某車載平臺電子設備抗振系統設計

姜昊，張立中，李小明，高藝

（1.長春理工大學 空地激光通信國防重點學科實驗室，長春 130022；2.長春理工大學 機電工程學院，長春 130022）

某車載平臺電子設備抗振系統設計

姜昊1，張立中1，李小明1，高藝2

（1.長春理工大學 空地激光通信國防重點學科實驗室，長春 130022；2.長春理工大學 機電工程學院，長春 130022）

針對某車載平臺所受外界的力學環境影響，提高電子設備抗振動能力等問題，研究電子設備抗振系統理論，建立了動力學微分方程，通過減振器的布局方式研究，分析了不同布局方式下的振動耦合情況，完成了減振系統設計。按照外界力學環境參數對電子設備結構進行隨機振動分析和沖擊響應分析。通過有限元分析方法驗證和分析，驗證了減振系統的有效性。結果表明，基于某車載平臺完成的減振系統提高電子設備抗振動能力。

電子設備；有限元模型；減振器；隨機振動；沖擊響應

電子技術的發展使車載平臺電子設備廣泛應用于各個領域，復雜的外界環境會對車載平臺電子設備工作的可靠性產生很大的影響。軍用電子設備除了要滿足產品的電氣性能指標外，還應提高設備抵抗外界環境振動的能力。在實戰環境中，電子設備常受到來自振動、沖擊、離心力以及結構產生的摩擦力等機械力，其中危害最大的是振動和沖擊，造成的危害主要表現在兩個方面［1］:

（1）電子設備受環境振動影響，在自身的固有頻率下產生較大的共振，內部的印制電路板因振幅較大停止工作，或者由于沖擊所產生的沖擊力超過設備的強度極限值而使設備破壞。

（2）電子設備在車載平臺上受振動和沖擊引起的應力雖然低于材料在靜載荷下的極限值，但長時間振動或沖擊的累計作用易使設備產生疲勞破壞。

在電子設備抗振系統設計中，根據實際應用的環境要求，采用鋼絲繩減振器對環境振動進行衰減［2］，通過建立力學模型，計算抗振系統中減振器的參數以及合理布局，保證電子設備正常工作。

1 電子設備結構及平臺力學特性

車載電子設備火炮性能測試系統主要由車載控制箱（采集箱、存儲箱）、GPS天線、光學測頭、圖像顯示系統以及傳輸裝置等構成，如圖1所示。其中火炮性能測試系統車載控制箱包含數據采集單元和數據處理單元；而光學測頭包含夾具和CCD相機。

圖1 電子設備系統示意圖

1.1 電子設備結構

電子設備工作的可靠性由電子箱來保護，電子箱結構形式為尺寸較小和結構簡單，一般用于中小型電子設備，六面體的結構形式，可以為正方體或長方體，形成一個外殼，保護其內部的電子設備［4］。

電子箱形狀大多為長方體，形式可以分為整體加工、組裝拼接和焊接加工三種。其中焊接不太實用，受材料限制且易發生變形，故不在討論范圍之中。整體加工法是由數控加工中心把整塊方形料銑出個方槽，只留有5個薄邊，再單做一個上蓋板子，之后裝配而成。其優點是做出來的箱體內壁光滑，外邊框結構比較結實，屏蔽性比較好；缺點是箱子比較沉重，不便攜帶。組裝拼接法，分別加工出6個側板，都留有安裝定位孔，最后組裝而成。其優點是加工成本比較低、容錯率比較好；缺點是安裝拆卸不方便，結構形式相對不結實。電子箱常用結構材料為鋁合金、鈑金和鋼型材等。電子箱形式分別如圖2和圖3所示。

圖2 電子箱形式

圖3 電子箱實物圖

1.2 車載平臺力學特性

車載電子設備所承受的振動、沖擊與車行駛路面的譜特性、車速、發動機工作狀態，以及自身的懸掛系統和裝載質量等眾多因素有關。作為電子設備的安裝平臺和載體，車載平臺的振動和沖擊情況直接反映了電子設備所承受的激振幅值的大小，當選定某車載平臺，就需要依據實際的振動偏頻，對電子設備和車身聯接以及其布局與安裝進行合理的設計。

