减振系统（精选12篇）
减振系统 篇1
振动压路机振动轮减振系统主要由橡胶减振块组成,该系统一方面要利用振动轮中偏心装置旋转产生的周期性振动,对路面进行压实,另一方面要减少振动轮向机架以及其他系统传递的振动,从而提高机器的可靠性和舒适性能。本文通过试验,验证振动轮减振效果。
1. 橡胶减振器的受力特点
橡胶减振器制作简单,减振刚度理论计算方法也比较成熟。振动压路机橡胶减振器均采用具有良好的耐油性和较大损耗因子的丁晴橡胶(NBR)制成。
橡胶减振器的断面形状有2种,即圆形截面和矩形截面。根据振动压路机橡胶减振器的受力方式,可将其分为传递扭矩和不传递扭矩2种类型。振动压路机前行走轮(振动轮)的驱动力矩M通过橡胶减振器传递到驱动轮上,此时橡胶减振器不但起到减振作用,还充当一个弹性联轴器,以传递驱动扭矩。而振动压路机振动侧的橡胶减振器则主要受剪切作用力。
由于橡胶减振器的受力状态不同,其动态特性也不同。振动压路机减振系统中的橡胶减振器,主要受剪切载荷或剪切与扭矩2种载荷共同作用。我们依据橡胶减振器的受力特点,对橡胶减振器的静压缩刚度和静剪切刚度进行了大量的试验研究。结果表明,在测试变形范围内,2种类型的橡胶减振块的静压缩刚度和静剪切刚度近似为一定值,静压缩刚度远大于静剪切刚度,且硬度越大,抵抗外负荷的能力越强。
2. 减振性能影响因素
橡胶减振器刚度与阻尼对振动压路机减振性能有显著影响。在研究这两因素对振动压路机减振性能影响时,需要大量不同刚度和阻尼的减振器,这在实际中很难实现,而通过仿真分析的方法则可以做到。采用动力学分析软件ADAMS,将橡胶减振块的刚度和阻尼对振动压路机减振性的影响进行仿真分析,再利用Matlab仿真软件进行数据分析。
本文重点分析橡胶减振器的刚度K、阻尼C对减振系统传递率η的影响,并选取阻尼比ζ和刚度比t这2个变量。仿真分两种情况进行:第一种情况为固定橡胶减振器的刚度K,改变阻尼比ζ使阻尼C相应地增大或减小,由此分析橡胶减振器的阻尼C与传递率η之间的关系。第二种情况为固定橡胶减振器的阻尼C不变,改变刚度比t使刚度K相应地变化,据此分析橡胶减振器的刚度K与传递率η。
3. 试验验证减振效果
经过对橡胶减振器进行动态仿真试验和分析,得出阻尼比ζ与传递率η的对应值,使用Matlab仿真软件进行拟合得到阻尼比ζ与传递率η的曲线(见图1)和为刚度比t与传递率η的曲线(见图2)。
由图1可以看出,当橡胶减振器的刚度K不变时,随着阻尼比ζ的增大,即阻尼C值增大,系统的传递率η增加,速率逐渐变缓,达到某一值后传递率η基本保持不变。
减振器阻尼C值越小,阻尼比的值ζ就越小,减振系统的传递率η就越小,系统的减振性能就越好。阻尼比越小,共振区内的传递率越大,减振效果就越差。为使振动压路机获得较好的减振效果,阻尼比ζ不能取的过大或过小,建议在0.15～0.3之间。
由图2可知,当橡胶减振器的阻尼不变时,增大减振器刚度比即将减振器刚度不断增大,减振系统的传递率也会逐渐增大。所以,在满足对上机架支撑作用的前提下,橡胶减振器的刚度K值越小,减振系统的传递率η越小,压路机的减振性能也越好。
另外,橡胶减振器的阻尼比ζ与刚度比t由0～1变化时,阻尼比ζ对减振系统的传递率η的影响范围为0～0.631,刚度比t对减振系统传递率η的影响范围为0～0.103。由此可以看出,阻尼比ζ对减振系统传递率η的影响远大于刚度比t对减振系统传递率η的影响。
利用振动压路机减振系统试验装置,对压路机减振系统动态性能进行试验,可对仿真计算结果进行验证。图3为测试用仪器及其连接示意图。
分别在振动轮、前框架的相应位置布置加速度传感器,并使振动轮在废旧轮胎上原地振动,测试压路机进行振动时各测点的振动烈度。振动轮测试点布置与前框架测点布置如图4所示。
测试结果如附表所示。由附表可以看出,振动轮两侧的减振效果均为97%以上,振动轮与机架的减振支撑均起到了较好的减振效果。
振动压路机的减振性能对其工作的可靠性、操作舒适性、零件的使用寿命以及噪声等都有很大的影响。我们将动态仿真减振支撑的参数进行优化后,振动轮与机架减振支撑系统减振效果得到了明显提升。
减振系统 篇2
摘要：中央空调系统的大面积应用，给人们带来了舒适的生活和工作环境；尤其是在商业性质的办公大厦，该系统以灵活的末端供冷系统布置，加上其良好的运行效果，以及便捷的管理，而得到使用者的青睐。然而，该系统的核心设备，即冷水机组以及水泵等，在一般情况下，均集中布置在设备房，并以布置在地下室的情况居多。而随着机组的运行，振动、噪音等也随之产生。如何采取措施，以减少设备、管道系统在运行时因振动而带来的负面影响？本文通过对一个项目案例的分析，来提出具体的设备及管道安装减振措施。
关键词：中央空调设备及管道案例分析减振措施 引言
在人们对生活以及办公办公环境舒适度要求越来越高的情况下，尤其是在以炎热天气为主的南方城市，中央空调系统越来越多地被应用到生产及办公等环境中，特别是商业办公大厦中央空调的大面积应用，满足了人们对办公环境舒适度等方面的要求。但是，在中央空调系统工程施工设备及管道安装过程中，由于对工程质量方面的忽略，所采取的设备减振措施不力，甚至不合理，对系统的正常运行和使用带来了严重的负面影响，导致设备等使用寿命减短，空调运行成本增加等一系列问题产生，严重时也以噪音等方式，以不易被察觉的方式直接影响着人们的健康。
一、案例描述
基本情况：某办公大厦带地下室共12层，钢筋混凝土结构，建筑外墙大面积为玻璃幕墙，受日照时间相对较长，室内温度相对较高，冷负荷相对较大。由于该大厦为商业办公大厦，前期考虑对外出租办公场所的形式来经营。同时，由于玻璃幕墙的外墙设计形式，再受繁华地段作用的全面影响，建筑物本身及办公区域显得位置尊贵，层次比较高档；由于分体空调室外机的布置有着严重的局限性，办公室采用分体空调来满足区域空调的方式基本不可行。该项目采用了中央空调系统，室内以风机盘管为末端空调设备，逐层用独立的新风系统补送新风，有三台冷水机组设置于地下室设备房，通过冷冻水泵设备将冷冻水输送至各楼层各风机盘管，通过风机盘管进行冷量交换后，冷冻水回至设备房，形成冷冻水的循环系统；冷水机的冷却水，由安装于屋面的冷却塔来“提供”使用，冷却水水泵等设备也在设地下室设备房。冷冻水及冷却水主管均为dn200钢管，通过建筑管道井进行敷设，本建筑首层为商业性质。
安装情况：由于水泵（共8台）及冷水机组（共3台）等设备均设置于地下室，冷水机及水泵等设备，均按设计要求安装在设备基础之上，同时，按照规范要求，在设备就位安装时，以加设减振垫的形式实施了减振措施；设备安装就位后，所有冷冻水、冷却水管道均用吊架进行固定，吊架用膨胀螺栓直接固定在混凝土天花板上（天花板上部即为首层楼地面），再集中至管道井，管道在管道井通过角钢固定件固定在管道井侧墙上。另外，该系统相对比较庞大，而机房面积较小，层高受限，在设备房的管道数量较多，且管道走
向及布局相对比较复杂。
存在问题：该项目在施工接近尾声的时候，通过对系统管道进行清洗，并对设备进行全面检查后，对系统进行了简单的联动调试，调试结果是，制冷效果不错，各设备运行均正常；但是，水泵、冷水机组以及管道等振动比较严重，尤其管道的“晃动”相对明显；且管道的振动通过吊架直接传至混凝土顶板天花上，结果是，站在一楼地面可以感觉到地面的明显振动，且在一楼有一种低频噪音，直接影响到一楼商业的使用环境；另外，楼层管道井设在电梯井道旁边，在楼梯平台位置，也可以感觉到管道所带来的轻微振动。由于以上现象的出现，极大地影响了大厦整体的环境和定位经营目标，处理该问题显得尤为重要。
二、问题分析
由于该项项目为相对较为庞大的中央空调系统，何况包括水泵及冷水机组等多台设备同时运行的情况下，其设备本身的振动在所难免，且在无法全面消除的情况下，会沿着建筑物或者与其直接相连接的管道进行传播，加上系统运行时，冷冻水、冷却水水压相对较高，水流严重冲击管道，而由于管道直接固定于混凝土天花板上，则更直接地将振动传到了一楼楼板；同时，随着管道井的管道，又传播到管道井侧墙及相应位置地面。综合分析，造成以上问题出现的直接原因是：管道、设备振动所致，且所采取的管道固定方式不妥，采取的减振措施不得力，属于施工质量问题。
三、解决方案
思路：通过对现场情况的充分了解、查看和分析，最终找到了问题的原因所在，需进一步提出解决方案，以解决该问题。方案计划从以下几方面着手解决：首先，对管道的固定，必须整改，要求管道与混凝土天花板（即首层楼地面）完全脱离，不可以将管道直接固定在天花板上，以基本消除振动传至首层楼地面的问题，要求将管道全部固定在地面上；其次，对地面固定的接触点，同时应采取严格的减振措施，否则，机房地面的振动将以新的一个问题出现；另外，加强对设备的减振处理措施，采用减振能力强的专用减振垫，将设备本身的振动传播基本消除；最后，为了减少对首层的噪音影响，对设备机房采取必要的消音措施。
实施：在以上思路指导下，根据设备房的管道布局情况，在设备房地面位置选择了九个点，在该九个点位置用同高度槽钢作为立柱，在立柱上部用槽钢进行了整体连接，相对位置的槽钢立柱间也用槽钢进行连接，形成了一个槽钢框架的环形、网格固定平面；考虑到如果将管道直接固定在槽钢平面上，将难免对地下室设备房地面又造成较大的振动影响，所以，单独制作了一个与连接各立柱的槽钢平面形状完全一致的槽钢件，将其完整地置于立柱上部槽钢平面上，在两个槽钢环行平面中间，设置了减振效果较强的减振垫，再将管道落实固定在上部槽钢上平面上，并在管道下部设置了减振垫；再将原固定在混凝土天花板的所有固定件予以拆除，实现管道与天花的脱离；如此固定，所有管道均被环行槽钢面通过立柱来支撑。来自管道的振动通过以下环节予以消除：由于管道与槽钢面间
