預(yù)壓縮氣墊包裝系統(tǒng)靜力及動(dòng)力學(xué)特性研究

李廣利，李玲*，張?zhí)希鍙?qiáng)，王棟彬，劉新麗

預(yù)壓縮氣墊包裝系統(tǒng)靜力及動(dòng)力學(xué)特性研究

李廣利1,2，李玲1,2*，張?zhí)?,2，卞強(qiáng)1,2，王棟彬1，劉新麗1

（1.中國(guó)航天員科研訓(xùn)練中心，北京 100094； 2.人因工程全國(guó)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100094）

以柱形氣墊包裝系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立靜力及動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)靜態(tài)壓縮、自由振動(dòng)和基礎(chǔ)激勵(lì)受迫振動(dòng)特性進(jìn)行研究。建立氣柱壓縮力數(shù)學(xué)模型，并通過試驗(yàn)、仿真驗(yàn)證模型，通過建立預(yù)壓縮柱形氣墊包裝系統(tǒng)力學(xué)模型，研究靜力及動(dòng)力學(xué)特性。預(yù)壓縮量和充氣壓力越大，包裝系統(tǒng)固有頻率越高。在包裝對(duì)象寬度定值約束下，選取多個(gè)小直徑氣柱，固有頻率更高，且薄膜應(yīng)力更小。在基礎(chǔ)激勵(lì)下，包裝系統(tǒng)固有頻率處存在共振峰值，對(duì)高頻域氣墊表現(xiàn)出了較好的減振特性。所建立的靜力壓縮模型與試驗(yàn)、仿真結(jié)果較吻合，所建立的動(dòng)力學(xué)模型合理，結(jié)果準(zhǔn)確。

柱形氣墊；預(yù)壓縮模型；動(dòng)力學(xué)模型；動(dòng)力學(xué)特性

空氣墊是一種常用的包裝緩沖材料，它是由塑料薄膜經(jīng)熱合而成的矩形氣袋，在使用前充入一定壓力的空氣，形成柱形充氣墊。充氣墊輕質(zhì)、價(jià)格低廉且彈性好，具有緩沖、隔音、隔震等特點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。

空氣墊本質(zhì)上是一種空氣減振彈簧，是利用壓縮氣墊內(nèi)的氣體產(chǎn)生變形來(lái)吸收外界能量，從而獲得緩沖保護(hù)功能，其緩沖性能主要受到充氣壓力、氣室直徑及長(zhǎng)度等因素影響。目前較多學(xué)者對(duì)其耐受沖擊的緩沖特性進(jìn)行了研究。Sasaki等[1]對(duì)薄膜空氣襯墊進(jìn)行了靜態(tài)和動(dòng)態(tài)壓縮試驗(yàn)；沈劍鋒等、趙德堅(jiān)等、谷吉海等[2-9]對(duì)充氣墊沖擊緩沖性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，研究了充氣壓力、幾何尺寸對(duì)緩沖性能的影響；郭振斌[10]建立了單自由度單層氣墊包裝系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，對(duì)振動(dòng)和沖擊機(jī)理及特性進(jìn)行了理論研究。另外陳鳴等[11]、任冬遠(yuǎn)等[12]、吳芳英等[13]對(duì)充氣墊的靜態(tài)壓縮模型、特性進(jìn)行了理論及試驗(yàn)研究；鞏桂芬等[14-15]對(duì)破損強(qiáng)度進(jìn)行了研究。

面對(duì)航空航天飛行器所承載的貨物，其所經(jīng)受的力學(xué)環(huán)境除了沖擊外，振動(dòng)環(huán)境也尤為惡劣。對(duì)充氣墊振動(dòng)環(huán)境的特性研究相對(duì)較少，且在預(yù)壓縮條件下的特性研究目前還是空白。本文對(duì)預(yù)壓縮空氣墊包裝系統(tǒng)靜力及動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究，為其應(yīng)用提供理論支持。

1 柱形氣柱壓縮模型

1.1 壓縮模型

空氣墊由多個(gè)柱形氣柱構(gòu)成，每個(gè)氣柱相互獨(dú)立，取單個(gè)氣柱為研究對(duì)象，建立壓縮位移和壓縮力的數(shù)學(xué)模型。單個(gè)柱形氣柱幾何模型如圖1所示。壓縮過程材料彈性變形微小，忽略不計(jì)[3]。

