（机械制造及其自动化专业论文）车载电子设备振动分析与控制.pdfVIP

摘要 本文根据车载电子设备的振动冲击特点，进行了有关隔振缓冲设计的理论分 析与讨论，并结合某工程实例，考虑车载电子设备隔振缓冲系统各参数的不确定 性，对系统的性能进行了分析与研究。 通过工程车的跑车实验，了解车载电子设备隔振缓冲系统在运输过程中的实 际响应状态和设计中的薄弱环节。重点结合隔振系统参数的不确定性，讨论了隔 振器的正确选型和相关参数的计算方法。在设计并完成实际工程电子设备隔振缓 冲系统的基础上，对工程设计中典型的机柜整机隔振缓冲系统进行了相关的随机 振动、正弦扫频试验测试与研究。最后，就车辆改装、车载站和机柜隔振器的总 体布局，以及机柜内部隔振设计方法等几个方面，对本工程中的隔振缓冲系统的 改进方法和有关结构进一步设计问题进行了初步的探讨性研究。 关键词：车载电子设备振动控制隔振器不确定性结构加强 a b s t r a c t b a s e do nt h ev i b r a t i o na n ds h o c kc h a r a e t e r i s t i c so ft h ee l e c t r o n i ce q u i p m e n t0 1 1 v e h i c l e ，t h i sp a p e ra n a l y s e sa n dd i s c u s s e st h ec o n c e r no fa n t i v i b r a t i o na n da n t i s h o c k s y s t e md e s i g n ，a n d a l s o c o n s i d e r i n gt h er a n d o m n e s s o ft h ei s o l a t i o ns y s t e m s c o e f f i c i e n t s ，s y s t e m i cr e s p o n s ec h a r a c t e r i s t i cw a sd i s c u s s e dt h r o u g ht h ea s s i s t a n c eo f p r a c t i c a le n g i n e e r i n gt a s k t h r o u g ht h et e s to ff i e l dr o a dn m n i n gw i t he q u i p m e n to nv e h i c l e ，t h er e a p o n s e p a r a m e t e r so f t h ea n t i - - v i b r a t i o na n da n t i - - s h o c ks y s t e ma n dt h ew e a kp o i n to f d e s i g nw a s f o u n d e do u t a tt h es a n l et i m e i tf o c u so nt h ee q u i p m e n t sv i b r a t i o ni s o l a t o rs e l e c t i o n w i t ht h er a n d o m n e s so ft h ei s o l a t i o ns y s t e m sc o e f f i c i e n t sc o n s i d e r e da n dt h er e l a t e d p a r a m e t e rc o m p u t a t i o n a lm e t h o d b a s e do nt h ea v a i l a b l ea n t i v i b r a t i o na n da n t i - s h o c k s y s t e mo fe n g i n e e rs u b j e c t ，t h en e c e s s a r ye n v i r o m n e n t a lt e s tw a st a k e na sr a n d o m f r e q u e n c yv i b r a t i o n s ，s i n ef r e q u e n c ys c a nv i b r a t i o n s f o rt y p i c a lc a b i n e th o l i s t i c a n t i v i b r a t i o na n da n t i s h o c ks y s t e m t h eo t h e rh a n d ，b ys t u d yo nt h er e c o r do f v i b r a t i o na n ds h o c ke x p e r i m e n t ，i to f f e rap r o p o s a lg e tt h es y s t e mo p t i m i z e df o r e q u i p m e n ta n dc a b i n e ti s o l a