减震器选型方法

1、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部分的基座或基础运动都由隔振器来吸收，即隔振的目的就是减少振动的传递率使基座或基础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持最小。隔振器最终的设计应该使隔振系统的固有频率低，有可变的阻尼特性，使系统既不会有显著的共振放大，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当选择系统隔振器的阻尼及刚度ft3

2、2爆胶材料的即足比£值壕胶材料G值氯化丁基胶0SI氯茶股0.30硅橡胶脑胶0,12天然股0.07橡胶垫由于自身安装比较方便，形状可以根据需求制作，因此，微捷联惯组的隔振器尺寸是根据惯组的实际安装尺寸来设计车载环境中振动噪声主要是集中在JOHz-IZOHz以及更高的频率段.根据减振原理，要想隔离掉1GHz处的振动噪声，就必须使厢振系统的固有频率在7m以下，即臼陶振传递率曲线可知当激振械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读频率比为250.5.所以系统的固仃频率的位围是同样隔离10Hz以上的振动噪皮时系统的固有撇率确定的方法同上，即在一定范围内，所设计的隔

3、振系统的固有频率的值越低.振动噪声被隔国的频段就越甯，因此，在设计隔振系统时应使隔振系统的固有频率尽所偏低.微逑联惯组和其安装支架的总质量大约是500片左右，因此，耍取用四组对称式的安装方式，每组隔振器的平均承垂后山1凌是1N以上，即每组的隔振罂承重的质量是在125g以上通过以上分析.结介费捷联惯组的实际尺寸最终确定（1勺隔振系统的隔振渊的结构及实际尺寸如图3所示,为使惯组在各个力向上解耦，选择了四纲牌橡胶垫，好蛆檬由仿直结果幅振结构的固有物率来行.隔振系统的一阶固行预率为65.204Hz.振型如图44(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:阶固仃频率为66.796H

4、z,振型如上图4.4(b)所示，惯性组介沿X轴产生了纹振动；隔振系统的二阶固6频率为66.867H乙,振型如上图4.4<c)所示,惯性的合沿Z轴产生了线振动，由于振动耦合容易给系统引入伪运动信号,从而会影响惯导系统的测量精度，因此避免或尽布.减小振动朋介通常是技联惯导系统隔振设计的泞要要求，仿真结果发明：在线布动输入的情况下，隔振系统的前三阶固行振率.为66Hz左仃即在二轴匕几乎不存在振动耦介.川以实现对岛频振动的仃效衰减。然血山以上乍做环境振动噪声的特点川知，噪声上妾集中在低蜘殳，目前的隔振条统的结构，其存在的问题是各阶的固有频率偏离，对于车载环境振动噪声的隔离is要隔离的是中高频的噪

5、声，对于低频段的噪声则不能隔离掉，,1此就需要对隔振系统的结构来进行优化设计。同时,由于车载环境中主要的噪声源是垂直方向上的的声,因此在改进隔莪系统的结构时，应该首先考虑隔离掉歪仃方向上的噪声，这就要求垂口方向上的固有频率要相对减小，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同胞，首先考虑加何能使隔振系统的乖食方向上的固存须率降低，从而能使隔振系统能隔离掉更低频段的振动啖声。针对以上的隔振系统结构还存在个问题是隔振器的安装方式在仿真过程中是可以“接来定义隔振器的固定面,从而达到最终的安装方式同时,在之前设计中采取这种安装结构主要是因为这种隔振器的安装方式可以在各个方向能实现振动

