一种超低频大位移被动隔振器的制作方法

本实用新型涉及隔振技术领域，更具体的说涉及一种超低频大位移被动隔振器。

背景技术：

由线性隔振理论可知，只有当外界激励频率大于系统固有频率的倍时，线性隔振系统才有隔振效果，为了提高线性隔振系统的隔振频带，可减小线性隔振系统的刚度，但会使线性隔振系统的承载能力降低，而准零刚度隔振系统能够克服线性隔振系统中存在的降低固有频率与提高承载力之间的矛盾。同时由被动隔振理论可知，传统线性隔振系统可较好隔离中、高频振动，但隔离低频振动尤其是超低频振动的能力较差。现以线性隔振系统为基础，结合准零刚度理论，采用正负刚度并联措施，将线性隔振系统改进为一种新型超低频非线性隔振系统。

技术实现要素：

本实用新型要解决的技术问题是提供一种超低频大位移被动隔振器，其具有承受较大激励位移的优势。

为了解决上述技术问题，本实用新型提供了一种超低频大位移被动隔振器，包括底座和与所述底座平行设置的平台；所述底座和所述平台间沿竖直方向设置有至少两组垂直组件，所述底座和所述平台间沿水平方向设置有至少两组水平组件，且全部的所述水平组件均位于同一平面内；所述垂直组件包括导柱和套设在所述导柱上的垂直弹簧，所述导柱穿设过所述平台，且所述导柱的下端部和所述底座固定；所述垂直弹簧的两端部能够分别与所述底座和所述平台抵接；任一所述垂直弹簧的端部和所述底座间设置有调节组件，所述调节组件能够调控所述垂直弹簧的压缩量；所述平台的下表面固定有凸轮，所述水平组件包括固定座、水平弹簧和滚轮，所述水平弹簧的两端部分别与所述固定座和所述滚轮固定；全部的所述滚轮均能够与所述凸轮的曲面接触；任一所述水平弹簧和所述固定座之间设置有所述调节组件，以调控所述水平弹簧的压缩量。

进一步的，所述水平组件还包括若干穿设在所述水平弹簧内部的连杆；所述连杆的一端和所述滚轮固定，另一端穿设过所述固定座，并能够相对于所述固定座滑移；任一所述连杆和所述固定座间设置有所述调节组件。

进一步的，所述调节组件包括支撑座和与所述支撑座螺纹连接的螺母，所述支撑座与所述底座或所述固定座连接，所述垂直弹簧的下端面或所述水平弹簧的下端部与所述螺母的上表面抵接；当调节所述螺母时能改变所述垂直弹簧或所述水平弹簧的压缩量。

进一步的，所述螺母的上表面固定有挡块，所述垂直弹簧的下端部或所述水平弹簧的下端部能够与所述挡块的上表面抵接。

进一步的，所述凸轮为圆柱体，所述半圆柱体的半径大于所述垂直弹簧的最大压缩量；全部的所述滚轮均能够与所述半圆柱体的曲面接触。

进一步的，所述凸轮为球体，所述球体的半径大于所述垂直弹簧的最大压缩量；全部的所述滚轮均能够与所述球体的外壁接触。

进一步的，所述水平组件设置有4组，全部的所述水平组件均布设置；相邻的所述水平组件均垂直设。

进一步的，所述平台的下表面和所述凸轮间固定有连接杆。

进一步的，全部的所述导柱的上端面固定有行程限位件。

进一步的，所述垂直组件设置有4组，全部的所述导柱分别插设在所述平台的4个角处。

本实用新型的有益效果：

1、该系统的垂直机构提供正刚度分量，水平机构提供负刚度分量，在一定行程范围内正负刚度互相叠加，组合刚度趋近于零，达到动态准零刚度状态。该机构使隔振系统在具有较高静态刚度(利于承载)的同时，具有极低的动态刚度(利于隔振)，解决了线性隔振系统在超低频振动环境下的应用劣势；

2、利用设置在底座和平台间的至少两组垂直组件，使得隔振器可承受较大激励位移，适用于各种载人器具减振座椅、精密仪器与设备运输等用途；

3、隔振器由纯机械标准化部件连接组成，结构精简，占位较小，部件易购得、加工、装配，具有较高的可靠性、可维修性。

附图说明

图1是实施例一的整体示意图；

图2是实施例一的部分示意图；

图3是实施例二的整体示意图；

图4是实施例二的部分示意图；

图5是隔振系统模型；

图6是系统刚度和隔振曲线。

其中，1、底座；2、平台；21、连接杆；3、导柱；31、垂直弹簧；32、行程限位件；4、支撑座；5、螺母；6、凸轮；7、固定座；71、水平弹簧；72、滚轮；73、连杆。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本实用新型作进一步说明，以使本领域的技术人员可以更好地理解本实用新型并能予以实施，但所举实施例不作为对本实用新型的限定。

