新型回轉(zhuǎn)穿越式結(jié)構(gòu)減振底座的設(shè)計(jì)和研究

楊運(yùn)宇，秦曉雄，楊國法

合肥工業(yè)大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，安徽 合肥 230009

新型回轉(zhuǎn)穿越式結(jié)構(gòu)減振底座的設(shè)計(jì)和研究

楊運(yùn)宇，秦曉雄，楊國法

合肥工業(yè)大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，安徽 合肥 230009

針對(duì)回轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，創(chuàng)新設(shè)計(jì)了阻尼側(cè)板與回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)干摩擦耗能減振底座，它將起支撐作用的彈性元件和起耗能作用阻尼側(cè)板結(jié)合為一體，是一種結(jié)構(gòu)簡單的減震器．通過對(duì)回轉(zhuǎn)式減振底座的減振機(jī)理進(jìn)行分析，建立了動(dòng)力學(xué)模型,同時(shí)利用MATLAB和ANSYS軟件，對(duì)該結(jié)構(gòu)的剛度及受力情況進(jìn)行分析．結(jié)果表明，剛度隨主體截面厚度的增大而增加，在加、卸載過程中減震基底座出現(xiàn)明顯的遲滯現(xiàn)象，說明設(shè)計(jì)的減振器起到了減振的作用．

回轉(zhuǎn)式；減振；ANSYS

隨著當(dāng)今科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步和工業(yè)水平的不斷提高，各種工業(yè)生產(chǎn)設(shè)備、運(yùn)輸機(jī)械和測量測試設(shè)備向著大功率、高效、更精確及自動(dòng)智能的方向發(fā)展．設(shè)備儀器在使用過程中將不可避免地產(chǎn)生振動(dòng)和噪音．減少振源的振動(dòng)，抑制振動(dòng)帶來的影響和危害，是當(dāng)今振動(dòng)控制技術(shù)的主要研究內(nèi)容[1]．隨著人們對(duì)振動(dòng)控制技術(shù)的不斷研究，振動(dòng)控制技術(shù)得到了極大地發(fā)展，常見的振動(dòng)控制的方法有減振、隔振及吸振[2]．

1 回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)摩擦阻尼減振底座的基本結(jié)構(gòu)

傳統(tǒng)減振器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，其主要由彈簧和阻尼器兩部分組成，其中彈簧受壓后立即壓縮，之后又立即彈起，僅起支撐作用不起減振作用，而減振作用主要是靠阻尼器對(duì)運(yùn)動(dòng)的阻滯作用來實(shí)現(xiàn)吸收消耗能量減小振動(dòng)．傳統(tǒng)阻尼器有空氣阻尼器、液壓阻尼器及電磁阻尼器，但它們的結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜[3]．本研究利用回轉(zhuǎn)穿越式結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，結(jié)合干摩擦阻尼耗能減振原理，設(shè)計(jì)出了一種回轉(zhuǎn)式干摩擦阻尼減振底座，其結(jié)構(gòu)簡單，同時(shí)可根據(jù)減振底座阻尼側(cè)板片數(shù)的不同，通過計(jì)算可以設(shè)計(jì)出不同承載重量及具有不同動(dòng)態(tài)特性的回轉(zhuǎn)式減振底座．

圖1為回轉(zhuǎn)式減振底座的結(jié)構(gòu)示意圖．通過改變相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)，可獲得不同承載性能、不同動(dòng)態(tài)特性和不同減振效果的減振底座．改變回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)的幾何尺寸及厚度等參數(shù)，可獲得相應(yīng)的剛度性能；改變阻尼側(cè)板的分布、側(cè)板片數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)等，可獲得不同阻尼及剛度特性的回轉(zhuǎn)式減振底座；改變多個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)可以設(shè)計(jì)出不同動(dòng)態(tài)特性的減振底座，滿足不同振動(dòng)情況下的減振要求[4]．

2 回轉(zhuǎn)式減振底座性能分析的理論基礎(chǔ)

2.1 回轉(zhuǎn)式減振底座干摩擦阻尼動(dòng)力學(xué)模型

回轉(zhuǎn)穿越式干摩擦阻尼減振底座形成的減振隔振系統(tǒng)所受到的力，主要包含彈性恢復(fù)力、金屬粘性阻尼力及回轉(zhuǎn)主體與阻尼側(cè)板干摩擦阻尼力，其中摩擦力與正壓力成正比，其函數(shù)表示為Ff=Fn·μ．為分析回轉(zhuǎn)式減振底座受力情況，建立了干摩擦阻尼動(dòng)力學(xué)模型(圖2)[4].

