基于钢丝绳隔振器的陆用车载雷达机柜隔振设计

　电子机械工程

Electro -M echan i ca l Eng i n eer i n g

2005年第21卷第6期2005. Vol . 21No . 6

曹　斌

(中国电子科技集团公司第二十研究所, 　陕西西安710068)

摘　要:以陆用车载雷达设计中雷达机柜的隔振设计作为研究对象, 简述了机械冲击及振动对电子设备

的危害, 在钢丝绳隔振器的基础上讨论了雷达机柜的隔振设计, 并对隔振效率和冲击传递率进行了分析, 通过实际使用证明了选择隔振器的合理性。关键词:车载雷达; 雷达机柜; 隔振系统中图分类号:T N957. 82　　文献标识码:B 　　文章编号:1008-5300(2005) 06-0018-03

T he Vibrati on Abs orbing Syste m Design of a Vehicle 2Radar Cabinet Based on w CAO (The 20th R )

Abstract:This the on t o the vehicle 2born radar cabinet, and discus 2

ses the based on the tight w ire abs orber . Then the abs orber efficiency, i m pact transfer analyzed . Practical app licati on confir m s the rati onale of the design concep t . Key words:vehicle 2born radar; radar cabinet; abs orber syste m

0　引　言

影响电子设备整机工作稳定的因素很多, 除温度以外, 冲击和振动是最重要的因素, 所以要千方百计地解决好冲振问题。而隔振器的正确选用对于电子设备的隔振起着决定性的作用, 若无有效的减震, 可使电子设备造成各种各样的故障, 如紧固件脱落; 机壳、底板等变形、断裂; 印制板锡焊或熔焊处断开等, 当设备的固有频率和外界的激振频率相同时, 还会产生共振现象, 共振引起弹性零件变形, 使元器件产生不良接触, 造成完全开路或断路; 产生的噪声也会干扰设备的正常运行。因而, 在整机结构上必须采取有效的减震、缓冲措施, 从而提高设备工作的可靠性。而减弱振动源传给设备的振动(或冲击) , 都要使用弹性体来隔离, 弹性体常由软木、毛毡、橡胶、金属和空气等构成, 经常使用的是橡胶隔振器和金属弹簧隔振器, 前者把橡胶作为弹性体, 以金属作为支撑的骨架, 它具有较大的阻尼, 对高频振动的能量吸收较为明显, 在电子设备通过共振区时, 不致产生过大的振幅, 例如辽宁减震器厂的JF 系列。而后者是以金属弹簧作为弹性体, 利用弹簧

动刚度和静刚度基本相同的特点制成。无锡市宏源弹性器材厂生产的GG 系列全金属钢丝绳弹性隔振器是以多股不锈钢丝绞合成均匀、按对称或反对称方式在耐蚀金属夹板上螺旋状缠绕后, 再利用适当的方式固定连接而制成。它的刚度具有非线性渐软的特性, 能够起到系统的隔振作用, 改善系统运行的动态平稳性。其外观如图1所示

。

图1　金属钢丝绳隔振器外形图

1　参数分析

1. 1　设计思想

为使系统稳定工作, 除了力求六个自由度之间的

振动不耦合, 六个固有频率相互接近, 还应满足下列条件:当设备从其平衡位置沿坐标轴平行移动一距离时, 各隔振器对设备的作用力之和应通过设备的重心; 当设备绕其坐标轴转动一微小角度时, 各隔振器的作用

收稿日期:2005-04-15

第6期曹　斌:基于钢丝绳隔振器的陆用车载雷达机柜隔振设计　19

力合力成为一力偶, 力偶作用平面与该轴垂直。

1. 2　主要技术指标某陆用车载雷达机柜重量分配见表1, 结构组成见图2。其外形尺寸为1300mm (W ) ×900mm (H ) ×550mm (D ) , 采用隔振器垂向支承和横向支承相结合的方式。