根據電子設備外界環境輸入及機械結構形式，已知以下參數，電子設備總重量在9～10kg之間，安裝在坦克車炮塔頂。該坦克車所受的隨機振動頻率范圍為5～200Hz，其中在5～7Hz范圍內為等幅振動，雙邊振幅為25.4mm；而在7～200Hz范圍內為等加速度振動，加速度為2.5G。沖擊為后峰鋸齒波脈沖，鋸齒脈沖的峰值加速度（上下軸向的垂直速度）為40G，持續時間為11ms；鋸齒脈沖的峰值加速度（觀瞄，射擊軸向的前后速度）為75G，持續時間為6ms［6］。其中，振動能量主要在0～40Hz，一般減振器對設備低頻振動的隔振效果并不明顯，甚至有放大作用。所以，降低電子設備的低頻振動是一個關鍵的問題。

2 抗振系統設計

為保證電子設備在車在平臺的可靠性，減少振動和沖擊的破壞，對電子箱進行抗振系統設計。本設計從以下幾個方面來進行研究。

2.1 理論模型建立及分析

根據本文車載平臺的特點，把減振系統的力學模型簡化，如圖4所示。其中，x(t)為支撐結構位移量，y(t)表示隨時間t的變化，測試電子設備距離原平衡位置的位移量，故彈簧自身長度為y(t)-x(t)，進而可得阻尼的相對速度為根據力學模型，可以得出運動微分方程表達式［7］:

當支撐結構位移量x(t)=Xsin(ωt)時，帶入上式（1）得:

由式（2），解得結果為y(t)=Ysin(ωt-φ)，并且已知

故可以求位移量之比Y/X，也稱為振動傳遞率，記作η。

圖4 減振系統力學模型

用Matlab數學軟件［3］，把式（5）繪制成為振動傳遞率曲線，如圖5所示。

圖5 振動傳遞率曲線

由圖中傳遞率曲線曲線，可以總結出以下幾點結論:

（1）當r=0時，系統振動傳遞率η=1，并且，r越趨近于0，η隨之趨近于1。和實際的工程情況一致。

（4）振動傳遞率曲線，η和r的取值與ζ的大小無關，不影響振動傳遞率曲線的走向。

2.2 減振器的布局方式

采用減振器作為支撐系統，減振的效果取決于設備的重心位置、減振器自身的剛度強度和減振器的布局安裝等［5］。

電子設備重心位置的選擇起著關鍵性的作用。一般布局方式分為兩大類，非耦合振動和耦合振動布局。如圖6和圖7所示。

圖6 非耦合振動布局方式

圖7 耦合振動布局方式

圖6（a）電子設備結構受振動作用繞重心做旋轉運動，會發生兩邊彈簧伸長量不同。當振動作用消失后，結構將會以回轉方式反復振動。然后振動方向沿重力方向作用，兩邊的彈簧伸縮量相同。振動作用消失后，結構將會以上下平移方式振動。因兩邊彈簧安裝位置相對于設備結構重心對稱，且阻尼和彈性剛度相同，所以回轉和平移運動互不干擾，稱為非耦合振動。在圖6（b）中，即管兩邊彈簧安裝位置與設備結構重心不對稱，但彈簧的彈性剛度按比例大小進行選擇，轉動和兩種運動互不影響，也稱為非耦合振動。

反之，圖7中的布局方式，回轉和平移運動互相干擾，為耦合振動。

為了使車載測試系統工作在平穩環境，在固定安裝板底部設有四個支撐點，且安裝固定板上的存儲箱和采集箱子，它們總質量的重心位置落在四個支撐點所圍成矩形的中心，選用4個相同彈性剛度的減振器。如圖8所示。

圖8 電子設備減振器安裝布局形式

圖9 電子設備裝配實物圖

已知電子箱質量大小設為M，安裝固定板底部四角有四個鋼絲繩減振器，數量為n=4。由圖8知，減振器分布是關于中心點中心對稱，各個減振器所受載荷為wi=M/4。安裝的示意圖如9所示。如果減振器的分布不是關于中線點中心對稱，則由以下計算公式:

一般情況，四個減振器選用相同的型號，如果電子箱外尺寸比較大，長和高都很大，就要考慮增加支撐點數量，增加水平方向或垂直方向減振器數量。否則，測試電子設備質量過大，且支撐點之間距離跨度很大，使安裝固定板的剛度、強度難以保證，從而對測試系統產生影響。

