基于KZ-28型可控震源的隔振模型理論研究

曲 喆 方 日 李建良 李淑清 陶知非 馬 磊

(1.天津科技大學(xué)電子信息與自動化學(xué)院；2.中國石油集團東方地球物理勘探有限責(zé)任公司)

基于KZ-28型可控震源的隔振模型理論研究

曲 喆1方 日1李建良1李淑清1陶知非2馬 磊2

(1.天津科技大學(xué)電子信息與自動化學(xué)院；2.中國石油集團東方地球物理勘探有限責(zé)任公司)

根據(jù)KZ-28可控震源的固有頻率，設(shè)計了振動特性與之相符的被動-主動隔振共同作用時的實驗?zāi)Ｐ?。通過對實驗?zāi)Ｐ瓦M行隔振分析，確定了該模型在被動隔振與主動隔振時的激振頻率范圍。最后推導(dǎo)出了主動隔振控制力與下板激勵振動和模型振動參數(shù)之間的關(guān)系式。

可控震源 固有頻率 模型設(shè)計 隔振分析 混合隔振

KZ-28型可控震源由于隔振問題，在激發(fā)過程中會受到近地表物性結(jié)構(gòu)、振動器機械結(jié)構(gòu)、液壓伺服控制及控制系統(tǒng)等多種非線性環(huán)節(jié)的影響，導(dǎo)致輸入到地面的信號發(fā)生畸變，影響勘探質(zhì)量，尤其在低于10Hz的低頻范圍時更為嚴重[1,2]。為避免振動干擾，提高勘探質(zhì)量[3]，筆者以KZ-28型可控震源技術(shù)參數(shù)為基礎(chǔ)，通過分析和計算得出其固有頻率，并據(jù)此設(shè)計了與可控震源振動特性相符的實驗隔振模型，通過對模型進行隔振技術(shù)研究，得出隔振規(guī)律和結(jié)論，為后續(xù)實驗研究指明方向。

1 KZ-28型可控震源固有頻率分析

KZ-28型可控震源車由車體、振動器和安裝在兩者之間的隔振彈簧組成。工作時，激振裝置對振動器進行激振，整個車體作為靜載荷壓在振動器上，有專門技術(shù)來保障車體和振動器只能在垂直方向振動。因此可以把整個系統(tǒng)簡化為單自由度振動模型，如圖1所示。

圖1 單自由度振動模型

KZ-28型可控震源車的主要技術(shù)參數(shù)如下：

最大激振力 275kN

振動器位移有效行程 ±38mm

最大振幅極限頻率 6Hz

最大靜載壓重 279kN

振動器尺寸 1235mm×2130mm×165mm

整車質(zhì)量 31×103kg

(1)

由于車體質(zhì)量M等于振動器上的最大靜載壓重，于是M=27.9×103kg，因此由車體和彈簧組成的單自由度系統(tǒng)固有頻率ωn(或fn)為：

(2)

阻尼比ζ為：

(3)

2 KZ-28型可控震源實驗?zāi)Ｐ驮O(shè)計

為了便于對KZ-28型可控震源進行隔振研究，需設(shè)計一個實驗?zāi)Ｐ?，該模型必須與KZ-28型可控震源具有相同的振動物理特性，即相同的振動自由度、固有頻率和相似的幾何尺寸。

2.1 模型結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計

由于可控震源是單自由度振動模型，因此設(shè)計實驗?zāi)Ｐ?圖2)主體由上下兩塊鋼板和中間的4個隔振彈簧構(gòu)成。依據(jù)KZ-28型可控震源振動器尺寸，模型上下板的尺寸設(shè)計為325mm×185mm×5mm，上下鋼板的質(zhì)量mp=2.34kg。為了保證模型上板只在垂直方向振動，在底板上固定了4個圓柱形立柱，同時在上板的相應(yīng)位置打4個圓孔，使4個立柱分別從4個孔(盡量光滑)中穿出，實現(xiàn)上板的小阻尼振動。彈簧兩端分別固定在下板和上板上。為了便于在上下兩塊鋼板之間安裝作動器，上下兩板之間的距離設(shè)計為200mm。

圖2 KZ-28型可控震源實驗?zāi)Ｐ?/p>

2.2 模型固有頻率設(shè)計

2.3 彈簧尺寸設(shè)計

根據(jù)圓柱螺旋彈簧設(shè)計計算標準GB/T 23935-2009的要求，對彈簧基本參數(shù)進行選定和計算。選定工作圈數(shù)n=36，高度H=220mm，中徑D2=22mm，材料剪切模量G=80GPa。則彈簧鋼絲的線徑d為：

(4)

根據(jù)彈簧尺寸，確定4個立柱的直徑為18mm，上板4個孔的直徑為19.5mm，4個孔的圓心到板近邊的距離為25mm。

3 實驗?zāi)Ｐ透粽裾駝臃治?/h2>

對KZ-28型可控震源實驗?zāi)Ｐ瓦M行被動隔振和主動隔振的實驗研究，探索KZ-28型可控震源隔振裝置的可行設(shè)計方案。

3.1 被動隔振分析

模型被動隔振及其受力分析示意圖如圖3所示。

圖3 模型被動隔振及其受力分析示意圖

假設(shè)下板的振動位移xs=Asinω1t，其中ω1是被動隔振響應(yīng)的角頻率，在下板振動的激勵下，上板的運動微分方程為：

(5)

