可调被动补偿器海上起重特性研究

为通过调节阻尼提高海上起重补偿器的补偿效果,本文建立了可调被动海上起重补偿系统的非线性动力学方程并将其线性化,定性分析得出变阻尼补偿方法在海上起重特有作业条件下的应用范围,总结出评价指标。通过对比分析系统线性、非线性刚度和线性、非线性阻尼对振幅的影响,发现刚度线性化对系统的影响较小,而阻尼线性化会产生一定的误差,但不影响对系统的定性分析;根据线性阻尼力和非线性阻尼力对振幅衰减不同的作用效果,采用在起吊初始阶段加入非线性阻尼的方法,获得了较好的补偿效果。     

软支承条件下车辆-基础系统的动力学建模与分析

研究软支承下的车辆-基础系统耦合动力学响应.将基础视为有限个离散点支承的Euler-Beinoulli梁,支承则模拟为具有非线性、不对称特性的弹性元件和阻尼器,利用分段线性化方法描述弹性支承的非线性刚度和阻尼特性,根据动力学原理和假设振型方法建立系统的运动方程,基于Newmark直接积分方法编制MATLAB二次开发函数,数值求解系统动力学响应,分析了支承约束非线性对系统动力学特性的影响.     

T型橡胶减振器非线性特性分析与预压缩量设计

为研究T型橡胶减振器的结构型式和材料性能对其非线性动力学特性的影响,并提高其对飞行环境的适应能力,改善其在恶劣环境下的使用性能,提出了一种含分段线性刚度及阻尼和立方刚度的双层级非线性动力学模型。首先,对T型橡胶减振器进行了简化建模,并采用等价线性化方法,推导得到了分段线性系统的等效刚度和等效阻尼。其次,利用谐波平衡法分别数值模拟了等幅值外力载荷正弦扫频激励下分段线性刚度系统和立方刚度系统的非线性频响函数,验证了构建模型的有效性。最后,进行了T型橡胶减振系统在基础位移正弦扫频条件下的传递特性试验,并与数值计算结果进行了比对。研究结果表明,针对T型橡胶减振器,较低激励载荷即可导致结构型式的渐进软化,较高激励载荷才能引发材料性能的动态软化;该模型能够较好的模拟T型橡胶减振器具有的渐软刚度和渐小阻尼的非线性特性。此外,从航天工程应用的角度出发提出了针对大过载、强振动环境进行预压缩量设计的方法。     

非线性变参数车-轨-桥耦联系统动力学建模

考虑车辆-轨道-桥梁间的非线性刚度和阻尼特性,建立系统在垂向和横向轨道不平顺条件下的动力学模型。将车辆模拟为质量-弹簧-阻尼多刚体系统,轨道和桥梁则分别为由有限个变参数弹性约束相联系的欧拉梁,利用分段线性化方法描述弹性约束的非线性刚度和阻尼特性,数值求解系统的动力学响应。研究表明:系统间的非线性变参数约束对改善结构的动力性能有着重要的影响,特别是对于拉压不对称的非线性约束情形,系统则表现出良好的综合动力性能。     

多干扰源下热连轧机主传动系统扭振问题研究

针对热连轧机主传动系统扭转振动问题,考虑非线性刚度及阻尼项,建立连轧机在电机谐波干扰及负载谐波干扰下的主传动系统扭转动力学模型。采用多尺度法求解非线性动力学系统的1/2倍亚谐、2倍超谐及组合共振幅频响应方程。以某钢企中1 580 mm热连轧机F2主传动系统为例,分析实际参数下不同非线性刚度、非线性阻尼、电机扰动及线性阻尼对主传动系统亚谐、超谐及组合共振的幅频响应的影响。研究结果为揭示热连轧机主传动系统非线性动力学特性问题机理提供实用参考。     

高速推包机构驱动系统动力学建模与分析

为分析自动化码垛系统中推包机构在高速化作业条件下存在的动力学问题,建立了推包单元电机驱动系统的动力学模型,推导获得其振动微分方程,并进行了振动响应分析.研究结果表明,弹性联轴器的使用使得偏心距引起的激振力以及电机工作时产生的激振力对推包机构驱动轴系振动的影响作用明显减弱,从而改善了振动系统的动态特性.研究分析证实弹性联轴器非线性刚度系数和非线性阻尼系数的增加对轴系振幅有较大的抑制作用,而且非线性阻尼系数有比非线性刚度系数更为突出的影响效果.     