t o r sa r r a n g e m e n t ，a n dc a b i n e ti n t e r i o ri s o l a t i o np r o b l e m k e y w o r d s ：e l e c t r o n i ce q u i p m e n to nv e h i c l e v i b r a t i o nc o n t r o li s o l a t o r r a n d o m n e s s s t r u c t u r es t r e n g t h e n 西安电子科技大学 学位论文独创性( 或创新性) 声明 秉承学校严谨的学风和优良的科学道德，本人声明所呈交的论文是我个人在 导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标 注和致谢中所罗列的内容以外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成 果：也不包含为获得西安电子科技大学或其它教育机构的学位或证书而使用过的 材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中做了明确的说 明并表示了谢意。 申请学位论文与资料若有不实之处，本人承担一切的法律责任。 本人签名：叼弛函日期逊f 。z 互 西安电子科技大学 关于论文使用授权的说明 本人完全了解西安电子科技大学有关保留和使用学位论文的规定，即：研究 生在校攻读学位期间论文工作的知识产权单位属西安电子科技大学。学校有权保 留送交论文的复印件，允许查阅和借阅论文；学校可以公布论文的全部或部分内 容，可以允许采用影印、缩印或其它复制手段保存论文。同时本人保证，毕业后 结合学位论文研究课题再撰写的文章一律署名单位为西安电子科技大学。 ( 保密的论文在解密后遵守此规定) 本学位论文属于保密，在一年解密后适用本授权书。 本人签名：强盔拯鱼 导师签名= 咎烂量 日期 。知乎一卜j d 第一章绪论 第一章绪论 1 1 课题研究的目的和意义 车载电子设备以其机动灵活、适应性强等特点，受到各方面用户的青睐。尤 其在军事领域，为适应当前电子化指挥系统要求建站迅速、转场方便等特点，各 种车载电子设备的研制和生产数量有了显著的增长。车载电子设备在转场运输和 使用过程中，将不可避免地承受各种振动、冲击、持续动力载荷作用等机械因素 的影响。其中危害最大的是振动和冲击，它们对电子设备产生的危害主要有以下几 种形式： ( 1 ) 振动引起的弹性变形，使具有电触点的元件，如电位器、波段开关、插头座 等可能产生接触不良。 ( 2 ) 使没有附加紧固的元器件从安装位置跳出来，并碰撞其它元器件而造成损 坏。如印制板从插座中跳出等。 ( 3 ) 当零部件固有频率和激振频率相同时，产生共振现象。例如可变电容片子 共振时，容量产生周期性变化：振动使调谐电感的铁粉芯移动，引起电感量变化，造 成回路失谐，工作状态破坏等。 ( 4 ) 安装导线变形及位移使其相对位置变化，引起分布参量变化，从而使电感 电容的耦合发生变化。 ( 5 ) 指示灯忽亮忽暗，仪表指针不断抖动，使观察人员读数不准，视力疲劳。 ( 6 ) 电子元器件与印制板的焊点脱开甚至使元件引线断裂，等等。 由此可见，为了保证车载电子设备在所要求的环境条件和使用情况下工作的 可靠性，就必须对电子设备在结构设计中采取有效的隔振、缓冲措施和强度、刚 度的合理设计，以避免产生共振现象，使振动冲击对其产生的影响减d , n 最低水 平。当前，对车载电子设备进行防冲击振动设计已成为移动通信工程设计中的重 要组成部分。 鉴于车载电子设备隔振缓冲的重要性，各工程研制单位在对车载电子设备的 抗振性设计上都非常重视。调研情况表明，通过工程实践和对国内外同类设备结 构设计技术成果的消化吸收，各单位在对车载电子设备抗振性设计上，基本上形 成了各自较为成熟的方法。例如，通过近十年对各种产品的不断更新换代，5 4 所的 车载站产品中，车载电子设备几乎都采用了较成熟的一种结构形式。其抗振性设计 的特点主要有两个方面：一是隔振器采用东南大学研制的无谐振峰隔振器，二是机 柜采用具有较强刚度的钣金的结构形式。然而，需要指出的是，由于我国的移动 车载电子设备振动分析与控制 通信业务起步较晚，专门介绍车载电子设备振动控制的有关资料也比较少。对于工 程设计人员，目前，往往只是根据工程经验采用加装隔振器，或照搬同类设备的 隔振模式。随着改装车辆、车载方舱等移动电子设备的大量生产和使用，对于成 批量的车载电子设备的防振抗冲击设计，有必要作为专题进行分析与研究。 另外传统的隔振理论和设计一般研究确定性结构在确定性激励或随机激励下 的振动隔离问题，通常采用确定性的力学模型进行。在这类模型中，所采用的力 学结构计算参数如阻尼系数、刚度系数以及质量等都是按照某一确定值进行计算 的。换句话说，在这类计算模型中，不承认或完全忽略了现实结构系统内部的变 异性。在具体的分析与计算过程中，本质上是用某种意义上的均值参数代替原来 的结构系统【1 1 。由于结构参数的随机变异性可以引起结构随机动力响应的大幅涨 落，结构的力学参数的随机性在一定条件下还可能成为主导因素。