一種改進的氣囊隔振裝置結構設計及試驗研究

李步云， 帥長庚， 楊兆豪

(1. 海軍工程大學 振動與噪聲研究所，武漢 430033；2. 船舶振動噪聲重點實驗室，武漢 430033)

動力機械產生的振動對船船的安全性與隱身性造成了嚴重的威脅[1]。

隔振是最常用的減振降噪的手段。氣囊隔振裝置廣泛應用于船舶動力裝置減隔振中，取得了良好的減振降噪的效果[2]。目前，針對如何進一步提升氣囊隔振裝置隔振效果，國內外學者做了大量研究。Lü等[3-7]設計了雙層隔振裝置，如橡膠-氣囊雙層隔振裝置、氣囊-氣囊雙層隔振裝置，并進行姿態控制算法的研究，以進一步提高系統隔振效果。He等[8-9]針對大功率推進電機，提出了具有對中控制能力的新型氣囊隔振裝置。李正民等[10-12]針對推進軸系，研究提出優化的氣囊隔振系統布置形式。Li等[13-15]提出了將主動控制、半主動控制技術應用于隔振系統中，用于提升隔振系統隔振能力。金著等[16-18]通過隔振元器件出發，研究提升氣囊的自身性能，從而提升系統的隔振能力。計方等[19-20]通過研究設備安裝工藝等提升整體減振降噪水平。

然而，目前針對氣囊隔振裝置的優化設計方法大多結構形式較為復雜，或涉及控制系統。針對優化元器件自身性質的研究也存在以下兩點問題：一是隔振器的最低固有頻率有物理限制；二是隨著隔振器固有頻率的降低，隔振器會產生較大的靜變形，這會減低隔振系統在搖擺、傾斜等工況的穩定性。

針對上述情況，本文從隔振系統結構設計角度，提出一種優化的氣囊隔振裝置的結構設計方法，進一步提升隔振裝置的隔振效果。該結構設計形式簡單易實現，在保證了氣囊隔振裝置的靜承載能力不變情況下，實現剛度的大幅降低。

1 結構設計

原氣囊隔振裝置由垂向氣囊，側向氣囊與載重平臺組成。基于原裝置改進后的氣囊隔振裝置結構，如圖1所示。圖1中：筏架用于承載重物；側向氣囊隔振器用于提高系統在搖擺等工況的穩定性，并實現側向隔振；垂向氣囊隔振器用于支撐載重，實現垂向隔振。

1.筏架; 2.側向氣囊隔振器; 3.垂向氣囊隔振器;4.引進的萬向節結構。圖1 改進后的氣囊隔振裝置結構Fig.1 The improved structure of air spring vibration isolation system

該結構相比于原氣囊隔振裝置而言，增加了萬向節結構。該結構的引入不會影響系統的靜承載能力，保證了隔振系統在搖擺等工況下的穩定性，如避免了筏架在搖擺等工況下直接與船體發生碰撞，但大幅降低了系統在垂向的剛度，提升了系統隔振效果。

2 力學模型

為了簡化分析，將新系統視為單自由度隔振系統。同時假設僅有一個垂向氣囊隔振器支撐載重平臺，在載重平臺兩側對稱布置兩個側向氣囊隔振器，側向氣囊隔振器通過連桿-萬向節結構與載重平臺連接，其中連桿長度為L，氣囊的安裝高度均為h。簡化的力學模型，如圖2所示。

圖2 簡化的力學模型Fig.2 The simplified mechanical model

2.1 靜力學特性

當載重平臺受靜力Pe作用時，垂向氣囊隔振器產生垂向壓縮。萬向節發生轉動。側向氣囊隔振器產生沿上蓋板的膨脹變形、橫向剪切變形以及轉動變形。該系統靜力學分析模型，如圖3所示。

圖3 靜力學分析模型Fig.3 Static analysis model

在小位移情況下，可以假設氣囊的垂向回復力和橫向回復力為變形的一次函數，則垂向氣囊回復力為

Fvv=kvvx+Fvv0

(1)

式中：kvv為氣囊的垂向剛度；Fvv0為垂向氣囊初始力，與載重大小相同；x為垂向氣囊的垂向變形。

側向氣囊在3個方向的回復力為

{Fv=-kvdv+Fv0
Fh=khdh
M=kθθ

(2)

式中:dv，dh，θ分別為垂直于氣囊上蓋板的位移，沿著氣囊上蓋板的位移以及轉動角度；kv，kh，kθ分別為側向氣囊的垂向剛度、橫向剛度和轉動剛度；Fv0為氣囊初始力。

由幾何關系可知

(3)

(4)

新系統的回復力可以表示為

Fr=Fvv+2(Fhcosθ-Fvsinθ)-mg

(5)

(6)

