宽带动力吸振器优化设计

计及框架参数的动力吸振器建模与优化研究王家璇;曹远鹏;黄其柏【摘要】传统的动力吸振器理论模型多为二自由度系统,由于在工程应用中,动力吸振器安装框体质量、刚度对系统会产生影响,使其动力学模型更接近于三自由度.本文建立了三自由度动力吸振模型,比较了二、三自由度模型的差异.利用MATLAB 中的遗传算法模块对模型中的两个待定参数进行了编程优化,得到了动力吸振器在最优参数下的减振特性与效果.【期刊名称】《装备制造技术》【年(卷),期】2017(000)010【总页数】5页(P21-25)【关键词】动力吸振;三自由度;动力放大系数;遗传算法【作者】王家璇;曹远鹏;黄其柏【作者单位】华中科技大学机械科学与工程学院,湖北武汉430074;湖北省专用汽车研究院,湖北随州441300;华中科技大学机械科学与工程学院,湖北武汉430074【正文语种】中文【中图分类】TB535.2动力吸振器（Dynamic vibration absorber，DVA）是抑制结构或系统共振，降低周期性噪声的有效手段，时至今日，国内外对此进行了大量的研究[1-2]。

传统的动力吸振器通常采用二自由度系统，忽略了动力吸振器框架质量和刚度对系统特性的影响，致使动力吸振器在实际使用过程中设计的吸振频率与实际中存在差异，特别是当被吸振体质量较轻或连续系统动力吸振时，其差异更为明显。

因此，研究考虑动力吸振器质量、刚度的三自由动力吸振系统模型，将更接近于实际情况。

本文将类比传统的二自由度动力吸振模型，推导考虑框架等效质量和刚度的三自由度系统中动力吸振模型，分析在相同参数情况下两种模型动力放大系数的差异。

在此基础上应用MATLAB的遗传算法模块进行编程，通过仿真计算与参数优化，得到动力吸振的优化特性，验证优化前后的动力吸振效果。

1.1 传统的两自由度动力吸振模型传统DVA多采用二自由度模型，其结构如图1所示。

其主系统M对于激振p(t)的动力放大系数公式为[3]1.2 计及框架参数的动力吸振模型当考虑DVA安装框架的质量和刚度时，其动力吸振系统模型可表示为如图2所示的三自由度系统，其中m2表示外框质量，k2则表示外框与主系统的连接刚度。

