减振与缓冲

关键词： 楔式 减振 缓冲 减振器

减振与缓冲（精选三篇）

减振与缓冲 篇1

关键词：楔式,非线性,缓冲减振器

1 概述

楔式非线性缓冲减振器是利用滑块和楔杆摩擦产生的摩擦阻尼来消耗系统的振动能量达到减振目的, 因此, 可归属于固体摩擦减振器一类[1]。这种减振器是将圆柱弹簧套在楔杆外部, 滑块位于弹簧和楔块之间, 滑块和弹簧的轴向被固定, 楔杆相对与滑块和弹簧的轴向可以运动, 在运动过程中, 滑块受到来自楔杆的挤压力, 滑块将挤压力传递给弹簧, 使弹簧产生径向膨胀, 膨胀后的弹簧产生了径向向内的束紧力, 滑块又将来自弹簧的束紧力传递给楔杆, 缓冲楔杆的轴向运动。

与普通减振器相比, 其结构存在明显的差异, 使用弹簧的径向变化存储能量, 属于一种新型减振器。楔式非线性缓冲减振器由于其弹性元件和阻尼元件完全是由金属材料制成, 较之橡胶减振器环境适应性更强, 由于利用弹簧径向形变, 其刚度可能具有硬特性和大阻尼特性, 那么此减振器可能具有体积小且承载能力强, 减振效果优良的优势[2]。

楔式非线性缓冲减振器可能具有优良减振特性, 对于在恶劣工作环境 (如航空、航海及运输领域等) 下的精密仪器及设备保护方面可能拥有较好的综合效果, 其产品具有非常广阔的应用空间。但国内外尚无成熟产品, 因而对其进行研究尤为必要。

2 楔式非线性缓冲减震器模型建立

2.1 楔式非线性缓冲减震器力学模型建立

楔式非线性缓冲减振器的刚度是由弹簧径向刚度来决定, 阻尼是由滑块3和楔杆2之间的摩擦来决定。按减振器结构特点将物理模型简化成图1所示。

系统在静止条件下, 弹簧受滑块作用, 有一定得初始变形, 达到平衡状态。当滑块受到从底部传来的冲击时, 滑块运动, 弹簧发生形变, 系统表现出抵抗冲击的特性。在冲击作用下, 系统受力分析如图2所示。

假设等效质量达到最理想的状态, 减振器完全吸收了外来冲击, 于是得到:

假设弹簧中径为R, 弹簧丝半径为r, 得到:

联立 (1) (2) (4) (6) 可得

对楔式非线性缓冲减振器结构进行分析, 采用经典等效的方法, 根据等效粘性阻尼在一周期内消耗的能量等于要简化的非粘性阻尼在同一周期内消耗的能量的基本条件, 将系统等效成有阻尼弹簧振子模型, 可得楔式非线性缓冲减振器装置的力学模型[3]。

2.2 楔式非线性缓冲减震器数学模型建立

无论是物理模型还是等效力学模型, 在受到冲击时, 等效质量应该具有相同的运动状态, 而且等效质量的受力应该相同[4]。那么, 对于等效质量, 由两个模型受力相同可以得到受力方程。

力平衡等效方程:

对于楔式非线性缓冲减振器装置, 无论是什么模型, 外界冲击时, 能量最终都消耗在减振器里, 那么这两个模型的耗能必须相同。根据减振器耗能相同, 可以得到能量方程[5]。

上述方程中, 是外界冲击。F是关于等效质量相关的物理量, F2是关于弹簧径向形变和减振器尺寸参数的物理量, F4是关于减振器尺寸参数的物理量。

3 楔式非线性缓冲减震器减震效果分析

3.1 匀速输入下

根据弹簧阻尼模型可得振动微分方程

式中M为整个减振对象的等效质量 (kg) ;x为外界输入激励 (mm) ;y为相对位移量 (mm) ;D为等效质量的位移响应 (mm) ;C为等效阻尼;K为等效刚度。

公式 (11) 为变系数微分方程, 解析解的求取非常困难, 本文将基于Matlab软件, 借助常微分算子ODE45构造迭代函数, 对其进行数值求解。

算例一M=600Kg, C=2Ns/m, V=36km/h, F=6000N

算例二M=M=600Kg, C=2Ns/m, V=72km/h, F=6000N

以两个算例为例进行计算, 计算结果如图3和图4所示。

算例一中, 系统输入速度为36km/h, 即10m/s, 由图3可知, 经非线性楔式减振装置缓冲后, 输出速度在计算时长内明显小于10m/s。算例二中, 系统输入速度增加到72km/h, 即20m/s, 由图4可知, 经非线性楔式减振装置缓冲后, 输出速度在计算时长内明显小于20m/s, 且系统减振效果更为明显。

