某型艦載電子機柜的減振器設計

李 健，杭佳棋，張 恒，陸 建，葛 舟

(1.常州大學 機械工程學院，江蘇 常州 213164；2.常州市金壇區檢測檢驗中心，江蘇 常州 213200；3.常州賀斯特科技股份有限公司，江蘇 常州 213127)

隨著電子技術迅速崛起，為了滿足電子設備系統的高度集成化要求，電子設備通常采用電子機柜結構進行包裝運輸。電子機柜是高度集成化的電子包裝系統，其結構的機械性能優劣直接影響電子設備中電信號傳輸以及電子系統的穩定性。由于軍用艦載電子機柜所處的環境比較惡劣，環境因素是電子設備失效的主要原因，在溫度、振動、濕度三項環境因素中，振動因素影響很大[1]。對電子機柜的抗振設計主要采取兩個措施：一是對機柜本身進行結構加固設計；二是對電子機柜的隔振緩沖系統進行設計，以此來弱化外部的激勵，讓傳遞給設備的實際作用力小于設備的許用值。而對電子機柜進行整體的隔振緩沖設計是目前工程最為快速、直接和有效的措施。

1 減振系統理論分析

圖1為減振系統的力學模型[2]。根據牛頓第二定律，該模型的運動微分方程可表示為

圖1 減振系統模型

其中m為被減振物體的質量；k為減振器的剛度；Fμ為干摩擦力；x、y分別為被減振物體的基礎激勵位移和響應位移，λ=±1是取決于被減振物體的質量與基礎相對速度的符號函數。

由非黏性阻尼的等效原理可知：黏性阻尼可以等效為干摩擦阻尼，等效黏性阻尼比系數為

式中ω為基礎激勵頻率；x0為阻尼力在一個周期中的振幅。

若將干摩擦力等效為黏性阻尼，則

設基礎激勵作y(t)=y0ejωt的正弦運動，并令u=x-y代入（3）式，可得系統在基礎激勵作用下的簡諧強迫振動方程

此時減振系統的穩態響應為

計算可得到設備與基礎的相對位移振幅

其中γ為頻率比，γ=ω/ωn，ωn為系統固有頻率；D為阻尼比，D=c/2mωn。定義φ=Fμ/ky0為摩擦阻尼參數。

計算整理可得設備的絕對位移幅值x0與基礎位移幅值y0之間的相對傳遞率

由圖2的無諧振峰隔振傳遞率曲線知：

圖2 隔振傳遞率曲線

因此設計減振器在振動隔離階段的摩擦力最佳取值為

2 減振器的設計

2.1 某機柜的工作環境

（1）振動參數如下表1。

表1 艦載電子設備振動量值表

（2）沖擊波的波形半正弦波，峰值加速度為300 m/s2，持續時間為 40 ms[3]。

2.2 減振器的結構設計

圖3為減振器的結構圖：

軸桿1通過螺栓與電子機柜底部連接，軸桿1具有微調功能，當載荷不是預定載荷時，可以轉動軸桿1從而改變減振器的工作高度（適用于重心不完全在正中心的電子機柜）；彈簧頂板3與軸桿1螺紋連接，底座6上設置放有主彈簧的凸臺，與上蓋4螺紋連接；摩擦塊安裝盤7與軸帽2螺紋連接，主要用于摩擦塊的定位，從而限制摩擦塊的運動；主彈簧8為系統在振動和沖擊時提供所需要的剛度；摩擦塊9與阻尼座5構成摩擦副；10為副彈簧，副彈簧變形的大小反映了摩擦塊對阻尼座的正壓力，從而決定了系統所需要的摩擦力。

圖3 減振器的結構

該減振器的工作過程如下：在靜載荷下，電子機柜通過主彈簧的剛度及原長的設置使摩擦塊與阻尼座的中間位置接觸。根據無諧振原理，在“低頻”時，由于主彈簧的剛度和摩擦塊與阻尼座的摩擦力，此時電子機柜處于“鎖定”狀態，相當于和減振器連成一體，不會產生較大位移，在“高頻”時，系統受到振動或沖擊產生較大位移時，摩擦塊與阻尼座的上下凸起端接觸摩擦為系統提供更大的摩擦力，從而有效緩和系統受到的較大振動或沖擊。

