楊志榮，王 巖，李林桃

(集美大學輪機工程學院，廈門市海洋腐蝕與智能防護材料重點實驗室,福建 廈門 361021)

0 引言

船舶機械設備的振動會影響船舶航行的安全和艦船的隱身性能，因此，有必要在船舶空壓機等機械設備上加裝隔振裝置。傳統(tǒng)的隔振器在隔振器剛度較小時，能夠使系統(tǒng)的固有頻率減小，同時拓寬隔振區(qū)間，但是卻會導致大的靜態(tài)變形，因此，傳統(tǒng)的線性隔振器存在著低頻隔振與靜變形大的問題。高靜低動隔振器的高靜剛度能夠保持系統(tǒng)具有較小的靜變形量，而低動剛度能有效降低系統(tǒng)的固有頻率，同時拓寬了隔振區(qū)間，解決了低頻隔振和小靜態(tài)變形難以兼得的矛盾[1]。Nissen等[2]應用碟形彈簧的漸軟特性，有效擴大了隔振頻率范圍。Risitano等[3]研究了碟形彈簧在水平方向獲得零剛度特性的方法。吳煥[4]通過試驗分別對不同組合方式、不同載荷激勵下的碟形彈簧的力學性能進行了研究。張月英[5]設計了一種新型的正負剛度并聯(lián)隔振器。Platus[6]將在軸向載荷作用下表現(xiàn)出負剛度特性的縱向彎曲梁與線性彈簧組合，設計出一種高靜剛度、低動剛度結(jié)構(gòu)。Robertson[7]利用磁鐵彈簧作為負剛度，實現(xiàn)了低頻隔振。徐道臨等[8]設計了一種同時具有非線性磁力剛度與非線性幾何結(jié)構(gòu)的準零剛度的磁力隔振器，能夠根據(jù)確定的隔振質(zhì)量調(diào)整幾何參數(shù)，實現(xiàn)低頻隔振。Wang等[9]設計了一種雙平行四邊形搖擺結(jié)構(gòu)，利用結(jié)構(gòu)的準零剛度特性實現(xiàn)搖擺振動的隔振。由于傳統(tǒng)的高靜低動隔振器需要預壓縮彈簧，而彈簧壓縮時容易彎曲，通常配以導桿，因此結(jié)構(gòu)過于復雜，且會引入阻尼的影響，Cheng等[10-11]提出了一種由剪式結(jié)構(gòu)和水平彈簧組成的隔振器，利用彈簧的伸長來實現(xiàn)準零剛度特性。

目前，高靜低動隔振器已成為解決低頻隔振問題的重要方法，但從現(xiàn)有的研究動態(tài)來看，主要還是聚焦于理論研究和負剛度機構(gòu)的創(chuàng)新設計等方面，其中負剛度機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計尤為重要。本文針對船舶空間有限的特點，提出一種結(jié)構(gòu)簡單新穎具有高靜剛度和低動剛度的屈曲板型高靜低動隔振裝置，研制出隔振裝置原理樣機，并搭建試驗平臺，進行靜力試驗和振動傳遞率試驗，對其準零剛度特性和振動傳遞率進行試驗驗證。

1 結(jié)構(gòu)設計與加工

1.1 隔振器的結(jié)構(gòu)設計及主要參數(shù)

屈曲板型高靜低動隔振器主要分為外部結(jié)構(gòu)設計和正負剛度參數(shù)設計兩部分[12]，如圖1所示。該隔振器主要由負剛度機構(gòu)屈曲圓板、線性彈簧、箍環(huán)、松緊螺栓、底座、夾具等組成，屈曲圓板的直徑尺寸為113.4 mm，底座的底部中心設置有圓點，臺高10 mm，圓臺直徑15 mm，用于約束線性彈簧水平方向的位移，并且也有利于將彈簧較為準確地放置于底座底部的中心處。隔振器的正剛度機構(gòu)為豎直線性彈簧，彈簧與屈曲圓板并聯(lián)，組成正負剛度并聯(lián)的高靜低動隔振器，同時線性彈簧承載重物的靜載。線性彈簧的勁度系數(shù)k彈通過多次靜力試驗選定，當隔振器在加載一定的重物后處于平衡位置時，選定的線性彈簧的正剛度將與屈曲圓板的負剛度并聯(lián)，達到準零剛度，此時隔振器將具有高靜剛度和低動剛度的特性，使得系統(tǒng)靜變形量小的同時，還能拓寬隔振區(qū)間。