圖1 柱形氣柱幾何模型

圖1中、分別為氣柱壓縮前后的厚度，為壓縮后接觸面積的寬度，為氣柱柱段長(zhǎng)度，為氣柱壓縮變形量，則有式（1）：

壓縮接觸截面面積為：

壓縮前后因體積變化，氣柱內(nèi)部壓力產(chǎn)生變化，氣柱兩端部位體積相對(duì)較小，忽略不計(jì)。壓縮前氣柱體積為：

壓縮后氣柱體積為：

壓縮前后體積比為：

其中為多變系數(shù)，準(zhǔn)靜態(tài)壓縮過程中空氣墊內(nèi)氣體變化為等溫過程，取=1；振動(dòng)過程壓縮氣體狀態(tài)變化可近似認(rèn)為是絕熱過程，取=1.4。

柱形氣墊壓縮過程的受力見圖2。內(nèi)部氣體的相對(duì)氣壓為，若空氣墊數(shù)量為，由力平衡得到壓縮力為：

1.2 模型驗(yàn)證

通過試驗(yàn)及數(shù)值仿真，對(duì)式（8）進(jìn)行驗(yàn)證。

試驗(yàn)驗(yàn)證選取3個(gè)氣室柱形氣墊，保證試驗(yàn)數(shù)據(jù)一致性。氣柱充氣后厚度為18.2 mm，長(zhǎng)度為156 mm，其中有效圓柱段長(zhǎng)度為150 mm，實(shí)驗(yàn)設(shè)備選用LRX PLUS型電子材料試驗(yàn)機(jī)，精度為0.5%。取3組3個(gè)氣室柱形氣墊，使用壓縮空氣充氣，充氣壓力分別為20、40、60 kPa，試驗(yàn)加載速率為10 mm/s，進(jìn)行準(zhǔn)靜態(tài)壓縮試驗(yàn)。

數(shù)值仿真驗(yàn)證采用有限元分析工具Abaqus，對(duì)空氣墊靜態(tài)壓縮進(jìn)行力學(xué)仿真模擬。根據(jù)對(duì)稱關(guān)系建立1/8對(duì)稱模型，并設(shè)置對(duì)稱約束關(guān)系，如圖3所示。氣柱采用M3D4膜單元模擬，膜材料彈性模型為1 GPa，泊松比為0.45；充氣腔體采用fluid cavity模擬，環(huán)境壓力設(shè)置為101.325 kPa；設(shè)置3種充氣壓力工況，分別為20、40、60 kPa，施加載荷為位移，計(jì)算得到反作用力，即壓縮力的結(jié)果。

圖3 柱形氣墊有限元對(duì)稱模型

對(duì)20、40、60 kPa 3種初始充氣壓力氣柱物理模型、試驗(yàn)、數(shù)值仿真的壓縮力-壓縮位移數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，見圖4。結(jié)果表明，三者數(shù)據(jù)吻合較好，本文模型能夠較準(zhǔn)確地反映柱形氣柱靜態(tài)壓縮特性。

1.3 氣柱數(shù)量與等效應(yīng)力關(guān)系

在實(shí)際使用中，在預(yù)壓縮力、包裝對(duì)象寬度尺寸定值約束下，選取個(gè)數(shù)多直徑較小的氣墊，還是選取個(gè)數(shù)少但直徑較大的氣墊更好，有必要進(jìn)行分析，為實(shí)際使用提供參考。

不同直徑下氣柱受壓后其內(nèi)壓、薄膜應(yīng)力也會(huì)存在一定的變化。應(yīng)力直接影響氣柱的承載能力，應(yīng)力越小，包裝系統(tǒng)可靠性越高。

周向應(yīng)力為：

則Von-Mises等效應(yīng)力為：

式中：為氣柱內(nèi)壓；為氣柱直徑；為氣柱薄膜材料厚度。

取壓縮力=600 N，包裝對(duì)象寬度=200 mm，氣柱長(zhǎng)度=150 mm，氣柱薄膜厚度=0.1 mm，充氣壓力r取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱個(gè)數(shù)為，氣柱直徑=/，由式（8）求得壓縮量，由式（7）求得氣柱內(nèi)壓，由式（11）得到等效應(yīng)力。氣柱數(shù)量與等效應(yīng)力關(guān)系如圖5所示。

