張 銀 羅高喬 王 波 倪竹青 吳維薇 姚曉蕾 劉 婷 張永清 田興華 李家柱 王 珂 張 馳 朱魁章 王 帥

(1 低溫技術(shù)安徽省重點(diǎn)實驗室 合肥 230088)

(2 中國電子科技集團(tuán)公司第十六研究所 合肥 230088)

(3 中國科學(xué)院太空應(yīng)用重點(diǎn)實驗室,中國科學(xué)院空間應(yīng)用工程與技術(shù)中心 北京 100094)

(4 合肥工業(yè)大學(xué)噪聲振動工程研究所 合肥 230009)

(5 北京空間飛行器總體設(shè)計部 北京 100094)

(6 空間熱控技術(shù)北京重點(diǎn)實驗室 北京 100094)

1 引言

2022 年中國空間站將完成建設(shè),將開展空間生命、生物、醫(yī)學(xué)及材料等科學(xué)實驗研究,需要在艙內(nèi)溫度可控的低溫環(huán)境中保存實驗樣品?；诖四康?在實驗艙I 科學(xué)手套箱與低溫存儲柜中安排了低溫存儲裝置(圖1 所示),該裝置提供3 種不同保存溫度(-80 ℃、-20 ℃、+4 ℃),為開展空間科學(xué)實驗提供保障。低溫存儲裝置的主要技術(shù)指標(biāo):具備3 個獨(dú)立存儲區(qū),冷量容積分別為20 W/25L、25 W/15 L和20 W/15 L;總重110 kg;峰值功耗≯550 WDC;微振動≤8 mg(350 Hz 以內(nèi)),產(chǎn)品實物圖如圖2 所示[1]。

圖1 空間站實驗艙I 低溫存儲裝置示意圖Fig.1 Image of cryogenic storage device in China Space Station Laboratory Modules I

圖2 低溫存儲裝置產(chǎn)品實物圖Fig.2 Physical drawing of cryogenic storage device

根據(jù)空間站低溫存儲環(huán)境需求,國內(nèi)外宇航領(lǐng)域,特別是載人航天領(lǐng)域,均已開展了空間低溫存儲裝置的研制,包括國際空間站上的SOR/F 低溫冰箱、MELFI 冰箱、GLACIER 冰箱、TWINBIRED 低溫冰箱以及中國空間站低溫鎖柜等。除國際空間站MELFI冰箱采用逆布雷頓和中國空間站低溫鎖柜采用熱電制冷外,其它空間用低溫存儲裝置都采用氣體軸承斯特林制冷機(jī)做為冷源(共46 臺,90%以上)[2]。

中國在空間站低溫存儲裝置起步較晚,綜合考慮體積、功耗、效率和壽命等限制,在充分分析國際空間站的技術(shù)路線,-80 ℃存儲區(qū)采用斯特林直冷方式,即在-80 ℃箱體平板熱管外側(cè)配置1 臺氣體軸承斯特林制冷機(jī),如圖3 所示。氣體軸承斯特林制冷機(jī)采用氣體軸承支撐技術(shù),是全球范圍內(nèi)相同制冷量下效率最高、體積最小、重量最輕以及可靠性最高(MTTF:12 000 h)的制冷機(jī)[3-4],該機(jī)型與國際空間站的氣體軸承斯特林制冷機(jī)相同,產(chǎn)品實物如圖4 所示。

圖3 -80 ℃箱體斯特林制冷機(jī)主動制冷Fig.3 Active refrigeration of Stirling cryocooler in -80 ℃cabinet

