機載設備的隔振系統(tǒng)設計

梁 國，陳詩超，王 建，錢志偉

(1.中國電子科技集團公司第五十四研究所，河北 石家莊 050081；

機載設備的隔振系統(tǒng)設計

梁 國1，陳詩超1，王 建1，錢志偉2

(1.中國電子科技集團公司第五十四研究所，河北 石家莊 050081；

2.中國電子科技集團公司第三十六研究所，浙江 嘉興 214000)

針對機載設備的隔振需求，對機載設備進行了振動分析和隔振設計。利用SolidWorks軟件建立機載設備的三維模型，通過ANSYS有限元分析軟件對機載設備進行了模態(tài)分析，得到系統(tǒng)的固有頻率和振型。對機載設備進行了隨機振動分析，得出機柜不同部位在激振頻率范圍內的加速度響應和應力響應。結合動力學仿真結果和隔振理論對機柜進行了隔振系統(tǒng)設計，對機載設備的隔振效果進行了試驗驗證。試驗結果表明，隔振系統(tǒng)達到了較好的隔振效果。

機載設備；模態(tài)分析；隨機振動分析；隔振設計

0 引言

機載設備在飛機起降或使用過程中經常受到各種各樣的振動和沖擊，設備會因振動或者沖擊破壞發(fā)生故障。振動對電子設備的破壞主要有：設備在某個激振頻率點上產生共振，以致使振動加速度超過設備所能承受的極限加速度而破壞；設備振動加速度引起的應力雖未超過設備在靜載荷作用下的強度，但由于頻繁的振動而使設備發(fā)生疲勞破壞[1]。

為保證電子設備的正常工作，必須對機載電子設備采取隔振措施。對設備的薄弱結構進行加固，對整機采用隔振緩沖，以此來提高電子設備的抗振性能，是目前工程應用中較為普遍而又經濟可靠的設計方法。文獻[2-3]對航空電子設備進行了模態(tài)分析；文獻[4-5]對電子機柜進行了動力學分析；文獻[6]通過將有限元分析仿真分析與隔振理論相結合的方法對機柜進行了振動分析和隔振設計；文獻[7-11]分別基于減震需求對電子設備安裝平臺進行了隔振系統(tǒng)設計；文獻[12]采用重心測量法選取合適的減震器對機柜進行隔振設計。

本文基于ANSYS有限元分析技術，以安裝在螺旋槳飛機上的電子設備機載機柜為例，模擬載機振動環(huán)境，對機柜進行模態(tài)分析和隨機振動分析，并基于分析結果進行減振設計，最后通過對電子設備進行隨機振動試驗以驗證其隔振效果。

1 機柜剛強度設計

電子設備的結構剛度設計的優(yōu)劣很大程度上決定了整個設備系統(tǒng)是否具有良好的抗振性能。電子設備設計應遵循剛度設計為主、強度校核為輔的指導思想，要針對結構的最薄弱環(huán)節(jié)進行加固設計[12]。通過加固設計，可提高設備的剛度、強度及結構固有頻率，進而提高設備抗振抗沖擊性能。由于載機的振動頻帶較寬，采用二倍頻法則進行剛度設計，無法實現使設備的固有頻率避開載機的激振頻率的目的，因此還需要采取一定的隔振措施對電子設備進行保護。

電子設備應用于機載平臺，對機柜的剛強度和設備重量均有較高的要求。為了滿足設備的輕型化要求，選用由高強度的鋁合金型材拼焊而成的高強度機柜，機柜的立柱、頂框和底框之間通過拼裝焊接在一起，整個機柜形成一個整體框架結構，具有較強的剛強度。對機柜的側門、頂蓋采用了沖肋、翻邊等結構形式，以此來提高結構件的剛強度。機柜結構組成如圖1(a)所示。

(a) 機柜外形 (b) 有限元模型圖1 機載電子設備機柜

2 動力學仿真分析

2.1 有限元模型的建立

借助于SolidWorks三維建模軟件建立機柜有限元模型，然后導入ANSYS軟件進行力學分析。由于機柜的內部設備結構和連接形式比較復雜，若對整個機柜進行有限元分析，計算容量和時間將會超出目前所允許的條件。為了分析順利進行，對機柜模型進行了簡化，忽略一些對整體強度影響不大的結構細節(jié)，如倒角、圓角、螺紋孔和裝飾條等[13]。機柜各主要零部件是拼裝焊接而成，故可以將機柜有限元模型進行剛體化處理，避免機柜內部零部件之間產生諧振。