设置了减振垫，振动首先在该位置进行了第一道消除；其次，两个形状完全相同的上、下部环行槽钢面之间的减振垫进行了第二道消除；由于在槽钢立柱底部与地面间，也设置了减振措施，对来自管道的振动进行了第三道消除；同时，为了确保方案的效果，对水泵及冷水机的减振垫进行了更换；通过以上措施，在系统运行时，机房地面和首层楼地面基本已经无任何振动感觉，效果非常明显。另外，为了消除噪音污染，对整个设备房天花、四周墙壁、设备房门以及换气扇进、出风口等全部做了消音处理。
四、效果
通过以上方案的处理，实际情况和效果是：首层楼地面原有的噪音全部消除；首层楼地面原有的振动全部消除；地下室机房地面未产生明显振动；管道井侧墙振动极大减少，影响甚微；方案措施效果非常明显，完全达到了方案预期的效果。
五、总结
改装“无影腿”荷兰koni减振 篇3
KONI在汽车售后市场有着极高的知名度，其实他们也兼顾原装车市场，例如法拉利、兰博基尼、世爵、奔驰顶级跑车SLR等都使用着他们的产品，同时在一级方程式赛车上也在采用它的产品，甚至它还在为其他一些改装品牌做OEM，比如ABT等。
KONI产品过去一向较为重视其耐用度，如1130、1150系列减振系统拥有比较出色的耐用表现，相对高科技悬架技术方面则较少，但KONI推出的FSD技术，却是一改内向作风，将应用在超级跑车上的悬架技术很好地回馈到改装市场。FSD减振的自动调整软硬度技术是KONI最新投放市场的全新产品结构，其能够因不同路面的需要，自动调节减振器自身的内部阻尼变化，以获得不同的软硬度质感，在选择舒适与性能之间更加能取得平衡。
电抗器减振系统计算分析 篇4
随着近代各种机械的功率、速度不断增加, 振动造成的有害噪声也随之增长。有害的振动导致材料疲劳, 并降低机械部件的工作可靠性。噪声在造成严重的环境污染的同时还恶化劳动条件, 刺激人体中枢神经和血管系统。目前各发达国家对噪声引起的环境污染问题十分重视, 如法国在20世纪70年代就对机场的噪声污染进行课税[1]。由于城市建设的发展, 越来越多的变电站处于城市中心, 一些偏远变电站也正被新建的住宅区或开发区所包围, 变电站环境噪声污染的防治工作也迫在眉睫[2,3,4,5]。变电站在运行过程中产生的噪声主要来自于变压器、电抗器和轴流风机。变压器和电抗器本体发出的铁磁噪声为低频噪声, 可以传得很远并难以消除。对城市的噪声控制可参照GB 12348-90《工业企业厂界噪声标准》与GB/T14623-93《城市区域环境噪声标准》[6]。对于变电站噪声治理主要从声源上和传播途径上两个方面考虑, 前者主要是针对变压器、电抗器本体结构进行治理, 如选用低噪声变压器, 减小极板间的间隙, 增大浸渍剂的粘滞性等对振动有明显抑制效果的措施[7,8], 不过降低设备的声源噪声势必会增加设备制造成本。从传播途径上可以采用隔振、消声、吸声以及综合控制等措施。张林等[9]为电抗器设计了局部隔声罩及消声器, 局部隔声罩的隔声效果约为7～9 dB。上下都装消声器后整体降噪效果约为13～15 dB。文献[10]的作者应用一种噪声预测评估软件进行变电站的噪声计算, 该软件对新建变电站的方案选择以及已建变电站的工程改造有指导作用。文献[11]的作者应用有限元分析软件ANSYS建立了核电站环形吊车结构的三维计算模型, 进行了模态和响应分析计算。陈斗[12] 利用I-Deas软件对电抗器静结构强度和振动模态进行了有限元仿真分析, 证明了有限元方法可在产品设计阶段提供非常有价值的数据, 使技术人员能及时调整设计方案, 避免产品制造完成却未通过昂贵的振动冲击与试验而造成的巨大损失。
本研究阐明了电抗器隔振的基本原理, 采用有限元分析方法对一个已建成的220 kV变电站内的电抗器进行仿真分析, 找到其振动噪声产生的主要原因, 并在原设备基础上提出改进措施以达到减振的目的。
1 电抗器振动分析
1.1 计算模型
该变电站在楼内安装了4台10 kV干式铁芯并联电抗器, 主要由铁芯、垫块、拉紧杆、支撑底座和支撑钢梁组成。整个电抗器通过带有螺纹的连接杆垂向压紧铁芯, 横向压紧支撑底座和支撑钢梁, 设备整体依靠重力放置在地面上的π型钢梁上, 在铁芯的垫块上敷设了一层厚度较薄的橡胶减振。本研究建立的电抗器结构三维实体模型和有限元仿真模型如图1、图2所示。楼内的振动噪音测试结果为:变压器室内声级最高为77 dB, 无论是振动幅度还是传播噪音都已经超过标准要求, 必须分析其振动噪声产生原因并采取减振措施。
1.2 电抗器模态分析与谐响应分析
本研究应用ANSYS软件对其施加了拉杆预紧力、重力和基座约束边界条件, 进行了前100阶振动模态的仿真计算。
50 Hz与100 Hz模态振型图如图3、图4所示:50 Hz时电抗器的振动主要集中在拉紧连杆的一阶扭曲振动变形上, 100 Hz时振动则表现为拉紧连杆的二阶扭曲变形。由于连杆与支撑钢梁为刚性连接, 振动可以直接传递到地板, 因而橡胶垫块没有起到应有的减振效果。
在模态分析基础上, 本研究对电抗器进行了0～250 Hz的谐响应分析, 即在电抗器铁芯中间施加单位简谐载荷, 分析不同频率下的结构响应情况。电抗器靠近地板不同位置处谐响应计算结果如图5所示, 设备结构在35 Hz、100 Hz、155 Hz和185 Hz左右响应较大, 尤其是在低频时振幅最大, 由此说明设备振动主要集中在低频段。
1.3 结果分析
电抗器的铁芯磁路由气隙分隔成若干段, 各段分别产生磁极, 各个气隙间磁极吸引力的变化是主要振动激励源。由铁芯块、垫块组成的系统固有频率如果与激励频率相近, 将引起系统共振, 在运行过程中将产生较大的振动和噪音。由上述计算可以看出, 该电抗器振动噪声超标的主要原因为:电磁力的变化导致电抗器机械振动, 由于采用了不恰当的隔振措施导致振动大部分通过刚性连接的基座直接传递到地面, 从而导致地面振动偏大;电抗器放置在π型支撑钢梁上, 钢梁与地板接触面积很小, 导致设备基座整体刚度偏小, 容易引起振动。本研究在原设备基础上进行改进设计以达到减振目的。
2 电抗器隔振改进方案
2.1 基本原理
减振器的减振性能评估指标一般为以分贝计的减振器两端振动过程的强度比, 即振级落差:
式中:ST—振级落差, J11—振源一边的振动过程强度的平均值, J22—被保护结构一边的振动过程强度的平均值。
a—设备;b—中间钢结构;c—基座;ab, bc—各个设备的弹性连接。
电抗器加隔振器结构可以简化为如图6所示系统, 系统振动方程的矩阵形式为:
式中: [M]—惯性, [K]—刚度, [H]—损失矩阵, {q}—系统位移矢量, {Q}—扰动力总矢量。
式 (2) 展开如下:
式中考虑了相邻之间的弹性反作用力和耗散反作用力, 未考虑a、b、c之间的惯性耦合。
复杂系统的振动方程通常用机械阻抗矩阵表示, 图6所示双层隔振系统方程具有下面的形式:
式中:Z—阻抗;下标a—设备;下标b—中间钢结构;下标c—基座;下标ab, bc—各个设备的弹性连接。
方程组求解:
联立式 (2～5) 求解可得到双层隔振系统各级之间的振级落差为:
式 (6) 表明:基座的机械阻抗Zc越大, 弹性连接件的机械阻抗Zab、Zbc越小, 则振动速度级落差STac越大。因而如果要减振, 需要增加基座的刚度, 同时必须减小弹性联接的刚度。
2.2 改进方案
基于上述分析, 本研究通过改进基座结构, 在基座和设备之间增加橡胶隔振器的办法隔离振动的传递。具体措施为:设备原有的π型支撑钢梁改为带阻尼的组合型材结构, 以增加基座刚度和阻尼, 减小传递振动引起的共振, 如图7、图8所示。改进后的基座与墙壁相连, 中间用工字钢支撑, 保证基座有足够的刚度。
2.3 减振效果对比
本研究将改进前后电抗器进行模态分析, 如图7、图8所示, 两者振动模态明显不同, 改进前, 当设备振动时会影响到地板共振;改进后设备振动基本是独立的, 不会影响到基座一起振动, 由此说明改进措施能够明显减小设备振动的传递, 达到减振的效果。
本研究对改进后的电抗器结构施加激励载荷进行瞬态振动分析, 计算结果如图9所示:实线为振源一边平均振幅, 虚线为隔振器下方基座一侧平均振幅, 从图上可以看出, 经过隔振器减振后, 地板振动将有明显减小, 根据式 (1) 计算可得, 振级落差ST为7.7 dB。
3 结束语
本研究对电抗器进行了模态和谐响应分析, 找到其振动的主要原因是:低频噪声由电抗器基础未能隔振造成, 该结果与设备实际测量一致。针对上述原因, 本研究提出了改进方法, 在原设备上进行了改进, 并对比分析发现减振效果明显。对于电抗器产生的噪声, 还可应用其他消声方法。本研究对原设备减振采用的改进措施经济、实用;有限元分析计算方法精确、可靠, 对于工程实践具有理论指导意义。
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怎样选择地铁轨道的减振结构？ 篇5
1.一般减振轨道结构可采用无缝线路、弹性分开式扣件和整体道床或碎石道床，
2.线路中心距离住宅区、宾馆、极关等建筑物小于20m及穿越地段，宜采用较高减振的轨道结构，即在一般减振轨道结构的基础上，采用轨道减振器扣件或弹性短枕式整体道床或其他较高减振轨道结构形式，
汽车磁流变减振器控制过程探讨 篇6
【关键字】磁流变减振器；阻尼特性；磁流变液
1.引言
磁流变减振器利用电磁反应，以来自监测车身和车轮运动传感器的输入信息为基础，对路况和驾驶环境做出实时响应。磁流变液体是一种磁性软粒悬浮液，当液体被注入减振器活塞内的电磁线圈后，线圈的磁场将改变其流变特性（或产生流体阻力），从而在没有机电控制阀、且机械装置简单的情形下，产生反应迅速、可控性强的阻尼力。磁流变减振器有阻尼力可调倍数高、易于实现计算机变阻尼实时控制、结构紧凑以及外部输入能量小等特点，日益受到工程界的高度重视。
