机械式高频振动台设计及特性分析

王 猛 毕东辉 程洪涛 孙宇法

（山东达驰阿尔发电气有限公司，成武 274200）

机械式高频振动台设计及特性分析

王 猛 毕东辉 程洪涛 孙宇法

（山东达驰阿尔发电气有限公司，成武 274200）

提出一种新型的机械式振动台，分析其结构组成及工作原理，建立偏心轮激振体的动力学方程，通过三维建模并进行仿真试验，分析出不同频率下的位移、速度、加速度时间曲线及其变化机理。基于SolidWorks环境，对振动发生装置进行有限元分析。仿真实验证明，该新型机械式振动台设计简单可行。

振动台 偏心轮激振体 仿真试验

振动试验作为现代工业的一项基础试验和产品研发的重要手段，广泛应用于许多重要工程领域，如卫星和火箭的环境试验，汽车和行走机械的道路模拟试验，工程材料、水坝及高层建筑的抗震疲劳试验等。振动台作为振动实验的标准设备,其性能的好坏、技术水平的高低等直接影响各个领域技术的进步和发展，也是衡量一个国家工业发展的重要标志。传统的机械式振动台由于结构限制，存在工作频率范围窄、加速度波形失真大、噪声大等诸多问题。

本文设计出一种新型偏心轮式机械振动台，基于SolidWorks环境建立其数学模型，并进行运动学仿真试验，从而对偏心轮激振体有限元分析，以验证方案的安全可行性。

1 偏心轮振动台基本结构与工作原理

如图1所示的偏心轮式机械振动台系统，包括四个部分：振动台的固定支撑部分（轴承支座、机架、支撑轴承、螺母等），振动激励部分（主轴、偏心轮、平衡轮、紧固螺母等），振动体组件部分（振动工作台、滑块，导轨）和外围组件部分。

图1 振动台结构

偏心轮11为整个系统的振动源；平衡轮6是为了保证偏心轮在高速旋转时的动平衡；振动框体3两侧与竖直导轨4锁定，振动工作台7与竖直方向滑块5锁定。由于偏心轮回转中心与几何中心不在一点而是有一定距离即偏心距e，当电机带动主轴振动激励组件时，偏心轮即以围绕回转中心作旋转运动。振动框体与偏心轮通过一对角接触轴承配合，振动框体两侧的导轨与振动工作台上的竖直方向滑块组成直线导轨副，在竖直方向的振动被释放；在机架上安装水平方向的滑动导轨与滑块组成另一直线导轨副，带动水平滑台水平振动。如此，整个偏心式机械振动台便屏蔽竖直方向振动而只输出水平振动。

假设偏心轮回转中心与几何中心在同一水平位置为初始状态。此时，振动台处于最大振幅为+e，主轴带动偏心轮旋转到反方向最大振幅-e。此过程中，竖直方向振动通过直线导轨副释放，此为振动台工作一个周期。由以上分析可知，主轴转速决定了工作台的振动频率，偏心轮偏心距大小决定了最大振幅。

2 振动体的计算

2.1 偏心轮机构输入与输出关系

偏心轮机构输入与输出关系如图2所示。

图2 偏心轮机构简图

对式（2）～式（5）关于时间求导数，则水平方向有：

由式（6）和式（7）可知，速度、加速度皆呈正弦曲线变化，不存在突变情况，适用于振动频率较大的场合。

2.2 系统振动模型

该振动台系统受到的外力为偏心轮激振体产生的简谐激振力，即F=Asinωt。根据达朗贝尔原理，该系统的振动方程可以描述为：

式中，M为参与振动总质量；x、y为振动体在x、y方向的位移；x′、y′为振动体在x、y方向的速度；m0为偏心轮质量；x′、y′为振动体在x、y方向的加速度；r为偏心距；Cx、Cy为系统在x、y方向上的阻尼系数；Kx、Ky为系统在x、y方向上的刚度系数；由于y=0，所以系统的振动方程为：

理想状况下，系统振动波形图像如图3所示。

图3 理想状况振动波形

3 基于solidworks环境虚拟样机建模及其运动仿真分析

3.1 虚拟样机模型的建立

虚拟样机技术可以在虚拟环境中真实模拟产品整体的运动及受力情况。本文以虚拟样机代替研究目标，应用虚拟样机技术对所建振动台数学及动力学模型进行验证，分析各性能指标。表1为振动台技术设计指标。利用SolidWorks参数化建立各个零件的三维模型，并在此基础上完成装配体。

