振动力学论文

振动力学论文（精选8篇）

振动力学论文篇1

振动方面的专业英语及词汇参见《工程振动名词术语》 1 振动信号的时域、频域描述振动过程(Vibration Process)简谐振动(Harmonic Vibration)周期振动(Periodic Vibration)准周期振动(Ouasi-periodic Vibration)瞬态过程(Transient Process)随机振动过程(Random Vibration Process)各态历经过程(Ergodic Process)确定性过程(Deterministic Process)振幅(Amplitude)相位(Phase)初相位(Initial Phase)频率(Frequency)角频率(Angular Frequency)周期(Period)复数振动(Complex Vibration)复数振幅(Complex Amplitude)峰值(Peak-value)平均绝对值(Average Absolute Value)有效值(Effective Value，RMS Value)均值(Mean Value，Average Value)傅里叶级数(FS，Fourier Series)傅里叶变换(FT，Fourier Transform)傅里叶逆变换(IFT，Inverse Fourier Transform)离散谱(Discrete Spectrum)连续谱(Continuous Spectrum)傅里叶谱(Fourier Spectrum)线性谱(Linear Spectrum)幅值谱(Amplitude Spectrum)相位谱(Phase Spectrum)均方值(Mean Square Value)方差(Variance)协方差(Covariance)自协方差函数(Auto-covariance Function)互协方差函数(Cross-covariance Function)自相关函数(Auto-correlation Function)互相关函数(Cross-correlation Function)标准偏差(Standard Deviation)相对标准偏差(Relative Standard Deviation)概率(Probability)概率分布(Probability Distribution)高斯概率分布(Gaussian Probability Distribution)概率密度(Probability Density)集合平均(Ensemble Average)时间平均(Time Average)功率谱密度(PSD，Power Spectrum Density)自功率谱密度(Auto-spectral Density)互功率谱密度(Cross-spectral Density)均方根谱密度(RMS Spectral Density)能量谱密度(ESD，Energy Spectrum Density)相干函数(Coherence Function)帕斯瓦尔定理(Parseval''s Theorem)维纳，辛钦公式(Wiener-Khinchin Formula 2 振动系统的固有特性、激励与响应振动系统(Vibration System)激励(Excitation)响应(Response)单自由度系统(Single Degree-Of-Freedom System)多自由度系统(Multi-Degree-Of-Freedom System)离散化系统(Discrete System)连续体系统(Continuous System)刚度系数(Stiffness Coefficient)自由振动(Free Vibration)自由响应(Free Response)强迫振动(Forced Vibration)强迫响应(Forced Response)初始条件(Initial Condition)固有频率(Natural Frequency)阻尼比(Damping Ratio)衰减指数(Damping Exponent)阻尼固有频率(Damped Natural Frequency)对数减幅系数(Logarithmic Decrement)主频率(Principal Frequency)无阻尼模态频率(Undamped Modal Frequency)模态(Mode)主振动(Principal Vibration)振型(Mode Shape)振型矢量(Vector Of Mode Shape)模态矢量(Modal Vector)正交性(Orthogonality)展开定理(Expansion Theorem)主质量(Principal Mass)模态质量(Modal Mass)主刚度(Principal Stiffness)模态刚度(Modal Stiffness)正则化(Normalization)振型矩阵(Matrix Of Modal Shape)模态矩阵(Modal Matrix)主坐标(Principal Coordinates)模态坐标(Modal Coordinates)模态分析(Modal Analysis)模态阻尼比(Modal Damping Ratio)频响函数(Frequency Response Function)幅频特性(Amplitude-frequency Characteristics)相频特性(Phase frequency Characteristics)共振(Resonance)半功率点(Half power Points)波德图(Bodé Plot)动力放大系数(Dynamical Magnification Factor)单位脉冲(Unit Impulse)冲激响应函数(Impulse Response Function)杜哈美积分(Duhamel’s Integral)卷积积分(Convolution Integral)卷积定理(Convolution Theorem)特征矩阵(Characteristic Matrix)阻抗矩阵(Impedance Matrix)频响函数矩阵(Matrix Of Frequency Response Function)导纳矩阵(Mobility Matrix)冲击响应谱(Shock Response Spectrum)冲击激励(Shock Excitation)冲击响应(Shock Response)冲击初始响应谱(Initial Shock Response Spectrum)冲击剩余响应谱(Residual Shock Response Spectrum)冲击最大响应谱(Maximum Shock Response Spectrum)冲击响应谱分析(Shock Response Spectrum Analysis 3 模态试验分析