由圖5可知，氣柱數(shù)量越多，氣柱薄膜應(yīng)力越低，氣柱數(shù)量到一定程度后，應(yīng)力變化較小。實(shí)際使用中，較小的氣柱直徑意味著較小的緩沖壓縮量，應(yīng)根據(jù)包裝對(duì)象尺寸、緩沖需求等選取合適直徑尺寸的空氣墊。

圖4 模型、仿真、試驗(yàn)比較

圖5 氣柱數(shù)量與等效應(yīng)力的關(guān)系

2 預(yù)壓縮氣墊包裝系統(tǒng)

2.1 數(shù)學(xué)模型

實(shí)際的包裝系統(tǒng)，一般使用多個(gè)連體空氣墊將包裝對(duì)象包裹。為減輕包裝對(duì)象在運(yùn)輸過程中晃動(dòng)，一般將外包裝內(nèi)的空氣墊壓緊后封裝，使得空氣墊形成一定程度的預(yù)壓縮，與包裝對(duì)象和外包裝緊密貼合，達(dá)到較好的限位作用，形成由包裝對(duì)象、空氣墊、外包裝組成的包裝系統(tǒng)。

對(duì)包裝系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，將其進(jìn)行簡(jiǎn)化，幾何模型如圖6所示。其中上層空氣墊數(shù)量為1，直徑為1，充氣壓力為r1，氣柱長(zhǎng)度為1，下層空氣墊數(shù)量為2，直徑為2，充氣壓力為r2，氣柱長(zhǎng)度為2。

圖6 包裝系統(tǒng)幾何模型

包裝系統(tǒng)空氣墊初始的總預(yù)壓縮量為p，上層空氣墊初始預(yù)壓縮量為p1，下層空氣墊初始預(yù)壓縮量為p2，則：

將p1、p2代入式（8），由式（9）、式（10）可求出p1、p2。

圖7 包裝對(duì)象受力關(guān)系

對(duì)于水平方向，無(wú)重力作用，即=0，可求出p1、p2。若兩側(cè)的空氣墊數(shù)量、直徑、充氣壓力、氣柱長(zhǎng)度均相同，則p1=p2。對(duì)于無(wú)預(yù)壓縮的空氣墊，即(p1)=0，可通過式（10）求出下層空氣墊僅在重力作用下的壓縮量。

2.2 預(yù)壓縮量與氣柱應(yīng)力關(guān)系

對(duì)空氣墊施加預(yù)壓縮量，會(huì)使得氣柱內(nèi)壓增大，從而增大氣柱薄膜的等效應(yīng)力。若預(yù)壓縮量施加過大，存在氣柱破壞失效的風(fēng)險(xiǎn)。對(duì)于重力方向，下層氣柱比上層氣柱需額外承受包裝對(duì)象的重力作用，其內(nèi)壓大于上層氣柱，因此對(duì)下層氣柱進(jìn)行應(yīng)力分析。

取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱薄膜厚度為0.1 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，計(jì)算不同預(yù)壓縮量下氣柱薄膜應(yīng)力。由式（12）、式（13）可求出上、下層氣柱壓縮量，由式（5）求得下層氣柱的內(nèi)壓，由式（11）求得下層氣柱薄膜的等效應(yīng)力。計(jì)算得到預(yù)壓縮量與等效應(yīng)力關(guān)系曲線如圖8所示。

圖8 預(yù)壓縮量與等效應(yīng)力的關(guān)系

圖8表明，在重力作用下，薄膜具有初始應(yīng)力，而后隨預(yù)壓縮量的增大，等效應(yīng)力隨之增大，預(yù)壓縮量大于10 mm后與氣柱薄膜等效應(yīng)力近似為線性關(guān)系。

2.3 包裝對(duì)象加速度與氣柱應(yīng)力關(guān)系

包裝對(duì)象加速度的增加，會(huì)使得下層氣柱內(nèi)壓增大，從而增大氣柱薄膜的等效應(yīng)力。對(duì)于航空、航天超高音速飛行器，存在較大的過載，加速度一般為8左右。包裝系統(tǒng)在較大的加速度下，存在氣柱破壞失效的風(fēng)險(xiǎn)，有必要對(duì)此進(jìn)行分析。

