2. 沈阳化工大学 装备可靠性研究所, 辽宁 沈阳 110142
2. Equipment Reliability Institute, Shenyang University of Chemical Technology, Shenyang 110142, China
在许多工程领域中,非线性隔振通常是一个关键问题.非线性隔振分为主动式和被动式,被动隔振器[1]由于具有可靠性高、外部能量零输入、结构简单等优点在许多领域得到了广泛应用,如车辆[2]、航天器[3]和精密仪器[4]等.近几年,准零刚度(quasi-zero stiffness,QZS)非线性隔振器以其优异的综合性能吸引了众多学者的关注[5].典型的非线性QZS隔振器在设计载荷质量m下,在其平衡位置处将正刚度kv和负刚度kh单元组合起来.QZS隔振器在静平衡位置具有高静低动的刚度特性,QZS隔振器具有较低的主共振频率和较小的静挠度,从而实现了高承载能力的低频隔振.
QZS隔振器可由多种方式实现,近些年,学者们提出了多种具有QZS特性的隔振系统模型.Cheng等[5]提出了一种几何非线性阻尼器,并将其应用于QZS隔振器中,以提高其低频隔振性能.Zhou等[6]提出了一种具有准零刚度特性的扭转隔振器,用于衰减轴系中扭转振动的传递,同时也起到了轴系间的耦合作用.Sun等[7]提出了一种多方向QZS剪刀形结构,并与已有的QZS隔振器进行了隔振效果对比.
为了提高QZS隔振器的低频隔振性能,本文采用了一种X型结构并将其应用于QZS型隔振器的设计中.首先,应用静力学和泰勒公式得到了弹簧的刚度特性曲线,得出了准零刚度产生的条件.其次,通过对X型结构的受力分析建立了系统的动力学方程,利用增量谐波平衡法(incremental harmonic balance method,IHBM)对非线性常微分方程进行半解析求解,并通过Runge-Kutta法对比验证了解的一致性.最后,对系统的幅频响应、力传递率及位移传递率特性进行了分析及参数讨论.结果表明:本系统具有良好的隔振性能,可为结构振动的被动控制提供一种新的解决方案.
1 QZS系统及建模如图 1所示,QZS隔振器主要由两个竖直弹簧和两个X型结构的调节器组成.X型结构的调节器由支架、连杆、铰链轴和水平弹簧组成.所有连杆的长度均为L,水平弹簧的两端与铰链轴连接,竖直弹簧两端经支架与加载支架和基座连接,在垂直导杆的作用下,加载支架只能沿垂直方向移动.水平弹簧的弹性系数为Kh,竖直弹簧的弹性系数为Kv/2,线性阻尼器的阻尼系数为C.加载支架上放置质量为m的质量块.
在质量块重力作用下,整个系统处于静平衡状态,所有连杆重叠并且是处于水平状态,质量块的位移为
(1) |
为了提供负刚度,两个刚度系数都为Kh的水平弹簧预先压缩的长度为d,水平弹簧的弹性恢复力经连杆和支架传递到加载支架上,与竖直弹簧所产生的弹性恢复力方向相反.因此隔振器处于静平衡状态时,当负刚度与正刚度相等时,系统实现了准零刚度特性.
首先分析弹性恢复力,当上支架受到外力f作用时,加载支架会偏离静平衡位置并产生位移x,此时,QZS系统的结构模型如图 1所示.
如图 2所示,所施加的力与位移的关系为
(2) |
其中:fv=Kv(x-Δx)表示竖直弹簧的系统弹性恢复力; ft=2fhtanα表示水平弹簧的系统弹性恢复力; α表示连杆与水平面之间的夹角,并且
(3) |
对式(3)无量纲化处理,得到
(4) |
其中:h=f/(KvL); u=x/L;β=Kh/Kv; δ=d/L.
QZS系统的无量纲刚度为式(4)对u的微分
(5) |
令k(u=0)=0,则准零刚度产生的条件为
(6) |
将式(6)代入式(4)得到
(7) |
(8) |
对于不同无量纲预压缩长度δqzs,随着加载支架位移的变化,无量纲刚度曲线见图 3.
从图 3可以观察到,当δqzs < 2,QZS系统的刚度都为正刚度,并且随着δqzs的增大,刚度曲线趋于平缓.当δqzs=2时,QZS系统的刚度恒为零,这表明隔振系统失去承载能力.如果δqzs>2,刚度为负值,在实际工程中是不允许发生的.因此,δqzs的合理区间是(0, 2).
将式(4)在u=0处展开为四阶泰勒级数,即
(9) |
将准零刚度条件即式(6)代入到式(9)中,得到hqzs(u)=γu3,其中定义γ为等同约化刚度,其值可以通过改变水平弹簧与竖直弹簧的刚度比来进行调节,γ的具体表达式为
(10) |
原始刚度表达式(7)和其泰勒展开式(9)的对比如图 4所示.可以观察到泰勒展开式结果与原始表达式结果吻合良好,因此,本文采用四阶泰勒级数展开是合理的.