模态试验(Modal Testing)机械阻抗(Mechanical Impedance)位移阻抗(Displacement Impedance)速度阻抗(Velocity Impedance)加速度阻抗(Acceleration Impedance)机械导纳(Mechanical Mobility)位移导纳(Displacement Mobility)速度导纳(Velocity Mobility)加速度导纳(Acceleration Mobility)驱动点导纳(Driving Point Mobility)跨点导纳(Cross Mobility)传递函数(Transfer Function)拉普拉斯变换(Laplace Transform)传递函数矩阵(Matrix Of Transfer Function)频响函数(FRF，Frequency Response Function)频响函数矩阵(Matrix Of FRF)实模态(Normal Mode)复模态(Complex Mode)模态参数(Modal Parameter)模态频率(Modal Frequency)模态阻尼比(Modal Damping Ratio)模态振型(Modal Shape)模态质量(Modal Mass)模态刚度(Modal Stiffness)模态阻力系数(Modal Damping Coefficient)模态阻抗(Modal Impedance)模态导纳(Modal Mobility)模态损耗因子(Modal Loss Factor)比例粘性阻尼(Proportional Viscous Damping)非比例粘性阻尼(Non-proportional Viscous Damping)结构阻尼(Structural Damping，Hysteretic Damping)复频率(Complex Frequency)复振型(Complex Modal Shape)留数(Residue)极点(Pole)零点(Zero)复留数(Complex Residue)随机激励(Random Excitation)伪随机激励(Pseudo Random Excitation)猝发随机激励(Burst Random Excitation)稳态正弦激励(Steady State Sine Excitation)正弦扫描激励(Sweeping Sine Excitation)锤击激励(Impact Excitation)频响函数的H1 估计(FRF Estimate by H1)频响函数的H2 估计(FRF Estimate by H2)频响函数的H3 估计(FRF Estimate by H3)单模态曲线拟合法(Single-mode Curve Fitting Method)多模态曲线拟合法(Multi-mode Curve Fitting Method)模态圆(Mode Circle)剩余模态(Residual Mode)幅频峰值法(Peak Value Method)实频-虚频峰值法(Peak Real／Imaginary Method)圆拟合法(Circle Fitting Method)加权最小二乘拟合法(Weighting Least Squares Fitting method)复指数拟合法(Complex Exponential Fitting method)1.2 振动测试的名词术语 1 传感器测量系统

振动力学论文篇2

1 振动压实原理

传统振动压路机是通过激振器中偏心轴或偏心块高速旋转产生的离心力引起的振动, 通过钢轮产生的振动波作用于压实材料, 从而使压实材料密实度得到提高。一般振动压路机的振动频率为25~50HZ, 其对压实材料的压实度随着压实深度的增加而降低, 且由于振幅较小 (一般不大于2mm) , 对于深层介质的压实影响较小, 不适用于厚层压实。

振动压路机的振动一般是由内部的激振器 (高速转动的偏心轴或者装于轴上的偏心块) 产生的离心力而引起的。其激振力公式如下:

其中:

F——离心力产生的激振力。

M——偏心轴质量或者偏心块总的质量。

e——偏心轴或者偏心块的偏心距。

ω——旋转角速度。

如图1所示是一种简化振动压路机激振器模型。

本模型中, 振动轴工作时主要受自身重力、马达扭矩、偏心块高速旋转产生的离心力以及振动轴承支撑力综合作用。由于轴高速旋转时受动力扭矩产生的应力较小且应力校核较为简单, 因此本文仅针对激振力对振动轴的影响进行分析。

2 仿冲击振动压实原理

传统的振动压路机的激振器无论是偏心轴还是偏心块结构, 工作时, 其中心惯性主轴与其转动轴并不重合。这说明传统振动压路机的激振器系统工作状态下是一个动不平衡系统。理论上, 这种动不平衡对振动轴承、转动轴等产生较大的磨损, 降低了其使用寿命。因此文章在传统振动压路机基础上引入动平衡原理。其具体实现过程为利用偏心轴套使钢轮强制振动, 从而将振动轮整体设计为一个“激振器”, 并应用动平衡原理, 通过安装与偏心轴套相位相差180°相位角度的偏心块, 经过力学分析与计算, 使振动轴达到动平衡。