圖4 氣體軸承特林制冷機(jī)產(chǎn)品圖Fig.4 Structure of gas-bearing Stirling cryocooler

低溫存儲裝置安裝在科學(xué)手套箱設(shè)備下方,手套箱主要為在軌醫(yī)學(xué)、細(xì)胞等科學(xué)實驗,其內(nèi)部機(jī)械臂對于振動極為敏感(末端位移≤2 μm),要求其下端低溫存儲裝置載荷振動輸出≤8 mg(350 Hz 以內(nèi))。氣體軸承斯特林制冷機(jī)為整體式自由活塞結(jié)構(gòu)形式,其效率、體積、重量及可靠性優(yōu)勢明顯,但這種單壓縮機(jī)單活塞結(jié)構(gòu)導(dǎo)致制冷機(jī)運(yùn)行時其軸向振動較大,從而可能導(dǎo)致與之相連的低溫存儲裝置振動和噪聲超標(biāo),即影響手套箱機(jī)械臂細(xì)胞穿刺操作和航天員在軌正常生活(穩(wěn)態(tài)噪聲≤50 dBA)。因此,解決中國空間站斯特林制冷機(jī)振動和系統(tǒng)噪聲極為迫切,同時在有限的體積、重量、功耗和成本內(nèi)實現(xiàn)減振性能更是難點(diǎn)。斯特林制冷機(jī)一般通過被動減振和主動減振兩種方式對的振動進(jìn)行抑制[5-9]。通過對比分析,主動減振需要消耗額外的驅(qū)動資源,且需要增加高精度傳感器、分析電路和驅(qū)動控制電路等,系統(tǒng)和算法復(fù)雜且成熟度不高,應(yīng)用相對較少。傳統(tǒng)被動吸振器采用彈簧振子的簡諧振動的反共振原理進(jìn)行減振,該吸振器結(jié)構(gòu)簡單應(yīng)用廣泛,但是減振頻率單一,無法對高階減振,吸振效率相對較低(基頻衰減很難達(dá)到90%),不滿足對于振動敏感的應(yīng)用領(lǐng)域。目前,滿足中國空間站低溫存儲裝置氣體軸承斯特林制冷機(jī)減振需求的吸振器暫未見報道。

中國空間站采用了制冷機(jī)與-80 ℃箱體聯(lián)合減振隔振方案(如圖5 所示),將斯特林制冷機(jī)與-80℃箱體剛性固定,在制冷機(jī)尾端附加一個由振子和彈簧組成的磁阻尼吸振器,首先通過磁阻尼吸振器對制冷機(jī)和箱體進(jìn)行減振,再通過彈簧(隔振器)懸吊制冷機(jī)和-80 ℃腔體進(jìn)行隔振,從而保證低溫存儲裝置微振動和噪聲滿足指標(biāo)要求。

圖5 制冷機(jī)與-80 ℃箱體聯(lián)合減振隔振示意圖Fig.5 Schematic diagram of combined vibration reduction and isolation of cooler and -80 ℃cabinet

本文對空間站斯特林制冷機(jī)振動輸出進(jìn)行了測試,開展了磁阻尼吸振器設(shè)計和開發(fā),并進(jìn)行磁阻尼特性影響分析,開展吸振器減振性能測試試驗研究。

2 磁阻尼吸振器設(shè)計

磁阻尼吸振器是在被動減振器基礎(chǔ)上布置永磁組件和磁極,利用磁阻尼吸振器板簧組件和動子形成的彈簧振子抵消基頻振動,并通過磁鋼與磁極的相對運(yùn)動在軸上產(chǎn)生了電渦流,電渦流產(chǎn)生了反電動勢阻礙磁鋼的相對運(yùn)動,進(jìn)一步抵消振動力,可以對高階振動產(chǎn)生抑制作用,在僅增加磁極和永磁組件且不消耗其它額外的資源情況下,提高吸振器的吸振能力和吸振效率。

2.1 參數(shù)設(shè)計

中國空間站斯特林制冷機(jī)的運(yùn)行頻率80 ±5 Hz,因此,本磁阻尼減振器主要針對運(yùn)行頻率為80 Hz進(jìn)行設(shè)計,詳細(xì)的設(shè)計流程如圖6。

圖6 吸振器設(shè)計流程圖Fig.6 Design flow chart of column vibration absorber

2.1.1 基本參數(shù)

