一種可調頻式的管路動力吸振器研究與實驗驗證

周 笛，陳 果，劉明華，羅 云，侯民利，劉彬彬

(1.南京航空航天大學 民航學院，南京 210016；2.成都飛機工業（集團）有限責任公司，成都 610092)

一種可調頻式的管路動力吸振器研究與實驗驗證

周 笛1，陳 果1，劉明華2，羅 云2，侯民利2，劉彬彬1

(1.南京航空航天大學 民航學院，南京 210016；2.成都飛機工業（集團）有限責任公司，成都 610092)

基于反共振原理，設計了一種可調頻式的管道動力吸振器，通過移動彈簧片上的質量塊位置，并將其安裝在管路共振位移最大處，可以實現不同頻率下管道減振。通過構建了一段空間管路，利用有限元仿真分析和管道振動實驗，驗證了本文設計的調頻動力吸振器能夠在不同共振頻率處對管路進行有效減振，結果表明調節減振器彈簧片上的質量塊位置能夠將減振器的減振效果調整到最佳。所研究的可調頻式管道動力吸振器具有很強的工程應用價值。

振動與波；管道；振動抑制；動力吸振；調頻；有限元分析

飛機液壓管道主要用于輸送燃油、液壓油等介質，對飛機安全性的影響是不言而喻的。而管道振動問題一直是導致造成管道事故的主要原因之一。據有關文獻記載[1]，在1965—1966兩年中，某些殲擊機由于導管及管接頭故障而失事的次數占失事總數的60%。然而在這些故障中，大部分都是由振動引起的振動疲勞和振動磨損[2]。因此，對管道振動的控制就顯得極為重要了。

對于管路振動抑制，主要分為主動抑制[3]和被動抑制[4]兩種方式。被動抑制具有對環境依賴小，不需增加其他額外能量等特性，能更好的針對已設計好的復雜管路中出現的振動過大問題。目前，改變管道形狀、增加卡箍、施加阻尼器是主要的調節管道的固有頻率，減小管道振動的主要方法[5]。李鑫等提出了基于系統特征阻抗，通過優化卡箍布局來進行管路減振，并驗證了其有效性［6］；陳艷秋等在有限元的基礎上采用遺傳算法對發動機導管進行了優化，能夠滿足快速實現發動機管路的振動設計[7]；Kwong等采用遺傳算法對管路卡箍布局進行了優化，并用試驗驗證了其理論的可靠性[8]。總體而言，這些方法都有顯著的減振效果，但是有時需要一定的管道現場外部支撐，這在某些情況下可能難以滿足。動力吸振器是一種對安裝條件依賴相對較少的被動減振方法，它能有效的解決無法施加卡箍和改變管形等問題，但此方法只有在動力吸振器固有頻率和管道工作頻率相同時，減振效果才明顯。對于不同的管道系統，它們的工作頻率是不同的，這樣就要針對制造各種與之工作頻率對應的動力吸振器，非常繁瑣。

本文基于反共振的基本思想，設計出了一種調頻動力吸振器，結構簡單，安裝方便，并且可以進行頻率調節，可以滿足不同管道系統工作頻率下的減振工作。針對實際建了一段簡單的三維空間管路，用Ansys Workbench進行了有限元仿真，并且加工出了吸振器，用有限元仿真和實驗兩方面驗證了吸振器的有效性和實用性。

1 調頻動力吸振器的基本原理

在實際管路工況中，工作頻率段附近的共振點被看做是主要討論的頻率，因此管路系統也可以被簡化為單一共振頻率下的單自由度模型。調頻動力吸振器利用反共振原理，當管路系統發生振動時，同時會帶動動力吸振器振動。吸振器的運動產生的慣性力會反作用到管路系統上，從而有效地抑制管路系統的振動。把管道振動系統稱為主系統，動力吸振器，也就是新附加的系統稱作子系統，組合的系統構成一個二自由度系統[9-11]，如圖1所示。

圖1 主系統與附加子系統減振

其中的m1，c1，k1分別為主結構的質量、阻尼和彈簧剛度；m2，c2，k2是動力吸振器的質量、阻尼和彈簧剛度。子系統和主系統分離[12]，由動力學原理就可知當外激勵頻率與子系統的固有頻率相等時，質量m1將不振動，吸振器即利用此原理對主系統進行吸振。

2 調頻動力吸振器的設計

圖2為所設計的調頻動力吸振器，其結構上采用螺栓固定，并連接安裝在管道上。彈簧片開槽，通過調整質量塊在彈簧片上的位置來達到調頻的目的。由于調頻動力吸振器要在動載荷環境下工作，所以彈簧片采用了彈性較好而且屈服強度較高的彈簧鋼65Mn，其厚度在1.5 mm，整體形狀是扁平的長方體。內圈夾持件采用了密度較小的合金鋁6061；周向則通過4個相互成直角的彈簧片固定4個質量塊。質量塊由螺栓固定在彈簧片溝槽內，并可在溝槽內移動。整個調頻動力吸振器結構包括兩個夾持結構、4個彈簧片和與彈簧片數量相等的質量塊，以及其他連接螺釘等，主要的基本材料數據見表1。

