减震器选型方法

隔振器自身的刚度作用是在振动时会产生一个与振动位移成正比的恢复力,同时隔振器自身阻尼的作用是在振动时会产生一个和振动速度成正比的阻尼力。在被动隔振中，良好的隔振设计可使大局部的基座或根底运动都由隔振器来吸取,即隔振的目的就是削减振动的传递率使基座或根底的运动干扰尽量不向被保护的仪器或设备传播，并使仪器或设备的振动响应尽量保捋最小。隔振器最终的设计应当使隔振系统的固有频率低,有可变的阻尼特性，使系统既不会有显蕃的共振放大,同时又有良好的隔振效率，而且抗冲击性能和稳定性要好,因此,在设计隔振器的阻尼时应同时考虑隔振系统的隔振效率和共振放大率，而隔振器的设计就是要适中选择系统隔振器的阻尼及刚度橡胶材料C值氯化丁基胶氯茉胶0.M0.30橡胶材料C值氯化丁基胶氯茉胶0.M0.30硅橡胶0.28J睛胶夭然胶0.120.07橡胶垫由于自身安装比较便利，外形可以依据需求制作，因此，微捷联惯组的隔振器尺寸是依据惯组的实际安装尺寸来设计Hz10Hz7Hz以下，即由隔振传递率曲线可知”*1激振频率与固有频率的比大于时才会有隔振效果.而在实际工程中一般取2.5~4.5,2Hz7Hz°同样隔离10Hz以上的振动噪声时系统的固有频率确定的方法同上，即在肯定范阖内，所设计的隔振系统的固有频率的伯越低，振动噪声被隔离的频段就越宽，因此，件设计隔振系统时应使隔振系统的固有频率尽量偏低500g方式，每组隔振器的平均承重质最1N以上，即每组的隔振器乐重的质最是在125g以上。通过以上分析.结合微捷联惯组的实际尺寸最终确定的隔振系统的隔按器的构造及实3.5所示,为了使惯组在各个方向上解耦,选择了四组硅橡胶垫，每组橡宙仿貞結果隔振构造的固有频净来苕，隔振系统的一阶固有频率为 65.204Hz.振型如图4.4(a)所示,惯性组合在垂直方向上即沿Y轴产生了线振动：隔振系统的二阶固冇频率为66.796Hz,振型如上图4.4(b)所示，惯性组合沿X轴产生了线振动；隔振系统的二阶固冇频率为66.867Hz,振型如上罔丄斗(c〉所示，惯性组合沿Z轴产生了线振动’由丁振动耦介简洁给系统引入伪运动信号，从而会影响惯导系统的测量粘度，因此避开或尽鼠减小振动耦合通常是捷联惯导系统隔振设订的谊耍耍求，仿真结果衣明：在线振动愉入的借况下，隔搬系统的祁三阶固的频率为66Hz人右即在三轴上儿乎不存在按动耦合，可以实现对高频掘动的何效衰减。然血由以上车栽坏境抿动噪声的特点可知，噪声主要集中在低频段，11询的隔振系统的构造，梵存在的问题是各阶的固有频率偏高，对于车载环境振动噪声的隔离主要隔离的是中高频的噪声，对于低频段的噪声则不能隔离掉，因此就需雯对隔振系统的构造來进展优化设计。同时，由于车载环境中主要的噪声源是垂直方向上的噪声,因此在改进隔振系统的构造时，应当首先考虑隔离掉垂自方向上的噪声，这就耍求垂苴方向上的固有频率耍相对减小，从而使其隔离的噪声频段变宽。针对以上所设计的隔振系统存在的问题，许先考虎如何能使隔振系统的垂直方向上的固有频率降低，从而能使隔振系统能隔离抻更低频段的振动噪声。针对以上的隔振系统构造还存在一个间题是隔振器的安装方式在仿真过程中是可以直接来定义隔振器的固定面，从而到达最终的安装方式，同时，在之前设计中实行这种安装构造主要是由于这种隔振器的安装方式可以在各个方向能实现振动解耦,然而在实际的构造设计中，这种安装方式在车栽环境中还是很不便利，尽管它貝有以上所述的各种优点㈤-呵。考虎到在选择隔振方式时，应阡先保证貝有足够的隔振效果，同时还力求经济合理,构造简洁，施I［安装和检修便利；并尽可能降低隔振体系的质竄中心.以减小水平一摇摆振动，日前隔振方式主要冇四种，而以上设计的隔振系统构造上要承受是其中的悬挂兼支承式隔振，III于这种构造构造简单，不便利安装等，因此，在构造改进上首先是改进隔振捲的安装方式，其它工种安装方式冇;支承式隔振、悬挂式隔振以及地面屏障隔振及隔抿沟，典中,支承式隔振足隔离竖向振动的主要隔振方式，其它两种方式都是在特别状况下用曲。经以上分析，首先足把隔振器的安装方式改进为支承式隔振，相应的隔振器也需要变化,经过调硏,打算承受YJ A型周密器件全向隔振器，其单只承载重量符合微捷联惯组隔振系统的平均承载重燉，同时也适合支承式的安装方式。隔振器的构造尺寸如图4.5所示：4.7系统的第阶固有频率11.826Hz,仿真计算得到隔振系统的Z11.831Hz,仿真计算得到隔振系统的二阶振型是沿X轴产生的线扳动：系统的第-:阶同何频率24.296HzY轴产生的线振动。从以上务向固有频率的大小可知，改进XY轴的振动是相互独立的，这两个方向定不存在振动耦介的，而YXY轴和Z轴之间的振动是存在振动耦合的。虽然改进前的隔掘糸统：轴的振动是相旦独立的，但是改进后各个轴向的固有频率相对改进诞是减小的，有效的提岛了微惯组隔振系统的隔离噪声的帯宽。隔振系统的构造进展改进ilj次虽然改进后的隔振系统X个方向上是心任振动耦介的，但改进后的隔振系统构造各阶固有频率都相对改进前减小了，从而能隔离掉更低频率的振动噪声,增加了隔振系统的隔离噪声的带宽。2隔振器性能指标确定IMU13.5,J：90100Hz,由四个隔振器支撑，IMU1.7kg,假设每个隔振器均匀承载;，则每4.105N,下面通过理论订算，初步确定隔振器的刚度和阻尼比c隔振器的理论阻尼比确定由设计指标知隔振器共振放大率山3.5,共振放大率计算公式如下：』1一才〕+〔2荻〕2其中，彳为频率比，g为阻尼比。山振动理论可知，、”1外界激振频率与系统冋有频率相等时，系统会发生共振，即：为九“1时，n<3.5,带入上式求得^>0.156.初步选定？=0・16。隔振器动刚度确定由固有频率介于90 100Hz由隔振器固有频率计算公式可得隔振器的动刚度。假设被隔振设备的总重暈为W，系统的固有频率为./；隔振益数口为〃，假设每个隔振器承载均匀，则隔振器在垂肖方向的动剛度为：W,《=一〔2矿〕”“g