6、就耨.然而在实际的结构设计中，这种安装方式在车载环境中还是很不方便，尽管它只有以上所述的各种优点叫考虑到在选择隔旅方式时.应首先保证具有足够的隔振效果，同时还力求经济介理,构造简单，施工安装和检修方便；并尽可能降低隔振体系的质录中心.以就小水平一摇提振动，日前隔报方式主要有四种，而以E设计的隔振系统结构主要采用是其中的悬挂兼支承式隔板，由于这种结构构造复杂,不方便安装革，因此，住结构改进上首先是改进隔振潜的安装方式，其它三种安装方式有；支承式隔振、悬挂式隔来以及地面屏障隔振及隔振沟，其中，支承式隔版是隔离竖向振动的主要隔振方式，其它两种方式都是在特殊情况卜”产砌。经以上分析，首先是把殖板器的安

7、装方式改进为支承式隔振，相应的隔振器也需要变化,经过调研，决定采用YJ-A型精密器件全向隔振器，其单只承载重最符合微捷联惯组隔振系统的平均承我商最，同时也适合支承式的安装方式。隔振器的结构尺寸如图4.5所示：在改进后的微惯组隔振系统仿真中，由以图4.7可知，系统的笫阶固有频率11.826Hz,仿真计算得到隔振系统的一阶振型是沿Z轴产生的级振动：系统的第阶固仃频率11.831Hz,仿真计算得到隔振系统的二阶振型是沿X轴产生的线振动;系统的第二阶固有频率24.296Hz,仿真计算得到隔振系统的一:阶振型是沿痛直方向上的Y轴产生的线振动。从以上各向固有频率的大小可知，改进后的晶振系统在X轴和丫轴的振

8、动是相互独立的，这两个方向是不存在振动耦介的，而丫轴和X轴之间以及丫轴和Z轴之间的振动是存在振动相合的。虽然改进前的展振系统二轴的振动是相互独立的，但是改进后各个轴向的固行频率相对改进的是减小的，育效的捉高/微惯组隔振系统的隔离噪声的带宽.隔振系统的结构进行改进后再进行分析V电，再次经过分析验证，址然改进后的隔报系统比起改进前的隔振系统在各个方向上是"在振动耨合的，但改进后的隔报系统结构各阶固有频率都相对改进前减小了,从而能隔离抻更低频率的振动噪声,增加了隔峰系统的隔离噪声的带宽.2动刚度2.2隔振器性能指标确定该IMU减振系统的振动性能指标要求为：共振放大率W3A,国有频率介于90

9、-100Hz,由四个隔振器支撑，IMU成趾为1.7kg,假设每个隔振器均勺承载,则每个隔振器的承我载荷为4.165N,下面通过理论”簿.初步确定隔振器的刚度和阻尼比范围.2.2.1 隔振器的理论阻尼比确定由设计指标如陶振渊共振放包2型，共振放大率算公式如下：V(l-X5)+(24fAja其中，K为频率比,4为削足Lk由振动理论可知当外界激振频率与系统固有频率相等时.系统会发生共振，即；芍%*1时，<3,5.带人上式求得营158.初步选定E16.222隔振器动刚度稳定由固有须率介于90100Hz由隔振器固有粉率计算公式可得隔振器的动刚度.若被隔振设备的总币41为次，系统的固有频率为人隔振那

10、数目为，如果每Q14)切步选定动个隔振器承载均匀.则隔振器在垂直方向的初刚度为工<=(2),对由上式可计算得到隔振器动刚度介于13“N/mm167.8Njmm之孙刚度为l17N/nmi通过分析错展,可以看出1阶模态振网为IMU盛体振动,分别为六小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阶模态振型为隔振器的局部变形而阶模态频率在56.67189,53之间，而该IMU使用的陀螺抖动频率在600Hz800Hz八：右，最大转动角运动模态频率为Z轴转动而有频率，数值为189.53Hz,也即是陀螺抖动频率在隔振区内，不会出现共振现象.从而该域振系统满足减振要求：