2.磁流变减振器
2.1磁流变减振器的构造及工作示意图
与传统的筒式减振器相比，磁流变减振器的特点是其阻尼力不只取决于活塞运动速度，而主要通过控制在内外筒间所施加的电压来控制阻尼力的大小。由于磁流变减振器中不设置节流面积可变的节流阀其抗机械磨损的性能大大提高。
图（1.1）是L0rd公司生产的用于车辆座椅振动控制的典型的磁流变减振器的结构简图，其结构与单筒式充气减振器极为相似。从空心的活塞杆中引入导线控制磁场变化，磁场变化可以改变从工作活塞轴向孔隙中流过的磁流变液的粘度，进而改变阻尼力的大小。由于活塞杆的行程较小，采用由膜片封闭的具有一定初始压力的氮气补充工作腔体积的变化。
目前磁流变阻尼器在汽车智能悬架系统中应用越来越广泛和深入。通过用磁流变阻尼器替换原来的被动阻尼器，从而实现汽车悬架系统的智能化和半主动控制。汽车磁流变半主动悬架系统的主要原理：采用传感器装置（如加速度传感器）实时感知路面激励及汽车簧上和簧下质量的振动信号，对这些信号进行分析和处理，并把有用信号传递给处理器，处理器根据采用的控制策略和控制算法，分析处理这些信息，并发出控制信号，对悬架系统进行控制，驱动磁流变阻尼器产生控制力，达到实时减振要求和目的。
如图（1.2）所示为美国Lord公司的工程技术人员开发的一种汽车磁流变半主动座椅悬架系统一Motion Mastd 141，的工作简图."Motion Master”系统由一只磁流变阻尼器、一个位移传感器和一个控制器组成磁流变阻尼器为单筒式，装有70mL磁流变液，采用压缩氮气作补偿，阻尼孔环形分布在活塞上，励磁线圈绕制也在活塞上，通过活塞杆引出电源线。该阻尼器直径为41 mm，活塞行程为士29mm，在输入电流为1A时输入功率为5W。位移传感器用于检测座椅的振动信号，控制器具有软、中、硬三种模式，可根据驾驶员的体重选择，控制信号输出频率为500Hz。经实验室测试，该座椅悬架系统可以有效降低40%的振动和49%的冲击。
2.2磁流变阻尼器在悬架系统中的应用和发展情况
磁流变液具有优良的可控性、很宽的动态范围、较高的响应速度，很低的功耗，相对简单的控制方式，因此它在结构振动控制、车辆工程中具有广阔的应用前景，尤其是在汽车半主动悬架领域它已经成为竞相研究的热点，世界发达国家的研究机构和企业投入大量人力物力利用磁流变液开发阻尼器件及相关技术。
美国Lord公司是世界上最大的磁流变液供应商，也是磁流变技术商业开发的领导者，拥有磁流变阻尼器、制动器、离合器及其控制系统的多项专利，其中Pinkos等设计了转盘式磁流变主动悬架系统，并完成了汽车半主动悬架的控制实验，这种悬架系统大大地提高了汽车的安全性和舒适性。世界最大汽车零部件制造和系统集成商一美国德尔夫（Delphi）公司与通用汽车公司合作开发了汽车磁流变半主动悬架系统Magneride，并获得了1999年度世界一百大科技成果奖，现在德尔夫公司已经开始与通用汽车公司合作，在2002 Seville STS型高档轿车上进行了试用。
在国内，磁流变半主动悬架的研究已经起步。香港中文大学智能材料与结构实验室的C. Y Lai和W. H. Laio利用Lord公司开发的磁流变阻尼器研究了单自由度悬架系统的振动控制，其控制算法为滑模控制，与传统的被动悬架相比，采用磁流变阻尼器可控悬架的簧上质量的垂直加速度得到大幅度降低。复旦大学在对磁流变材料的机理和制备方法进行研究的同时，还与上海大众汽车公司和上海汇众汽车制造有限公司合作研发汽车磁流变阻尼器和半主动悬架。重庆大学对磁流变阻尼器的流变理论和设计方法进行了深入的研究，解决了磁流变阻尼器磁路设计和结构设计中的相关技术问题，研制出了微型汽车磁流变阻尼器和用于海南馬自达的汽车磁流变阻尼器，并在国家客车质量监测中心进行了测试，为汽车磁流变阻尼器的开发和应用奠定了理论和技术基础。
3.结论
盲管在液压系统中的减振降噪研究 篇7
关键词：盲管,液压系统,减振降噪
0 引言
液压系统振动是影响整机质量和工作寿命的一个突出问题。引起液压振动的因素很多,泵的周期性流量脉动是液压系统振动的一个重要诱发因素,如果相应的管路系统与泵的流量脉动频率不匹配,两者的振动频率接近,那么会造成泵源振动扩大化,特别是管路系统出现的液固耦合共振,会降低管路的使用寿命和可靠性。液压系统的振动还会传输到机械结构,如果液压振动频率与机械结构本身的固有频率接近,那么将会导致整机的中高频振动,使机械活动环节发生碰撞,紧固联接环节出现松动,从而降低整机寿命,造成巨大经济损失。因此寻求可行的、有效的削弱该脉动压力的措施,对延长元件使用寿命、提高主机性能、降低能耗都具有实际意义。
1 压力脉动产生的机理分析
目前使用的液压泵都是基于容积原理设计的,它们有个共同的特点就是容积变化的不联系性,比如齿轮泵的容积变化与齿形有关,叶片泵则与双叶片间的容腔有关,柱塞泵与柱塞的数目有关。容积的不连续性和周期性变化使得泵的排出流量也是周期性变化的,所以导致整个液压管路内部的压力也是相应地呈周期性波动。另一方面,当高速流动的流体介质遇到弯管、异径管、控制阀等管道元件时,也会产生随时间变化的激振力,从而形成压力脉动,并经出口向整个系统传播[1]。
2 泵源压力脉动原理分析
轴向柱塞泵的流量方程为:
其中:Q0为稳态流量值;qm为流量脉动的幅值;t为泵的运转时间;ωz为主泵的转速。
轴向柱塞泵的压力方程为:
其中:PL0为常量部分;PL1为压力脉动部分。
压力脉动部分可表示为:
其中:βe为油液弹性模量;KL为负载泄漏参数;VL为负载端容腔体积。
由式(2)、式(3)可知:泵口的压力振动是由流量的周期性波动引起的,流量的波动量与压力波动值成正比。压力脉动值随着负载泄漏参数KL和负载端容腔体积VL的增大而降低,随着油液弹性模量βe降低而降低。如果提高泵的转速ωz和柱塞数目也会降低泵出口压力的脉动幅值[2]。
液压挖掘机液压系统是典型的高脉动液压系统,一般采用九柱塞泵,高速的液压脉动给复杂的管路系统的质量和寿命造成了很大的破坏和隐患,也是一直困扰系统设计人员的问题。深刻分析液压脉动的机理,寻求简便可行的解决方法意义重大。一般来说,降低液压系统压力脉动的方法很多,常用的有缓冲器减振、孔板减振和盲管减振。本文主要研究盲管在液压系统中的减振作用。
3 盲管的减振原理分析
为减少压力脉动对液压系统的影响,通常在液压系统管路适当部位设置调压室、盲管或蓄能器等集中元件,根据有压输液系统的等效电学模型[3],图1(a)中管路沿程摩擦损失可等效为图1(b)中RL路的电阻R;图1(a)中液流速度变化引发的液感可等价为图1(b)中RL路的电感L;图1(a)中管路弹性引起的容积变化特性可等效为图1(b)中R′C路的电容C;图1(a)中管路弹性引起的能量损失可等效为图1(b)中R′C路的电阻R′。
由电工学原理可知,电容器的作用是“阻直流,通交流”,即总电流的大部分交流成分通过R′C支路,而仅有少部分交流电流通过RL电路,若R′C支路的电容越大,即相应阻抗模值越小,则通过R′C支路的交流电流峰值越大。同样,在有压输液系统中,主管路的流容和盲管等集中元件的流感相对较小,在分析过程中可忽略其影响,液压系统与图1(b)中所示电学模型等效:盲管等集中元件在整个系统中相当于旁路电容的作用。若在集中元件上游(即图1(a)1段～2段)产生一压力振荡向下游传播,到达集中元件节点2,由于集中元件的等效电容作用,大部分压力振荡被集中元件吸收,少部分压力振荡穿过集中元件传输到后面的续管(即图1(a)2段～3段)中,此即为集中元件削减压力振荡的原理。若集中元件的流容越大,即阻抗模值越小,则被集中元件吸收的压力振荡越大,削减压力振荡的效果越显著[4]。因此,在靠近液压泵压油口加一长度合适的等径支管,并将支管尾端封死(即盲管),可以使液压系统的压力脉动大大降低。
压力波在沿管道的传播过程中,在分支点处由于阻抗的变化,其能量将分成3部分:一部分投射到后面的续管,一部分投射入支管,还有一部分反射给波源。根据小波动理论,投射到后续管内的压力波振幅与支点的阻抗大小有关。
根据流体理论,这里忽略管路中的流体摩擦损失,可以得到管路本身的频率公式[5]:
其中:Z1为管路本身阻抗;ω为管路波圆周频率;l为盲管长度;Zc为管路的特征阻抗;a为流体介质的压力波速。
对于末端完全封闭(盲管)的管路则有:
将ω=2πf,a=λf1(f1为管路波频率,λ为波长)代入式(5),得:
式(6)说明,在液压泵附近的主管上安装长度为λ/4、3λ/4、5λ/4的盲管时,后续管透射波为零。实际上由于λ值比较大,通常只取盲管长度等于λ/4。
4 盲管长度的理论计算
4.1 管路波速值
管路中流体声速的影响因素很多,要受到流体介质自身特性、管路材料特性以及外部温度等各种因素的影响。所以,要求得比较准确的声速,需要通过理论和实验相结合的手段。
鉴于无界流中的小扰动声速是一切声速研究的基础,在此作如下假设:(1)忽略流体的黏滞性和由于过程摩擦造成的能量损失;(2)相对于声速来说,流体速度可以忽略,即假设为静止流体中的声速;(3)流体密度不均匀造成的能量传输也忽略,即流体内部是绝热的;(4)流体中声波能量是很小的。基于以上假设,管路流体中压力波的速度为[6]:
其中:K为流体介质的体积弹性模量;ρ为流体介质的密度。
通过实验,测得液压油弹性模量为1 200 MPa～2 000MPa,实际中因气泡的混入,该值会明显减小,一般选为700MPa～1 400MPa,液压油密度ρ一般为860kg/m3。若取K=1 000 MPa,ρ=860kg/m3,则压力波传播速度a=34.1m/s。
4.2 激振频率的计算
