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^3.2橡胶材穗阻尼比*值橡胶材料1仃i.盐化丁基胶0.34氯茉胶0.30硅橡胶0.28「精胶0.12天然皎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JOHz3Hz以及史商的韧率段，根据减振原理，要想隔离掉10Hz•处的振动噪声，就必须使隔振系统的固有频率在7Hz以下，即由隔振传递率曲线可知当激振频率与固有撅率的比大于后时才会有隔振效果，而在实际「程中一般取该频率比为25*.5.所以系统的固有频率的范围是同样编离10Hz以上的振动噪声时系统的固有腕率确定的方法同上，即在一定范围内，所设计的隔振系统的固有强率的值越低，振动噪声被隔离的频段就越富，因此，在:设计隔振系统时应使隔振系统的固有频率.尽匾偏低.微捷联惯组和共安装支架的总质量大约是500后左右..因此，要采用四组对称式的安装方式，每组隔振器的平均承重质量应该是1N以上，即每组的隔振器承重的质量是在12宠以上工通过以上分析,结合微捷联惯组的实际尺寸最终确定的隔施系统的隔振器的结构及实际尺寸如图马3所示，为了使惯组在各个疔向上解耦，选择了四组仁橡胶垫，每组橡由仿真鳍果隔振结构的固有诚率来看，隔振系统的一阶I用有刑率为65NC4HZ.振型如图4.4所示.惯性组合在垂篁方向上即沿Y轴产生广线振动：隔振系统的二阶困有频率为66796Hz,振型如上图44(b)所示，惯性组合沿X轴产生了线振动；隔振系统的三阶固有频率为66月67田，振型如上图4.4(c)所示,惯性组合沿巳轴产生了线振动，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抗精度，因此避免或尽量减小振动耦合通常是建联惯导系统隔振•设计的首要要求，仿真结果表明：在线振动输入的情况下，隔振系统的前三阶固有频率为66Hz左右即在三轴上几乎不存在振动耦合，”以宴现时高频振动的有磁衰减。然而由以上车载环境振动噪声的特点可知，噪声主要集中在低频段，目前的隔振系统的结构.其存在的问题姑各阶的固有频率偏高，对于车载环境振动嚎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噪声，因此在改进隔城系统的结构时，应该首先考虑隔离掉垂直方向上的噪声，这就要求垂直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问题，首先考虑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掉更低频段的振动噪声.针对以上的隔振系统结构还存在一个问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解耦，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，尽管它具有以上所述的各种优点⑶,叫考虑到在选择隔振方式时，应一先保证具有足够的隔振效果，同时还力求经济合理,构造简单，旃工安装和检修方便;并尽可能降低隔振体系的质量中心，以减小水平一摇携振动，目前隔振方式主要有四种，而以上设计的隔振系统结构主要采用是其中的悬挂兼支承式隔振，由于这种结构构造复杂，不方便安装等，因此，在结构改进上首先是改进隔振器的安装方式，其它三种安装方式有：支承式隔振、悬挂式隔振以及地面屏障隔振及隔振沟，其中，支承式隔振是隔离嚓向振动的主要隔振方式，其它两种方式都是在特殊情况下用印名叫经以上分析，首先是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，经过调研，决定采用YJ-A型精密器件全向隔振相，其单只承载重量符合微捷联惯组隔振系统的平均承载重量，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，系统的第一阶固有频率11.826Hz,仿真计算得到隔振系统的一阶振型是沿Z轴产生的线振动；系统的第二阶固有频率11.831HE,仿真计算得到隔振系统的二阶娠型是沿X轴产生的线振动；系统的第一阶固有频率24,296Hz，彷真计算得到隔振系统的二阶振型是沿垂直方向上一的Y轴产生的线振动.从以上各向固有频率的大小可知.改进后的隔振系统在X轴和Y轴的振动是相互独立的，这两个方向是不存在振动耦合的，而Y轴和X轴之间以及Y轴和Z轴之间的振动是存在振动耦合的.虽然现进前的隔振系统三轴的振动是相互独立的，但是改进后各个轴向的固有频率相对改进前是减小的，有效的提高了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迸行分析计算，算次经过分析验证，星然改进后的隔振系统比起改进前的隔振系统在各个方向上是存在振动耦合的，但改进后的隔振系统结构各阶固有痴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动刚度2.2隔振器性能指标确定读IMU减振系统的振劭性能指标要求为：共振放大率4W3.5,固有频率介于90'100Hz,由四个隔振器支撑,IMU质量为1.7kg,假设每个隔振器均匀承载.