带限位隔离系统的限位过程分析

孟宪松,韩 璐,闫 明,朱 鹤

(沈阳工业大学 机械工程学院,沈阳 110870)

水面舰艇特别是潜艇的威胁主要来自水中的非接触爆炸,爆炸冲击波会使艇体和艇内设备受到强冲击作用[1-2].目前,各国海军普遍采用在船体和设备之间添加隔离器的方法,既能降低设备的振动和噪声,也能增强设备的抗冲击能力.一般来说,隔离器的缓冲变形量越大,其抗冲击能力就越强.为具有良好的隔振隔冲性能,隔离系统的固有频率一般都较低,具有较小的加速度幅值[3-4],但设备的相对位移却较大,可能会超过设备与外界联接部件的允许值,甚至超过了隔离元件本身的变形范围[5-6].因此,为了防止舰艇设备受到冲击时位移超过允许的范围,常在设备上安装限位器是行之有效的方法之一[7-10].

限位器一方面是为保护隔振器中的弹性元件,另一方面是为保护如挠性管接头、弹性联轴器等挠性连接元器件.限位器能否发挥有效的限位作用,提高离振系统的抗冲击性能,这会受到诸多限位参数的影响[11-12].因此,对限位器是如何发挥限位作用的要有清楚的认识,对限位过程的分析与研究具有重要的意义.

1 带限位的隔离装置

1.1 原理模型

隔离器上端与设备连接,下端固定在甲板或基座上.为防止冲击过程中,隔离器的弹性元件产生过大的弹性变形,使用了限位器.带限位隔离器的原理模型如图1所示.图中:m为设备的质量;K1和C1分别为隔离器的刚度和阻尼;K2和C2分别为限位器的刚度和阻尼.

图1 带限位隔离系统的原理模型Fig.1 The principle model of the vibrationisolation system with a limiter

1.2 工作原理

当隔离器的弹性元件变形较小时,限位器不发生作用;当隔离器的变形量大于限位单侧间隙时,限位器压缩吸能,从而限制设备产生过大位移.带限位隔离器系统的力学模型如图2所示.图中:线段|OD3|,|OD2|分别代表上、下限位间隙;Slope3和Slope2分别代表隔离器的拉伸刚度和压缩刚度;Slope4和Slope1分别代表上、下限位器发挥作用时系统整体的刚度.一般情况下，|OD3| = |OD2| = Gap,Slope3 = Slope2 =K1,Slope1 = Slope4 =K1+K2.

1.3 有限元模型

带限位隔离器最大的特点是存在间隙,如果只用非线性弹簧来模拟图2中所述的力学模型,则难以考虑到隔离器阻尼与限位器阻尼的实际工况.借助接触单元的有限元模型如图3所示.图中:1,2,3为线性弹簧单元,其中1代表了隔离器的刚度和阻尼,2代表了上限位器的刚度和阻尼,3代表了下限位器的刚度和阻尼;B点设置质量单元,代表被隔离设备的质量;线性弹簧2的E节点连接刚性接触面Sc1;线性弹簧3的F节点连接刚性接触面Sc2;线性弹簧1的B节点连接刚性目标面St;Sc1到St的距离为上限位器的间隙;Sc2到St的距离为下限位器的间隙.在该有限元模型中,各个参数相互独立,便于计算.

图2 带限位隔离系统的力学模型Fig.2 The mechanical model of the vibrationisolation system

图3 借接触单元的有限元模型Fig.3 Finite element model with contact element

1.4 隔振器的性能参数

本文中选用6JX-400型隔离器对其Z方向的抗冲击性能进行计算与分析,其性能参数如表1所示.取设备质量为0.4 t,隔离器刚度为1 010 N/mm,设备与隔离器组成的弹簧振子系统阻尼比为6%.

表1 6JX-400 隔离器性能参数Tab.1 The performance parameters of 6JX-400 isolator

1.5 冲击条件

本文采用正负双波加速度加载形式施加冲击载荷,正波幅值125.663 7g,负波幅值31.415 9g,正波脉宽5 ms,负波脉宽20 ms.加载波形如图4所示.