低溫存儲裝置采用制冷機(jī)與-80 ℃箱體聯(lián)合減振隔振方案(圖7 所示),即通過吸振器衰減制冷機(jī)本體的振動,再通過8 個隔振彈簧懸吊制冷機(jī)和-80 ℃箱體進(jìn)行隔振,從而在不改變制冷機(jī)特性的前提下,保證低溫存儲裝置傳遞到手套箱機(jī)械臂末端的振動響應(yīng)不超過2 μm。因此,吸振器被減振的對象為制冷機(jī)和-80 ℃箱體,被減振設(shè)備的基本參數(shù)如表1 所示。

圖7 制冷機(jī)與-80 ℃箱體聯(lián)合減振隔振示意圖Fig.7 Schematic diagram of combined vibration reduction and isolation of cooler and -80 ℃cabinet

表1 制冷機(jī)和-80 ℃箱體運(yùn)行基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of cooler and -80 ℃cabinet

2.1.2 動力學(xué)分析

簡化吸振器為無阻尼單自由度系統(tǒng)(空氣阻尼對吸振器影響很小),見圖8。

圖8 振動系統(tǒng)的動力學(xué)模型Fig.8 Dynamical model of vibration system

根據(jù)圖8 所示的動力學(xué)模型,可得到制冷機(jī)和-80 ℃箱體部分的振動微分方程:

式中:m1為制冷機(jī)和-80 ℃箱體總質(zhì)量;m2為吸振器動子質(zhì)量(吸振器運(yùn)動部分質(zhì)量);K1為制冷機(jī)和-80 ℃箱體振動等效剛度;K2為吸振器等效剛度;FA為制冷機(jī)和-80 ℃箱體對框架的力;ω為制冷機(jī)振動頻率,即制冷機(jī)運(yùn)行頻率。

解得:

式中:A1為制冷機(jī)和-80 ℃箱體振動幅值;A2為吸振器動子的振動幅度(運(yùn)動位移);ωb為吸振器的固有頻率。

當(dāng)ω=ωb時,可得:

當(dāng)ω=ωb時,制冷機(jī)和-80 ℃箱體的振幅為0,吸振器的振幅A2=FA/K2。說明當(dāng)吸振器的固有頻率與制冷機(jī)和-80 ℃箱體的振動頻率一致時,吸振器減振效果最佳。

吸振器固有頻率計算公式:

制冷機(jī)為自由活塞無板簧支撐結(jié)構(gòu),活塞運(yùn)動可以簡化為簡諧運(yùn)動,制冷機(jī)的活塞位移隨時間變化近似一個正弦波,則活塞的位移可描述為:

其加速度為:

根據(jù)牛頓第三定律,作用力與反作用力相等,再根據(jù)牛頓第二定律可得制冷機(jī)界面處的反作用力為:

將上式代入式(4)可得到吸振器的運(yùn)動位移:

將表1 中的運(yùn)行參數(shù)代入式(5)和(9),計算結(jié)果如表2 所示。

綜合考慮吸振器總剛度、運(yùn)動位移、可靠性以及重量(吸振器總質(zhì)量,包括:板簧、動子、連接桿及支撐部件的質(zhì)量之和)等因素,選擇了表2 的第6 組參數(shù),即動子質(zhì)量600 g,吸振器位移3.2 mm,總剛度151.443 N。

表2 吸振器主要參數(shù)設(shè)計結(jié)果Table 2 Design results of main parameters of vibration absorber

根據(jù)吸振器的總體剛度確定減振板簧的數(shù)量,并結(jié)合質(zhì)量、安裝空間尺寸等相關(guān)約束因素,進(jìn)行減振板簧的型線和尺寸設(shè)計,以保證動力吸振器板簧具有較高的可靠性。吸振器板簧總剛度為K2=151.443 N/mm,確定板簧片數(shù)為11,單個板簧剛度為:k=151.443/11≈13.77 N/mm,由此可以獲得吸振器的主要設(shè)計參數(shù)如表3。