一种含负刚度元件的新型动力吸振器的参数优化彭海波;申永军;杨绍普【摘要】提出了一种含有负刚度弹簧元件的新型动力吸振器模型,对该模型的最优参数进行了详细研究.通过拉氏变换得到了系统的解析解,发现该系统存在着两个固定点,利用固定点理论得到了动力吸振器的最优阻尼比和最优频率比.进一步研究发现接地刚度取负值时能够得到更好的减振效果,根据负刚度的特性得到了在保证系统稳定情况下的最优负刚度比.通过数值解与解析解的对比证明了解析解的正确性.通过与两种已有的典型动力吸振器模型在简谐激励和随机激励情况下的对比,说明了负刚度模型在主系统减振方面具有很大的优势,减振效果远优于两种已有动力吸振器模型,从而为设计新型动力吸振器模型提出了理论上的依据.【期刊名称】《力学学报》【年(卷),期】2015(047)002【总页数】8页(P320-327)【关键词】动力吸振器;负刚度;振动控制;固定点理论;参数优化【作者】彭海波;申永军;杨绍普【作者单位】石家庄铁道大学工程力学系,石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043【正文语种】中文【中图分类】O328;TH113动力吸振器(dynam ic vibration absorber,DVA)是一种附加在受激励的主系统上以抑制其振动的控制装置.自1909年弗拉姆发明第一个动力吸振器[1]以来，人们对它的研究已有上百年的历史.然而该动力吸振器只考虑了在单自由度主系统上附加无阻尼动力吸振器的情况.1928年，邓哈托等[2]发现在动力吸振器中加入阻尼能够有效抑制主系统振幅，并拓宽减振频率，这种含有阻尼的动力吸振器就是目前广为所知的沃伊特型动力吸振器.同时，邓哈托等[2]发现该动力吸振器的频率响应曲线存在两个与阻尼系数无关的固定点，并据此提出了动力吸振器设计的固定点理论.其他学者根据该理论分别在1932年和1946年得到了动力吸振器的最优频率比[3]和最优阻尼比[4].目前根据固定点理论得到的结果已经成为国内外振动工程教科书[5-6]中的经典结论，然而实际上该结果是沃伊特型动力吸振器的近似最优解而非精确解.文献[7-8]中给出了阻尼动力吸振器最优参数的级数解，发现根据固定点理论推导的结果与级数解非常接近，而且形式简单，因此邓哈托等的近似解公式在工程实际中仍然有重要的应用价值.为了进一步提高吸振器的减振效果，文献[9]提出了一种新型的接地式动力吸振器，发现接地式动力吸振器仍然存在类似的固定点，并且通过调整接地阻尼可以改善振动控制效果.文献[10]采用另外一种方法也得到了和文献[9]类似的结果.赵艳影等 [11-12]研究了时滞对动力吸振器的影响，给出了如何利用时滞提高振动控制效果的思想.申永军等[13-14]研究了4种半主动动力吸振器的近似解析解，并分析了半主动动力吸振器的参数设计和时滞对半主动控制效果的影响.随着对振动控制系统的深入研究，众多学者发现含有负刚度弹簧的振动系统具有固有频率低、承载能力大、减振效果好等优点，因此近年来负刚度元件在减振方面的应用越来越多.文献[15]提出将负刚度元件应用于隔振器当中.彭献等[16]对含有负刚度弹簧的系统进行了能量分析，表明负刚度系统具有较好的减振效果.彭解华等[17]对正负刚度并联系统的稳定性问题进行了研究.文献[18]提出将正负刚度元件串联形成零功率磁悬浮主动减振器并进行了实验研究，证明了该模型在抵抗直接干扰方面具有很好的效果[19-22].帕克等[23]对正负刚度并联系统的最优设计从理论和实验方面进行了探讨.纪晗等[24]针对长周期结构隔振效果差的问题，提出了在隔振层中附加负刚度阻尼装置的思想，并对其减振效果进行了分析.文献[25]提出了含负刚度的无阻尼自适应动力吸振器，发现该系统能够很好地降低主系统振幅. 本文通过在经典沃伊特型动力吸振器中附加接地负刚度弹簧元件得到了一种新的动力吸振器模型.利用固定点理论对该吸振器的刚度和阻尼项进行了最优参数设计，并在保证系统稳定性的情况下得到了负刚度项的最优值.通过与两种传统被动式动力吸振器模型的对比，证明负刚度模型在减振方面具有很大优势，能够极大地降低共振幅值，同时拓宽减振频率，为设计新型的动力吸振器提供了一种选择.图1所示为本文所提出的含有负刚度的动力吸振器模型，其中接地弹簧k为负刚度弹簧元件；m1, m2,k1,k2分别表示主系统和动力吸振器的质量和刚度系数；c 表示吸振器阻尼系数；ω表示激励力频率；x1,x2分别代表主系统和动力吸振器的位移.根据牛顿第二定律可以得到该系统的动力学方程为引入以下参数式(1)可化为1.1 解析解利用拉氏变换，式(2)可化为设X1=H(jω)x1 ejωt，X2=H(jω)x2 ejωt，并令s=jω,则有其中这样可以得到因此主系统和动力吸振器振幅分别为1.2 最优参数为了便于推导，引入主系统振幅放大因子，定义如下其中由式(7)通过简单推导，可以证明其归一化的幅频曲线都将通过2个独立于阻尼比的点，这2个点称作动力吸振器主系统幅频曲线的固定点.为了直观说明该结论图2给出了不同阻尼比情况下的归一化幅频曲线，从图2中可以清楚的看出曲线均通过P和Q两点.