2.1 动平衡原理

对于轴向尺寸较大的转子 (即b/D ≥0.2的转子) , 其质量不可以近似认为分布在垂直于其回转轴线的同一平面内, 而往往是分布在若干个不同的回转平面内。这种不平衡现象只有在转子运转的情况下才能显示出来, 故称其为动不平衡转子。

动平衡及其条件:对于动不平衡的转子, 为使转子在运转时其各偏心质量产生的惯性力和惯性力偶矩同时得以平衡。需再选择2个平衡基面, 并适当地各加一平衡质量, 使两平衡基面内的惯性力之和分别为零, 这个转子便可动平衡。

动平衡的力学条件:各偏心质量 (包括平衡质量) 的惯性力的矢量和为零, 以及由这些惯性力所构成的力矩的矢量和也为零。即:

与静平衡的关系:静平衡的回转件不一定是动平衡的, 动平衡的回转件一定是静平衡的。

2.2 仿冲击振动压实技术

一般情况下, 在振动轮的振动轴上安装有n个偏心块, 其中偏心距均为e, 质量均为m, 偏心块和压实机的纵向轴线之间的夹角为θ。实际压实过程中, 振动轴由马达带动以角速度ω旋转, 由于偏心块的存在, 就会在振动轴上产生惯性离心力f:, 此惯性离心力即为激振力。

而仿冲击振动压实机则将联接振动轴和压实轮的轴套设计为偏心轴套, 其偏心距为A, 如此装在偏心轴套上的压实轮则可看作是一个更大的“偏心块”, 其质量为M, 其角速度与偏心块相同。其动平衡原理如图2所示。

通过偏心轴套, 压实轮产生的离心力F:

等式的左边是压实轮质量与偏心轴套的偏心距的乘积, 而等式右边是安装于振动轴上的偏心块的总质量与偏心距的乘积。其意义在于可以通过换用不同的偏心轴套达到振动调幅的目的, 同时调节振动轴上偏心块的数目与参数来保持压实机整机的动平衡状态。

2.3 仿冲击振动压路机的振动轴受力分析

针对仿冲击振动压实原理进行了10t单钢轮仿冲击振动压路机的工业样机设计。其振动轴三维模型如图3所示。

如图3所示, 此振动轴模型为四轴承支撑, 其中最外侧的轴承起到连接钢轮与机架的作用, 中间轴承上安装有偏心轴套, 振动轴的高速旋转通过键连接带动偏心轴套高速旋转。安装在偏心轴套上的钢轮因此产生振动效果。安装在振动轴中间的偏心块经高速旋转产生离心力与偏心轴套处的离心力平衡。偏心轴套与偏心块对称布置, 保证对振动轴左右两侧空间力矩平衡, 即完全达到动平衡条件。

离心力对振动轴而言, 其大小不变, 但方向始终变化, 为了简化计算方法, 可以把离心力当做静力来考虑, 并且忽略振动轴加速时惯性阻力的影响。将径向力P视作在偏心块厚度范围内的均布载荷, 绘出轴的受力简图如图4所示。偏心块厚度初步取值为160mm, 振动轴承宽度中心距偏心块厚度中心距离初步设计取值为160mm, 振动轴承之间的跨距初步设计取值为1065mm。

其中, 工作时即振动轴高速旋转时, 最外侧轴承处仅承受振动轴部件的重力, 为与传统振动压路机振动轴作用力相比较, 图4未显示。

一般, 安装有偏心振子的振动轴轴上所承受的最大径向力可按下式确定:

式中:P——轴上所承受的最大径向力,

γ——与质量有关的平衡系数, 一般可取0.95。

所设计的10t仿冲击振动压路机, 拟取离心力按照完全动平衡即动平衡比为1时计算:

根据动平衡条件可知, 偏心轴套轴段处受力同样是F’=145.82k N。

3 基于workbench的振动轴对比有限元分析

传统振动压路机振动轴与仿冲击振动压路机振动轴轴段设计不同, 其中前者仅需要2个轴承支撑, 后者为2对轴承4点支撑, 但中间结构类似。因此, 本文以仿冲击振动压路机为例, 进行workbench软件有限元分析过程阐述, 在静力学分析中, 以仿冲击振动压路机振动轴为模型, 针对传统振动压路机与仿冲击振动压路机振动轴的受力情况的不同进行设置, 对比分析得出结果。

