滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器的特性分析

第一作者 王毅 男，碩士，1988年生

通信作者 徐道臨 男，博士，教授，1958年生

郵箱：dlxu@hnu.edu.cn

滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器的特性分析

王毅，徐道臨，周加喜

(湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙410082)

摘要：針對(duì)工程實(shí)踐中的低頻隔振難題，提出一種緊湊的、帶滾球裝置的準(zhǔn)零剛度隔振器。首先，對(duì)隔振器進(jìn)行了靜力學(xué)分析，得到了實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)零剛度的參數(shù)條件；其次，建立了隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，利用諧波平衡法分析了系統(tǒng)頻響特性及隔振性能，討論了激勵(lì)幅值和阻尼對(duì)響應(yīng)的影響；最后，利用ADAMS對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行仿真及隔振效果評(píng)估。結(jié)果表明，與相應(yīng)的線性隔振系統(tǒng)相比，準(zhǔn)零剛度隔振器的起始隔振頻率顯著降低，且在低頻范圍內(nèi)力傳遞率比線性系統(tǒng)低得多。因此，滾球裝置提供的負(fù)剛度明顯降低了系統(tǒng)豎向總剛度，使系統(tǒng)具有優(yōu)異的低頻隔振性能，更重要的是緊湊的設(shè)計(jì)使其更易工程化。

關(guān)鍵詞：滾球型隔振器；準(zhǔn)零剛度；低頻隔振

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)

收稿日期：2013-11-01修改稿收到日期：2014-02-25

中圖分類號(hào):O328文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

Characteristic analysis of a ball-type vibration isolator with quasi-zero-stiffness

WANGYi,XUDao-lin,ZHOUJia-xi(State Key Laboratory of Adraced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Hunan University, Changsha 410082, China)

Abstract:A compact ball-type quasi-zero-stiffness (QZS) vibration isolator was proposed for the purpose of low-frequency vibration isolation. Firstly, its parameters of quasi-zero stiffness were obtained using a static analysis. Furthermore, the dynamic model of the vibration isolation system was established, and the frequency-response characteristic and vibration isolation performance were analyzed with the harmonic balance method. The effects of excitation amplitude and damping on the system response were also discussed. Finally, numerical simulations were performed with ADAMS software, and the vibration isolation effects were evaluated. The results showed that compared with the corresponding linear vibration isolation system, the QZS vibration isolator can obviously reduce the starting vibration isolation frequency, and has a much lower load transmissibility in the range of low frequency; therefore, the negative stiffness provided by the ball-type mechanism significantly reduces the total vertical stiffness of the system, and the excellent low-frequency vibration isolation performance is achieved; what’s more, its compact design makes it more convinient to be used in engineering.

Key words: ball-type vibration isolator; quasi-zero-stiffness; low-frequency vibration isolation

近年來(lái)，隔振技術(shù)愈來(lái)愈受到人們的重視，人們對(duì)振動(dòng)環(huán)境、產(chǎn)品與結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性的要求進(jìn)一步提高，比如測(cè)量時(shí)光學(xué)隔振平臺(tái)對(duì)高精密光學(xué)儀器的隔振保護(hù)、水下航行潛艇的減振降噪等，都對(duì)隔振技術(shù)的要求越來(lái)越嚴(yán)格。主要基于兩方面的原因：一方面，我們生活中的振源強(qiáng)度在日益加大，例如，機(jī)械設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)速度劇增、越野汽車和內(nèi)燃機(jī)數(shù)量不斷增加等；另一方面，工程技術(shù)中對(duì)振級(jí)的限制要求愈來(lái)愈嚴(yán)格[1]。