表1　雷达机柜结构组成

序号

23456789

名称141组合

142组合143组合144组合145组合146组合

数量1

111111

重量/kg

[***********]

图3　雷达机柜重心位置图

机柜线缆及附件

总计

图4　隔振器各支承点位置图

300/400=102kg

P 2=P ×a 1/A×b 2/B=270×600/1300×

300/400=94kg

P 3=P ×a 2/A×b 1/B=270×600/1200×

图2　雷达机柜整体结构

100/400=40kg

P 4=P ×a 1/A×b 1/B=270×600/1200×

1. 3　跑车试验

粗糙波纹路(波距l =180c m , 波高A 0=15c m ) 车

速8km /h; 石块路:车速32k m /h; 颠簸路(波高A 0=8c m ) 车速32k m /h, 系统峰值相应频率:设定f n =10～15Hz (光滑路面) ; f n =13～20Hz (粗糙路面) 。1. 4　雷达机柜重心估算设定机柜坐标轴圆点在机柜中央下部前点位置(见图2) , 则:

X =

100/400=42kg (2)

2　雷达机柜的隔振设计

雷达机柜的高宽比h /b >1时, 采用底部四个隔振器, 背上部二个隔振器安装方式。因其重心的前移底部前两个隔振器沿机柜前边缘安装, 后两个距机柜前边缘深200mm , 背上部隔振器在静态时为自由变形状态。合理选择隔振器的种类是雷达机柜的隔振设计关键。GG 系列全金属钢丝绳隔振器在刚度、动变形、主峰值响应频率、振动传递率、抗冲能力、隔振效率、环境适应性等方面与橡胶类、金属弹簧类相比具有较好的性能, 因此在雷达机柜的隔振设计中首选全金属钢丝绳隔振器。

全金属钢丝绳隔振器的力学分析如图5所示, 在保证系统稳定性前提下, 尽量降低系统动刚度, 根据以上分析及各隔振器受力情况, 选用型号:

机柜底部4只GG220-108, 133(b ) ×108(h ) ×178(l ) ; 机柜背上部2只GG83-83, 108(b ) ×83(h ) ×216(l ) 。GG 为名称代号; 220为结构形状分类号;

∑G X /G

=20×(-300) +30×(-300) +30×

(-300) /20+30+30+20+30+30=10mm Y =

∑G Y /∑G

=45×200+60×160+60×

160/45+65+60=175mm

Z =

∑G Z /∑G

=45×800+60×645+60×

(1)

480/45+60+60=630mm

由此可知雷达机柜重心是其几何中心点前移100

mm , 在Z 轴高度450mm 处(如图3) , 则隔振器各支承点所受的垂直静载荷(如图4) 为:

P 1=P ×a 2/A×b 2/B=270

×600/1200×

20电子机械工程第21卷

的频率、固有频率、隔振效率等参数。雷达机柜系统动刚度系数α为:

α=K d /KS t

其中, α=2. 5N /mm, 一般选取为1. 8～2. 5; K d 为系统的动刚度; KS t 为系统的静刚度; KS t =△F /△X , 一般取系统静变形XS t =5mm 时的点作为计算静刚度参考点或取平均刚度。

令底部隔振器GG220-108三个方向振动峰值响应的频率值为:F nx 、F ny 、F nz , 即:

图5　隔振器受力分析图

108为主承载方向上最大承受的输入能量(能容) 。这

两种隔振器的基本参数见表2。

隔振器动态技术参数包括动刚度系数、峰值响应

平均刚度/(N ・mm -1)

ΔS x , ΔS y ΔS 45ΔS z

GG 220-108GG83-83

4753

3947

142102

表2　两种隔振器的基本参数

最大动变形/mm

ΔS x , ΔS y ΔS 45ΔS z

4137

8064

5838

最大冲击力/kN

P x , P y

P 45

P z

E x , y

最大能容/j

E 45

E z

2. 5. 3. 0. 8

5. 03. 240150

22083

　　　注:ΔS x , ΔS y 为隔振器作纵向、; S , S 、垂向压缩时的最大动变形

值; 最大承受输入能量(能容) E =△s ) , h , △s 为隔振器最大动变形值。

(F nx =(2500/270}

α1/2

m /s, 波高A 0=12c m , 波距l =180c m 。

(1/2{(47×4+39×2) ×

1/2

那么, 激振频率为:

