使用了防振橡胶。作为橡胶工业的一个方面, 自从1955年小轿车在日本的生产走上正轨后, 防振橡胶就牢固的建立起了自己的地位。

国外的橡胶减震器发展迅猛, 主要的发展趋势是通过将减震与高阻尼这两种性能联合起来开发研究, 获得一种新型的阻尼减震器, 达到良好的减震耗能效果。再就是通过对现有减震器进行结构和材料方面多加改进, 使得这种结构形式的减震器更适应于在实际工程中应用。

我国在橡胶减震方面的研究起步较晚, 大批量的橡胶减震器于60年代才开始了生产和研制。由于我国现代化进程的加速, 人民对生活水平的要求越来越高, 使得橡胶减震器在国内的发展非常迅猛, 国内在橡胶减震方面基本形成了一整套的研发生产体系, 前景十分诱人。但是和国外的研究相比, 我国在橡胶减震工业中的起步较晚, 基础条件也比较差, 检测手段与实验研究不很健全, 没有进行过系统的研究和开发, 开发速度也相对较慢, 技术水平及应用规模与国外相比还有非常大的差距, 与国外先进水平相比大约落后了10~15年。伴随着橡胶减振制品工程应用的日益广泛, 我们必须尽快引进国外先进的技术手段, 提高我国橡胶减振制品行业的竞争力。目前与之相关的减震材料在技术研究方面已取得了阶段性的成果, 但是要将这些成果成功转换为产品, 继而大规模的推向市场尚且需一定的时间。高分子材料已经成为继石头、钢铁之后高速铁路应用的第三大材料, 并且伴随着高速列车向舒适化、高速化和安全化方向发展, 并且将起到越来越重要的作用。目前来说, 我国所生产的橡胶减震器除了XL系列高弹性联轴节和部分橡胶—金属减震器已实现标准化外, 大多数的产品仍处于“非标准化”状态。为了满足整个社会发展的需要, 应该在工艺技术、橡胶装备、结构和材料几个方面努力, 继续加快我国橡胶减震器的发展步伐。伴随着环境保护法的实施和我国现代工业建设的高速发展, 国民经济各部门对噪音和振动控制技术提出了越来越高的要求。为了满足社会快速发展的需要, 应该着重加速我国橡胶减震器发展的步伐, 并且力争在大约10年左右的时间全面达到国外的技术水平甚至超过。

我国应努力做到: (1) 新型橡胶减震器及新型减震阻尼材料的研发; (2) 橡胶减震器产量提高与工艺装备的优化; (3) 引进减震技术, 加快技术改革速度; (4) 加速橡胶减震器产品标准化、系列化的进程。橡胶材料在减震应用方面的发展, 可以通过实践经验的累积以及理论知识的不断完善而得到实现。而各学科及适用范围的不断渗透, 必将创造出更多的应用空间和机会。

在国内有很多人都在从事减振方面的研究, 并且取得了多项研究成果, 其中大部分主要集中在减振结构参数的优化和新型减振装置的研制。李春祥等研究了在结构受地震作用下的TMD参数设计迭代, 并对地震作用设为随机荷载和单位简谐荷载两种情况加以考虑, 并且得到了TMD参数的实用设计表格。林莉等学者分析研究了机械阻尼振动被阻尼吸振器吸收的情况, 并且对频率特性进行了试验和分析, 主要的优化目标是以主质量对基座作用力最小, 提出了使减振频带能够尽可能多的并且包含激励频谱的参数选择原则。近几年来, 高挠度建筑结构的迅速发展, 很多摩天大楼都已经采用了动力吸振器, 这就在一定程度上推动了多自由度系统和弹性系统动力消振理论的发展。

减振优化 篇11

摘要：针对大跨度悬索桥吊索频率低、阻尼小、以致容易发生风振的弱点，以舟山西堠门大桥的长细吊索风振问题为工程背景，研究了其抗风减振方法.首先通过环境激励法确定了吊索的动力特性.然后基于理论分析和风洞试验确定了分隔器减振方案，并对不同分隔器数量时的减振效果进行了对比研究.最后通过某大风天气下有无分隔器的两组吊索的实测数据结果对比验证了分隔器减振方案的有效性.试验和实测结果表明：安装分隔器后吊索的碰索现象不再发生，吊索的各阶振动均明显减小，各阶减振率达55%～95%.

