扭转准零刚度隔振器.pdf

本发明公开一种扭转准零刚度隔振器，主要由具有负刚度的凸轮-滚轮-径向弹簧机构和硫化在第一、二连轴件上的具有正刚度的橡胶弹簧组成。另外还设有支撑径向弹簧的径向弹簧支撑部件，确保径向弹簧仅径向变形。当第一、二连轴件发生相对转动时，凸轮-滚轮-径向弹簧机构产生负的扭转刚度，橡胶弹簧具有扭转正刚度，正负刚度元件的并联组合使隔振器具有高静刚度低动刚度特征：可承受较大的静载，即传递较大静态扭矩；静平衡位置处刚度为零，且在其附近呈现微小刚度特性。因此，本发明可实现轴系超低频扭转振动的隔离。

权利要求书
1.  一种扭转准零刚度隔振器，包括轴心线在同一直线上的第一连轴件(1)和第二连轴件(9)，其特征在于，该第一连轴件和第二连轴件通过橡胶弹簧(8)硫化在一起，该第一连轴件的外壁固定设置多个凸轮(2)；一圆柱筒(7)的一端与第二连轴件固定连接，该圆柱筒的内壁固定设置多个径向弹簧支撑部件(6)；每一径向弹簧支撑部件内设置滑块(5)，滑块与径向弹簧支撑部件之间设置径向弹簧(4)，该径向弹簧具有一初始压缩量，且滑块在径向弹簧支撑部件内自由滑动；每一滑块的外端嵌设有滚轮(3)，各滚轮与第一连轴件上设置的凸轮一一对应设置，且相对设置的滚轮形心与凸轮圆心的连线通过第一连轴件和第二连轴件的轴心线；当第一、二连轴件发生相对转动时，滚轮在凸轮上发生滚动且始终保持接触，径向弹簧在径向弹簧支撑部件内仅发生径向变形，且橡胶弹簧发生变形，在静态扭矩作用下，橡胶弹簧的扭转刚度kθ、径向弹簧的刚度kh与径向弹簧的初始压缩量δ满足：
kθkh(r1+r2)2=4r3‾(1+r3‾)δ‾]]>
其中，
r1：滚轮的半径；
r2：凸轮的半径；
r3：第一连轴件的横截面半径；
第一连轴件的无量纲半径，
径向弹簧的无量纲初始压缩量，

