沈安瀾， 劉續(xù)興， 陳 靜， 張鵬杰(中國(guó)直升機(jī)設(shè)計(jì)研究所，江西 景德鎮(zhèn) 333001)

直升機(jī)從其研制成功之后就以其機(jī)動(dòng)靈活、垂直起降、不受場(chǎng)地限制等特點(diǎn)在軍事以及民用各個(gè)領(lǐng)域使用廣泛。直升機(jī)獨(dú)有的工作特性和結(jié)構(gòu)形式使得直升機(jī)振動(dòng)問(wèn)題一直是制約直升機(jī)發(fā)展過(guò)程中的一個(gè)重要問(wèn)題。振動(dòng)問(wèn)題直接影響機(jī)載設(shè)備的壽命、結(jié)構(gòu)的可靠性以及乘員的駕乘舒適性。引起直升機(jī)振動(dòng)問(wèn)題的一個(gè)主要原因是旋翼，旋翼作為直升機(jī)一個(gè)最主要振源其產(chǎn)生的動(dòng)載荷通過(guò)主減及其支撐結(jié)構(gòu)傳遞到機(jī)身。為了降低直升機(jī)的振動(dòng)水平，各國(guó)的直升機(jī)工程師采取了多種減振措施，主減隔振技術(shù)作為其中一種有效減振措施，其主要思路是將旋翼通過(guò)主減速器傳遞到機(jī)體的動(dòng)載荷降低到最小，達(dá)到降低全機(jī)的振動(dòng)水平的目的[1-2]。

1 聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)建模

1.1 動(dòng)力反共振隔振器

動(dòng)力反共振隔振器在常規(guī)的彈簧/阻尼隔振裝置上附加慣性元件。這類(lèi)隔振器將隔振與吸振巧妙的結(jié)合起來(lái)，形成具有反共振隔振特征與隔振特點(diǎn)的隔振器，在某個(gè)特定的頻率上，附加的慣性元件產(chǎn)生的慣性力能夠完全抵消振源向被隔振物體傳遞的動(dòng)載荷。其最大的特點(diǎn)在于，理論上在無(wú)阻尼情況下傳遞率可以為零，即使在有阻尼的情況下傳遞率也很小。動(dòng)力反共振隔振器原理和力學(xué)模型，如圖1所示[3-5]。

1.2 聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)

聚焦式主減隔振系統(tǒng)主減采用聚焦彈性方法固定于機(jī)體上，即主減撐桿延長(zhǎng)線(xiàn)聚焦于一點(diǎn)(虛焦點(diǎn)),主減底部通過(guò)彈性支撐與機(jī)體連接，主減/旋翼系統(tǒng)垂向的頻率較高而繞虛焦點(diǎn)的擺動(dòng)頻率較低，從而在保證主減/旋翼系統(tǒng)垂向剛度的同時(shí)減小旋翼旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)激勵(lì)力或力矩的傳遞率，如圖2所示[6]。

圖1 動(dòng)力反共振隔振器簡(jiǎn)化模型Fig.1 Anti-resonant vibration isolator

圖2 聚焦式主減隔振系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型Fig.2 Focal gearbox vibration isolation system

國(guó)外主減隔振技術(shù)發(fā)展至今已經(jīng)非常完善和成熟，應(yīng)用較為廣泛的主減隔振系統(tǒng)為聚焦式主減隔振系統(tǒng)和聚焦反共振主減隔振系統(tǒng)。兩種隔振系統(tǒng)區(qū)別在于聚焦反共振主減隔振系統(tǒng)在聚焦式主減隔振系統(tǒng)基礎(chǔ)上增加了反共振隔振器設(shè)計(jì)，如圖1和圖2所示。聚焦反共振主減隔振系統(tǒng)在國(guó)外多型直升機(jī)應(yīng)用并取得了較好的減振效果[8-13]，如虎式、茶隼等。相比國(guó)外國(guó)內(nèi)主減隔振技術(shù)研究工作起步較晚，黃傳躍、顧仲權(quán)、鄧旭東、宋楚晨等人對(duì)直升機(jī)主減隔振裝置進(jìn)行研究并取得了一定的成果，但研究成果基本處于試驗(yàn)室階段，由于技術(shù)成熟度的不足或缺乏裝機(jī)可行性而沒(méi)有進(jìn)入型號(hào)應(yīng)用。目前國(guó)產(chǎn)直升機(jī)大多仍使用聚焦式主減隔振系統(tǒng)。

