朱正言，戴靠山，2，3，施袁鋒，唐天國，王 偉，李俊霖

（1.四川大學(xué)土木工程系，四川 成都 610065；2.深地科學(xué)與工程教育部重點實驗室，四川 成都 610065；3.破壞力學(xué)與工程防災(zāi)減災(zāi)四川省重點實驗室，四川 成都 610065；4.同濟(jì)大學(xué)土木工程防災(zāi)國家重點實驗室，上海 200092）

引言

地震是自然界中最突然和最具破壞性的災(zāi)害之一，劇烈的地震造成了世界各地人民生命財產(chǎn)的巨大損失［1］。目前振動控制作為現(xiàn)代控制理論中一個重要概念，已被引入抗震研究領(lǐng)域［2］。結(jié)構(gòu)振動控制是指在工程結(jié)構(gòu)特定部位設(shè)置某種控制裝置、某種機構(gòu)、某種子結(jié)構(gòu)或施加外力，改變或調(diào)整結(jié)構(gòu)的動力特性，以減小工程結(jié)構(gòu)振動反應(yīng)的技術(shù)，其目的就是減輕或抑制結(jié)構(gòu)在動力荷載作用下的動力響應(yīng)，增強結(jié)構(gòu)的動力穩(wěn)定性，提高結(jié)構(gòu)抵抗外界振動的能力，以滿足結(jié)構(gòu)的安全性、適用性和舒適性的要求［3］。

黏滯性流體阻尼器是一種使用比較廣泛的減震設(shè)備，基本原理是利用活塞推動油缸中的黏滯流體通過節(jié)流孔時產(chǎn)生阻尼力，將結(jié)構(gòu)振動的部分能量通過阻尼器中黏滯流體材料的黏滯耗能耗散掉，達(dá)到減小結(jié)構(gòu)振動的目的。黏滯阻尼器在發(fā)展的過程中，主要出現(xiàn)過三種類型：黏滯剪切型阻尼器、慣性流體阻尼器和流體控制阻尼器，其中黏滯剪切型阻尼器是最早被利用的一種減震裝置［4］。近年來，國內(nèi)外科研人員系統(tǒng)地分析了黏滯阻尼器的基本構(gòu)造和工作原理。日本學(xué)者武田壽一［5］提出粘滯阻尼器輸出的阻尼力大小與其兩端加載速率的平方成正比；LEE 等［6］提出了理論公式F=CVα（其中：F為阻尼力；C為阻尼系數(shù)；V為加載速率；α為速度指數(shù)）；賈賢安等［7］完成了單出桿型和雙出桿型的黏滯流體阻尼器的設(shè)計；羅浩等［8］提出了一種串聯(lián)黏滯質(zhì)量阻尼器，并對裝備該黏滯阻尼器的單質(zhì)點隔震體系進(jìn)行了增量動力分析；唐璐等［9］針對雙出桿孔隙式黏滯阻尼器提出了一種孔縮力公式；周云等［10］研制了一種新型黏滯阻尼器，對六種不同型號的黏滯阻尼器進(jìn)行低周循環(huán)加載試驗和抗低周疲勞性能試驗；歐進(jìn)萍等［11］設(shè)計制作了兩個黏滯阻尼器，進(jìn)行了詳細(xì)的性能試驗，得到了阻尼力計算模型的冪指數(shù)；彭凌云等［12］提出了一種無軸的黏滯阻尼器，進(jìn)行了性能試驗和有限元分析。

本文設(shè)計制作了一種新型舌板黏滯阻尼器，采用了模塊化拼裝的思路，可通過改變舌板間隙等參數(shù)，從而改變阻尼器的力學(xué)性能。本文對阻尼器模塊開展了試驗研究，對比不同工況，探討了不同參數(shù)對阻尼器輸出力的影響，并進(jìn)行了參數(shù)回歸，給出了該黏滯阻尼器的恢復(fù)力模型。

1 試驗概況

1.1 黏滯阻尼器設(shè)計

圖1所示為此次試驗阻尼器的主視圖-半剖面圖，該黏滯阻尼器主要由主缸、副缸、上蓋板、上舌板、下舌板、限位板、阻尼介質(zhì)（試驗不采用加壓方案，填充至充滿整個腔體）和其他構(gòu)件等組成。整體尺寸為1 320 mm×360 mm×370 mm（長×寬×高），所有板件均采用40號鋼。