根据固定点理论，为了使两固定点处纵坐标等值，只需使阻尼比趋于零和趋于无穷时的响应值相等，即A/C=B/D，则有化简得到假设式(9)存在2个根λP和λQ，则根据韦达定理可得同时根据固定点理论可知，在最优频率比条件下λP和λQ两点处的响应值应该相等，即从而可以得到联立式(10)和式(12)并化简可得到关于ν的方程求解可以得到最优频率比为将最优频率比代入到方程(9)中可以求得2个固定点处横坐标在该优化条件下，可以得到2个固定点处响应值即纵坐标为通过上述求解所得到的最优频率比，使得2个固定点P和Q被调整到了相等的高度，即纵坐标相等.根据固定点理论可知，无论阻尼ξ取多少，所有的幅频曲线都会通过P和Q两点，即振幅最高点不会低于P和Q两点的纵坐标.因此为了获得最优的减振效果，必须设法使P和Q两点成为幅频曲线的最高点.根据极值条件，只有使曲线在2个固定点横坐标处的导数分别满足下式，才可使P和Q成为曲线的最高点为了求解该式，记则有其中p′=∂p/∂λ2，q′=∂q/∂λ2.因此可以得到在最优频率比条件下可以得到将最优频率比和两固定点横坐标λP，λQ分别代入，可得到上式说明，适当地选择ξ值时，仅仅能使曲线在P或者Q其中一点取得极值.因此，为了得到较好的优化效果，取和的平均值作为最优阻尼比至此已经得到了最优频率比和最优阻尼比，但是由于本文模型中含有负刚度项，因此还必须对负刚度项进行优化.根据负刚度的特性，当振动控制元件承受预加荷载时，才能表现出负刚度性质.而预加荷载会使系统产生预加位移，不恰当的负刚度值将会使得系统出现不稳定现象.通过研究发现当预加荷载使系统产生位移等于固定点处响应值时，系统将处于稳定状态，而上文根据固定点理论得到的最优阻尼比使得固定点值近似成为幅频曲线的最高点，因此可以认为此时系统取得最优控制效果，即令也就是求解该式得到所有可能的最优负刚度比值然而，将几组可能最优值代入上述优化参数及主系统振幅放大因子中发现只有α4能够在保证系统稳定状态下取得最优减振效果，而其他四组均会引起系统失稳，这显然是不符合要求的，因此选择α4作为最优负刚度比，即2.1 数值仿真为了验证前文得到结果的正确性，选取系统参数µ=0.1，F=1kN，并根据式(14)、式(23)和式(27)得到ν=1.4085，ξ=0.3562，α=−0.7059.利用4阶龙格库塔法，选取计算时间800 s，可以得到给定激励频率下系统响应的数值解.略去瞬态响应，取稳态解的最大值为响应幅值可以得到归一化的幅频曲线图，如图3中圆圈所示.同时根据式(7)，在图3中用实线画出了系统解析解的曲线.从图中可以明显看出，与图2未优化结果相比，通过优化使2个固定点处于近似相等高度，并且使其处于峰值位置.数值解与解析解吻合良好，也证明了求解过程和结果的正确性.2.2 与其他形式动力吸振器模型的对比2.2.1 简谐激励下响应比较为了证明负刚度吸振器的减振效果，将该模型与两种传统的动力吸振器模型(即文献[2]和文献[9]中的模型)优化结果进行了对比，其幅频曲线如图4所示.从图中可以清楚看出，在相同初始参数(即质量比)条件下，负刚度动力吸振器能够大幅降低系统共振区振幅，同时也拓宽了减振频率.2.2.2 随机激励下响应比较由于在实际工程中系统所受的激励一般多为随机激励，因此本文进一步研究了随机激励下主系统的响应.设该系统受均值为零功率谱密度为S(ω)=S0的白噪声激励，则负刚度模型与另外两种传统吸振器模型绝对位移响应的功率谱密度函数分别为其中下脚标N,V和R分别代表负刚度模型、邓哈托的沃伊特模型和文献[9]中的接地型动力吸振器模型.三类动力吸振器模型的主系统位移均方值分别为假设三类系统中吸振器与主系统质量的比值均取µ=0.1，则根据负刚度动力吸振器优化结果以及现有文献[3-9]中的优化公式，可以得到3种情况下主系统响应的均方值分别为可以发现，当主系统参数相同时，负刚度模型在随机激励下仍然具有较好的减振效果.同时为了更真实地模拟工程实际，本文构建了50 s均值为 0方差为 1的随机力激励，其时间历程如图 5所示.选取系统参数如下，主系统质量m1=1kg，主系统刚度k1=100N/m，吸振器质量m2=0.1kg，其余最优参数根据文献[3-9]及上述推导得到.为了验证负刚度吸振器模型在减振方面的优势，图6给出了不含吸振器时主系统时间位移响应，图7～图9给出了主系统在附加3种不同吸振器时其时间位移响应.由于主系统位移方差往往与系统振动能量相关，因此在表1中总结了主系统位移方差及其衰减比.从图6～图9以及表1中可以明显看出，负刚度吸振器与另外2种传统形式动力吸振器相比取得了更好的减振效果，能够在整个频率范围内大幅降低主系统振动能量.提出了一种含有负刚度元件的改进动力吸振器模型，并对其参数优化过程进行了详细研究.通过固定点理论得到了负刚度吸振器的最优频率比和最优阻尼比，同时根据负刚度弹性元件的特性通过使静位移与固定点相等的思想得到了在保证系统稳定情况下的最优负刚度比.数值解与解析解的对比证明了求解过程和结果的正确性.与2种传统动力吸振器模型的对比说明负刚度模型能够大幅降低系统响应的振幅并且拓宽了减振频带.