數(shù)控裁剪機(jī)切割刀殼體振動噪聲預(yù)測分析?

田 野 郭華忠 朱軍祖 張文勇 李西兵

(1 福建農(nóng)林大學(xué) 福州 350002)

(2 廣東瑞洲科技有限公司 佛山 528251)

(3 金川集團(tuán)股份有限公司 金昌 737100)

0 引言

高頻往復(fù)式切割刀是柔性材料數(shù)控裁剪機(jī)的重要組成部分，其主要用途是對皮革、布料、紙板等柔性材料進(jìn)行切割裁剪，具有結(jié)構(gòu)緊湊、切割質(zhì)量高、便于安裝等特點(diǎn)[1]。其切割原理是基于曲柄滑塊運(yùn)動原理，將電機(jī)的高速圓周運(yùn)動通過偏心輪以及連桿等部件轉(zhuǎn)化為刀片的高頻往復(fù)式運(yùn)動。由于結(jié)構(gòu)本身就是依靠于高頻振動來對柔性材料進(jìn)行切割，其所形成的沖擊激勵以及各個部件之間的剛性接觸激勵會產(chǎn)生較大的額外振動和噪聲，這些是影響切割系統(tǒng)可靠性與使用壽命的關(guān)鍵因素。

對于高頻往復(fù)式切割刀以及機(jī)載設(shè)備結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性以及振動噪聲的預(yù)估與分析，國內(nèi)外學(xué)者也有著一定的研究[2?8]。Suzuki 等[2]提出一種以曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為主動質(zhì)量阻尼器(Active mass damper, AMD)的控制方法，通過滑塊作為有效質(zhì)量，可減少系統(tǒng)的干擾振動。Groza[3]對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析，與文獻(xiàn)[2]不同的是，其主要針對曲柄部分，提出建立圍繞曲軸軸線的動態(tài)等效系統(tǒng)，利用漸進(jìn)彈簧平衡與曲柄運(yùn)動相關(guān)的慣性力以及激勵。華爾天等[4]對高頻往復(fù)式切割刀的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，采用機(jī)電一體化的可變曲輪機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)裁剪運(yùn)動的軌跡優(yōu)化，同時減小額外振動和噪聲的產(chǎn)生。趙懿峰等[5]則沒有側(cè)重于結(jié)構(gòu)部分，主要是針對切割刀在實(shí)際工作過程中的受力情況進(jìn)行分析，通過模糊控制的方法實(shí)時調(diào)整裁刀轉(zhuǎn)角來補(bǔ)償側(cè)向力的不良影響，減少振動噪聲。Zhao等[6]提出一種基于鍵合圖法的皮革裁剪機(jī)偏心輪模態(tài)分析，建立偏心輪橫向振動數(shù)學(xué)模型并進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，得到完整的模態(tài)信息，為刀具的動態(tài)性能優(yōu)化和動平衡分析提供了基本參數(shù)。錢自富等[7]對機(jī)載復(fù)雜設(shè)備提出了一種加速振動實(shí)驗(yàn)方法，保證復(fù)雜結(jié)構(gòu)在工程應(yīng)用環(huán)境下加速度破壞機(jī)理的一致性。宋兆哲等[8]提出了一種基于流固耦合的發(fā)動機(jī)油底殼振動噪聲預(yù)測方法。上述文獻(xiàn)都對機(jī)載設(shè)備的振動噪聲進(jìn)行了深入研究，但是目前針對切割刀的頻響特性以及聲固耦合分析的研究較少。本文以高頻往復(fù)式切割刀為研究對象，分析其振動噪聲機(jī)理以及動力學(xué)特性，基于有限元方法深入研究切割刀殼體相關(guān)振動響應(yīng)以及噪聲輻射，結(jié)合實(shí)驗(yàn)測試驗(yàn)證有限元模型的可靠性，并對振動噪聲特性進(jìn)行分析預(yù)測。

1 高頻往復(fù)式切割刀振動噪聲特點(diǎn)

1.1 高頻往復(fù)式切割刀結(jié)構(gòu)簡介

高頻往復(fù)式切割刀二維剖視圖如圖1(a)所示，實(shí)物如圖1(b)所示。整個切割刀主要由動力源、傳動系統(tǒng)、支撐部件3 個部分組成，動力源為電機(jī)，經(jīng)過傳動系統(tǒng)的偏心輪、驅(qū)動連桿、連桿連接座等部件將高速圓周運(yùn)動轉(zhuǎn)化為高頻直線往復(fù)運(yùn)動，輸出至刀片，從而對柔性材料進(jìn)行切割裁剪。支撐部件包括電機(jī)安裝座、沖刀主體、導(dǎo)向件以及一些固定連接件，為切割刀的穩(wěn)定運(yùn)行提供保障。

