基于諧波平衡法的微振動被動控制動力學研究

朱恩涌 魏傳鋒

(中國空間技術研究院載人航天總體部,北京100094)

基于諧波平衡法的微振動被動控制動力學研究

朱恩涌 魏傳鋒

(中國空間技術研究院載人航天總體部,北京100094)

為了探究航天器被動隔振系統參數對隔振效果的影響,用變形的三次多項式函數描述粘彈性隔振器的非線性剛度,用分數導數階算子表征隔振器的阻尼特性,建立了微重力狀態下被動隔振系統非線性動力學模型,用諧波平衡法對動力學微分方程進行求解,計算隔振系統的振動傳遞率,然后探討了隔振器以及隔振對象的剛度、阻尼、質量對隔振效果的影響。研究結果表明,隔振器非線性阻尼項對系統隔振效果影響很大,被隔振對象的質量對隔振系統共振峰值的影響與非線性阻尼系數的大小密切相關。

隔振;動力學模型;諧波平衡法;振動傳遞率;非線性;航天器

1 引言

航天器的微重力環境將為生命學、材料學、燃燒學、基礎物理學等研究提供良好的研究條件[1]。但是航天員活動或散熱風扇、各種液氣泵、控制力矩陀螺等設備的工作都會產生微振動激擾源,在一定頻率范圍內會破壞微重力環境[2]。微振動具有幅值低、振動頻率較高的特點[3],工程上通常對振源和有效載荷都進行隔振控制[4]以減小其影響。采用粘彈性材料的被動隔振技術由于可靠性高,可實施性強,能有效控制高頻振動,已成為航天器隔振設計的熱點。

被動隔振系統動力學研究的關鍵在于建立準確的動力學模型,一些學者已經開始了相關研究[3]。Liu等[5]不考慮非線性因素研究了隔振器參數對整星隔振系統隔振性能的影響。陳安華等[6]研究了隔振材料的非線性剛度對隔振效果的影響。張業偉等[7]建立了離散型隔振系統的非線性等效動力學模型,研究了隔振系統的振動傳遞率受激勵幅值的影響。但目前的研究在建立動力學模型時并不夠準確,沒有全面考慮隔振器和隔振對象的質量、剛度和阻尼對系統的影響。

本文以對航天器微振動振源隔振為研究對象,在建模過程中,考慮了隔振器和隔振對象的質量、剛度和阻尼對系統的影響,并嘗試用變形的三次多項式函數描述粘彈性隔振器的非線性剛度,用分數導數階算子表征隔振器的阻尼特性,力求建立更為準確的隔振系統非線性動力學模型,用諧波平衡法推導出振動傳遞率的解析表達式。然后根據數值解探討隔振器以及隔振對象的剛度系數、阻尼系數、質量對隔振效果的影響,得出相關設計原則,為航天器被動隔振系統設計提供理論參考。

2 微重力下隔振系統動力學模型

目前,針對復雜結構的動力學分析主要有兩種方法:模態參數分析和有限元分析。有限元分析方法簡單直觀,易于操作[8],但不利于參數修改,也不能得到各參數間的解析表達式。因此本文采用模態參數進行分析,利用集中質量法建立隔振系統動力學模型。將隔振系統簡化為由2個子結構組成,一個為隔振對象結構系統,另一個為隔振器結構系統。假設系統只沿一個方向振動,建立的隔振系統動力學模型如圖1所示。

受粘彈性材料特性的影響,隔振器的剛度和阻尼將呈非線性。剛度為相對位移的函數,其描述方式有多種。這里采用三次多項式[9]描述彈性力:Fk1=k1x+βk1x3,其中β為隔振器非線性剛度系數。采用Riemman-Liouville分數導數[10]所描述的分數導數阻尼力Fc1=c1Dq(x),

式中 q為分數導數算子的階數,0＜q＜1。q值越小,表明阻尼的非線性越強。

在與平臺固連的坐標系下觀察,采用拉格朗日方程,建立系統動力學微分方程:

圖1 被動隔振系統動力學模型Fig.1 Passive vibration isolation system dynamic model

對式(2)進行簡化后,得到系統動力學微分方程:

3 振動傳遞率

系統的隔振性能通常用振動傳遞率T來描述[11]。T為隔振對象的振動幅值與隔振器底端振動幅值之比。若T＜1,則說明產生隔振效果,并且T的值越小,隔振效果越好。為了得到隔振對象的振動位移,采用諧波平衡法對式(4)進行求解。令