最后对随机激励情况下3种模型的减振效果分别进行了解析研究和数值验证，均说明负刚度模型具有较大优势，这些结果为以后提出设计新型动力吸振器模型提供了参考和依据.1)The projectwas supported by the National Natural Science Foundation of China(11372198),the Program for New Century Excellent Talents in University of M inistry of Education of China(NCET-11-0936),the Cultivation Plan for Innovation Team and Leading Talent in Colleges and Universitiesof HebeiProvince(LJRC018),the Program for Advanced Talentin the Universitiesof HebeiProvince(GCC2014053),and the Program for Advanced Talentin Hebei(A201401001).2)Shen Yongjun,professor,research interests:dynamic analysisand vibration controlofmechanicalsystem.E-mail:*******************【相关文献】1 Frahm H.Device for damping vibrationsofbodies.U.S.Patent989, 958.19112 Ormondroyd J,Den Hartog JP.The theory of the dynamic vibrationabsorber.JournalofApplied Mechanics,1928,50:9-223 Hahnkamm E.The damping of the foundation vibrationsat varying excitation frequency.MasterofArchitecture,1932,4:192-2014 Brock JE.A noteon the damped vibration absorber.Journal ofAppliedMechanics,1946,13(4):A-2845 Den Hartog JP.Mechanical vibrations.New York:M cGraw-Hall Book Company 19476倪振华.振动力学.西安：西安交通大学出版社，1989(Ni Zhenhua.VibrationMechanics.Xi’an:Xi’an Jiaotong University Press, 1989(in Chinese))7 Nishihara O,Asami T.Close-form solutions to the exactoptimizationsofdynamic vibrationabsorber(m inim izationsof themaximum amplitudemagnificatio factors).Journal ofVibration and Acoustics,2002,124:576-5828 Asam i T,Nishihara O,Baz AM.Analytical solutions to H∞and H2 optim ization of dynam ic vibration absorbersattached to damped linear systems.Journal ofVibration and Acoustics,2002,124(2): 284-2959 Ren MZ.A variantdesign of the dynamic vibration absorber.JournalofSound and Vibration,2001,245(4):762-77010 Liu KF,Liu J.The damped dynamic vibration absorbers:revisited and newresult.JournalofSound and Vibration,2005,284(3):1181-118911赵艳影,李昌爱.时滞反馈控制扭转振动系统的振动.物理学报，2011,60(10):114305(Zhao Yanying,Li Chang’ai.The delayed feedback control to suppress the vibration in a torsional vibrating system.Acta Physica Sinica,2011,60(10):114305(in Chinese))12 Zhao YY,Xu J.E f ects of delayed feedback control on nonlinear vibration absorber system.Journal of Sound and Vibration,2007, 308:212-23013 Shen YJ,Wang L,Yang SP,et al.Nonlinear dynam