3.2 匀加速输入下

根据弹簧阻尼模型可得振动微分方程

式中, M为整个减振对象的等效质量 (kg) ;x为外界输入激励 (mm) ;y为相对位移量 (mm) ;D为等效质量的位移响应 (mm) ;C为等效阻尼;K为等效刚度。

公式 (14) 也为变系数微分方程, 解析解的求取非常困难, 本文仍将基于Matlab软件, 借助常微分算子ODE45构造迭代函数, 对其进行数值求解。

算例三M=600Kg, C=5Ns/m, A=3m/s2, F=6000N

算例四M=600Kg, C=2Ns/m, A=6m/s2, F=6000N

以上述两个算例为例进行计算, 计算结果如图5和图6所示。算例三中, 系统输入加速度为3m/s2, 由图5可知, 经非线性楔式减振装置缓冲后, 输出加速度在计算时长内明显小于3m/s2。算例四中, 系统输入加速度增加到6m/s2, 由图6可知, 经非线性楔式减振装置缓冲后, 输出加速度在计算时长内明显小于6m/s2, 且系统减振效果更为明显。

4 结论

楔式非线性缓冲减振器是一种新型缓冲减振器, 由于关于此缓冲减振器装置的报道刚刚出现, 对其缓冲减振性能的理论分析, 以及在此基础上进行的仿真研究文献非常缺乏, 因此, 对楔式非线性缓冲减振器的研究势在必行。鉴于此, 本文对楔式非线性缓冲减振器进行了深入的研究, 设计了楔式非线性缓冲减振器结构。建立了楔式非线性缓冲减振器等效分析模型, 并基于振动理论, 研究了楔式非线性缓冲减振器在特定输入情况下的减振性能。

参考文献

[1]杨平.非线性抗振动冲击防护动力学与动态设计[M].北京:国防工业出版社, 2003

[2]勾厚渝, 惠叙兴.抗恶劣环境新型隔离元件的研制及应用[J].电子机械工程, 1999, 77 (1) :33-37

[3]胡海岩, 李岳峰.几种非线性减振器的试验建模[J].振动与动态测试, 1988, 8 (2) :1-8

[4]高淑英, 沈火明.离散系统的振动.线性振动教程.中国铁道出版社.2003, 1版:5-19

河岸植被缓冲带与河岸带管理 篇2

河岸带是水陆交错带的一种景观表现形式,即岸边陆地上同河水发生作用的植被区域,是介于河溪和高地植被之间的生态过渡带.目前,河岸带的保护和管理日益为人们所关注,并成为自然资源经营及管理中不可缺少的`部分.本文对国外河岸带管理有关的研究和实践进行了总结,对河岸带管理的目标、作用、一般途径、面临的问题以及将来发展趋势进行了讨论,并详细介绍了USDA-FS的河岸植被缓冲带系统.文章最后指出,有必要在国内尽快开展河岸带管理的研究和实践.

作 者：邓红兵 王青春 王庆礼 吴文春 邵国凡 作者单位：邓红兵,王青春,王庆礼(中国科学院沈阳应用生态研究所,)

吴文春,邵国凡(Department of Forestry and Natural Resources, Purdue University,)

减振与缓冲 篇3

本文所研究的13.5 MN液压机属于下传动式液压机, 该液压机的工作缸安装在下横梁上, 工作行程为柱塞向上运动。该液压机工作时首先需要施加相应的压力, 而后才实现特殊运动。该液压机主要完成上下往复直线运动, 整个工作循环过程包括上升过程、加压过程、保压过程、卸压过程和下降过程。

图1为液压机回程过程中柱塞速度和行程变化曲线。其中, 0~x1为柱塞开始加速运动的阶段, 在此过程中动梁从相对于地面的最高位置开始向下运动, 速度逐渐增大;x1~x2为柱塞的运动平衡阶段;x2~x3为柱塞减速运动的阶段, 在此阶段柱塞进入到缓冲行程, 随着阻力的增加动梁的速度减小, 并在规定位置停止运动。

为避免动梁在向下运动过程中由于速度过大对工作缸的缸底产生过大的冲击, 因此为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 由于该节流缓冲减振系统的缓冲减振效果不是很理想, 在此基础上对工作缸以及缓冲系统进行了改进, 得到缓冲减振效果较为理想的蓄能器节流缓冲减振系统。

2 节流缓冲减振过程仿真分析

图2为工作缸结构简图, 其最大缓冲行程为60mm。图3 为13.5 MN液压机节流缓冲减振系统简图, 它由溢流阀、工作缸和节流阀等元件所组成, 其中节流阀是电液比例插装阀的等效元件。液压机工作缸的柱塞开始进入到缓冲行程时, 给电液比例插装阀通电, 阀芯开始动作, 当阀芯的开度达到预设开度时, 断电使电液比例插装阀的阀芯停止运动, 这时电液比例插装阀具有节流阀的作用。