2.3 減振參數的設計與仿真分析

（1）減振器剛度參數的確定

在設計減振器剛度參數時，為了使系統在頻率較高時避免共振的影響，應將系統本身的固有頻率設計得低些，一般將整個減振系統的固有頻率設定為5 Hz[4]。以揚州723研究所研制的一次性鑄鋁電子機柜為例，該電子機柜總重210 kg，在電子機柜底部安裝4個減振器，由于電子機柜內部設計規則，則每個減振器承受的質量為52.5 kg。為了滿足系統的固有頻率為5 Hz即10πrad/s，根據剛度公式

其中k為單個減振器系統的剛度，m為單個減振器所承受的質量，f為系統的固有頻率。因此，求得單個減振器的剛度k≈51.8 N/mm。

(2)減振器阻尼參數

在減振器的結構中，阻尼座的結構設計成“弓”形，因此該減振器阻尼采取分段阻尼的方式，取值形式如圖4所示。

采取分段阻尼可以實現減振器的阻尼可變性，當振動或沖擊位移較小的時給系統提供較小的阻尼，當振動或沖擊位移較大時給系統提供較大的阻尼從而對整個系統起到保護作用。

如圖5為“弓”形阻尼座和摩擦塊相互作用的示意圖。在剛開始的“低頻”振動階段（圖5的Ⅰ階段），摩擦副提供的靜摩擦力將減振器和電子機柜“鎖”成一個整體(設此時副彈簧的壓縮量為x1)，當振動頻率比γ達到一定值后，系統所受的慣性力將突破摩擦副的最大靜摩擦力，即阻尼座和摩擦塊之間開始滑動摩擦消耗能量進行隔振。當系統受到較大位移的沖擊時，促使摩擦塊和阻尼座的上下凸起端接觸（以圖5中Ⅱ階段的上凸起端為例，下凸起端同理），此時副彈簧被壓縮（設此時副彈簧的壓縮量為x2），摩擦塊對阻尼座的正壓力增大，即摩擦副為系統提供了更大的摩擦力。

圖4 分段摩擦力曲線

圖5 阻尼座和摩擦塊作用示意

根據無諧振原理-a1、a1段的單個減振器所需的摩擦力利用 ANSYS Workbench對系統進行諧響應分析：

建立如圖6所示的仿真模型。

鑄鋁電子機柜即需要減振的物體，電子機柜底下安裝4個減振器，在這里將減振器等效為彈簧單元來進行仿真分析[5–6]，并在電子機柜和減振器之間設置摩擦副，在摩擦副上可以設置動摩擦系數，電子機柜和減振器有相對位移時即產生摩擦力。根據電子機柜工作環境對柜體施加激勵，同時對4個減振器的底部進行固定約束，最后劃分網格對該系統進行諧響應分析，仿真曲線如下列圖7所示。

圖6 減振器的仿真模型

圖7 電子機柜位移響應

由圖7可知：在1 Hz～7 Hz內系統的響應振幅約為0.8 mm～1.25 mm，在5 Hz左右系統最大響應振幅為1.257 mm，這與系統設計的固有頻率為5 Hz相符，但由于摩擦副提供的摩擦力，電子機柜和減振器沒有發生較大的相對位移即沒有出現明顯的峰值諧振，系統在大約為7 Hz（倍的激勵頻率）后，開始“啟用”摩擦副提供的摩擦力消耗能量并開始隔振。根據仿真結果：在振動隔離階段，減振器的摩擦力取值F1=81.3 N。

接下來設計沖擊隔離下減振器所需要的摩擦力，即-a3、-a2和a3、a2段的摩擦力F2。由于振動和沖擊隔離時所需要的摩擦力都是由副彈簧提供，所以在副彈簧剛度k1一定的情況下，在“弓”型阻尼座結構設計中參數a（見圖5）的取值決定了沖擊隔離時所需要的摩擦力值。

由前面計算可知-a1、a1段的摩擦力（系統開始隔振的最大靜摩擦力，取動摩擦系數μ=0.25）

由此可以得出-a3、-a2和a3、a2段的摩擦力

該減振器的副彈簧的選用20 N/mm剛度的彈簧，由于整個減振器的結構尺寸和主彈簧自身的特性，主彈簧的最大彈性變形不能超過24 mm[7]。所以對a進行取值計算F2直到滿足在沖擊隔離過程中主彈簧的最大變形不超過24 mm且在較短時間內將沖擊的能量消耗掉。