ical analysis and parametersoptimization of four semi-active on-o f dynamic vibration absorbers.Journal of Vibration and Control,2013,19(1): 143-16014 Shen YJ,Ahmadian M.Nonlinear dynamicalanalysison four semiactive dynam ic vibration absorbersw 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Research on theory of negative sti f nessand itsapplication.Journal ofHunan University,1992,19(4):89-94(in Chinese))17彭解华,陈树年.正负刚度并联结构的稳定性及应用研究.振动、测试与诊断.1995,15(2):14-18(Peng Jiehua,Chen Shunian.The stability and applicationofastructurew ith positivesti f nesselement and negative sti f ness element.Journal ofVibration,Measurement&Diagnosis,1995,15(2):14-18(in Chinese))18 M izuno T.Proposalofavibration isolation system using zero-power magnetic suspension.In:Proceedingsof the Asia-Pacifi VibrationConference,Hangzhou,China,2001,2:423-42719 M izuno T.Vibration isolation system using zero-powermagnetic suspension. In:Proc. of the 15th Triennial World Congress, Barcelona,Spain,2002:955-96020 M izuno T,TakemoriY.A transfer-function approach to theanalysis and design of zero-power controllers formagnetic suspension systems.Electrical Engineering inJapan,2002,141(2):67-7521 M izuno T,TakasakiM,Kishita D,etal.Vibration isolation system combining zero-powermagnetic suspension w ith springs.Control Engineering Practice,2007,15(2):187-196 22 M izuno T,Toum iya T,TakasakiM.Vibration isolation system using negative sti f ness.JSME International Journal Series C,2003, 46(3):807-81223 Park ST,Luu TT.Techniques foroptim izing parametersof negative sti f ness.Proceedings of the Institution ofMechanical Engineers, Part C:Journal ofMechanical Engineering Science,2007,221(5): 505-51024纪晗,熊世树,袁涌.基于负刚度原理的结构隔振效果分析.华中科技大学学报(自然科学版),2010,38(2):76-79(Ji Han,Xiong Shishu,Yuan Yong.Analyzing vibration isolation e f ect of structures using negative sti f ness principle.Journal ofHuazhong University ofScience and Technology(Natural Science Edition),2010, 38(2):76-79(in Chinese))25 Acar MA,Yilmaz C.Design of an adaptive-passive dynam ic vibration absorber composed ofa string-masssystem equippedwith negative sti f ness tension adjustingmechanism.Journal ofSound and Vibration,2013,332(2):231-245。

