一種幾何非線性低剛度高阻尼隔振器動態特性研究

摘要：為了實現隔振器低動態剛度和高阻尼的設計目標，利用兩層變桿長X型機構，提出一種新型隔振器.首先，采用諧波平衡法獲得所建隔振系統動力學模型的穩態解析解，并分別給出隔振系統的幅頻響應、相頻響應、等效剛度、等效阻尼和力傳遞率.然后，根據力傳遞率，將新型隔振器與常規線性隔振器和準零剛度隔振器進行對比分析.同時，采用有限元方法對獲得的解析解進行了有效性驗證.最后，分析并給出系統參數對新型隔振器隔振性能的影響規律.結果表明：與常規線性隔振器相比，新型隔振器具備更小的動態剛度和更高的阻尼輸出;與準零剛度隔振器相比，本新型隔振器除了能保證低剛度和高阻尼輸出之外，還具有較好的穩定性與靜承載能力;隔振系統設計參數對隔振性能均有較大影響，可通過靈活調整隔振系統各設計參數滿足不同的隔振需求.

關鍵詞：X型機構;低剛度;諧波平衡法;高阻尼隔振器

中圖分類號：TB123文獻標志碼：A

Study on Dynamic Characteristics of a Type of Vibration Isolator with Geometrically Nonlinear Low Stiffness and High Damping

LIU Guoyong HAO Pengpeng ZHAO Pengpeng LIU Haiping1

（1. School of Mechanical Engineering，University of Science and Technology Beijing，Beijing 10008 China;

2. Innovation Academy for Microsatellites of CAS，Shanghai 201210，China）

Abstract：A new type of vibration isolator is proposed by using a two-layer variable-bar length X-type mechanism in order to achieve the design objectives of the isolator with low dynamic stiffness and high damping. Firstly，the harmonic balance method is used to obtain the stationary analytical solution of the established mechanical model for the vibration isolation system，and the amplitude-frequency response，phase-frequency response，equivalent stiffness，equivalent damping and force transfer rate of the vibration isolation system are given respectively. Then，according to the force transmissibility，the vibration isolation performance is compared with conventional linear vibration isolator and quasi-zero stiffness vibration isolator. At the same time，the finite element analysis is carried out to verify the validity of the analytical solution. Finally，the influence law of the system parameters on the vibration isolation performance of the new type vibration isolator is analyzed and given. The results show that when compared with the conventional linear isolators，the new isolators have smaller dynamic stiffness and higher damping output，and when compared with the quasi-zero stiffness isolators，the new isolator not only can guarantee low stiffness and highdamping output，but also has better stability and static bearing capacity. The design parameters of the vibration isolation system have a greater impact on the vibration isolation performance. Various design parameters of the vibration isolation system can be flexibly adjusted to meet different vibration isolation requirements.

Key words ：X-type mechanism;low stiffness;harmonic balance method;high damping isolator

常見的振動控制問題中，傳統的振動控制方法一般基于線性理論，即期望更小的諧振頻率與更低的諧振峰值來實現更好的隔振性能.但是，選擇較小的諧振頻率意味著較小的系統剛度，即系統的靜態承載能力不足.以車輛的懸架系統為例，通常希望能在更低的頻率、更寬的頻帶范圍內實現良好的隔振，同時也要有一定的靜承載力.而常見的線性常規隔振器由于其固有的局限性而無法滿足這些隔振需求.因此，研究人員為了解決該類問題開發了多種懸架系統，如主動懸架系統.但是該類懸架系統存在系統復雜、可靠性不強等問題.

為了解決上述問題，近年來研究人員基于非線性動力學理論發現了一些新穎的隔振方法.這些隔振方法具有非常出色的隔振性能，尤其在寬頻及低頻范圍內具有良好的隔振效果.

文獻[1-3]利用水平彈簧產生的負剛度與垂向彈簧產生的正剛度相互抵消，從而實現準零剛度的機理，提出了一種準零剛度隔振器.但該隔振系統由于具有準零剛度的特性，在幅值較大的振動問題上存在嚴重的穩定性問題.此外，為了利用非線性準零剛度特性，文獻[4]開發了準零剛度磁性彈簧系統.文獻[5]研究了一種非線性磁性低頻隔振器.文獻[6]設計了一個帶有彎曲梁的準零剛度隔振器.文獻[7-9]設計了碟形橡膠準零剛度隔振器、屈曲板型準零剛度隔振器、氣動可調式準零剛度隔振器.這些準零剛度隔振器可在不犧牲支撐能力的情況下降低整體動態剛度.但該類系統存在結構復雜、成本較高及可靠性不足等問題，推廣應用受到了限制.