挖掘机的液压泵是九柱塞泵,对应于SY365发动机正常工作时(H8挡),发动机的实际转速n发为1 820r/min,所以该液压泵的固有频率为:
声波的波长为:
4.3 盲管长度的计算
由已知参数可以计算出盲管长度:
5 结论
在挖掘机主泵口加装合适长度的盲管,可以有效地降低主泵本身流量的不均匀性造成的液压脉动力,从而降低系统的流体噪声,也必将会延长泵的寿命,提高系统的工作效率。
在实际应用中,系统流体中空气含量、纯液体体积弹性模量、系统压力、系统温度都对液压介质的波速有很大的影响,另外发动机转速也不是个稳定值,这些影响因素就导致盲管长度并不是唯一确定值,如果想把这一理论应用于实际,我们还应该通过做大量的实验来验证理论研究的可行性。
参考文献
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减振系统 篇8
运用被动调谐类阻尼器,如调谐质量阻尼器(TMD)或调谐液体阻尼器(TLD)对结构物进行振动控制,当结构物的频率由于各种原因发生摄动时,调谐子结构的控制效果会明显下降[1]。文献[2]结合蓝文武提出的混合水箱装置[3]以及Chang Pei-Ming等人提出利用移动挡板来改变TLD动力特性的方法[4],提出了混合水箱微调下的TMD系统,即第一类可控式TMD-混合水箱系统(controllableTMD-hybrid tank system ofthefirstkind,简称CTHTS-Ι)。该系统利用混合水箱中的调谐液柱阻尼器(TLCD)与TMD共同作用来应对结构物频率减小的情况,利用混合水箱中的TLD与TMD共同作用来应对结构物频率增大的情况;结果显示CTHTS-Ι能较好地弥补TMD在结构物频率减小时的控制效果,而当结构物频率增大时,CTHTS-Ι相对于TMD控制效果的增幅并不明显。鉴于此,本文提出第二类可控式TMD-混合水箱系统(controllable TMD-hybrid tank system ofthe second kind,简称CTHTS-ΙΙ)的概念,同时研究其控制策略以及参数设置方法,旨在进一步提升CTHTS系统在结构物频率增大情况下的控制性能,并为利用该系统对结构物进行实时振动控制奠定理论基础。
1 CTHTS系统
CTHTS系统主要包括TMD、混合水箱、横向移动挡板;其中混合水箱由一个U型水箱(TLCD)以及利用U型水箱背部空间作为水箱装置的TLD组成。CTHTS的控制模型如图1所示。
图1中,MS、CS、KS分别代表结构物的质量、阻尼和刚度;M1、CTMD、KTMD则代表TMD的固定质量、阻尼和刚度;M2、M3同时为TMD的变动质量以及混合水箱的控制质量;挡板1和挡板2为受控可移动挡板,且只有“闭合”和“开放”两种控制状态,此外,移动挡板被认为是刚性薄板,开合时均能迅速、精准地完成。当挡板1和挡板2都处于“闭合”状态时,整个系统(CTHTS)以被动TMD的形式运作;当挡板1变为“开放”状态而挡板2仍然保持“闭合”状态时,由TMD与TLCD串联组成的混合系统运作;当挡板2变为“开放”状态而挡板1仍然保持“闭合”状态时,由TMD与TLD串联组成的混合系统运作;而挡板1和挡板2并不会同时处于“开放”状态。
在正常情况下,系统中的挡板1、挡板2均处于“闭合”状态,系统作为被动TMD而调谐到结构物的受控频率;当结构物的频率发生摄动后,系统会根据实际情况,即通过结构反应频率识别[4]来确定挡板1和挡板2的状态。若其中之一挡板转变为“开放”状态,原系统就会由TMD转变为混合系统,藉此确保调谐阻尼系统的减振效果。
2CTHTS-ΙΙ
2.1CTHTS-Ι及需改进的问题
在CTHTS-Ι的混合水箱的设计当中,TLCD的频率首先被设置为TLCD与原TMD响应相位差为90°所对应的频率值(即调谐到原TMD的频率,与结构物受控频率相同),此时TLCD的尺寸为定值;而TLD则以TLCD背部空间作为水箱装置,将其晃动频率设置为TLD与原TMD二者相位差接近0°(同相)时对应的频率值。这样设置的目的是使混合水箱中的TLCD对原TMD起“抑振”作用,以确保系统在结构物频率减小情况下的控制效果;同时使TLD对原TMD起“助振”作用,以确保系统在结构物频率增大情况下的控制效果。
由于两调谐阻尼装置之间的响应相位差接近0°时对应的频率值较小,根据TLD的晃动频率公式
2.2CTHTS-ΙΙ的设置策略
相异于CTHTS-Ι的设置策略,在CTHTS-ΙΙ的混合水箱中,TLD先被设置:将TLD的晃动频率调谐到原TMD的频率值;然后将TLCD的频率设置为TLCD与原TMD二者相位差接近0°时对应的频率值。根据TLCD的频率公式
2.3CTHTS-ΙΙ的挡板开合策略
设置策略的不同导致两类CTHTS系统中移动挡板开合策略的不同。对于CTHTS-ΙΙ而言,当结构物频率增大到达某一临界值(升频临界值,ωS)时,挡板1被抽出,变为“开放”状态,而挡板2保持“闭合”状态。若结构物频率回复到小于ωS的数值后,板1被插入,回复“闭合”状态;若结构物频率减小到达某一临界值(降频临界值,ωJ)之后,挡板2被抽出,变为“开放”状态,挡板1保持“闭合”状态。当结构物频率回复到大于ωJ的数值后,挡板2被插入,回复“闭合”状态。ωS、ωJ的选取视乎于结构物的实际情况,一般可根据TMD在结构物频率摄动后的减振效果下降的情况而定,即设定一个略大于1的数值R1与一个略小于1的数值R2,则ωS、ωJ可按以下公式确定:
(1)式中,ω0为结构物的受控频率。
3结构-系统状态运动方程
CTHTS-ΙΙ的结构-系统状态运动方程的表达形式与CTHTS-Ι相同,其方程式为:
(2)式中:
在公式(3)中:ρ为液体密度;A为TLCD水箱截面积;B为TLCD中液柱的水平长度;Ceq为采用Xu的方法[5]获得的TLCD的等效线性阻尼系数;Mh、CTMD与KTMD分别为采用Housner的方法[6]获得的TLD的晃动质量、阻尼值以及等效刚度。仿真计算采用状态方程模型[7],运用大型通用计算工具MATLAB中的状态方程工具箱求解系统的运动方程。
4减振算例
参照Yalla的算例[8],假定结构参数为:MS=3.892×106 kg,CS=3.639×105 N·s/m,KS=2.127×107 N/m(ω0=2.337 7 rad/s)。外部模拟振动激励荷载为f(t)=1×105 ·e-jωt N。
4.1CTHTS-ΙΙ的参数设置
选取CTHTS-ΙΙ对结构物的质量比μ=0.02,得CTHTS-ΙΙ的总质量为M1+M2+M3=77 840 kg,混合水箱中液体取为普通生活用水(ρ=1 000 kg/m3);根据设置策略2.2确定TLD的参数:水箱长度a=2.5 m;液深h=0.38 m;固定宽度为1.5 m。同时,检测混合系统中TLCD与原TMD的响应相位差,如图2所示。
由图2可以看出,在0～1.8 rad/s的频率段内,TLCD与TMD的位移与加速度响应相位差都较接近于0°;同时可以看出在结构物受控频率处二者的相位差为90°。根据设置策略2.2确定TLCD的液柱总长度为6 m;液柱水平长度为3.3 m;水箱横截面积为0.8 m2。根据挡板开合策略2.3,选取R1=1.01,R2=0.98。由公式(1)确定移动挡板开合临界值ωS=2.373 rad/s,ωJ=2.291 rad/s。至此,所有参数设置完成。
4.2对比分析
以结构物刚度摄动而质量不摄动为例[9],即设刚度摄动矩阵[K’S]=Rkv[KS],有Rkv=R
由图3～图6可以看出,在结构物频率发生摄动时,被动TMD的减振效果明显下降,CTHTS-Ι与CTHTS-ΙΙ都对TMD减振效果的下降作出了弥补。CTHTS-Ι在Rω=0.95～0.97这个区间的减振效果相对于TMD的升幅明显大于Rω=1.01～1.05这个区间;而CTHTS-ΙΙ在这两个区间内的减振效果相差不大,均相对于TMD有较大的升幅。对比CTHTS-Ι与CTHTS-ΙΙ,两者在Rω=0.95～0.97这个区间内有相近的减振控制性能;然而,在Rω=1.01～1.05这个区间内CTHTS-ΙΙ的减振控制性能明显优于CTHTS-Ι,这为结构工程振动控制创造出更大的便利条件。
5结论
在CTHTS系统的混合水箱的设置中,若运用TLCD来对原TMD进行“抑振”、运用TLD进行“助振”,这个系统是第一类可控式TMD-混合水箱系统(CTHTS-Ι);若运用TLD对原TMD进行“抑振”、运用TLCD进行“助振”,这个系统是第二类可控式TMD-混合水箱系统(CTHTS-ΙΙ)。CTHTS-Ι与CTHTS-ΙΙ都能对被动的TMD在结构物频率摄动情况下减振效果的下降作出弥补,两者在结构物频率减小时的减振效果相当;而在结构物频率增大时,CTHTS-ΙΙ具有比CTHTS-Ι更好的减振控制性能。
摘要：提出第二类可控式TMD-混合水箱系统(CTHTS-Ⅱ)来应对由于结构物频率摄动而导致被动调谐类阻尼器的减振效果下降的问题。对比于第一类可控式TMD-混合水箱系统(CTHTS-Ι),两者在结构物频率减小时的减振效果相当;而在结构物频率增大时,CTHTS-Ⅱ具有比CTHTS-Ι更优的减振控制性能。
关键词：CTHTS-Ⅱ,减振控制性能,控制策略,参数设置
参考文献
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减振系统 篇9
1 空调风机弹簧减振器存在问题
漯河烟厂共有11台空气调节箱, 22组空气送回风机, 共安装132个JTD-200型弹簧减振器, 减振器安装尺寸及结构见图1。在使用过程中由于受环境湿度高和空调箱加湿地板偶有积水影响, 导致减振器弹簧钢锈蚀严重 (已使用3年) , 弹性失效, 引起风机振动加强, 噪声升高, 尤其是K4空调, 由于工艺要求为高温高湿条件 (常年湿度条件为72.0±5%RH) , 腐蚀更为严重。因此需要对此进行改进, 现以漯河烟厂K4空气调节箱送风机为例, 进行替代性研究论证。