本文以某型直升機(jī)為背景機(jī)，在原機(jī)聚焦式主減隔振系統(tǒng)基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種新型聚焦式反共振主減隔振裝置，建立了三維參數(shù)化分析模型[14]，從隔振機(jī)理上對(duì)主減隔振裝置的重要參數(shù)進(jìn)行計(jì)算分析，并完成關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)主減隔振裝置的隔振效率和動(dòng)力學(xué)特性的影響進(jìn)行分析評(píng)估。根據(jù)某型機(jī)的主減/機(jī)體安裝接口完成新型聚焦式主減隔振裝置的全尺寸工程樣件設(shè)計(jì)與制造。經(jīng)地面試驗(yàn)實(shí)測(cè)載荷傳遞以及振動(dòng)水平驗(yàn)證，新型聚焦反共振式主減隔振裝置在垂向、航向和側(cè)向激勵(lì)下減隔振效率達(dá)到了80%，為新研直升機(jī)以及現(xiàn)役直升機(jī)減隔振需求提供一條新的途徑。

將動(dòng)力反共振隔振器與聚焦式主減隔振系統(tǒng)結(jié)合起來(lái)，根據(jù)安裝空間進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)形成新型聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)，如圖3所示。

圖3 新型聚焦反共振式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖與實(shí)物照片F(xiàn)ig.3 The structure of focal anti-resonant gearbox vibration isolation system

根據(jù)主減結(jié)構(gòu)本身具有的對(duì)稱(chēng)性，將主減以及主減隔振裝置進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，如圖4所示。坐標(biāo)xoz為整體坐標(biāo)，O點(diǎn)為主減撐桿的虛焦點(diǎn)。對(duì)主減與機(jī)體做如下假設(shè)：假設(shè)主減有三個(gè)位移自由度z0，θ0，α0，直升機(jī)機(jī)體有五個(gè)位移自由度z1，θ1，α1，x1，y1。其中θ0與θ1分別為主減和機(jī)身以虛焦點(diǎn)為旋轉(zhuǎn)中心繞X軸旋轉(zhuǎn)的角度，α0與α1分別為主減和機(jī)身以虛焦點(diǎn)為旋轉(zhuǎn)中心繞Y軸旋轉(zhuǎn)的角度，z0，z1，x1，y1分別為主減和機(jī)體的沿著坐標(biāo)系的平動(dòng)位移。機(jī)身和主減的重量遠(yuǎn)大于撐桿的重量，為簡(jiǎn)化方程并突出系統(tǒng)的主要特性，忽略主減撐桿等桿件的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

圖4 聚焦反共振式系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型Fig.4 Focal anti-resonant gearbox vibration isolation system

1.3 方程建立過(guò)程

1.3.1 由z0引起的運(yùn)動(dòng)方程

如圖3所示A點(diǎn)坐標(biāo)為：[-r1，-R1，H-L+z0]；B點(diǎn)坐標(biāo)為：[-L11，-L2/2，-L+z1]；D點(diǎn)坐標(biāo)為：[-r3，-R3，h-L+z0]；A′點(diǎn)坐標(biāo)為：[r2，-R2,H′-L+z0]；B′點(diǎn)坐標(biāo)為：[L12，-L2/2，-L+z1]；D′點(diǎn)坐標(biāo)為：[r4，-R4,h′-L+z0]。

向量BA可以寫(xiě)為：[-r1+L11，-R1+L2/2，H+zz]，如圖3所示在三角形ABC中，AC為l1，BC為l2根據(jù)三角形余弦定理，AB的長(zhǎng)度由BA計(jì)算得出，則在三角形ABC中計(jì)算得到AB與BC之間的夾角記為β,BC與X軸的夾角記為β1。其中zz=z0-z1。

(1)

(2)

將向量BA單位化，得到單位向量n0

(3)

式中：

根據(jù)向量的旋轉(zhuǎn)公式、BA向量的單位向量、BA和BC的夾角β以及BC與XOZ平面的夾角β1，根據(jù)向量旋轉(zhuǎn)公式(旋轉(zhuǎn)矩陣記為A)，得到BC方向的單位向量n1。

A=T1T2T3

(4)