关键词：大跨度悬索桥；吊索；风致影响；分隔器；完全气弹模型；现场实测

中图分类号：U441.3文献标识码：A

Abstract：The hanger cables of longspan suspension bridges are susceptible to windinduced vibration as they have low natural frequencies and low mechanical damping. In this paper， the windinduced vibration problem of the hanger cables of Xihoumen Bridge was investigated to research the vibration control method. Firstly， the dynamic characteristics of the hanger cables were obtained by environmental incentive method. Then， the scheme of installing spacers was determined by theoretical analysis and wind tunnel experiments， in addition， the influence of the number of spacers on vibrationreduction efficiency was investigated in the experiments. Finally， according to the field test of the windinduced vibration of two hanger cables with and without spacer respectively conducted in strong wind weather， the results indicates that after installation of the spacers， the collision phenomenon between the strands is eliminated. Moreover， the vibration of different modes of the hanger cable is significantly reduced by 55%～95%.

Key words： longspan suspension bridge； hanger cable； wind effects； spacer； full aeroelastic model； field tests

随着大跨度悬索桥的兴建，其细长吊索的风致振动问题已成为决定其使用寿命和行车安全的关键性问题，特别是在沿海或山区峡谷地区大风下的多索股吊索振动将会引起邻近索股之间的碰撞和桥面振动，极大地影响桥梁安全.

对于诸如吊索之类的细长构件风致振动控制的问题，国内外学者已有大量研究，目前主要有气动措施、结构措施和机械阻尼措施3大类控制方法[1-2].气动措施适用于已知振动机理的单因素吊（拉）索振动控制，譬如预防拉索风雨振时在索表面打凹坑以及缠绕螺旋线方式等[3]，但对于不清楚振动机理和多因素耦合下的风致振动效果并不明显.机械阻尼措施是通过给阻尼很小的吊（拉）索结构附加阻尼来提高其抗风稳定性，包括附加减振锤[4]、调谐质量阻尼器[5]、以及各类固态和液态阻尼装置[6-7]等，机械阻尼装置调试比较复杂，难以维护，特别是对于多模态耦合下的结构振动其设计参数难以确定，效果不理想，而且对于长吊（拉）索结构，安装位置的限制也极大地影响了其减振效果，另外对于起振负阻尼较大的柔细结构，其延时效应明显.结构措施主要通过提高结构频率和刚度使其起振风速增大、振动响应减小，目前常用的是在吊（拉）索中添加辅助索[8-9]和分隔器[10]，虽然其施工方便，但影响工程美观.本文所述的西堠门大桥吊索风致振动机理复杂，无法采用气动措施减振，另外吊索起振负阻尼很大，并且受安装高度和施工条件限制难以采用机械阻尼措施，依据参考文献[10-11]，决定采用加装分隔器的减振方案，依据气弹模型试验初步确定尾流驰振附加抖振是其大幅风振的原因之一，通过其临界风速公式和试验结果设计了吊索的分隔器安装方案，最后由试验和实测数据验证了方案的有效性.

1工程背景

西堠门大桥作为浙江省舟山大陆连岛工程的重要组成部分，为中国第一、世界第二跨度的钢箱梁悬索桥.大桥是两跨连续悬索桥，主跨1 650 m，主缆矢高为165 m，边跨578 m，吊点间距为18 m.大桥吊索采用四根索股一组的骑跨式，螺旋线式截面外形，靠近桥塔的最长吊索达到169 m，其单根索股截面直径仅为88 mm，而其邻近的2#和28#吊索长度和直径分别为160 m和88 mm，而其单根索股所受应力仅为最长吊索的一半，恒载索力不到其最小破断拉力的10%.如此长细轻柔的吊索使得其风致振动问题十分严重，而且由于各索股的纵横桥向间距仅分别为300 mm和600 mm，使得各索股的单独振动会引起相互碰撞，极大地影响使用寿命与行车安全.所以采取合适的抗风减振措施来解决西堠门大桥细长吊索的大幅风致振动是目前急需解决的问题.本文以桥塔附近振动最为剧烈的对称布置的2#和28#吊索作为对象，研究其抗风减振方案，为后续此类工程问题提供参考.西堠门大桥的总体布置和骑跨式吊索形式如图1所示.