4 參數對振動傳遞率的影響

在隔振系統的設計中隔振器的剛度、質量和阻尼是重要的設計參數,因此研究三者與隔振效果評價參數振動傳遞率的之間關系是十分必要的。另外,若掌握隔振對象的參數對振動傳遞率的影響,也便于在方案設計之初就進行有針對性的設計,從而從設計上主動降低振動響應。為此,通過改變系統激勵頻率,采用數值法對式(7)和(8)進行求解,并分別改變系統參數,得到一系列數值仿真結果。

首先考察隔振器剛度的變化對系統隔振效果的影響。改變剛度非線性系數β,求解方程組,得到振動傳遞效率與β的關系,如圖2所示。隨著頻率增加,隔振系統振動傳遞率從初始值1開始逐漸增大,達到系統共振頻率時,產生共振峰,振動傳遞效率達到最大值,然后再逐漸減小。當T＜1時,隔振系統能產生有效的隔振。隨著頻率的增大,T越來越小,隔振效果也越強。這也證明了被動隔振系統的隔振效果僅對高頻產生隔振效果,而對低頻則不能產生隔振[1]。當β分別取不同值時,系統振動傳遞率并沒有發生變化。因此,非線性剛度系數β對振動傳遞率的影響可以忽略。

求解方程組還可以得到k1對T的影響,如圖3所示。從圖中可以看出,隨著k1的減小,共振峰逐漸前移,這是因為隨k1的減小,系統固有頻率也減小了。T＜1時,所對應的頻率變小,說明能夠產生隔振的頻率范圍變大。另外,隨著k1的減小,共振峰值也變小,而且T＜1后,相同頻率對應的振動傳遞率值也變小。因此,減小隔振器剛度有利于提高隔振效果。但是若隔振器剛度降低到一定程度之后,隔振器將呈現明顯的柔性特征,隔振系統的運動將不能只用一個自由度表征,所建立的動力學模型將不再適用。

改變隔振對象的剛度k2值,計算振動傳遞率,得到圖4所示關系。從圖中可以看出,隔振對象剛度的變化也會造成共振頻率的變化,但是由于隔振對象的剛度通常大于隔振器剛度,固有頻率對隔振對象剛度敏感度相對降低,因此共振頻率變化相對不明顯。共振峰值隨剛度的增大有所減小,但是變化也不大。

下面再分析隔振器阻尼非線性項與振動傳遞率的關系。從圖5中可以看出,隨著阻尼非線性項系數q增大,共振頻率沒有變化,共振峰的幅值明顯減小。因此,降低隔振器阻尼的非線性,有利于減小共振時的振動傳遞率。

圖2 隔振器非線性剛度系數β對振動傳遞率的影響Fig.2 Effects of vibration isolator nonlinear stiffness coefficientβto vibration transmissibility

圖3 隔振器剛度k1對振動傳遞率的影響(K1為初始剛度)Fig.3 Effects of vibration isolator stiffness k1to vibration transmissibility(K1is initial stiffness)

圖4 隔振對象剛度k2對振動傳遞率的影響(K2為初始剛度)Fig.4 Effects of vibration isolation object stiffness k2to vibration transmissibility(K2is initial stiffness)

圖5 阻尼非線性項系數q對振動傳遞率的影響Fig.5 Effects of nonlinear damping coefficient q to vibration transmissibility

改變隔振器阻尼比ξ1的值,得到不同阻尼比對應的振動傳遞率,如圖6所示。從圖中可以看出,隨著隔振器阻尼比ξ1增大,共振峰的幅值也明顯減小。但在高頻處,阻尼增大,隔振效果反而變差。因此,與非線性阻尼系數一樣,增大隔振器阻尼比能有效抑制共振峰,但在高頻處隔振效果變差。

改變隔振對象的阻尼比ξ2的值,得到不同阻尼比對應的振動傳遞率,如圖7所示。從圖中可以看出,隨著隔振器阻尼比ξ2增大,共振峰的幅值有所減小。因此,增大隔振對象阻尼是有利于抑制共振峰,但效果較弱。

進一步考察隔振器質量變化對振動傳遞率的影響,如圖8所示。隨著m1的增大,共振峰明顯減小,并且共振頻率也減小。這是因為m1的減小,系統固有頻率降低。T＜1時所對應的頻率變小,T＜1后相同頻率對應的振動傳遞率值也變小。說明能夠產生隔振的頻率范圍變大,并且隔振效果更好。因此增加隔振器質量,能明顯提高隔振效果。但是通常隔振器的質量受到航天器質量的限制,因此在設計時需要權衡考慮。