對電子機柜施加沖擊激勵，如圖所示為a=5 mm時電子機柜的響應位移見圖8。

圖8 電子機柜受沖擊激勵下的響應位移

由圖8可知：在按要求設置的沖擊激勵下，彈簧的最大變形為18.996 mm，小于彈簧的允許變形，且在0.7 s～0.8 s左右將沖擊能量消耗掉。根據仿真結果：沖擊隔離階段的摩擦力取值：F2=181.3 N。

(3)減振器主要性能表

在艦載環境下，對某電子機柜的減振器進行了結構參數設計計算及仿真分析，并根據仿真結果對減振器的振動隔離階段和沖擊隔離階段進行了分析，現將減振器性能總結如下表2。

表2 減振器的主要性能參數

3 實驗與仿真結果比較

實驗采用某型號振動測試臺及配套的電荷放大器、控制器、加速度傳感器。將4個減振器先和電子機柜安裝好然后通過螺釘連接到振動臺面，臺面上放置兩個傳感器作為激勵信號采集點，在電子機柜頂面也放置兩個傳感器作為響應信號的采集點。所有信號通過控制器進行分析處理。

GJB振動實驗條件[8]：按艦船正弦振動，1 Hz～16 Hz單振幅1 mm，16 Hz～60 Hz加速度1 g。在選定范圍內，以每分鐘一個倍頻程速度進行掃頻；在危險頻率上（若無，則在60 Hz上），耐振實驗2小時。記錄測試結果數據如圖9。

接下來對測試臺設置沖擊參數如下：

沖擊波形：半正弦；

沖擊加速度：根據實驗要求輸入30 g；

脈沖寬度：根據實驗要求輸入40 ms；

波形補償方式：普通；通道靈敏度:100 mV/g；

頻率范圍：60 Hz；

沖擊速率（10～200次/分）：通常輸入30；

圖9 振動實驗幅頻特性曲線

沖擊水平數（1～10）：3。

設置完以上參數進行沖擊實驗，記錄測試結果如圖10。

從圖9中可以看出減振系統在共振頻率5 Hz處達到了最大位移值，約為1.17 mm，在7 Hz處系統啟用摩擦副開始隔振，在整個過程中系統沒有出現明顯的諧振。

圖10 沖擊實驗時域特性曲線

從圖10中可以看出減振系統在受到40 ms寬度的脈沖時，響應位移到達了最大值20.5 mm，脈沖過后系統迅速利用摩擦副提供的摩擦力消耗沖擊能量，在0.8 s左右基本消耗完，系統恢復穩定狀態。

以上進行的所有實驗均沒有發生機柜變形或內部結構損壞的情況。

4 結語

本文基于無諧振原理，針對艦載電子機柜的工作環境設計了一種新型阻尼可變的減振器結構，計算了關鍵的設計參數，并利用ANSYS Workbench軟件對整個減振系統進行了有限元仿真分析，與實驗結果數據比較吻合。該減振器固有頻率低，能夠很好地避免高頻時段的共振，而且阻尼的可變性不僅可以滿足艦船上一般的振動要求，還可以滿足艦船上的沖擊要求。本文介紹的艦載電子機柜減振器的設計方法同樣可以運用于機載、車載或其他環境平臺上的電子機柜的減振器設計上，為以后新型減振器的結構設計提供了一個很好的參考。

[1]馮永平.無諧振峰減振器在雷達晶體振蕩器上的應用[J].電子機械工程，2013，29(3)：1-3.

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[3]汪玉，華宏星.艦船現代沖擊理論及應用[M].北京：科學出版社，2009：36-36.

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[5]韓傳強.可變阻尼減振器動力學仿真研究[D].吉林：吉林大學，2008.

[6]STEINBERG D S.Vibration analysis for electronic equipment[M].New Jersey:John Wiley&Sons,2009.

[7]成大先，王德夫，姬奎生.機械設計手冊[M].北京：化學工業出社，2009，3(11)：12-118.

[8]周雄兵.電子設備振動分析與抗振設計[J].通訊世界，2017，26(1)：1-4.