2.3 減振器的選型

電子設備底部安裝減振系統［3］，研究四個減振器所承受的載荷，存儲箱質量為m1=4kg，采集箱質量為m2=10kg，存儲箱的數量為一個到四個，所以選用四個存儲箱一起用，采集箱為一個。

選用抗振系統減振器步驟:

（1）根據車載平臺的自身環境因素，合理布置支撐點及每個支撐點的負荷wi。

（2）確定測試系統的額振動形式和實際的受力情況，根據激振頻率范圍，初步確定抗振系統的固有頻率f0。

（3）計算得出抗振系統的靜剛度K、靜位移X=w/k。

式中:K為系統的精剛度，X=w/k；w為減振器所承受的重量載荷；g為重力加速度取9.8m/s2。

（4）根據所計算出的靜剛度K、靜位移X和支撐點負荷wi，初步選擇了減振器的類型和型號。

（5）根據初選減振器的固有頻率f0，計算減振器的靜剛度值K與實際減振器的靜剛度值k0作比較，選用數值相差不大的減振器型號，否則，減振器采用并聯方式安裝。

由上式（7）可以得出每個減振器所承受的載荷，wi=M/4。總質量M=4×m1+m2。

計算求得每個減振器所承受的載荷:

再設定減振系統的固有頻率f0=10Hz，根據式（7）得靜剛度:

把所得結果帶入，可得位移變化量:

掌握了電子箱結構系統的基本參數，選用遼寧同澤減振器有限公司的GG-1241型金屬鋼絲繩減振器（如圖10所示）性能穩定，耐高溫，使用壽命長，可適用不同要求的彈性支撐。其主要參數:額定負載5kg，靜變位移率2～4mm，其垂向方向動剛度為16.74kg/cm。

帶入式（7），可以求得減振器自身固有頻率:

上述分析，本設計選擇遼寧同澤減振器有限公司的GG12-41型金屬鋼絲繩減震器，如圖7所示。此系列減震器固有頻率控制在20Hz以內，性能穩定，耐高溫，使用壽命長，可適用不同要求的彈性支撐。其主要參數:額定負載10kg，靜變位移率3～4mm，固有頻率共振區在8～15Hz之間。

圖10 鋼絲繩減振器

3 電子設備有限元分析及驗證

3.1 電子箱隨機振動和沖擊響應分析

隨機振動的特點為激勵或響應不能用時間的確定性函數來描述。它具有不確定性。隨機振動用數學模型來描述隨機過程。對于受隨機激勵的定常系統，系統的響應只有激勵的隨機性來決定，因此對電子設備進行隨機振動響應分析就是定常系統在隨機激勵作用的響應分析［8］。

沖擊響應的特點發生的時間很短，一般十幾毫秒，小于測試電子設備的固有周期，且峰值很大。在國軍標GJB150.18-86中規定了軍用設備的沖擊試驗方法，一般情況來講，采用后峰鋸齒波脈沖和半正弦波來進行沖擊試驗

本設計采用ANSYS Workbench軟件進行仿真模擬［9］。把三維模型導入ANSYS Workbench中，建立模型并劃分網格，單元格為4mm，用Hex Dominant Method方法，如圖11所示。環境振動PSD功率譜密度表，見表1所示。

圖11 網格劃分

表1 功率譜率譜密度

沖擊響應選擇后峰鋸齒波進行沖擊試驗，分別在Z方向（垂直方向）和Y方向（前后）施加后峰鋸齒波脈沖，其中Z方向的峰值加速度為40G，持續時間為11ms；Y方向的峰值加速度為75G，持續時間為6ms。在ANSYS Workbench中擬合出的沖擊脈沖波形如圖12所示加隨機振動得出分析結果如圖13和圖14所示。沖擊響應分析如圖15和圖16所示。加隨機振動得出分析結果如圖13和圖14所示。沖擊響應分析如圖15和圖16所示。

圖12 Y和Z方向施加的加速度載荷波形圖

施加隨機振動得出分析結果如圖13和圖14所示。沖擊響應分析如圖15和圖16所示。

圖13 印制板隨機振動等效應力云圖

圖14 Z方向隨機振動加速度PSD響應譜

圖15 印制板沖擊響應的等效應力圖

圖16 印制板Z方向鋸齒波沖擊響應曲線

在圖14中，節點Q加速度均方值為3901mm/s2且有三個峰值，分別為53.197Hz、146.07Hz、155.25Hz，其中146.07Hz和155.25Hz比較接近。