取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱薄膜厚度為0.1 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，預(yù)壓縮量為10 mm，計(jì)算不同加速度下氣柱薄膜應(yīng)力。由式（12）、式（13）可求出上、下層氣柱壓縮量，由式（5）求得下層氣柱內(nèi)壓，由式（11）求得下層氣柱薄膜的等效應(yīng)力。計(jì)算得到加速度與等效應(yīng)力的關(guān)系曲線如圖9所示。

圖9 加速度與等效應(yīng)力的關(guān)系

圖9表明，隨著充氣壓力的增大，氣柱薄膜應(yīng)力對(duì)重力敏感度下降，隨著加速度的增加，薄膜應(yīng)力增幅較小，薄膜應(yīng)力的主要來(lái)源為充氣壓力，重力次之。

3 動(dòng)力學(xué)模型

為研究預(yù)壓縮柱形包裝系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性，忽略氣墊的質(zhì)量，包裝對(duì)象的剛度相對(duì)氣墊較大，簡(jiǎn)化為剛體。將外包裝壁面假設(shè)為剛性，可將其等效為單自由度非線性振動(dòng)系統(tǒng)，如圖10所示。

圖10 包裝系統(tǒng)力學(xué)模型

包裝系統(tǒng)自由振動(dòng)狀態(tài)下，慣性力為：

即得到預(yù)壓縮柱形包裝系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)方程為：

4 動(dòng)力學(xué)特性

4.1 自振特性

4.1.1 動(dòng)力學(xué)方程

不考慮阻尼以及包裝對(duì)象上的激勵(lì)力，即c、t為0，自由振動(dòng)狀態(tài)無(wú)基礎(chǔ)激勵(lì)0，即預(yù)壓縮柱形包裝系統(tǒng)自由振動(dòng)方程為：

給定初始位移為、初始速度為0，即初值條件為：

將式（19）二階偏微分方程轉(zhuǎn)換為一階偏微分方程組為：

使用數(shù)值解法四階龍格-庫(kù)塔法，代入式（20）初值條件，可對(duì)式（21）進(jìn)行求解，本文通過MATLAB中ODE45函數(shù)求解。通過數(shù)值求解得到的位移響應(yīng)()，該響應(yīng)具有周期性，相鄰峰值時(shí)間差即為系統(tǒng)自振周期，系統(tǒng)固有頻率為1/。

氣墊包裝系統(tǒng)的振動(dòng)存在非線性特性，系統(tǒng)自振固有頻率將受到氣柱的結(jié)構(gòu)參數(shù)及初始條件的影響。對(duì)此進(jìn)行分析，可為包裝系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供參考。

4.1.2 振幅對(duì)固有頻率影響

氣墊包裝系統(tǒng)為非線性振動(dòng)系統(tǒng)，其固有頻率與包裝對(duì)象振幅有關(guān)。取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，預(yù)壓縮量為10 mm，計(jì)算振幅與固有頻率關(guān)系，結(jié)果如圖11所示。

圖11 振幅與固有頻率關(guān)系

圖11表明，充氣壓力越大，固有頻率越高，振幅越大，固有頻率越高，實(shí)際使用中可通過控制充氣壓力來(lái)調(diào)節(jié)包裝系統(tǒng)的固有頻率，避免與運(yùn)載系統(tǒng)發(fā)生頻率耦合。

4.1.3 氣柱數(shù)量對(duì)固有頻率影響

在壓縮力、包裝對(duì)象寬度定值條件下，氣柱個(gè)數(shù)越多，直徑越小，包裝系統(tǒng)的固有頻率也會(huì)發(fā)生變化。取壓縮力=600 N，包裝對(duì)象寬度=200 mm，氣柱長(zhǎng)度=150 mm，充氣壓力r取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱個(gè)數(shù)為，氣柱直徑=/，初始位移取2 mm，對(duì)式（19）數(shù)值求解，計(jì)算得到氣柱數(shù)量與固有頻率關(guān)系曲線如圖12所示。

圖12表明，隨著氣柱數(shù)量的增大，系統(tǒng)固有頻率升高。當(dāng)氣柱數(shù)量約低于9個(gè)時(shí)，充氣壓力越大，系統(tǒng)固有頻率越大；當(dāng)氣柱數(shù)量約高于9個(gè)時(shí)，充氣壓力越大，系統(tǒng)固有頻率反而越小。