經(jīng)過理論分析及有限元仿真軟件ANSYS的驗證[12]，當屈曲圓板的直徑為113.4 mm、厚度為0.6 mm、屈曲高度為5 mm時，尺寸合適且易于裝配，可作為負剛度機構(gòu)來進行試驗研究。在選取作為正剛度機構(gòu)的線性彈簧勁度系數(shù)k彈時，考慮到隔振器尺寸的限制，線性彈簧的高度不能超過55 mm。對線性彈簧進行剛度測試，測得它們的勁度系數(shù)分別為：19.6、24.53、35.31、41.11、48.01、62.71、74.11、95.71、105.00、123.00、148.00、175.00、273.00、343.00、392.00、406.00、441.00、504.00、534.00、600.00、893.00 N/mm。為了與上述設計出的屈曲圓板的負剛度匹配，將線性彈簧按勁度系數(shù)從大到小逐一匹配，并在萬能試驗機上依次進行試驗。經(jīng)分析可得，當線性彈簧勁度系數(shù)取24.53 N/mm時，可與屈曲圓板并聯(lián)組成準零剛度隔振機構(gòu)。這里選取勁度系數(shù)為24.53 N/mm的線性彈簧，將彈簧一端套在底座底部中心的圓臺上，豎直放置，另一端與屈曲圓板接觸。

1.2 隔振器的加工與裝配

設計加工裝配出的屈曲板型高靜低動隔振器如圖2所示。其中，屈曲圓板由普通結(jié)構(gòu)鋼圓形平板經(jīng)激光加熱技術(shù)熱成形形成，自然屈曲高度略低于設計高度。箍環(huán)的內(nèi)環(huán)設計有可放置屈曲圓板的臺階，將圓板置于箍環(huán)中，調(diào)整松緊螺栓，可使得圓板緊固并使其屈曲高度達到設計高度5 mm。當屈曲圓板與箍環(huán)的內(nèi)環(huán)固定時，受到箍環(huán)水平方向和豎直方向的約束，這時屈曲圓板中心處受縱向力時，將會發(fā)生非線性屈曲變形，產(chǎn)生負剛度。屈曲主要發(fā)生在屈曲圓板中心處，隨著載荷的增加，屈曲圓板中心處向下屈曲，周圍向上微隆，產(chǎn)生的應力導致非線性屈曲變形，此時開始產(chǎn)生負剛度。隔振器底座的內(nèi)壁有車削出的多個臺階，以便對不同直徑的圓板進行試驗。

2 隔振器試驗

2.1 靜力試驗

2.1.1試驗裝置

為了驗證屈曲板型高靜低動隔振器具有準零剛度特性，使用WDW-20C微機控制電子萬能試驗機對隔振器進行靜力加載試驗，加載圖如圖3所示。

2.1.2試驗結(jié)果分析

傳感器測到的力與位移的曲線如圖4所示。由圖4可知，開始施加載荷時，力與位移曲線呈水平態(tài)，說明初始時加載頭并未與屈曲圓板接觸，產(chǎn)生了一定的空位移，當曲線開始逐漸上揚時，此時萬能試驗機加載頭與屈曲圓板相接觸，但屈曲圓板還未產(chǎn)生負剛度，當曲線從上揚到逐漸平緩的過程中，屈曲圓板的負剛度發(fā)揮了作用，其負剛度隨著屈曲量的增大而增大。在橫坐標處于5～7 mm時，線性彈簧的正剛度與屈曲圓板的負剛度并聯(lián)，隔振器的力與位移的曲線出現(xiàn)了明顯的平臺現(xiàn)象，也就是準零剛度特性，從而驗證了屈曲板型高靜低動隔振器的準零剛度特性。隔振器出現(xiàn)準零剛度特性區(qū)域的寬度約為2 mm左右，如圖5所示，該區(qū)域即為高靜低動隔振器的靜平衡位置附近區(qū)域。