圖2 調頻動力吸振器

表1 調頻動力吸振器各部件材料參數

3 管道振動實驗臺

為驗證調頻動力吸振器的吸振效果，本文建立了一個簡單的三維空間管道試驗臺，如圖3所示，圖中（6）所指分別為X、Z、Y三個方向加速度傳感器，分別測取X、Z、Y三個方向的振動加速度，振動臺用上海魯軒儀器設備廠生產的ZD/LX-ATP型號激振器進行管道基礎正弦激振。管路系統主結構為空間3個方向上的管路。管路由4根管道通過管接頭連接而成，管道所用材料為鍍鋅鋼，外徑21 mm，壁厚3 mm，兩固定支承間管路總重3.45 kg。卡箍位置在圖3中（5）處。

4 管道動力吸振器的有限元仿真驗證

4.1 管道有限元模型的驗證

為了驗證有限元模型的正確性，首先對真實管道系統進行了模態試驗。采用錘擊法，用力錘分別對圖3中管道3個方向進行敲擊，如圖4(a)、(b)、(c)所示，通過放置在管道上的加速度傳感器獲取管道系統的頻響函數，并得出管道系統的共振頻率如表2所示。

圖3 管道實驗臺

圖4 錘擊的三個方向

表2 真實管道共振頻率結果列表

對管道系統進行有限元仿真，模擬圖3所示的實際管道實驗臺的安裝條件，由Catia建模，轉化為（.stp）文件導入Ansys Workbench。管路右端的邊界條件為固定支撐，左端也就是1處邊界條件為固定支撐。卡箍沿管道方向長為30 mm，邊界條件設置為彈性支撐。模態分析時卡箍由內徑21 mm，外徑21.5 mm，長30 mm的圓筒代替。管路模態分析時卡箍具體位置及管路模態分析邊界條件如圖5所示。對管路進行模態分析，得到其各階固有頻率。

圖5 模態分析管路模型

表3為有限元仿真計算得到的模態仿真結果，管路模態分析時，卡箍的彈性模量為6×1012Pa時，結果顯示與真實管路模態試驗所測得的數據非常接近。由此可認為仿真的管道模型基本符合真實管道模型，增加了仿真的正確性。

表3 仿真管道共振頻率結果列表

4.2 基于管道有限元仿真計算的可調頻式減振器減振效果驗證

對調頻動力吸振器進行等效簡化，忽略螺絲等部件，得到簡化模型利用Ansys Workbench進行模態分析。其邊界條件在夾持件內弧設置固定支撐，如圖6所示。

圖6 模態分析調頻動力吸振器模型

根據動力吸振器吸振原理，可以得知當動力吸振器固有頻率和管路固有頻率相同時，其達到的減振效果最為理想。通過調節四個質量塊在彈簧片上的位置（質量塊與內圈夾持件的距離），在Ansys Workbench中對調頻動力吸振器進行模態分析，結果顯示調頻動力吸振器頻率調節范圍64.943 Hz～362.56 Hz。具體固有頻率分析結果如表4所示。

表4 調頻動力吸振器模態分析結果列表

通過諧響應分析驗證管路系統在75.8 Hz和96.18 Hz兩個共振頻率下管路系統未夾裝調頻動力吸振器和夾裝調頻動力吸振器兩種情況下的分析結果，并進行對比驗證調頻動力吸振器確有調頻減振效果。圖5中指出了管路振動諧響應分析時的邊界條件以及變形輸出點，管路系統右端固定支撐，左端（1）處則施加基礎激勵，激勵幅值為1×10-3m。

（1）管系75.8 Hz下的Z方向減振計算

管路系統在75.8 Hz振動頻率下未夾裝調頻動力吸振器的振型表現為Z方向上垂直振動，且在中間位置表現最大振動位移，如圖7(a)所示。管路系統在夾裝調頻動力吸振器后振型如圖7(b)所示，可以看出，管路系統振動明顯降低。

圖7 管系振動模態（75.8 Hz）

管路系統諧響應分析頻率范圍設置在75 Hz～85 Hz，其振動位移幅值如圖8所示。諧響應分析結果顯示：在75.8 Hz附近未夾裝動力吸振器管路系統振動明顯強烈，達到7.6×10-3m，而夾裝動力吸振器后振動位移明顯下降，最低下降至6.86×10-5m。

圖8 75.8 Hz諧響應分析結果對比

（2）管系96.18 Hz下的X方向減振計算

管路系統在96.18 Hz振動頻率下未夾裝調頻動力吸振器的振型表現為X方向上水平振動，且在中間位置表現最大振動位移，如圖9(a)所示。管路系統在夾裝調頻動力吸振器后振型如圖9(b)所示，同樣可以看出，管路系統振動明顯降低。

圖9 管路振動模態（96.18Hz）

管路系統諧響應分析頻率范圍設置在90 Hz～110 Hz，振動振型查看設置在96.18 Hz。其振動位移幅值如圖10所示。在96 Hz附近未夾裝動力吸振器管路系統振動明顯強烈，達到5.67×10-2m，而夾裝動力吸振器后振動位移明顯下降，最低下降至1.24× 10-5m。