实施例一

一种超低频大位移被动隔振器，参照图1和图2，包括底座1和与底座1平行设置的平台2，且平台2设置在底座1的上方。底座1的下方固定有振动台。底座1和平台2之间设置有至少两组垂直组件，全部的垂直组件均沿竖直方向设置，并且全部的垂直组件均关于平台2的中心对称设置，以提高减振的效果。本实施例中垂直组件设置有4组，且全部的垂直组件均均布的设置在平台2的4个角处。

参照图1和图2，垂直组件包括导柱3和套设在导柱3外部的垂直弹簧31，全部的导柱3均穿设过平台2且导柱3的下端部和底座1固定设置。全部的垂直弹簧31的两端部分别与平台2的下表面和底座1的上表面接触。当在平台2上施加压力时，垂直弹簧31能够吸收和缓冲部分振动和压力，因而使得隔振器能够承受较大的激励位移。为了限制平台2运动的最大位移，全部的导柱3的上表面均固定有行程限位件32，本实施例中行程限位件32采用限位块。

参照图1，垂直组件还包括调节组件，调节组件能够调控垂直弹簧31的压缩量。调节组件包括支撑座4和与与支撑座4螺纹配合的螺母5，支撑座4套设在导柱3的外部，且支撑座4的下端面和底座1的上表面固定，本实施例中支撑座4呈阶梯设置，且支撑座4的上端部能够插设进垂直弹簧31的内部，同时支撑座4上端部的外壁和垂直弹簧31间留有间隙。螺母5套设在支撑座4的上端部，并且与支撑座4螺纹配合，螺母5的上表面和垂直弹簧31的下端面抵接。当转动螺母5时，能够调节抵接在螺母5和平台2间的垂直弹簧31的压缩量。

参照图1，为了增大螺母5和垂直弹簧31的接触面积和抵接时的稳定性，螺母5的上表面固定有挡块(图中未示出)，同时垂直弹簧31的下端部和挡块的上表面接触。

参照图1和图2，平台2的下表面固定有凸轮6，且凸轮6固定在平台2的中心位置处。底座1和平台2之间设置有至少两组水平组件，且全部的水平组件设置在同一水平面内。水平组件包括固定座7、水平弹簧71和滚轮72，固定座7和底座1固定连接，水平弹簧71的两端部分别与固定座7和滚轮72固定连接。本实施例中水平组件设置有四组，其中两组水平组件设置在平台2的同一侧，且位于平台2两侧的水平组件关于凸轮6对称分布。滚轮72可以选用圆柱体或球体，且两滚轮72均能够与凸轮6的曲面接触。本实施例中凸轮6关于其中心线对称分布，即凸轮6与两滚轮72接触的曲面轮廓相同。在初始状态时，需要调整全部的滚轮72的中心在同一水平面上；因而利用螺母5和支撑座4的配合调节垂直弹簧31的压缩量，进而调整在静载时水平弹簧71、滚轮72的中心和凸轮6的中心共线。同时凸轮6的中心至其最上端间的距离大于垂直弹簧31的最大压缩量，本实施例中为了保证隔振器使用时的稳定性，全部的垂直弹簧31的最大压缩量约为垂直弹簧31总长的1/3。

参照图2，在另一实施例中凸轮6也可以选用圆柱体，同时两滚轮72能够与圆柱体的外侧壁接触，且圆柱体的半径大于垂直弹簧31的最大压缩量。凸轮6也可以设置成两对称设置的半圆柱体，静载时，两滚轮72能够分别与两半圆柱体的外侧壁接触；且圆柱体的半径大于垂直弹簧31的最大压缩量。

参照图1和图2，水平组件还包括连杆73，连杆73穿设在水平弹簧71的内壁。连杆73的一端和滚轮72固定连接，连杆73的另一端穿设过固定座7，并且能够相对于固定座7滑移。穿设在水平弹簧71内部的连杆73能够限制水平弹簧71的压缩方向，同时能够在水平弹簧71伸缩的过程中，提高滚轮72和凸轮6配合的准确性。

参照图1和图2，平台2的下表面和凸轮6的上端部固定设置有连接杆21，当垂直弹簧31处于最大压缩量时，连接杆21能够减轻或避免平台2和滚轮72的碰撞。因而连接杆21对滚轮72具有一定的保护作用，同时连接杆21能够避免滚轮72卡嵌在平台2和凸轮6的连接处。

参照图1和图2，水平组件还包括上述的调节组件，调节组件包括支撑座4和与与支撑座4螺纹配合的螺母5，支撑座4套设在连接杆21的外部，且支撑座4的下端面和固定座7的上表面固定，本实施例中支撑座4呈阶梯设置，且支撑座4的上端部能够插设进水平弹簧71的内部，同时支撑座4上端部的外壁和水平弹簧71间留有间隙。螺母5套设在支撑座4的上端部，并且与支撑座4螺纹配合，螺母5的上表面和水平弹簧71的下端面抵接。当转动螺母5时，能够调节抵接在螺母5和平台2间的水平弹簧71的压缩量。为了增大螺母5和水平弹簧71的接触面积和抵接时的稳定性，螺母5的上表面固定有挡块(图中未示出)，同时水平弹簧71的下端部和挡块的上表面接触。

