多自由度周向隔振系统性能分析

　　动力装置是机械系统中最主要的振动与噪声源,因此动力装置的减振降噪一直是振动分析与控制最关心的问题之一。由于受输出功率和结构尺寸及安装空间的限制,可用于圆周轴对称旋转机械系统动力装置的减振降噪的措施受到很大程度的限制,在现有总体布局和设计的限制下,最有效的手段就是动力装置隔振和阻尼处理。根据某机械系统动力装置的结构特点和安装方式,通常采用周向隔振系统进行隔振,因此必须从六个自由度上进行隔振设计,并考虑多自由度之间的耦合。

　　1　固有特性分析

　　某圆周轴对称旋转械系统动力装置和安装机座都是旋转体结构,其隔振结构采用圆周型隔振设计。在进行主机隔振设计和分析时,通常可以将安装机座和动力装置用等效圆柱壳体来进行简化。图1为动力装置整机隔振系统示意图,其中外圆柱壳为安装壳体,相对于动力装置质量较大,内圆柱壳为动力装置壳体,大段壳体(安装机座)与动力装置通过周向偏置隔振垫连接。如图1所示建立坐标系,由隔振系统的结构形式,可以建立如下运动方程[1]

式中:m表示等效质量;x,y,z分别为径向、轴向坐标;J表示动力装置绕相应轴的转动惯量;k为刚度;分别为绕x,y,z轴的转角。

　　由于结构和隔振系统都具有对称性,因此系统的运动方程是部分解耦的,y轴方向的振动与绕z轴转动方向的振动耦合在一起,相应地z轴方向的振动与绕y轴转动方向的振动耦合在一起,而x轴方向的振动及绕x轴转动方向的振动则都是独立的。由运动方程和对称解耦条件经过简化可以得到系统六个自由度的自振动频率分别为沿x轴运动方向振动固有频率

式(2)～(7)中:Cx,Cy,Cz分别为轴向总刚度和径向总刚度;kx,ky和kz分别为相对于x,y和z的扭转刚度;m为主机等效质量;Jx,Jy和Jz分别是相对于重心的纵轴、横轴及垂直轴机械体的惯性矩,x1,x2为动力装置重心坐标,各参数的含义与实际隔振器件参数对应,这里不赘述。

　　据此进行了分析计算,分析结果如图2、3所示。图2表示偏置角对系统固有特性的影响,从图2中可以发现除沿x轴振动的固有频率外,其余自由度的固有频率都随偏置角的增大而增大,其中绕x轴扭转振动的频率增大最快,沿x轴振动的固有频率先有所增大,随后又开始下降,据此工程设计时必须综合权衡偏置角的影响。图3对应于隔振材料硬度的影响,系统固有振动频率与硬度呈线性变化,其中对沿x轴向振动频率影响最大,工程设计中必须考虑温度和不均匀等因素对系统特性的影响。

　　2　系统隔振性能统计能量分析

　　针对所关心的高频隔振性能,可以建立如图4所示统计能量分析模型,子结构1代表安装机座,子结构2代表动力装置。根据图4所示的模型,可以建立修正的统计能量分析能量平衡方程[2～3],即