一种舰载型配重机柜的有限元振动仿真分析

宋骏琛，杨春鹏

(中国船舶重工集团公司第七二四研究所，南京 211153)

0 引 言

由于军用舰载电子设备环境条件恶劣，由环境问题造成设备失效的因素高达50%，其中振动因素约占27%。[1]机柜作为舰载雷达设备的重要承载体，其自身结构的可靠性能会直接影响系统工作的可靠性。为评判机柜结构可靠性的强弱，通常通过实物或模型的振动试验和振动仿真分析来进行考核。

本文从工程应用出发，用相同质量的配重块取代机柜中的转笼及电子模块，用三向弹簧阻尼单元模拟机柜底部的减震系统。依据GJB_150.16A-2009设计相关输入谱曲线，在基于模态叠加法的基础上用大质量法对某含有减震器的机柜组成的弹性系统进行了模态分析及谐响应分析，将仿真分析的结果和实测的数据进行对比和分析。结果表明，试验曲线和仿真曲线总体趋势一致，峰值接近，验证了大质量仿真方法的可行性。该振动特性分析也是后续可靠性鉴定试验前非常有效的手段，为系统的减震特性设计提供了有力的参考，为下一步的结构优化提供了相应的理论依据。

1 机柜扫频试验分析

1.1 机柜系统安装

目前，机柜的减震设计一定程度上主要依靠减震系统的减震缓冲作用，最普遍的方式为底部和背部添加减震系统。机柜减震系统的安装方式已标准化，即在底部安装4只承载式减震器，后背上部安装2只背架式减震器，如图1所示。在环境试验中，即让在被隔振的机柜和安装它的基础之间插入隔振器，从而实现对振动响应的隔离。

某机柜按实际使用状态配重后的总质量约为350 kg，重心前倾，底部4个减震器所受载荷如表1所示。

1.2 激励条件

在环境试验中，舰载型机柜一般都要依据《GJB150.16-86电子设备振动试验》的规定进行正弦扫频试验。[2]针对舰载设备，通常主要关注低频段下系统的响应。根据国军标的要求，振动试验条件如表2所示。

表2 机柜振动试验激励工况

1.3 数据分析

当振动从激励振源通过减震器传递到机柜，振动的力以及位移、速度、加速度等将会发生变化，这种变化用振动传递率来描述。通常在正弦扫频振动时，某一频率下振动系统的输出量和同量纲的输入量比值称之为振动传递率，而振动传递率也是用来衡量减震器减震效果的一个重要参数。本试验中以振动台面为输入点，以机柜上分布在底部及顶部的测点为振动输出，分别在振动台上及机柜底部靠近隔振器安装位置安装加速度传感器，通过隔振器的振动传递率曲线来获取隔振器的隔振性能。

图2为底部及顶部传感器位置分布，1、2、3号传感器贴在底部，分布位置为：4号传感器贴在机柜顶部，5号传感器贴在振动台中部，机柜正下方作为输入参考点。

图2 底部及顶部传感器位置分布图

各测点的振动传递率曲线如图3所示。由图3可知，在7 Hz左右时传递率频响曲线达到峰值；5～12 Hz范围内呈放大趋势，最大放大倍数为1.3；在14～60 Hz范围内呈递减趋势。

图3 机柜减震系统振动传递率

2 机柜扫频仿真分析

2.1 扫频仿真理论

扫频仿真分析为计算在一定频率范围内的循环载荷作用下的结构响应，并获得响应量随频率的变化图。通用的动力学方程为[3]

(1)

力矩阵[F]和位移矩阵{u}是简谐的，频率为ω，以复数形式表示则为

慕尼黑大学的文树德教授说：“在我任教的医学院学生中，只有百分之十的学生选修这门课程，这就够了.不学医学史并不影响其做手术，但永远只是一名匠人.要想成为好的医生，就应该学习医学史.”

{F(t)}={Fmaxeiφ}eiωt=({F1}+i{F2})eiωt

(2)

{u(t)}={umaxeiø}eiωt=({u1}+i{u2})eiωt

(3)

扫频响应分析的动力学方程为

(-ω2[M]+iω[C]+[K])({u1}+i{u2})={F1}+i{F2}

(4)

2.2 振动数学模型

对机柜进行三维建模，忽略倒角、螺纹孔等对柜体刚度影响不大的特征，如图4所示即为配重机柜三维模型。

图4 配重机柜系统三维模型

考虑到振动输入载荷是通过台面由下而上传递给机柜的，而由于软件的限制无法施加局部载荷。若施加位移载荷只能使用完全法来求解。这样不仅耗费计算资源，更延长了分析时间，故这里尝试使用大质量法通过模态叠加法来求解。