通过现场实测得到的2#和28#吊索环境激励数据运用随机子空间法[12]分析了吊索振动最为剧烈的前5阶频率和模态阻尼比.

运用通用有限元软件ANSYS分析得到了其模态振型.利用随机子空间法得到的吊索的前5阶频率稳定图如图2所示.频率分析结果见图2，吊索前5阶动力特性结果见表1.

2分隔器减振原理

对于长细轻柔的多索股结构，其风致振动形式主要表现为索股间互相碰撞（相对运动）与索股的同步运动，分隔器绑连作用会将索股的运动分解为索股同步运动和索段相对运动（如图3所示）.假设加装n个分隔器，吊索的前n阶模态与n+i（i=2，4，6，…）阶模态为4根索股的整体运动，第n+j（j=1，3，5，…）阶模态则可能为索股间相对运动或同步运动.那么索股之间的前n阶模态与n+i（i=2，4，6，…）阶模态引起的相对运动即可因分隔器的绑连作用而消除，而第n+j（j=1，3，5，…）阶模态造成的相对运动振动频率相应提高、刚度加大，在同样的激励条件下其振动响应也会减小，有利于防止吊索相碰.同步运动则会平均分配给各索股，表现为各索股的整体运动，其相当于增加了单索股的模态刚度和模态参与质量，可以有效减小某根索股的过大振动响应.另外分隔器的绑连作用减小了索股相互运动引起的气流扰动，减轻了由此引起的振动.

3吊索减振措施试验研究

3.1气弹模型的制作与相似关系拟定

为研究吊索的风致振动形态以及分隔器个数对吊索减振效果的差异，制作了缩尺比为1∶36的吊索完全气弹模型，用钢丝作为内芯，由铜丝和铝丝缠绕内芯构成外衣（模拟气动外形但不提供刚度），安装方式为4根吊索按实际的布置方式依据缩尺关系布置（A#索和B#索连线为横桥向，B#索和C#索连线为顺桥向），如图4.从而研究一个吊点4根索股的风致振动现象.

试验风洞为湖南大学HD2风洞第二试验段，模型试验区横截面宽5.5 m，高4.6 m，试验段最大风速接近15 m/s，风洞中的吊索布置如图4所示.

3.2试验索的动力特性

试验前通过对吊索施加初始激励测定了各阶频率和1～3阶模态阻尼比，频率结果和各阶模态自由衰减曲线如图5所示，结果表明模态阻尼比均为0.3%～0.5%之间，其值和模型目标值基本一致.

3.3吊索振动形态判别

对于索类构件，风振形式有涡振、抖振、参数共振与线性内共振、尾流驰振与驰振等，本文的气弹模型采用两端固结的形式，不存在参数共振与线性内共振，由模型吊索的振动响应与风速的关系可知，吊索不存在明显的涡振区间，而且4根吊索相隔距离较近，相互干扰较大，故涡振也不是吊索大幅振动的原因，对于横截面形式接近圆形的吊索而言也不会发生经典驰振.试验发现在风速达到某一值时，处于来流下游侧的吊索会先发生椭圆轨迹运动，振动随风速的加大而逐步加大，最后变得杂乱无章，4根吊索均发生大幅振动和碰索，吊索索股在高试验风速下的典型运动轨迹如图6所示.西堠门大桥横桥向中心距与吊索直径之比为L/D=6.8，顺桥向中心距与吊索直径之比为L/D=3.4，均处于尾流影响区[14].另外试验风速段紊流度为8%左右，可能发生抖振，结合两种风振机理计算分析后认为尾流驰振主导作用下附加抖振是吊索大幅振动和碰索的关键原因.攻角调整试验结果表明15°风攻角时索振动最为剧烈，故下文均以此攻角进行减振方案研究.