根據(jù)BC方向的單位向量n1和B點(diǎn)坐標(biāo)，以及BC長(zhǎng)度l2，得到C點(diǎn)在運(yùn)動(dòng)時(shí)的坐標(biāo)，即C點(diǎn)的位移。

C點(diǎn)的位移可簡(jiǎn)化表示為(cx1+Ox1z1+Px1z0，cy1+Oy1z1+Py1z0，cz1+Oz1z1+Pz1z0)。由于總體坐標(biāo)系左邊與右邊C′點(diǎn)的位移不同，右邊的C′點(diǎn)位移可以利用上述同樣方法計(jì)算得到，簡(jiǎn)化表示為：(cx2+Ox2z1+Px2z0，cy2+Oy2z1+Py2z0，cz2+Oz2z1+Pz2z0)，得到C點(diǎn)坐標(biāo)后根據(jù)幾何關(guān)系可以計(jì)算出運(yùn)動(dòng)質(zhì)量塊處m1與m2處的位移。

1.3.2 由θ0引起的運(yùn)動(dòng)方程

由θ0引起的運(yùn)動(dòng)方程與由z0引起的運(yùn)動(dòng)方程推導(dǎo)方法類(lèi)似

A點(diǎn)的坐標(biāo)為：[(H-L)sinθ0-r1cosθ0，-R1，(H-L)cosθ0+r1sinθ0]；

B點(diǎn)的坐標(biāo)為：[-L11cosθ1-Lsinθ1-L2/2，L11sinθ1-Lcosθ1]；

D點(diǎn)的坐標(biāo)為：[(h-L)sinθ0-r3cosθ0-R3，(h-L)cosθ0+r3sinθ0]；

A′點(diǎn)坐標(biāo)為：[(H′-L)sinθ0+r2cosθ0-R2，(H′-L)cosθ0-r2sinθ0]；

B′點(diǎn)坐標(biāo)為：[-Lsinθ1+L12cosθ1-L2/2，-L12sinθ1-Lcosθ1]；

D′點(diǎn)坐標(biāo)為：[(h′-L)sinθ0+r4cosθ0-R4，(h′-L)cosθ0-r4sinθ0]。

可以得到C點(diǎn)的位移坐標(biāo)并簡(jiǎn)化為

(dx1+Qx1θ1+qx1θ0，dy1+Qy1θ1+qy1θ0，dz1+

Qz1θ1+qz1θ0)

右邊C′點(diǎn)可以簡(jiǎn)化表示為

(dx2+Qx2θ1+qx2θ0，dy2+Qy2θ1+qy2θ0，dz2+

Qz2θ1+qz2θ0)

1.3.3 由α0引起的運(yùn)動(dòng)方程

由α0引起的運(yùn)動(dòng)方程與由z0引起的運(yùn)動(dòng)方程推導(dǎo)方法類(lèi)似：

A點(diǎn)的坐標(biāo)為：[-r1，-R1cosα0-(H-L)sinα0，(H-L)cosα0-R1sinα0]；

B點(diǎn)的坐標(biāo)為：[-L11，-L2/2cosα1+Lsinα1，-Lcosα1-L2/2sinα1]；

D點(diǎn)的坐標(biāo)為：[-r3，-R3cosα0-(h-L)sinα0，(h-L)cosα0-R3sinα0]；

A′點(diǎn)坐標(biāo)為：[r2，-R2cosα0-(H′-L)sinα0，(H′-L)cosα0-R2sinα0]；

B′點(diǎn)坐標(biāo)為：[L12，-L2/2cosα1+Lsinα1，-Lcosα1-L2/2sinα1]；

D′點(diǎn)坐標(biāo)為：[-r4，-R4cosα0-(h′-L)sinα0，(h′-L)cosα0-R4sinα0]。

可以得到C點(diǎn)的位移坐標(biāo)并簡(jiǎn)化為

(ex1+Tx1α1+tx1α0,ey1+Ty1α1+ty1α0,ez1+

Tz1α1+tz1α0)

右邊C′點(diǎn)可以簡(jiǎn)化表示為

(ex2+Tx2α1+tx2α0,ey2+Ty2α1+ty2α0,ez2+

Tz2α1+tz2α0)