动力吸振器的研究历史主要分为黎明期、发展期、扩展期和应用期4个阶段。

一、黎明期（1909年到20世纪30年代）仅由质量和弹簧构成的无阻尼动力吸振器很久以前就已出现，这种动力吸振器从1909年开始就出现在论文和专利中，其力学模型如图1所示。

图1 无阻尼动力吸振器这里，M 、K 是主振动系统的质量和弹簧刚度，m 、k 是动力吸振器的质量和弹簧刚度。

x1、x2分别为主振动系统和动力吸振器的位移。

假设作用在主振动系统上的定常激励力为t P ωsin 0，则其响应为:t P k m k M k K m k x ωωωωsin ))(-(022221--+-= 1928年，Ormondroyd 与 Den Hartog 发表的论文指出，对于激励力频率变动的情况，有阻尼动力吸振器有效，并且存在最优阻尼使得振幅为最小。

由此引起了对于有阻尼动力吸振器，也就是通常所说的动力吸振器的最优设计的研究热潮。

四年后的1932年， Erich Hahnkamm 在德国杂志 ngenleur - Archiv 上发表了题为“变频激励力作用下的机械振动的阻尼”的论文。

该论文首次揭示了动力吸振器的阻尼为零和为无限大时响应曲线的两个交点是不随阻尼变化的特定点，并且利用这两个定点的特点推导出了最优同调的条件。

二、发展期（20世纪40年代到50年代）1940年出版的由 Den Hartog 著的“ Mechanical Vibration （第2版）”中，非常完美地推导出了最优同调条件的简便设计关系式，进一步完善了定点理论，Den Hartog 给出的最优同调条件为unn+=Ω11ω 在此条件下，PQ 定点的高度为 uu +=2|x x max st 1 其中M m u /=为质量比，n n Ω和ω分别为动力吸振器和主振动系统的固有角频率。

1946年，在最优同调关系的基础上， Brock 推导出了最优阻尼的条件式。

这个结果是在两个定点等高，并且为曲线上最大点的条件下经过非常复杂的推导得来的。

动力吸振结构的原理与应用1. 引言动力吸振结构是一种广泛应用于工程领域的减震装置，其原理是通过改变结构的固有频率以降低外界震动对结构的影响。

本文将介绍动力吸振结构的原理及其在工程实践中的应用。

2. 动力吸振结构的原理动力吸振结构的原理基于共振现象，即当外界震动频率等于结构的固有频率时，会产生共振效应，使结构发生剧烈振动。

为了降低共振效应对结构的影响，动力吸振结构通过改变结构的固有频率，使其远离外界震动频率，从而减小结构振动幅度。

常见的动力吸振结构包括质量阻尼器、液体阻尼器和有源阻尼器等。

2.1 质量阻尼器质量阻尼器是一种常见的动力吸振结构，它通过增加结构的质量来改变其固有频率。

质量阻尼器通常由一个或多个重物组成，这些重物与结构相连，并能够自由移动。

当结构受到外界震动时，阻尼器内的重物也会受到相同的震动力，从而减小结构振动幅度。

2.2 液体阻尼器液体阻尼器是一种基于液体阻尼原理的动力吸振结构。

在液体阻尼器中，通过将液体引入特定的装置中，使得结构在振动时与液体发生摩擦作用，转化为热能消耗，从而减小结构的振动能量。

液体阻尼器的优点是结构简单、维护成本低，并且可以根据具体应用需求进行设计。

2.3 有源阻尼器有源阻尼器是一种利用控制器对结构进行主动控制的动力吸振结构。

有源阻尼器通过传感器实时监测结构的振动状态，并根据预设的控制策略调整阻尼力，从而降低结构的振动响应。

有源阻尼器具有较高的灵活性和自适应性，可以适应不同工作条件下的变化要求。

3. 动力吸振结构的应用动力吸振结构在各个工程领域都有广泛的应用，下面列举几个常见的应用场景。

3.1 桥梁减震桥梁是人们出行的重要交通设施，但常常受到地震、风力等外界因素的影响，容易发生共振现象。

通过在桥梁结构中引入动力吸振装置，可以调节结构的固有频率，减少地震和风力对桥梁的影响，提高桥梁的抗震性能。

3.2 高层建筑减振高层建筑常因风力或地震而发生较大的振动，影响居住舒适性和结构安全性。

第 36 卷第 6 期2023 年12 月振 动 工 程 学 报Journal of Vibration EngineeringVol. 36 No. 6Dec. 2023一种具有能量俘获自参数摆动力吸振器的设计及参数影响分析陈晓哲1，2，焦志成2，石加联2（1.东北大学秦皇岛分校控制工程学院，河北秦皇岛 066004；2.辽宁科技大学机械工程与自动化学院，辽宁鞍山 114051）摘要: 传统的摆类动力吸振器因为抑振频带较窄，对于工程环境中较宽频带的振动，往往表现出较低的工作效率。