3.4分隔器的设计与减振效果对比

通过上节的分析决定按照尾流驰振临界风速计算方法[1，15]作为依据来设计吊索分隔器的数量，依

据风速观测资料决定尾流驰振检验风速为Ucr=35 m/s（索跨中风速），按气弹模型相似比换算至试验风速为13.5 m/s.尾流驰振临界风速公式为：

Uwc=cfkDSc=cfkDmξ/ρD2 （1）

式中：Uwc为尾流驰振临界风速；D为圆柱体直径；fk为模态频率，ξ为模态阻尼比；Sc为Scruton数，Sc=mξ/ρD2；m为圆柱体单位长度质量；ρ为空气密度.c为常数，当双圆柱体中心距为2～6倍圆柱体直径时，取c=25；当中心距为10～20倍圆柱体直径时，取c=80；对于本文的四索布置，按照不同分隔器下的索段起振风速拟合得到.

通过得到的c值依据式（1）可以计算吊索在检验风速下不发生尾流驰振的最低频率值，结合吊索频率计算式（2）即可得所需均匀安装的使吊索不相互碰撞的最少分隔器数量.

fk=n2T/4 ml2=（n/2 l）T/ρsA（2）

式中：n为频率阶次；T为恒载索力；A为截面积；l为吊索长度；ρs为索材料密度；其余符号意义同前.

最后可得分隔器安装数量计算公式为：

N=Ucr/Uwc-1 （3）

式中：N为所需分隔器数量.

常数c值的拟合结果如表3所示.2#与28#吊索分隔器安装建议见表4，其余吊索可按照类似方法计算.

不同分隔器数量下的吊索气弹模型在各试验风速区间的振动时程如图7所示.通过对吊索振动状态进行频谱分析（如图8所示），可知不装分隔器时前5阶均有发生，当分别装有1个和3个分隔器时，吊索几乎分别只发生2阶和4阶振动，装4个分隔器时，前5阶振动也有发生，但振动能量比不装分隔器与只装1个和3个分隔器时大大降低.

图9和图10统计了不同分隔器数量时各振动阶次的C#索股模型测点处顺横桥向振动加速度均方根与试验风速的关系，其中各阶振动响应运用带通椭圆数字滤波器以窄带方式提取，下文类同.由图可知加装4个分隔器后各阶的振动响应均明显减小，将最大试验风速下的响应进行对比后发现其1至5阶横桥向振动相比未装分隔器时的减小率分别为94.1%，90%，90.5%，90%与82.2%，顺桥向振动减小率分别为65.8%，81.2%，86.4%，84.8与81.2%，而且从试验现象观测到加装4个分隔器后碰索现象消除，整体位移明显减小.值得注意的是当只安装1个和3个分隔器时部分高阶振动有增大趋势，事实上从试验现象也观测到高阶运动引起的碰索.其余索股的不同分隔器数下的振动响应变化规律与C#索股基本一致，试验结果表明2#和28#索需至少安装4个分隔器.

4减振措施实测验证

4.1现场监测系统简介

为了验证分隔器减振效果的有效性，作者通过安装于现场的吊索振动监控系统获取了2014年7月24日的一次大风天气下的吊索处的风速数据和吊索的振动加速度信号.通过安装有分隔器的28#吊索和未安装分隔器的2#吊索的实测信号对比，可以准确得到分隔器的减振效果.现场监控系统布置如图11（a）所示，风速测试采用螺旋桨式二维杨氏风速仪，采样频率1 Hz，安装高度为距桥面4 m的位置，风向规定如图11（b），吊索加速度测试采用941B型拾振器，采样频率为5～10 Hz，安装高度为距吊索底部14 m的位置.风速仪、加速度传感器和数据采集系统的现场照片如图12所示.

4.2大风天气下实测数据分析

通过某次大风天气下的观测数据，本文对关于桥塔对称的2#和28#吊索的观测数据进行了比较，28#吊索按试验方案沿吊索长度方向等间距安装了4个分隔器，而另一侧的2#吊索则未安装分隔器.图13给出了2014年7月24日全天的风向风速和加速度实测数据，并选取了用于数据研究的信号分析段.信号分析段的吊索振动典型频谱如图14所示.