则每个隔振器的承载载荷为4.105N,下面通过理论计算，初步确定隔振器的刚度和阻尼比范围.幅振器的理论阻尼比确定由设计指标如隔振器共振放大率“53.工共振放大率计算公式如下：血—川+(4浦K中，尤为，频率比，4为阻足比,由振动理论可知，当外界激振师率与系统仙I有频率相等时，系统会发生共振，即：当九阳1时，^<3.5,带入上式求得看N158初步选定察=0：1心222隔振器动刚度确定由固有腕率介于90〜100Hz由隔振器的有腕率计算公式口I得隔振器的动刚度.若被隔振设备的总重量为电系统的固有频率为/渊振瑞数目为人如果母个隔振器承栽均匀，时隔振器在垂直方向的动刚度为：u/匕014)ng由上式可计算得到隔振隅动刚度介于135.9N/nmi-167.8N/min之间，初步选定动刚度为IMTNAnm.通过分析结果，可以看川L6阶模态振剂为IMU整体振动，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阶模态振型为隔振器的局部变形/-6阶模态频率在56.67-189.53之间,而该IMU使用的陀螺抖动频率在600Hz—800Hz左右，最大转动角运动模态频率为Z轴转动固有频率，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，从而该减振系统满足减振要求,同时，由表4.1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合而导致IMU产生圆锥运动的可能.3.孙辉四个安装点的减振器沿？轴方向刚度和阻尼取值相同，所以，姮=4匚+Kz=4*t以惯性导航系统相对于基座的均方根位移⑻<加程为约束条件.惯性导航系统质心沿z轴方向的加速度均方根%=屈朽最小为目标函数，刚度和阻尼值作为设计变量I对系统进行优■]匕箕数学表达式为mincr=£(z2)s.t, q_=、，E(S：)<2步出？ioon灯疗，心，7ooow『0.05 <0.5 (3-44)u-2口标，计对本:例I'勺妁束优化间总，工1.义宝广注,将为束优化问题转化为无约束优化何题，然后用于何题模型法(5ub-pgblum)进行优化。设迭代次数最多为30次，目标函数误差精度为0.001，迭代15次后，得到最优解.迭代过程见表12.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所示，目标函数加速度均方根变化曲线如图3-4所示.将减振器阻尼和沿Z向刚度值$=0.43,£=6309依/『代入，设置沿X轴、V轴方向刚度值的范用为1000心/1<^<7000^/?n选取刚度范围内任意值，即可求出与之相对应的，系统受到沿x向加速度激励时，产生的沿工向相对位移*角位移%的均方值和线加速度工、角加速度茄，的均方根，以及系统受到沿工向加速度激励时，产生的沿y向相对位移“、角位移叫的均方值和线加速度反的均方根.为寻求沿X轴、F轴方向刚度值的最优解，以这两个变量为设计蹙量,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，相对位移小于匕,为约束条件•，对系统进行优化，其数学表达式如下millmax(仃,，口尸仃加，仃郎)s.t.5=)须3：)<2mtn%=出S”2mm1000短信<Kx<7000融房1DOORg//MA>，7000^/1 (3.44)其中,3=J矶产)、%=4E(F)、%=[e@；)、%,= ]

4.捷联惯导系统振动控制技术研究_袁军锋解方程式。」1）可得到从被喊振设备传递到基础上去的传递力幅信心同干扰力幅值/之比?fu/尤为力的传递率或称为振动传递率丁.K表达式为:J”(印J”(印y"Ja—箫/；(2成㈤2(2-12)式中N为频率比，A=—%出、色,为激振频率和减振系统的固有频率;」为阻尼比“消极隔振的振源是基础的振动，减振效果用设备减振后的振幅（或振动速度、加速度）与振源振幅（■聂振动速度、加速度）的比值T表示，也称斌振系数，若振源为基础的垂直简谐振动月=月5的觇，求得的了计算式公式（2.12》完全相同；⑴当期］时，厂图1即当减振系统的固有频率远大于激振频率时，没有减振效果；（2）当；1娼1时，7T即h减振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喊振器把振动放大，增大阻尼可以晒孔机湍启动和停止过程中经过这个共拆区时的最大加幅：（3）“1号2时一，无论阻尼大小都有喊振效果,而旦随唾率比%的增加减热效果增加，在实际应用中•般取用=2.5-50从上述图3的®真结果可端看出,系统的一阶振型固有踊率为理032Hz,一组拽型沿乙轴线振动0—阶振型固有顺率为29.652Hz,惯组模型汨Y轴线振动］二阶振型固有频率为46J71HZ,愦组模型沿X轴角振动.四阶振型固有频率为86.31IHi,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轴的角振动是相互耦合的，而Y轴的线振动。并振动是独立的.隔振器的种类很多，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。目前，市场上可供选理隔振器件有金属弹簧隔振器、橡胶隔振器、橡皎隔振型、海绑乳胶、空气弹簧隔振肄等