機柜的主框架由高強度鋁型材拼裝焊接而成，其結構的基本拓撲形式可歸類于框架結構,在仿真時單元類型采用梁單元。對機柜內安裝的機箱，按其實際幾何形狀建模,單元類型采用實體單元[14]。在仿真環(huán)境下分別對機柜、機箱及其他零部件賦予材質屬性。機柜設備的有限元模型如圖1(b)所示。

2.2 載荷加載及約束條件

固有頻率和振型是結構自身特性，與外界載荷無關，在本模型中載荷只有自重。結合機柜的外形尺寸和重心位置，并根據非耦合條件，確定機柜采用4個底部隔振器和2個背部隔振器的安裝方式。對建立的有限元模型在安裝點施加約束，約束6個方向的自由度。

2.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是動力學分析過程中必不可少的一個步驟，用于確定結構或機器部件的振動特性，即結構的固有頻率和振型，它們是動態(tài)載荷結構設計中的重要參數。同時，模態(tài)分析也是隨機振動分析的基礎，為系統(tǒng)采取隔振措施及隔振器選型提供參考[15]。

模態(tài)分析的核心是確定描述結構系統(tǒng)動態(tài)特性的參數，對于一個N自由度系統(tǒng)，其運動微分方程為[17]：

(1)

式中：M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；z為位移向量；F(t)為作用力向量。

當F(t)=0時，忽略阻尼C的影響，式(1)變?yōu)椋?/p>

(2)

自由振動時，結構上各點做簡諧振動，各點位移解為：

z=Aejωt。

(3)

式中，A為自由振動的振幅向量。

將式(3)代入式(2)可得：

(K-ω2M)A=0。

(4)

由于載機的激勵頻帶較寬，在求解時計算并擴展了對機柜振動起主要作用的前40階模態(tài)。機柜前15階的固有頻率如表1所示。計算結果顯示，機柜第1階固有頻率為14.618Hz，振型為整機柜左右方向的彎曲振動；第2階振型表現為整機柜前后方向的彎曲振動；第3階振型為整機柜繞豎直中心軸的扭轉；第4～9階為機柜立柱的局部彎曲振動，第10～14階模態(tài)振型表現為機柜及內部設備無規(guī)則的振動。第15階模態(tài)振型表現為機柜后側立柱的彎曲振動。

表1 機柜的前15階固有頻率

2.4 隨機振動仿真分析

機柜安裝在大型運輸機上，載機的振動譜由寬帶隨機迭加特定頻率點的窄帶尖峰組成。寬帶隨機主要由載機的起飛、著陸，滑跑時跑道對飛機的作用、發(fā)動機的振動、發(fā)動機噴氣噪聲及其氣流激勵等因素產生。尖峰形式的窄帶隨機是由螺旋槳葉所帶動的旋轉壓力場引起的，這些峰值的中心頻率位于螺旋槳葉通過頻率及其諧波的比較窄的頻帶內[7]。根據工程實踐經驗，機柜在垂直方向的振動較其他方向的振動嚴酷，因此在這里只對機柜施加垂直方向的激勵。螺旋槳飛機的艙內設備振動譜型[16]如圖2所示,根據設備的安裝位置不同L0取值不同。螺旋槳通過頻率F1=71.5Hz,F2=2F1，F3=3F1，F4=4F1。對于本設備安裝位置，L0=0.3g2/Hz，加速度總均方根值為4.5 g。

圖2 振動譜型曲線

在機柜底部機箱上取一點A，在機柜中間部位機箱上取一點B，在機柜頂部機箱上取一點C，計算各點垂直方向的加速度響應值表2所示。

表2 機柜不同部位的響應

通過表2的數據可以看出，當輸入點的加速度均方根值為4.5g，機柜上方設備C點的響應最大，加速度均方根值為13.52g。C點的垂直方向的響應加速度功率譜密度曲線如圖3所示。從圖3可以看出，在126Hz附近有最大的響應值，機柜其余點的響應與C點相似。

圖3 加速度響應

機柜垂直方向隨機振動的3σVonMies應力云圖如圖4所示。可以看出最大的3σVonMies應力為262.88MPa，發(fā)生在導軌的轉接件上及機柜底部固定隔振器的安裝件上。轉接件材料為鋁合金，屈服極限σ0.2為145MPa，取安全系數為2，則屈服極限許用應力[σ0.2]=72.5MPa。循環(huán)次數為5×108的疲勞強度σ-1= 145MPa，取持久極限安全系數為2，則持久極限許用應力[σ-1]=72.5MPa。根據強度理論，材料滿足強度要求必須滿足2個條件：3σmax<[σ0.2]，且3σmax<[σ-1]。其中，[σ0.2]為屈服極限許用應力，[σ-1]為疲勞持久極限許用應力。可見3σVonMies為262.88MPa，遠大于[σ0.2]和[σ-1]，不滿足強度條件。

