Page 95 - 《真空与低温》2026年第2期

214 真空与低温 第 32 卷 第 2 期

分为主动隔振与被动隔振两大技术，被动隔振结构 体，将制冷机质量视为 m（ m包括压缩机、压缩机支
简单可靠，不涉及主动隔振的控制系统和能量供给， 架及连接结构的质量），可列出如下的系统微分方程：
是目前空间制冷机广泛应用的振动控制技术 [3-4] 。
m¨x = kx+c˙x+ f d （1）
目前，针对空间机械制冷机的被动隔振研究主
f o = kx+c˙x （2）
要围绕不同类型弹性或阻尼元件的设计与应用展
式中： 、 f d 、 f 为
k c为隔振器刚度系数与阻尼系数；
o
[7]
开 [5-6] ，黄燕等 设计的隔振弹簧装置使制冷机的原
制冷机振动输出、基座所受振动力；x 为制冷机振
[8]
始微振动扰振力降低了 20%～60%；王嘉登等 基于
动位移。
松弛型阻尼器设计的制冷机多自由度隔振装置，在
对方程两边取傅里叶变换后可得：
工作频率处的隔振效率超过 94%；刘宝禄等 利用
[9]
2
−mω X(ω) = kX(ω)+ciωX(ω)+ F d (ω) （3）
硅橡胶隔振器构建制冷机微振动隔振系统，微振动
试验表明振动衰减了 34.12 dB；朱琛等 [10] 设计了基 F o (ω) = kX(ω)+ciωX(ω) （4）
、
于松弛型阻尼器和三点均布支撑布局的制冷机被 式中： ω为频率； i为虚数单位； F d (ω) F o (ω)为频域
动隔振装置，对制冷机主频、二倍频、三倍频隔振 下的制冷机振动输出、基座所受振动力； X (ω)为频
效率分别达到 90%、95%、97%。然而现有方案所 域下的制冷机振动位移。
依赖的黏弹性材料或复杂阻尼结构，在面临极端空 由上可得到制冷机隔振系统的力传递率 T f ：
间环境时，可能存在材料性能退化、阻尼特性不稳 √ 2
1+(2ξη)
F o (ω) = （5）
定等问题，长期环境适应性面临挑战 [11] 。此外，多 T f = F d (ω) (1−η) +(2ξη) 2
2
部件组装的结构形式也增加了系统的复杂性与装
式中： ξ为阻尼比； η为频率比，即激振频率与隔振
配误差，对可靠性提出了更高要求。
系统固有频率之比。
相比之下，采用高性能金属材料（如钛合金）的
由传递率的定义可知，只有当 T f ＜1，隔振才有
一体式柔性弹簧展现出独特优势，其结构紧凑，可
意义。又由图 2 振动力传递率曲线可知，激励频率
通过机加工一体成型，避免了装配误差，具有优异 √
大于 2倍隔振系统固有频率时，才能达到隔振目的。
的空间环境耐受性；同时，一体式的隔振元件便于
因此，为了达到较好的隔振效果，隔振器的固有频率
实现隔振装置的整体集成与轻量化。基于此，本文
越小越好。阻尼增大可以有效地抑制共振峰，但同
针对某款已在空间应用的脉管制冷机，设计了一种 √
时需要注意，当 η > 2时，阻尼的增大会降低隔振效
基于一体式柔性柱面弹簧的被动隔振装置，并对其
隔振性能进行了研究。 果，在设计隔振装置时，要选择恰当的阻尼值。

1 理论分析 10 ζ=0.01
ζ=0.10
机械制冷机正常工作时会将激励以力的形式 9 ζ=0.20
ζ=0.50
通过安装基座传递到有效载荷的探测器上，隔振模 8 ζ=0.70
ζ=1.00
型如图 1 所示。 7

6

m f d 力传递率T f 5 4

3
k c
2

f o
1
0
0 1 1.414 2 3 4
图 1 制冷机隔振模型 频率比η
Fig. 1 Cryocooler vibration isolation model
图 2 振动力传递率曲线
在制冷机隔振模型中，将连接的基座假设为刚 Fig. 2 Vibration force transmissibility curve