某型舰载电子机柜的减振器设计

李 健，杭佳棋，张 恒，陆 建，葛 舟

(1.常州大学 机械工程学院，江苏 常州 213164；2.常州市金坛区检测检验中心，江苏 常州 213200；3.常州贺斯特科技股份有限公司，江苏 常州 213127)

随着电子技术迅速崛起，为了满足电子设备系统的高度集成化要求，电子设备通常采用电子机柜结构进行包装运输。电子机柜是高度集成化的电子包装系统，其结构的机械性能优劣直接影响电子设备中电信号传输以及电子系统的稳定性。由于军用舰载电子机柜所处的环境比较恶劣，环境因素是电子设备失效的主要原因，在温度、振动、湿度三项环境因素中，振动因素影响很大[1]。对电子机柜的抗振设计主要采取两个措施：一是对机柜本身进行结构加固设计；二是对电子机柜的隔振缓冲系统进行设计，以此来弱化外部的激励，让传递给设备的实际作用力小于设备的许用值。而对电子机柜进行整体的隔振缓冲设计是目前工程最为快速、直接和有效的措施。

1 减振系统理论分析

图1为减振系统的力学模型[2]。根据牛顿第二定律，该模型的运动微分方程可表示为

图1 减振系统模型

其中m为被减振物体的质量；k为减振器的刚度；Fμ为干摩擦力；x、y分别为被减振物体的基础激励位移和响应位移，λ=±1是取决于被减振物体的质量与基础相对速度的符号函数。

由非黏性阻尼的等效原理可知：黏性阻尼可以等效为干摩擦阻尼，等效黏性阻尼比系数为

式中ω为基础激励频率；x0为阻尼力在一个周期中的振幅。

若将干摩擦力等效为黏性阻尼，则

设基础激励作y(t)=y0ejωt的正弦运动，并令u=x-y代入（3）式，可得系统在基础激励作用下的简谐强迫振动方程

此时减振系统的稳态响应为

计算可得到设备与基础的相对位移振幅

其中γ为频率比，γ=ω/ωn，ωn为系统固有频率；D为阻尼比，D=c/2mωn。定义φ=Fμ/ky0为摩擦阻尼参数。

计算整理可得设备的绝对位移幅值x0与基础位移幅值y0之间的相对传递率

由图2的无谐振峰隔振传递率曲线知：

图2 隔振传递率曲线

因此设计减振器在振动隔离阶段的摩擦力最佳取值为

2 减振器的设计

2.1 某机柜的工作环境

（1）振动参数如下表1。

表1 舰载电子设备振动量值表

（2）冲击波的波形半正弦波，峰值加速度为300 m/s2，持续时间为 40 ms[3]。

2.2 减振器的结构设计

图3为减振器的结构图：

轴杆1通过螺栓与电子机柜底部连接，轴杆1具有微调功能，当载荷不是预定载荷时，可以转动轴杆1从而改变减振器的工作高度（适用于重心不完全在正中心的电子机柜）；弹簧顶板3与轴杆1螺纹连接，底座6上设置放有主弹簧的凸台，与上盖4螺纹连接；摩擦块安装盘7与轴帽2螺纹连接，主要用于摩擦块的定位，从而限制摩擦块的运动；主弹簧8为系统在振动和冲击时提供所需要的刚度；摩擦块9与阻尼座5构成摩擦副；10为副弹簧，副弹簧变形的大小反映了摩擦块对阻尼座的正压力，从而决定了系统所需要的摩擦力。

图3 减振器的结构

该减振器的工作过程如下：在静载荷下，电子机柜通过主弹簧的刚度及原长的设置使摩擦块与阻尼座的中间位置接触。根据无谐振原理，在“低频”时，由于主弹簧的刚度和摩擦块与阻尼座的摩擦力，此时电子机柜处于“锁定”状态，相当于和减振器连成一体，不会产生较大位移，在“高频”时，系统受到振动或冲击产生较大位移时，摩擦块与阻尼座的上下凸起端接触摩擦为系统提供更大的摩擦力，从而有效缓和系统受到的较大振动或冲击。