实施例二

一种超低频大位移被动隔振器，参照图3和图4，与实施例一的不同之处在于，水平组件设置有4组或4的倍数组。本实施例中水平组件设置有4组，全部的水平组件均布设置，且相邻的水平组件垂直设置。为了保证全部的滚轮72均能够与凸轮6接触，本实施例中凸轮6设置成球体。

参照图1，垂直弹簧的劲度系数为k1，水平弹簧的劲度系数为k2，水平弹簧与滚轮连接并始终保持水平。半径为的滚轮可在半径为的凸轮上滚动。原长为的水平弹簧在静载时预压缩至长度l并与凸轮圆心共线，此时仅由垂直弹簧提供弹力平衡负载重力。当偏离平衡位置时，垂直弹簧提供与位移反向的回复力分量(正刚度)，预压水平弹簧由于接触面法向力而在垂直方向提供与位移同向的回复力分量(负刚度)。系统底部受到位移激励负载m沿垂直方向做单自由度运动，响应位移为x(t)。垂直方向阻尼为d，其余质量、阻尼忽略不计。

1)建立动力学微分方程(无量纲)

其中无量纲量：

η＝ω/ω0，τ＝ω0t，

系统组合刚度由线性、非线性刚度组成，非线性刚度是关于弹簧刚度、几何参数与相对位移的非线性函数。超行程时滚轮脱离凸台，非线性刚度分量消失。

2)静态刚度分析

静平衡点为：

当条件(2)满足时，水平弹簧在静载时与凸轮的中心共线，仅由垂直弹簧提供弹力平衡负载重力，静态刚度为k1。

3)动态刚度分析

将弹性回复力项泰勒展开于并保留至三阶项：

组合刚度为：

由于线性刚度在超低频振动环境不利于隔振，应消除线性刚度。当下述等式成立时：

组合刚度为关于相对位移的二次函数(开口向上的标准抛物线)，且为三重零根：

其中：

根据二次函数性质得到以下结论：

动态刚度近似为二次函数，二次函数系数必须为正，偏离平衡位置时弹性回复力必须始终指向平衡位置；

组合刚度在平衡位置为零，在一定位移范围内趋近于零，并随位移缓慢增长，二次函数系数越小，位移范围越大；

组合刚度在超出一定位移范围后，随位移快速增长，隔振性能变差。

4)微分方程的解

根据达芬方程的显示近似解法：

a)无阻尼自由振荡(保守系统)：

其中为一不超过行程范围的初值，为系统的固有频率(关于振幅初值的函数)。不难看出，μ越小，系统的固有频率也越小。

b)谐波激励

其中为相对位移的幅值并满足：

5)系统隔振特性分析

二次函数越小，系统刚度越小，隔振性能越好，可承受的激励幅值越大。观察二次函数系数，分子为分母的高阶无穷小，越大，二次函数系数越趋近与零。然而无穷大在工程上无法实现，但是当(水平弹簧静载预压缩量Δl＝l0-l略小于轮系总半径r，且垂直总刚度等于水平总刚度)时，二次函数系数同样也趋近于零。当组合刚度趋近于零时，隔振系统近似退化为纯阻尼隔振系统，隔振比近似为：

当隔振比i≤1时，响应幅值不大于激励幅值，隔振有效频域为η≥0，近似为全频域。现选择参数如下：

参照图1，最大行程为：

当CRSM隔振系统近似退化为纯阻尼隔振系统时，相对位移幅值随着激励频率增加而趋近于激励幅值(响应幅值趋近于零)：

综上所述，最大行程应不小于最大激励幅值。

通过泰勒展开、非线性微分方程显示近似解法等数学方法，并利用MATLAB软件，理论验证了隔振系统的可行性，并分析了几何参数对动态刚度与隔振性能的影响。

1)垂直固有频率

选定f0＝2.5Hz，则Δh＝40mm。

2)激励幅值与最大行程

考虑到压缩弹簧与拉伸弹簧的制作工艺不同，压缩弹簧不可充当拉伸弹簧使用。当负载平台向上运动至垂直弹簧恢复原长，垂直弹簧不起作用。选定最大行程为Δh＝40mm，r2＝15mm，r1＝2r2＝30mm，则r＝45mm，满足：

激励幅值

3)弹簧刚度与原长

为保证弹簧形变不超出线性范围，选定水平弹簧参数：

选定垂直弹簧参数：

根据垂直总刚度应等于水平总刚度，现选定垂直与水平各安装四根刚度相等的弹簧。由于垂直固有频率已选定，之后将根据受垂直承载的活动部件总质量(机构、负载平台、负载等质量之和)，最后选定弹簧刚度。

以上所述实施例仅是为充分说明本实用新型而所举的较佳的实施例，本实用新型的保护范围不限于此。本技术领域的技术人员在本实用新型基础上所作的等同替代或变换，均在本实用新型的保护范围之内。本实用新型的保护范围以权利要求书为准。