货车干摩擦阻尼的线性化研究

应用统计线性化和能量等效方法注解货车非线性阻尼的当量线性值，并计算分析了Ｃ６２Ａ型货车车体的垂向振动响应。分析结果表明统计线性化方法可用于求解货车非线性阻尼的当量线性值。     

斜拉索风雨激振非线性分析

对包括粘滞线性阻尼力和库伦阻尼力的运动水线节段拉索风雨激振理论模型进行数值求解,对拉索风雨激振进行了非线性分析,得到了拉索和水线的运动相图;研究了风速、风偏角、拉索阻尼比和库伦阻尼力对拉索振幅的影响.研究表明:拉索风雨激振对风速、风偏角和库伦阻尼力非常敏感,表现出明显的非线性特征;在一定风速下,拉索阻尼比的增长会抑制拉索振幅;水线运动形式复杂,与准运动水线假设有较大差别.     

基于流固热耦合的油气两相动压密封追随动态特性

为提升油气两相动压密封的运转稳定性和抗干扰能力,研究其密封补偿环的响应运动,揭示油气两相动压密封的追随动态特性, 考虑温度、变形对密封环和流体膜的综合作用,采用MATLAB软件建立密封环与流体膜的流固热耦合有限元分析模型. 计算流体膜的动态刚度和阻尼系数,求解油气两相动压密封的受迫振动模型,分析补偿环的响应运动. 讨论转速、压差、油气比、弹簧刚度和O形圈阻尼对密封补偿环响应运动角向振幅和轴向振幅的影响,分析密封的追随动态特性. 结果表明:提高转速和油气比有利于提高密封的追随动态特性;压差、弹簧刚度和O形圈阻尼的增大不利于密封补偿环的追随响应运动,其中弹簧刚度和O形圈阻尼增大前期,补偿环响应振幅变化不敏感,增大后期,补偿环响应振幅急剧降低. 研究结果为油气两相动压密封的补偿机构优化和动态性能研究提供理论支撑,并得到基于流固热耦合的油气两相动压密封追随动态特性求解方法.     

非线性参数化系统的鲁棒自适应控制

针对一类重要的多输入多输出非线性参数化系统提出了一种新的鲁棒自适应控制器的设计方法,采用自适应非线性阻尼和变能量函数法来抑制未建模动态和扰动对系统的影响.Lya-punov稳定性分析和仿真结果表明,该方法可以保证整个系统的稳定性.     

电流变流体可变阻尼对系统振动的影响

利用等效线性化的方法分析了电流变流体的等效阻尼、等效刚度及其对系统振动特性的影响。对具有电流变流体的阻尼器的振动响应进行了数值计算。结果表明:利用电流变流体的可变阻尼对系统的振动具有明显的抑制作用。控制电场强度可以控制系统的阻尼,电场强度的增加可导致峰值频率的增加及共振峰值的减小。     

正交异性环形板非线性振动的有限元分析

本文用有限元法研究了正交异性环形板非线性振动的频率振幅的变化规律，由于结构和运动的对称性，三节上九自由度环形单元被采用，计算表明这种单元是高度有效的，系统的动力学方程借助于拉格朗日方程来获得，由于刚度阵中含有非线性项，计算中使用迭代逐步逼近方程的解，与类似方法相比，本文在对非线性刚度阵的线性化方面作了改进，用能量平衡原理求得线性比系数，使计算结果更趋合理。     