圖1 回轉(zhuǎn)式減振底座三維模型 Fig.1 Three-dimensional model of rotary vibration isolator

圖2 回轉(zhuǎn)式干摩擦阻尼減振隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamics model of rotary dry friction damping vibration isolator vibration isolation system

2.2 回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)剛度分析

回轉(zhuǎn)穿越式主體結(jié)構(gòu)主要變形部位為圓弧回轉(zhuǎn)部位和側(cè)平板部位，由于上下兩個(gè)承載面為豎直方向上的平動(dòng)，變形對(duì)整體剛度的影響可忽略，而側(cè)平板部位變形相對(duì)較小，可認(rèn)為主體結(jié)構(gòu)的主要變形發(fā)生在回轉(zhuǎn)穿越式圓弧部位．回轉(zhuǎn)穿越式圓弧部位簡化為等效截面的圓弧形板片狀彈簧，其受力情況如圖3所示，幾何結(jié)構(gòu)見圖4[5]．

圖3 回轉(zhuǎn)穿越式圓弧受力分析Fig.3 Rotary arc force analysis

圖4 回轉(zhuǎn)主體幾何結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Geometric structure diagram of rotary body

2.2.1 回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)MATLAB分析

結(jié)合回轉(zhuǎn)式主體的具體尺寸，運(yùn)用數(shù)學(xué)計(jì)算軟件MATLAB對(duì)回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)相關(guān)參數(shù)進(jìn)行分析．圖5為設(shè)計(jì)了特定尺寸的回轉(zhuǎn)式主體結(jié)構(gòu)．

圖5 回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)尺寸圖Fig.5 Dimensions of rotary structure

在側(cè)平板不產(chǎn)生形變的情況下，回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)上端面至回轉(zhuǎn)圓心的距離與張角存在一定的關(guān)系．當(dāng)回轉(zhuǎn)主體受到向下的力作用時(shí)，張角變大．為了研究距離與張角的具體關(guān)系，對(duì)張角為45～55 °時(shí)運(yùn)用MATLAB軟件進(jìn)行計(jì)算，以確定距離(y)與張角(θ)的關(guān)系(圖6)．從圖6可見，隨著張角的增大回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)上端面至中心的距離減小，位移絕對(duì)值增大，表明位移是隨張角變化的函數(shù)．

圖6 距離與張角關(guān)系Fig.6 Open angle and distance relationship diagram

2.2.2 回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)剛度分析

圓弧形板片狀彈簧的剛度為張角α的函數(shù)(α=θ)．結(jié)合回轉(zhuǎn)式主體結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，在分析剛度時(shí)假設(shè)側(cè)平板部分為剛性，只有回轉(zhuǎn)圓弧發(fā)生彈性變形．對(duì)于回轉(zhuǎn)穿越式主體截面厚度分別為10，12和14 mm、張角在45～55 °范圍的回轉(zhuǎn)式主體結(jié)構(gòu)，利用MATLAB[6]分析計(jì)算剛度變化情況，結(jié)果列于表1．

表1 不同截面厚度的平均剛度

由表1可知，回轉(zhuǎn)式主體的剛度與截面的厚度有關(guān)，隨著截面厚度的增加，剛度顯著增大．該結(jié)果是在進(jìn)行較多的簡化前提下進(jìn)行的，所得到的具體數(shù)值不夠準(zhǔn)確，其主要用于定性分析，后續(xù)將采用有限元模擬的方法進(jìn)一步分析回轉(zhuǎn)主體結(jié)構(gòu)的剛度．

3 回轉(zhuǎn)式主體結(jié)構(gòu)力學(xué)分析

3.1 試 樣

回轉(zhuǎn)式減振底座長寬高方向的尺寸分別為367 mm×120 mm×210 mm．圖7為厚度為10 mm的回轉(zhuǎn)式減振底座的三視圖．

圖7 回轉(zhuǎn)式減振底座的三視圖Fig.7 Three views of rotary structure vibration

回轉(zhuǎn)式減振底座是承載件，服役條件復(fù)雜、易損壞，因此對(duì)其力學(xué)性能有著嚴(yán)格的要求，除具有一定強(qiáng)度外還應(yīng)該具有較好的彈性．故回轉(zhuǎn)式減振底座的材料選擇彈簧鋼60Si2Mn，其成分列于表2．

表2 60Si2Mn的化學(xué)成分

60Si2Mn密度為7.85 g/cm3，彈性模量E=2.1×1011Pa，剪切模量G=1.0732×1011Pa，泊松比μ=0.3，硬化模數(shù)為0.5，失效應(yīng)力(屈服強(qiáng)度)為1180×106Pa．