圖1 高頻往復(fù)式切割刀結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of high frequency reciprocating cutter

1.2 振動噪聲形成機(jī)理

高頻往復(fù)式切割刀是基于高速的往復(fù)運(yùn)動對柔性材料進(jìn)行切割，其振動噪聲產(chǎn)生的原因主要有以下幾個方面：

(1)電機(jī)形成的噪聲：電機(jī)工作過程中，由于轉(zhuǎn)子與定子之間的偏心量以及轉(zhuǎn)子自身的不平衡量形成振動，從而產(chǎn)生噪聲。同時，切割刀結(jié)構(gòu)自身的固有頻率與電機(jī)掃頻重合會使機(jī)構(gòu)產(chǎn)生共振。

(2)結(jié)構(gòu)輻射噪聲：機(jī)械設(shè)備在運(yùn)作過程中，會產(chǎn)生一定的振動，而這些振動在經(jīng)過結(jié)構(gòu)傳播到輻射表面后再傳播到流體介質(zhì)中形成噪聲。

(3)沖擊特性形成噪聲：在切割刀工作過程中，利用了曲柄滑塊原理，將圓周運(yùn)動轉(zhuǎn)化為豎直往復(fù)運(yùn)動，因此偏心輪、偏心軸的運(yùn)動就會產(chǎn)生沖擊，造成系統(tǒng)的受迫振動與噪聲。另外，沖擊還容易造成驅(qū)動連桿內(nèi)的軸承產(chǎn)生變形，使軸孔間產(chǎn)生間隙，造成隨機(jī)振動。

(4)其他原因：加工以及裝配誤差、切割刀機(jī)頭安裝穩(wěn)定性，橫梁穩(wěn)定性等外界不穩(wěn)定因素都會導(dǎo)致激勵的產(chǎn)生，從而使振動系統(tǒng)輸出響應(yīng)，形成噪聲。

由于高頻往復(fù)式切割刀的系統(tǒng)較為復(fù)雜，而殼體作為其結(jié)構(gòu)的重要部分，對其輻射噪聲進(jìn)行研究有助于提升整體機(jī)械性能，延長切割刀使用壽命。本文暫時忽略電機(jī)本身產(chǎn)生的振動噪聲，基于有限元仿真以及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證來對切割刀殼體的輻射噪聲進(jìn)行預(yù)測分析。

2 高頻往復(fù)式切割刀動力學(xué)分析

2.1 高頻往復(fù)式切割刀運(yùn)動分析

切割刀的切割工作是基于曲柄滑塊運(yùn)動原理，如圖2所示。曲柄滑塊機(jī)構(gòu)通過連桿以及限位裝置能夠高效地將圓周運(yùn)動轉(zhuǎn)化為往復(fù)直線運(yùn)動，但在曲柄滑塊運(yùn)動的沖擊激勵以及誤差激勵的作用下，會使得切割刀的傳動系統(tǒng)以及殼體產(chǎn)生振動，并輻射噪聲[9?10]。

圖2 曲柄滑塊運(yùn)動原理Fig.2 Crank slider movement principle

對滑塊(切割刀片)進(jìn)行運(yùn)動分析有：

滑塊位移：

式(1)中，r為曲柄長度，l為連桿長度，α為曲柄轉(zhuǎn)角，β為連桿轉(zhuǎn)角。

在△OAB中有

令λ=r/l，α=ωt，帶入式(1)有

由于λ值較小，故只取泰勒展開式前兩項(xiàng)并代入(3)式中得

位移S對時間t求二階導(dǎo)可得滑塊往復(fù)運(yùn)動加速度為

式(6)中，ω為曲柄轉(zhuǎn)動角速度。

切割刀電機(jī)額定轉(zhuǎn)速為3000 r/min，根據(jù)ω= 2πn，得出切割刀曲柄滑塊運(yùn)動偏心輪轉(zhuǎn)速為100 πrad/s，r=12.5 mm，l=58 mm，利用數(shù)值分析軟件進(jìn)行數(shù)值求解，得到曲柄滑塊運(yùn)動滑塊加速度曲線如圖3所示。

