尹天齊，李 彥，何 琳

(1. 海軍工程大學 振動與噪聲研究所，湖北 武漢 430033；2. 船舶振動噪聲重點實驗室，湖北 武漢， 430033)

0 引 言

機械設備振動對船舶有很多不利影響[1]。船舶主被動混合隔振技術[2]很好地減低了機械設備傳遞至艙體的振動。該技術所用主被動混合隔振器結構如圖1所示，采用電磁作動器與氣囊隔振器并聯(lián)。電磁作動器線圈電流電壓、機構磁通、輸出力等特性與作動器氣隙距離有密切聯(lián)系[3–5]，氣隙距離在工作范圍內(nèi)可測可控對電磁作動器性能發(fā)揮有重要意義。文獻[2]中氣囊隔振器的高度可以用充氣來控制，確保正常工作時的作動器氣隙高度。

此外船舶運行情況復雜，沖擊、搖擺、傾斜等激勵可能導致主被動混合隔振裝置產(chǎn)生大位移，使電磁作動器的鐵芯和銜鐵相撞，影響裝置工作可靠性。英國的智能彈簧技術[6]增大氣隙間距以避免相撞，黃海[7]采用增大氣隙以減少漏磁，但這2種方法增大了所需的功耗。文獻[2]等研究了不占用作動器氣隙、額外增加混合隔振器低剛度變形余量的方法。在主被動混合隔振器中設計了如圖2所示的懸掛可脫開機構，很好地解決了沖擊搖擺防護問題，形成了工程實用化的主被動隔振器。

圖 1 電磁-氣囊主被動混合隔振器的結構圖Fig. 1 Schematic structure of active-passive isolator composed of electromagnetic actuator and air spring

但在很多隔振裝置中，被動隔振器是傳統(tǒng)的橡膠隔振器，無法自動調(diào)整氣隙間距[8]?？紤]到主被動隔振系統(tǒng)可能長達數(shù)十年的使用周期，橡膠隔振器長期使用后的蠕變與船舶配重不平衡、隔振器承載不均勻等因素都將導致正常工作狀態(tài)下作動器氣隙間距的改變。這些變化會導致作動器輸出力偏離工作狀態(tài)、主被動隔振技術效果下降甚至失效。

目前采用的懸掛脫開機構（見圖2）無法自動調(diào)整氣隙間距，因此本文對其進行擴展設計以同時實現(xiàn)自動氣隙高度調(diào)整與沖擊搖擺防護兩項要求。同時，在電磁作動器氣隙控制的方案設計中，國內(nèi)外尚無應用自控機械的先例，這也是本文研究內(nèi)容的新穎之處。

1 原理設計

在原理設計階段，將氣隙距離的自控調(diào)整作為主要的目標要求。在備選位移控制機構中，蝸輪蝸桿可以自鎖且能承擔較大載荷，但加工復雜蝸輪尺寸較大；螺旋傳動結構簡單且精度較高，但位移控制方向空間要求很大。本文提出的機構原理采用楔形滑塊與螺旋傳動副相結合的方式，如圖3和圖4所示?？芍瑧业跫芘c圖2中的下座功能一致，其下方與作動器銜鐵固聯(lián)、上方置于支撐塊上側。電機通過螺旋傳動副帶動滑塊沿固聯(lián)機架水平運動，支撐塊在楔形斜面的作用下實現(xiàn)上下運動，最終帶動懸吊架上下運動、從而控制作動器氣隙間距。

圖 4 沖擊保護狀態(tài)原理圖Fig. 4 Schematic for protection state

當機構處于圖3所示穩(wěn)定工作狀態(tài)時，彈簧未壓縮、懸吊架在銜鐵所受向下永磁拉力[2]的作用下與支撐塊剛性連接，將作動器激勵力直接傳遞至受控部件。

當機構處于圖4所示搖擺沖擊工作狀態(tài)時，懸吊架下方的作動器銜鐵與作動器鐵芯端面的導磁橡膠[2]接觸并被頂起、與支撐塊不再剛性連接，彈簧在允許范圍內(nèi)被壓縮以提供緩沖，保護作動器。在沖擊狀態(tài)結束后，作動器銜鐵與導磁橡膠不再接觸，懸吊架在彈簧回彈作用下復位，與支撐塊接觸，回到圖3所示的穩(wěn)定工作狀態(tài)。