z〔214〕Itl135.9N/nmi~167.8N/nun之间，初步选定动刚度为147N/min.-1-6IMU黎休振动，分别为六个自由度方向上的平动和转动，也即是系统振动在六个自由度方向是完全解耦的。7至13阶模态振型为隔掘器的局部变形。1・656.67-189.53±IMU使用的陀螺抖动频率600Hz—800Hz圧右,Z189.53Hz，也即是陀螺抖动频率在隔振区内，不会消灭共振现象,从而该减振系统满足减振要求:同4.1可见.系统三个自由度方向上的移动固有频率根本相等，说明隔振器在三个IIMU产生圆推运动的可能。3Z轴方向刚度和阻尼取值一样，所以，Cz=4C,Kz.4K<以惯性导航系统相对于基座的均方根位移％=、/E(£)<2nuu为约朿条件，惯性导Z6I」标函数，刚度和阻尼值作为设计变量，对系统进展优化。其数学表达式为mino.=y£(z2)s.t. Q,=JE(F)<2tnm1000^^/rVKzM7000；W0.05 <0.5 (3-44)咒中，C=2g针对木例的约束优化问题，承受广义乘子法，将约束优化问题转化为尢约束优化问题，然后用了问题模型法(Sub-problem)进展优化。设迭代次数最多为30次，I0.001,1532加速度响3-3所乐，II标因数加速度均方根变化曲3-4所示。将减扳器阻尼和沿Z向刚度值(=6309畑心丄代入，设置沿％轴、丫轴方向刚度值的范ffl1000^/?<K<7000kg/。选取刚度范丽内任意值， 即可求出与之相对应的，系统爱到沿x向加速度鼓励时，产生的沿;v向相对位移Q、介位移叭的均方值和线加速度左、角加速度就的均方根，以及系统受到沿X向加速度鼓励时,产生的沿y向相对位移Q、角位移仏的均方值和线加速度y的均方根。为寻求沿X轴、丫轴方向刚度值的最优解，以这两个变量为设计变最,系统产生的线加速度均方根和角速度均方根中的最大值最小为丨I标函数，相对位移小于2加”为约束条件，对系统进展优化.其数学表达式如下minmax(a.,oo&st.

』E(&)<2mm%=JE⑻)<2mm1000你/F</CV<7000A^/521000檢//VKyM7000畑(=44)其中，6=何召、qJE(F)、入=、W@2)、%=J%：)<4 捷联惯导系统振动掌握技术争论—袁军锋解方程式(2.II)可得到从被减报设备传递到根底上去的传递力幅值力。冋干扰力幅值无之比，Zu/Z为力的传递率或称为振动传递人表达式为：k/4(2抄T二A/Z)=z ,,

一…、(2-12)式中夹为频率叱，＞a=—；◎、为激振频率和减掘系统的固有频率：彳为阻尼比。消极隔振的振源是慕础的振动，緘振效果用设备减振后的拡幅(或振动速度、加T表示，也称减振系数。假设振源为某X=/sin7计算式公式(2.12)完全一样:、““⑴N，厂小即、*减振系统的固有频率远人于激振频率时，没有减振效果；1«1时,r=iBp减扳系统的固有频率与激振频率相近时.不但没有减振效果而且通过减振器把振动放大，増大阻尼可以减小机器启动和停顿过程中经过这个共振区时的最人振棉:(3)十乂〉2时，无论阻尼大小都有减振效果，血且随频率比2的増加减振效果増加，在实际应用中般取加 2.5~5。2.529.O32H“惯组模空沿29.652HY轴线振动。三阶撮型固有频46.771Hz,X86.311Hz,惯组模型沿Y轴的线振动。仿真的结果说明：在上述隔振模式下，ZX轴的角振动是相互耦Y轴的线扳动号角振动是独立的.隔狠器的种类很多，但是针对以上要求，应用于像捷联惯导系统这样的周密仪器设1询，市场上可供选用隔振器件冇金属弹簧隔振器、橡胶隔振器、橡胶隔扳垫、海绵乳胶、空气弹簧隔按器等。综合考虑各个隔按器的