3.1 振动轴有限元模型建立

模型建立在振动轴的设计过程中, 为了使加工方便及外观考虑会设置各种倒角、过度圆角、凹槽、凸台等, 还有为安装振动轴承所加工的各种卡槽, 在振动轴工作承载过程中对轴的影响很小, 简化后的振动轴模型如图5所示。在Proe中建模后另存为iges格式文件, 后在workbench中导入。

3.2 材料属性和网格划分

Workbench软件中材料属性设置很简单, 振动轴为45钢材料, 定义其属性在Engineeing Data中定义。直接选择meshing, 选择高等级Fine进行智能网格划分。将振动轴模型划分为78889个网格, 90098个结点。

3.3 振动轴静力学分析

先分析仿冲击振动压路机的振动轴, 根据此模型轴的受力特点, 将最外侧支撑轴承接触的台阶处设定为固定约束即fixed support, 在图1所示的B, C处添加激振力F0, 偏心块轴上位置处添加离心力P, 且两者方向相反。经过workbench后台数据处理可得出应力图及应变图 (见图5) , 从图中可直观地看到应力的最大值为34.978MPa满足要求, 应变的最大值为0.0015mm。要考虑振动轴承的游隙决定此值是否满足。

再对传统振动压路机振动轴进行分析:根据此模型轴的受力特点, 将振动轴承接触的台阶处设定为三个自由度全部约束, 在图1所示的B, C处添加激振力F0经过workbench后台数据处理可得出应力图及应变图, 从图6中可直观地看到应力的最大值为299.99MPa满足要求, 应变的最大值为0.00178mm。

由上述仿真对比可知, 仿冲击振动技术振动轴最大应力为34.978MPa, 而传统振动技术的振动轴最大应力为299.99MPa, 可知仿冲击振动技术振动轴所受应力要远远小于传统振动技术振动轴。由此可知应用动平衡技术的防冲击振动技术的振动轴的寿命要更好。

4 结语

(1) 文章介绍了一种仿冲击振动压实技术。详细介绍了其工作原理, 将振动、冲击与静压联合作用, 并通过特殊的动平衡设计使振动轴达到动平衡。 (2) 文章分析了传统振动压路机与仿冲击振动压路机振动轴的受力, 应用workbench软件对两者进行仿真分析, 得出仿冲击振动压路机的振动轴受力良好, 变形较小。说明设计的仿冲击振动压路机振动轴具有较高的寿命, 为仿冲击振动压路机设计提供一定的参考意义。

参考文献

[1]杨人凤.冲击与振动复合压实技术的研究[D].西安:长安大学, 2003.

[2]冯忠绪, 张志峰, 姚运仕, 等.仿冲击振动压实技术[J].长安大学学报:自然科学版, 2008 (2) :97-99.

[3]刘鸿文.材料力学[M].3版.北京:高等教育出版社, 1993.

[4]易日.使用ANSYS进行结构力学分析[M].北京:北京大学出版社, 2002.

振动力学论文篇3

摘要：利用改进小参数平均法，推导出了平面运动双质体振动系统中两偏心转子的无量纲耦合方程，并依据其零解的存在及稳定性，得出了实现同步与同步稳定性运行的条件，给出了系统负载系数及同步能力系数定义。通过数值分析，讨论了系统动力学参数对耦合同步特性的影响，得到了双偏心转子自同步的稳定运行的参数区间。结果表明：随着系统动力学参数的变化，同步极值点既可能是负载系数的极小值点，也可能是负载系数的极大值点。其原因是由于双质体的耦合作用，来自于机体运动的同步力矩，在一定参数范围内驱动两个偏心转子相位差向负载系数最大值点趋近；而在此区域以外，驱动两偏心转子相位差向负载系数极最小值点趋近。通过数值仿真，验证了耦合分析结果的正确。