表3 吸振器最終參數(shù)Table 3 Final design result of vibration absorber

2.1.3 板簧設(shè)計

板簧的型線常見為漸開線或阿基米德螺旋線,此類型線在板簧發(fā)生形變過程中應(yīng)力分布均勻,不會出現(xiàn)較大的應(yīng)力集中。上海交通大學(xué)陳楠博士利用經(jīng)典材料力學(xué)和結(jié)構(gòu)力學(xué)的理論推導(dǎo)出彈簧剛度與其幾何參數(shù)的關(guān)系[22],簡化設(shè)計過程,其推導(dǎo)的關(guān)聯(lián)公式如式(10)。

式中:n為漸開線臂條數(shù);N為漸開線圈數(shù);R=為基圓半徑,φ為漸開線漸開角;G為剪切彈性模量;hs為彈簧厚度;b為懸臂梁的寬度,為膜片板簧剛度修正參數(shù);Cr為懸臂板簧形變修正參數(shù)。

按照式(10)計算得到的型線參數(shù)設(shè)計的板簧的三維結(jié)構(gòu)模型如圖9 所示,利用ANSYS 等結(jié)構(gòu)力學(xué)仿真軟件對板簧的剛度和應(yīng)力分布情況進(jìn)行迭代計算分析,直到仿真計算結(jié)果滿足:板簧計算剛度K3和設(shè)計剛度k相差在5%以內(nèi);最大集中應(yīng)力控制在材料疲勞極限70%以內(nèi)。

圖9 板簧結(jié)構(gòu)示意圖Fig.9 Structural diagram of leaf spring

板簧的變形計算和應(yīng)力計算結(jié)果分別如圖10 和圖11 所示。從變形計算中可知:在施加50 N 載荷作用下,板簧變形量3.547 2 mm,因此可以獲得板簧剛度值K3=50 N/3.547 2 mm=14.09 N/mm,計算剛度K3和設(shè)計剛度k相差在2.3% (5% 以內(nèi)),滿足設(shè)計指標(biāo)要求。在施加50 N 載荷作用下,板簧的最大集中應(yīng)力481.86 MPa(如圖11 所示),最大集中為材料材料的疲勞極限的62% (70% 以內(nèi))。從圖12 材料疲勞曲線中可知,當(dāng)應(yīng)力值低于710 MPa 時,板簧可以無限次循環(huán),因此板簧設(shè)計壽命滿足整機(jī)的壽命要求。

圖10 板簧變形云圖Fig.10 Deformation distribution diagram of leaf spring

圖11 板簧應(yīng)力分布云圖Fig.11 Stress distribution diagram of leaf spring

圖12 板簧材料疲勞曲線Fig.12 Fatigue S-N curves of leaf spring materials

2.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計

磁阻尼吸振器由吸振器軸、動子組件、板簧組件及緊固件等組成,吸振器剖視圖詳見圖13,其中,動子組件主要有磁極、磁鋼及法蘭組成,板簧組件包括若干平行設(shè)置的板簧、設(shè)置在相鄰板簧外周之間的大調(diào)整墊片以及設(shè)置在相鄰板簧內(nèi)周之間的小調(diào)整墊片組成,吸振器產(chǎn)品實物如圖14 所示。

圖13 磁阻尼吸振器剖視圖Fig.13 Cutaway view of magnetic damping vibration absorber

圖14 磁阻尼吸振器產(chǎn)品實物圖Fig.14 Structure of magnetic damping vibration absorber

磁阻尼吸振器通過鈦合金的連接支座安裝到制冷機(jī)的尾部,制冷機(jī)尾部預(yù)留安裝孔及定位孔用于吸振器的安裝固定及定位,磁阻尼吸振器與制冷機(jī)安裝結(jié)構(gòu)如圖15 所示。

圖15 制冷機(jī)和吸振器產(chǎn)品實物圖Fig.15 Structure of Stirling cryocooler with magnetic damping vibration absorber

