直升機槳轂雙線擺吸振器試驗臺頻率設計與驗證*

袁 曦，錢 峰，李貞坤，馮志壯，程起有

(中國直升機設計研究所，江西 景德鎮 333000)

0 引 言

槳轂雙線擺吸振器是應用在直升機上的一種減振效率較高的被動式減振裝置,其地面試驗臺是支撐槳轂雙線擺吸振器技術研究的專用設備，可進行全尺寸的槳轂雙線擺吸振器性能試驗。槳轂雙線擺吸振器的吸振頻率與其轉速成正比[1-5]，通過測量不同載荷、不同轉速下試驗臺振動響應變化規律反映槳轂雙線擺吸振器的性能，驗證槳轂雙線擺吸振器的吸振性能是否滿足理論設計要求。

當試驗臺工作轉速Ω與試驗臺頻率相近時，易發生共振，共振將威脅試驗安全及造成試驗臺結構的破壞，因此，試驗臺頻率應避開工作轉速。由槳轂雙線擺吸振器工作原理可知，其吸振頻率與轉速成正比，為提高試驗臺的通用性，使試驗臺能夠適用于不同機型、不同轉速要求的槳轂雙線擺吸振器，則試驗臺在旋翼常規轉速范圍內均不可發生共振，即試驗臺頻率需在2～10 Hz間調節。

國內對非航空領域的吸振器、減振器試驗裝置設計研究較多。如應用在潛艇中的推進軸系縱向振動離心擺動力吸振器，王家盛[6]針對該吸振器設計了試驗裝置并進行了試驗，證明了該吸振器在一定頻帶內對螺旋槳到艇體的縱向振動具有減振效果；馮肖肖[7]為一新型電磁式半主動吸振器設計了試驗裝置，運用該試驗裝置開展了吸振性能試驗，獲得了該電磁式吸振器實際工作頻段。

從上述試驗臺的研究發展現狀可以看出，進行試驗研究是吸振器設計和應用過程中的必不可少的一步，但上述試驗臺僅適用某一特定規格試驗件，并未針對不同試驗件的試驗條件作出相應設計，未采取相應設計確保試驗的安全性，也未提出相應的多頻率調節方式，以防止共振。筆者將結合工程實際，針對不同機型槳轂雙線擺吸振器的工作條件，進行槳轂雙線擺吸振器試驗臺頻率設計，并開展頻率測定試驗研究。

1 試驗臺動力學建模

試驗臺主要由槳轂激振力模擬系統、傳動系統、機體模擬系統及其附件系統組成，其布局如圖1所示。機體模擬系統通過彈性支撐安裝在支撐臺架上，用以模擬機體的俯仰和滾轉運動，反映機體振動響應水平；傳動系統將動力傳至雙線擺吸振器，使得雙線擺轉動；槳轂激振力模擬系統采用兩個相互獨立的激振器對雙線擺吸振器施加激振力，以模擬槳轂平面振動載荷。

圖1 試驗臺總體布局

將機體模擬系統及傳動系統簡化為繞轉動中心O點轉動(俯仰或滾轉)的振動系統，如圖2所示。將彈性支撐外的其它零部件視為剛體，設試驗臺動部件的繞O點轉動慣量為J，轉角為θ，激振力F作用點G至轉動中心O的距離為D，彈性支撐安裝點A至轉動中心O的距離為L，彈性支撐安裝點的間距為d，彈性支撐剛度為k，該系統阻尼為c。

圖2 試驗臺動力學模型

在外力作用下，根據力矩平衡，建立系統動力學方程，動部件繞轉動中心O點轉動的系統運動方程為：

2d)2]sinθcosθ=FLcosθ

(1)

其中，A、B、C分別取0或1，當A為0時，則表示該點未安裝彈性支撐，當A為1時，則安裝有彈性支撐。B與C同理。

當系統轉動角度較小時，根據小角度假設，有cosθ≈1,sinθ≈θ，得到系統自由振動方程為：

2d)2]θ=0

(2)

由式(2)得試驗臺固有頻率：

(3)

2 試驗臺頻率設計

工程中，在試驗臺設計階段，常用有限元法進行動力學設計，通過迭代設計修改結構參數，運用有限元軟件對試驗臺進行分析求解，將試驗臺的固有頻率調整到適當的范圍[8-9]。該種方法適用于在試驗臺設計前期就已明確頻率設計目標，同時目標頻率較為單一且后續無頻率調節要求的工況，即無法在試驗時針對不同試驗需求調節試驗臺頻率。