2 空调风机基本参数
电机额定功率30KW, 电机额定转速1470r/min, 风机额定转速1220 r/min, 通风机质量为1220kg。减震基座安装6个JTD200型弹簧减震器。其安装示意图如图2所示。该空调箱担负对卷烟厂制丝工段贮叶房温湿度的调节[1], 工艺环境温湿度标准为35.0-40.0±2℃, 72.0±5%RH。
3 空调风机减振器材料的选择
为减少风机振动对环境的影响, 振动效果达到好的水平, 振动标准─传递率T取0.1~0.2, 则减振材料的静态变形值可按下式计算[2]:
δ—减振材料静态弹性形变值, 振源不振动时, 减振材料被压缩的高度, cm;
n—风机转速, r/min;
T—减振传递率, 取0.2即20%;
[2]查文献资料中关于减振基础计算曲线图表, 当n>1200 r/min时, 易采用橡胶减振材料。
4 橡胶减振器的选型计算
4.1 振源的干扰力计算
振源的干扰力f=n/60=1220/60≈20Hz
4.2 计算每个减振器的荷载
为考虑风机台座水平和台座上力负荷的平衡, 对称安装6个减振器, 则每个减振器平均负载为:
P=1220/6≈203kg=1989.4 N (牛)
4.3 减振器规格选择
查相关厂家JJQ型剪切减振器规格参数表。选择JJQ-3-3型橡胶剪切型减振器, 其静态压缩量δ≈12mm, 并查得其固有频率f0≈Hz;减震有效。 (f/f0<1时, 减震不起作用, f/f0=1时, 系统产生共振。)
所选振器静态压缩量δ=12>3mm (理论压缩量) , 合适。JJQ-3-3型减振器安装尺寸如图3所示。
5 橡胶减振器和弹簧减振器的比较
上述设计和计算表明, 采用橡胶减振器可行, 其优劣综合比较如下表1。
6 结语
选择空调风机减振器的减震材料及型号, 应对环境因素、经济性、减震标准、静载荷压缩量等相关因素综合考虑。经过研究推算, 我们以JJQ-3-3减振器替代JTD-200进行安装, 安装后用DZ-5振动测量仪对地脚一测试点进行测试, 测试数据见表2。更换后其振动总值和振幅均有下降, 达到振动标准要求, 减振降声效果明显。
摘要：目前, 卷烟厂空调设备空气调节箱送、回风机为了实现减少风机噪声和振动目的, 普遍采用弹簧减振器以减少和消除风机的振动, 但弹簧减振器的弹簧受空气湿度高影响易腐蚀失效, 失去弹性形变, 减震失效。通过对橡胶减振器进行选型设计, 确定以JJQ型减振器替代JTD弹簧减振器, 并进行安装测试, 计算分析和测试表明, 橡胶减振器克服了弹簧减振器的不足, 达到良好的减震和消音效果, 提高了减振器的使用寿命。
关键词：空调风机减振器,弹簧,橡胶,替代
参考文献
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输电线路减振研究简述 篇10
输电线路的微风振动是架空线在微风作用下产生的高频低幅的垂向振动。微风振动的频率较高, 一般在5~120Hz之间;振幅大约为导线直径的3倍以下;所需风速较小, 一般为0.5~10m/s范围之间;振动的时间非常长, 大多数是几个小时, 也有的是好几天都不停止。如果对导线微风振动不采取有效的防治措施, 将会对超、特高压输电线路的运行带来极大的安全隐患。
1 微风振动的研究现状
微风振动作为引起输电线路破坏的主要振动形式, 对它的研究已有百年之久。相对国内来讲, 国外研究人员对微风振动的研究开展较早, 研究的理论也较为成熟。G.H.Stockbridge于1925年研制出了“Stockbridge”防振锤, 这是在借鉴了其它阻尼器优点的基础上发明的, 比如说贝特阻尼器;E.Bate在1925年以前就研制发明了一种阻尼器, 如贝特阻尼器;1968年, Salvi研究发明了4R型防振锤。现在输电线路中使用的防振金具已经越来越多, 例如, PVC防振鞭、间隔棒、花边阻尼线等。
能量平衡法作为现今微风振动计算中最为成熟的算法, 经过了深入而又广泛的研究。经验公式加实验拟合的方法是在输电线自阻尼功率、防振锤消耗的功率和风功率输入的机理均较为复杂情况下所采用的方法。
各国的许多学者几十年来做了大量的风洞实验和理论研究来测得风输入给输电线的能量, 最终给出了实验曲线, 这种曲线是能表征风能怎样随振幅变化的。能量平衡法由于诸多因素原因应用起来是不确定的, 例如参数离散性, 不同的研究者的差别是很大的, 这种情况有可能使得实验曲线之间的吻合会有些不理想。然而在能量平衡法方面, 各国的研究进度不一样, 我国在这方面受到了诸多条件限制, 例如在国际上发表公开文献方面, 我国很少是有关于风功率输入曲线方面的, 造成了这方面研究的制约条件, 其中风洞条件的限制是一个重要原因。
在正常的电力系统运行中, 架空输电线是存在自阻尼的, 但有关它的自阻尼计算是非常少见的, 理论研究也较少, 大部分原因是因为它的形成非常之复杂。世界各国对自阻尼的研究主要都在实验的测量上, 通过实验获得的数据研究分析导线的自阻尼, 得出有价值的理论。国内学者提出了用数学方法来计算输电线的振动阻尼, 根据基本的索振动微分方程得到了计算公式。测算导线振动阻尼的方法很多, 国内外均提出了许多行之有效的方法, 其中数学分析方法是一种精度很高的方法, 它最先由外国学者提出, 他运用微积分原理, 借鉴了索有关的知识, 最终得到了振动阻尼的计算式。科学的发展是永不止步的, 由Noiseux提出的公式在很多方面还不完善, 例如它不适用于专门的钢芯铝绞线制成的导线, 也不适用于在较窄的频率段中产生的随机振动, 同时若是由全铝材料构成的导线也是不适用的, Lebfond和Hardy就从以上的基础上完善了前人的计算公式。
解析方法与非解析法是求解体系动力响应的重要方法, 动力学方法在广义上包含的范围是很广的, 它的研究范围同样也涉及了动力体系的方方面面。在架空输电线路的动力研究中, 方法很多, 例如振型叠加法和有限差分法就是应用非常广泛的两种动力学研究方法。在输电线路中做动力学研究时, 得到的仅仅是有关输电线和防振金具之间的动力方程, 它是直接求解动力方程获得微风振动响应的法。
输电线路中的导线受到外部激励后会产生不同程度的响应, Claren, N和Diana, G利用了振型叠加法对这种响应进行了计算, 并且在公开刊物上发表论文, 得到国内外学者认可。论文中将输电导线简化成了两端铰支的张紧弦, 通过张拉的很紧的弦来模拟输电导线, 并且认为弦是两端铰接的, 鉴于此, 为了得到导线振动的解析解, 论文中借助了张紧弦的横向振动理论。论文观点以及选取模型的正确性是要通过实验验证的, 在进行了众多实验验证的基础上, Claren, N将实验结果进行汇总, 并且同振型叠加法所获得的解析解进行了研究对比, 最终发现误差是非常小的, 可信度高, 理论和模型都是非常正确的。以上的研究为微风振动现象的研究发展迈出了重要一步, 通过计算得到了关于导线振幅的解析表达式, 但是鉴于微风振动计算的复杂性, 以上的研究结果仍然欠缺一些理论知识。例如在输入激励力的问题上, 发表文章中为了实验方便而没有做到精确模拟激励力。再者导线本身是半柔半刚的, 用拉紧的张弦来模拟会舍去导线本身具有的抗弯刚度, 会对结果的精确性产生很大影响。
综合前面的研究, 方法很多, 但是思路一样, 都是将原本的微风振动研究通过子系统分解来研究, 例如分解为导线系统和激励系统, 将两者分开考虑, 最后综合起来研究。风的作用是联系两者的纽带, 于是便通过了功率的输入和输出将两个子系统耦合, 综合评价研究。这样以来, 对微风振动的研究就优点多多了, 首先是对整个振动的分析较简便, 并且整个过程的计算量大大减小。同样, 这种方法也是有缺点的, 它的计算对风洞实验要求较多, 风洞实验获取的实验数据是它的基础。
前面已经将其他的研究方法做了逐一介绍, 唯独尾流振子模型算法没有介绍, 和其它方法一样, 它也是一种较好的涡激振动研究方法。本方法对以往其他方法没有涉及的尾流振荡作用做了深入分析研究, 运用了数学和力学相结合的方法来研究, 通过列方程, 联系不同物质之间的参数, 将流固耦合的现象充分的体现了出来。对尾流振子模型的研究, 国内外学者都高度重视, 其中升力系数的控制曾一度成为研究难点, Har Den和currie于1970年在充分利用了Van De Pol方程的基础上求得了振子模型在数学上的表达公式, 可以和结构的振动方程进行联立求解。
通过以上的研究发现, 每一种方法都有各自的优点和缺点, 例如动力学方法的计算结果精度更高, 而且概念也更加明确。在一定程度上, 动力学方法的适用范围是更广的, 计算结果也是更精确的, 值得更深一步的研究。尤其是在综合考虑流一固耦合基础上, CFD方法结合有限差分法, 可以考虑风与输电线一防振锤体系的相互作用, 同时考虑输电线和防振锤动力效应的耦合振动, 前提是在不大幅增加计算量的条件下。