圖1 試驗黏滯阻尼器主視圖-半剖面圖Fig.1 Front view-half section view of experimental viscous damper

主缸底部螺孔與結(jié)構(gòu)通過摩擦型高強螺栓連接，上蓋板與結(jié)構(gòu)焊接或螺栓連接；上蓋板與上舌板通過高強螺栓連接，下舌板則通過卡槽和墊板與主缸固接。在外界激勵作用下，上蓋板與主缸發(fā)生相對位移，帶動上舌板在缸體內(nèi)運動，迫使受壓阻尼介質(zhì)通過上下舌板間的縫隙，通過縫隙的阻尼介質(zhì)內(nèi)摩擦進(jìn)而產(chǎn)生阻尼力，上下舌板縫隙可通過更換墊板與卡槽進(jìn)行調(diào)節(jié)，從而根據(jù)工程要求提供不同大小的阻尼力。同時受壓阻尼介質(zhì)還可通過主缸和副缸間的孔洞，從而提供另一部分的阻尼力。如圖2 所示為黏滯阻尼器俯視圖-半剖面圖，限位軸承通過螺栓與限位板連接，保證上蓋板水平位移運動的同時控制上蓋板其他方向的位移。同時在上舌板內(nèi)設(shè)置孔道，使得阻尼介質(zhì)在受壓時通過孔道，增加阻尼器耗能效果。

圖2 黏滯阻尼器俯視圖-半剖面圖Fig.2 Top view-half section view of experimental viscous damper

圖3 為阻尼器試件實物圖，該阻尼器混合利用上下舌板間隙、副缸及舌板孔道，以保證阻尼器輸出的阻尼力并增加阻尼器的可靠性及穩(wěn)定性。該阻尼器構(gòu)造明了，制備工藝簡單，易于安裝，裝置損壞后可修復(fù)或更換，且采用可更換的內(nèi)部構(gòu)件，可長期有效幫助結(jié)構(gòu)減震耗能。

圖3 黏滯阻尼器試件實物圖Fig.3 Physical drawing of viscous damper

為研究該舌板阻尼器的相關(guān)力學(xué)性能，此次試驗中設(shè)計了兩種不同參數(shù)的阻尼器，以對比驗證該阻尼器的耗能效果，具體參數(shù)見表1。采用道康寧PMX-200-500000 CS型黏滯液，根據(jù)二甲基硅油密度（970 kg/m3）可知其動力粘度約為485 000 cps。

表1 阻尼器設(shè)計參數(shù)Table 1 Damper design parameters

1.2 試驗設(shè)備

試驗利用2 000 kN高速阻尼器試驗系統(tǒng)完成，試驗加載連接裝置如圖4所示。連接裝置總高度1 200 mm，長度2 640 mm，采用Q345B 鋼板制成，通過摩擦型高強螺栓與阻尼器連接。通過兩個L 型連接裝置及柱將阻尼器與高速阻尼器試驗系統(tǒng)連接，在底柱底部放置圓柱以減小摩擦。試驗中：在加載梁沿運動方向上布置一個應(yīng)變花及四個單向應(yīng)變片，同時在阻尼器與作動器間附加外接位移計。加載梁總質(zhì)量為362.68 kg，最大慣性力僅為0.6 kN，故在后續(xù)計算中可以忽略不計。

圖4 試驗加載連接裝置及傳感器布置Fig.4 Test loading connection device and sensor arrangement

圖5 所示為加載梁受力分析圖，其中：FD為阻尼器出力；Pactuator為作動器加載端出力；N1和N2為支持力；f1和f2為摩擦力；G1為重力。根據(jù)圖6及隔離體受力分析可得：

圖5 加載梁受力圖Fig.5 Force diagram of loading beam

圖6 加載梁隔離體受力圖Fig.6 Force diagram of loading beam isolator

式中：NA和MA分別為A-A 截面軸力和彎矩；ε1、ε2和εT10分別為梁上翼緣、梁下翼緣及腹板中點在A-A 截面處的應(yīng)變；E為彈性模量，AA為A-A截面面積；WA為A-A截面抵抗矩。由式（1）～式（4）并忽略摩擦力f2得：

