非线性动力吸振器的基本理论

本文从带有杜芬渐硬弹簧的非线性动力吸振器的运动微分方程式出发,求其近似解.并用所编程序在计算机上求得不同频率时的主系统振幅,并绘制了幅频响应曲线.幅频响应曲线全面地揭示了此类非线性动力吸振器的力学性能.固定系统的某些参数的数值而逐步变动其余参数的数值,这样所得的幅频响应曲线将揭示出该参数的变化影响幅频响应的规律.文中论证了反共振点的存在和唯一存在性.     

随机参数阻尼吸振器优化

以主振系统位移的方差取极小为优化条件,给出了参数为随机常量的阻尼吸振器优化条件。当吸振器固有频率的随机成份为一阶小量时,以小参数法求得优化参数近似解,并提出一种实用的优化设计准则。     

变质量动力吸振器瞬态减振性能研究

为确定变质量动力吸振器的瞬态减振性能以及质量变化快慢对瞬态减振性能的影响,利用Matlab仿真方法对吸振器变质量吸振过程进行分析,讨论质量变化快慢对瞬态减振效果的影响,并分析两种质量变化过程瞬态减振效果不同的原因。结果表明:吸振器质量增加过程,主系统加速度响应随着质量的增加先增加后减小;吸振器质量减少过程,主系统加速度随着质量的减少而减小。     

基于多目标遗传算法的二自由度动力吸振器优化设计

针对实际工况中常见的具有平移和绕质心转动两个自由度的无阻尼主系统,提出了一种二自由度动力吸振器,通过对吸振器刚度和阻尼的优化,使主系统获得良好的减振效果。用位移、加速度、角位移和角加速度对主系统振动进行评价并作为优化目标。采用带精英策略的非支配排序遗传算法(NSGA-Ⅱ)解决4个优化目标、3个设计变量的多目标优化问题,得到含有60个解的Pareto最优解集。用熵权TOPSIS法对Pareto最优解进行排序,选取最优解作为动力吸振器优化设计的解。对动力吸振器进行仿真分析,频域仿真结果和随机激励下的时域仿真结果表明:参数优化后的动力吸振器使得主系统的4个振动评价指标均大幅降低,二自由度动力吸振器的振动控制效果良好,NSGA-Ⅱ和熵权TOPSIS联合优化方法适用于二自由度动力吸振器的优化设计。     

有阻尼吸振器参数优化与应用

针对某一特定频率下的振动问题,优化有阻尼吸振器参数来对其进行吸振。先对悬臂梁进行模态分析,得到对振动贡献最大的频率并确定吸振器的安装位置;然后,应用单自由度质量感应法得到动力吸振器在主振动系统上安装位置点的等价质量和等价刚度,并由其组成一个等效的单自由度系统;建立吸振器的数学模型,并基于理论推导出具有单自由度的动力吸振器的解析解,得到吸振器的3个参数;以悬臂梁为例,应用Abaqus软件仿真附加吸振器前后测试点的振动响应。仿真结果显示,安装动力吸振器后,测试点的振动得到显著降低,证实了吸振器的有效性。     

变频励磁激振源为主励磁机的分析

以 1台 2 0 0MW机组为例 ,用主励磁机作为变频励磁激振源测试、分析、探讨了汽轮发电机组轴系固有扭频效果 .同时对主励带小负荷、中等负荷、满负荷及出口稳态三相短路几种运行工况进行了计算 ,计算结果表明 ,把主励磁机作激振源且激振频率fμ由 0变化至 110Hz时 ,将在机组轴系前 5阶固有扭频处出现共振点 ,而前 3阶固有扭频因激振效果较好 ,便于测量和确定 ,另外 2阶固有扭频因激振效果差无法测量     

柴油机轴系扭转振动的零频响应问题

柴油机轴系扭转振动系统是半正定的,无论是实验或计算时,均有零频响应成分,其中稳态分量称为滚振.本文讨论了零频响应的特点,给出了计算滚振参数的公式.     

简谐激励下一类干摩擦振子的响应计算

本文提出了计算简谐激励下一类干摩擦振子系统响应的解析方法,振子系统的摩擦力用含有限个Jenkins单元的Iwan模型描述。针对力-位移之间的分段线性关系,对振子运动逐段进行分析,并给出了各阶段内的系统的振动方程,最后通过变量代换,获得了方程的解析解. 由于每个阶段解的初值均由位移和速度的连续性条件得到,因此顺次求得各线性阶段中响应便获得了整个时域上的响应. 仿真结果表明,随着外激励量级的递增,接触面出现滑移,使得接触刚度减小,因而系统幅频曲线峰值明显左移;另一方面,系统的等效粘性阻尼会随着激励量级的递增而先增大后减小.     

双振子动力吸振器设计与仿真分析

针对传统振子吸振器单频吸振的局限性,以及为减小薄板结构的振动响应,基于单振子模型建立双振子多频动力吸振器。先介绍了双振子动力吸振器的模型,采用弹簧-质量单元构成吸振系统对振动能量进行吸收;再介绍模型参数的确定方法;最后,利用有限元软件对双振子模型的吸振效果进行仿真分析。仿真分析结果表明:所设计的双振子吸振器具有较好的吸振作用,且具有结构简单、安装方便的优点。     

带阻尼吸振块梁的损耗因子和共振频率

本文研究了小型阻尼吸振块对悬臂粱的减振效果.文中用Dirac Delta函数来表示吸振块对梁振动的影响,并用Laplace变换方法求得了任意安置n个吸振块的悬臂梁的复频率方程和复模态函数,算例详细地研究了带一个吸振块的情况,给出了损耗因子和共振频率的变化曲线,供设计使用.     