圖4 3σVonMies應力云圖

最大3σVonMies應力發(fā)生節(jié)點的應力功率譜密度響應值如圖5所示，從圖5看以看出，126Hz附近是最危險頻率點，在較大頻率范圍內，節(jié)點的響應值都遠遠大于[σ0.2]和[σ-1]。

圖5 3σVonMies應力響應

機柜的隨機振動仿真結果表明，在隨機激勵作用下，機柜設備的加速度均方根值及應力均方根值響應值都有不同程度的放大，在幾個頻率點響應值更是出現較大的共振現象。設備在此環(huán)境下長期工作，極容易出現結構破壞，因此需要對機柜采取必要的隔振措施以保證電子設備的安全工作。

3 隔振設計

3.1 隔振原理

當電子設備在運載工具上工作時，可將運載工具自身的振動視為對設備的基礎激勵。基礎振動通過隔振系統(tǒng)傳遞給電子設備的比率，稱為振動傳遞率。隔振系統(tǒng)振動傳遞率[17]為：

(5)

式中，ηv為振動傳遞率；當激勵是位移時，ηv表示響應振幅與激勵振幅之比。當基礎表現為速度或者加速度時，系統(tǒng)ηv分別表示速度或者加速度的響應幅值與激勵幅值之比。D為阻尼比，γ為頻率比，即激勵頻率與隔振系統(tǒng)固有頻率之比。由式(5)繪出的隔振傳遞率曲線如圖6所示。

圖6 隔振傳遞率曲線

3.2 隔振措施及隔振器選型

對設備采取隔振緩沖可以有效降低振動、碰撞和沖擊的傳遞率。該型機柜隔振器的安裝形式為：底部安裝4只相同特性的隔振器；后背上部安裝2只相同特性的隔振器。由于背架式隔振系統(tǒng)存在著耦聯自由度，在使用過程中會引起局部共振和系統(tǒng)耦聯共振[18]。因此，在進行隔振系統(tǒng)設計時要同時進行抗共振設計和解耦設計。

3.2.1 抗共振設計

為了避免或抑制電子設備產生共振，采用的隔振器不僅應具有盡可能低的剛度和固有頻率，而且還應具有變阻尼特性。理想傳遞率曲線中沒有共振放大現象出現，其傳遞率η≤1，具有這種特性的傳遞曲線叫“無諧振峰傳遞率曲線”[17]。對于該機柜，選用某廠家的空用無諧振峰隔振器GWF型。

3.2.2 解耦設計

背架式安裝隔振系統(tǒng)存在耦合振動，為避免或減小系統(tǒng)耦合振動，必須使背架式安裝隔振系統(tǒng)的垂向剛度為0，且其水平剛度與底部隔振器的水平剛度匹配[18]。在這里選取與GWF型相匹配的背部隔振器GBJ型。

根據機柜的固有頻率特性、質量、質心位置確定底部隔振器型號為GWF-60型和GWF-80型，GWF-60型安裝在機柜后面2個安裝點，GWF-80型安裝在機柜前面2個安裝點，2種型號的隔振器固有頻率都為9 Hz。背部隔振器應和GWF-80型相匹配，選擇GJB-80型。

4 試驗驗證

為驗證該型機柜在規(guī)定的振動試驗條件下的隔振效果，對機柜進行了振動試驗。機柜安裝在由鑄鋁制造的振動夾具內，如圖7所示。通過仿真已得知機柜頂部設備C點的隨機響應較大，為獲取該設備在隨機激勵下的響應，在頂部設備的前面板上粘裝加速度傳感器，得到頂部設備C點的隨機響應曲線如圖8所示。通過響應曲線可以看出，隨機激勵在隔振器的的隔振作用下得到很大衰減，實際施加的功率譜RMS=4.827 g，監(jiān)測到的加速度均方根響應值RMS=0.963 g。

圖7 振動試驗機柜安裝圖

圖8 頂部設備C點的隨機響應曲線

同時測量了機柜設備A點和B點的加速度響應值，對比結果顯示頂部設備C點響應值最大，但與之前機柜未加裝隔振器時的的仿真結果相比，隔振效果明顯，滿足設備隔振要求。裝有該型隔振器的電子設備機柜順利通過了隨機振動和沖擊試驗的考核，試驗結束設備沒有出現任何破壞，設備運行正常。

5 結束語

本文將ANSYS有限元力學仿真應用到機載設備的隔振設計上，通過對設備進行仿真分析，得到的仿真結果表明在不安裝減震器的情況下，機柜設備滿足不了強度要求。借助于電子設備的隔振理論進行系統(tǒng)隔振設計，根據其隔振特點選擇了合適的減震器型號。為了驗證隔振系統(tǒng)的隔振效果，對機柜進行了隨機振動試驗，試驗結果表明，隔振系統(tǒng)對機柜起到了很好的隔振效果。此設計方法還可以推廣到艦載、車載或者其他環(huán)境平臺上的電子設備的隔振設計上。

[1] 季 馨，王樹榮．電子設備振動環(huán)境適應性設計[M].北京：電子工業(yè)出版社，2012.