從圖16中可以看出印制電路板加速度曲線的變化，施加加速度載荷大小、方向和持續時間的不同，有著不同變化形式。其中，印制電路板Z方向最大加速度值為21.1m/s2。

3.2 減振系統仿真驗證

在電子箱底部安裝4個GG-1241型金屬鋼絲繩減振器，分別布置在電子箱底端的四個邊角。根據前文所得出鋼絲繩減振器參數，設定減振器彈性剛度K=50000N/m，減振器系統由Workbench中彈簧阻尼模塊來模擬，并分別對電子設備進行垂向方向的PSD功率譜載荷和沖擊加速度。因電子設備中印制板是最薄弱的環節，在有限元分析后處理中，提取分析結果，如圖17、圖18和表2所示。

圖17 Z方向加速度曲線

圖18 印制板Z方向鋸齒波沖擊響應曲線

表2 印制電路板加速度

從圖17可以得出，印制板在145Hz處達到最大值，均方根為2202.2mm/s2（0.22g），相比沒加減振系統模型節點Q減少了44.6%。

通過安裝減振系統，雖然還存在共振峰值，但是印制電路板的加速的PSD響應幅值已經降低了很多。為了增強減振系統的減振效果，可以考慮減振器與電控箱連接處增添減振墊。

從圖18中可知印制電路板在Z方向有兩個比較高的峰值，其原因為Z、Y方向和重力加速度持續時間和結束時間不同。繪制印制板加速度，見表2所示。當7ms左右Z方向產生了最大加速度為14.7m/s2，約為1.5g，不安裝減振系統的模型的最大峰值加速度減少了30%（21.6m/s2）。

從上圖可以得知，測試電子設備在施加后峰鋸齒脈沖后，減振系統（鋼絲繩減振器）起到顯著的作用，優點主要包含:（1）電子設備在受到外界沖擊脈沖后，因材料的差異，印制電路板承受沖擊加速度易對其自身產生破壞，且加速度大小多為外界沖擊脈沖最大值。安裝減振系統后，測試系統結構、減振系統和固定安裝板為一個整體，外界沖擊脈沖一定情況下，因此印制電路板自身加速度會減少。（2）安裝減振系統后，一部分振動能量被鋼絲繩減振器所吸收，能量衰減比較快，恢復時間縮短。其缺點是占用空間比較大。

4 結論

長期以來，電子設備在各個平臺減振、抗沖擊和防護是一個重要課題。本文根據當前國內外技術的發展狀況，總結傳統的經驗和方法。對車載平臺電子設備結構和減振系統進行設計，仿真軟件驗證了其正確性和可行性，且在坦克上獲得了成功。因此，在車載平臺電子設備抗振系統具有良好的減振作用，為電子設備正常工作提供了保障。

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Anti-vibration Systems Design of
A Vehicle Platform Electronic Equipment

JIANG Hao1，ZHANG Lizhong1，LI Xiaoming1，GAO Yi2
（1.Fundamental Science on Space-Ground Laser Communication Technology Laboratory，Changchun University of Science and Technology，Changchun 130022；2.School of Mechatronical Engineering，Changchun University of Science and Technology，Changchun 130022）

Mechanics for the environmental impact of a vehicle platform suffered outside，improve electronic equipment vibration resistance and other issues，study on Electronic Equipment vibration system theory，the dynamic differential equations by the shock absorber layout，analyzes the situation is different vibration coupling layout mode，completing the damping system design.According to the mechanical response of the external environmental parameters for electronic device structure random vibration analysis and shock.Verification and analysis to verify the validity of the damping system by finite element method.The results showed that，based on a complete vehicle platform damping system to improve electronic equipment vibration resistance.

electronic equipment；finite element model；shock absorber；random vibration；shock response

TH113

A

1672-9870（2016）05-0013-07

2016-02-23

姜昊（1989-），男，碩士研究生，E-mail:583026593@qq.com

高藝（1968-），女，副教授，E-mail:gaoyicust2006@126.com