目前，現(xiàn)有的準(zhǔn)零剛度隔振器，在實(shí)驗(yàn)中都證明，其隔振性能依賴于其振動(dòng)幅值，只有在某個(gè)大振幅振動(dòng)狀態(tài)下，才能表現(xiàn)出其優(yōu)良的隔振性能[6]。若被隔振設(shè)備靜平衡位置微幅振動(dòng)，如1 mm甚至0.1 mm的振幅，則達(dá)不到預(yù)期的隔振效果。初步分析其原因是，微幅振動(dòng)時(shí)，由于斜彈簧擺角太小，負(fù)剛度機(jī)構(gòu)未起作用。采用直徑非常小的滾球機(jī)構(gòu)代替斜彈簧，當(dāng)產(chǎn)生微幅振動(dòng)時(shí)，負(fù)剛度機(jī)構(gòu)能充分參與其中。進(jìn)一步對(duì)隔振器進(jìn)行靜力學(xué)分析，設(shè)計(jì)系統(tǒng)參數(shù)，實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)零剛度。然后，建立個(gè)隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并用諧波平衡法進(jìn)行近似求解，并評(píng)估系統(tǒng)的隔振性能。最后，利用Adams對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，驗(yàn)證系統(tǒng)優(yōu)異的隔振性能。

1靜力分析

1.1設(shè)計(jì)原理

滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器(見(jiàn)圖1),由底座、上蓋和連接件組成，核心部件包括具有負(fù)剛度的水平彈性件、具有正剛度的豎直彈性件及以水平中心面對(duì)齊方式始終保持接觸的滾球接觸副，此接觸副包括內(nèi)滾球和外滾球機(jī)構(gòu)，兩個(gè)外滾球始終在水平方向運(yùn)動(dòng)，兩個(gè)內(nèi)滾球始終在豎直方向運(yùn)動(dòng)，滾球的直徑均小于1 cm。水平彈性件設(shè)置在一水平調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)內(nèi)，外滾球連接水平調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，內(nèi)滾球連接水平振動(dòng)臺(tái)，水平振動(dòng)臺(tái)由豎直彈性件支撐，豎直彈性件連接一豎直調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，然后連接到底座。

如圖1(a)和圖1(b)，當(dāng)激振力作用在水平振動(dòng)臺(tái)“4”時(shí)，外滾球“14”沿豎直方向上下振動(dòng)，通過(guò)滾球副驅(qū)使內(nèi)滾球“13”水平方向振動(dòng)，激振力通過(guò)水平彈性件和豎直彈性件傳遞到底座上。設(shè)計(jì)滾球副是為了增加隔振時(shí)對(duì)小位移的敏感性，具體是通過(guò)設(shè)計(jì)兩對(duì)滾球副，使水平彈性件作用在振動(dòng)體上的力矢量擺角增大，從而增加對(duì)微幅振動(dòng)的負(fù)剛度敏感性，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)微幅振動(dòng)的準(zhǔn)零剛度隔振。

圖1　滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器 Fig.1 Ball-type quasi-zero-stiffness isolator

1.2靜力學(xué)分析

豎彈簧的剛度為kv，水平彈簧的剛度為kh。兩個(gè)滾輪的半徑分別為r1，r2。處于靜平衡位置時(shí)，豎彈簧的壓縮量為Δx=Mg/kv，水平彈簧的壓縮量為δ。如圖1(b)，在豎直向上的力f(x)的作用下，質(zhì)量向上位移x，f(x)與x的關(guān)系為:

(1)

系統(tǒng)剛度為:

準(zhǔn)零剛度條件:

(3)

即

(4)

滿足準(zhǔn)零剛度條件的力與位移關(guān)系

(5)

(6)

滿足準(zhǔn)零剛度條件的系統(tǒng)剛度為：

(7)

(8)

(9)

圖2　準(zhǔn)零系統(tǒng)無(wú)量綱剛度 Fig.2 Quasi-zero-system dimensionless stiffness

2動(dòng)力學(xué)分析

建立系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程

(10)

式中：F0和ω分別為激勵(lì)的幅值和頻率。將式(5)代入式(10)得

(11)

(12)

(13)

加入適當(dāng)阻尼后系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程可寫為：

(14)

利用諧波平衡法可得系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)幅值與頻率之間的近似關(guān)系為：

(15)

系統(tǒng)的跳躍頻率可近似地表示為：

(16)

當(dāng)系統(tǒng)響應(yīng)由一階諧波主導(dǎo)時(shí)，系統(tǒng)的力傳遞率可近似表示為：

(17)