圖3 滑塊加速度曲線圖Fig.3 Slider acceleration curve

2.2 高頻往復(fù)式切割刀動力學(xué)仿真

本文忽略電機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)，根據(jù)其重量和體積單獨(dú)設(shè)置電機(jī)材料密度為2586 kg/m3。利用Solid-Works軟件對高頻往復(fù)式切割刀進(jìn)行三維建模并賦予各部件材料屬性，忽略結(jié)構(gòu)變形的影響并將各個部件設(shè)置為剛體，借助SolidWorks Motion 對切割刀進(jìn)行動力學(xué)仿真分析，建立高頻往復(fù)式切割刀動力學(xué)模型如圖4所示。設(shè)置切割刀運(yùn)動參數(shù)，將偏心輪轉(zhuǎn)速設(shè)定為3000 r/min，方向?yàn)轫槙r針方向轉(zhuǎn)動。設(shè)置仿真結(jié)果輸出為連桿連接座加速度以及偏心輪與電機(jī)軸之間所產(chǎn)生的反作用力。運(yùn)行仿真，求解得到連桿連接座加速度曲線圖如圖5所示，其加速度曲線波型以及幅值與圖3的數(shù)值分析結(jié)果一致，驗(yàn)證了動力學(xué)仿真模型的可靠性。

圖4 高頻往復(fù)式切割刀動力學(xué)模型Fig.4 Dynamic model of high frequency reciprocating cutter

圖5 連桿連接座加速度曲線圖Fig.5 Acceleration curve of connecting rod connecting seat

通過仿真求解出系統(tǒng)產(chǎn)生的動載荷，該動載荷將直接作用在切割刀殼體上。理論上傳動系統(tǒng)在x方向產(chǎn)生的動載荷較小，故這里忽略x方向的動載荷。求解得到切割刀輸入端殼體所承受動載荷如圖6所示，其中y方向以及z方向動載荷時域分布分別如圖6(a)、圖6(c)所示。由圖可見其所受動載荷呈現(xiàn)周期性變化，且y方向所受載荷的最大幅值為Fy= 12.42 N，z方向所受載荷最大幅值為Fz= 73.87 N。將時域動態(tài)載荷數(shù)據(jù)導(dǎo)出，經(jīng)過傅里葉級數(shù)展開得到其頻域動態(tài)力如圖6(b)、圖6(d)所示。由圖可見殼體y方向所受動載荷頻譜中f1= 50 Hz，f2= 100 Hz 為主要頻率成分，f3= 150 Hz 為次要頻率成分，且都為低頻成分。z方向所受動載荷頻譜中f4= 50 Hz 為主要頻率成分，f5=100 Hz為次要頻率成分，且都為低頻成分。

圖6 殼體動載荷Fig.6 Shell dynamic load

3 高頻往復(fù)式切割刀殼體振動響應(yīng)分析

3.1 高頻往復(fù)式切割刀殼體有限元建模

利用有限元軟件對高頻往復(fù)式切割刀殼體進(jìn)行有限元建模，賦予材料屬性，采用三角形單元對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格單元邊長設(shè)置為4 mm。如圖7所示，切割殼體有限元模型網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)共計(jì)108633個，單元共計(jì)66980個。

圖7 切割刀殼體有限元模型網(wǎng)格劃分Fig.7 Meshing of finite element model of cutter shell

3.2 切割刀殼體模態(tài)分析

3.2.1 切割刀殼體模態(tài)仿真

模態(tài)分析是將線性系統(tǒng)的振動微分方程進(jìn)行坐標(biāo)轉(zhuǎn)換，變?yōu)槟B(tài)坐標(biāo)下的分析問題，通過求解獲取結(jié)構(gòu)的固有頻率以及模態(tài)振型。這里采用Block Lanczos 法對切割刀殼體進(jìn)行模態(tài)仿真分析，得到結(jié)構(gòu)前六階固有頻率如表1所示，前六階振型如圖8所示。由表1可以看出，高頻往復(fù)式切割刀殼體的前六階模態(tài)固有頻率在2400～4100 Hz 之間。電機(jī)轉(zhuǎn)速為3000 r/min，極對數(shù)為2，根據(jù)n=60f/p，算得基頻為100 Hz，其中n為轉(zhuǎn)速，f為頻率，p為極對數(shù)。正常工作狀態(tài)下電機(jī)受到內(nèi)部電極數(shù)量以及滾動元件數(shù)量的影響會產(chǎn)生整數(shù)倍于基頻的振動頻率，對比表1可得在殼體模態(tài)五階固有頻率處最接近接近100 Hz 整數(shù)倍頻，故在該頻率處更易產(chǎn)生共振，根據(jù)圖8(e)可以看出殼體五階振型為其下部分的扭曲變形，可針對該部分進(jìn)行結(jié)構(gòu)的加強(qiáng)來避免共振。殼體一階振型為其上部的扭曲變形；殼體二階和三階振型為下部分以及中下部分的扭曲變形；四階振型為其上部分局部凹陷；六階振型為殼體整體的扭曲變形。