π/1. 8=17. 4rad /s P =πV /l =10

(4)

=4. 42Hz

1/2

π) ×(F ny =(1/2

2500/270}

α/m) ∑Ky ×

=4. 42Hz

固有频率为:

ω=(k /m) 1/2≈(4×1420/270) 1/2=4. 5rad /s

(5) 系统的振幅:

(3)

(1/2π) ×{(47×4+39×2) ×

1/2

π) ×(F nz =(1/2

2500/270}

α/m) ∑Ky ×

=2. 8Hz

1/2

(1/2π) ×{(142×4+39×2) ×

1/2

ω) 2}A =A 0/{1-(p /隔振系数:

1/2

≈

(6)

同理背部隔振器GG83-83三个方向振动峰值响

应的频率值为F nx 、F ny 、F nz , 即:

π) ×{(53×2+47×2) ×F nx =(1/2

2500/270}2500/270}2500/270}

1/2

12/{1-(17. 4/4. 5) 2}=3. 64cm

η=A /A 0=0. 0364/0. 12=0. 12隔振效率:

E =(1-η) 100%=88%

(7)

=7. 20Hz =7. 20Hz =8. 75Hz

π) ×{(53×2+47×2) ×F ny =(1/2

1/2

(8)

π) ×{(102×2+47×2) ×F nz =(1/2

1/2

上述计算结果表明底部和背部隔振器的振动峰值响应的频率小于颠簸波纹路情况下系统峰值相应频

率, 即不会产生共振现象。

在静载荷状态下, 隔振器的静变形为:GG220-108和GG83-83, ΔS z 均为0. 5mm 。

若车载雷达机柜系统工作在颠簸波纹路情况下, 外激励信号频率

由此可见, 雷达机柜系统产生的能量将近90%被隔振器所吸收, 隔振效果显著。

隔振器冲击传递率参数的计算, 包括垂直冲击传递率、冲击响应加速度、最大冲击响应力、允许最大冲击负载能力参数计算。

依据GJB74. 6-85军用地面雷达通用技术条件环境条件的要求, 设支承面冲击输入为20g/ms 半正弦波, 脉冲频率为f i ≈45. 5Hz 那么:

系统垂向固有频率为:

(下转第56页)

56电子机械工程第21卷

4　结　论

在分析了基于W eb 协同设计的特点后, 采用在客户端安装

JT2Go 的插件, 可以实现协同设计的可视化要求, 使设计者不受地域的限制, 达到信息的共享和工组的协同。参考文献:

[1]　秦学礼, 邓松如. W E B 应用的发展及研究方向[J ]. 数

[3]　王经卓, 殷国富, 胡晓兵. W eb 技术在网络CAD 系统中

的应用[J ].四川大学学报(工程科学版) , 2000, 32(5) :

78-81.

[4]　李健, 张鸿梁, 王计斌, 等. 基于网络的协同设计方法研

究[J ].清华大学学报:自然科学版, 2000, 40(9) :93-96.

[5]　Si m on Robins on K . Scott A llen . 杨洁, 杨铁男, 译. C#高级

编程[C ].第二版. 北京:清华大学出版社, 2002.

字化工, 2004, (11) :6-8.

[2]　张友良, 汪惠芬. 异地协同设计制造关键技术及系统实

作者简介:叶　雷(1961-) , 男, 江苏南京人, 主

要从事非标准设备设计。

现[J ].工程设计, 2002, 9(2) :53-59.