图4 加载波形Fig.4 Loading wave

2 冲击计算与过程分析

设备及隔离器参数不变,如表1所述,限位器单侧限位间隙取为10 mm,限位器的刚度为隔离器的32倍,限位器的阻尼比为6%.将图4所示的冲击载荷分别施加于无限位隔离系统和带限位隔离系统,进行冲击计算与过程分析.

图5～图7分别为无限位和有限位时设备的相对位移、相对速度和加速度的时域响应曲线.总体看来:无限位隔离系统中设备的相对位移响应、相对速度响应和加速度响应均为逐渐衰减的正弦波;带限位隔离系统中的设备与上、下限位器分别发生了多次撞击,位移限制效果明显,同时加速度响应大幅升高.

图5 设备的相对位移响应Fig.5 Relative displacement response of equipment

由图5可以看出:在无限位隔离系统中，设备相对位移的最大值出现在0.069 8 s 时的第二次峰值,幅值为40.97 mm,此后相对位移响应的波形为逐渐衰减的正弦波;在带限位隔离系统中，设备相对位移最大值出现在0.024 4 s时的第二次峰值,幅值为27.40 mm,相比无限位隔离系统幅值减少13.57 mm,起到明显的限位效果.同时,频繁的碰撞会使带限位的隔离系统响应频率明显加快.

图6 设备的相对速度响应Fig.6 Relative velocity response of equipment

图7 设备的加速度响应Fig.7 Absolute acceleration response of equipment

由图6可以看出:在无限位隔离系统中，设备的最大相对速度出现在0.005 0 s时的第一次峰值,峰值为3.90 m/s,此后速度呈现为逐渐衰减的正弦波;在带限位隔离系统中，设备的最大相对速度出现在0.019 0 s时的第二次峰值幅值为5.02 m/s,此后速度呈现为逐渐衰减的振荡波.总体看来:在无限位隔离系统中，设备的相对速度变化平缓;在带限位隔离系统中,设备的相对速度与限位器接触时变化剧烈,分离后变化平缓.

由图7可以看出:在无限位隔离系统中,设备的最大加速度出现在0.015 2 s时的第一次峰值,峰值为10.22g;而带限位隔离系统中设备的加速度响应大幅增加,最大值达到148.61g,并且每次与限位器碰撞时,都会引起加速度的急剧变化.

综合图5～图7得知:限位器在整个冲击过程中,有效地限制了相对位移响应,但是如果限位器参数不匹配,将会导致相对速度和加速度响应大幅增加,剧烈变化,引起更为严重的二次冲击.

为了对限位过程有更加深入的认识,现对冲击过程中隔离器,上、下限位器的载荷进行研究,其时域曲线如图8～图10所示.

图8 隔离器受载荷Fig.8 The load of isolation

图9 下限位器受载荷Fig.9 The load of isolation lower vibration

图10 上限位器受载荷情况Fig.10 The load of isolation upper vibration

从图8中可以看出:在整个冲击运动过程中,隔离器随设备一起运动,始终发挥作用,其中隔离器中的弹性力要远大于阻尼力,起主要作用.

与此同时,对比图9与图10中弹性力的最大峰值可知:设备与上限位器碰撞产生弹性力的最大峰值要远大于设备与下限位器碰撞产生弹性力的最大峰值,这说明设备在与下限位器碰撞之后,使系统的能量得到大幅提高,从而造成设备与上限位器碰撞得更加剧烈.在隔离系统各项参数不匹配的情况下,隔离系统不但不能起到较好的限位效果,还有可能造成更为剧烈的二次碰撞,造成设备的损坏.因此,对限位器参数优化匹配的研究具有重要的价值与意义.