3算例

圖3　幅頻曲線(ζ=0.01，F(xiàn) 0=0.017) Fig.3 Amplitude-frequency Curve(ζ=0.01，F(xiàn) 0=0.017)

圖4　傳遞率曲線(ζ=0.01，F(xiàn) 0=0.017) Fig.4 Transmissibility curve(ζ=0.01，F(xiàn) 0=0.017)

(2) 阻尼對(duì)力傳遞率影響較大(見(jiàn)圖5)，當(dāng)ζ=0.08時(shí)，系統(tǒng)已不存在多解，共振支完全得到抑制。但增大阻尼會(huì)嚴(yán)重影響高頻隔振效果。

圖5　阻尼對(duì)傳遞率的影響 (δ=0.9，F(xiàn) 0=0.017) Fig.5 Damping effect on the transfer rate(δ=0.9，F(xiàn) 0=0.017)

圖6　激勵(lì)幅值對(duì)傳遞率的影響 (δ=0.9，ζ=0.01) Fig.6 Excitation amplitude effect on the transfer rate (δ=0.9，ζ=0.01)

4ADAMS仿真計(jì)算

4.1仿真模型

將圖1準(zhǔn)零剛度隔振器經(jīng)過(guò)適當(dāng)數(shù)學(xué)簡(jiǎn)化，水平和豎直橡膠簡(jiǎn)化為螺旋彈簧，滾珠簡(jiǎn)化成滾柱，建立起ADAMS仿真模型(見(jiàn)圖8)。

根據(jù)被隔振設(shè)備的重量及隔振器的布置位置與數(shù)量，可知每個(gè)隔振器需支撐W=360 kg的重量，此時(shí)要求豎向橡膠元器件的壓縮量為δv=5 mm，所以：

kv=W/δv=7.056×105N/m

(18)

kh=kv/1.8=3.92×105N/m

(19)

設(shè)計(jì)r1=2.5 mm,r2=1.5 mm,則水平壓縮量δ=0.9(r1+r2)=3.6 mm，從而水平預(yù)緊力:FH=khδ=1 411.2N

圖8　隔振器ADAMS模型 Fig.8 Vibration isolator ADAMS model

4.2仿真結(jié)果

從1 Hz開(kāi)始，每隔0.5 Hz進(jìn)行一次仿真分析，采集支座反力的響應(yīng)信號(hào)，并取響應(yīng)的均方根作為傳遞力響應(yīng)的幅值，其與激振力幅值的比值定義為力傳遞率，以此評(píng)價(jià)隔振系統(tǒng)的性能。力傳遞率曲線(見(jiàn)圖9)，圖9中實(shí)線表示準(zhǔn)零剛度隔振器的傳遞率曲線，點(diǎn)畫線為對(duì)應(yīng)的線性隔振系統(tǒng)(即去掉水平橡膠彈簧，僅留下豎直彈簧的系統(tǒng))的傳遞率。由圖9可知，線性系統(tǒng)的起始隔振頻率為17.8 Hz，而準(zhǔn)零剛度系統(tǒng)的最低隔振頻率僅為4.65 Hz。而且，在準(zhǔn)零剛度隔振系統(tǒng)的有效隔振頻率區(qū)間內(nèi)，力傳遞率比線性系統(tǒng)小，尤其是在低頻階段，高頻階段二者隔振性能相當(dāng)。因此，準(zhǔn)零剛度隔振系統(tǒng)具有線性系統(tǒng)無(wú)法比擬的低頻隔振性能。

圖9　隔振器傳遞率 Fig.9 Transmissibility of isolator

5隔振器試驗(yàn)