(上接第20页)

f rz ≈0. 75×F nz =0. 75×12. 8=9. 6Hz

==1046J

系统垂向冲击频率比为:

λaz =f :

(t ) +kZ (t ) =(k ×m Z (t ) +c Z A 0×1/w2sin w t -c A 0/wco s w t ) ×[μ(t ) -μ(t -μ) ]

(9)

・・

, 即P z >P z max ; 系统垂向允许最大输入能量大于垂向最大输入能量, 即E z >E λ, 机柜系统工作安全。

3　结　语

车载电子设备的抗振设计是比较复杂的技术, 对系统而言, 选择合适的隔振器非常重要, GG 系列钢丝绳隔振器符合各项要求, 当外界激振频率为小幅值振动时, 系统按照预设计参数实现对振动的隔离, 当激振频率为大幅冲击振动时, 系统动刚度迅速降低, 大量冲击能量被隔振器所吸收和耗散, 延迟能量释放时间, 有效降低系统冲击响应, 起到了隔振作用。在某新型校射雷达的设计中, 雷达机柜的隔振就采用了此种钢丝绳弹性隔振器, 经过实际运行, 证明了雷达机柜的隔振设计是可行的。参考文献:

[1]　南京工学院. 电子设备结构设计原理[M].南京:江苏科

其中, A 0为冲击激励加速度幅值; τ为冲击激励时间脉

ω; μ(t ) 为单位函数, μ(t ) =1(t ≥0) , μ(t ) 宽, τ=π/

=0(t

应函数。

可得到系统垂直冲击传递率:

T az ≈0. 45

机柜系统垂向冲击响应加速度:

A rz =A 0×T az =20×0. 45=9g ≈88. 4m /s

机柜系统垂向最大冲击响应力:

P z max =m ×A rz =270×9×9. 8=23. 8kN

机柜系统垂向允许最大冲击负载能力:

P z =5×4+3. 9×2=27. 8kN

学技术出版社, 1981.

[2]　GJB74. 6-85, 军用地面雷达通用技术条件环境条件要

机柜系统垂向最大输入能量公式为:

π×τ) E m ×(A 0×λ=2/

值, m /s 。

代入已知数据, 可得:

π×270×(20×0. 011) ≈266J E λ=2/

求和试验方法[S].

[3]　SJ20593-96, 全金属钢丝绳隔振器通用规范[S].

其中, τ为输入加速度持续时间, s; A 0为输入加速度幅

作者简介:曹　斌(1971-) , 男, 陕西户县人, 工

程师, 主要从事电子设备(机箱、机柜) 的结构设计。

　电子机械工程

Electro -M echan i ca l Eng i n eer i n g

2005年第21卷第6期2005. Vol . 21No . 6

基于钢丝绳隔振器的陆用车载雷达机柜隔振设计

曹　斌

(中国电子科技集团公司第二十研究所, 　陕西西安710068)

摘　要:以陆用车载雷达设计中雷达机柜的隔振设计作为研究对象, 简述了机械冲击及振动对电子设备

T he Vibrati on Abs orbing Syste m Design of a Vehicle 2Radar Cabinet Based on w CAO (The 20th R )

Abstract:This the on t o the vehicle 2born radar cabinet, and discus 2

0　引　言

。

图1　金属钢丝绳隔振器外形图

1　参数分析

1. 1　设计思想

为使系统稳定工作, 除了力求六个自由度之间的

收稿日期:2005-04-15

第6期曹　斌:基于钢丝绳隔振器的陆用车载雷达机柜隔振设计　19

力合力成为一力偶, 力偶作用平面与该轴垂直。

表1　雷达机柜结构组成

序号

23456789

名称141组合

142组合143组合144组合145组合146组合

数量1

111111

重量/kg

[***********]

图3　雷达机柜重心位置图

机柜线缆及附件

总计

图4　隔振器各支承点位置图

300/400=102kg

P 2=P ×a 1/A×b 2/B=270×600/1300×

300/400=94kg

P 3=P ×a 2/A×b 1/B=270×600/1200×

图2　雷达机柜整体结构

100/400=40kg

P 4=P ×a 1/A×b 1/B=270×600/1200×

1. 3　跑车试验

粗糙波纹路(波距l =180c m , 波高A 0=15c m ) 车

X =

100/400=42kg (2)

