新型舌板黏滯阻尼器力學性能試驗研究

朱正言，戴靠山，2，3，施袁鋒，唐天國，王 偉，李俊霖

（1.四川大學土木工程系，四川 成都 610065；2.深地科學與工程教育部重點實驗室，四川 成都 610065；3.破壞力學與工程防災減災四川省重點實驗室，四川 成都 610065；4.同濟大學土木工程防災國家重點實驗室，上海 200092）

引言

地震是自然界中最突然和最具破壞性的災害之一，劇烈的地震造成了世界各地人民生命財產的巨大損失［1］。目前振動控制作為現代控制理論中一個重要概念，已被引入抗震研究領域［2］。結構振動控制是指在工程結構特定部位設置某種控制裝置、某種機構、某種子結構或施加外力，改變或調整結構的動力特性，以減小工程結構振動反應的技術，其目的就是減輕或抑制結構在動力荷載作用下的動力響應，增強結構的動力穩定性，提高結構抵抗外界振動的能力，以滿足結構的安全性、適用性和舒適性的要求［3］。

黏滯性流體阻尼器是一種使用比較廣泛的減震設備，基本原理是利用活塞推動油缸中的黏滯流體通過節流孔時產生阻尼力，將結構振動的部分能量通過阻尼器中黏滯流體材料的黏滯耗能耗散掉，達到減小結構振動的目的。黏滯阻尼器在發展的過程中，主要出現過三種類型：黏滯剪切型阻尼器、慣性流體阻尼器和流體控制阻尼器，其中黏滯剪切型阻尼器是最早被利用的一種減震裝置［4］。近年來，國內外科研人員系統地分析了黏滯阻尼器的基本構造和工作原理。日本學者武田壽一［5］提出粘滯阻尼器輸出的阻尼力大小與其兩端加載速率的平方成正比；LEE 等［6］提出了理論公式F=CVα（其中：F為阻尼力；C為阻尼系數；V為加載速率；α為速度指數）；賈賢安等［7］完成了單出桿型和雙出桿型的黏滯流體阻尼器的設計；羅浩等［8］提出了一種串聯黏滯質量阻尼器，并對裝備該黏滯阻尼器的單質點隔震體系進行了增量動力分析；唐璐等［9］針對雙出桿孔隙式黏滯阻尼器提出了一種孔縮力公式；周云等［10］研制了一種新型黏滯阻尼器，對六種不同型號的黏滯阻尼器進行低周循環加載試驗和抗低周疲勞性能試驗；歐進萍等［11］設計制作了兩個黏滯阻尼器，進行了詳細的性能試驗，得到了阻尼力計算模型的冪指數；彭凌云等［12］提出了一種無軸的黏滯阻尼器，進行了性能試驗和有限元分析。

本文設計制作了一種新型舌板黏滯阻尼器，采用了模塊化拼裝的思路，可通過改變舌板間隙等參數，從而改變阻尼器的力學性能。本文對阻尼器模塊開展了試驗研究，對比不同工況，探討了不同參數對阻尼器輸出力的影響，并進行了參數回歸，給出了該黏滯阻尼器的恢復力模型。

1 試驗概況

1.1 黏滯阻尼器設計

圖1所示為此次試驗阻尼器的主視圖-半剖面圖，該黏滯阻尼器主要由主缸、副缸、上蓋板、上舌板、下舌板、限位板、阻尼介質（試驗不采用加壓方案，填充至充滿整個腔體）和其他構件等組成。整體尺寸為1 320 mm×360 mm×370 mm（長×寬×高），所有板件均采用40號鋼。

圖1 試驗黏滯阻尼器主視圖-半剖面圖Fig.1 Front view-half section view of experimental viscous damper

主缸底部螺孔與結構通過摩擦型高強螺栓連接，上蓋板與結構焊接或螺栓連接；上蓋板與上舌板通過高強螺栓連接，下舌板則通過卡槽和墊板與主缸固接。在外界激勵作用下，上蓋板與主缸發生相對位移，帶動上舌板在缸體內運動，迫使受壓阻尼介質通過上下舌板間的縫隙，通過縫隙的阻尼介質內摩擦進而產生阻尼力，上下舌板縫隙可通過更換墊板與卡槽進行調節，從而根據工程要求提供不同大小的阻尼力。同時受壓阻尼介質還可通過主缸和副缸間的孔洞，從而提供另一部分的阻尼力。如圖2 所示為黏滯阻尼器俯視圖-半剖面圖，限位軸承通過螺栓與限位板連接，保證上蓋板水平位移運動的同時控制上蓋板其他方向的位移。同時在上舌板內設置孔道，使得阻尼介質在受壓時通過孔道，增加阻尼器耗能效果。