针对该问题，本文设计了一款具有较宽抑振频带的自参数摆动力吸振器。

该装置以封闭线圈代替了附属结构中的子结构摆，在子结构摆的两侧对称装有强磁铁。

线圈摆动时切割磁感线产生感应电流，进而将振动抑制与能量俘获结合在一起。

以所提动力吸振器为研究对象，基于拉格朗日方程推导了这类非线性振动系统的运动微分方程。

采用多尺度方法求出了该系统的幅频特征方程，并应用李亚普诺夫稳定性理论给出稳态解的判别条件。

应用小参数法进一步化简了幅频特征方程，并且获得了系统抑振频带的解析表达式。

基于理论分析，应用数值方法研究了不同设计参数对抑振性能的影响，发现较小的机械阻尼、弹簧刚度和摆长，或较大的附加磁力都可以使该系统获得较高的抑振性能。

上述结论得到了时域仿真的验证。

研究发现与传统的摆类动力吸振器相比，由于增加了磁力和封闭线圈的作用，不仅会使系统的抑振性能得到提高，还可以实现对振动能量的俘获。

关键词: 动力吸振器；能量俘获；自参数摆；多尺度法中图分类号: TB535； O322 文献标志码: A 文章编号: 1004-4523（2023）06-1657-07DOI：10.16385/ki.issn.1004-4523.2023.06.020引　言目前，振动抑制的主要方法有：主动控制、被动控制、混合控制和半主动控制［1］。

上述方式中，被动控制不需要外部能源，仅通过自身阻尼消耗振动能量进而实现振动抑制，所以其结构简单，易于实现，工程应用也最为广泛。

随机振动动力吸振器参数的最优设计
缪赟;屈文忠
【期刊名称】《振动、测试与诊断》
【年(卷),期】2000(020)002
【摘要】对主振动系统分别受外力激励和基础激励的随机振动动力吸振器进行分析比较,以主质量位移方差最小作为优化目标,同时考虑吸振器本身位移的许用范围,提出了两类基于随机振动的动力吸振器最优参数的计算公式.通过算例分析,吸振效果明显,证明所给公式是有效的,这对动力吸振器的优化设计和使用选择具有理论指导意义.
【总页数】5页(P123-127)
【作者】缪赟;屈文忠
【作者单位】浙江海洋学院海洋工程分院,舟山,316004;西安交通大学建力学院,西安,710049
【正文语种】中文
【中图分类】O324
【相关文献】
1.随机振动动力吸振器设计 [J], 冯奇;沈荣瀛
2.随机振动动力吸振器最优参数的计算 [J], 缪赟;靳玉佳;等
3.二重滚珠式动力吸振器的参数设计 [J], 向重卫; 张小龙
4.两级串联式动力吸振器的参数设计 [J], 刘璞; 方鹏; 张锐; 王松; 徐鹏博
5.一种含惯容和接地刚度的动力吸振器参数优化 [J], 隋鹏;申永军;杨绍普
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第51卷第6期2020年6月中南大学学报(自然科学版)Journal of Central South University (Science and Technology)V ol.51No.6Jun.2020城市轨道交通高架桥“降噪型”动力吸振器参数优化周力1，张天琦1，罗雁云1，陈大磊2，吴尚1(1.同济大学铁道与城市轨道交通研究院，上海，201800；2.中铁上海局集团有限公司蚌埠工务段，安徽蚌埠，233000)摘要：针对高架桥动力吸振器不能有效降低桥梁结构噪声的问题，以城市轨道交通中应用较为广泛的箱梁为研究对象，基于车辆荷载作用下振动与噪声试验，结合板件声辐射理论，研究声辐射效率对桥梁结构噪声频谱特征及幅值的影响。