將加工制作好的滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器在靜態(tài)實(shí)驗(yàn)臺(tái)上連續(xù)加載、卸載，得出實(shí)驗(yàn)曲線(見(jiàn)圖10)，圖10(b)為水平彈簧不壓縮、僅有豎直彈簧單獨(dú)加載和卸載時(shí)的曲線，從圖10(b)中可知，除去開(kāi)始加載部分的誤差，曲線基本表現(xiàn)為線性曲線，符合普通圓柱螺旋彈簧的力學(xué)特性，并可計(jì)算出彈簧剛度為k′=193 N/m；圖10(c)中，是豎直彈簧和兩水平彈簧都參與系統(tǒng)加載和卸載，在變形為0～2.5 mm過(guò)程中，基本表現(xiàn)為線性彈簧的力學(xué)特性，當(dāng)加載到4～7 mm區(qū)域時(shí)，隔振器隨著加載臺(tái)的下移，變形量增加，所受的力卻基本保持不變，出現(xiàn)了前述的“準(zhǔn)零剛度”特性，這從試驗(yàn)角度上驗(yàn)證了靜力學(xué)理論分析的正確性。

圖10　隔振器靜態(tài)試驗(yàn) Fig.10 Static trial of isolator

同時(shí)，使用HEV-200激振器對(duì)實(shí)際滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器進(jìn)行了隔振性能動(dòng)態(tài)試驗(yàn)，如圖11(a)和圖11(b)所示。在水平振動(dòng)臺(tái)(即承載重物的部件，圖1(a)中“4”)和隔振器底座(圖1(a)中“12”)上都安裝了力傳感器，以測(cè)量這兩個(gè)部位的力學(xué)動(dòng)態(tài)響應(yīng)。試驗(yàn)中實(shí)際隔振器承載的重物質(zhì)量為m′=100 Kg，根據(jù)靜態(tài)實(shí)驗(yàn)中測(cè)出的豎直彈簧剛度，可計(jì)算出線性系統(tǒng)固有頻率：

(20)

從而起始隔振頻率為：

(21)

圖11　隔振器動(dòng)態(tài)試驗(yàn) Fig.11 Dynamic trial of isolator

試驗(yàn)準(zhǔn)備好后，輸入正弦激勵(lì)信號(hào)，當(dāng)配重塊隨著激振器振動(dòng)起來(lái)以后，采集水平振動(dòng)臺(tái)和底座兩部位力傳感器數(shù)據(jù)，以橫坐標(biāo)表示頻率、縱坐標(biāo)表示傳遞率(底座力值除以振動(dòng)臺(tái)力值)，繪制成曲線(見(jiàn)圖11(c))。圖11(c)中頻率為5 Hz時(shí)，傳遞率為2.85，表明實(shí)際隔振器自振頻率為5 Hz；頻率為6 Hz時(shí)，傳遞率為0.986 7，表明實(shí)際隔振器的起始隔振頻率由前述線性系統(tǒng)的10 Hz降低到6 Hz左右。實(shí)際隔振器試驗(yàn)證明：與相應(yīng)的線性隔振系統(tǒng)相比，滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器的滾球裝置提供的負(fù)剛度，通過(guò)與豎直彈簧并聯(lián)，使準(zhǔn)零剛度系統(tǒng)的自振頻率和起始隔振頻率均降低。因此，本設(shè)計(jì)的準(zhǔn)零剛度隔振器具備低頻隔振性能。

6結(jié)論

針對(duì)微幅振動(dòng)下的低頻隔振，設(shè)計(jì)了一款帶滾球裝置的準(zhǔn)零剛度隔振器，并對(duì)其靜、動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了理論分析、數(shù)值仿真及試驗(yàn)分析。研究表明，激勵(lì)幅值、阻尼對(duì)系統(tǒng)隔振性能影響顯著，激勵(lì)幅值越小、阻尼較大，隔振低頻隔振性能越好。數(shù)值仿真結(jié)果揭示，準(zhǔn)零剛度隔振系統(tǒng)起始隔振頻率遠(yuǎn)低于相應(yīng)的線性系統(tǒng)，且在低頻范圍內(nèi)，力傳遞率遠(yuǎn)小于線性系統(tǒng)。因此，本設(shè)計(jì)的滾球型準(zhǔn)零剛度隔振器具有高靜態(tài)、低動(dòng)態(tài)剛度等優(yōu)良特性，可以有效降低系統(tǒng)的自振頻率，能在低頻段內(nèi)有效隔振又能承受較大載荷。

參 考 文 獻(xiàn)

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