3.2 靜力學(xué)有限元計(jì)算結(jié)果及分析

為探討厚度對(duì)回轉(zhuǎn)主體剛度的影響，采用ANSYS 軟件結(jié)構(gòu)分析模塊分別對(duì)截面厚度為10，12和14 mm的回轉(zhuǎn)式底座有限元模型進(jìn)行加載分析[7]．選取回轉(zhuǎn)式底座在9000和15000 N兩種載荷下，得到的有限元結(jié)果進(jìn)行分析．為了能更清楚的了解變化情況，把仿真計(jì)算得到的數(shù)據(jù)列于表3．

表3 不同截面厚度的仿真結(jié)果

由表3可知：在相同的載荷下，回轉(zhuǎn)主體最大位移隨著厚度的增加而顯著減??；回轉(zhuǎn)主體的剛度隨著厚度的增加而增大，隨著載荷的增大有減小趨勢．在試驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn)，不同截面厚度的應(yīng)力分布規(guī)律基本相同，最大應(yīng)力出現(xiàn)在中間回轉(zhuǎn)孔圓角和回轉(zhuǎn)圓弧中間處，且在底面過渡圓角和回轉(zhuǎn)圓弧處的應(yīng)力比較大，是整個(gè)底座的危險(xiǎn)部位．同時(shí)發(fā)現(xiàn)，橫截面厚度越小，應(yīng)力集中現(xiàn)象越是明顯．

3.3 動(dòng)力學(xué)分析

通過數(shù)據(jù)點(diǎn)擬合的方法[8]得到了正弦載荷作用下，該回轉(zhuǎn)式減振底座的載荷-位移曲線(圖8)．從圖8可見，當(dāng)模擬設(shè)置的摩擦系數(shù)為0.2時(shí)，載荷-位移曲線由四條曲線構(gòu)成，即加載過程、下端點(diǎn)轉(zhuǎn)換過程、卸載過程和上端點(diǎn)轉(zhuǎn)換過程．在相同的載荷作用下，卸載過程產(chǎn)生的位移大于加載過程產(chǎn)生的位移；加載曲線和卸載曲線不重合，加載曲線的斜率大于卸載曲線斜率，即該回轉(zhuǎn)式減振底座加載過程的剛度大于卸載過程的剛度．

圖8 載荷位移曲線Fig.8 The load displacement curve

通過ANSYS瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊[9]，對(duì)回轉(zhuǎn)式減

振底座在承載簡諧載荷下進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析．結(jié)果表明，該回轉(zhuǎn)式減振底座具有明顯的遲滯現(xiàn)象，阻尼側(cè)板與回轉(zhuǎn)主體之間的干摩擦作用能較好地消耗振動(dòng)能量，起到了減振隔振的效果．

4 結(jié) 論

(1)回轉(zhuǎn)穿越式主體剛度隨截面厚度的增大而增加，隨著載荷的增大有減小趨勢．不同截面厚度的應(yīng)力分布規(guī)律基本相同，最大應(yīng)力出現(xiàn)在中間回轉(zhuǎn)孔圓角和回轉(zhuǎn)圓弧中間處．

(2)加載過程的剛度大于卸載過程的剛度，阻尼側(cè)板與回轉(zhuǎn)主體之間的干摩擦作用能較好地消耗振動(dòng)能量，該回轉(zhuǎn)式減振底座具有明顯的遲滯現(xiàn)象，起到了減振隔振的效果.

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[3] 嚴(yán)濟(jì)寬.機(jī)械振動(dòng)隔離技術(shù)[M]．上海：上?？茖W(xué)技術(shù)文獻(xiàn)出版社，1986．

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Design and study on a new type of rotary cross structure of vibration reduction base

YANG Yunyu，QIN Xiaoxiong,YANG Guofa

SchoolofMaterialsScienceandEngineering，HefeiUniversityofTechnology，Hefei230009，China

In this study an innovative design of the friction energy dissipation damping base was made combined with the characteristics of rotary structure. The structure of new damping base is simple compared with the traditional damper, because supporting parts and energy dissipation damping plates are combined together in this structure.And the vibration attenuation mechanism is analyzed by establishing and analyzing the dynamic model, and the stiffness and stress of new damping base is analyzed also by using MATLAB and ANSYS software. The results show that the stiffness improves with the increasing of the thickness of sheet metal. And in the process of loading and unloading, the vibration of the new damping base appears obvious hysteresis phenomenon,which indicates this new damping base can damp vibratory energy and reduce the vibration effectively.

rotary structure；vibration isolator；ANSYS

2016-08-31

楊運(yùn)宇(1991-)，男，安徽合肥人，碩士.

1673-9981(2016)04-268-05

TB535.1

A