2　雷达机柜的隔振设计

全金属钢丝绳隔振器的力学分析如图5所示, 在保证系统稳定性前提下, 尽量降低系统动刚度, 根据以上分析及各隔振器受力情况, 选用型号:

机柜底部4只GG220-108, 133(b ) ×108(h ) ×178(l ) ; 机柜背上部2只GG83-83, 108(b ) ×83(h ) ×216(l ) 。GG 为名称代号; 220为结构形状分类号;

∑G X /G

=20×(-300) +30×(-300) +30×

(-300) /20+30+30+20+30+30=10mm Y =

∑G Y /∑G

=45×200+60×160+60×

160/45+65+60=175mm

Z =

∑G Z /∑G

=45×800+60×645+60×

(1)

480/45+60+60=630mm

由此可知雷达机柜重心是其几何中心点前移100

mm , 在Z 轴高度450mm 处(如图3) , 则隔振器各支承点所受的垂直静载荷(如图4) 为:

P 1=P ×a 2/A×b 2/B=270

×600/1200×

20电子机械工程第21卷

的频率、固有频率、隔振效率等参数。雷达机柜系统动刚度系数α为:

α=K d /KS t

令底部隔振器GG220-108三个方向振动峰值响应的频率值为:F nx 、F ny 、F nz , 即:

图5　隔振器受力分析图

108为主承载方向上最大承受的输入能量(能容) 。这

两种隔振器的基本参数见表2。

隔振器动态技术参数包括动刚度系数、峰值响应

平均刚度/(N ・mm -1)

ΔS x , ΔS y ΔS 45ΔS z

GG 220-108GG83-83

4753

3947

142102

表2　两种隔振器的基本参数

最大动变形/mm

ΔS x , ΔS y ΔS 45ΔS z

4137

8064

5838

最大冲击力/kN

P x , P y

P 45

P z

E x , y

最大能容/j

E 45

E z

2. 5. 3. 0. 8

5. 03. 240150

22083

　　　注:ΔS x , ΔS y 为隔振器作纵向、; S , S 、垂向压缩时的最大动变形

值; 最大承受输入能量(能容) E =△s ) , h , △s 为隔振器最大动变形值。

(F nx =(2500/270}

α1/2

m /s, 波高A 0=12c m , 波距l =180c m 。

(1/2{(47×4+39×2) ×

1/2

那么, 激振频率为:

π/1. 8=17. 4rad /s P =πV /l =10

(4)

=4. 42Hz

1/2

π) ×(F ny =(1/2

2500/270}

α/m) ∑Ky ×

=4. 42Hz

固有频率为:

ω=(k /m) 1/2≈(4×1420/270) 1/2=4. 5rad /s

(5) 系统的振幅:

(3)

(1/2π) ×{(47×4+39×2) ×

1/2

π) ×(F nz =(1/2

2500/270}

α/m) ∑Ky ×

=2. 8Hz

1/2

(1/2π) ×{(142×4+39×2) ×

1/2

ω) 2}A =A 0/{1-(p /隔振系数:

1/2

≈

(6)

同理背部隔振器GG83-83三个方向振动峰值响

应的频率值为F nx 、F ny 、F nz , 即:

π) ×{(53×2+47×2) ×F nx =(1/2

2500/270}2500/270}2500/270}

1/2

12/{1-(17. 4/4. 5) 2}=3. 64cm

η=A /A 0=0. 0364/0. 12=0. 12隔振效率:

E =(1-η) 100%=88%

(7)

=7. 20Hz =7. 20Hz =8. 75Hz

π) ×{(53×2+47×2) ×F ny =(1/2

1/2

(8)