半个世纪以来, 微风振动的研究方法在推陈出新的同时也有着一套固定的方法, 例如被各国学者普遍认可的能量平衡法。这种方法延续了自然界的能量守恒定律, 通过能量平衡的研究方法来进行问题的更深一步分析, 将风输入的能量看成是能量输入的源泉, 将导线系统消耗的能量看成是能量耗散的集中地, 通过两者之间的平衡关系使得导线系统在微风振动作用下始终处于一种稳定状态。如果要保证输电线路的安全运行, 当导线在振动稳定后, 导线上各点 (包括悬挂点在内) 的动弯应变必须要合理控制, 达到安全范围中。1969年时Rodolfo Claren, Member, IEEE和G.Diana对架空导线在风振作用下的动力响应利用了数学知识进行了分析研究, 把微风振动现象在导线上产生的各种影响都进行了计算分析, 对输电线路微风振动理论的完善起到了重要的推动作用, 是导线微风振动史上不可磨灭的一件事, 为后续的研究工作开展起到了积极意义。以前的学者大都取一个档距内的微风振动现象为研究对象, 并没有考虑到相邻跨对要研究的输电线路微风振动的影响, 在借助了模态分析的结果后, simpson, A和sembi, P.S.对这种相邻跨的影响问题进行了深入研究, 取得了显著效果;架空线路发生微风振动时, 稳定后导线的振幅大小应该徘徊在一个固定的数值附近, 鉴于此, Roughan, J.C. (1983) 对这个问题开展了细致而全面的研究, 并取得了一定的研究成果;对于风输入给导线的能量大小, 国际上一直没有一个定论, Kraus, Michal (1991) 就针对此现象将风输入能量进行了测量, 将自测结果与风洞实验结果比较分析, 验证了风能输入曲线, 通过研究分析后得到了许多有价值的结论。微风振动现象的频繁发生受到的外界因素无非就是天气因素, 然而导线本身的因素是否会起到什么作用不得而知, 鉴于此, Heics, R.c. (1994) 设计了实际线路实验, 将线路同等比例在试验中运行应用, 通过改变导线自身的张力大小, 改变导线的自阻尼情况, 改变导线风攻角情况来观察微风振动振幅的变化情况, 判断其影响大小;Schmidt, J.T. (1997) 通过试验测量分析了阻尼器在微风振动中的能量消耗特性;由于超、特高压电网建设的不断加快, 大跨越输电线路成为了一种趋势, 对于这方面Rawlins, C.B. (2000) 对大跨越导线的各种激励响应进行了比较分析, 最终得出了结论, 由大跨越线路产生的大跨越效应将会使得跨端的阻尼需求减少很多;stockbridge型防振锤是现在输电线路上应用较多的一款防振锤, 外国学者Diana.G (2003) 等人对它进行了理论和实验研究, 主要测算了它在线路上的布置情况和受力性能好坏。得出了有价值的研究结论, 为其以后在输电线路上的应用打下了坚实的基础, 能够为后续的研究起到指导和借鉴的作用;Leskinen T. (2003) 对输电导线的使用寿命则利用了能量平衡法以及室内试验同时进行的方法做了分析研究;sinha, Hagedorn P (2007) 计算和研究了输电导线连接点处于微风振动情况下的动弯应力;M.L.Lu (2007) 等人用基于强迫振动和阻抗转换的方法对防振锤一输电线耦合体系振动进行了详细求解。
对导线的微风振动现象进行研究, 有些参数是必须通过试验测量获得的, 这些参数在研究中起到了决定性作用, 例如防振锤消耗的功率, 输电线本身的自阻尼功率以及风输入功率[37]。对于防振锤一输电线系统, 在用数值方法求解时会用到, 在用能量平衡原理求解时更能用到。
在防振金具的使用过程中, 世界各国却不尽相同, 日本在架空输电线路防振方面一直做的很好, 在输电线路上经常采用有效的防振金具, 多采用组合减振的方式来得到减振效果, 其中最常见的是防振锤和阻尼线相结合使用来减振的方法, 防振锤主要起到了辅助作用, 阻尼线则起到了主要作用;欧美各国在输电线路防振方面则多采用防振锤来进行。
国外在微风振动领域的研究都比较快, 然而我国却因为起步较晚使得现在处于劣势状态, 我国在这方面的研究已有40年之久, 也取得了长足的进步。对微风振动现象的研究早在1977年我国就开始了, 长江流域规划办公室工作人员研究出了怎样充分利用减振器的方法, 并且对消振器进行结构改进和参数优化, 取得了良好效果, 这是建立在微风振动时对硬母线进行了户外实测研究和试验基础之上的;李盛钦根据自身的研究发现, 防振锤安装距离是存在很大研究价值的, 同时对导线的振动半波长开展了较为详细的研究;何晓雄 (1995, 2000) 主要提出了计算振幅比平方和的方法, 这是确定架空线防振金具安装位置的一种有效的新方法;华北电力大学的王藏柱 (2002) 等借助现有能量平衡原理, 对架空输电线微风振动响应采用了传递矩阵法进行了计算;谢昌举通过实验分析对大跨越输电线路进行了分析, 例如对某大跨越线路的减振振设计采取了现场测量及试验研究;王旭锋 (2005) 研究了OPGW的防振问题;王洪采取了真型实验的方法开展了研究, 对大跨越架空线路进行了微风振动防振效果的时效分析, 用来指导以后的大跨越微风振动防振措施的维护和设计。叶吉余, 朱斌也介绍了防振锤、输电线的抗疲劳问题, 但是研究不够深入。相比输电线路的涡激振动疲劳而言, 斜拉桥拉索和海洋管道的涡激疲劳问题研究的较多, 作为一个非常相近的领域, 在此也做一介绍。郭海燕在考虑了管外海洋环境荷载的情况下, 同时将管内流动流体共同作用考虑在内, 开始建立了有关海洋立管的涡激振动微分方程, 然后用Hermit插值函数离散了立管微分方程, 并通过利用Miner理论分析研究了立管的疲劳寿命, 通过实例计算和编程, 分析了管内流速对疲劳寿命和涡激响应幅值的影响。通过结果表明了, 立管涡激振动响应由于立管的固有频率因管内流体流速变化而接近漩涡脱落频率时增大, 疲劳寿命将会随之显著减少。卢伟对疲劳寿命服从威布尔分布做了假定, 并充分考虑了平均拉应力的影响, 相应的斜拉索疲劳可靠度公式经过了一定的修正得到。王一飞, 杨美良, 党志杰, 方开翔也对海洋管道和斜拉索的涡激疲劳问题进行了深入研究。
目前国内外输电线路微风振动的计算方法主要有两大类:能量平衡法和动力学方法。相比动力学方法, 能量平衡法的应用更加普遍, 更贴近实际。能量平衡法是运用能量平衡准则, 利用了风输入给导线的能量与防振器-输电线系统消耗能量相等的原则来计算导线振动稳定时的振幅。动力学方法则是直接建立输电线-防振器的系统方程, 模拟了微风振动, 利用动力方程求解得到系统响应。能量平衡法概念简单, 关系明确, 能准确计算出微风振动稳定振幅;动力学方法计算结果可靠, 理论架构清晰。
2 工程减振研究现状
随着科学技术的进步, 人民生活水平的提高, 减振技术已经越来越受到大家的重视。工程中的振动通常会危及结构安全, 影响结构的正常使用寿命, 精密设备不能正常使用, 给人们的正常生产和生活造成不便。近年来, 国内外对减振方面展开了大量的研究, 学者们发表了多篇学术论文, 取得了多项成就, 给减振技术的提高带来了巨大的推动作用。已取得的成果中包括了非线性减振系统的冲击响应、在设计减振装置上随机振动理论的应用、弹性振动系统和多自由度振动系统减振装置的计算方法、主动控制减振系统的分析和计算方法等, 大大丰富了早期的减振理论。
德国邮船上在1902年装的Frahm防摇水箱是在工程中应用最早的动力调谐吸振器, 但是只有在激振频率稳定不变的情况它才适合。通过研究表明, 假如要使得动力消振器的振幅不过大, 它的弹簧刚度系数k则不能过小, 而且动力吸振器的质量必须要足够大。Snowdon把质量为m的动力消振器平均分解为三个质量1/3m的动力消振器, 并且它们的固有频率比分别为0.96, 1.0和1.04。经过数值计算表明, 增加吸振器的数目, 可以一定程度上扩展它的频带。Roberson研究了动力吸振器弹簧在非线性特性方面对减振效果的影响, 发现了运用线弹簧构成的动力吸振器的减振频带要比软弹簧构成的动力吸振器的窄一些。1952年, Young.D解出了有关悬臂直梁动力消振的问题。
橡胶减震最先于国外提出, 并逐渐发展起来, 现今已形成了一套完整的研究体系。各种各类的橡胶减震器能够大批量生产的国家有前苏联、美国、英国、德国、法国和日本等, 特别是日本。日本于1937以后为了将发动机架安装在螺旋桨飞机上, 开始了大批量生产防振橡胶。并且在1953年开始在制造飞机仪表盘上引入防振橡胶技术。日本在1960年的橡胶减震器消耗量已经达到了609吨, 在1969年消耗的橡胶量已经超过了万吨, 9年内共增长了17倍。在这以前这种防振橡胶国外早已在外飞机上采用了, 随国外发动机和飞机的进口, 开始逐步在日本应用, 然后又经由其国内制造。早在第二次世界大战前夕, 德国就把舰船的动力设备上的减震器用天然橡胶制成了, 并通过实战获得了卓越成效, 同时弹性轴承的研究在20世纪60年代也开展了起来。防振橡胶技术是在第二次世界大战战争期间和以前逐步积累起来的, 战后它便作为了民用工业应用于土木建筑, 汽车铁路机车车辆以及各种机械工业之中。早期的如:1946年在卡车上的应用, 1947年防振橡胶在公共汽车各个部位上的使用。1951年以后在铁轨机车车辆各个部件上的最早应用, 尤其是在转向架上成功使用了防振橡胶。作为橡胶工业的一个方面, 自从1955年小轿车在日本的生产走上正轨后, 防振橡胶就牢固的建立起了自己的地位。
国外的橡胶减震器发展迅猛, 主要的发展趋势是通过将减震与高阻尼这两种性能联合起来开发研究, 获得一种新型的阻尼减震器, 达到良好的减震耗能效果。再就是通过对现有减震器进行结构和材料方面多加改进, 使得这种结构形式的减震器更适应于在实际工程中应用。