系統(tǒng)總運(yùn)動(dòng)方程

綜合上兩節(jié)，通過(guò)各連接點(diǎn)的位移，可以計(jì)算系統(tǒng)各部分的動(dòng)能，通過(guò)能量疊加得到由主減z0、θ0和α0運(yùn)動(dòng)引起的總動(dòng)能T。根據(jù)彈簧板以及防扭盤(pán)的剛度，得到系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的總勢(shì)能U。為簡(jiǎn)化方程突出關(guān)鍵參數(shù)的影響忽略阻尼的影響，根據(jù)拉格朗日方程，建立聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)在三維空間內(nèi)運(yùn)動(dòng)引起的振動(dòng)方程。

(5)

總動(dòng)能為：T=T1+T2+T3+T4+T5

(6)

(7)

(8)

(9)

(10)

總勢(shì)能可以表示為：U=U1+U2+U3+U4+U5

(11)

(12)

(13)

(14)

(15)

將式(6)～式(15)代入式(5)，整理后得到

系統(tǒng)總振動(dòng)方程為

(16)

在正弦激勵(lì)條件下，可知式(16)的穩(wěn)態(tài)解呈正弦形式。載荷傳遞率如式(17)、式(18)和式(19)所示

(17)

(18)

(19)

2 參數(shù)影響分析及優(yōu)化

主減/機(jī)體以及主減與機(jī)體平臺(tái)的接口尺寸，主減與機(jī)體上點(diǎn)A與點(diǎn)B坐標(biāo)參數(shù)、主減的高度參數(shù)以及連接各點(diǎn)的桿件長(zhǎng)度包括主減撐桿長(zhǎng)度、彈簧板長(zhǎng)度與運(yùn)動(dòng)搖臂長(zhǎng)度等結(jié)構(gòu)參數(shù)，如表1所示。

外載荷激勵(lì)頻率25.5 Hz。

表1 結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structure parameters

2.1 各參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響分析

受安裝空間接口尺寸限制，實(shí)際結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中隔振系統(tǒng)的空間尺寸不能改變，故而選取運(yùn)動(dòng)質(zhì)量塊質(zhì)量以及彈簧板剛度m1,m2,K1,K2作為設(shè)計(jì)參數(shù)，由于垂向動(dòng)載荷是引起機(jī)體振動(dòng)的主要載荷，因此分析了設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)隔振系統(tǒng)垂向載荷隔振效果的影響。結(jié)果如圖5～圖8所示。

圖5 運(yùn)動(dòng)塊質(zhì)量對(duì)隔振系統(tǒng)頻率的影響

Fig.5 Influence of the moving mass on the natural frequency of the vibration isolation system

圖6 運(yùn)動(dòng)塊質(zhì)量對(duì)隔振系統(tǒng)傳遞率的影響

Fig.6 Influence of the moving mass on Z-force transmissibility of the vibration isolation system

運(yùn)動(dòng)質(zhì)量塊質(zhì)量和彈簧板剛度對(duì)隔振系統(tǒng)的固有頻率以及主減隔振裝置的反共振頻率有比較大的影響，系統(tǒng)垂向固有頻率和主減隔振裝置反共振頻率隨著運(yùn)動(dòng)質(zhì)量塊質(zhì)量的增加而減小，如圖5和圖7所示。系統(tǒng)垂向固有頻率和主減隔振裝置反共振頻率隨著彈簧板剛度的增加而增大。根據(jù)圖6和圖8所示的傳遞率曲線(xiàn)中，反共振頻率隨前后質(zhì)量塊質(zhì)量以及前后彈簧板剛度的變化并不沿著對(duì)角線(xiàn)變化，說(shuō)明前后質(zhì)量塊質(zhì)量和前后彈簧板剛度對(duì)主減隔振反共振頻率的影響程度是不同的。系統(tǒng)固有頻率低于主減隔振裝置反共振頻率，兩者相差不大，且同時(shí)與m1,m2,K1,K2四個(gè)參數(shù)有關(guān)。為了使三向傳遞率在激勵(lì)頻率下達(dá)到最小，對(duì)m1,m2,K1,K2這四個(gè)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，轉(zhuǎn)化為典型的多目標(biāo)多參數(shù)的優(yōu)化問(wèn)題。在進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化時(shí)，需將彈簧板剛度進(jìn)行適當(dāng)約束，彈簧板剛度對(duì)主減安裝系統(tǒng)剛度有較大影響，彈簧板剛度太弱會(huì)直接導(dǎo)致主減系統(tǒng)在旋翼拉力載荷作用下產(chǎn)生較大的變形，對(duì)傳動(dòng)和操縱系統(tǒng)產(chǎn)生不利的影響。