2.2.1 吸振器軸材料仿真分析

為研究吸振器軸材料對減振效果的影響,分別對磁阻尼吸振器軸不同材料(導(dǎo)磁和不導(dǎo)磁)進(jìn)行仿真分析,靜態(tài)仿真結(jié)果如圖16 和圖17 所示。從圖16 中可知,當(dāng)軸為不導(dǎo)磁材料時,在吸振器軸附近無電渦流,無磁力線出現(xiàn),僅在磁鋼與外磁極處出現(xiàn)磁力線,即吸振器軸為非導(dǎo)磁材料時無磁阻尼特性。從圖17 中可知,當(dāng)吸振器軸為導(dǎo)磁材料時,在吸振器軸和上下板簧組件處出現(xiàn)較強(qiáng)的電渦流,且磁力線分布密集,即吸振器運(yùn)動時產(chǎn)生了磁阻尼產(chǎn)生了抑制作用。

圖16 軸為不導(dǎo)磁材料時靜態(tài)仿真云圖Fig.16 Static simulation cloud diagram of non-magnetic material

圖17 軸為導(dǎo)磁材料時靜態(tài)仿真云圖Fig.7 Static simulation cloud diagram of magnetic conductive material

2.2.2 不同位移時磁阻尼力的仿真分析

為獲得磁阻尼吸振器不同位移下磁阻尼特性,分別對磁阻尼吸振器運(yùn)行不同位移下的電磁力進(jìn)行動態(tài)仿真分析,吸振器運(yùn)動時力隨位移變化曲線詳見圖18 所示,不同位移下的磁場及磁感線分布詳見圖19—圖22 所示。在進(jìn)行磁阻尼吸振器動態(tài)仿真分析時,電磁力與吸振器的運(yùn)動位移相反,表現(xiàn)為負(fù)值。從圖18 中可知,隨著吸振器位移逐漸增加,電磁力表現(xiàn)為先逐漸增加后逐漸減小趨勢,在位移為2 mm處存在一個與運(yùn)動方向反向的最大力5.5 N,因此磁阻尼吸振器運(yùn)動而產(chǎn)生的電磁力能夠發(fā)揮減振功能。

圖18 電磁力隨吸振器運(yùn)動位移變化曲線Fig.18 Curves of electromagnetic force versus displacement of vibration absorber

圖19 0 mm 位移時磁場分布圖Fig.19 Magnetic field distribution of 0 mm displacement

圖20 1 mm 位移時磁場分布圖Fig.20 Magnetic field distribution of 0 mm displacement

圖21 2 mm 位移時磁場分布圖Fig.21 Magnetic field distribution of 2 mm displacement

圖22 3 mm 位移時磁場分布圖Fig.22 Magnetic field distribution of 3 mm displacement

3 磁阻尼吸振器試驗研究

3.1 輸出力試驗研究

為更好的了解制冷機(jī)運(yùn)行微振動的特性,搭建微振動測試平臺進(jìn)行制冷機(jī)振動輸出力測試,測試平臺為高精度的微振動力的測量平臺,系統(tǒng)采用4 通道并配置采集軟件,傳感器采用微振動三向測力傳感器,內(nèi)置3 方向石英測力,傳感器分辨率＜0.01 N,見圖23 所示。

圖23 三向測力傳感器Fig.23 Three-way load cell

為避免制冷機(jī)其它部分的對本身的影響,測試對象是制冷機(jī),無動力吸振器等其它附件,制冷機(jī)采用液冷散熱方式(水冷套)。為方便制冷機(jī)驅(qū)動頻率變化,制冷機(jī)采用變頻電源驅(qū)動,頻率精度為0.1 Hz。測試裝置、方法及測試現(xiàn)場如圖24 所示。測試系統(tǒng)底部為大理石平臺,平臺上面是剛性支撐平臺,剛性平臺上方為三軸向力傳感器,傳感器上面是制冷機(jī),通過轉(zhuǎn)接板將制冷機(jī)冷頭與測試平臺剛性連接,以保證足夠的剛度,在冷頭與傳感器之間增加隔熱板(導(dǎo)熱系數(shù)很低的玻璃鋼),避免制冷機(jī)產(chǎn)生的低溫環(huán)境對傳感器精度產(chǎn)生影響。對制冷機(jī)不同頻率下的微振動輸出力進(jìn)行測試。