近年來，內含幾何非線性X型機構減隔振裝置的研究得到了持續關注.文獻[10-11]從仿生學角度提出采用X型機構引入非線性阻尼，研究發現諧振振幅極大衰減，而在其他頻段由于阻尼增大并未使系統響應傳遞特性變差.文獻[12]將多層X型機構與杠桿系統組合構成準零剛度隔振器，采用力控制可以有效調節系統反共振頻率和低頻范圍的傳遞特性.文獻[13]為了改善工人操作過程中所受惡劣力學環境的影響，創新性地提出采用多層X型機構構建反共振隔振裝置.研究表明，在保證設備正常負載條件下，反共振隔振裝置可顯著減小系統動態載荷的傳遞.文獻[14]以航天器在軌非合作目標抓捕過程中周期或者沖擊載荷作用下產生的微振動為控制目標，采用多層X型機構建立機械臂和末端執行機構之間的隔振裝置.研究表明，多層X型機構組成的隔振裝置可以有效控制自由懸浮狀態衛星平臺和被捕獲目標之間的動態響應，且通過調整設計參數可以靈活調整其減隔振性能.文獻[15]通過觀察人體四肢運動過程中的力學關系，建立內含X型機構的反共振隔振器模型.研究表明，此類反共振隔振器具備優良的低頻寬頻減隔振性能.文獻[16]提出采用受拉伸載荷作用的X型機構建立準零剛度隔振裝置.研究表明，在被動振動控制中采用結構非線性的設計方法，X型機構可以將非常有益的非線性引入隔振系統，從而產生高靜態-低動態剛度的隔振特性[17-19].但是，在隔振系統研究中，該團隊研究較多的是空氣阻尼、機構間的旋轉摩擦阻尼及引入慣性系統所產生的非線性阻尼，并未在X型機構內部引入阻尼單元，更談不上研究其幾何非線性的阻尼放大特性.

綜上，本文基于X型機構可實現對阻尼系數放大和多層X型機構可實現隔振系統動態剛度減小的機理，提出一種可實現低動態剛度與高阻尼隔振性能的隔振器，并通過合理設計結構參數可使其擁有較高的負載能力;同時該隔振系統具有結構簡單、可靠性高、適用性強、使用靈活、易于制造和實施等優點.

1動力學建模

低剛度高阻尼隔振器的力學模型如圖1所示.其中，圖1（a）為隔振系統的初始狀態，圖1（b）為在激勵力作用下的平衡狀態.M為慣性質量;k為彈簧剛度;c為阻尼系數;l₁為上部X型機構單根剛性桿的長度，l₂為下部X型機構單根剛性桿的長度;四根剛性桿兩兩鉸接，剛性桿與水平軸y的初始夾角為仇運動前后，初始夾角θ的變化量為φ;為時間;y₁為上部X型機構在受激勵力作用下水平方向的單邊變形量;y₃為下部X型機構在受激勵力作用下水平方向的單邊變形量;x₁為上部X型機構在受激勵力作用下垂直方向的總變形量;x₂為下部X型機構在受激勵力作用下垂直方向的總變形量，F為激勵力.假設，垂直方向向上為x軸正方向，水平方向向右為y軸正方向.

根據圖1所示X型機構的幾何運動關系，得到：

可以得到隔振系統的動能為：

隔振系統的彈性勢能可表示為：

式中：

則可得到隔振系統的拉格朗日函數為：

根據拉格朗日定理，可得到：

假設基礎所受激勵為F=F₀cosωt，則該隔振系統的運動微分方程可表示為：

為方便計算，需對式（14）進行化簡，定義函數：

由于函數f₁（x）和f₂（x）在x=0處連續，將式（15）和式（16）分別在零平衡位置采用三階泰勒級數展開，可得：

式中：

將式（17）和式（18）代入式（14）中，可得：

為了方便計算，對式（25）引入無量綱參數，具體定義如下：

式中：ω_n為隔振系統固有頻率;τ為無量綱時間;Ω為頻率比;s為無量綱位移;ξ為阻尼比;f₀為無量綱激勵力幅值;λ為桿長比.

進而得到：

式中：

采用諧波平衡法對式（27）進行求解.假設其穩態解的形式為：

s=s₀cosΩτ

式中：s₀為位移幅值.

將式（34）代入式（27）并略掉高次項得：

可得：

為了方便表示，定義：

解得力激勵條件下隔振系統的幅頻響應和相頻響應：

式中：Ω的上標代表力激勵，下標則表示組成幅頻響應曲線的兩個部分.