3 结论

探讨了隔振系统中增加了限位器之后,限位器对隔振系统隔冲性能的影响.在参照相关标准的基础上确定冲击载荷谱,借助ANSYS软件对隔振系统进行抗冲击时域模拟计算,对比分析其在有、无限位器设计两种不同状况下,冲击响应特性及限位器受载荷情况.通过计算分析,得到如下结论:

限位器的存在能够有效地限制设备的相对位移,但同时会引起设备速度和加速度响应的增大.与此同时,从受力角度分析,在限位器发挥作用时,系统的动能主要转化为弹性势能,表现为弹性力.并且当限位器参数不匹配时,上限位器的弹性力远远大于下限位器的弹性力,造成更为剧烈的二次冲击.通过对限位过程的冲击响应的分析可知,只有限位参数得到合理的匹配,才能使限位器得到最佳的限位效果.

参考文献:

[1] 赵应龙,何琳,黄映云.限位器对隔振系统抗冲击性能的影响[J].振动与冲击,2005,24(2):71-76.

ZHAO Y L,HE L,HUANG Y Y.Influence of the limiter on the impact performance of vibration isolation system[J].Vibration and Shock,2005,24(2):71-76.

[2] 商孝鹏.舰船机电设备非线性抗冲击理论建模和实验研究[D].上海:上海交通大学,2005.

SHANG X P.Ship electrical and mechanical equipment nonlinear shock theoretical modeling and experimental research[D].Shanghai:Shanghai Jiao Tong University,2005.

[3] 马炳杰,沈建平,王志刚.弹性限位器对双层隔振装置抗冲击性能影响分析[J].噪声与振动控制,2011,31(6):72-75.

MA B J,SHEN J P,WANG Z G.Affect of displacement restrictor on shock resistance performance of double-stage vibration system[J].Noise and Vibration Control,2011,31(6):72-75.

[4] GABERSON H A.Classification of violent environments that cause equipment failure[J].Sound and Vibration,2000,34(5):16-23.

[5] CUNNIFF P F,COLLINS R P.Structural interaction effects on shock spectra[J].Journal of the Acoustical Society of America,1968,43(2):98-110.

[6] 唐斯密,朱石坚,楼京俊.半主动干摩擦阻尼器在隔振系统中的抗冲击优化设计研究[J].振动与冲击,2012,31(1):11-15.

TANG S M,ZHU S J,LOU J J.Optimal shock isolation design for a vibration isolation system with a semi-active control dry friction damper[J].Vibration and Shock,2012,31(1):11-15.

[7] 赵存生,唐钊,唐斯密.刚度分段性系统抗冲击等效线性化研究[J].噪声与振动控制,2010,30(9):24-27.

ZHAO C S,TANG Z,TANG S M.Rigidity block system shock equivalent linearization[J].Noise and Vibration Control,2010,30(9):24-27.

[8] 汪玉,胡刚义,华宏星.带限位器的船舶设备非线性冲击响应分析[J].中国造船,2003(2):39-44.

WANG Y,HU G Y,HUA H X.With limiter analysis of the nonlinear shock response of ship equipment[J].Shipbuilding of China,2003(2):39-44

[9] 历行军,赵建华,张春辉.带限位的隔离系统抗冲击性能分段建模法研究[J].兵器装备工程学报,2016,37(8):30-31.

LI X J,ZHAO J H,ZHANG C H.Research on subsection modeling method of shock resistance performance of the single stage vibration-isolation system with displacement restrictors[J].Journal of Weapon and Equipment Engineering,2016,37(8):30-31.

[10] BONET J,WOOD R D.Nonlinear continuum mechanics for finite element analysis[M].Cambridge:Cambridge University Press,1997.

[11] 翁雪涛,朱石坚,何琳.限位器抗冲击计算[J].中国造船,2002,43(2):85-89.

WENG X T,ZHU S J,HE L.Shock resistance calculation of limite[J].Shipbuilding of China,2002,43(2):85-89.

[12] IBRAHIM R A.Recent advances in nonlinear passive vibration isolators[J].Journal of Sound and Vibration,2008,314:371-452.