由式(3)可知，試驗臺頻率與彈性支撐剛度及安裝數量、間距成正比，基于試驗臺彈性支撐提出多頻率調節設計，即采用更換不同剛度的彈性支撐、調節安裝距離及改變彈性支撐數量的方法調節試驗臺頻率。彈性支撐選用壓縮彈簧，依據試驗臺頻率范圍及彈性支撐安裝空間要求，為減少工裝及零件數，需保證不同剛度壓縮彈簧的內徑與安裝高度一致，通過對壓縮彈簧結構參數及剛度進行設計-計算反復迭代[10]，確定壓縮彈簧的線徑分別為12 mm與18 mm，剛度分別為3.123×104N/m與2.224×105N/m。

通過調整壓縮彈簧的剛度、安裝數量及距離，實現了試驗臺頻率2～10 Hz間調節，解決了試驗臺動力學特性匹配問題，將完整裝配后的試驗臺設計轉動慣量代入式(3)，得壓縮彈簧剛度及安裝數量、位置與試驗臺頻率的對應關系如表1所列。

表1 彈性支撐剛度與試驗臺頻率

3 試驗臺頻率測定

為驗證試驗臺頻率是否與理論設計值一致，在試驗臺完成總裝后，對試驗臺開展了頻率測定試驗[11]，本試驗采用錘擊法獲得試驗臺頻率。此次試驗中,安裝的壓縮彈簧的設計剛度為3.123×104N/m，安裝位置如圖3所示，動部件的主要組成部分有電機組件、十字梁組件、彈性支撐組件、主軸支座組件及主軸，運用CATIA測得以上組件繞轉動中心的轉動慣量為J1。

圖3 壓縮彈簧安裝位置

同時通過附加質量法獲得壓縮彈簧剛度試驗值，驗證其是否滿足設計預期值，附加質量法主要試驗步驟如下。

(1) 采用錘擊法測量得試驗臺頻率ω。

(2) 臺體附加一已知轉動慣量的質量塊，同樣采用錘擊法測得此時試驗臺頻率ω1。

由式(3)推得，附加質量前后試驗臺頻率ω與ω1的計算公式如下:

(4)

(5)

式中：J1為試驗臺動部件轉動慣量；ΔJ為附加質量轉動慣量；k1為壓縮彈簧剛度。

聯立式(4)與式(5)，得壓縮彈簧剛度試驗值為：

(6)

對測點進行多次錘擊，得到力錘的力信號與加速度響應信號，進行函數計算，觀察幅值與相位，如圖4與圖5所示。采用時域法進行模態擬合后，得穩態圖，通過對穩態圖的最終分析，提取試驗臺頻率[12]。將測得的試驗臺頻率及附加質量轉動慣量代入公式(6)中，得試驗臺壓縮彈簧剛度試驗值，比較試驗值與設計值，如表2所列。

圖4 通用柔性鉗口塊工作示意圖1.固定鉗口 2.固定鉗口鐵 3.旋轉鉗口塊 4.活動鉗口

表2 試驗值與設計值對比

圖4 未附加質量試驗臺頻響函數曲線及相位圖

圖5 附加質量后試驗臺頻響函數曲線及相位圖

通過頻率測定試驗測得了試驗臺頻率與壓縮彈簧剛度。將試驗值與設計值進行比較分析，誤差均在容許范圍內，附加質量塊時，試驗臺頻率設計值與試驗值誤差為8.16%；附加質量塊時，試驗臺頻率設計值與試驗值誤差為7.52%，表明試驗臺頻率符合理論設計值，試驗臺動力學設計合理。

4 試驗臺功能驗證

為驗證試驗臺是否可實現其預設功能，選取了某型槳轂雙線擺吸振器試驗件進行了減振性能試驗，測試了不同加載條件時有無槳轂雙線擺吸振器的試驗臺振動水平，如圖6所示。

圖6 不同加載條件下試驗臺振動水平

試驗結果表明當激振力協調加載時，該槳轂雙線擺吸振器試驗件的吸振效率最高可達61%，試驗臺運轉良好，具備安全開展雙線擺吸振器地面試驗的功能與能力。

5 結 論

針對槳轂雙線擺吸振器性能試驗的安全需求，完成了其試驗臺的動力學建模、頻率設計與彈性支撐結構、剛度設計，提出了有效的頻率調節方案，并結合試驗分析，可以得出如下結論。

(1) 根據試驗臺動力學模型，對試驗臺進行頻率設計，確定了彈性支撐結構參數與剛度，并設計了多頻率調節方案，實現試驗臺頻率2～10 Hz間可調。

(2) 經過試驗臺頻率測定試驗，表明試驗臺試驗頻率與理論設計值吻合良好，試驗臺動力學建模準確，頻率調節設計合理。

(3) 通過測試有無槳轂雙線擺吸振器的試驗臺振動水平，表明試驗臺滿足功能要求，具備安全進行槳轂雙線擺吸振器功能與性能試驗的能力。

(4) 該試驗臺滿足要求的頻率設計，保證了槳轂雙線擺吸振器動特性研究、性能與功能試驗的安全，也對國內同類試驗臺研制設計具有借鑒意義。