基于非线性动态特性的轴承–转子系统振动分析

随着空气静压主轴在超精密加工过程中的广泛应用,对主轴的运动精度的要求不断提高,如何准确预测和提高主轴运动精度是十分必要的。基于空气静压轴承的非线性动态特性,研究空气静压主轴的振动特性和预测模型,探索非线性动态特性分析对主轴回转精度的影响。首先,对空气静压径向轴承的动态特性进行分析,建立气膜动态流动模型,采用扰动法求解模型得到轴承的非线性动刚度与动阻尼系数。将空气静压轴承内的气膜作为弹簧阻尼系统建立轴承–转子系统,并通过动力学分析建立了轴承–转子的动态振动模型。将轴承的非线性动态特性参数引入振动模型,结合MATLAB对模型进行求解,得出了空气静压主轴径向跳动误差曲线、偏转误差曲线和径向总振动误差曲线,并通过FFT数据处理对振动进行频域分析。通过对比分析得到非线性分析对空气静压主轴径向振动误差的影响。最后,搭建了空气静压主轴径向回转误差测量试验台,得到主轴实时回转误差信号,实现轴承–转子系统的振动动力学模型分析的实验验证。从空气静压径向轴承的动态分析可以看出,轴承的动刚度和动阻尼均呈非线性变化,随着偏心率的增加动刚度不断增加,而动阻尼不断减小。从轴承–转子系统的振动分析可以看出：1）非线性分析对主轴偏角振动误差有明显影响,而对径向跳动误差的影响不明显,说明非线性分析主要通过影响主轴的偏角误差从而影响径向总误差。2）定值分析时偏角误差的最大振幅基本稳定,而非线性分析时偏角误差的最大振幅存在一个增加过程并最终趋于稳定,并且非线性分析时最大振幅明显大于定值分析时的振幅。3）在供气开始一段时间内,非线性分析与定值分析下的径向总误差基本一致,但随着时间的增加,非线性分析下的最大振幅大于定值分析下的最大振幅,说明开始供气时非线性分析对径向跳动误差和偏角误差没有造成明显影响,当供气稳定时非线性的动刚度与动阻尼会对主轴转子振动幅度产生明显影响。4）从频域上看,非线性分析最大振幅处的共振频率为964 Hz,定值分析最大振幅处共振频率为986 Hz,非线性分析使最大振幅处的共振频率有所下降。5） 非线性分析和定值分析在频率高于1 500 Hz时,转子的振幅变化都很小,说明频率大于1 500 Hz之后,转子振动比较稳定,此时气膜的振动频率与固有频率不容易发生共振。空气静压主轴回转误差实验的结果表明,基于非线性分析所得的主轴径向回转误差的误差率比定值分析所得主轴径向回转误差的误差率降低了1.43%～6.54%。因此,将空气静压径向轴承内气膜作为弹簧阻尼系统施加于转子之上可以实现轴承–转子系统的耦合振动分析,轴承非线性动态特征参数的引入实现了轴承动态性能对主轴动态振动的影响,通过基于非线性动态特性的轴承–转子系统的振动分析可以更加准确地研究和预测空气静压主轴的径向振动误差。     

随机噪声激励下的一类相对转动系统的响应

探讨一类相对转动非线性动力系统在随机噪声作用下的响应问题,将多尺度法运用到含有随机扰动的相对转动系统中,利用线性化法、矩方法讨论了该系统的阻尼项、随机项对系统的二阶矩的影响并应用Routh-Harwitz准则给出了系统解的稳定性条件,理论分析了较小的随机强度对系统解的稳定性影响不大,系统的二阶矩随着阻尼项的增大而减小,随着随机强度的增大而增大,最后得出理论分析与数值模拟是一致的.     