通常，结构最 大响应的变异系数大致是结构参数变异系数的2 - 4 倍，有的文献给出的算例己高达 7 倍1 1 1 ：在随机动力系统中，结构参数的随机性对动力响应的贡献量一般大于外激励 的随机性之贡献量【2 】【3 1 。所以，按确定性模型分析所得到的计算结果，不能精确描 述结构的真实工作行为，有必要在结构动力分析中考虑结构参数的随机变异。而 且，从现实的工程背景考察，任何一种确定性的结构系统模型都只能是对原型结 构的种近似。由于对设计的工程结构不可能实现制造过程中的完全控制，而对 现有的工程结构不可能实现完备的测量观测，即由于制造和安装误差等因素，使 结构的材料机械特性和几何特性都具有随机性：这些结构参数的随机性使得结构 的刚度、质量和阻尼特性也具有随机性。 因此对隔振系统的设计来说，需要考虑更多的因素。第一，产生振动的激励 是随机的，如果按照确定的激励来设计隔振系统不但起不到隔振的目的，而且还 有产生相反效果的可能性。第二就隔振系统结构本身来说，在设计中采用确定性 的力学模型，不承认或完全忽略现实结构系统内部的变异性，用某种意义上的均 值参数代替原来的结构系统是不合理的。所以考虑参数的随机性，选用随机模型 进行隔振系统的设计是较确定性结构系统模型更为合理的一种选择。 国内权威人士指出1 4 1 ：“在计算科学日新月异的今天，计算参数与实际情况相 比，他所具有的精度已远远落后于工程结构的精确分析”，“如果不考虑设计参数 的不确定性，结构的精确分析所能取得的效益将被粗略的经验性安全指标所淹 没”。 第一章绪论 1 2 隔振系统的国内外研究状况 1 2 1 隔振技术的研究概况 产业革命后，工业和运输业中广泛采用机器作原动力，机械振动的危害越发 严重，减振要求也日趋迫切【5 l 。从本世纪初开始，已经对若干简单的减振装置进行 过理论分析，减振理论随之得到初步发展。到本世纪五十年代，它已成为机械振 动理论的一个重要组成部分【6 】，而隔振正是减振措施中的一类。隔振技术分为主动 隔振和被动隔振两大类。被动隔振由于不需外界能源装置，结构较简单且易于实 现，经济与可靠性好，在许多场合下减振效果较好，已广泛地在各工程领域中得 到应用。但随着科学技术的发展，以及人们对振动环境、产品与结构振动特性越 来越高的要求，被动隔振的局限性就暴露出来，难以满足人们的要求。如无阻尼 动力吸振器虽然对频率不变或变化很小的简谐外扰激起的振动能进行有效的抑 制，但它不适用于频率变化较大的简谐外扰情况；另外，其吸振器质量块的重量 代价与振幅限制也是妨碍这类吸振器更广泛应用的原因。如被动隔振器对外扰频 率大于受控对象一隔振器系统固有频率的2 倍时能起减振作用，但对于低频( 如 小于2 h z ) 外扰的隔振在实现时就会遇到静变形过大与失稳的问题，造成低频隔振 难题；另外隔振器的阻尼是降低隔振效率的因素，而阻尼又是减小共振频率下的 响应所必不可少的。因此，人们除在被动隔振的研究领域内继续探讨有效的减振 方案外，又进一步寻求新的控振方法。主动隔振技术由于具有效果好，适应性强 的特点，很自然成为一条重要的新途径【n 。 近2 0 年来，振动主动控制的研究己从航空工程扩展至其它各工程领域，吸引 了越来越多的从事力学、控制、计算机及材料等科学的研究人员，促进了这门交 叉学科的发展。 在航空工程领域内，除花费大量的人力物力研究颤振主动抑制和突风减缓问 题外，还开展飞机滑跑着陆响应的主动抑制，直升机“地面共振”与“空中共振” 的主动抑制，直升机的高阶谐波控制，以及机身颤振抑制的主动控制技术。 在机械工程领域，采用主动隔振技术消除机器人手臂在终端位置处的振动。 机器人自带作动器( 如力矩马达) 、传感器与控制计算机，这些为主动控制的实现 准备了现成的条件。随着机器人手臂从刚性向柔性发展，必然带来更为突出的振 动问题。抑制扰性转轴通过l 临界转速的振动主动控制研究，是当今转子动力学的 研究热点之一。磁轴承及可控油膜轴承的出现，为这类控制的实现创造了有利的 条件。超精细加工要求其装置有很好的抗外扰能力，近年来出现利用压电或磁致 伸缩材料构成的作动器实现六自由度主动隔振。 4 车载电子设备振动分析与控制 在交通运输工程领城内，为改善乘坐品质，人们在车辆主动隔振，半主动隔 振方面做了大量的理论与试验研究工作，目前已研制出用于车辆隔振的主动支承 元件。 1 2 2 随机参数结构研究概况 关于随机结构的研究，最早起源于对具有随机参数的微分方程的研究。 6 0 年代中期，开始出现一些随机参数结构分析的零星报道。研究工作的一个 直接动因是6 0 年代摄动方法的兴起和概率论思想的普及。 1 9 6 3 年，s o o n g 和b o g d a n o f f 对无规则线型链索进行了研究，采用传递矩阵技 术与摄动展开思想相结合，并且考虑了随机参数的频率解答。 1 9 6 4 年，b o y c e 与g o o d w i n 研究了具有随机参数的弦和梁的特征值问题。在 他们的研究中，同样也是采用摄动逼近的思想，但同时考虑了材料特征与边界条 件的随机性。 上述几人的研究，可以视为开随机结构分析先河的文章。 