关键词：双质体振动系统；自同步；稳定性；耦合动力学

中图分类号： TH113.1； O347.6 文献标志码： A 文章编号： 1004-4523（2016）03-0521-11

DOI：10.16385/j.cnki.issn.10044523.2016.03.019

引言

振动系统中偏心转子的自同步现象为振动技术提供了一个新的应用领域[12]，并导致了振动利用工程建立[35]。

最早研究同一刚体上偏心转子同步理论的是前苏联学者Blekhman，他利用小参数PoincareLyapunov方法与运动稳定性理论，从物理上解释了两偏心转子的自同步现象，由此发展成振动系统中偏心转子自同步分析的基于直接运动分离的小参数平均法[12]。在20世纪70年代始，中国学者闻邦椿院士将双偏心转子的运动微分方程合并为相位差扰动参数的微分方程，简化了系统的稳定性分析，发明了一系列的振动机械，创建了振动利用工程新学科[35]。作者通过设置两个偏心转子平均转速与相位差的扰动量，推导出偏心转子的无量纲耦合方程，改进了小参数平均法，将偏心转子的同步问题转换为无量纲耦合方程的零解存在及稳定性问题[67]。但以上内容主要是针对过共振系统中两个或多个偏心转子的同步问题进行研究的。在此类振动系统响应中，系统负载总是与阻尼相位角正弦量项有关，阻尼相位角余弦量项总是影响系统的同步力矩与稳定性。其原因是阻尼相位角接近于0，与阻尼相位角正弦量相关项对称稳定性影响可以忽略，进而在系统稳定性分析过程中，可以忽略阻尼相位角正弦量的耦合力矩对系统稳定性的影响[610]。

《弦振动实验报告》篇4

一、实验目的 1、观察固定均匀弦振动共振干涉形成驻波时的波形，加深驻波的认识。

2、了解固定弦振动固有频率与弦线的线密ρ、弦长 L 和弦的张力Τ的关系，并进行测量。

二、实验仪器

弦线，电子天平，滑轮及支架，砝码，电振音叉，米尺

三、实验原理

为了研究问题的方便，认为波动是从 A点发出的，沿弦线朝Ｂ端方向传播，称为入射波，再由Ｂ端反射沿弦线朝Ａ端传播，称为反射波。入射波与反射波在同一条弦线上沿相反方向传播时将相互干涉，移动劈尖Ｂ到适合位置．弦线上的波就形成驻波。这时，弦线上的波被分成几段形成波节和波腹。驻波形成如图（2）所示。

设图中的两列波是沿 X 轴相向方向传播的振幅相等、频率相同振动方向一致的简谐波。向右传播的用细实线表示，向左传播的用细虚线表示，它们的合成驻波用粗实线表示。由图可见，两个波腹间的距离都是等于半个波长，这可从波动方程推导出来。

下面用简谐波表达式对驻波进行定量描述。设沿 X 轴正方向传播的波为入射波，沿 X 轴负方向传播的波为反射波，取它们振动位相始终相同的点作坐标原点 “O”，且在 X＝0 处，振动质点向上达最大位移时开始计时，则它们的波动方程图（2）

分别为：

Y 1 ＝Acos2(ft－x/ )Y 2 ＝Acos[2(ft＋x/λ)+ ] 式中 A 为简谐波的振幅，f 为频率，为波长，X 为弦线上质点的坐标位置。两波叠加后的合成波为驻波，其方程为：

Y 1

＋Y 2 ＝2Acos[2（x/ ）+/2]Acos2ft

① 由此可见，入射波与反射波合成后，弦上各点都在以同一频率作简谐振动，它们的振幅为｜2A cos[2（x/ ）+/2] |，与时间无关 t，只与质点的位置 x 有关。

由于波节处振幅为零，即：｜cos[2（x/ ）+/2] |＝0 2（x/ ）+/2＝(2k+1) / 2

(k=0.2.3.…)

可得波节的位置为：

x＝k /2

② 而相邻两波节之间的距离为：

x k ＋ 1 －x k ＝(k＋1)/2－k / 2＝ / 2

③ 又因为波腹处的质点振幅为最大，即

｜cos[2（x/ ）+/2] |

=1 2（x/ ）+/2 ＝k

(k=0.1.2.3. )

可得波腹的位置为：

x＝(2k-1)/4

④ 这样相邻的波腹间的距离也是半个波长。因此，在驻波实验中，只要测得相邻两波节或相邻两波腹间的距离，就能确定该波的波长。

在本实验中，由于固定弦的两端是由劈尖支撑的，故两端点称为波节，所以，只有当弦线的两个固定端之间的距离（弦长）等于半波长的整数倍时，才能形成驻波，这就是均匀弦振动产生驻波的条件，其数学表达式为：