圖2 黏滯阻尼器俯視圖-半剖面圖Fig.2 Top view-half section view of experimental viscous damper

圖3 為阻尼器試件實物圖，該阻尼器混合利用上下舌板間隙、副缸及舌板孔道，以保證阻尼器輸出的阻尼力并增加阻尼器的可靠性及穩定性。該阻尼器構造明了，制備工藝簡單，易于安裝，裝置損壞后可修復或更換，且采用可更換的內部構件，可長期有效幫助結構減震耗能。

圖3 黏滯阻尼器試件實物圖Fig.3 Physical drawing of viscous damper

為研究該舌板阻尼器的相關力學性能，此次試驗中設計了兩種不同參數的阻尼器，以對比驗證該阻尼器的耗能效果，具體參數見表1。采用道康寧PMX-200-500000 CS型黏滯液，根據二甲基硅油密度（970 kg/m3）可知其動力粘度約為485 000 cps。

表1 阻尼器設計參數Table 1 Damper design parameters

1.2 試驗設備

試驗利用2 000 kN高速阻尼器試驗系統完成，試驗加載連接裝置如圖4所示。連接裝置總高度1 200 mm，長度2 640 mm，采用Q345B 鋼板制成，通過摩擦型高強螺栓與阻尼器連接。通過兩個L 型連接裝置及柱將阻尼器與高速阻尼器試驗系統連接，在底柱底部放置圓柱以減小摩擦。試驗中：在加載梁沿運動方向上布置一個應變花及四個單向應變片，同時在阻尼器與作動器間附加外接位移計。加載梁總質量為362.68 kg，最大慣性力僅為0.6 kN，故在后續計算中可以忽略不計。

圖4 試驗加載連接裝置及傳感器布置Fig.4 Test loading connection device and sensor arrangement

圖5 所示為加載梁受力分析圖，其中：FD為阻尼器出力；Pactuator為作動器加載端出力；N1和N2為支持力；f1和f2為摩擦力；G1為重力。根據圖6及隔離體受力分析可得：

圖5 加載梁受力圖Fig.5 Force diagram of loading beam

圖6 加載梁隔離體受力圖Fig.6 Force diagram of loading beam isolator

式中：NA和MA分別為A-A 截面軸力和彎矩；ε1、ε2和εT10分別為梁上翼緣、梁下翼緣及腹板中點在A-A 截面處的應變；E為彈性模量，AA為A-A截面面積；WA為A-A截面抵抗矩。由式（1）～式（4）并忽略摩擦力f2得：

根據公式（5），可由測得的應變求得阻尼力。

1.3 試驗工況

試驗在環境溫度為25°C 左右的情況下進行，對阻尼器D1和阻尼器D2進行循環加載試驗，包括低周循環試驗和抗低周疲勞性能試驗。作動器按照如式（6）所示的正弦波規律進行位移控制加載：

式中：u為輸入位移；u0為位移幅值；f為加載頻率；t為時間。通過控制不同的加載頻率和位移幅值，得到相應的阻尼力-位移關系曲線和阻尼力-速度關系曲線。試驗工況見表2。

表2 試驗工況Table 2 Test conditions

試驗工況設計主要考慮以下6點：

（1）動載預實驗，測試整套系統準備情況及阻尼器行程（工況0）；

（2）不同加載頻率下阻尼器性能，即阻尼器頻率相關性測試（工況1～5）；

（3）不同位移幅值下阻尼器性能，即阻尼器位移相關性測試（工況4、6～9）；

（4）測試黏滯阻尼器的最大阻尼力、阻尼系數、速度指數和滯回曲線（工況1～9）；

（5）最大位移幅值和加載頻率下阻尼器性能（工況10）；

（6）測量在設計位移幅值下往復循環加載30 圈后阻尼器出力的衰減量，驗證阻尼器抗疲勞能力（工況11）。

通過工況0 的預試驗，對該黏滯阻尼器進行檢測，避免出現行程不足和構件碰撞等情況。預試驗結果顯示該阻尼器與設計一致（大于40 mm），在40 mm 位移幅值的加載工況中未發生碰撞情況，可以進行后續試驗。

1.4 位移計校準

為確保位移數據測量準確，繪制黏滯阻尼器D1在工況9下的系統作動器位移傳感器所測位移數據（S1）與外接位移計所測位移數據（S2）的時程對比圖，如圖7 所示。位移為正表示作動器輸出拉力，反之為壓力，可以發現兩者所測數據誤差較小，為簡化和統一，后續分析時使用外接位移計所測位移數據。