2.3 减振参数的设计与仿真分析

（1）减振器刚度参数的确定

在设计减振器刚度参数时，为了使系统在频率较高时避免共振的影响，应将系统本身的固有频率设计得低些，一般将整个减振系统的固有频率设定为5 Hz[4]。以扬州723研究所研制的一次性铸铝电子机柜为例，该电子机柜总重210 kg，在电子机柜底部安装4个减振器，由于电子机柜内部设计规则，则每个减振器承受的质量为52.5 kg。为了满足系统的固有频率为5 Hz即10πrad/s，根据刚度公式

其中k为单个减振器系统的刚度，m为单个减振器所承受的质量，f为系统的固有频率。因此，求得单个减振器的刚度k≈51.8 N/mm。

(2)减振器阻尼参数

在减振器的结构中，阻尼座的结构设计成“弓”形，因此该减振器阻尼采取分段阻尼的方式，取值形式如图4所示。

采取分段阻尼可以实现减振器的阻尼可变性，当振动或冲击位移较小的时给系统提供较小的阻尼，当振动或冲击位移较大时给系统提供较大的阻尼从而对整个系统起到保护作用。

如图5为“弓”形阻尼座和摩擦块相互作用的示意图。在刚开始的“低频”振动阶段（图5的Ⅰ阶段），摩擦副提供的静摩擦力将减振器和电子机柜“锁”成一个整体(设此时副弹簧的压缩量为x1)，当振动频率比γ达到一定值后，系统所受的惯性力将突破摩擦副的最大静摩擦力，即阻尼座和摩擦块之间开始滑动摩擦消耗能量进行隔振。当系统受到较大位移的冲击时，促使摩擦块和阻尼座的上下凸起端接触（以图5中Ⅱ阶段的上凸起端为例，下凸起端同理），此时副弹簧被压缩（设此时副弹簧的压缩量为x2），摩擦块对阻尼座的正压力增大，即摩擦副为系统提供了更大的摩擦力。

图4 分段摩擦力曲线

图5 阻尼座和摩擦块作用示意

根据无谐振原理-a1、a1段的单个减振器所需的摩擦力利用 ANSYS Workbench对系统进行谐响应分析：

建立如图6所示的仿真模型。

铸铝电子机柜即需要减振的物体，电子机柜底下安装4个减振器，在这里将减振器等效为弹簧单元来进行仿真分析[5–6]，并在电子机柜和减振器之间设置摩擦副，在摩擦副上可以设置动摩擦系数，电子机柜和减振器有相对位移时即产生摩擦力。根据电子机柜工作环境对柜体施加激励，同时对4个减振器的底部进行固定约束，最后划分网格对该系统进行谐响应分析，仿真曲线如下列图7所示。

图6 减振器的仿真模型

图7 电子机柜位移响应

由图7可知：在1 Hz～7 Hz内系统的响应振幅约为0.8 mm～1.25 mm，在5 Hz左右系统最大响应振幅为1.257 mm，这与系统设计的固有频率为5 Hz相符，但由于摩擦副提供的摩擦力，电子机柜和减振器没有发生较大的相对位移即没有出现明显的峰值谐振，系统在大约为7 Hz（倍的激励频率）后，开始“启用”摩擦副提供的摩擦力消耗能量并开始隔振。根据仿真结果：在振动隔离阶段，减振器的摩擦力取值F1=81.3 N。

接下来设计冲击隔离下减振器所需要的摩擦力，即-a3、-a2和a3、a2段的摩擦力F2。由于振动和冲击隔离时所需要的摩擦力都是由副弹簧提供，所以在副弹簧刚度k1一定的情况下，在“弓”型阻尼座结构设计中参数a（见图5）的取值决定了冲击隔离时所需要的摩擦力值。

由前面计算可知-a1、a1段的摩擦力（系统开始隔振的最大静摩擦力，取动摩擦系数μ=0.25）

由此可以得出-a3、-a2和a3、a2段的摩擦力

该减振器的副弹簧的选用20 N/mm刚度的弹簧，由于整个减振器的结构尺寸和主弹簧自身的特性，主弹簧的最大弹性变形不能超过24 mm[7]。所以对a进行取值计算F2直到满足在冲击隔离过程中主弹簧的最大变形不超过24 mm且在较短时间内将冲击的能量消耗掉。