圖7 彈簧板剛度對(duì)隔振系統(tǒng)頻率的影響

Fig.7 Influence of the spring stiffness onthe natural frequency of the vibrationisolation system

圖8 彈簧板剛度對(duì)隔振系統(tǒng)傳遞率的影響

Fig.8 Influence of the spring stiffness on Z-force transmissibility of the vibration isolationsystem

2.2 參數(shù)優(yōu)化

綜合考慮在激勵(lì)頻率下三向傳遞率，對(duì)主減隔振裝置設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，以f1(X)、f2(X)和f3(X)分別表示三向傳遞率的目標(biāo)函數(shù)。通過(guò)統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)法中的線(xiàn)性加權(quán)和法將三個(gè)子目標(biāo)函數(shù)構(gòu)造為一個(gè)新的目標(biāo)函數(shù)f(X),新的目標(biāo)函數(shù)成為統(tǒng)一目標(biāo)函數(shù)，以新目標(biāo)函數(shù)作為該多目標(biāo)函數(shù)的評(píng)價(jià)函數(shù)，從而將多目標(biāo)函數(shù)轉(zhuǎn)化為單目標(biāo)函數(shù)求解[15-17]。

(20)

式中：D為可行域。

由于設(shè)計(jì)變量值相差較大，先將各子函數(shù)進(jìn)行無(wú)量綱歸一化處理，再對(duì)各子目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行線(xiàn)性加權(quán)處理，得到新目標(biāo)函數(shù)

(21)

式中：各權(quán)系數(shù)ωi滿(mǎn)足歸一性和非負(fù)性條件，可根據(jù)各子目標(biāo)函數(shù)的極小值應(yīng)用α方法確定權(quán)重，得到ω1=0.34，ω2=0.33，ω3=0.33。

該優(yōu)化問(wèn)題設(shè)計(jì)參數(shù)為X=(m1,m2,K1,K2)，各分量上下限范圍，如表2所示。

表2 設(shè)計(jì)參數(shù)限值Tab.2 Limit values of design variables

以主減安裝剛度為約束條件，推導(dǎo)安裝主減隔振裝置后主減安裝剛度表達(dá)式，得到主減安裝剛度與彈簧板剛度之間的關(guān)系，在保證主減安裝剛度與原機(jī)相當(dāng)?shù)募s束條件下進(jìn)行優(yōu)化。根據(jù)式(16)所示，去除質(zhì)量和加速度項(xiàng)后，轉(zhuǎn)化為靜力學(xué)問(wèn)題

Kxi=fi

(22)

根據(jù)式(22)計(jì)算在主減載荷fi作用下主減和機(jī)體的位移xi，得到在垂向載荷作用下主減和機(jī)體的垂向位移分別z0和z1。主減垂向安裝剛度表示為K′=fi/|z1-z0|，得到剛度約束表達(dá)式為

K′=fi/|z1-z0|≥K原機(jī)

(23)

2.3 參數(shù)優(yōu)化結(jié)果

遺傳算法是模擬生物在自然環(huán)境中的遺傳和進(jìn)化過(guò)程而形成的一種自適應(yīng)全局優(yōu)化搜索算法。通過(guò)MATLAB軟件編制優(yōu)化程序，采用遺傳算法進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，得到目標(biāo)評(píng)價(jià)函數(shù)隨迭代次數(shù)變化的迭代圖，如圖9所示。由圖9可知，目標(biāo)評(píng)價(jià)函數(shù)隨著迭代次數(shù)的增加有明顯的降低，最終收斂為0.037。同時(shí)得到在目標(biāo)評(píng)價(jià)函數(shù)達(dá)到最小值時(shí)m1,m2,K1,K2的值，為了便于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)將計(jì)算得到的m1,m2,K1,K2取整后作為實(shí)際結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)值，如表3所示。將實(shí)際設(shè)計(jì)值代入式(17)、式(18)和式(19)即可求得傳遞率隨頻率Tz,Tha,Tce變化曲線(xiàn)，如圖10～圖12所示。