圖12 氣柱數(shù)量與固有頻率關(guān)系

4.1.4 預(yù)壓縮量對(duì)固有頻率影響

對(duì)空氣墊施加預(yù)壓縮量，會(huì)使得氣柱內(nèi)壓增大，包裝系統(tǒng)剛度增大。取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，初始位移取2 mm，計(jì)算不同預(yù)壓縮量下包裝系統(tǒng)固有頻率，計(jì)算得到預(yù)壓縮量與固有頻率關(guān)系曲線如圖13所示。

圖13表明，隨著預(yù)壓縮量的增大，系統(tǒng)固有頻率同步增大。這是因?yàn)轭A(yù)壓縮量的增大，使用的氣柱內(nèi)氣體壓力增高，從而增加了氣柱剛度，使得固有頻率增大。

4.2 基礎(chǔ)激勵(lì)受迫振動(dòng)

4.2.1 動(dòng)力學(xué)方程

對(duì)于基礎(chǔ)激勵(lì)受迫振動(dòng)，不考慮阻尼以及作用在包裝對(duì)象上的激勵(lì)力，預(yù)壓縮柱形包裝系統(tǒng)受迫振動(dòng)方程見式（22）。

圖13 預(yù)壓縮量與固有頻率的關(guān)系

給定初始位移為0、初始速度為0，即初值條件為：

使用四階龍格-庫(kù)塔法可將式（22）進(jìn)行求解。

在包裝系統(tǒng)運(yùn)輸過程中，不可避免要承受外部振動(dòng)，此時(shí)包裝對(duì)象會(huì)產(chǎn)生相應(yīng)的動(dòng)響應(yīng)。降低包裝對(duì)象的動(dòng)響應(yīng)是包裝系統(tǒng)的設(shè)計(jì)目的之一，使其處于良好的力學(xué)環(huán)境，起到防護(hù)作用。外部振動(dòng)的輸入、氣柱數(shù)量、預(yù)壓縮力等都會(huì)影響包裝對(duì)象動(dòng)響應(yīng)，需對(duì)其進(jìn)行分析，為包裝系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供參考。

4.2.2 加速度響應(yīng)分析

包裝對(duì)象的加速度響應(yīng)表征其受到慣性力的大小，即包裝對(duì)象經(jīng)受的力學(xué)環(huán)境情況。取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力取20、40、60 kPa 3種工況，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，預(yù)壓縮量為10 mm，基礎(chǔ)激勵(lì)輸入為1平直譜，計(jì)算加速度動(dòng)響應(yīng)，結(jié)果如圖14所示。

圖14表明，在包裝系統(tǒng)固有頻率處存在共振峰值，充氣壓力越大，包裝系統(tǒng)剛度越大，固有頻率越高。對(duì)大于65 Hz的高頻域，氣墊表現(xiàn)出了較好的減振特性。

圖14 加速度動(dòng)響應(yīng)

4.2.3 氣柱數(shù)量對(duì)動(dòng)響應(yīng)影響

由第4.1.3節(jié)分析得到，在包裝對(duì)象寬度一定的約束條件下，選取多個(gè)小直徑氣墊，包裝系統(tǒng)的固有頻率更高，對(duì)此進(jìn)行動(dòng)響應(yīng)分析。

取壓縮力=600 N，包裝對(duì)象寬度=200 mm，氣柱長(zhǎng)度=150 mm，充氣壓力r取40 kPa，氣柱個(gè)數(shù)取5、10、20這3種工況，氣柱直徑=/，即分別為40、20、10 mm，基礎(chǔ)激勵(lì)輸入為1平直譜。對(duì)式（22）數(shù)值求解，計(jì)算得到不同氣柱數(shù)量的加速度響應(yīng)曲線，如圖15所示。