对电子机柜施加冲击激励，如图所示为a=5 mm时电子机柜的响应位移见图8。

图8 电子机柜受冲击激励下的响应位移

由图8可知：在按要求设置的冲击激励下，弹簧的最大变形为18.996 mm，小于弹簧的允许变形，且在0.7 s～0.8 s左右将冲击能量消耗掉。根据仿真结果：冲击隔离阶段的摩擦力取值：F2=181.3 N。

(3)减振器主要性能表

在舰载环境下，对某电子机柜的减振器进行了结构参数设计计算及仿真分析，并根据仿真结果对减振器的振动隔离阶段和冲击隔离阶段进行了分析，现将减振器性能总结如下表2。

表2 减振器的主要性能参数

3 实验与仿真结果比较

实验采用某型号振动测试台及配套的电荷放大器、控制器、加速度传感器。将4个减振器先和电子机柜安装好然后通过螺钉连接到振动台面，台面上放置两个传感器作为激励信号采集点，在电子机柜顶面也放置两个传感器作为响应信号的采集点。所有信号通过控制器进行分析处理。

GJB振动实验条件[8]：按舰船正弦振动，1 Hz～16 Hz单振幅1 mm，16 Hz～60 Hz加速度1 g。在选定范围内，以每分钟一个倍频程速度进行扫频；在危险频率上（若无，则在60 Hz上），耐振实验2小时。记录测试结果数据如图9。

接下来对测试台设置冲击参数如下：

冲击波形：半正弦；

冲击加速度：根据实验要求输入30 g；

脉冲宽度：根据实验要求输入40 ms；

波形补偿方式：普通；通道灵敏度:100 mV/g；

频率范围：60 Hz；

冲击速率（10～200次/分）：通常输入30；

图9 振动实验幅频特性曲线

冲击水平数（1～10）：3。

设置完以上参数进行冲击实验，记录测试结果如图10。

从图9中可以看出减振系统在共振频率5 Hz处达到了最大位移值，约为1.17 mm，在7 Hz处系统启用摩擦副开始隔振，在整个过程中系统没有出现明显的谐振。

图10 冲击实验时域特性曲线

从图10中可以看出减振系统在受到40 ms宽度的脉冲时，响应位移到达了最大值20.5 mm，脉冲过后系统迅速利用摩擦副提供的摩擦力消耗冲击能量，在0.8 s左右基本消耗完，系统恢复稳定状态。

以上进行的所有实验均没有发生机柜变形或内部结构损坏的情况。

4 结语

本文基于无谐振原理，针对舰载电子机柜的工作环境设计了一种新型阻尼可变的减振器结构，计算了关键的设计参数，并利用ANSYS Workbench软件对整个减振系统进行了有限元仿真分析，与实验结果数据比较吻合。该减振器固有频率低，能够很好地避免高频时段的共振，而且阻尼的可变性不仅可以满足舰船上一般的振动要求，还可以满足舰船上的冲击要求。本文介绍的舰载电子机柜减振器的设计方法同样可以运用于机载、车载或其他环境平台上的电子机柜的减振器设计上，为以后新型减振器的结构设计提供了一个很好的参考。

[1]冯永平.无谐振峰减振器在雷达晶体振荡器上的应用[J].电子机械工程，2013，29(3)：1-3.

[2]沈文军.舰用铸铝密闭机柜的隔振缓冲设计[J].电子机械工程，2011，21(6)：8-14.

[3]汪玉，华宏星.舰船现代冲击理论及应用[M].北京：科学出版社，2009：36-36.

[4]VEPRIK A M.ViBration protection of critical components of electronic equipment in harsh environmental conditions[J].Journal of Sound and Virbration,2011,259(1):161-175.

[5]韩传强.可变阻尼减振器动力学仿真研究[D].吉林：吉林大学，2008.

[6]STEINBERG D S.Vibration analysis for electronic equipment[M].New Jersey:John Wiley&Sons,2009.

[7]成大先，王德夫，姬奎生.机械设计手册[M].北京：化学工业出社，2009，3(11)：12-118.

[8]周雄兵.电子设备振动分析与抗振设计[J].通讯世界，2017，26(1)：1-4.