圖7 工況9（1.2 Hz/30 mm）下S1和S2時程對比Fig.7 Time history comparison of S1 and S2 under test condition 9（1.2 Hz/30 mm）

2 阻尼器耗能性能分析

2.1 應變數據分析

試驗阻尼器D1在工況9 的測試中所得應變時程曲線如圖8 所示，該曲線較為完整的顯示出正弦激勵下各應變片的應變響應，其變換頻率與加載頻率統一，基本沒有相位差，較好地反映了試驗結果。通過對比1～9工況發現應變計算結果與作動器出力基本吻合，最大值誤差控制在10%以內，為簡化和統一，后續分析時使用作動器出力Pactuator作為阻尼器出力。

圖8 工況9（1.2 Hz/30 mm）下阻尼器D1的應變時程曲線Fig.8 Strain time history curves of damper D1 under test condition 9（1.2 Hz/30 mm）

2.2 滯回耗能性能

圖9 為黏滯阻尼器D1在工況1、3、7和9 下的滯回曲線，該黏滯阻尼器的滯回曲線較為飽滿，表現出良好的耗能能力。注意到各工況下第一圈往復循環的滯回曲線與其他循環的滯回曲線重合程度不高，這是由于第一圈加載速率不穩定造成的。同時滯回圈發生一定的出力偏移現象，受拉正方向出力小于受壓負方向，這是由于阻尼器加工或安裝誤差造成上下舌板之前有一定角度的傾斜造成的。隨頻率與位移的增大，出現了較為明顯的傾斜現象，這是由于阻尼介質甲基硅油的壓縮性造成的，說明阻尼器在運行過程中產生了一定的彈性性質，形成動態剛度。同時可以發現阻尼器的滯回曲線沿位移軸有一定的錯動現象，在該段行程內僅產生位移而沒有產生阻尼力，這可能是由于阻尼器內的阻尼介質沒有完全充滿缸體，或灌油過程中存在氣泡造成的，可通過間歇式灌油、加壓或適當的振動將氣泡排出，同時由于該阻尼器的連接件較多，阻尼器外接連接裝置的松動也有可能是造成該現象的原因。另外，當頻率增大時，發現在水平位移錯動段出現出力突變現象，這是由于摩擦力從靜摩擦轉變為動摩擦時造成的。

圖9 工況1、3、7和9下阻尼器D1的滯回曲線Fig.9 Hysteretic curves of damper D1 under test condition 1/3/7/9

在阻尼器D2的試驗中：灌油結束后靜置超過24 天進行試驗，同時對阻尼器內部螺栓連接等進行檢查復核，工況1、3、7 和9 下的滯回曲線如圖10 所示。圖11繪制了阻尼器D1和阻尼器D2工況1 下的阻尼器滯回曲線對比，從圖中可以看出阻尼器D2滯回曲線較為飽滿，表現出比D1更好的耗能能力。靜置及內部螺栓的重新連接復核較好地解決沿位移軸的錯動現象，說明該阻尼器內部確實存在加工誤差和間隙。

圖10 工況1、3、7和9下阻尼器D2的滯回曲線Fig.10 Hysteretic curves of damper D2 under test condition 1/3/7/9

圖11 工況1（0.2 Hz/10 mm）下的阻尼器D1和阻尼器D2的滯回曲線對比Fig.11 Comparison of hysteretic curves of damper D1 and D2 under test condition 1（0.2Hz/10 mm）

2.3 加載頻率對滯回耗能性能的影響

根據規范《建筑消能阻尼器》（JG/T 209-2012）［13］規定，將測試5圈循環中的第3個循環作為實測值，對不同頻率下的滯回曲線進行分析。圖12（a）和圖12（b）分別為阻尼器D1和阻尼器D2在工況1、2、3、4 和5 下的滯回曲線，即在相同溫度和相同位移幅值，對比不同加載頻率下的滯回曲線。可以看到阻尼器最大出力和耗能能力隨頻率增大而增大。但是同時也會造成動態剛度增大，進而導致滯回曲線飽滿程度降低。不同頻率下各工況阻尼器最大出力見表3，最大阻尼力隨頻率的增大呈現出非線性增長趨勢。

表3 不同加載頻率下阻尼器的最大阻尼力Table 3 Maximum damping force of dampers under different loading frequency

圖12 相同溫度和位移幅值，不同加載頻率下阻尼器的滯回曲線Fig.12 Hysteretic curves of dampers under same temperature，displacement amplitude and different loading frequency