从频谱图中可知未安装分隔器的2#吊索，其1～5阶振动非常卓越，而加装分隔器的28#吊索无明显卓越频率，频谱分散凌乱，类似于白噪声，功率谱密度峰值相比2#吊索各索股明显减小，证明可造成大幅振动的前5阶振动能量大大降低.信号分析段对应时间的风向为300°左右，按照图11（b）对风向的规定，可知其为与横桥向成30°左右的风向角从西北方向吹向东南方，因此2B#索股与28C#索股在此风向角下属于同方位索股，另外由图给出的信号分析段对应的风速可知，2#和28#吊索位置对应的风速基本一致，故比较2B#索股与28C#索股的振动响应情况就能准确反应分隔器对吊索的减振效果.通过对信号分析段按1 min平均时距做加速度均方根统计，得到了相应加速度均方根随时间的变化如图15所示.从图中看出，安装分隔器后的28C#索股的振动响应明显要小于2B#索股的响应值，加装了4分隔器的28C#索股相比2B#索股其横桥向1至5阶振动响应均值分别减小了66.7%，60%，57.1%，60%与56.3%，根据现场观测录像2#索有明显碰索现象，而加装分隔器的28#索则未出现，从而验证了分隔器的良好的减振效果.

5结论

1）制作了西堠门大桥的骑跨式矩形排列吊索的完全气弹模型，对其气动外形进行了准确模拟，并且通过风洞试验再现了多索股吊索的大幅振动和碰索现象.

2）依据试验结果初步确定尾流驰振附加抖振是吊索大幅振动和碰索的关键原因，但由于没有模拟吊索两端实际边界条件，尚无法确定是否存在参数振动和线性内共振，需进行后续研究.

3）依据尾流驰振理论和吊索气弹模型试验结果拟合得到了尾流驰振临界风速公式中适用于西堠门桥吊索布置的常数c值，并设计了满足桥址处检验风速下不发生尾流驰振的需均匀安装的最少分隔器数量.

4）最后通过吊索完全气弹模型试验得到的响应结果和现场实测数据验证了分隔器对吊索多索股减振的有效性，索股的各阶模态减振率达55%～95%，其成功应用可为类似工程提供参考.

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异步电机的振动与减振 篇12

兖州矿业 (集团) 公司鲍店煤矿和东滩煤矿通过对异步电机在运行维护和维修中产生振动的原因进行分析研究, 找出了造成异步电机产生振动的原因, 针对这些原因采取了有效的减振处理措施, 极大地缩短了维修时间, 节约了维修费用。研究指出, 引起异步电机振动过大的主要原因有机械原因、电气原因和安装原因。 (1) 机械原因。主要包括转子不平衡;机座与端盖等重要支承件的运行变形或者松动;轴承的加工、装配以及润滑等因素。 (2) 电气原因。主要包括气隙不均匀, 定子或者转子的绕组损坏。气隙对于电动机的性能影响很大。若是装配气隙不均匀, 异步电机在运行过程中的激磁电流变化就很大, 从而产生单边次拉力, 甚至造成定子与转子相互摩擦。因此, 检查校正动、静部分的间隙, 保证气隙装配均匀是防止振动过大的必要措施。考虑到装配方便和运转安全, 根据电机的尺寸和转速, 中小型异步电机的气隙一般为0.2～1.0mm。另一方面, 由于绝缘老化、受潮、腐蚀性气体侵入以及机械力和电磁力的冲击等都会造成定子或转子绕组的损坏、局部短路, 使得电机在运行中转子径向受力不均匀, 从而产生振动。可以采用三相电流平衡法或者电阻法, 利用电工仪表查找出短路点并进行修复。 (3) 安装原因。由于电机与负载机械之间的连接安装不良, 也必然造成电机运行时的干扰力使得机组产生与转速角频率相关的振动。采用联轴器、联轴节连接的时候, 应当保证同轴度的要求, 联轴器之间保持35mm的间隙;采用三角皮带传动连接时, 应保证皮带槽的平行度要求, 调节皮带的松紧度, 以减少皮带的振动;采用齿轮传动连接的时候, 应当保证两轴之间的平行度要求, 使齿轮正确啮合。