考察隔振對象質量變化對振動傳遞率的影響,如圖9所示。隨著m2的變化,固有頻率和共振峰都有變化,但是共振峰幅值并不呈現單調的增加或減少。為此,進一步求解非線性阻尼項q取不同值時,不同m2系統振動傳遞率的共振峰值,如圖10所示。

圖6 隔振器阻尼比ξ1對振動傳遞率的影響Fig.6 Effects of vibration isolator ratio of dampingξ1to vibration transmissibility

圖7 隔振對象阻尼比ξ2對振動傳遞率的影響Fig.7 Effects of vibration isolation object ratio of dampingξ2to vibration transmissibility

圖8 隔振器質量m1對振動傳遞率的影響(M1為初始質量)Fig.8 Effects of vibration isolator mass m1to vibration transmissibility(M1is initial mass)

從圖10中可以看出,當q=1時,隔振器阻尼不存在非線性因素,此時,共振峰的幅值呈單調遞增的變化趨勢。當q=0.8時,共振峰的幅值呈現先增加而后減小的變化趨勢。當q=0.5時,共振峰的幅值呈逐漸減小的變化趨勢。因此,說明由于阻尼的非線性,造成振動傳遞率并不隨隔振對象的質量變化而單調變化。不過從圖10中看出,即便峰值的變化與q的取值有密切關系,但是由于m2增大后,系統共振頻率降低,有效隔振頻率范圍增大,其對應的振動傳遞率也減小。

圖9 隔振對象質量m2對振動傳遞率的影響(M2為初始質量)Fig.9 Effects of vibration isolation object mass m2to vibration transmissibility(M2is initial mass)

圖10 不同隔振對象質量m2對應的最大振動傳遞率Fig.10 The most vibration transmissibility among different vibration isolation object mass m2

5 結束語

本文通過建立微重力狀態下的隔振系統動力學模型,采用諧波平衡法推導了振動傳遞率計算公式,綜合考慮了隔振器和隔振對象的質量、剛度和阻尼對系統的影響,得出了系統參數對振動傳遞率的影響,為航天器被動隔振系統設計提供參考。主要有以下結論:

1)隔振器的非線性剛度項對系統隔振效果影響不明顯,非線性阻尼項對系統隔振效果影響很大,增大阻尼非線性系數,能有效抑制系統共振峰值,但在高頻處隔振效果變差。

2)隔振器的質量和剛度對系統隔振效果影響明顯。增大質量或減小剛度,均能有效提高隔振效果,擴大隔振頻率范圍。

3)增大被隔振對象的阻尼和剛度能降低共振頻率處的振動傳遞率。

4)被隔振對象質量對隔振系統共振峰值的影響與非線性阻尼系數的大小密切相關。但是由于質量增加能減小共振峰頻率,因此也有利于提高隔振效果。

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Research on Passive Control Dynamics of Micro-vibration Based on Harmonic Balance Method

ZHU Enyong WEI Chuanfeng
(Institute of Manned Space System Engineering,China Academy of Space Technology,Beijing 100094)

For investigating the effects of passive vibration isolator parameters on the vibration transmissibility,nonlinear stiffness characteristics of the vibration isolating material was described by the cubic polynomial function of its deformation,and the nonlinear damping was characterized by viscoelastic fractional derivative operator.The nonlinear dynamic model in microgravity environment of passive vibration isolator system was developed.The dynamic response characteristics were analyzed by the harmonic balance method,and the vibration transmissibility was obtained.Then the influence of stiffness,damping and mass of the isolator and isolated body on vibration isolation effect were analyzed.The results provide theoretic reference for design of spacecraft isolators.The results show that the effects of vibration isolator nonlinear damping coefficient on vibration transmissibility were obvious and the effects of vibration isolation object mass on resonance vibration peak value have a great deal to do with the vibration isolator nonlinear damping coefficient.

Isolation;Dynamic model;Harmonic balance method;Vibration transmissibility; Nonlinear;Spacecraft

10.3780/j.issn.1000-758X.2015.05.007

(編輯:高珍)

2015-03-07。收修改稿日期:2015-05-21

朱恩涌 1983年生,2010年獲武漢大學機械設計及理論專業博士學位,高級工程師。研究方向為載人航天器動力學與總體設計。