2.4 位移幅值對滯回耗能性能的影響

圖13（a）和圖13（b）所示分別為阻尼器D1和阻尼器D2在工況4、6、7、8和9下的滯回曲線，即在相同溫度和加載頻率，不同位移加載幅值下的滯回曲線。可以看到在加載頻率均為1.2 Hz時，阻尼器出力隨位移加載幅值增大而增大，滯回曲線也趨于飽滿，耗能能力隨位移幅值增大而增大。不同位移幅值下各工況阻尼器最大出力見表4。

表4 不同位移幅值下阻尼器的最大阻尼力Table 4 Maximum damping force of dampers under different displacement amplitudes

圖13 相同溫度和加載頻率，不同位移幅值下阻尼器的滯回曲線Fig.13 Hysteretic curves of dampers under same temperature，loading frequency and different displacement amplitude

2.5 最大位移幅值和頻率下的滯回耗能性能

圖14（a）和圖14（b）為阻尼器D1和阻尼器D2在工況10 下的滯回曲線，即最大位移幅值和頻率下的滯回曲線。可以看到阻尼器在該條件下的耗能效果良好。

圖14 工況10（1.8 Hz/35 mm）下阻尼器的滯回曲線Fig.14 Hysteretic curves of dampers under test condition 10（1.8 Hz/35 mm）

3 阻尼器抗低周疲勞性能

圖15 為阻尼器D1和阻尼器D2在工況11 下的滯回曲線。從圖中可以看出經過低周往復循環后，阻尼器滯回曲線仍十分飽滿，具備良好的耗能能力。且在試驗中未發現阻尼介質滲漏等破壞現象。同時根據試驗后的溫度測試，發現這兩個工況試驗后缸體溫度上升明顯，說明在低周循環下，能量轉化為熱能耗散。

圖15 工況11（1.2 Hz/30 mm）下阻尼器的滯回曲線Fig.15 Hysteretic curves of damper under test condition 10（1.2 Hz/30 mm）

《建筑消能減震技術規程》（JGJ 297-2013）［14］指出：對速度相關型黏滯消能器，在設計速度下連續加載30 圈，消能器的主要設計指標衰減量不應超過15%。阻尼器D1和D2在工況10 下的初始出力和最終出力結果見表5，阻尼器D1阻尼力衰減幅度為12.50%，阻尼器D2阻尼力衰減幅度9.11%，均滿足規范要求。

表5 阻尼器出力衰減幅度Table 5 Attenuation amplitude of damper outputs

4 阻尼器恢復力模型

阻尼器D1及阻尼器D2各工況下的最大阻尼力與最大速度見表6。

表6 各工況下阻尼器的最大阻尼力Table 6 Maximum damping force of dampers under various test conditions

該類阻尼器為典型的速度相關型阻尼器。雖然阻尼器在運行過程中產生一定的動態剛度，但剛度并不顯著，為簡化起見，忽略該動態剛度，采用恢復力模型關系式進行線性回歸：

擬合結果如圖16和表7所示，速度指數相差不大，這是因為兩個阻尼器所用黏滯液相同；而阻尼系數變化較大，這是因為兩個阻尼器的舌板間隙不同，結果顯示出該阻尼器的阻尼系數對舌板間隙敏感性較大。相關系數約等于1，擬合結果較好。

圖16 力-速度試驗關系及回歸曲線Fig.16 Force-velocity test relation and regression curves

表7 阻尼器D1和阻尼器D2恢復力模型相關參數Table 7 Parameters of restoring force model of damper D1 and D2

5 結論

設計了一種新型舌板阻尼器，在2 000 kN 高速阻尼器試驗系統進行力學性能試驗研究，分析得到如下結論：

（1）該黏滯阻尼器在各種試驗工況下的滯回曲線飽滿，表現出良好的耗能能力。阻尼器出力隨加載頻率和位移加載幅值增加而增加，為典型的速度相關型阻尼器。

（2）30 圈往復試驗阻尼器D1和阻尼器D2出力衰減幅度分別為12.50%和9.11%，滿足規范要求《建筑抗震設計規范》（GB 50011-2010）中往復循環30 圈后消能器的主要設計衰減量不應超過15%要求，表現出良好的抗疲勞性能。

（3）利用基于Maxwell 的恢復力模型關系式F=CVα對阻尼器參數進行回歸，得到了一種較為簡化的恢復力模型，結果能夠較好的模擬該阻尼器在各試驗工況的力學性能。試驗結果表明阻尼器的速度指數對舌板間隙敏感性較小，而阻尼系數對舌板間隙敏感性較大。