1 9 6 9 年，c o l l i n s 和t h o m p s o n 采用摄动方法研究了具有随机参数的系统的特 征值问题，采用二阶泰勒级数展开表示系统的特征值、特征向量以及系统的随机 参数，从而形成了后来进行随机动力系统特征值分析的基本格局。此项研究的重 要意义还在于开了随机参数稳定性分析的先例。 7 0 年代，h a r t 和c o l l i n s ( 1 9 7 0 ) ，h a s s e l m a n ( 1 9 7 0 ) 和h a r t ( 1 9 7 2 ) 将上述发展为与 有限元技术相结合，从而形成了后来人们称之为随机有限元法的基本思路。 c o m e l l ( 1 9 7 1 ) ( 1 9 7 2 ) 建议采用摄动法与有限元技术相结合研究一般随机结构分析问 题。c h e n 与s o r o k a ( 1 9 7 3 ) 利用摄动有限元方法研究了随机结构的动力反应问题。 s h i n o z u k a 及其同事们的工作则较为系统的研究了采用随机模型方法进行随机结构 分析的途径，从而形成了7 0 年代随机结构分析的第二个主导方法：随机模拟方法。 s h i n o z u k a 与l e n o e ( 1 9 7 6 ) 进一步研究了材料空间分布随机特性的模拟问题，由此把 随机场模型及其研究推上了历史舞台。 8 0 年代初，以n a k a g i f i 和h i s a d a 为代表，对摄动有限元方法及其应用进行了 系列研究，基本确立了摄动有限元方法在随机结构静力分析中的适用性，同时也 指出了这种方法的局限性。同时他们的工作还步入了随机结构动力分析的领域， 但由于摄动方法在本质上不适合于动力分析问题，他们的研究工作仅初步探讨了 比例阻尼的随机性影响问题。 8 0 年代中后期，人们开始有意识的考虑用随机场模型反映结构材料几何尺寸 的随机性。1 9 8 3 年，v a r m a r k e 的研究专著随机场：分析与合成一书出版，基本 奠定了随机场的局部平均理论基础。以此为基础，研究者们发展了多种以随机场 第一章绪论 5 离散和相关结构分解为基础的有限元法。这一期| - 自j 有意义的工作还有n e u m a r m 级数 展开思想在随机结构分析中的应用，由于这一思想的应用，随机模拟的效率大为 提高。同时我国学者朱位秋与任永坚研究基于随机场局部平均的有限元法【8 l 【9 1 ，开 始了国内对随机参数结构分析的理论及其应用的研究工作，国内开展这方面工作 的学者还有陈塑寰、陈此、刘先斌、曹宏等等。 9 0 年代，随机参数结构分析的特征是采用正交多项式的级数逼近随机结构系 统反应，基于正交多项式展开的随机参数结构动力分析方法不受参数变异量大小 的限制，而且避免了长期项的干扰。采用什么类型的正交多项式作为基函数集合 成为研究的主要问题之一。g h a n e m _ 币i t l s p a n o s t l 0 】【1 l l 在随机参数结构静力学中，建议 采用混沌正交多项式形成基函数集；j e n s e l l 和1 w a n ( 1 9 9 1 1 9 9 3 ) 在随机参数结构动力 分析研究中，采用一般正交多项式构造正交函数集，他们的研究为随机参数结构 分析开辟了一个新方向。我国学者李杰( 1 9 9 3 ) 在泛函分析思想的框架下，独立发展 了一类次序正交分解的思想，提出了扩阶系统方法l l2 1 ，并在符合概率测度空间中 作出扩展，建立了符合随机振动分析的扩阶系统方法【1 3 1 。李杰、廖松涛( 2 0 0 2 ) 进一 步研究了扩阶系统方法的聚缩算法【1 4 】1 1 5 1 。李杰、陈建兵( 2 0 0 3 ，2 0 0 4 ) 提出了线性随 机结构静力反应的概率密度演化方法【1 6 】i l ”。 进入2 1 世纪，随机参数结构动力学的线性系统理论和单自由度非线性系统理 论已较为成熟，国内外众多研究者在随机动力学理论与工程应用方面做出了贡献。 我国学者在这一领域也取得了令世人瞩目的研究成果，如浙江大学朱位秋教授所 领导的研究小组在国际上首创了非线性随机动力学与控制的哈密顿理论体系框架 【1 睨1 1 ；大连理工大学林家浩教授与钟万勰院士提出与发展了随机振动的高效算法 系列”- 2 9 1 ；西北工业大学方同教授提出了渐进随机响应的统一预测方法【3 5 1 ，等 等。 目前随机结构的动力分析方法主要有：m o n t ec a r l o 数值模拟法【3 引，摄动法 1 3 2 】和随机因子法 4 3 - 4 9 】。m o n t ec a r l o 方法具有普遍性，适用于各种问题，但方法 应用往往需要海量计算，且存在数据收敛判据方面的困难，尽管如此，由于目前 对很多复杂问题还没有找到很好的解决方法，所以m o n t ec a r l o 数值模拟法在某些 领域还有着其不可替代的作用：摄动法虽然减少了计算工作量，但对于结构中各种 参数的随机性均是以一个小参数( 即摄动量) 笼统的予以描述，由于其方法本身的 局限性，决定了它将无法反映出结构中某一参数的随机性对结构动力特性的影响。 