圖24 制冷機(jī)振動測試實驗現(xiàn)場圖Fig.24 Field diagram of Stirling cryocooler vibration test

為獲得制冷機(jī)運(yùn)行頻率對輸出力的影響,分別對制冷機(jī)輸入功率100 W,運(yùn)行頻率50—90 Hz(間隔5 Hz)制冷機(jī)輸出力進(jìn)行測試,測試結(jié)果詳見圖25 所示。從圖中可知,制冷機(jī)微振動輸出力隨運(yùn)行頻率呈拋物線趨勢,驅(qū)動頻率50 Hz 時,振動力最小為183.5 N;運(yùn)行頻率80 Hz 達(dá)到最大值,此時制冷機(jī)的振動力最大達(dá)到482.78 N;運(yùn)行頻率大于80 Hz 時,制冷機(jī)輸出力逐漸減小。驅(qū)動頻率80 Hz 輸出力最大的測試結(jié)果與制冷機(jī)80 Hz 性能最佳結(jié)果一致。因為,此時制冷機(jī)運(yùn)行頻率達(dá)到活塞運(yùn)行的共振頻率,此時制冷機(jī)輸出力最大。

圖25 制冷機(jī)振動力隨頻率變化曲線Fig.25 Variation curve of vibration force of Stirling cryocooler with frequency

制冷機(jī)驅(qū)動頻率80 Hz 輸出功率100 W 振動力波形圖詳見圖26 所示,從測試結(jié)果可以看出,制冷機(jī)振動力振幅為482.78 N,呈標(biāo)準(zhǔn)正弦波動趨勢,排除計算和測試的誤差,冷頭振動測試結(jié)果與計算結(jié)果484.619 N(表2)結(jié)果一致,證明計算的有效性。

圖26 制冷機(jī)振動力波形圖Fig.26 Vibration force waveform of Stirling cryocooler

3.2 減振性能研究

搭建微振動(加速度)測試平臺,測試系統(tǒng)如圖27 所示,其中試驗系統(tǒng)包括:制冷機(jī)(安裝磁阻尼吸振器)、-80 ℃箱體、測試框架、隔振器、高精度數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、高精度加速度計及地面恒溫水槽。

圖27 試驗系統(tǒng)示意圖Fig.27 Schematic diagram of test system

采用方鋼加工的測試框架代替低溫存儲裝置框架,測試工裝框架基頻剛度大于500 Hz 不影響系統(tǒng)微振動測試結(jié)果。微振動測試系統(tǒng)采用便攜式動態(tài)信號分析儀并配置采集軟件,分辨率0.002 m/s2(RMS),靈敏度100 mV/g,5% 軸向頻率范圍為2—5 000 Hz。地面恒溫水槽對制冷機(jī)散熱。-80 ℃箱體為試驗件其重量和質(zhì)量特性等均與低溫存儲裝置正樣產(chǎn)品狀態(tài)一致,加速度傳感器安裝到制冷機(jī)質(zhì)心位置。為方便吸振器調(diào)試,制冷機(jī)采用變頻電源驅(qū)動,頻率精度為0.1 Hz。

為獲得磁阻尼吸振器減振性能,分別對制冷機(jī)有、無吸振器的微振動進(jìn)行測試。首先,通過調(diào)整變頻電源的驅(qū)動頻率,用驅(qū)動頻率適應(yīng)吸振器的減振頻率,當(dāng)微振動最小時為最佳減振頻率,找到吸振器頻率后與制冷機(jī)最佳運(yùn)行頻率(80 Hz)對比,如吸振器最佳減振頻率與制冷機(jī)最佳運(yùn)行頻率有偏差,并通過調(diào)整吸振器的剛度和質(zhì)量,當(dāng)如最佳減振頻率＜80 Hz,可通過減小質(zhì)量環(huán)重量或增加板簧剛度;當(dāng)如最佳減振頻率＞80 Hz,可通過增加質(zhì)量環(huán)重量或減小板簧剛度,直至吸振器最佳減振頻率在80 Hz 附近;然后調(diào)整驅(qū)動頻率為最佳減振頻率(80 Hz),分別測量不同輸入功率下制冷機(jī)質(zhì)心的微振動(基頻、二階及時域等);最后,制冷機(jī)拆下吸振器,測試同驅(qū)動頻率同輸入功率制冷機(jī)的微振動,測試試驗結(jié)果如匯總表4 所示。