我国在橡胶减震方面的研究起步较晚, 大批量的橡胶减震器于60年代才开始了生产和研制。由于我国现代化进程的加速, 人民对生活水平的要求越来越高, 使得橡胶减震器在国内的发展非常迅猛, 国内在橡胶减震方面基本形成了一整套的研发生产体系, 前景十分诱人。但是和国外的研究相比, 我国在橡胶减震工业中的起步较晚, 基础条件也比较差, 检测手段与实验研究不很健全, 没有进行过系统的研究和开发, 开发速度也相对较慢, 技术水平及应用规模与国外相比还有非常大的差距, 与国外先进水平相比大约落后了10~15年。伴随着橡胶减振制品工程应用的日益广泛, 我们必须尽快引进国外先进的技术手段, 提高我国橡胶减振制品行业的竞争力。目前与之相关的减震材料在技术研究方面已取得了阶段性的成果, 但是要将这些成果成功转换为产品, 继而大规模的推向市场尚且需一定的时间。高分子材料已经成为继石头、钢铁之后高速铁路应用的第三大材料, 并且伴随着高速列车向舒适化、高速化和安全化方向发展, 并且将起到越来越重要的作用。目前来说, 我国所生产的橡胶减震器除了XL系列高弹性联轴节和部分橡胶—金属减震器已实现标准化外, 大多数的产品仍处于“非标准化”状态。为了满足整个社会发展的需要, 应该在工艺技术、橡胶装备、结构和材料几个方面努力, 继续加快我国橡胶减震器的发展步伐。伴随着环境保护法的实施和我国现代工业建设的高速发展, 国民经济各部门对噪音和振动控制技术提出了越来越高的要求。为了满足社会快速发展的需要, 应该着重加速我国橡胶减震器发展的步伐, 并且力争在大约10年左右的时间全面达到国外的技术水平甚至超过。
我国应努力做到: (1) 新型橡胶减震器及新型减震阻尼材料的研发; (2) 橡胶减震器产量提高与工艺装备的优化; (3) 引进减震技术, 加快技术改革速度; (4) 加速橡胶减震器产品标准化、系列化的进程。橡胶材料在减震应用方面的发展, 可以通过实践经验的累积以及理论知识的不断完善而得到实现。而各学科及适用范围的不断渗透, 必将创造出更多的应用空间和机会。
在国内有很多人都在从事减振方面的研究, 并且取得了多项研究成果, 其中大部分主要集中在减振结构参数的优化和新型减振装置的研制。李春祥等研究了在结构受地震作用下的TMD参数设计迭代, 并对地震作用设为随机荷载和单位简谐荷载两种情况加以考虑, 并且得到了TMD参数的实用设计表格。林莉等学者分析研究了机械阻尼振动被阻尼吸振器吸收的情况, 并且对频率特性进行了试验和分析, 主要的优化目标是以主质量对基座作用力最小, 提出了使减振频带能够尽可能多的并且包含激励频谱的参数选择原则。近几年来, 高挠度建筑结构的迅速发展, 很多摩天大楼都已经采用了动力吸振器, 这就在一定程度上推动了多自由度系统和弹性系统动力消振理论的发展。
减振系统 篇11
摘要：针对大跨度悬索桥吊索频率低、阻尼小、以致容易发生风振的弱点，以舟山西堠门大桥的长细吊索风振问题为工程背景，研究了其抗风减振方法.首先通过环境激励法确定了吊索的动力特性.然后基于理论分析和风洞试验确定了分隔器减振方案，并对不同分隔器数量时的减振效果进行了对比研究.最后通过某大风天气下有无分隔器的两组吊索的实测数据结果对比验证了分隔器减振方案的有效性.试验和实测结果表明：安装分隔器后吊索的碰索现象不再发生，吊索的各阶振动均明显减小，各阶减振率达55%～95%.
关键词：大跨度悬索桥；吊索；风致影响；分隔器；完全气弹模型；现场实测
中图分类号：U441.3文献标识码：A
Abstract：The hanger cables of longspan suspension bridges are susceptible to windinduced vibration as they have low natural frequencies and low mechanical damping. In this paper， the windinduced vibration problem of the hanger cables of Xihoumen Bridge was investigated to research the vibration control method. Firstly， the dynamic characteristics of the hanger cables were obtained by environmental incentive method. Then， the scheme of installing spacers was determined by theoretical analysis and wind tunnel experiments， in addition， the influence of the number of spacers on vibrationreduction efficiency was investigated in the experiments. Finally， according to the field test of the windinduced vibration of two hanger cables with and without spacer respectively conducted in strong wind weather， the results indicates that after installation of the spacers， the collision phenomenon between the strands is eliminated. Moreover， the vibration of different modes of the hanger cable is significantly reduced by 55%～95%.
Key words： longspan suspension bridge； hanger cable； wind effects； spacer； full aeroelastic model； field tests
随着大跨度悬索桥的兴建，其细长吊索的风致振动问题已成为决定其使用寿命和行车安全的关键性问题，特别是在沿海或山区峡谷地区大风下的多索股吊索振动将会引起邻近索股之间的碰撞和桥面振动，极大地影响桥梁安全.
对于诸如吊索之类的细长构件风致振动控制的问题，国内外学者已有大量研究，目前主要有气动措施、结构措施和机械阻尼措施3大类控制方法[1-2].气动措施适用于已知振动机理的单因素吊（拉）索振动控制，譬如预防拉索风雨振时在索表面打凹坑以及缠绕螺旋线方式等[3]，但对于不清楚振动机理和多因素耦合下的风致振动效果并不明显.机械阻尼措施是通过给阻尼很小的吊（拉）索结构附加阻尼来提高其抗风稳定性，包括附加减振锤[4]、调谐质量阻尼器[5]、以及各类固态和液态阻尼装置[6-7]等，机械阻尼装置调试比较复杂，难以维护，特别是对于多模态耦合下的结构振动其设计参数难以确定，效果不理想，而且对于长吊（拉）索结构，安装位置的限制也极大地影响了其减振效果，另外对于起振负阻尼较大的柔细结构，其延时效应明显.结构措施主要通过提高结构频率和刚度使其起振风速增大、振动响应减小，目前常用的是在吊（拉）索中添加辅助索[8-9]和分隔器[10]，虽然其施工方便，但影响工程美观.本文所述的西堠门大桥吊索风致振动机理复杂，无法采用气动措施减振，另外吊索起振负阻尼很大，并且受安装高度和施工条件限制难以采用机械阻尼措施，依据参考文献[10-11]，决定采用加装分隔器的减振方案，依据气弹模型试验初步确定尾流驰振附加抖振是其大幅风振的原因之一，通过其临界风速公式和试验结果设计了吊索的分隔器安装方案，最后由试验和实测数据验证了方案的有效性.
1工程背景
西堠门大桥作为浙江省舟山大陆连岛工程的重要组成部分，为中国第一、世界第二跨度的钢箱梁悬索桥.大桥是两跨连续悬索桥，主跨1 650 m，主缆矢高为165 m，边跨578 m，吊点间距为18 m.大桥吊索采用四根索股一组的骑跨式，螺旋线式截面外形，靠近桥塔的最长吊索达到169 m，其单根索股截面直径仅为88 mm，而其邻近的2#和28#吊索长度和直径分别为160 m和88 mm，而其单根索股所受应力仅为最长吊索的一半，恒载索力不到其最小破断拉力的10%.如此长细轻柔的吊索使得其风致振动问题十分严重，而且由于各索股的纵横桥向间距仅分别为300 mm和600 mm，使得各索股的单独振动会引起相互碰撞，极大地影响使用寿命与行车安全.所以采取合适的抗风减振措施来解决西堠门大桥细长吊索的大幅风致振动是目前急需解决的问题.本文以桥塔附近振动最为剧烈的对称布置的2#和28#吊索作为对象，研究其抗风减振方案，为后续此类工程问题提供参考.西堠门大桥的总体布置和骑跨式吊索形式如图1所示.
通过现场实测得到的2#和28#吊索环境激励数据运用随机子空间法[12]分析了吊索振动最为剧烈的前5阶频率和模态阻尼比.
运用通用有限元软件ANSYS分析得到了其模态振型.利用随机子空间法得到的吊索的前5阶频率稳定图如图2所示.频率分析结果见图2，吊索前5阶动力特性结果见表1.
2分隔器减振原理
对于长细轻柔的多索股结构，其风致振动形式主要表现为索股间互相碰撞（相对运动）与索股的同步运动，分隔器绑连作用会将索股的运动分解为索股同步运动和索段相对运动（如图3所示）.假设加装n个分隔器，吊索的前n阶模态与n+i（i=2，4，6，…）阶模态为4根索股的整体运动，第n+j（j=1，3，5，…）阶模态则可能为索股间相对运动或同步运动.那么索股之间的前n阶模态与n+i（i=2，4，6，…）阶模态引起的相对运动即可因分隔器的绑连作用而消除，而第n+j（j=1，3，5，…）阶模态造成的相对运动振动频率相应提高、刚度加大，在同样的激励条件下其振动响应也会减小，有利于防止吊索相碰.同步运动则会平均分配给各索股，表现为各索股的整体运动，其相当于增加了单索股的模态刚度和模态参与质量，可以有效减小某根索股的过大振动响应.另外分隔器的绑连作用减小了索股相互运动引起的气流扰动，减轻了由此引起的振动.