根據(jù)公式（5），可由測得的應(yīng)變求得阻尼力。

1.3 試驗工況

試驗在環(huán)境溫度為25°C 左右的情況下進(jìn)行，對阻尼器D1和阻尼器D2進(jìn)行循環(huán)加載試驗，包括低周循環(huán)試驗和抗低周疲勞性能試驗。作動器按照如式（6）所示的正弦波規(guī)律進(jìn)行位移控制加載：

式中：u為輸入位移；u0為位移幅值；f為加載頻率；t為時間。通過控制不同的加載頻率和位移幅值，得到相應(yīng)的阻尼力-位移關(guān)系曲線和阻尼力-速度關(guān)系曲線。試驗工況見表2。

表2 試驗工況Table 2 Test conditions

試驗工況設(shè)計主要考慮以下6點：

（1）動載預(yù)實驗，測試整套系統(tǒng)準(zhǔn)備情況及阻尼器行程（工況0）；

（2）不同加載頻率下阻尼器性能，即阻尼器頻率相關(guān)性測試（工況1～5）；

（3）不同位移幅值下阻尼器性能，即阻尼器位移相關(guān)性測試（工況4、6～9）；

（4）測試黏滯阻尼器的最大阻尼力、阻尼系數(shù)、速度指數(shù)和滯回曲線（工況1～9）；

（5）最大位移幅值和加載頻率下阻尼器性能（工況10）；

（6）測量在設(shè)計位移幅值下往復(fù)循環(huán)加載30 圈后阻尼器出力的衰減量，驗證阻尼器抗疲勞能力（工況11）。

通過工況0 的預(yù)試驗，對該黏滯阻尼器進(jìn)行檢測，避免出現(xiàn)行程不足和構(gòu)件碰撞等情況。預(yù)試驗結(jié)果顯示該阻尼器與設(shè)計一致（大于40 mm），在40 mm 位移幅值的加載工況中未發(fā)生碰撞情況，可以進(jìn)行后續(xù)試驗。

1.4 位移計校準(zhǔn)

為確保位移數(shù)據(jù)測量準(zhǔn)確，繪制黏滯阻尼器D1在工況9下的系統(tǒng)作動器位移傳感器所測位移數(shù)據(jù)（S1）與外接位移計所測位移數(shù)據(jù)（S2）的時程對比圖，如圖7 所示。位移為正表示作動器輸出拉力，反之為壓力，可以發(fā)現(xiàn)兩者所測數(shù)據(jù)誤差較小，為簡化和統(tǒng)一，后續(xù)分析時使用外接位移計所測位移數(shù)據(jù)。

圖7 工況9（1.2 Hz/30 mm）下S1和S2時程對比Fig.7 Time history comparison of S1 and S2 under test condition 9（1.2 Hz/30 mm）

2 阻尼器耗能性能分析

2.1 應(yīng)變數(shù)據(jù)分析

試驗阻尼器D1在工況9 的測試中所得應(yīng)變時程曲線如圖8 所示，該曲線較為完整的顯示出正弦激勵下各應(yīng)變片的應(yīng)變響應(yīng)，其變換頻率與加載頻率統(tǒng)一，基本沒有相位差，較好地反映了試驗結(jié)果。通過對比1～9工況發(fā)現(xiàn)應(yīng)變計算結(jié)果與作動器出力基本吻合，最大值誤差控制在10%以內(nèi)，為簡化和統(tǒng)一，后續(xù)分析時使用作動器出力Pactuator作為阻尼器出力。

圖8 工況9（1.2 Hz/30 mm）下阻尼器D1的應(yīng)變時程曲線Fig.8 Strain time history curves of damper D1 under test condition 9（1.2 Hz/30 mm）