圖15 氣柱數(shù)量與動(dòng)響應(yīng)的關(guān)系

圖15表明，相比之下，多個(gè)小直徑氣墊方案的包裝系統(tǒng)固有頻率更高，但加速度響應(yīng)峰值相近。

4.2.4 預(yù)壓縮量對(duì)動(dòng)響應(yīng)影響

由4.1.4節(jié)分析得到，隨著預(yù)壓縮量的增大，系統(tǒng)固有頻率同步增大，對(duì)此進(jìn)行動(dòng)響應(yīng)分析。取包裝對(duì)象質(zhì)量10 kg，上、下層氣柱完全相同，充氣壓力為40 kPa，氣柱長(zhǎng)度為150 mm，氣柱直徑為18 mm，氣柱個(gè)數(shù)為10，預(yù)壓縮量取5、10、15 mm 3種工況，基礎(chǔ)激勵(lì)輸入為1平直譜，計(jì)算得到不同預(yù)壓縮量下包裝對(duì)象的加速度響應(yīng)曲線，如圖16所示。

圖16 預(yù)壓縮量與動(dòng)響應(yīng)的關(guān)系

圖16表明，預(yù)壓縮量增大，系統(tǒng)固有頻率增大，但響應(yīng)峰值相近。預(yù)壓縮量由10 mm增至15 mm，與氣柱數(shù)量由10個(gè)增至20個(gè)所提升的剛度相近，但均大于充氣壓力由40 kPa提高至60 kPa所提升的剛度。因此通過增加預(yù)壓縮量來(lái)提高系統(tǒng)剛度方法更有效。

5 結(jié)語(yǔ)

通過對(duì)預(yù)壓縮柱形氣墊包裝系統(tǒng)靜力及動(dòng)力學(xué)特性分析發(fā)現(xiàn)，預(yù)壓縮量越大，包裝系統(tǒng)固有頻率越高，但氣柱薄膜應(yīng)力也隨之增大。在包裝對(duì)象寬度定值約束下，選取多個(gè)小直徑氣柱，包裝系統(tǒng)固有頻率更高，且氣柱薄膜應(yīng)力更小。包裝系統(tǒng)為非線性振動(dòng)系統(tǒng)，位移振幅越大，系統(tǒng)固有頻率越大。通過分析表明，氣墊充氣壓力越大，系統(tǒng)固有頻率越大。在基礎(chǔ)激勵(lì)下，包裝系統(tǒng)固有頻率處存在共振峰值，對(duì)高頻域氣墊表現(xiàn)出了較好的減振特性。

在實(shí)際使用中應(yīng)通過調(diào)節(jié)充氣壓力、氣柱數(shù)量、預(yù)壓縮量3個(gè)參數(shù)來(lái)調(diào)節(jié)包裝系統(tǒng)的固有頻率，與運(yùn)載系統(tǒng)的固有頻率錯(cuò)開，避免發(fā)生耦合?？赏ㄟ^分析包裝對(duì)象加速度響應(yīng)值，對(duì)比其脆值，評(píng)估氣墊包裝系統(tǒng)所提供的力學(xué)環(huán)境是否滿足其需求。

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Static and Dynamic Characteristics of Pre-compression Air Cushion Packaging System

LI Guangli1,2,LI Ling1,2*,ZHANG Tao1,2,BIAN Qiang1,2, WHANG Dongbin1, LIU Xinli1

(1. Astronaut Center of China, Beijing 100094, China; 2. National Key Laboratory of Human Factors Engineering, Beijing 100094, China)

The work aims to establish a static and dynamic model with a cylindrical air cushion packaging system as the research object, to study the characteristics of static compression, free vibration and forced vibration under foundation excitation. A mathematical model for the compression force of the air cushion was established and verified through experiments and simulations. By establishing a mechanical model of a pre-compression cylindrical air cushion packaging system, the static and dynamic characteristics were studied. The dynamic analysis of the packaging system showed that the higher the pre-compression and inflation pressure, the higher the natural frequency of the packaging system. Under the constraint of the fixed width of the packaging object, selecting multiple small diameter air cushion resulted in higher natural frequencies and lower Von-mises stress. Under the foundation excitation, there was a resonance peak at the natural frequency of the packaging system, which showed a good vibration reduction characteristics for air cushion in the high frequency domain. The static compression model established is in good agreement with the experimental and simulation results. The dynamic model established is reasonable and accurate.

cylindrical air cushion; pre-compression model; dynamical model; dynamical characteristic

TB485.1；TB485.2

A

1001-3563(2024)01-0290-09

10.19554/j.cnki.1001-3563.2024.01.034

2023-10-24

人因工程全國(guó)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室基金（6142222210901）