随机因子法则可较好的解决摄动法存在的问题，该方法的基本思想是通过将随机 变量分解成一个随机因子与一个确定性量的乘积，并设法将结构的动力特性分析 结果表达成结构参数的随机因子与动力特性确定性量乘积的函数，再利用求解随 机变量函数的数字特征的矩法或代数综合法，便可求出结构动力特性随机变量的 均值和方差等统计量，然而该方法主要针对线性结构能提出随机因子的问题，在 6 车载电子设备振动分析与控制 非线性结构和提出随机因子问题上还需进一步完善。 1 2 3 电子设备振动分析与控制研究简况 由于振动与冲击可能对电子设备带来许多危害，从而直接影响产品性能的稳 定性和工作的可靠性。因此，电子设备振动与冲击控制的研究越来越受到人们的 关注，它已成为机械电子设备动态设计、制造、运输和使用中的重要课题。在航 空航天领域，鉴于对电子设备的高可用度指标的要求，其振动控制理论的研究已 相对深入，并在具体应用与实践中取得了很大的发展。如元器件的振动老化筛选 试验，航空阻尼材料的应用，高强度弹性合金材料的研究，以及航空航天设备结 构抗振减重优化设计等方面均有相关的研究资料。对于航空航天电子设备振动冲 击试验规范和相关试验标准也比较完备。 在国外，振动控制理论的研究起步比较早，振动分析理论相对完善，车载电子 设备方面的振动冲击控制及研究起步也比较早，但有关这方面的文献及资料却很 少公开发表。近年来，在我国，随着相关研制项目的增加和应用范围的扩展，车载 电子设备振动冲击分析与控制的研究已开始受到普遍重视，部分专业技术和工程 设计人员也己开始有针对性的对各种车辆、方舱、机柜，以及不同的装载设备等 的振动特性和控制方法进行了相应的理论分析和试验研究。如车辆底盘在路面谱 函数所确定的激励力作用下的建模及其响应参数的研究；有关不同地理环境下，各 种车辆底盘在不同行使速度下的振动响应参数测试的研究等。这些研究成果均为 实际工程设计提供了有价值参考依据。然而，在针对实际工程项目，从结构总体 方案出发，考虑系统参数的不确定性，对车载电子设备的振动控制进行系统的设 计和研究方面还需要做许多工作。 另外，无谐振隔振原理的研究和应用 5 0 - 5 1 1 ，复合阻尼材料的研究和应用，以 及新型流体阻尼隔振器、钢丝绳隔振器的设计已成为新一代隔振缓冲系统研究的 发展方向。而如何在受限空问内实现隔振缓冲系统理想隔振与有效缓冲的统一问 题，也成为振动控制研究和隔振缓冲系统优化设计的新课题之一。 1 3 课题的来源和依据 本课题结合我部所使用的车载卫星通信设备可靠性工程展开。为保证安装在 车厢内的电子设备在规定的环境条件下工作安全可靠，要求对安装在车厢内的卫 星通信设备进行振动、冲击控制，并设计完成能够满足使用需要的隔振缓冲系统。 车载卫星通信站总体方案的有关设计要求如下： ( 1 ) 总要求：在保证通信业务实现的前提下，整车具有一定的越野能力，机动性 第一章绪论 强，平顺性好。 ( 2 ) 环境要求：工作温度为- 4 0 。c 5 5 。c ：贮存温度为一5 0 。c 7 0 。c ：相对湿度为 1 0 9 8 。 ( 3 ) 运输转场要求：铁路运输，时速、距离不限：公路运输时，三级公路时速4 0 公里d 时，砂石路时速1 5 公里d 时。 ( 4 ) 能够在沙漠、戈壁滩、草原上正常行驶，设备不损坏。 由于本设备使用环境比较恶劣，设备装载量较大，而设备安装空间又受到一 定的限制。尤其调制解调器单元和上下变频器单元抗振性能较差，其内部元器件 ( 如：晶振、本振、频率综合器等器件) 振动敏感度很高，因此本课题的研究具有 相当的难度和很大的工作量。 1 4 课题研究的主要内容 本次任务主要根据车载设备的振动特点，针对安装在车辆设备舱的设备机柜 进行隔振与缓冲设计。重点解决如下几个问题： ( 1 ) 根据实际跑车试验记录，对车辆本身以及其装载设备的振动特点进行相应 分析与研究，讨论车载设备振动的一般规律和主要特点，提出车载电子设备振动 控制的有效方法和措施。 ( 2 ) 对隔振系统质量、刚度、阻尼参数的不确定性，利用随机因子法对车载电 子设备隔振系统建立了考虑其刚度、质量、阻尼参数不确定性的振动模型，利用 二阶矩法分析了刚度、质量、阻尼的变异对系统响应的影响，为电子设备结构设 计在方案设计阶段进行隔振器的选型和隔振效能的评估提供了更符合实际的方 法。 ( 3 ) 根据工程要求和有关振动、冲击试验标准，对本工程项目所选择的隔振缓 冲系统进行相应的振动、冲击试验分析，通过分析了解系统的动态特性，并发现 系统的缺陷以及设计中的薄弱环节。 ( 4 ) 根据车载站设计、实际工作情况和试验中存在的问题，就车辆改装、车载 站和机柜隔振器的总体布局以及机柜内部隔振设计方法等几个方面，提出本工程 隔振缓冲系统进一步的改进措施。 第二章车载电子设备振动理论分析 第二章车载电子设备振动理论分析 车载电子设备隔振系统设计的主要目的一方面是衰减外界振动与冲击对电子 设备的影响，即被动隔振；另一方面是避免和抑制系统的共振，以及避免和减少 系统振动耦合。其首要任务则是选择或设计适当的隔振器，并对隔振器安置位置 进行合理的布局，使之与电子设备机柜组成有效的隔振缓冲系统。由于车载设备 可能受到的激振频率范围很宽，要求隔振系统的固有频率不在此范围之内通常是 做不到的。 2 1 车载电子设备振动特点 9 本次工程要设计的车载站设备布局图如图2 1 所示。