2.2 滯回耗能性能

圖9 為黏滯阻尼器D1在工況1、3、7和9 下的滯回曲線，該黏滯阻尼器的滯回曲線較為飽滿，表現(xiàn)出良好的耗能能力。注意到各工況下第一圈往復(fù)循環(huán)的滯回曲線與其他循環(huán)的滯回曲線重合程度不高，這是由于第一圈加載速率不穩(wěn)定造成的。同時滯回圈發(fā)生一定的出力偏移現(xiàn)象，受拉正方向出力小于受壓負(fù)方向，這是由于阻尼器加工或安裝誤差造成上下舌板之前有一定角度的傾斜造成的。隨頻率與位移的增大，出現(xiàn)了較為明顯的傾斜現(xiàn)象，這是由于阻尼介質(zhì)甲基硅油的壓縮性造成的，說明阻尼器在運行過程中產(chǎn)生了一定的彈性性質(zhì)，形成動態(tài)剛度。同時可以發(fā)現(xiàn)阻尼器的滯回曲線沿位移軸有一定的錯動現(xiàn)象，在該段行程內(nèi)僅產(chǎn)生位移而沒有產(chǎn)生阻尼力，這可能是由于阻尼器內(nèi)的阻尼介質(zhì)沒有完全充滿缸體，或灌油過程中存在氣泡造成的，可通過間歇式灌油、加壓或適當(dāng)?shù)恼駝訉馀菖懦?，同時由于該阻尼器的連接件較多，阻尼器外接連接裝置的松動也有可能是造成該現(xiàn)象的原因。另外，當(dāng)頻率增大時，發(fā)現(xiàn)在水平位移錯動段出現(xiàn)出力突變現(xiàn)象，這是由于摩擦力從靜摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)閯幽Σ習(xí)r造成的。

圖9 工況1、3、7和9下阻尼器D1的滯回曲線Fig.9 Hysteretic curves of damper D1 under test condition 1/3/7/9

在阻尼器D2的試驗中：灌油結(jié)束后靜置超過24 天進(jìn)行試驗，同時對阻尼器內(nèi)部螺栓連接等進(jìn)行檢查復(fù)核，工況1、3、7 和9 下的滯回曲線如圖10 所示。圖11繪制了阻尼器D1和阻尼器D2工況1 下的阻尼器滯回曲線對比，從圖中可以看出阻尼器D2滯回曲線較為飽滿，表現(xiàn)出比D1更好的耗能能力。靜置及內(nèi)部螺栓的重新連接復(fù)核較好地解決沿位移軸的錯動現(xiàn)象，說明該阻尼器內(nèi)部確實存在加工誤差和間隙。

圖10 工況1、3、7和9下阻尼器D2的滯回曲線Fig.10 Hysteretic curves of damper D2 under test condition 1/3/7/9

圖11 工況1（0.2 Hz/10 mm）下的阻尼器D1和阻尼器D2的滯回曲線對比Fig.11 Comparison of hysteretic curves of damper D1 and D2 under test condition 1（0.2Hz/10 mm）

2.3 加載頻率對滯回耗能性能的影響

根據(jù)規(guī)范《建筑消能阻尼器》（JG/T 209-2012）［13］規(guī)定，將測試5圈循環(huán)中的第3個循環(huán)作為實測值，對不同頻率下的滯回曲線進(jìn)行分析。圖12（a）和圖12（b）分別為阻尼器D1和阻尼器D2在工況1、2、3、4 和5 下的滯回曲線，即在相同溫度和相同位移幅值，對比不同加載頻率下的滯回曲線?？梢钥吹阶枘崞髯畲蟪隽秃哪苣芰﹄S頻率增大而增大。但是同時也會造成動態(tài)剛度增大，進(jìn)而導(dǎo)致滯回曲線飽滿程度降低。不同頻率下各工況阻尼器最大出力見表3，最大阻尼力隨頻率的增大呈現(xiàn)出非線性增長趨勢。

表3 不同加載頻率下阻尼器的最大阻尼力Table 3 Maximum damping force of dampers under different loading frequency

圖12 相同溫度和位移幅值，不同加載頻率下阻尼器的滯回曲線Fig.12 Hysteretic curves of dampers under same temperature，displacement amplitude and different loading frequency

2.4 位移幅值對滯回耗能性能的影響

圖13（a）和圖13（b）所示分別為阻尼器D1和阻尼器D2在工況4、6、7、8和9下的滯回曲線，即在相同溫度和加載頻率，不同位移加載幅值下的滯回曲線。可以看到在加載頻率均為1.2 Hz時，阻尼器出力隨位移加載幅值增大而增大，滯回曲線也趨于飽滿，耗能能力隨位移幅值增大而增大。不同位移幅值下各工況阻尼器最大出力見表4。

表4 不同位移幅值下阻尼器的最大阻尼力Table 4 Maximum damping force of dampers under different displacement amplitudes

圖13 相同溫度和加載頻率，不同位移幅值下阻尼器的滯回曲線Fig.13 Hysteretic curves of dampers under same temperature，loading frequency and different displacement amplitude