2 機構設計

2.1 機構的設計目標

在實際船舶機械隔振裝置中，考慮到以下幾個工作條件：隔振器允許的工作高度偏差范圍約為±4 mm；裝配有抗沖擊限位器、通常間隙約5～8 mm；作動器主要用于控制低頻線譜振動、工作頻率小于300 Hz；以及目前版本的懸掛脫開機構尺寸約為90 mm×90 mm×35 mm。因此本文的改進型懸掛脫開機構在適當放寬尺寸的情況下，應在之前版本的基礎上滿足如下設計要求：

1）懸掛脫開機構應可以在電機的驅動下帶動銜鐵改變氣隙間距，間距調(diào)整范圍±4 mm，調(diào)整精度0.2 mm；

2）改進后的懸掛脫開機構尺寸應小于120 mm×120 mm×50 mm，受到?jīng)_擊響應時懸吊架應可提供超過7 mm緩沖空間；

3）正常工作狀態(tài)下懸吊架與機架剛性連接以輸出正確的激勵力，同時應使機構整體各階模態(tài)頻率遠大于300 Hz的作動器工作頻率以免除共振。

2.2 機構的參數(shù)設計

2.2.1 楔形滑塊部分的參數(shù)設計

改進機構中的楔形滑塊部分是關鍵的運動轉換部件，首先應確定楔塊斜面傾角。確定傾角的主要約束條件包括水平方向受力與尺寸。其中受力分析如圖5所示。

圖 5 受力分析Fig. 5 Force analysis

圖5以15°為例分析了楔塊部分的受力情況，其中滑塊所受水平力如式（1）所示。仿照此圖與式（1）可類似計算得到其余備選傾角的水平推力情況，此外還應根據(jù)垂向氣隙調(diào)整范圍的要求，估測楔形滑塊所需的滑動距離，如式（2）所示。考慮實際加工中5°，15°與30°的斜面較為常用，將它們的分析結果對比如表1所示。

式中：F1為作動器永磁偏置吸引力和彈簧預壓力的合力，本文為 1 300 N。

式中：?L為垂直方向位移范圍，本文機構的垂向氣隙調(diào)整范圍±4 mm，因此?L為8 mm，θ為傾角，α為滑塊滑動范圍。

表 1 楔塊傾角備選Tab. 1 Choices of inclination

由表1可知，5°傾角所需的滑動距離過長而30°傾角所需的水平推力過大，15°傾角所需的滑動距離在尺寸允許范圍內(nèi)，并且水平推力適中，因此選用15°傾角。結合機構設計目標2與實際設計加工中的方便，選定滑塊與支撐塊長度50 mm，導軌長度99 mm，實際滑塊運動范圍31 mm。這樣確定的結構如剖面圖6所示（懸吊架頂部彈簧省略），在該尺寸設定下，由式（3）計算可知理論上懸吊架可在支撐塊的帶動下產(chǎn)生最大8.3 mm位移，滿足目標1要求。

圖 6 楔形滑塊部分剖面圖Fig. 6 Profile of the part including wedge

最終設計完成的楔形滑塊部分如圖6所示（懸吊架頂部彈簧省略），滑塊由一60°燕尾槽安裝在機架下部，只能沿機架下部水平運動，其上的15°斜面推動支撐塊運動。為阻止支撐塊在除垂直方向以外的自由度上運動，設置了定位塊，該零部件與支撐塊以150°V型槽面接觸配合。懸吊架上端置于支撐塊頂面，下端與作動器銜鐵連接，上下端之間由高度36 mm的柱狀結構連接，下端上表面到機架下表面之間的距離如圖6中H所示，提供至少7 mm的緩沖空間，滿足設計目標2。