解方程(5)，得到上板的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)xp(t)為：

xp(t)=B1sin(ω1t-ψ1)

(6)

位移傳遞率Td為：

(7)

隔振效率η為：

η=(1-Td)×100%

(8)

取λ=5，ζ=0.01，激振頻率5fn=12.85Hz，位移傳遞率Td=0.042，隔振效率η=95.8%，完全滿足KZ-28型可控震源對隔振的要求；取λ=2，ζ=0.01，2fn=5.14Hz，Td=0.33，η=66.7%，不滿足隔振要求。

通過以上分析，得到結(jié)論如下：

a. 當頻率比λ>5或激振頻率f1>12.85Hz時，被動隔振可以達到KZ-28型可控震源對隔振的要求；

b. 當頻率比λ<5或激振頻率f1<12.85Hz時，被動隔振無法達到隔振要求，此時應(yīng)采用以主動隔振為主、被動隔振為輔的混合隔振方法[6]。

3.2 主動隔振分析

模型主動隔振及其受力分析示意圖如圖4所示。

圖4 模型主動隔振及其受力分析示意圖

作動器通過在上板上施加一個振動控制力來控制上板振動，達到有效隔振的目的。假設(shè)作動器作用到上板上的控制力f(t)=F0sin(ω2t+φ)，其中ω2是主動隔振響應(yīng)的角頻率，則上板的運動微分方程為：

(9)

根據(jù)振動疊加原理，將方程(9)分解為兩個方程：

(10)

(11)

方程(10)是在被動隔振分析中已經(jīng)研究過的被動隔振微分方程。方程(11)是主動隔振微分方程，解方程(11)得：

xa(t)=B2sin(ω2t+φ-ψ2)

(12)

x(t)=xp(t)+xa(t)

=B1sin(ω1t-ψ1)+B2sin(ω2t+φ-ψ2)

(13)

x(t)是主動隔振和被動隔振共同起作用時的振動情況。理論上，混合隔振的目標是在下板激振源工作時，上板在作動器激振力的作用下，振動盡可能地小。最理想的情況是使x(t)=xp(t)+xa(t)=0，即B1sin(ω1t-ψ1)+B2sin(ω2t+φ-ψ2)=0,可見，只有B2=B1，且ω2=ω1時，該式才能成立，此時有sin(π+ω1t-ψ1)=sin(ω2t+φ-ψ2)，于是φ=π+ψ2-ψ1，代入f(t)=F0sin(ω2t+φ)得到：

(14)

要想達到理想的混合隔振效果，理論上，只要作動器能精確施加控制力，就能夠?qū)崿F(xiàn)對上板振動的理想控制。后續(xù)的實驗研究將以此為依據(jù)，設(shè)計適當?shù)目刂扑惴?，產(chǎn)生精確的主動控制力，對混合隔振的有效性進行測試，為KZ-28型可控震源的隔振裝置設(shè)計提供實驗依據(jù)。

4 結(jié)束語

筆者以KZ-28型可控震源車為基礎(chǔ)，通過分析其技術(shù)參數(shù)，得到了可控震源的固有頻率。在此基礎(chǔ)上，設(shè)計了一套與KZ-28型可控震源具有相同自由度、固有頻率、相似幾何尺寸的實驗?zāi)Ｐ?，并對模型的被動隔振和主動隔振進行了理論分析。通過分析，確認了所設(shè)計模型與KZ-28型可控震源具有相同的振動物理特性；確定了被動隔振在激振頻率大于12.85Hz時起主要作用，而主動隔振在激振頻率小于12.85Hz時起主要作用；推導(dǎo)出了混合隔振時作動器振動控制力與下板激勵振動和模型振動物理參數(shù)之間的關(guān)系式。為KZ-28型可控震源的隔振裝置設(shè)計奠定了理論基礎(chǔ)。

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TheoreticalResearchontheVibrationIsolationModelBasedonKZ-28Vibroseis

QU Zhe1, FANG Ri1, LI Jian-liang1, LI Shu-qing1,TAO Zhi-fei2,MA Lei2
(1.CollegeofElectronicInformationandAutomation,TianjinUniversityofScience&Technology;2.GeophysicalProspectingINC.,ChinaNationalPetroleumCorporation)

Basing on intrinsic frequency of KZ-28 vibroseis, an experimental model for vibration characteristics and its corresponding action of passive and active vibration isolation was designed. Through vibration isolation analysis of the model, the scopes of exciting frequencies of this model at passive and active vibration isolations were determined. Finally, the relationship among the control force of active vibration isolation, the exciting vibration of the lower plate and the vibration parameters of the model was derived.

vibroseis, intrinsic frequency, model design, vibration isolation analysis, hybrid vibration isolation

TH865

A

1000-3932(2017)07-0648-04

2016-11-21，

2017-03-01)

國家“863”計劃項目(2012AA061201)。

曲喆(1991-)，碩士研究生，從事現(xiàn)代傳感技術(shù)與數(shù)據(jù)融合的研究，wjnjrs@163.com。