表1 殼體固有頻率Table 1 Natural frequency of shell

圖8 殼體振型圖Fig.8 Vibration diagram of shell

3.2.2 仿真模型實(shí)驗(yàn)校核

為驗(yàn)證有限元仿真模型以及仿真結(jié)果的可靠性，將切割刀殼體用彈性綁帶懸掛在空中使其處于自由狀態(tài)，利用錘擊實(shí)驗(yàn)法對切割刀殼體進(jìn)行校核。實(shí)驗(yàn)采用LMS Test.Lab 分析系統(tǒng)；LMS SCM2E05 多通道采集儀；PCB378B02 型聲壓傳感器；PCB086C03型力錘以及筆記本工作站分別對切割刀上的上部、中部、底部3 個激勵點(diǎn)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)以及數(shù)據(jù)采集和分析，分析頻率帶寬為0～4500 Hz，步距為0.78 Hz，數(shù)據(jù)進(jìn)行3 次平均采集。實(shí)驗(yàn)測試如圖9所示，結(jié)果如圖10所示。

圖9 實(shí)驗(yàn)測試Fig.9 Experimental test

圖10 測試結(jié)果Fig.10 Test result

切割刀殼體有限元模態(tài)仿真與實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果對比如表2所示，結(jié)果對比顯示其模態(tài)固有頻率差值在10%以內(nèi)，可以認(rèn)為切割刀殼體有限元模型基本正確，可以用于后續(xù)的研究分析。

表2 模態(tài)固有頻率對比Table 2 Comparison of modal natural frequencies

3.3 切割刀殼體諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析是分析結(jié)構(gòu)在簡諧載荷作用下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)技術(shù)。本文利用模態(tài)疊加法對切割刀殼體進(jìn)行諧響應(yīng)分析。根據(jù)前文的計(jì)算結(jié)果在殼體支撐電機(jī)處施加頻域動態(tài)力，計(jì)算特征點(diǎn)1、2、3 處的振動加速度情況。設(shè)置計(jì)算頻率為0～4500 Hz，步距為20 Hz，通過求解得到特征點(diǎn)1、2、3 分別在x、y、z方向的加速度頻譜如圖11所示。由圖11(a)、圖11(c)可以看出特征點(diǎn)1 以及特征點(diǎn)3 在模態(tài)一階、二階、四階、六階固有頻率處產(chǎn)生加速度幅值較大，且在x、y方向上的幅值變化較大，易產(chǎn)生較強(qiáng)的共振響應(yīng)。由圖11(b)可以看出特征點(diǎn)2 在x方向的模態(tài)四階固有頻率處產(chǎn)生加速度幅值最大，在該頻率處易產(chǎn)生較強(qiáng)的共振響應(yīng)。通過分析可以得出，切割刀殼體整體結(jié)構(gòu)響應(yīng)受到高頻成分影響較大，且特征點(diǎn)1 和特征點(diǎn)3 所在區(qū)域受頻率波動影響較大，易產(chǎn)生較強(qiáng)的共振響應(yīng)。

圖11 特征點(diǎn)諧響應(yīng)頻譜Fig.11 Characteristic point harmonic response spectrum

4 切割刀殼體聲場計(jì)算分析

4.1 聲固耦合方法介紹

在聲固耦合模型中，切割刀殼體受到激勵后產(chǎn)生振動，引起內(nèi)部空腔流體介質(zhì)發(fā)生波動，使聲壓變化，流體介質(zhì)的波動會作用到殼體上，反過來激勵殼體振動，在聲場范圍內(nèi)形成噪聲輻射[11?12]。引入一個耦合矩陣R來表示結(jié)構(gòu)與流體介質(zhì)之間的關(guān)系，結(jié)構(gòu)作用于流體的載荷為