其中滑塊與支撐塊中間挖空，巧妙地避免了懸吊架與水平運動的滑塊之間產(chǎn)生干涉，并且便于裝配，如圖7所示。

圖 7 滑塊與支撐塊Fig. 7 Slider and underprop

2.2.2 螺旋傳動部分的參數(shù)設計

為了達成氣隙高度調(diào)整精度0.2 mm的要求，考慮到已選用具有15°斜面的滑塊支撐塊結構，則螺母單步軸向位移由式（4）計算可知應小于0.75 mm。

式中：?x為螺母單步位移，?y為精度要求。

在加工中螺桿的螺距通常為2 mm，本文為了加工制造上的方便亦選用這一尺寸。代入?x，則電機步距角由式（5）計算可知應小于135°，本文選擇兩相四線步進電機、步距角1.8°，滿足這一要求。

最終設計完成的螺旋傳動部分如圖8所示（懸吊架頂部彈簧省略，A-A剖視圖對應圖6），為了縮小尺寸，螺旋傳動副采用螺母線性位移而螺桿僅旋轉的模式，螺桿在電機帶動下旋轉并驅動固聯(lián)于推拉桿的螺母沿著軸向運動。位于軸兩側軸肩的軸承一個由軸承架固定，另一個由機架與端蓋共同固定。

圖 8 機構俯視圖Fig. 8 Planform of the structure

此處運用軸承架而非同樣選用機架固定電機側軸承，是考慮到：

1）電機與軸承位置接近都有定位要求，若在機架上設計結構，加工難度和成本將上升；

2）軸向與橫向螺栓交錯，可以安排先后次序方便裝配調(diào)整。

軸承架由兩枚螺栓固聯(lián)于機架，如圖9所示。

圖 9 軸承架Fig. 9 Bearing holder

最終的整體機構三維模型如圖10（懸吊架頂部彈簧省略）所示。機架、滑塊、支撐塊、懸吊架、定位塊等零部件構成單滑塊改進型懸掛脫開機構的楔形滑塊部分。螺桿、螺母、軸承、軸承架、電機等零部件構成螺旋傳動部分。2個部分之間依靠推拉桿傳遞力與速度。

圖 10 單滑塊改進型懸掛脫開機構整體概覽（自上而下觀察）Fig. 10 Overview of the disengageable suspended structure with single wedge

3 機構仿真驗證

為了從整體上分析單滑塊改進型懸掛脫開機構的可行性，在設計階段已滿足目標2的情況下利用Ansys Workbench對該模型進行靜力學與模態(tài)的分析。

3.1 靜力學分析

考慮到正常工況下機構不運動亦不分離，相互之間接觸關系可視為固聯(lián)，基于這一假設的靜力學分析結果如圖11所示。從結果可以觀察到靜力作用下懸吊架發(fā)生最大0.1 mm的變形，但實際安裝中懸吊架還將同作動器銜鐵固聯(lián)，這進一步增加了它的剛性，所以靜力學分析結果顯示該機構可以滿足設計目標1。

圖 11 靜力學分析Fig. 11 Static analysis

3.2 模態(tài)分析

由于該懸掛脫開機構的功能是傳遞作動器的激振力，因此動態(tài)特性特別是模態(tài)特性必須避開工作環(huán)境的固有頻率，由以往實驗知懸掛脫開機構模態(tài)頻率需高于300 Hz?？刂品枪搪?lián)接觸面為“摩擦”屬性后的仿真結果如表2和圖12所示.

表 2 各階模態(tài)頻率仿真結果Tab. 2 Simulation results of modal frequencie

圖 12 一階固有頻率Fig. 12 First order frequency

由仿真結果可知該機構動態(tài)特性中一階模態(tài)固有頻率為830.91 Hz，遠大于目標要求的300 Hz，因此滿足設計目標3。

4 結 語

本文以文獻[2]中懸掛脫開機構為基礎，設計了改進機構，解決了作動器長期使用后與其并聯(lián)的橡膠隔振器蠕變等一系列變化對作動器工作性能影響的問題，可在一定精度與尺寸要求的前提下同時滿足搖擺沖擊防護與氣隙距離控制兩項要求。分析計算可知，改進機構達到了作動器搖擺沖擊工作狀況下至少7 mm的緩沖空間，與調(diào)整氣隙高度范圍±4 mm、 精度0.2 mm的要求。該機構提高了橡膠隔振器與電磁作動器并聯(lián)集成時的狀態(tài)適應性，對主被動混合隔振技術的工程應用提供了更廣闊的空間。