無量綱參數μ1，μ2對系統的影響如圖4所示。由圖4可知：系統基本可以近似為一個線性系統，且隨著無量綱參數μ1的增大，系統的回復力曲線變陡，剛度增大。無量綱參數μ2對系統的影響則相反。因此，較小的μ1和較大的μ2可以使得系統剛度更低。

圖4 無量綱參數對系統靜力學特性的影響Fig.4 The influence of non-dimensional parameters on static characteristics

新系統在平衡點處的剛度可由式(6)計算得

(7)

無量綱參數μ1和μ2對平衡點處的剛度影響，如圖5所示。由圖5可知：當μ2<0.25時，系統在平衡點處的剛度急劇增大。μ2代表側向氣囊橫垂剛度比的倒數，說明側向氣囊的橫垂剛度比應當小于4，此時整個系統的剛度更低。當μ2>0.25時，平衡點處的剛度隨μ1的減小和μ2的增大而變小。

圖5 無量綱參數對系統平衡點處剛度的影響Fig.5 The influence of non-dimensional parameters on stiffness of the system at the equilibrium point

2.2 動力學特性

由于新系統可以近似看為一個線性系統，因此，當受簡諧激勵時，該系統的動力學方程可以視為

(8)

(9)

改進后的系統與原系統力傳遞率和起始減振頻率的比較，如圖6和圖7所示。由圖6、圖7可知：新系統的傳遞率曲線靠左，且新系統起始隔振頻率遠低于原隔振系統，說明該結構設計有效地提升了系統地隔振效果。較小的μ1和較大的μ2可以使得系統傳遞率曲線向左偏移，起始隔振頻率更低，隔振效果更好，與靜力學分析結果相符。

圖6 原裝置與新裝置力傳遞率比較Fig.6 The force transmissibility comparison between the original system and the improved system

圖7 原裝置與新裝置減振頻率比較Fig.7 The frequency of vibration isolation comparison between the original system and the improved system

3 原理樣機試驗

設計原理樣機，如圖8所示。垂向氣囊垂直安裝，支撐載重平臺。側向氣囊對稱安裝，通過萬向節與載重平臺連接，見圖8(a)。萬向節與連接件結構設計，見圖8(b)，可以通過改變萬向節頭的安裝位置，如靠近氣囊安裝或靠近筏架安裝改變系統參數μ1。無量綱參數μ2代表氣囊橫垂剛度比的倒數，當氣囊型號選定時，μ2變化不大。

試驗在MTS-Landmark-370-50機上進行，試驗數據由MTS軟件程序記錄。試驗步驟如下：①將樣機安裝在機器上打開壓縮機充入少量氣體，檢查氣密性；②開始試驗，垂向氣囊與側向氣囊氣壓設置如表1所示填充，以改變系統參數。壓縮位移設定為±4 mm，壓縮速度為0.1 mm/s。

試驗結果，如圖9所示。由圖9可知：新隔振系統可以近似為一個線性系統，而原隔振系統在大位移情況下表現出了強非線性，說明該結構設計改變了系統的動力學特性(特別是在大位移時)。隨著側向氣囊壓力的增大，新系統保持著良好的線性特性，而原系統的非線性特性不變。在平衡點附近，新系統回復力曲線明顯比原系統回復力曲線要平緩，說明該結構設計降低了系統的剛度。同時，可以發現當μ1較小時，系統回復力曲線更平緩，系統剛度更低，這與理論分析結果相符。

圖8 原理樣機結構圖Fig.8 The structure of the prototype

表1 氣囊氣壓設定Tab.1 The parameters for airsprings

圖9 試驗結果Fig.9 The test results

不同側向氣囊氣壓下，新系統與原系統的測試得到的剛度對比，如表2所示。可以發現，通過引入萬向節結構后，系統在垂直方向剛度最大可下降了75%。當μ1=0.1時，隨著側向氣囊壓力的增大，系統剛度降低的程度越大。當μ1=1.0時，隨著側向氣囊壓力的增大，系統剛度降低的程度略微減少。該測試結果說明，通過該結構設計，在初始平衡狀態時(萬向節處于水平位置，不發生偏轉)改進后的系統承載能力與原系統相同，但剛度可以大幅下降，提升了系統的隔振性能。

表2 剛度比較Tab.2 The comparison of stiffness

4 結 論

本文提出了一種改進的氣囊隔振裝置結構設計方法，該設計方法能夠在保證系統靜承載不變情況下，大幅降低系統的剛度，提升隔振系統的隔振性能。本文建立了新系統簡化的單自由度力學模型，分別進行了靜力學和動力學特性的分析。分析結果表明，新系統可以近似為一個線性系統，其隔振性能優于原氣囊隔振裝置。設計和制造了新系統原理樣機，并進行了對比試驗。試驗結果表明，改進后的系統剛度可降低75%。