无刷直流电动机系统的一种摩擦补偿方法研究

针对无刷直流电动机系统的非线性数学模型特点,提出了一种简单的摩擦补偿方法。该方法首先利用输入输出线性化方法将原系统模型转化为一种简单的线性模型,然后给出一种非线性摩擦估计器实时估计系统中的库仑摩擦值,最后利用摩擦前馈补偿方法对其进行补偿。仿真结果表明该方法可以有产地抑制无刷直流电动机系统中的摩擦影响。     

螺旋锥齿轮非线性振动特性及参数影响

引入沿啮合点法向的相对位移,建立了含间隙、时变啮合刚度和传动误差的螺旋锥齿轮传动7自由度动力学模型.运用五阶自适应Runge-Kutta方法对系统非线性振动特性和参数变化对混沌、冲击等行为的影响进行计算分析,得到冲击、非冲击的参数区间.结果表明,随着啮合频率增大、啮合刚度系数增大或啮合阻尼系数减小,系统分别经倍周期分岔、Hopf分岔两种途径进入混沌;随着载荷系数、啮合阻尼系数的增大和啮合刚度系数的减小,混沌和次谐波消减,冲击状况改善,间隙非线性的影响减弱,啮合阻尼系数变化的影响在轻载时更显著,而啮合刚度系数变化的影响在重载时更显著.     

弱非线性系统的辨识方法

汽车前轮的独立悬挂系统是由摆臂机构、扭杆弹簧、阻尼器和悬挂质量组成的非线性系统。它是含有刚度非线性和阻尼非线性的弱非线性系统。本文介绍这种系统的频响函数测量和在随机激励下的平均线性化方法。作者分析了这个振动系统的超低频特性,给出了在不同激励信号电平下测得的频响函数曲线和平均次数之间的关系以及模态参数辨识结果。     

超磁致伸缩超声振子预紧特性对输出振幅的影响规律

为了开发出高稳定性的大功率旋转超声加工系统,采用超磁致伸缩材料研究超声振子预紧特性对输出振幅的影响规律。基于机电等效电路类比原理,建立了超声振子等效电路模型,推导出超磁致伸缩超声振子的振幅输出模型。通过阻抗分析对系统等效刚度、等效阻尼以及机电转换系数进行参数辨识,提出以实际能量转换效率表征系统振幅特性,研究了超声换能器预应力和变幅杆预紧扭矩对系统的影响规律。研究结果表明,超声振子的振幅特性受到超声换能器预应力和变幅杆预紧扭矩的影响,因此,需综合考虑预紧机构的强度和振幅稳定性等因素,在有效的频率跟踪精度范围内优化设计预紧机构参数,改善超声振幅特性。     

带定压活门的液压阻尼器建模因素分析

针对现有带定压活门的液压阻尼器模型考虑因素不同、形式不统一等问题,通过分析油液含气和压缩性、阀口液动力、阀口流量系数和等效面积、串油管路阻力和管路部分油液压缩性等因素对液压阻尼器等效阻尼及阻尼力峰值的影响,建立了液压阻尼器定压活门内置与外接时统一的力学模型。将某型带定压活门的液压阻尼器在1、9、26 mm共3种不同激振幅值下等效阻尼及阻尼力峰值的计算结果与实验值进行对比,结果显示,等效阻尼误差分别为-9.994 5 %、0.672 4 %和-2.757 2 %,阻尼力峰值误差分别为-0.457 4 %、1.973 3 %和-4.074 9 %,该结果验证了所建力学模型的准确性。在进行影响因素分析时发现,油液体积弹性模量在低压时对含气量较为敏感,随着含气量的增加急速下降,弹性模量的改变对等效阻尼和阻尼力峰值均有较大影响,特别是在激振幅值较小的情况下表现更明显;阀口液动力对定压活门开启后的阻尼力峰值影响较大,而对等效阻尼的影响较小;阀口流量系数取常量且阀口等效面积简化成阀芯位移的一次函数后对等效阻尼及阻尼力峰值基本没有影响;定压活门外接时,串油管路阻力和管路部分油液压缩性对等效阻尼和阻尼力峰值的影响都不大。     

统计线性化在工程中的应用

在工程实践中,弹簧的弹性力可认为只与该元件的变形有关,阻尼元件的阻尼力只与该阻尼元件的相对速度有关.文中内容正是从此点出发,结合随机振动理论,对统计线性化方法进行了简化,使之更有利于工程应用.应用此方法,对非线性振动方程中的参数进行了优化,得到了满意的结果.