2.5 最大位移幅值和頻率下的滯回耗能性能

圖14（a）和圖14（b）為阻尼器D1和阻尼器D2在工況10 下的滯回曲線，即最大位移幅值和頻率下的滯回曲線?？梢钥吹阶枘崞髟谠摋l件下的耗能效果良好。

圖14 工況10（1.8 Hz/35 mm）下阻尼器的滯回曲線Fig.14 Hysteretic curves of dampers under test condition 10（1.8 Hz/35 mm）

3 阻尼器抗低周疲勞性能

圖15 為阻尼器D1和阻尼器D2在工況11 下的滯回曲線。從圖中可以看出經(jīng)過低周往復(fù)循環(huán)后，阻尼器滯回曲線仍十分飽滿，具備良好的耗能能力。且在試驗中未發(fā)現(xiàn)阻尼介質(zhì)滲漏等破壞現(xiàn)象。同時根據(jù)試驗后的溫度測試，發(fā)現(xiàn)這兩個工況試驗后缸體溫度上升明顯，說明在低周循環(huán)下，能量轉(zhuǎn)化為熱能耗散。

圖15 工況11（1.2 Hz/30 mm）下阻尼器的滯回曲線Fig.15 Hysteretic curves of damper under test condition 10（1.2 Hz/30 mm）

《建筑消能減震技術(shù)規(guī)程》（JGJ 297-2013）［14］指出：對速度相關(guān)型黏滯消能器，在設(shè)計速度下連續(xù)加載30 圈，消能器的主要設(shè)計指標(biāo)衰減量不應(yīng)超過15%。阻尼器D1和D2在工況10 下的初始出力和最終出力結(jié)果見表5，阻尼器D1阻尼力衰減幅度為12.50%，阻尼器D2阻尼力衰減幅度9.11%，均滿足規(guī)范要求。

表5 阻尼器出力衰減幅度Table 5 Attenuation amplitude of damper outputs

4 阻尼器恢復(fù)力模型

阻尼器D1及阻尼器D2各工況下的最大阻尼力與最大速度見表6。

表6 各工況下阻尼器的最大阻尼力Table 6 Maximum damping force of dampers under various test conditions

該類阻尼器為典型的速度相關(guān)型阻尼器。雖然阻尼器在運行過程中產(chǎn)生一定的動態(tài)剛度，但剛度并不顯著，為簡化起見，忽略該動態(tài)剛度，采用恢復(fù)力模型關(guān)系式進(jìn)行線性回歸：

擬合結(jié)果如圖16和表7所示，速度指數(shù)相差不大，這是因為兩個阻尼器所用黏滯液相同；而阻尼系數(shù)變化較大，這是因為兩個阻尼器的舌板間隙不同，結(jié)果顯示出該阻尼器的阻尼系數(shù)對舌板間隙敏感性較大。相關(guān)系數(shù)約等于1，擬合結(jié)果較好。

圖16 力-速度試驗關(guān)系及回歸曲線Fig.16 Force-velocity test relation and regression curves

表7 阻尼器D1和阻尼器D2恢復(fù)力模型相關(guān)參數(shù)Table 7 Parameters of restoring force model of damper D1 and D2

5 結(jié)論

設(shè)計了一種新型舌板阻尼器，在2 000 kN 高速阻尼器試驗系統(tǒng)進(jìn)行力學(xué)性能試驗研究，分析得到如下結(jié)論：

（1）該黏滯阻尼器在各種試驗工況下的滯回曲線飽滿，表現(xiàn)出良好的耗能能力。阻尼器出力隨加載頻率和位移加載幅值增加而增加，為典型的速度相關(guān)型阻尼器。

（2）30 圈往復(fù)試驗阻尼器D1和阻尼器D2出力衰減幅度分別為12.50%和9.11%，滿足規(guī)范要求《建筑抗震設(shè)計規(guī)范》（GB 50011-2010）中往復(fù)循環(huán)30 圈后消能器的主要設(shè)計衰減量不應(yīng)超過15%要求，表現(xiàn)出良好的抗疲勞性能。

（3）利用基于Maxwell 的恢復(fù)力模型關(guān)系式F=CVα對阻尼器參數(shù)進(jìn)行回歸，得到了一種較為簡化的恢復(fù)力模型，結(jié)果能夠較好的模擬該阻尼器在各試驗工況的力學(xué)性能。試驗結(jié)果表明阻尼器的速度指數(shù)對舌板間隙敏感性較小，而阻尼系數(shù)對舌板間隙敏感性較大。