對上述隔振器的力與位移關(guān)系曲線進行求導，得到導數(shù)曲線，即可得高靜低動隔振器的剛度曲線，如圖6所示。由圖6可知，在具有準零剛度特性的5～7 mm位移處，高靜低動隔振器的剛度等于零或者十分接近于零。而在2～3 mm位移處，也就是屈曲圓板剛剛產(chǎn)生負剛度時，隔振器的剛度呈現(xiàn)出不穩(wěn)定的狀態(tài)，這主要是在水平方向上底座對箍環(huán)的約束不足，當載荷較大時可能會發(fā)生輕微跳動,屈曲圓板與箍環(huán)的配合不夠緊密，當受到較大載荷時容易發(fā)生松動；底座與夾具之間連接處不夠穩(wěn)定等原因造成的。

在高靜低動隔振器靜平衡位置附近，隔振器具有良好的準零剛度特性，并且靜平衡位置附近的剛度曲線圖呈現(xiàn)出近似拋物線的形狀，如圖7所示。說明線性彈簧提供的正剛度與屈曲圓板產(chǎn)生的負剛度在平衡位置剛好抵消，而承載質(zhì)量完全由線性彈簧來承擔。

將高靜低動隔振器靜平衡位置附近剛度曲線的數(shù)據(jù)列出，如表1所示。由表1可知，隔振器在靜平衡位置附近剛度接近于零，位移為5.7 mm左右，該位移與屈曲圓板拱起高度5 mm之間的誤差是萬能試驗機開始加載前與屈曲圓板沒能直接接觸造成的。此時，施加的載荷約為0.606 9 kN，即為高靜低動隔振器的承載質(zhì)量。

表1 靜平衡位置附近數(shù)據(jù)表

2.2 振動傳遞率試驗

2.2.1試驗平臺及流程設計

為了考察屈曲板型高靜低動隔振器的低頻隔振效果，并與線性隔振器進行比較，搭建如圖8所示的振動試驗臺。先由任意波形發(fā)生器發(fā)生振動信號，然后由功率放大器對信號進行放大，將信號傳遞至激振器，從而對重物進行激振，兩個加速度傳感器直接吸附在高靜低動隔振器上，加速度傳感器1與屈曲圓板和箍環(huán)相接觸，另一端與數(shù)據(jù)采集輸入1端口相連，加速度傳感器2與隔振器基座相接觸，另一端與數(shù)據(jù)采集輸入2端口相連。試驗流程如圖9所示。兩個加速度傳感器采集的信號輸入動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)，并在計算機上進行數(shù)據(jù)處理分析。

2.2.2線性隔振器振動傳遞率試驗

將高靜低動隔振器的屈曲圓板取下，線性彈簧即組成線性被動隔振器。線性彈簧的剛度為24.53 N/mm，被隔振質(zhì)量為61.89 kg。調(diào)節(jié)信號發(fā)生器參數(shù)，以0.0001～100 Hz為頻率區(qū)間對線性彈簧進行正向掃頻測試。將掃頻所得的數(shù)據(jù)按T=|at/a0|進行計算，其中：T為傳遞率；at為傳遞至基座的加速度幅值；a0為外界激擾加速度幅值。試驗結(jié)果如圖10所示。由圖10可以看出，在頻率1.5、12、14.8 Hz處，線性彈簧產(chǎn)生了較大的共振，而在頻率14.8 Hz處，共振最為嚴重，說明線性彈簧的固有頻率為14.8 Hz。