2.  根据权利要求1所述的扭转准零刚度隔振器，其特征在于，该第二连轴件的与第一连轴件连接端呈杯状结构，该杯状结构内设置橡胶弹簧。

3.  根据权利要求1所述的扭转准零刚度隔振器，其特征在于，该径向弹簧为机械螺旋弹簧。

4.  根据权利要求1所述的扭转准零刚度隔振器，其特征在于，该凸轮、滚轮、滑块及径向弹簧的数量分别为4个或多个。

5.  根据权利要求1所述的扭转准零刚度隔振器，其特征在于，该隔振器静态承载量由橡胶弹簧的刚度和初始扭转变形量确定。

说明书扭转准零刚度隔振器
技术领域
本发明涉及一种隔振器，具体为一种橡胶金属扭转准零刚度隔振器，适用于隔离轴系扭转振动，且具有低频或超低频隔振性能。
背景技术
扭转振动广泛存在于汽车、舰船等工业科技领域中。舰船螺旋桨在周期脉动力作用下引起传动轴扭转振动，汽车发动机曲柄轴在周期力作用下产生扭转振动。一方面，扭转振动传递至车体或船体结构会影响汽车、舰船的乘驾舒适性，另外，扭转将造成曲轴的早期磨损，扭转共振时振幅超过强度(刚度)极限而引起断轴等严重事故。目前，一般采用阻尼耗能的原理，通过在轴上附加阻尼系统(如橡胶-粘液式减振器)，抑制共振振幅。然而，附加系统将改变整个系统的固有频率，对某一频率减振有效，但可能恶化其他频率的减振效果，而且此类技术并没有从根本上抑制扭转振动向基础的传递。
经检索，中国发明专利“扭转振动衰减装置(申请号：201180075606.6)”、“扭转振动减振器(申请号：201310057232.6)”、“扭转振动减振器(申请号：201310418440.4)”、“扭转振动减振器(申请号：201280022395.4)”、“扭转振动减振器(申请号：201280019916.0)”等针对汽车传动系统轴系的扭转振动，结合离合器提出了若干扭转振动减振器或消振器，此类技术虽然在汽车传动系统中比较成熟，但针对其他类轴系振动不具备通用型；另外，发动机启动加速阶段，不可避免地经过轴系共振区，必然引起较大振动，且针对超低频振动，上述减振器无法胜任。
经检索，中国发明专利“滑动梁和弹簧组合非线性超低频隔振器(申请号：201210145254.3)”、“碟形橡胶准零刚度隔振器(申请号：201310330360.3)”、“屈曲板型准零刚度隔振器(申请号：201310330357.1)”、“滚球型准零刚度隔振器(申请号：201310330359.0)”、“承重可调准零刚度电磁隔振器及其控制方法(申请号：201210081938.1)”，实用新型专利“具有准零刚度的非线性磁力隔振器(申请号：201120223834.0)”、“一种准零刚度隔振器(申请号：201420008107.6)”、“具有准零刚度的单自由度垂直隔振系统(申请号：201320230643.6)”提出了若干种针对垂向平动振动的准零刚度隔振器，但未检索到针对扭转振动的准零刚度隔振器。
发明内容
本发明目的是，针对现有技术不足，基于正负刚度并联原理，提出一种扭转准零刚度隔振器，以实现对轴系扭转振动的隔离，特别是能有效隔离低频(甚至超低频)扭转振动。
为实现上述目的，本发明设计的一种扭转准零刚度隔振器，包括轴心线在同一直线上的第一连轴件和第二连轴件，该第一连轴件和第二连轴件通过橡胶弹簧硫化在一起，该第一连轴件的外壁固定设置多个凸轮；一圆柱筒的一端与第二连轴件一端固定连接，该圆柱筒的内壁固定设置多个径向弹簧支撑部件；每一径向弹簧支撑部件内设置滑块，滑块与径向弹簧支撑部件之间设置径向弹簧，该径向弹簧具有一初始压缩量，且滑块在径向弹簧支撑部件内自 由滑动；每一滑块的外端嵌设有滚轮，各滚轮与第一连轴件上设置的凸轮一一对应设置，且相对设置的滚轮形心与凸轮圆心的连线通过第一连轴件和第二连轴件的轴心线；当第一、二连轴件发生相对转动时，滚轮在凸轮上发生滚动且始终保持接触，径向弹簧在径向弹簧支撑部件内仅发生径向变形，且橡胶弹簧发生变形，在静态扭矩作用下，橡胶弹簧的扭转刚度kθ、径向弹簧的刚度kh与径向弹簧的初始压缩量δ满足：
kθkh(r1+r2)2=4r3‾(1+r3‾)δ‾]]>
其中，
r1：滚轮的半径；
r2：凸轮的半径；
r3：第一连轴件的横截面半径；
第一连轴件的无量纲半径，
径向弹簧的无量纲初始压缩量，
上述方案的进一步改进为，该第二连轴件的与第一连轴件连接端呈杯状结构，该杯状结构内设置橡胶弹簧。
上述方案的进一步改进为，该径向弹簧为机械螺旋弹簧。
上述方案的进一步改进为，该凸轮、滚轮、滑块及径向弹簧的数量分别为4个或多个(大于2)。
上述方案的进一步改进为，该隔振器静态承载量由橡胶弹簧的刚度和初始扭转变形量确定。
本发明扭转准零刚度隔振器主要由具有负刚度的凸轮-滚轮-径向弹簧机构和硫化在第一、二连轴件上的具有正刚度的橡胶弹簧组成。当第一、二连轴件发生相对转动时，凸轮-滚轮-弹簧机构产生负的扭转刚度，橡胶弹簧具有扭转正刚度，正、负刚度元件的并联组合使隔振器具有高静刚度、低动刚度特征：可承受较大的静载，即传递较大静态扭矩；静平衡位置处刚度为零，且在其附近呈现微小刚度特性，以期实现对低频扭转振动的隔离。