表3 設(shè)計(jì)參數(shù)優(yōu)化結(jié)果Tab.3 Optimization values of design variables

圖9 目標(biāo)評(píng)價(jià)函數(shù)迭代圖Fig.9 Variation of evaluation function values

圖10 垂向力傳遞率頻域計(jì)算曲線(xiàn)Fig.10 Z-force transmissibility calculated curve of vibration isolation system

圖11 航向合彎矩傳遞率頻域計(jì)算曲線(xiàn)Fig.11 X-moment transmissibilitycalculated curve of vibration isolation system

圖12 側(cè)向合彎矩傳遞率頻域計(jì)算曲線(xiàn)Fig.12 Y-moment transmissibility calculated curve of vibration isolation system

3 試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證

為了驗(yàn)證聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)性能，試驗(yàn)工作根據(jù)時(shí)間先后分為兩個(gè)部分：地面臺(tái)架試驗(yàn)與地面裝機(jī)試驗(yàn)，地面臺(tái)架試驗(yàn)采用力傳感器實(shí)測(cè)垂向載荷、航向和側(cè)向彎矩傳遞率，同時(shí)對(duì)比測(cè)試原機(jī)狀態(tài)與隔振狀態(tài)配重板(模擬機(jī)體)的振動(dòng)水平。地面臺(tái)架試驗(yàn)理論計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)主減安裝頻率及載荷傳遞率結(jié)果對(duì)比，結(jié)果如表4和表5所示。

表4模態(tài)頻率計(jì)算與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

Tab.4ComparisonoffrequenciesofexperimentandanalysisresultsHz

表5在25.5Hz處傳遞率計(jì)算與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

Tab.5Comparisonof25.5Hztransmissibilityofexperimentandanalysisresults

模態(tài)實(shí)測(cè)載荷激勵(lì)載荷實(shí)測(cè)傳遞率/%計(jì)算傳遞率/%垂向總合力41．5N306．2N13．64航向總彎矩28．3N·m559．6N·m4．73．6側(cè)向總彎矩19．2N·m293．6N·m6．55．2

根據(jù)表4和表5結(jié)果，系統(tǒng)固有頻率計(jì)算值與試驗(yàn)值比較接近，最大誤差為6.3%。在25.5 Hz激勵(lì)頻率下傳遞率側(cè)向和航向計(jì)算值與試驗(yàn)值比較接近，垂向合力傳遞率誤差較大，其原因如下：根據(jù)圖10～圖12所示，在反共振點(diǎn)25.5 Hz頻點(diǎn)處，垂向傳遞率較航向和側(cè)向彎矩傳遞率隔振帶寬較窄。垂向合力傳遞率隔振帶寬與主減隔振裝置阻尼有關(guān)，主減隔振裝置為機(jī)械連接，阻尼較小。由于結(jié)構(gòu)尺寸加工誤差以及連接剛度等原因?qū)е轮鳒p隔振裝置與設(shè)計(jì)時(shí)有差異，反共振點(diǎn)發(fā)生移動(dòng)，導(dǎo)致計(jì)算值與試驗(yàn)相差較大。由于隔振后載荷較小，測(cè)量誤差也會(huì)導(dǎo)致計(jì)算值與實(shí)測(cè)值出現(xiàn)一定的偏差。

圖13 實(shí)測(cè)垂向合力傳遞率幅頻曲線(xiàn)

Fig.13 Z-force transmissibility practical frequency domain curve of vibration isolation system

圖14 實(shí)測(cè)垂向傳遞合力時(shí)域曲線(xiàn)

Fig.14 X-moment transmissibility practical timedomain curve of vibration isolation system

圖15 實(shí)測(cè)航向傳遞合彎矩時(shí)域曲線(xiàn)

Fig.15 X-moment transmissibility practical timedomain curve of vibration isolation system

圖16 實(shí)測(cè)側(cè)向傳遞合彎矩時(shí)域曲線(xiàn)

Fig.16 Y-moment transmissibility practical time domain curve of vibration isolation system

圖17 臺(tái)架試驗(yàn)定頻激勵(lì)下隔振狀態(tài)與原機(jī)狀態(tài)實(shí)測(cè)振動(dòng)水平對(duì)比

Fig.17 Comparison of the vibration level under vertical excitation in the ground bench test