2.2.3屈曲板型高靜低動隔振器振動傳遞率試驗

對屈曲板型高靜低動隔振器進行振動傳遞率試驗時，需將線性彈簧與屈曲圓板安裝好，同樣調(diào)節(jié)信號發(fā)生器參數(shù)，以0.0001～100 Hz為頻率區(qū)間對高靜低動隔振器進行正向掃頻測試。幅頻特性曲線圖，如圖11所示。由圖11可知，高靜低動隔振器，振動幅度明顯減小，隔振效果明顯，但激擾頻率在區(qū)間6～8 Hz時，隔振器有較大的共振峰，說明非線性隔振器在6～8 Hz時，產(chǎn)生了較大的共振，尤其當激擾頻率為7.5 Hz時，振幅達到了最大值，而當激擾頻率為其他頻率區(qū)間時，非線性隔振都有明顯的隔振效果。如圖12所示，高靜低動隔振器的共振頻率為7.5 Hz，隔振器的起始隔振頻率為8.5 Hz，在起始隔振頻率的傳遞率都小于1，振動都被有效隔離。

調(diào)節(jié)任意信號發(fā)生器參數(shù)，以0.0001～100 Hz為頻率區(qū)間，對高靜低動隔振器分別進行正向和反向掃頻測試，所得的傳遞率曲線圖如圖14所示。從圖14中可知，除了1.5～11 Hz的頻率區(qū)間外，兩條傳遞率曲線的趨勢是一致的。正向掃頻時，高靜低動隔振器在激擾頻率為8.5 Hz時開始有隔振效果；反向掃頻時，高靜低動隔振器在激擾頻率為7 Hz時開始有隔振效果，說明高靜低動隔振器出現(xiàn)了跳躍現(xiàn)象。跳躍現(xiàn)象的發(fā)生是因為有不穩(wěn)定響應解產(chǎn)生，這是非線性隔振系統(tǒng)特有的現(xiàn)象，只有在特定條件下可以避免。正向掃頻時是向下跳躍的，跳躍頻率為8.5 Hz；反向掃頻時是向上跳躍的，向上跳躍頻率為7 Hz，跳躍區(qū)間為1.5 Hz。此外，由圖13可以發(fā)現(xiàn)，正向和反向掃頻時傳遞率曲線中的共振峰值有較大的不同，主要原因是由于正反向掃頻試驗過程中，隔振器的阻尼值大小存在偏差所導致的。

2.2.4線性隔振器與屈曲板型高靜低動隔振器傳遞率試驗結(jié)果比較

將線性彈簧隔振器和高靜低動隔振器的傳遞率曲線圖放在一起進行對比分析，如圖14所示。由圖14可知，線性彈簧隔振器共振峰值大約為14.8 Hz處，高靜低動非線性隔振器共振峰大約為7.5 Hz處，線性彈簧隔振器的共振峰峰值高于高靜低動非線性隔振器，高靜低動非線性隔振器具有更低的起始隔振頻率，且隔振效果顯著。在8～15 Hz的較低頻區(qū)域，高靜低動非線性隔振器具有較好的隔振效果，而線性彈簧隔振器在該頻率區(qū)域無法隔振。綜上所述，高靜低動非線性隔振器有效拓寬了隔振器的隔振頻帶，并且具有較好的低頻隔振性能。

3 結(jié)語

本文根據(jù)船舶動力機械的低頻振動特點，設計加工了一種結(jié)構(gòu)緊湊、簡單新穎的屈曲板型高靜低動隔振器。然后進行了高靜低動隔振器的靜力試驗和振動傳遞率試驗，驗證了高靜低動隔振器的準零剛度特性。最后對比研究了線性隔振器和非線性隔振器的隔振性能，得到如下2點主要結(jié)論：

1)靜力加載試驗，證明了屈曲圓板的負剛度能在平衡位置處與線性彈簧的正剛度相抵消，具有準零剛度特性。

2)線性彈簧隔振器與高靜低動隔振器的共振頻率分別為14.8 Hz和7.5 Hz，說明屈曲板型高靜低動隔振器能有效降低起始隔振頻率，具有良好的低頻隔振效果，其隔振效果優(yōu)于線性彈簧隔振器。