表1 振动台技术设计指标

在检查并确认模型无信息丢失后，设定各零件名称及相关物理属性，并添加有效约束、接触及驱动等使之与试验样机等价，建立振动台虚拟样机模型见图4。该样机模型将用于本机械式振动台输出波形形态、加速度大小及等性能仿真验证分析。

图4 振动台虚拟样机模型

3.2 振动波形分析

检查无误，设定其有效的物理属性，添加有效约束及载荷后，仿真其某一频率下的振动波形图，如图5所示。

图5 振动台振动曲线

由图5中各曲线形态可以看出，位移时间曲线波形良好，速度时间曲线波形次之，加速度时间曲线稍有变动。这说明随着微分次数的增加，曲线失真现象越来越明显。

针对机械式振动台由于偏心轮、轴承及框体间存在接触非线性行为及机构传动中零件间冲击使得振动加速度等波形发生变化等问题，仿真过程中将分析该振动台输出波的变化原因。在实际工作中，由于振动台频率是逐渐增加至其最高工作频率，所以这里选择振动台在20Hz、60Hz、100Hz三个频率下的振动波形进行比较分析，分别如图6、图7和图8所示。

图6 20Hz振动波形

图7 60Hz振动波形

图8 100Hz振动波形

由位移、速度、加速度、力矩曲线的特征可以得到，振动台在较低转速下的位移与速度波形良好，不会出现失位和跳变现象；随着转速的不断增加，加速度与力矩时间图像发生一定的变化。

（1）在振动开始阶段加速度有一定波动。这是由于振动台开始工作的时候电机启动有一定的过程，从而带动主轴转速逐渐增加，表现为加速度的振动波形振幅与频率逐渐增加。

（2）短暂的启动阶段结束则进入平稳工作阶段。由图中各曲线可以得到，在工作台平稳工作期间，各振动特性曲线波形良好。

（3）加速度波形失真度为振动台重要精度指标之一。针对机械式振动台由于滚动体间存在接触非线性行为及机构传动中零件间冲击，使得振动加速度波形基波上叠加高次谐波与随机波等问题。

4 对偏心轮承受载荷部件的有限元分析

本文基于SolidWorks环境下的对偏心轮和工作台体进行有限元分析。一般的有限元分析过程为数学模型的建立、有限元计算模型的建立、有限元计算模型的求解、结果分析。在SolidWorks Simulation的实际应用中，一般遵循如下过程：算例创建→材料使用→约束添加→载荷施加→网格划分→运算分析→结果分析。上文以创建偏心轮及工作台体的数学模型添加SolidWorks Simulation插件，创建算例，仿真偏心轮振动台工作情况进行添加轴承约束、施加扭矩网格划分，如图9所示。

图9 偏心轮网格划分

对算例进行运算分析，得到模型的应力分布及应变图，如图10、图11所示。

图10 偏心轮应力分布图解

图11 偏心轮应变图

由图10可以清楚看出，偏心轮应力分布主要在轴肩和偏心轮与轴相以及偏心轮和主轴承连接区域；偏心轮尺寸改变明显，没有平缓过度，容易造成应力集中；偏心轮最大应力为11 384 998N/m2即11.385MPa；而材料的屈服极限为241.275MPa，远小于材料的屈服极限，处于安全范围。图11为偏心轮应变分布图。与应力分布区域对应，如果增大电机扭矩，则将可能突破材料的屈服应力。因此，此部分区域为危险区域，最先遭到破坏，应提早预防。

5 结语

本文提出了一种新型的机械式振动台，通过偏心轮的回转运动输出振动，分析其工作原理，建立激振体的动力学方程和系统振动模型，建立三维模型并进行仿真试验，得出了振动台在不同频率下的振动波形，验证此新型偏心轮式机械振动台在100Hz以下的中低频率振动波形良好。同时，对偏心轮激振体进行有限元分析，分析其应力及应变分布图，得到了此振动台方案可行的结论。

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Design and Analysis of High Frequency Mechanical Vibration Table

WANG Meng, BI Donghui, CHENG Hongtao, SUN Yufa
(Shandong da chi alfa electric co., LTD,Chengwu 274200)

Put forward a new type of mechanical vibration,Analysis of the structure and working principle，establish dynamics of equations of the eccentric vibration.Created a 3D model of the new type of mechanical and the simulation experiment was carried out.Analyze its spectrum and power spectrum.Caculate the distortion degree of speed and acceleratio.Simulation results verify that the new tape of mechanical vibration table design is feasible and effective.

vibration, eccentric-exciting, simulation experiment