完成地面臺(tái)架試驗(yàn)后進(jìn)一步考核聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)的性能，為后續(xù)型號(hào)應(yīng)用奠定基礎(chǔ)，裝上某型機(jī)真機(jī)后進(jìn)行地面全機(jī)振動(dòng)水平對(duì)比測(cè)試，選取關(guān)鍵位置處振動(dòng)水平進(jìn)行對(duì)比。

表6 臺(tái)架試驗(yàn)定頻激勵(lì)下隔振狀態(tài)與原機(jī)狀態(tài)實(shí)測(cè)振動(dòng)水平對(duì)比Tab.6 Comparison of the vibration level under vertical excitation in the ground bench test unit g

圖18 裝機(jī)狀態(tài)下垂向定頻激勵(lì)時(shí)隔振狀態(tài)與原機(jī)狀態(tài)實(shí)測(cè)振動(dòng)水平對(duì)比

Fig.18 Comparison of the vibration level under vertical excitation in the ground assembling test

圖19 裝機(jī)狀態(tài)下航向定頻激勵(lì)時(shí)隔振狀態(tài)與原機(jī)狀態(tài)實(shí)測(cè)振動(dòng)水平對(duì)比

Fig.19 Comparison of the vibration level under longitudinal excitation in the ground assembling test

4 結(jié) 論

本文從型號(hào)實(shí)際需求出發(fā)，以某型機(jī)為背景機(jī)，提出一種新型聚焦反共振式主減隔振裝置，通過(guò)建模計(jì)算以及試驗(yàn)驗(yàn)證，得出如下結(jié)論：

圖20 裝機(jī)狀態(tài)下側(cè)向定頻激勵(lì)時(shí)隔振狀態(tài)與原機(jī)狀態(tài)實(shí)測(cè)振動(dòng)水平對(duì)比

Fig.20 Comparison of the vibration level under lateral excitation in the ground assembling test

(1) 將反共振隔振器與聚焦式主減隔振系統(tǒng)結(jié)合，形成聚焦反共振式隔振系統(tǒng)。聚焦反共振式隔振系統(tǒng)不僅可以隔離旋翼平面內(nèi)的載荷，還可以隔離旋翼垂向載荷，同時(shí)保證主減垂向安裝剛度要求。

(2) 聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量塊以及彈簧板剛度m1,m2,K1,K2對(duì)系統(tǒng)頻率以及隔振傳遞率有較大的影響，增大質(zhì)量會(huì)降低系統(tǒng)的固有頻率，增大彈簧板剛度會(huì)提高系統(tǒng)的固有頻率，從隔振角度看固有頻率降低對(duì)隔振是有利的，但質(zhì)量和剛度的改變會(huì)帶來(lái)反共振點(diǎn)的改變，引起隔振系統(tǒng)隔振性能的改變，同時(shí)減小剛度會(huì)引起主減的位移過(guò)大，所以在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該綜合考慮各參數(shù)的影響。

(3) 本文建立了聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)三維參數(shù)化計(jì)算分析模型，經(jīng)驗(yàn)證其計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果有較好的一致性，并使用該模型分析了設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)隔振系統(tǒng)頻率和傳遞率的影響；參數(shù)化模型可作為后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)分析模型，同時(shí)該模型可以克服因設(shè)計(jì)初期結(jié)構(gòu)未確定而無(wú)法使用有限元計(jì)算的困難，有利于縮短設(shè)計(jì)周期。

(4) 本項(xiàng)目以某型直升機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)為設(shè)計(jì)邊界，提出了一種新型聚焦反共振式主減隔振裝置，通過(guò)計(jì)算、地面臺(tái)架以及地面裝機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證，充分說(shuō)明新型聚集反共振式主減隔振系統(tǒng)有效地降低了機(jī)體的振動(dòng)水平，三向減振效率>80%。聚焦反共振式主減隔振系統(tǒng)是一種有效的直升機(jī)減手段，通過(guò)本項(xiàng)目的研究工作實(shí)現(xiàn)了技術(shù)積累，為后續(xù)型號(hào)應(yīng)用提供了一套有效可行的技術(shù)手段。

參 考 文 獻(xiàn)

[1] 張曉谷.直升機(jī)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)[M].北京：航空工業(yè)出版社，1995.

[2] 航空航天工業(yè)部科學(xué)技術(shù)研究院.直升機(jī)動(dòng)力學(xué)手冊(cè)[M].北京：航空工業(yè)出版社，1991.