基础位移激励下斜置弹簧减振系统的共振特性

建立了基础位移激励下斜置弹簧减振系统的几何非线性振动方程,研究了基础位移激励下斜置弹簧减振系统的共振问题.采用KBM法求得了斜置弹簧减振系统共振的幅频响应方程.通过算例分析可知,随着基础位移振幅及斜置弹簧倾斜角的增大,共振区域也增大.     

一种新型车辆减振器初步分析

提出了一种在低频蓄能振动控制和在高频液力阻尼与油气弹簧效应减振的新型车辆减振器。初步分析表明该类减振器比现有的油气减振器能更有效地改善行驶性能,并有可能发展一种造价低、能耗少、控制可靠的车辆悬架控制系统。     

压路机安全驾驶室ROPS非线性数值模拟与试验

研制了压路机安全驾驶室式翻车保护结构,针对该翻车保护结构前后安装点存在高度差的特点,通过极限承载试验和有限元计算改进了减振装置和后立柱结构。给出了压路机翻车保护结构塑性大变形数值计算方法,并应用弹塑性大变形有限元方法对该压路机的安全驾驶室翻车保护进行了数值模拟和侧向加载、垂直加载及其纵向加载的实验室试验。二者结果对比表明:作者研制的压路机安全驾驶室侧向、垂直和纵向加载工况的保护特性均可满足国际标准ISO3471的要求,数值模拟结果与试验结果基本一致。     

石英音叉陀螺振动特性有限元仿真

石英音叉陀螺是一种新型的振动陀螺.在设计阶段必须对其性能进行分析仿真,以便为微型石英陀螺的设计提供依据,缩短开发周期.利用耦合场有限元对石英音叉陀螺的振动特性进行了仿真,确定了最佳激励信号频率和影响陀螺灵敏度的因素,并且给出了调节驱动模态与检测模态的频率差值的方法.     

冲击载荷下减振器安装位置的动力响应优化

针对一受冲击载荷作用的结构,以减振器的安装位置为优化变量,以结构姿态角为目标函数,应用遗传算法,实现了对该结构的动力响应优化。运用有限元法及Mooney-Rivlin模型,橡胶减振器被简化为非线性弹簧单元。基于该简化模型,运用包含小生境技术和惩罚处理的遗传算法,实现了对减振器的位置优化。通过将优化结果与原设计方案的比较,验证了本文算法的有效性。本文方法对其它结构的动力响应优化设计也有很好的参考价值。     

行星轮式月球车车轮与地面间的动载荷分析

为提高行星轮式月球车的行驶平顺性和操纵稳定性,尽量减小车轮与地面之间的相对动载荷,建立了七自由度月球车的振动系统模型,并给出了月球车振动系统的振动微分方程和频率响应函数的计算方法,在确定月球车的路面输入谱密度的基础上推导了车轮与地面之间相对动载荷均方根值的计算公式,用M at-lab软件进行编程和计算,确定了悬挂系统的扭杆弹簧刚度和减振器阻尼的合理数值范围.     

无阻尼多自由度动力减振器参数研究与应用

目的提出无阻尼多自由度动力减振器（功扒4DOF）最佳减振参数的确定方法．方法通过理论分析无阻尼3个自由度动力减振器（DA3DOF）减振弹簧在有限相等变形条件下的减振器最小总质量计算，推广到无阻尼多自由度动力减振器参数的确定．结果无阻尼3个自由度动力减振器在前两个减振质量块趋近于零，第3个质量块趋近于单自由度动力减振器（DASD—OF）质量的1／3时。减振系统获得最小总质量。此时子系统最大变形为无阻尼DASDOF的3倍．结论将结果推广到无阻尼多自由度动力减振器（DAMDOF），表明可通过刚性接点连接和改变弹簧方向增大弹簧总长度，减少减振总质量，研究结果对于实际应用有指导意义．     

碟形弹簧在换向阀中的应用

本文提出,由于碟形弹簧的压缩量与负载的关系是非线性的,如用来做为换向阀的复位弹簧,在保证预压缩力不变的条件下,可减小最大操纵力,因此,可为大流量换向阀的设计提供一种新方法;本文还建立了这种复位弹簧的特性方程,优化模型及应用这一模型的简要步骤。     

Theoretical and experimental study on non-linear vibration characteristic of gear transmission system

In order to investigate the vibration of gear transmission system with clearance, a vibratory test-bed of the gear transmission system was designed. The non-linear dynamic model of the system was presented, with consideration of the effects of nonlinear dynamic gear mesh excitation, flexible rotors and bearings. Integration method was used to investigate the non-linear dynamic response of the system. The results imply that when the mesh frequency is near the natural frequency of gear pair, it is the first primary resonance, the bifurcation appears, and the vibration becomes to be chaotic motion rapidly. When the speed is close to the natural frequency of the first-order bending vibration, it is the second primary resonance, the periodic motion changes to chaos by period doubling bifurcation. The vibratory measurement of test-bed of the gear transmission system was performed. Accelerometers were employed to measure the high frequency vibration. Experimental results show that the vibration acceleration of the gear transmission system includes mesh frequency and sideband. The numerical calculation results of low speed can be validated by experimental results basically. It means that the presented non-linear dynamic model of the gear transmission system is right.