图5 减震器三向弹簧阻尼单元模型

2.3 机柜模态分析

在对机柜扫频分析之前先作模态分析。考虑到减震系统的刚度参数对机柜系统的模态特性会有很大的影响。减震系统的阻尼参数对整个频响输出曲线的幅值大小即输出的响应加速度会有很大的影响。所以，根据选用各减震器的固有频率及对应的承载量计算得到相应的支撑刚度和阻尼系数。

本实验中选用减震系统为橡胶阻尼减震器。试验中因为机柜重心偏前，故机柜靠门的位置选用两个承载量为90 kg的减震器,后面选用两个承载量为100 kg的减震器。通过查阅手册可知，固有频率均为6 Hz。根据机械振动学中对应的质量、刚度、阻尼系数换算公式，得到相应的刚度、阻尼参数。

(5)

(6)

经式(5)、(6)可得，90 kg承载量的减震器对应的刚度为1.27e+005 N/m，阻尼系数为7 250 Nm；100 kg承载量的减震器对应的刚度为1.42e+005 N/m，阻尼系数为9 662 Nm。

由图6可得，机柜减震系统第一阶模态频率为3.7 Hz，主要为机柜Y向，即水平前后向的振动；二阶为5.6 Hz，主要为机柜X向，即水平左右向的振动；三阶为6.3 Hz，主要为机柜Z向，机柜主要以刚体的形式表现为垂向振动。

图6 配重机柜前四阶模态变形图

2.4 机柜谐响应分析

在图4中，大质量块的底面施加向上的力来等效垂向扫频振动时的激励加速度载荷，采用模态叠加法进行谐响应分析计算。此次试验选用的底部隔振器为橡胶阻尼减震器。经查阅减震器对应阻尼比参数设置，设定减震器的粘性阻尼为0.4。根据谐响应分析的结果分别对4个测点进行振动传递率汇总。各测点的振动传递率曲线如图7所示。

图7 机柜减震系统振动传递率

由图7可得，在6 Hz左右时传递率频响曲线达到峰值，5～11 Hz范围内呈放大趋势，最大放大倍数为1.5；在11～60Hz范围内呈减趋势。

3 对比分析

将上述试验和仿真的数据进行对比分析以此验证仿真的可行性，分别对每个测点的振动传递率进行汇总，见图8～11。

图8 测点1振动传递率对比

图9 测点2振动传递率对比

图10 测点3振动传递率对比

图11 测点4振动传递率对比

分别对4个测点峰值处的传递率进行对比，见表3。

表3 峰值频率对比

由图8～11及表3可知，试验曲线和仿真曲线总体趋势一致，频率峰值均比较接近，试验传递率所对应的峰值总体要大于仿真值。这是由于选取的橡胶减震器在存在粘性阻尼的同时还存在摩擦阻尼的因素，而本仿真中仅考虑了粘性阻尼，未考虑摩擦阻尼带来的影响。然而，高频阶段试验传递率所对应的峰值总体要大于仿真值。这是因为在实际的扫频过程中低频扫时高频也会产生一些响应，对应的会产生一些谐波的干扰。另外，粘性阻尼在非共振区的阶段效果不一定好，因为它自身粘性力的作用反而使传递率增大了，而仿真里面的粘性阻尼是定性不变的，是不受频率的变化而产生变化的。

试验频响曲线并非光滑平整的，在高频中也存在很多毛刺。实际情况下橡胶阻尼减震器的刚度和阻尼随着自身温度、变形的改变都会有所变化。柜体之间的连接刚度对试验结果的影响很大，比如机柜门和柜体产生的碰撞、气液热交换器薄板和后门的碰撞。振动台在低频时也会有很多谐波分量相应地记录到响应曲线中。

仿真频响曲线是平整光滑的，因为仿真计算里面无法考虑前门和柜体、薄板和后门因为碰撞产生的一些谐波的干扰，无法考虑减震器自身在振动过程中由于摩擦阻尼带来的影响。

4 结束语

本文通过试验仿真的方式对某舰载型配重机柜的振动特性进行了分析和对比，获得了机柜减震系统的振动传递率曲线。结果表明，试验曲线和仿真曲线总体趋势一致，峰值比较接近，验证了大质量仿真方法的可行性。该振动特性分析也是后续可靠性鉴定试验前非常有效的手段，对缩短产品研制周期、降低产品研发产本、提高工作效率等均具有重要意义。