表4 制冷機(jī)微振動測試結(jié)果Table 4 Vibration test results of Stirling cryocooler

當(dāng)制冷機(jī)未安裝吸振器時,制冷機(jī)本體的振動隨著輸入功率增加呈增加的趨勢,當(dāng)輸入功率100 W時,制冷機(jī)基頻加速度256 mg,時域加速度達(dá)到802.95 mg,輸入功率增加到200 W,制冷機(jī)基頻加速度增加到370.7 mg,時域加速度增加到1240.5 mg。微振動及吸振效率隨輸入功率的變化曲線詳見圖28和圖29 所示,從圖中可知:制冷機(jī)安裝磁阻尼吸振器后制冷機(jī)的振動(基頻、二倍頻和時域加速度)被明顯抑制,輸入功率100 W 時吸振器將制冷機(jī)的基頻加速度從265 mg 降低到14.25 mg,基頻吸振效率0.054(吸振效率定義為:安裝吸振器后的振動加速度/無吸振器振動加速度);制冷機(jī)的時域加速度從802.95 mg 降低到98.51 mg,時域吸振效率0.123;輸入功率200 W 時吸振器將制冷機(jī)的基頻振動從370.7 mg 降低到73.92 mg,基頻吸振效率0.199;制冷機(jī)的時域振動從1 240.5 mg 降低到220.6 mg,時域吸振效率0.177;輸入功率100 W 時吸振效率達(dá)到了0.05,磁阻尼吸振器大幅降低了制冷機(jī)振動輸出,吸振效率優(yōu)于傳統(tǒng)被動減振器(吸振效率最多僅到0.1),制冷機(jī)振動輸出滿足空間站低溫存儲裝置的技術(shù)指標(biāo)要求。

圖28 制冷機(jī)微振動隨輸入功率的變化曲線Fig.28 Variation curves of cryocooler with different input power

圖29 吸振效率隨輸入功率的變化曲線Fig.29 Variation curve of vibration absorption efficiency with input power

4 結(jié)論

對空間站低溫存儲裝置斯特林制冷機(jī)振動輸出進(jìn)行了測試,采用理論分析、數(shù)值仿真及實驗的方法開展了磁阻尼吸振器設(shè)計和開發(fā),成功開發(fā)了空間站低溫冰箱斯特林制冷機(jī)用磁阻尼吸振器,并進(jìn)行試驗測試,測試結(jié)果表明:

(1)制冷機(jī)在無吸振器驅(qū)動頻率80 Hz,輸入功率100 W 時,軸向輸出力隨時間呈正弦波趨勢,最大達(dá)到482.78 N,并且振動輸出力測試結(jié)果與計算結(jié)果484.619 N 一致。

(2) 制冷機(jī)安裝磁阻尼吸振器后,當(dāng)輸入功率100 W 時,制冷機(jī)基頻振動從265 mg 降低到14.25 mg,基頻吸振效率0.054;時域振動從802.95 mg 降低到98.51 mg,時域吸振效率0.123;輸入功率增加到200 W 時,吸振器將制冷機(jī)的基頻振動從370.7 mg 降低到73.92 mg,基頻吸振效率0.199;時域振動從1240.5 mg 降低到220.6 mg,時域吸振效率0.177。

(3)磁阻尼吸振器大幅降低了制冷機(jī)振動輸出,吸振效率優(yōu)于傳統(tǒng)被動減振器,制冷機(jī)振動輸出滿足空間站低溫存儲裝置技術(shù)指標(biāo)要求。該吸振器后續(xù)在空間站低溫存儲裝置使用還需要對吸振器的頻率適應(yīng)性、可靠性及環(huán)境適應(yīng)性進(jìn)行研究。