电子设备以机柜为单元 安装于车厢地板上，车厢地板和壁板内预埋铁制联接件，用于安装电子设备机柜 的底部和背部隔振器，埋铁与车厢骨架通过焊接等方式形成刚性联接。因此，车 载电子设备隔振设计主要是针对设备机柜的隔振设计，其目标是使得车厢传递给 电子设备的激励值小于车厢的振动幅值或设备的许用值。 显而易见，车载电子设备所承受的振动、冲击与车辆行驶路面的谱特性、车 速、发动机工作状态，以及汽车的悬挂系统和装载质量等众多因素有关。作为电 子设备的安装平台和载体，车厢的振动和冲击情况直接反映了电子设备所承受的 激振幅值的大小，当车辆底盘选定以后，就需要我们根据汽车的振动偏频，对车 厢与底盘的联接以及电子设备在车厢内的布局与安装进行合理的设计。 一般汽车的固有频率在2 - 8 0 h z 左右，振动加速度为1 - 4 9 ，冲击加速度一般不超 过1 0 9 ，振动能量则主要集中在0 - 4 0 h z ，然而，通常隔振器对设备低频振动的隔振 效果并不明显，甚至有放大作用。因此，设法减小车载设备的低频振动是其中一 个关键的问题。 2 1 1 路面谱函数 对于车载电子设备的振动响应，按随机振动理论分析是符合实际情况的。车 辆所行驶道路的环境谱则是计算其动力响应的依据，路面谱表示的则是路面的不 平度，其表达形式很多，以下列出常用的两种形式。 ( 1 ) 数学表达式描述时问频率路面谱密度5 2 1 见表2 1 。 式中：( ) 为路面谱密度函数：为角频率；v 为车速，单位m s 。 l o 车载电子设备振动分析与控制 圈 艟 l b 疃 格 妇 魁 智 耱 抖 一 “ 团 第二章车载电子设备振动理论分析 ( 2 ) 采用如下路面谱近似函数表达式： ( q ) 书( q 。) ( 。) 4 ( 2 - 1 ) 其中：q 。为标准行程空间频率；s ( q 。) 表示不平度的变量，即道路的好坏情况； w 作为波形特性的度量，即道路不平度中各种长短波的含量。 各种路面的w 和s ( q 。) 值5 2 1 见表2 2 。 表2 1 几种路面谱密度函数表达式 路面类型路面谱密度计算公式 水泥路 ( ) = o 0 4 8 v ( c 0 2 + o 2 2 5 v 2 ) ( ) = o 0 5 4 v ( m 2 + 0 0 4 v 2 ) + 沥青路 0 0 0 2 4 v ( 2 + 0 3 6 v 2 ) ( 办0 3 6 v 2 ) + 0 0 0 3 6 v 4 ( 脚) = 0 1 3 5 v ( m 2 + 0 2 5 v 2 ) + 有坑有峰的卵石路 0 0 0 9 6 v ( 彩2 “0 4 v 2 ) ( 一3 9 6 v 2 ) + 0 脚4 平滑的大卵石路 ( ) = 0 1 4 3 v ( 田2 + o 2 v 2 ) 表2 2 几种路面谱密度计算公式 平均值 路面种类路面状况 r s ( n 。) f c m 2 ) 很好 2 2 9 0 6 好 1 9 74 5 水泥混凝士 中等 1 9 78 7 不好1 7 25 6 3 很好 2 2 01 6 沥青混凝土 好2 1 86 o 中等 2 1 82 2 3 好2 2 6 8 9 中等 2 2 62 0 8 碎石铺面路 不好 2 1 54 2 9 很不好 2 1 51 5 8 好 1 7 51 3 7 中等 1 7 52 2 8 铺石路 不好1 8 1 3 6 4 很不好 1 8 13 2 3 好 2 2 53 1 8 中等 2 2 51 5 5 不坚实的道路 不好 2 1 46 0 2 很不好 2 1 41 6 3 0 0 车载电子设备振动分析与控制 2 1 2 汽车车厢和机柜振动情况 为了反映车载电子设备在运输状态下的实际振动特点，需要通过跑车试验， 对电子设备隔振系统进行实际测试，以检验隔振系统的可靠性和实际效果。下面 是某工程车载站跑车试验情况。 车辆底盘选用二汽生产的e q 2 0 8 1 类汽车底盘，车厢内分别安装两个电子设 备机柜，每个机柜底部和背部均安装无锡减振器厂生产的e 型隔振器，机柜底部四 角对称安装四个e 4 0 型隔振器，用来衰减机柜在垂直方向( z 向) 的振动：机柜背部安 装二个e 2 5 型隔振器，用来衰减机柜在水平方向( x 和y 向) 的振动。 图2 2 为车载设备机柜布局及测试简图，图中a ，b ，c ，d 为四个测试点，a 点选在 车厢舱壁上部，b 点选在机柜背部。a 、b 两点传感器高度相同，用于测量舱壁和机 柜沿y 方向的振动。c 点选在机柜底部，d 点选在舱壁底部，c 、d 两点的传感器用于 测量舱壁和机柜沿z 方向的振动。图2 3 为测试模型方框图。 测试条件为柏油路面以大约3 2 k i n h ( 8 9 耐s ) 的速度跑车，把舱体的振动视为 基础振动，基础振动和机柜的振动由两个通道同时进行记录。将测试记录在磁带 上的信号经处理后可绘出自功率谱图形，这些图形可用于分析隔振系统的特点和 隔振效果。 采样时选用了两种采样频率- - 2 0 4 8 ( 1 s ) 和f ：= 2 0 4 8 0 s ) ，以便在0 1 0 0 h z 和 o - 1 0 0 0 i - i z 两个频域进行分析，以下各图中的c h a n e l ( 通道) 1 均反映基础振动特性， 而c h a n e l ( 通道) 2 均反映机柜振动特性。 