π) ×{(102×2+47×2) ×F nz =(1/2

1/2

上述计算结果表明底部和背部隔振器的振动峰值响应的频率小于颠簸波纹路情况下系统峰值相应频

率, 即不会产生共振现象。

在静载荷状态下, 隔振器的静变形为:GG220-108和GG83-83, ΔS z 均为0. 5mm 。

若车载雷达机柜系统工作在颠簸波纹路情况下, 外激励信号频率

由此可见, 雷达机柜系统产生的能量将近90%被隔振器所吸收, 隔振效果显著。

隔振器冲击传递率参数的计算, 包括垂直冲击传递率、冲击响应加速度、最大冲击响应力、允许最大冲击负载能力参数计算。

依据GJB74. 6-85军用地面雷达通用技术条件环境条件的要求, 设支承面冲击输入为20g/ms 半正弦波, 脉冲频率为f i ≈45. 5Hz 那么:

系统垂向固有频率为:

(下转第56页)

56电子机械工程第21卷

4　结　论

在分析了基于W eb 协同设计的特点后, 采用在客户端安装

JT2Go 的插件, 可以实现协同设计的可视化要求, 使设计者不受地域的限制, 达到信息的共享和工组的协同。参考文献:

[1]　秦学礼, 邓松如. W E B 应用的发展及研究方向[J ]. 数

[3]　王经卓, 殷国富, 胡晓兵. W eb 技术在网络CAD 系统中

的应用[J ].四川大学学报(工程科学版) , 2000, 32(5) :

78-81.

[4]　李健, 张鸿梁, 王计斌, 等. 基于网络的协同设计方法研

究[J ].清华大学学报:自然科学版, 2000, 40(9) :93-96.

[5]　Si m on Robins on K . Scott A llen . 杨洁, 杨铁男, 译. C#高级

编程[C ].第二版. 北京:清华大学出版社, 2002.

字化工, 2004, (11) :6-8.

[2]　张友良, 汪惠芬. 异地协同设计制造关键技术及系统实

作者简介:叶　雷(1961-) , 男, 江苏南京人, 主

要从事非标准设备设计。

现[J ].工程设计, 2002, 9(2) :53-59.

(上接第20页)

f rz ≈0. 75×F nz =0. 75×12. 8=9. 6Hz

==1046J

系统垂向冲击频率比为:

λaz =f :

(t ) +kZ (t ) =(k ×m Z (t ) +c Z A 0×1/w2sin w t -c A 0/wco s w t ) ×[μ(t ) -μ(t -μ) ]

(9)

・・

, 即P z >P z max ; 系统垂向允许最大输入能量大于垂向最大输入能量, 即E z >E λ, 机柜系统工作安全。

3　结　语

[1]　南京工学院. 电子设备结构设计原理[M].南京:江苏科

其中, A 0为冲击激励加速度幅值; τ为冲击激励时间脉

ω; μ(t ) 为单位函数, μ(t ) =1(t ≥0) , μ(t ) 宽, τ=π/

=0(t

应函数。

可得到系统垂直冲击传递率:

T az ≈0. 45

机柜系统垂向冲击响应加速度:

A rz =A 0×T az =20×0. 45=9g ≈88. 4m /s

机柜系统垂向最大冲击响应力:

P z max =m ×A rz =270×9×9. 8=23. 8kN

机柜系统垂向允许最大冲击负载能力:

P z =5×4+3. 9×2=27. 8kN

学技术出版社, 1981.

[2]　GJB74. 6-85, 军用地面雷达通用技术条件环境条件要

机柜系统垂向最大输入能量公式为:

π×τ) E m ×(A 0×λ=2/

值, m /s 。

代入已知数据, 可得:

π×270×(20×0. 011) ≈266J E λ=2/

求和试验方法[S].

[3]　SJ20593-96, 全金属钢丝绳隔振器通用规范[S].

其中, τ为输入加速度持续时间, s; A 0为输入加速度幅

作者简介:曹　斌(1971-) , 男, 陕西户县人, 工

基于钢丝绳隔振器的陆用车载雷达机柜隔振设计

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