11、同时.由去41可见.系统三个自由度方向上的移动固有频率基本相等，说明隔振器在三个方向的刚度是近似相等的，也进一步地验证了优化设计的正确性;转动固有频率相隔较远,避免了由角振动相互耦介而导致IMU产生圆锦运动的可能,3.孙辉四个安装点的减振器沿Z轴方向刚度和阻尼取值相同.所以，Ci=4C,Kz=4K<以惯性导航系统相对于基座的均方根位移.=唐西£加恻为均束条小惯性导航系统质心沿Z轴方向的加速度均方根%=辰5最小为目标函数，刚度和阻尼值作为设计变及.对系统进行优化.其数学表达式为mil）cr_£（?）st-CTj.='日行）<2mm10mtL?/.r<

12、Kz<70004/I0.0503（3-44）比中，（7=书、版,针对本例的约束优化问题,采用广义藁子法，格约束优化问题转化为无约束优化问题，然后用于问题模型法（Sub-piob画n）进行优化,设迭代次数最多为驼次,目标函数误差精度为。,81,迭代15次后,得到最优解.迭代过程见我）2.加速度响应的功率谱密度和激励的功率谱密度曲线如图3-3所求,II/函数加速度均方根变任曲线如图3T所示.将减强器阻尼和沿Z向刚向值MM3,£”6309山川代入,设置沿轴、y由li万冏刚度值的范围为ioa）#g/J7000融选取刚度范用内任意值，即可求出与之相对应的，系统受到沿X向加速度激励时，产生

13、的沿X向相对位移6,角位移吗的均方值和线加速度3角加速度而、的均方根.以及系统受到沿，间加速度激励时，产生的沿y向相对位移无、角位移生的均方值和线加速度,的均方根匚力寻求沿X轴.y轴方响刚度值的最优解，以这两个变址为设计变量,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目标函数,相对位移小于2皿U为约会条件，对系统进行优化-其教学表达式如下miniuax（o。仁）'T卜tafiJFS.L仁击二JEl3；）£2川间=J-9上）<2mm100恤ls-<K,<7000心/j-1000kg/1<KyM7000必/.rTH）其中，%=JE（炉）、口产u

14、=加6：1,仃.=,£（二）.4,捷联惯导系统振动控制技术研究_袁军锋解方程式（2.11）可得到从被减振设备传递到基础上的传递力加值问干扰力幅值尢之比，尢为力的传递率或体为振M传邂率兀M莅达式为：丁二/二/J；y2（2-12）（1一九十（24）式中a为a率比*八=?吗&，、利为激振蜿率和减册系统的固疔收率：j为阻尼比.消极隔振的振源是展础的旅动，弑丸汲果用设备她提后的振幅（或振动速度、山速度）与振源振幅（或振动速度、加速度）的比值T友示，也称斌振系数。若振源为基础的垂直简谐振动*=小汨加，求得的7计算式公式（242）完全相同；（1）当“阳,raik1%诫振系统的固行将率远大r

15、激振领军时没有减振效果；（2）节I时，万=1即当减振系统的同仃场率与减振频率相近时.不但没有减振效果而且通过减振器把振动放大，增大阻尼可以减小机器启动和停止过程中经过这个共振区时的最大振幅：，为2时,尤论阻尼大小都仃减振效果.Ifildfc藕率比一的增:川减振效果增加，在实际应用中一股取力=2.5-5.从卜述图2.5的仿真结果可以看出.系统的一阶振型5有频率为29。32H7,惯组模型沿Z轴线振动。一阶沿型同由.频率为29.652Hz,惯组模型沿Y轴线振动。三阶固型固仃频率为46.771Hz,惯组模型沿X轴角振动。四阶版型固有频率为86.311Hz,惯组模型沿Y轴的线振动。仿真的结果表明:在上述隔振模式下,Z轴的线振动与X轴的角振动是相互耨合的，而Y轴的线振动与角振7力是独立的。隔版器的种类很多,但是针对以上要求,应用于像捷联惯导系统这样的精密仪器设备的隔振器是有限的.H而，市场上可供选用隔振器件有金属弹簧隔振器、橡胶隔振海、檬按隔振型、海绵乳胶、空气弹簧隔振器等