流體介質(zhì)作用在板結(jié)構(gòu)上的載荷為

式(8)中，P為流體節(jié)點(diǎn)聲壓矩陣。

殼體的振動引起流體介質(zhì)波動，其聲學(xué)波動方程為

式(9)中：Mf為流體等效質(zhì)量矩陣，Cf為流體等效阻尼矩陣，Kf為流體等效剛度矩陣，P為流體節(jié)點(diǎn)聲壓矩陣。

流體介質(zhì)的波動也會對結(jié)構(gòu)形成作用，其結(jié)構(gòu)動力方程為

式(10)中：Ms為結(jié)構(gòu)質(zhì)量矩陣，Cs為機(jī)構(gòu)阻尼矩陣，Ks為結(jié)構(gòu)剛度矩陣，F(xiàn)s為結(jié)構(gòu)外激勵矩陣，U為結(jié)構(gòu)位移矩陣。

綜合方程(2)和方程(3)，得到結(jié)構(gòu)與流體的耦合離散化矩陣方程為

4.2 切割刀殼體聲學(xué)建模

切割刀殼體噪聲是從殼體實(shí)體處通過流體介質(zhì)向四周空間進(jìn)行輻射的，噪聲輻射過程中會引起一定區(qū)域內(nèi)聲場介質(zhì)波動且該波動會隨著距離的增加而衰減，因此可以基于有限元方法來建立殼體外部聲場模型進(jìn)行仿真計(jì)算來獲取切割刀殼體噪聲輻射特性。本文采用完全匹配層(Perfectly matched layer,PML)方法在距離殼體四周500 mm區(qū)域內(nèi)建立聲場模型，如圖12(a)所示，透明區(qū)域?yàn)闅んw外部聲場，設(shè)置其材料為空氣，密度為1.225 kg/m3，聲傳遞速度為340 m/s，參考聲壓為2×10?5Pa。聲場內(nèi)部為切割刀殼體物理模型。采用三角形單元對建立的聲學(xué)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，聲場區(qū)域網(wǎng)格邊長設(shè)置為12 mm，滿足聲學(xué)計(jì)算最大單元邊長要小于計(jì)算頻率最短波長的1/6 條件，如圖12(b)所示，其中節(jié)點(diǎn)共計(jì)3000376 個，單元共計(jì)2201021個。

圖12 聲學(xué)有限元處理Fig.12 Acoustic finite element processing

4.3 切割刀殼體聲場響應(yīng)計(jì)算及實(shí)驗(yàn)對比

利用有限元軟件中的Harmonic Acoustics 模塊對建立的聲學(xué)模型進(jìn)行聲固耦合分析。定義聲場區(qū)域并對其邊界進(jìn)行約束，同時定義殼體實(shí)體，并將振動響應(yīng)結(jié)果導(dǎo)入實(shí)體。設(shè)置獲取切割刀殼體前六階固有頻率處噪聲輻射云圖，同時在距離殼體前部100 mm 處位置設(shè)置一個聲壓計(jì)算點(diǎn)，用于獲取聲壓級頻譜結(jié)果。設(shè)置計(jì)算頻率范圍為0～4500 Hz，步距為20 Hz。

通過計(jì)算求解得到切割刀殼體六階固有頻率處聲壓級分布云圖如圖13所示，從圖中可以看出其噪聲輻射主要從殼體實(shí)體處向四周進(jìn)行擴(kuò)散，且在殼體上部分向外輻射較密。

圖13 切割刀殼體聲壓級分布云圖Fig.13 Sound pressure distribution cloud diagram of cutter shell

根據(jù)聲壓級計(jì)算公式

式(12)中，M(ω)為傳遞函數(shù)的增益，為頻響函數(shù)與參考值的比值，其中參考值為2×10?5Pa/N。

將圖10中實(shí)驗(yàn)測得的數(shù)據(jù)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算轉(zhuǎn)換為聲壓級頻譜曲線，并與聲固耦合分析100 mm 處聲壓級計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，如圖14所示。結(jié)果顯示，計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果曲線波形基本一致，均在固有頻率處產(chǎn)生的峰值；且實(shí)驗(yàn)結(jié)果1、2、3 的均方根分別為80.93 dB(A)、77.79 dB(A)、87.31 dB(A)，計(jì)算結(jié)果均方根為77.06 dB(A)，差值較小，表明了計(jì)算結(jié)果的可靠性。

圖14 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果聲壓級對比Fig.14 Comparison of sound pressure level between experimental results and calculated results