2等效剛度系數和等效阻尼系數

2.1等效剛度系數分析

由前節動力學建模過程分析可知，低剛度高阻尼隔振系統的等效彈性恢復力為：

式（42）對x進行求導并無量綱化后即可解得系統的等效剛度系數：

式中：K_t即為低剛度高阻尼隔振系統的無量綱化等效剛度系數.暫定λ= θ=60°，由式（43）即可畫出無量綱化等效剛度系數隨無量綱位移的變化規律，如圖2所示.

由圖2可以看出，與常規線性隔振系統相比，低剛度高阻尼隔振系統的等效剛度系數明顯減小，證明該隔振器實現了低剛度的設計目標.

2.2等效阻尼系數分析

與常規線性隔振系統類似，低剛度高阻尼隔振系統的等效阻尼恢復力為：

式中：ξ₁為低剛度高阻尼隔振器的等效阻尼系數.由式（45）即可給出隔振系統等效阻尼系數隨s的變化規律，如圖3所示.

由圖3可以看出，在當前結構參數下，無量綱等效阻尼系數放大了約2倍.因此，與常規線性隔振系統相比，低剛度高阻尼隔振系統的阻尼得到了顯著放大.

綜上，選擇合適的參數，低剛度高阻尼隔振系統的等效阻尼得到顯著放大的同時，隔振系統剛度顯著減小.

3隔振效果評估

為驗證低剛度高阻尼隔振器的隔振效果，與常規線性隔振器、準零剛度隔振器進行對比.

對于常規線性隔振器，容易得到力傳遞率為：

對于準零剛度隔振器[1-3]，其運動微分方程為：

其力傳遞率可表示為：

而對于低剛度高阻尼隔振器傳遞到基礎的力可由諧波疊加的方式求得：

得到低剛度高阻尼隔振器的力傳遞率為：

由式（50）可得低剛度高阻尼隔振器的力傳遞率曲線Ω-T同時，為了驗證含放大機構隔振器解析解的正確性，利用龍格-庫塔法給出部分頻點的時域解.

低剛度高阻尼隔振器的初始設計參數為ξ= 0.05，θ=60°，λ=3.分別得到常規線性隔振器、準零剛度隔振器與低剛度高阻尼隔振器的力傳遞率曲線;同時給出數值計算結果，如圖4所示.

由圖4可見，低剛度高阻尼隔振器的數值解和解析結果良好一致，證明其頻域解析結果有效.

與常規線性隔振器相比，力傳遞率曲線峰值得到顯著衰減，且峰值頻率向低頻移動，即有著更寬的隔振頻帶.

與準零剛度隔振器相比，本文所述低剛度高阻尼隔振器具有以下優點.

1）由于多穩態非線性的出現，準零剛度隔振器會出現嚴重的穩定性問題，而對低剛度高阻尼隔振器而言，其傳遞率曲線表現出較弱的非線性且沒有分岔、混沌及多穩態現象，因此該隔振器有著較好的穩定性.

2）準零剛度隔振器只有在其隔振頻率遠大于跳變頻率時才可實現較為安全的隔振，相比之下，低剛度高阻尼隔振器具有更寬的隔振頻帶.

3）在不改變剛度系數及阻尼系數的情況下，低剛度高阻尼隔振器通過其系統參數的調整可實現比準零剛度隔振器更低的諧振頻率及更低的諧振峰值.

此外，由式（43）可以看出，系統的等效剛度隨著初始傾角的增大而增大，因此本文所述低剛度高阻尼隔振器的靜承載能力可根據隔振器結構的設計參數進行調節，從而實現“高靜低動”的效果.如在負載質量未作用于隔振器時，設計初始傾角為一較大值，此時隔振器的等效剛度較大，可以保證隔振系統有較好的靜承載能力;當負載作用在隔振器上且達到靜平衡狀態時，隔振系統的初始傾角必然會減小，此時隔振系統的等效剛度也會減小，即可保證該隔振器有較小的動剛度.

由此說明，低剛度高阻尼隔振器可實現對動剛度減小和阻尼放大的設計目標，即在系統動態剛度減小的同時實現了高阻尼輸出，并且有著較好的穩定性與靜承載能力.

4有限元模型驗證

為了驗證解析模型的正確性，現建立與解析模型等效的有限元模型，如圖5和圖6所示.其中，慣性質量點的值M =10 kg;桿長比λ=3;初始傾角θ=60°;彈簧剛度k=2 000 N/m;阻尼系數c= 10 N/m.

邊界條件：桿之間鉸接通過圖示的軸采用revolute 連接方式實現;在上部X型機構內部添加剛度單元，在下部X型機構內部添加阻尼單元，分別表征理論模型中的剛度單元與阻尼單元.在上板中心位置添加質量點表征負載;下板采用Fixed support固支表征基礎;在上板施加垂向正弦力激勵，表征力激勵.網格條件為：所有網格單元均采用六面體網格，網格單元尺寸為3 mm，共劃分為4 380個單元，22 143個節點.