枕柜詹背隅撮器 ba 图2 2 车载没备机柜布局及测试简图 z 哕 y + 第二章车载电子设备振动理论分析 图2 3 测试模型方框图 测点a 和b 两点响应信号的自功率谱见图2 4 。 c h a r m l1 l c h a n e l2 ( h z ) 2 0 0a , 0 0 6 0 0 8 0 01 0 0 0 ( h z ) 点响应信号自功率谱图 ( b ) 从自功率谱图可以看到在o - l o o h z 范围内，舱壁的振动能量主要集中在0 2 0 h z 频段和4 2 h z 附近，舱壁在4 2 h z 处的基础振动对机柜的振动无明显影响。值得注意 的是在6 4 h z 处机柜谱峰高出舱壁许多，机柜的振动被加大了。在0 一1 0 0 0 h z 范围内， 舱体与机柜在4 2 h z 以上的振动能量都很微弱。 测点c 和d 两点响应信号的自功率谱见图2 5 。 h z ) c h a t t e l1 l 丸一 c h a n e l2 2 0 0 4 0 06 0 08 0 01 0 0 0 ( h z ) ( b ) 点响麻信号白功率谱图 1 4 车载电子设备振动分析与控制 从自功率谱图可以看到在0 1 0 0 h z 频率范围内，舱底的振动能量主要集中在 4 h z 、2 8 h z 附近；在0 1 0 0 0 h z 频率范围内，舱底振动能众主要集中在4 h z 、2 8 h z 、 1 8 4 h z 、3 6 0 h z 几个频率点附近。而机柜的振动能量则主要集中在2 8 h z 以下，2 8 h z 以上的振动能量已被明显衰减。 由以上试验测试结果可以得到如下结论： ( 1 ) e 型隔振器对降低设备机柜的低频振动效果不明显，而设备机柜的振动能量 又主要集中在l o h z 以下，进一步减小机柜的低频振动是必要的。 ( 2 ) 机柜的高频振动并不强烈，对于设备机柜本身而言不会造成太大的影响。 但应考虑机柜内装各单元及其部件的高频谐振点的出现、避免系统内局部共振放 大造成结构及元器件损坏，这也是设备结构刚度和强度设计需要重点考虑的内容。 2 2 单自由度隔振系统的理论分析 为了减少设备在受到激励时加速度和 位移过大，在机器和基础之间通过弹性支承 连接构成单自由度隔振缓冲系统。单自由度 隔振系统就是在扰动源( 一般认为是基础) 和机器之间加装阻尼隔振器，一方面弹性支 承对激励起到一个隔振缓冲作用，另一方面 由于阻尼的存在可以吸收一部分振动能量， 以达到减振目的。其数学模型如图2 6 所示。 2 2 1 单自由度隔振系统的振动响应 m i j x 图2 6 单自由度隔振系统模型 以j ，( r ) 和x ( f ) 分别表示基础的运动和设备的响应位移，则由牛顿第二定律可 建立如下运动方程： m 2 = 一k ( x - y ) - c ( 童- ) 1 ( 2 2 ) 整理得： m i + d ：+ l o c = k y + 矽( 2 3 ) 若以“= x - y 代入( 2 - 2 ) 式，并设基础作y ( f ) = y o e ”的正弦运动，整理可得： m i i + c f z + 砌= 一班p = m o ) 2 y o e “( 2 - 4 ) 由于有一定量的阻尼，激励足够长时间后，过渡过程消失，u 的稳态响应是以 国为角频率的简谐振动，但与激励间有一定相位差，因此设系统的稳态响应为： 第二章车载电子设备振动理论分析 “( f ) = u o e ( 倒1 ( 2 5 ) 代入( 2 4 ) 式即得设备与基础的相对位移振幅： 驴丽丽m m 2 y o2 而丽y 2 y o ( 2 - 6 ) 式中： ，= 为频率比；q = 为系统固有频率； f 2 必为阻尼比；乞2 2 , - 丽为临界阻尼。 同理可得由设备的绝对位移幅值x o 与基础位移幅值y 。之比所表示的隔振传递 率： 玎= 鱼： y o ( 2 - 7 ) 隔振传递系数玎是表征消极隔振系统隔振效果优劣的一个指标，其值越小，隔 振效果越好。由( 2 7 ) 式绘出被动隔振系统的隔振传递率刁一y 曲线如图2 7 t 5 3 1 。 俸 潍 臻 数 l | 留髫。1 辛荆 卜 fi iili ；f ：谭棒- 乳l ：j l 藤乜： 。嬲帽一j l j i 童l l 翟要 l l l一1 1 l = i ， 一默露 1 、 受 ；：i 习 i ，l 撂、 ，。| 懿a 扣t 镬 1 、& f 髓耳 l 烂鞘 罐摹 |孵嗡嚏 曼世 iil 、1 f i n 1 、w l l l 妒 l n l 墟荤拢 图2 7 隔振设计中的传递系数 羯 振 蠢 1 6 车载电子设备振动分析与控制 分析图2 7 可得出如下结论： ( 1 ) 无论阻尼比孝多大，只有当频率比， 2 时，印才小于1 。因此要达到隔振 目的，弹性支承系统固有频率的选择必须满足y 2 的条件。 ( 2 ) 当， 2 时，随着频率比，的不断增大，r 值越来越小，隔振效果越来越好。 但，也不宜过大，否则装置的稳定性差。当， 5 时，叩值的变化并不明显，隔振 率曲线几乎趋于水平，不能显著改善隔振效果。