[3] 顧仲權(quán). 動(dòng)力反共振隔振[J]. 噪聲與振動(dòng)控制,1989,21(6)：36-40.

GU Zhongquan. Dynamic anti-resonant vibration isolation[J]. Noise and Vibration Control,1989,21(6)：36-40.

[4] 宋楚晨. 直升機(jī)主旋翼半主動(dòng)DAVI隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)[D]. 南京:南京航空航天大學(xué),2014.

[5] 鄧旭東. 直升機(jī)高性能主減隔振系統(tǒng)分析與仿真研究[D].南京:南京航空航天大學(xué),2011.

[6] 王荇衛(wèi),程偉，諸德超，等.桅桿式瞄準(zhǔn)具對(duì)直升機(jī)聚焦式隔振系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響研究[J]. 中國(guó)航空學(xué)報(bào)(英文版)，2003,16(4):217-222.

WANG Xingwei, CHENG Wei, ZHU Dechao, et al. Theoretical experimental and studies on the influence of the mast mounted sight (MMR) on the dynamic behavior of the focal isolation system(FIS) of helicopter[J]. Chinese Journal of Aeronautics,2003,16(4):217-222.

[7] 黃傳躍,郭光海,李祖釗.一種新型旋翼/機(jī)身隔振裝置及其性能分析[J]. 振動(dòng)工程學(xué)報(bào), 1999，12(3)：403-409.

HUANG Chuanyue, GUO Guanghai, LI Zuzhao. A new rotor fuselage vibration isolator and its characteristics analysis[J]. Journal of Vibration Engineering,1999，12(3)：403-409.

[8] KONSTANZER P. Recent advances in Eurocopter’s passive and active vibration control[C]//American Helicopter Society 64th Annual Forum. Montreal, 2008.

[9] HENDERSON J P. Vibration isolation for rotorcraft using electrical actuation[D]. Bath: University of Bath, 2012.

[10] KRYSINSKI T, MALBURET F. Mechanical vibrations: active and passive control[M]. New York: John Wiley & Sons,2010.

[11] KUMAR D. Design and analysis of composite rotor blades for active/passive vibration reduction[M]. Detroit, MI: The University of Michigan,2013.

[12] GUAN Y H, LIM T C, STEVE SHEPARD W. Experimental study on active vibration control of a gearbox system[J]. Journal of Sound and Vibration, 2005，282(3): 713-733.

[13] ASIRI S, BAZ A, PINES D. Periodic struts for gearbox support system[J]. Journal of Vibration and Control, 2005，11(6)：709-721.

[14] 沈安瀾，陳靜，劉續(xù)興，等.直升機(jī)主減動(dòng)特性三維參數(shù)化分析方法[J]. 直升機(jī)技術(shù)，2016(3)：18-25.

SHEN Anlan, CHEN Jing, LIU Xuxing, et al. A new three-dimensional mathematics analysis method of helicopter main gearbox dynamic characteristics[J]. Helicopter Technique,2016(3)：18-25.

[15] 杜恒，魏建華.基于遺傳算法的連通式油氣懸架平順性與道路友好性參數(shù)優(yōu)化[J].振動(dòng)與沖擊，2011，30(8)：133-138.

DU Heng,WEI Jianhua.Parameters optimization of interconnected hydro-pneumatic suspension for road comfort and road-friendliness based on genetic algorithm[J].Journal of Vibration and Shock，2011，30(8)：133-138.

[16] 呂彭民，和麗梅，尤晉閔.基于舒適性和輪胎動(dòng)載的車(chē)輛懸架參數(shù)優(yōu)化[J].中國(guó)公路學(xué)報(bào)，2007(1)：112-117.

Lü Pengmin,HE Limei,YOU Jinmin. Optimization of vehicle suspension parameters based on comfort and tyre dynamic load[J]. China Journal of Highway and Transport,2007(1)：112-117.

[17] 楊榮山，黃向東，袁仲榮，等.多目標(biāo)優(yōu)化方法在懸架幾何設(shè)計(jì)上的應(yīng)用[J].華南理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2009(7)：85-89.

YANG Rongshan,HUANG Xiangdong,YUAN Zhongrong, et al. Application of multi-objective optimization methods to geometric design of suspension[J].Journal of South China University of Technology(Natural Science Edition),2009(7)：85-89.