在此基础上，根据车−轨−桥有限元仿真得到的箱梁振动与结构噪声频谱结果，合理选择减振目标频段；结合多重动力吸振器(MDV A)参数优化理论，进行参数优化设置，并进一步对比分析有、无MDV A 工况下的桥梁振动与结构噪声的差异。

研究结果表明：声辐射效率对桥梁结构噪声的频谱特征及幅值的影响不可忽视；该“降噪型”动力吸振器能够在总体振动水平改善幅度不大的情况下获得较好的降噪效果。

关键词：城市轨道交通；箱梁；动力吸振器；参数优化；减振与降噪中图分类号：U24，TB123文献标志码：A开放科学(资源服务)标识码(OSID)文章编号：1672-7207（2020）06-1664-09Parameters optimization of "noise reduction type"dynamicvibration absorber for urban rail transit viaductZHOU Li 1,ZHANG Tianqi 1,LUO Yanyun 1,CHEN Dalei 2,WU Shang 1(1.Institute of Railway and Urban Rail Transit,Tongji University,Shanghai 201800,China;2.China Railway Shanghai Group Co.Ltd.,Bengbu Track Maintenance Subdivision,Bengbu 233000,China)Abstract:Considering that dynamic vibration absorber of viaduct cannot effectively reduce the structure-born noise,the box girder commonly used in urban rail transit was taken as the research object.Based on field test of vibration and noise under vehicle load and the plate sound radiation theory,the influence of sound radiation efficiency on the spectrum characteristics and amplitude of bridge structural noise was studied.According to the frequency spectrum results of vibration and structural noise of box girder obtained by finite element simulation of vehicle −rail −bridge,the target frequency band of vibration reduction was reasonably selected.Based on the parameter optimization theory of multi-dynamic vibration absorber(MDV A),the relevant parameters were optimized.Furthermore,the differences of bridge vibration and structural noise under MDV A and non-MDV A conditions were compared and analyzed.The results show that the influence of the sound radiation efficiency on spectrum characteristics and amplitude of bridge noise cannot be ignored.The "noise reduction type"MDV A canDOI:10.11817/j.issn.1672-7207.2020.06.021收稿日期：2019−10−18；修回日期：2019−12−18基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目(51678446,51708422,51408434)(Projects(51678446,51708422,51408434)supported by the National Natural Science Foundation of China)通信作者：罗雁云，博士，教授，从事铁道振动与噪声研究；E-mail ：********************.cn第6期周力，等：城市轨道交通高架桥“降噪型”动力吸振器参数优化achieve better noise reduction effect with little improvement in the overall vibration level.Key words:urban rail transit;box girder;dynamic vibration absorber(DV A);parameters optimization;vibration and noise reduction城市轨道交通运营过程中高架区段所产生的各类噪声对人们生活和工作带来的影响日益凸显，成为制约轨道交通发展的潜在因素之一。

汽车动力吸振器优化设计
李勇;顾彦;靳春梅
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2011(032)006
【摘要】研究主要目的有二:其一,推导单动力吸振器和双动力吸振器解析解,建立吸振器数学模型；其二,建立动力吸振器设计方法,作为动力吸振器参数设计选用之依据.另一方面,根据吸振器数学模型,编写吸振器设计工具,并对吸振器质量、刚度和阻尼参数进行优化设计.最后,根据设计结果,试做汽车半轴合适之吸振器,并以实车进行测试.测试结果显示,安装试制吸振器后,实车振动噪声皆有显著改善.实用表明,利用吸振器解析解可快速对吸振器参数进行优化设计,避免传统吸振器数值仿真之繁复工作.
【总页数】4页(P123-126)
【作者】李勇;顾彦;靳春梅
【作者单位】上海汽车集团股份有限公司技术中心,上海201804;上海汽车集团股份有限公司技术中心,上海201804;上海汽车集团股份有限公司技术中心,上海201804
【正文语种】中文
【中图分类】U461.4;O328
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