典型QZS隔振器和本文设计的X型隔振器都具有准零刚度特性,图 5为这两种隔振器的无量纲刚度对比情况,图中两条曲线都是在水平弹簧与竖直弹簧的刚度系数之比为1的情况下计算得到的.可以看出本文设计的X型QZS隔振器相比于典型QZS隔振器具有更小的无量纲刚度k,特别是当u在区间(-1, -0.5)和(0.5, 1)时,两者的k值差异更为明显.较小的系统刚度意味着系统的共振频率较低[1],因此本文设计的X型隔振器可以有效地提高其低频隔振性能.
简谐力作用下系统的运动方程为
(11) |
其中,Fe和ω分别表示外部激励的幅值和频率,引入无量纲参数,并将已知表达式代入式(11)得到
(12) |
式中:
增量谐波平衡法(IHB)具有移植性强、改变参数灵活的许多优点,下面将应用IHB法求解系统的动力学方程.
首先,对方程(12)进行时间尺度变换,即令t*=Ωτ,式(12)关于新的时间变量t*的微分方程为
(13) |
其次为Newton-Raphson增量步骤,设u0和Ω0是方程(12)的解,则其相邻位置的解可以用增量表示为
(14) |
将式(14)代入式(13)并省略去高阶小量,整理增量方程为
(15) |
式中,Re表示不平衡力,
(16) |
当Re=0时,求得u0和Ω0的精确解.
最后为谐波平衡过程,设方程(13)的周期解u为
(17) |
式中, U=[1, cost*, …, cosit*, sint*, …, sinit*];
(18) |
(19) |
(20) |
将式(17)~式(20)代入式(15),并对式(15)在一个周期2π内进行Galerkin积分:
(21) |
由式(21)可以得到以ΔA和ΔΩ为未知量的线性迭代方程为
(22) |
式中:
为了验证增量谐波平衡法的有效性,进行了基于Runge-Kutta的数值模拟,两种方法得到的结果如图 6所示.可以看出,解析解与数值解吻合较好,这表明IHB法对于本文所研究的问题是有效且可靠的.需要注意的是,Runge-Kutta法无法得到不稳定解.此外,本文在求解系统的幅频曲线时还进一步结合了弧长法[8],由此可以获得复杂完整的响应曲线,从幅频曲线中还可以观察到系统鞍点分岔引起的跳跃现象[9].
力的传递率[10]是评估隔振器好坏的一个重要指标.本系统的传递力表达式为
(23) |
传递力的幅值可通过IHB求得的解(即u)代入式(23)求出
(24) |
因此,本系统的力传递率可写成为
(25) |
对于不同γ值,系统的力传递率如图 7所示.从图中可以观察到,在主共振区时,等同约化刚度γ值的增大可以有效地减小力传递率,而在较高的激励频率下,等同约化刚度γ值的变化对系统隔振性能的影响不大.
在分析系统的位移传递率时,应去掉加载支架的外激励,这时应施加位移激励z=Zecos(ωt)并且加载到基座上,见图 1,加载支架的位移是x,加载支架的相对运动方程为
(26) |
其中:y=x-z; Ze表示基座激励的幅值.
对式(26)进行无量纲化,并且采用前述的无量纲参数,得到
(27) |
其中:η=y/L; ze=Ze/L.
应用与2.1小节相同的分析过程,得到加载支架的幅频曲线,如图 8所示,所采用的参数为γ=0.065,ζ=0.022 5,ze=0.2.从图中可以看出,由于非线性刚度的存在,使得曲线有向右弯的现象,这也说明本系统具有硬式非线性特性.
位移传递率的定义为传递到加载支架的位移与基座位移幅值的比率,即
(28) |
对于不同的γ值,本系统的位移传递率Td如图 8所示.从图中可以观察到:随着等同约化刚度γ值减小,在共振区,系统的位移传递率急剧减小,而在较高的激励频率下位移传递率不受影响.此外,等同约化刚度γ值的减小可以引起共振频率的减小,并且使得跳跃现象(不稳定解)消失.
4 结论1) 通过对系统的整体刚度分析,得出了准零刚度产生的条件,即无量纲预压缩长度与无量纲刚度比的乘积为1.结果表明:无量纲预压缩长度δqzs的合理区间为(0,2),并定义了一个可以有效反映系统低频隔振效果的重要参数,即等同约化刚度γ.与典型QZS隔振器相比,本文设计的X型QZS隔振器具有更好的低频隔振性能.
2) 讨论了不同γ值对力传递率的影响,等同约化刚度γ值的增大可以显著地减小力传递率,而在较高的激励频率下,等同约化刚度γ值的变化对系统隔振性能的影响较弱.
3) 讨论了不同γ值对位移传递率的影响.随着等同约化刚度γ值的减小,共振区的位移传递率急剧减小,而在较高的激励频率下的位移传递率不受其影响.此外,等同约化刚度γ值的减小可以引起共振频率的减小,并且使得跳跃现象(不稳定解)消失.
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