附图说明
图1是本发明结构纵向剖面示意图。
图2为图1的A-A剖面图。
图3是本发明的安装示意图。
图4是本发明的回复力曲线。
图5是本发明中滚轮与凸轮保持接触的参数条件。
图6是本发明的隔振性能评估图：(a)不同阻尼比下的扭矩传递率；(b)不同激励幅值 下的扭转传递率。
图中：1，第一连轴件I；2，凸轮；3，滚轮；4，径向弹簧；5，滑块；6，径向弹簧支撑部件；7，圆柱筒；8，橡胶弹簧；9，第二连轴件。
具体实施方式
下面对本发明的实施例作详细说明，本实施例以本发明技术方案为前提进行实施，给出详细的实施方式和具体的操作过程，但本发明的保护范围不限于下述的实施例。
本实施例所述隔振器的典型工作状态如图1、图2所示，以此为例说明本发明的具体实施方式。该隔振器具体结构包括：第一连轴件1，凸轮2，滚轮3，径向弹簧4，滑块5，径向弹簧支撑部件6，圆柱筒7，橡胶弹簧8，第二连轴件9。
本实施例中，凸轮2固定于第一连轴件1；第二连轴件9剖面呈杯状，空心圆柱部分填充橡胶，形成橡胶弹簧8。橡胶弹簧8的材料根据其扭转刚度要求而制备，形状为圆柱状，与第一连轴件1和第二连轴件9硫化在一起；径向弹簧4为机械螺旋弹簧，但不局限于螺旋弹簧，数量为4个或多个。径向弹簧支撑部件6固定于一个圆柱筒7上，该圆柱筒7的一端与第二连轴件9的一端连接，滚轮3嵌入一个滑块5上且可自由滚动，滑块5与径向弹簧支撑部件6之间设置径向弹簧4，且滑块5可在径向弹簧支撑部件6内自由滑动。该径向弹簧支撑部件6作为一导向机构，确保径向弹簧4仅在径向变形。橡胶弹簧8承担和传递静态扭矩。当第一、二连轴件1、9发生相对转动时，滚轮3在凸轮2上发生滚动且始终保持接触，径向弹簧4在径向弹簧支撑部件6内仅发生径向变形。
本实施例中，橡胶弹簧8在静态扭矩作用下发生弹性变形，滚轮3的形心与凸轮2的圆心连线通过第一连轴件1和第二连轴件9的轴心(轴系的轴心)，此时径向弹簧4被压缩，产生一初始压缩量δ。橡胶弹簧8的扭转刚度、径向弹簧4的刚度与径向弹簧的初始压缩量δ满足所述隔振器的零刚度条件：
kθkh(r1+r2)2=4r3‾(1+r3‾)δ‾---(1)]]>
其中，
kθ：橡胶弹簧8的扭转刚度；
kh：径向弹簧4的刚度；
r1：滚轮3的半径；
r2：凸轮2的半径；
r3：第一连轴件1的横截面半径，
第一连轴件的无量纲半径，
径向弹簧的无量纲初始压缩量，
所述隔振器零部件参数满足所述零刚度条件时，隔振器的刚度在静平衡位置(初始位置)的刚度为零，而在其附近刚度很小，且能承受和传递较大的扭矩M0，由橡胶弹簧8的扭转刚度kθ和初始扭转变形量θ0确定，即N0＝kθθ0。
将本发明应用于轴系扭振的隔离，安装方式如图3所示。所述隔振器作为联轴器，不仅可以传递扭矩M0，还可以用来隔离扭转激励Mecosωt在轴系中的传播，图中Mt为传递至轴系另一端的脉动扭矩，是时间t的函数。设图示轴系的集中转动惯量为I，考虑适当阻尼，设其阻尼系数为c，激励幅值Me和频率ω均为已知量；设第一、第二连轴件的相对扭转角为θ，建立图示轴系扭振的动力学控制方程
Iθ..+cθ.+MQZS(θ)=Mecosωt---(2)]]>
式中，MQZS(θ)为所述准零刚度隔振器的回复力，是关于扭转角θ的函数；和分别为扭转速度和加速度；θ，均是未知量，是时间t的函数，可以通过求解(2)式得到。通过引入如下无量纲量：阻尼系数无量纲激励幅值式中“1”代表1弧度；无量纲激励频率式中无量纲时间τ＝ω0t。可将(2)式写成无量纲形式
θ′′+2ζθ′+M‾QZS(θ)=M‾ecosΩτ---(3)]]>
其中，θ′和θ″分别为无量纲扭转速度和加速度，即扭转角θ分别对无量纲时间τ的一阶导数和二阶导数为准零刚度隔振器回复力的无量纲表达式，如下式所示
M‾QZS=θ-1r3‾(1+r3‾)δ‾[δ‾-(1+r3‾)+z1‾]r3‾z1‾sinθz1‾-r3‾cosθ---(4)]]>
其中，上式可在平衡点θ＝0附近进行7阶泰勒近似展开，即上式可近似表示为
M‾QZSa=γ1θ3+γ2θ5+γ3θ7---(5)]]>
其中，
γ1=13![3(1δ‾-1)r‾32+3(1δ‾+1)r3‾+1]γ2=15![45(1δ‾-1)r‾34+45r‾33-15(4δ‾-1)r‾32-15(1δ‾+1)r3‾-1]γ3=17![1575(1δ‾-1)r‾36-315(1δ‾-5)r‾35-315(7δ‾-3)r‾34+315(1δ‾-3)r‾33+63(11δ‾-1)r‾32+63(1δ‾+1)r3‾+1]---(6)]]>
利用谐波平衡法可近视求解上述含回复力近似表达式的非线性动力学方程，解得其频率-幅值(Ω-Θ)关系为
(-Ω2Θ+34γ1Θ3+58γ2Θ5+3564γ3Θ7)2+(2ζΩΘ)2=M‾e2---(7)]]>
其中，Θ无量纲振动幅值，Ω为无量纲激励频率。上式可给出任意激励幅值和频率下的扭转振动响应幅值。进一步可得通过隔振器传递至轴系另一端的脉动扭矩