2.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量方程为:

其中:q1为节流阀流量;E为油液体积模量;V1为工作缸工作容积;p1为工作缸内油液的压力;k1为工作缸的泄漏系数;x为柱塞位移;A为柱塞有效面积。

(2) 机架的受力方程为:

其中:M为液压机机身质量;K２为机身等效刚度;u为机架的相关变形量;μ为阻尼系数。

(3) 柱塞的受力方程为:

其中:B为油液的黏性阻尼系数;m为工作缸的柱塞质量。

(4) 柱塞的位移方程为:

其中:xl为柱塞相对地面的距离。

(5) 插装阀阀口处的流量方程为:

其中:α为阀口处的指数;p2为出口压力;AT为节流口的有效面积;C为阀口处的流量系数。

现将式 (1) ~式 (5) 进行拉氏变换, 得到:

2.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (6) ~式 (10) 在MATLAB/Simulink中建立13.5 MN液压机节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图4所示。

通过运行图4中的仿真模型, 可得到柱塞缸底的压力和位移仿真曲线, 如图5和图6所示。

由图5可知, 在0s~0.025s虽然油液压力的振幅在逐渐减小, 但是振荡次数依旧很频繁;在0.025s以后虽然油液的压力达到了平衡状态, 但是达到平衡状态后压力的波动依然存在。由图6可以看出, 位移的变化量比较大。通过以上分析我们可以看出节流减振的效果不是很理想, 因此为了得到更好的缓冲减振效果, 可采用以下方案:1进一步改进该液压机的缓冲减振系统, 在原来的节流缓冲减振系统中增加一蓄能器, 设计新的蓄能器节流缓冲减振系统;2改变液压机工作缸的内部结构, 并且保证缓冲行程仍为60mm。

3 蓄能器节流缓冲减振过程仿真分析

图7为13.5 MN液压机的工作缸改进后的结构简图, 其缓冲行程最大仍为60mm。图7中的工作缸采用能量缓冲减振法, 先把工作缸中需要排回油箱的油液封装, 再使被封装的油液经过节流小孔流出, 这样就会对柱塞产生更大的阻力, 使柱塞在下落时的速度降低。

图8为蓄能器减振系统简图, 它由蓄能器、节流阀和溢流阀等组成, 蓄能器的主要作用是吸收存储工作过程中多余的油液。

3.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量连续性方程、机架的受力方程、柱塞的受力方程、柱塞的位移方程和节流阀的流量特性方程与节流缓冲减振系统的数学模型相同, 在此不再列出。

(2) 蓄能器入口处的流量方程为:

其中:KA为气体的压缩系数;vA为蓄能器内气体的体积;qA为进入到蓄能器的流量。

(3) 蓄能器中液压油的受力方程为:

其中:pA为蓄能器内气体的压力;pp为短管中液压油的压力, pp=p1;Bb为蓄能器油腔中的阻尼系数;Ca为气体的阻尼系数;ka为蓄能器油腔中气体的等效弹簧刚度;ma为蓄能器油腔中油液的质量;Ag为短管的横截面积。

将式 (11) 与式 (12) 进行拉氏变换, 再结合节流缓冲减振系统的数学模型得到:

3.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (13) ~ 式 (19) 在MAT-LAB/Simulink中建立13.5MN液压机蓄能器节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图9所示。

通过运行图9中的仿真模型, 可以得到柱塞缸的压力和位移仿真曲线, 如图10、图11所示。

由图10可以看出, 在0s~0.017s虽然油液的压力振幅比较大, 但是振荡次数明显减少, 并且在0.017s左右时工作缸的压力达到平衡状态。通过图11可以看出, 柱塞位移的变化量比较小, 变化比较平稳。通过分析可以看出蓄能器节流缓冲减振系统的减振效果比较好, 基本上能够满足实际工况的需要。

4 总结

本文为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 通过对节流缓冲减振系统的仿真分析, 发现其缓冲减振效果不是很理想。为此, 对液压系统进行了改进, 在液压系统中增加了蓄能器, 并把工作缸的内部结构做了相应修改。接着对蓄能器节流缓冲减振系统进行了建模, 通过仿真分析论证了改进后减振系统的正确性和可行性。

参考文献

[1]周加永.基于电液比例控制的13.5MN液压机回程工况的研究[D].西安:长安大学, 2012:49-62.

[2]吴国栋.液压缸的节流缓冲装置[J].工程机械与维修, 1999 (3) :74-75.

[3]陈胜涛, 孙栓民.四柱液压机冲裁缓冲的实验研究[[J].锻压机械, 2003 (2) :26-28.

[4]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[5]吴振顺.液压系统与CAD[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社, 2000.