3吊索减振措施试验研究
3.1气弹模型的制作与相似关系拟定
为研究吊索的风致振动形态以及分隔器个数对吊索减振效果的差异，制作了缩尺比为1∶36的吊索完全气弹模型，用钢丝作为内芯，由铜丝和铝丝缠绕内芯构成外衣（模拟气动外形但不提供刚度），安装方式为4根吊索按实际的布置方式依据缩尺关系布置（A#索和B#索连线为横桥向，B#索和C#索连线为顺桥向），如图4.从而研究一个吊点4根索股的风致振动现象.
试验风洞为湖南大学HD2风洞第二试验段，模型试验区横截面宽5.5 m，高4.6 m，试验段最大风速接近15 m/s，风洞中的吊索布置如图4所示.
3.2试验索的动力特性
试验前通过对吊索施加初始激励测定了各阶频率和1～3阶模态阻尼比，频率结果和各阶模态自由衰减曲线如图5所示，结果表明模态阻尼比均为0.3%～0.5%之间，其值和模型目标值基本一致.
3.3吊索振动形态判别
对于索类构件，风振形式有涡振、抖振、参数共振与线性内共振、尾流驰振与驰振等，本文的气弹模型采用两端固结的形式，不存在参数共振与线性内共振，由模型吊索的振动响应与风速的关系可知，吊索不存在明显的涡振区间，而且4根吊索相隔距离较近，相互干扰较大，故涡振也不是吊索大幅振动的原因，对于横截面形式接近圆形的吊索而言也不会发生经典驰振.试验发现在风速达到某一值时，处于来流下游侧的吊索会先发生椭圆轨迹运动，振动随风速的加大而逐步加大，最后变得杂乱无章，4根吊索均发生大幅振动和碰索，吊索索股在高试验风速下的典型运动轨迹如图6所示.西堠门大桥横桥向中心距与吊索直径之比为L/D=6.8，顺桥向中心距与吊索直径之比为L/D=3.4，均处于尾流影响区[14].另外试验风速段紊流度为8%左右，可能发生抖振，结合两种风振机理计算分析后认为尾流驰振主导作用下附加抖振是吊索大幅振动和碰索的关键原因.攻角调整试验结果表明15°风攻角时索振动最为剧烈，故下文均以此攻角进行减振方案研究.
3.4分隔器的设计与减振效果对比
通过上节的分析决定按照尾流驰振临界风速计算方法[1，15]作为依据来设计吊索分隔器的数量，依
据风速观测资料决定尾流驰振检验风速为Ucr=35 m/s（索跨中风速），按气弹模型相似比换算至试验风速为13.5 m/s.尾流驰振临界风速公式为：
Uwc=cfkDSc=cfkDmξ/ρD2 （1）
式中：Uwc为尾流驰振临界风速；D为圆柱体直径；fk为模态频率，ξ为模态阻尼比；Sc为Scruton数，Sc=mξ/ρD2；m为圆柱体单位长度质量；ρ为空气密度.c为常数，当双圆柱体中心距为2～6倍圆柱体直径时，取c=25；当中心距为10～20倍圆柱体直径时，取c=80；对于本文的四索布置，按照不同分隔器下的索段起振风速拟合得到.
通过得到的c值依据式（1）可以计算吊索在检验风速下不发生尾流驰振的最低频率值，结合吊索频率计算式（2）即可得所需均匀安装的使吊索不相互碰撞的最少分隔器数量.
fk=n2T/4 ml2=（n/2 l）T/ρsA（2）
式中：n为频率阶次；T为恒载索力；A为截面积；l为吊索长度；ρs为索材料密度；其余符号意义同前.
最后可得分隔器安装数量计算公式为：
N=Ucr/Uwc-1 （3）
式中：N为所需分隔器数量.
常数c值的拟合结果如表3所示.2#与28#吊索分隔器安装建议见表4，其余吊索可按照类似方法计算.
不同分隔器数量下的吊索气弹模型在各试验风速区间的振动时程如图7所示.通过对吊索振动状态进行频谱分析（如图8所示），可知不装分隔器时前5阶均有发生，当分别装有1个和3个分隔器时，吊索几乎分别只发生2阶和4阶振动，装4个分隔器时，前5阶振动也有发生，但振动能量比不装分隔器与只装1个和3个分隔器时大大降低.
图9和图10统计了不同分隔器数量时各振动阶次的C#索股模型测点处顺横桥向振动加速度均方根与试验风速的关系，其中各阶振动响应运用带通椭圆数字滤波器以窄带方式提取，下文类同.由图可知加装4个分隔器后各阶的振动响应均明显减小，将最大试验风速下的响应进行对比后发现其1至5阶横桥向振动相比未装分隔器时的减小率分别为94.1%，90%，90.5%，90%与82.2%，顺桥向振动减小率分别为65.8%，81.2%，86.4%，84.8与81.2%，而且从试验现象观测到加装4个分隔器后碰索现象消除，整体位移明显减小.值得注意的是当只安装1个和3个分隔器时部分高阶振动有增大趋势，事实上从试验现象也观测到高阶运动引起的碰索.其余索股的不同分隔器数下的振动响应变化规律与C#索股基本一致，试验结果表明2#和28#索需至少安装4个分隔器.
4减振措施实测验证
4.1现场监测系统简介
为了验证分隔器减振效果的有效性，作者通过安装于现场的吊索振动监控系统获取了2014年7月24日的一次大风天气下的吊索处的风速数据和吊索的振动加速度信号.通过安装有分隔器的28#吊索和未安装分隔器的2#吊索的实测信号对比，可以准确得到分隔器的减振效果.现场监控系统布置如图11（a）所示，风速测试采用螺旋桨式二维杨氏风速仪，采样频率1 Hz，安装高度为距桥面4 m的位置，风向规定如图11（b），吊索加速度测试采用941B型拾振器，采样频率为5～10 Hz，安装高度为距吊索底部14 m的位置.风速仪、加速度传感器和数据采集系统的现场照片如图12所示.
4.2大风天气下实测数据分析
通过某次大风天气下的观测数据，本文对关于桥塔对称的2#和28#吊索的观测数据进行了比较，28#吊索按试验方案沿吊索长度方向等间距安装了4个分隔器，而另一侧的2#吊索则未安装分隔器.图13给出了2014年7月24日全天的风向风速和加速度实测数据，并选取了用于数据研究的信号分析段.信号分析段的吊索振动典型频谱如图14所示.
从频谱图中可知未安装分隔器的2#吊索，其1～5阶振动非常卓越，而加装分隔器的28#吊索无明显卓越频率，频谱分散凌乱，类似于白噪声，功率谱密度峰值相比2#吊索各索股明显减小，证明可造成大幅振动的前5阶振动能量大大降低.信号分析段对应时间的风向为300°左右，按照图11（b）对风向的规定，可知其为与横桥向成30°左右的风向角从西北方向吹向东南方，因此2B#索股与28C#索股在此风向角下属于同方位索股，另外由图给出的信号分析段对应的风速可知，2#和28#吊索位置对应的风速基本一致，故比较2B#索股与28C#索股的振动响应情况就能准确反应分隔器对吊索的减振效果.通过对信号分析段按1 min平均时距做加速度均方根统计，得到了相应加速度均方根随时间的变化如图15所示.从图中看出，安装分隔器后的28C#索股的振动响应明显要小于2B#索股的响应值，加装了4分隔器的28C#索股相比2B#索股其横桥向1至5阶振动响应均值分别减小了66.7%，60%，57.1%，60%与56.3%，根据现场观测录像2#索有明显碰索现象，而加装分隔器的28#索则未出现，从而验证了分隔器的良好的减振效果.
5结论
1）制作了西堠门大桥的骑跨式矩形排列吊索的完全气弹模型，对其气动外形进行了准确模拟，并且通过风洞试验再现了多索股吊索的大幅振动和碰索现象.
2）依据试验结果初步确定尾流驰振附加抖振是吊索大幅振动和碰索的关键原因，但由于没有模拟吊索两端实际边界条件，尚无法确定是否存在参数振动和线性内共振，需进行后续研究.
3）依据尾流驰振理论和吊索气弹模型试验结果拟合得到了尾流驰振临界风速公式中适用于西堠门桥吊索布置的常数c值，并设计了满足桥址处检验风速下不发生尾流驰振的需均匀安装的最少分隔器数量.
4）最后通过吊索完全气弹模型试验得到的响应结果和现场实测数据验证了分隔器对吊索多索股减振的有效性，索股的各阶模态减振率达55%～95%，其成功应用可为类似工程提供参考.
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异步电机的振动与减振 篇12
兖州矿业 (集团) 公司鲍店煤矿和东滩煤矿通过对异步电机在运行维护和维修中产生振动的原因进行分析研究, 找出了造成异步电机产生振动的原因, 针对这些原因采取了有效的减振处理措施, 极大地缩短了维修时间, 节约了维修费用。研究指出, 引起异步电机振动过大的主要原因有机械原因、电气原因和安装原因。 (1) 机械原因。主要包括转子不平衡;机座与端盖等重要支承件的运行变形或者松动;轴承的加工、装配以及润滑等因素。 (2) 电气原因。主要包括气隙不均匀, 定子或者转子的绕组损坏。气隙对于电动机的性能影响很大。若是装配气隙不均匀, 异步电机在运行过程中的激磁电流变化就很大, 从而产生单边次拉力, 甚至造成定子与转子相互摩擦。因此, 检查校正动、静部分的间隙, 保证气隙装配均匀是防止振动过大的必要措施。考虑到装配方便和运转安全, 根据电机的尺寸和转速, 中小型异步电机的气隙一般为0.2～1.0mm。另一方面, 由于绝缘老化、受潮、腐蚀性气体侵入以及机械力和电磁力的冲击等都会造成定子或转子绕组的损坏、局部短路, 使得电机在运行中转子径向受力不均匀, 从而产生振动。可以采用三相电流平衡法或者电阻法, 利用电工仪表查找出短路点并进行修复。 (3) 安装原因。由于电机与负载机械之间的连接安装不良, 也必然造成电机运行时的干扰力使得机组产生与转速角频率相关的振动。采用联轴器、联轴节连接的时候, 应当保证同轴度的要求, 联轴器之间保持35mm的间隙;采用三角皮带传动连接时, 应保证皮带槽的平行度要求, 调节皮带的松紧度, 以减少皮带的振动;采用齿轮传动连接的时候, 应当保证两轴之间的平行度要求, 使齿轮正确啮合。