5 阻尼措施對噪聲的影響

通過前文分析可知，切割刀殼體的空氣輻射噪聲較高，殼體薄壁結(jié)構(gòu)存在薄弱的地方，可以針對切割刀殼體薄壁采取一定的阻尼增強(qiáng)措施來進(jìn)行減振降噪。在殼體上部內(nèi)壁處分別添加厚度為5 mm、10 mm 的聚氨酯阻尼隔層，其密度為1150 kg/m3，彈性模量為6×107Pa，泊松比為0.47，阻尼系數(shù)為0.2，使其完全貼合在薄壁上，如圖15所示。對采取阻尼措施的切割刀殼體進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，獲得前六階固有頻率與無阻尼狀態(tài)進(jìn)行對比，如表3所示。由表3對比結(jié)果看出，采取阻尼措施后切割刀殼體固有頻率整體呈現(xiàn)下降趨勢，并且隨著阻尼隔層厚度的增加，殼體固有頻率在3000 Hz 后變化更加頻繁，可見采取阻尼措施對于切割刀殼體的固有頻率是有影響的。

圖15 阻尼措施模型Fig.15 Damping measures model

表3 阻尼措施對固有頻率影響Table 3 Influence of damping measures on natural frequency

在進(jìn)行完模態(tài)頻率對比之后，對采取阻尼措施后的切割刀殼體進(jìn)行聲固耦合仿真計(jì)算，得到其聲壓級頻譜，并與無阻尼狀態(tài)下殼體噪聲輻射情況進(jìn)行對比，結(jié)果如圖16所示。由圖可以看出，在250～1500 Hz 內(nèi)，采取阻尼增強(qiáng)措施能夠降低切割刀殼體的輻射噪聲，且隨著阻尼板厚度的增加其噪聲聲壓級下降增多，添加5 mm 阻尼板和10 mm 阻尼板的殼體噪聲下降平均值分別為2.6 dB、5.4 dB；在1500～2750 Hz 內(nèi)，采取5 mm 阻尼板對于殼體輻射噪聲的影響不明顯，在一些頻率處反而使得噪聲增大，采取10 mm 阻尼板對于殼體噪聲的降低作用明顯，下降的平均值為11.2 dB；在高于2750 Hz時，采取阻尼措施后反而使噪聲數(shù)值有所上升。綜上，采取阻尼增強(qiáng)措施能夠起到一定的減振降噪作用，且隨著阻尼增強(qiáng)措施的加強(qiáng)，其降噪效果更好。

圖16 阻尼措施聲壓級對比Fig.16 Comparison of sound pressure level of damping measures

6 結(jié)論

(1)基于曲柄滑塊運(yùn)動原理對高頻往復(fù)式切割刀進(jìn)行動力學(xué)分析，并結(jié)合數(shù)值計(jì)算驗(yàn)證了剛體動力學(xué)模型的可靠性。同時通過計(jì)算獲得切割刀殼體工作狀態(tài)下所受時域動載荷，利用傅里葉變換得到其頻域動載荷。

(2)基于有限元分析法獲取切割刀殼體的模態(tài)特性，并通過實(shí)驗(yàn)對比，計(jì)算出殼體前六階固有頻率誤差在10%以內(nèi)，驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性。同時通過分析模態(tài)振型，得出切割刀殼體前六階振型中除了第六階為整體扭曲外，其余均為局部振型，且主要分布在殼體上下兩部分。

(3)切割刀殼體的穩(wěn)態(tài)結(jié)構(gòu)動響應(yīng)與特征點(diǎn)位置相關(guān)，且在不同方向上其振動響應(yīng)情況不同，其振動主要受到高頻成分影響較大。

(4)采用聲固耦合方法對切割刀殼體的噪聲輻射進(jìn)行分析，通過實(shí)驗(yàn)對比驗(yàn)證了有限元方法的準(zhǔn)確性。并分析噪聲輻射云圖得出切割刀殼體噪聲主要為空氣動力噪聲，且在殼體上部分的噪聲輻射相對其他部分更為密集。

(5)在采取阻尼加強(qiáng)措施后，切割刀殼體固有頻率整體呈現(xiàn)下降趨勢，在3000 Hz 以后變化更為明顯，且隨著阻尼板厚度的增加，其固有頻率間隔減小。對比聲壓級計(jì)算結(jié)果可知，在250～1500 Hz間，采取阻尼措施能夠起到降低輻射噪聲的作用；在1500～2750 Hz 間，添加5 mm 厚的阻尼板對殼體噪聲影響不大，添加10 mm厚的阻尼板對噪聲下降作用明顯；2750 Hz 以后采取阻尼增強(qiáng)措施并沒有起到降噪作用，反而使得噪聲有所增加。