圖10 96.18 Hz諧響應分析結果對比

通過對上述2個頻率下的仿真分析結果顯示，調頻動力吸振器對管路系統在76 Hz和96 Hz兩處頻率點的振動都具有明顯減振效果，達到了預期目的。在此過程中，對調頻動力吸振器在Catia中對質量塊在彈簧片上的位移進行調節。進行諧響應分析的管路系統上夾裝的調頻動力吸振器質量塊在彈簧片上的位移分別為53 mm和43 mm，經過對調頻動力吸振器簡化模型的模態分析顯示，其1階頻率分別為76.5 Hz及96.8 Hz，與所分析的兩組管路系統振動頻率非常接近。諧響應分析驗證調頻動力吸振器減振效果與原理相符。

5 空間管系減振實驗驗證

為進一步驗證調頻動力吸振器在實際中的減振作用，本節通過加工出的真實調頻動力吸振器，在實際管路系統上進行驗證實驗。為此設計了兩套實驗方案：分別驗證管路系統在76 Hz和101.3 Hz工作頻率下減振效果，比較調頻動力吸振器在管路系統振動最大點處的質量塊在彈簧片不同位置時管路系統減振效果。

5.1 共振頻率76 Hz管系調頻減振對比分析

圖11中顯示了質量塊在不同位置下的吸振器安裝情況，其中，(a)、(b)、(c)、(d)、(e)、(f)中質量塊所處位移分別為60 mm、52 mm、45 mm、34 mm、26 mm、14 mm。利用激振器對管道進行76 Hz的基礎正弦激振來進行未夾裝調頻動力吸振器的情況以及6組調頻實驗，共計7組實驗。測得每組實驗的管路系統振動加速度幅值，經過對比不難看出，當質量塊距離為45 mm時，調頻動力吸振器對管路系統減振效果最好，如表5所示。未夾裝調頻動力吸振器與質量塊移動到彈簧片上45 mm位置處的減振效果對比如圖12所示。

表5 76 Hz管路振動調頻對比實驗結果

圖11 調頻動力吸振器的頻率調節

圖12 76 Hz最佳減振效果

5.2 共振頻率101.3 Hz管系調頻減振對比分析

同樣進行7組實驗，質量塊的位置僅僅（c）圖的位置（方案3）為43 mm，其他與圖11完全相同，同樣可以看出，當質量塊位移為43 mm時，調頻動力吸振器對管路系統減振效果最好。結果如表6所示。未夾裝調頻動力吸振器與質量塊移動到彈簧片上43 mm位置處的減振效果對比如圖13所示。

表6 101.3 Hz管路振動調頻對比實驗結果

圖13 101.3 Hz最佳減振效果

6 結語

（1）調頻動力吸振器對管路系統振動減振效果明顯，且只要通過改變質量塊的位置就能很好的解決管道系統在不同的工作頻率下的減振工作；

（2）在進行調頻減振試驗中，觀察表5和表6可以發現調頻動力吸振器在管路系統振動調頻減振過程中遵循一定規律。質量塊在最佳減振位置加大位移，振動會明顯增加；而在最佳減振位置減小位移，振動則稍微增強。由此可見調頻動力吸振器遵循動力吸振器減振原理，與模擬仿真分析結果得到相互驗證。

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Study and Experimental Verification on a Dynamic Vibration Absorber with FrequencyAdjustable

ZHOU Di1,CHEN Guo1,LIU Ming-hua2,LUO Yun2, HOU Min-li2,LIU Bin-Bin1
(1.College of CivilAviation,Nanjing University ofAeronautics andAstronautics, Nanjing 210016,China; 2.ChengduAircraft Industrial(Group)Co.Ltd.,Chengdu 610092,China)

A dynamic vibration absorber with frequency adjustable was designed based on anti-resonant principle.The leaf spring with moveable mass block was installed at the point of the pipeline where the resonant displacement reached the maximum.By moving the mass block on the leaf spring,the vibration reduction of the pipeline could be realized for different frequencies.Then,a spatial pipeline was built.The finite element simulation and the vibration test for the pipeline were carried out.The ability of the designed dynamic vibration absorber for vibration damping of the pipeline which possesses different natural frequencies within the available range of frequency was validated.It is concluded that the best damping effect of the dynamic vibration absorber can be obtained through adjusting the position of mass block on the leaf spring.And the best installation location of the absorber is where the maximum resonant displacement occurs on the pipeline.This work is of important significance for practical application of the dynamic vibration absorbers.

vibration and wave;pipeline;vibration suppression;dynamic vibration absorber;frequency adjustment;finite element analysis

O328

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.048

1006-1355(2015)02-0217-05

2014－09－24

國家自然科學基金資助項目（61179057）；成都飛機工業（集團）有限責任公司項目資助

周笛(1990－)，男，湖南省耒陽市人，碩士研究生，主要研究方向為減振技術研究。

陳果(1972－)，男，博士，南京航空航天大學教授、博士生導師。E-mail:cgzyx@263.net