其中，H=34γ1Θ3+58γ2Θ5+3564γ3Θ7.]]>利用扭矩传递率来评估隔振效果，其定义为传递至轴系另一端的脉动扭矩的幅值与激励的幅值之比，即
T=(2ζΩΘ)2+H2M‾e---(9)]]>
以为例，所述准零刚度隔振器的回复力曲线如图4所示，从图可看出，在静平衡位置附近曲线非常平坦，即刚度非常低，而此时隔振器承受(传递)着静态扭矩M0，即具有典型的大静刚度小动刚度特性。
所述准零刚度隔振器的滚轮3和凸轮2在振幅很大的情况下会脱开，影响振幅的两个主要因素为激励幅值和阻尼比。图5给出了所述滚轮3与凸轮2始终保持接触不脱开的参数条件，即只要激励幅值和阻力比控制在图示的“接触”区域，凸轮和滚轮就始终保持接触，从而避免产生碰撞等不必要的机械噪声。
在凸轮和滚轮始终保持接触的情况下，所述准零刚度隔振器的扭矩传递率如图6所示，从图中可以看出，与其相应的线性隔振器(撤掉滚轮-凸轮机构)相比有如下优势：(1)起始隔振频率降低了超过50％，有效拓宽了隔振频率；(2)低频区域隔振效率远高于线性隔振器。因此，本发明具有隔离低频扭振的特征。