[2] 張敬東，劉泓濱．基于ANSYS 的航空電子設備安裝架模態(tài)分析[J].西華大學學報(自然科學版)，2012,31(2):54-57.

[3] 劉仁飛，張華俊．基于有限元法的電子設備機柜靜載與模態(tài)分析[J]．電子機械工程，2014，30(1):11-13．

[4] 王 驍，程林風．某軍用電子機柜隨機振動仿真分析[J]．電子世界，2014(9)：121.

[5] 何小兵,張赤斌,顏肖龍．車載電子機柜的動力學分析[J]．機械工程與自動化，2006(1)：46-48.

[6] 楊文芳，魏 強，朱蘭琴．基于有限元分析的機載電子設備的減振設計[J].振動與沖擊[J]，2010，29(5)：230-234.

[7] 李玉峰，秦志剛．某機載電子設備的抗振設計[J]．電子機械工程，2007，23(3):3-6．

[8] 李家旭，張新平，谷迎松．某機載設備安裝平臺的復合式隔振設計試驗研究[J].機械科學與技術，2015，34(6):978-981.

[9] 沈文軍．艦用鑄鋁密閉機柜的隔振緩沖設計[J]．電子機械工程，2005，21(6):8-14．

[10] 朱蘭琴，楊文芳，李 雨．某機載電子設備機架隔振緩沖系統(tǒng)設計[J]．振動與沖擊，2015，34(11)：183-187.

[11] 馬帥旗.機載電子設備的減震設計[J].噪聲與振動控制，2014,34(2):185-187.

[12] 吳毅萍.電子設備振動分析與抗振設計[J].艦船科學與技術，2007，29(5)：88-91.

[13] 梁 國，王 建.一種共形天線陣支架的結構設計與仿真分析[J].無線電通信技術，2016，42(1):65-68.

[14] 蒲廣義.ANSYS Workbench12 基礎教程與實例詳解[M].北京：中國水利水電出版社，2010.

[15] 李建平，李大寨，楊 洋.回轉起豎裝置的設計與仿真分析[J].機械設計與研究，2012，28(3)：103-106.

[16] GJB 150.16A-2009.軍用裝備實驗室環(huán)境試驗方法(第16部分)：振動試驗[S].

[17] 邱成悌，趙惇殳，蔣全興.電子設備結構設計原理[M].南京：東南大學出版社，2005.

[18] 劉 萍，顏肖龍.電子機柜隔振系統(tǒng)解耦動力學仿真分析[J].機械制造與自動化，2009,38(6):73-75.

Design of Vibration Isolation System for Airborne Equipment

LIANG Guo1,CHEN Shi-chao1,WANG Jian1,QIAN Zhi-wei2

(1.The54thResearchInstituteofCETC,ShijiazhuangHebei050081,China;2.The36thResearchInstituteofCETC,JiaxingZhejiang214000,China)

To meet the requirement of vibration isolation in airborne equipment,vibration analysis and vibration isolation design are performed for airborne equipment.A 3D model of airborne equipment is built based on SolidWorks software.Model analysis is conducted by using ANSYS software and the inherent frequencies and mode shapes of the system are acquired.Then random vibration analysis is conducted,and the acceleration response and stress response of the different parts in the airborne equipment excited by broadband random vibration are obtained.A vibration isolation system is designed by using the dynamic simulation results and the theory of vibration isolation,and the effectiveness of vibration isolation is verified by test.The test results show that the vibration isolation system achieves a better vibration isolation effect.

airborne equipment;modal analysis;random vibration analysis;vibration isolation design

2017-03-20

國家高技術研究發(fā)展計劃(“863”計劃)基金資助項目(2015AA7071015A)。

10.3969/j.issn.1003-3106.2017.06.17

梁 國，陳詩超，王 建，等.機載設備的隔振系統(tǒng)設計[J].無線電工程,2017,47(6):70-74.[LIANG Guo,CHEN Shichao,WANG Jian,et al.Design of Vibration Isolation System for Airborne Equipment[J].Radio Engineering,2017,47(6):70-74.]

TN03;O34

A

1003-3106(2017)06-0070-05

梁 國 男，(1983—)，碩士，工程師。主要研究方向：電子設備的結構設計及力學仿真分析。

陳詩超 男，(1988—)，碩士，助理工程師。主要研究方向：電子設備的結構設計及力學仿真分析。