上述分析在Ansys workbench掃頻分析模塊中進行，設置掃頻范圍為0～100 Hz，計算頻點數為300個.通過提取固支端的反力得到激勵力通過隔振器傳遞到基礎的力，從而得到傳遞率曲線，如圖7所示.

由圖7可以看出：有限元分析所得傳遞率曲線與解析方法所得傳遞率曲線在高頻處有略微的差別，這是由有限元模型的高頻局部模態引起的，由于隔振系統解析結果主要用于表征系統在中低頻段的減隔振效果，不包含高頻模態的影響，所以本文中由高頻局部模態引起的動態響應不再討論.由于剛性桿的質量相對于質量點較小，對有限元分析結果影響不大，因此兩條傳遞率曲線基本完全擬合，由此說明解析結果正確、有效.

5參數影響分析

根據第1節所述內容，低剛度高阻尼隔振器的主要設計參數為λ、θ和ξ，以下重點討論這些設計參數對低剛度高阻尼隔振器動態特性的影響.此外，還分析了激勵力幅值對隔振器傳遞率的影響.為了便于討論，以第3節中定義的設計參數為初始值.

5.1阻尼比ξ對隔振性能的影響

阻尼比分別取ξ為0.01、0.05、0.10，得到力傳遞率曲線，如圖8所示.由圖可見，阻尼系數主要對力傳遞峰值有影響，即隨著阻尼比增大，力傳遞率峰值顯著減小.

5.2桿長比λ對隔振性能的影響

低剛度高阻尼隔振器桿長比對力傳遞率曲線的影響如圖9所示.其中，桿長比λ的取值分別為1、3和5.可見，桿長比增大，力傳遞率諧振峰值明顯減小;其諧振頻率向低頻移動.由此可說明，桿長比越大，系統剛度越小，系統阻尼越大.

5.3初始傾角值θ對隔振性能的影響

低剛度高阻尼隔振器鉸接桿初始傾角θ對力傳遞率的影響如圖10所示.由圖10可見，初始傾角分別為45°、60°和70°時，隨著初始傾角增大，力傳遞率曲線諧振峰值明顯減小，同時其諧振頻率向高頻移動.由此可說明，隨著初始傾角的增大，系統阻尼在增大的同時，系統剛度也在增大.因此，為了實現隔振器低剛度高阻尼的輸出這個設計目標，初始角度需要根據具體設計參數進行調整.

5.4激勵力幅值F對隔振性能的影響

低剛度高阻尼隔振器激勵力幅值對力傳遞率的影響如圖11所示.由圖11可見，隨著激勵力幅值的增大，諧振幅值在減小，但其減小效果極其微小，而諧振頻率基本沒有變化.由此可說明激勵力幅值對隔振效果的影響較小，也說明該隔振系統的非線性特性較弱.這就導致F=1N、5N、10N的3條力傳遞率曲線基本重合，因此圖11看起來只有2條曲線.

6結論

本文提出一種低剛度高阻尼的隔振器.首先，在所建隔振系統動力學方程的基礎上，采用諧波平衡法給出其幅頻響應和相頻響應的解析表達式，并進行了驗證，同時分別給出該隔振系統的等效剛度和等效阻尼表達式.其次，求得并利用有限元模型驗證了隔振系統的力傳遞率，同時在頻域對隔振器隔振效果進行了評估.最后，采用力傳遞率作為評價指標，對其關鍵設計參數進行了影響研究.研究結果表明：

1）與常規線性隔振器相比，低剛度高阻尼隔振系統的力傳遞率曲線峰值顯著衰減，且諧振頻率向低頻移動.

2）與準零剛度隔振器相比，低剛度高阻尼隔振器有著較好的穩定性、更寬的隔振頻帶，隔振性能可通過結構設計參數靈活調整.

3）數值解與解析解的對比驗證及有限元模型驗證，證明所建解析模型和表達式正確有效.

4）隔振系統設計參數對隔振性能均有較大影響：隔振器阻尼比增大，力傳遞率峰值減小，諧振頻率基本沒有變化;桿長比增大，力傳遞率諧振峰值明顯減小;其諧振頻率向低頻移動;初始傾角e增大，力傳遞率曲線諧振峰值明顯減小，同時其諧振頻率向高頻移動;合理設計結構參數，隔振器可實現“高靜低動”的隔振特性.

本文研究成果對X型機構類型隔振器的設計和應用具有一定的理論指導意義.

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