实际采用的频率比y 通常在2 5 4 5 之间，相应的隔振效率为( 8 0 9 0 ) 。 ( 3 ) 由于阻尼的存在，7 值随频率比的变化是连续的，且所有的r 曲线均在 y = 2 处相交。当， 2 时，阻尼增加，即 值也增加。 ( 4 ) ， 2 时，实用的最佳阻尼比f = o 0 5 0 2 0 。 当隔振系统的阻尼由库仑力厂( 干摩擦力) 确定时，由于库仑力f 是一个结构参 数，其大小是通过结构方式来控制的，因此在谐振区总可以使得厂 巴，( 兄为系 统激振力幅值，其值为m e t ) 2 ) 成立，从而将“质量”和“基础”锁在一起，即其 隔振传递率r 。应满足下式【捌： 玑= 1，瓶万 玑2， 而 ( 2 8 ) 式中：，为频率比c o o p n 。 当厂不太大时，其运动响应很接近正弦波形，这时库仑阻尼厂可等效为线性 阻尼。 库仑阻尼f 在一个振动周期，循环移动t 4 倍振幅，所消耗的能量应是 呒= 4 扣。 对于粘性阻尼乃= 砑( r ) ，其在一个振动周期t 内所消耗的振动能量为： = 知塑d t 出 = c 1 1 骨c o s 2 ( c o t - q o d ( t o t ) 2 批u ； ( 2 9 ) 根据等效原理有呒= ，故可得库仑阻尼的等效线性阻尼系数c 二和等效阻尼 比乞。 巳：旦：墨巫：盟 ( 2 1 0 ) 第二章车载电子设备振动理论分析 乞专= 鼍击 ( 2 1 ) q 乞国万2 鬲 卜i l 作变换， q - 2 厮- 2 摆酽= 蛾2 k ( 2 1 2 ) 则： 乞：鱼：堕一c o ( 2 1 3 ) 唧 乞万2 k p 无谐振原理的隔离区，其“开锁”条件， 撕万与线性隔振传递率曲线的隔 振条件y 2 不相吻合，这是因为基于库仑阻尼的隔振传递率表达式是以能量等 效的观点，将非线性阻尼线性化所导出的近似值。 实际上，当巴 ，= ，( 2 ) 时，系统质量的惯性力即克服库仑力的约束，而 与基础产生相对运动。但在刚“开锁”的- - 4 段频率范围内，由于惯性力和库仑 力相差不大，当弹性恢复力小于库仑力时，库仑阻尼器将表现为不灵活的淤滞状 态。在实际工况中当库仑力选择的相对较大时，将表现为一个振动周期内交替出 现滑动和锁住的现象。由于惯性力与激振频率的平方成正比，随着激振频率的升 高这种现象迅速消失。 2 2 2 单自由度隔振系统的冲击响应 而对于车载设备的隔振器而言，它同时应该是一个理想的隔冲器，使外界输 入的强烈的冲击波衰减到通常设备所能承受的幅值范围。由于车载设备安装空间 受到一定的限制，而低频隔振器在规定的变形空间内吸收冲击能量的能力较差， 容易引起刚性碰撞，使冲击响应增大。因此，传统的观念认为，系统的隔振与缓 冲对于线性隔振器的要求是相互矛盾的，需要通过非线性隔振器的设计得以解决。 当基础受到任意冲击加速度j ；的作用时： m z 7 + c t i + 胁= 一，砂( 2 1 4 ) 求解上述微分方程便可得到系统的冲击响应，对于线性系统，用杜哈美积分 有： “( f ) = 国。f 一删( r ) e - 。州t - r ) s m o , ( t r ) 卉( 2 - 1 5 ) 当t t o 时，步等于零，求得的响应为剩 余响应，其中f n 为激励持续时间。 冲击隔离的目的在于减小冲击激励对被保护设备的影响，通常用冲击隔离系 1 8 车载电子设备振动分析与控制 数，7 来表示冲击隔离的效果，玎越小，冲击隔离效果越好。 对图2 6 所示的隔离系统，r 定义为： r l = ( 2 - i 6 ) 式中：喾。、j n 。分别为响应和冲击激励的加速度最大幅值。 冲击隔离系数作为无量纲时间峨f 0 的函数所得的曲线称为“冲击隔离系数曲 线”，其中蛾为单自由度系统的固有频率，f o 为冲击脉冲的有效持续时间。图2 8 所示为四种面积和峰值均相等的脉冲的冲击隔离系数曲线。 从图2 8 可以得到以下几点结论： a 冲击持续时间“与系 统自振周期的比( 简称时间 比) 即c o t 。2 万，对系统冲击隔 离系数影响很大。当c o t o 万 时，各脉冲作用下的冲击隔离 系数达最大值即当脉冲的有 效持续时间等于系统固有周 期之半时，加速度响应达到最 大值。 b 冲击脉冲的面积和峰 值均相等的条件下，矩形冲击 的系统最大响应值大于所有 其它波形的系统最大响应值， 图2 8 冲击隔离系数曲线 即表明，同样持续时间，同样冲击峰值对同一隔离 系统的激励，以矩形冲击最严重，三角形冲击最弱。 c 只有在下列范围内： 矩形冲击：q f o 1 0 5 半正弦冲击：r - o d o 1 0 8 正矢冲击：峨乇 1 0 9 三角形冲击：q f o 1 1 0 冲击隔离系数才小于1 ，亦即只有当冲击隔离系统的固有频率远大于冲击持续 时间时，才能起到冲击隔离作用5 ”。 解 埔 “ 加 h崮慵矗h国置蕾习嚣崔譬葛铝 第二章车载电子设备振动理论分析 2 3 隔振系统的刚体多自由度力学模型 1 9 把车载电子设备隔振系统作为一个刚体多自由度的隔振系统，首先作如下假 定： ( 1 ) 被弹性支承的机柜是刚体； ( 2 ) 振动时平动位移和角位移都很小： ( 3 ) 隔振器只有弹性和阻尼而没有质量： ( 4 ) 刚性基础，即弹性支承的机座当作是