L＝n / 2

(n=1.2.3.…)由此可得沿弦线传播的横波波长为：

＝2L / n

⑤ 式中 n 为弦线上驻波的段数，即半波数。

根据波速、频率及波长的普遍关系式：V＝f，将⑤式代入可得弦线上横波的传播速度：

V＝2Lf/n

⑥ 另一方面，根据波动理论，弦线上横波的传播速度为：

V＝(T/ρ)1/2

⑦ 式中 T 为弦线中的张力，ρ 为弦线单位长度的质量，即线密度。

再由⑥⑦式可得

f =（T/ρ）

1/2（n/2L）

得

T＝ρ /(n/2Lf)2

即

ρ＝T(n/2Lf)2

(n=1.2.3.…)

⑧ 由⑧式可知，当给定 T、ρ、L，频率 f 只有满足以上公式关系，且积储相应能量时才能在弦线上有驻波形成。

四、实验内容

1、测定弦线的线密度：用米尺测量弦线长度，用电子天平测量弦线质量，记录数据 2、测定 11 个砝码的质量，记录数据 3、组装仪器

4、调节电振音叉频率，弦线长度和砝码数量得到多段驻波，用米尺测量驻波长度，记录频率，砝码质量，波数，波长。（靠近振动端的第一个驻波不完整，要从第二个驻波开始测量波长）

五、数据记录及处理

1、弦线密度测定弦线总长：2.00m

总质量：0.383g

σ=0.383/2.00=0.1915

g/m 2、砝码质量测定：

兰州 g=9.793m/s2 编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

质量/g 10.015 10.016 9.988 10.020 10.009 10.000 10.013 10.006 10.018 10.018 4.997

波数波长 L/cm 张力 T/N 频率 f/Hz 砝码 m/g 9 17.30 0.049 45.04 4.997 8 17.38 0.049 48.17 4.997 7 16.13 0.049 49.26 4.997 6 20.31 0.098 43.70 10.015 5 23.16 0.098 16.51 10.015 4 30.60 0.196 53.21 20.031 3 41.44 0.343 54.81 35.022 2 69.50 0.980 50.00 100.093 T/N 0.049 0.049 0.049 0.098 0.098 0.196 0.343 0.980 v/m/s 0.506 0.506 0.506 0.715 0.715 1.012 1.338 2．262

lgT/N-1.309-1.309-1.309-1.009-1.009-0.708-0.465-0.009 lgv/m/s-0.296-0.296-0.296-0.146-0.146 0.005 0.126 0.354

六、实验分析

本实验结果基本符合经验公式，但还存在误差，分析有以下原因：

1、未等挂在弦线上的砝码稳定就开始测量。

2、未等形成的驻波稳定就开始记录数据。

3、用米尺测量时读数不够精确。

七、实验问题 1、.如果要确定 v 与σ的关系，实验应如何安排?

答：应准备材质不同的弦线，在频率 f 和张力 T 一定的情况下，出现不同数量的驻波，测量对应波长 L，V=2Lf，作出σ—V 图像。σ作为 V 的幂函数令σ=AV，两边取对数得 lgσ=lgA+BlgV 作 lgσ—lgV 图像求 A,B.若 B=V,A=T 则公式推导正确。

2、弦振动时，使 N（波数）为偶数，将音叉转 90°后，观察现象，并说明原因。

煤矿安全与振动监测篇5

煤矿安全与振动监测

近年来,我国煤矿灾害时有发生,虽然煤矿瓦斯含量的监测已很普遍,但进行振动监测者则极少.其实,煤矿的主要灾害诸如瓦斯爆炸、水患、矿震,都与煤岩体的.破裂有关,破裂则必然产生振动,因此,监测并研究矿山的种种振动事件是研究和预防矿山灾害的重要途径.阐述了振动监测在煤矿安全中的重要性,简略介绍了这方面的某些研究结果以及一些监测研究方法.

作者：陆其鹄 LU Qi-hu 作者单位：中国地球物理学会地球物理技术委员会,北京,100081刊名：科技导报 ISTIC PKU英文刊名：SCIENCE & TECHNOLOGY REVIEW年，卷(期)：200624(8)分类号：X8关键词：振动监测煤矿安全矿山灾害

防噪音振动安全技术措施篇6

煤矿企业所产生的噪音及振动将影响附近居民的正常休息，并且可能使作业的工人产生呕吐、耳鸣、头晕等现象，为了尽可能的减少噪音对附近居民及作业的工人的影响，特编制防噪音、振动安全技术措施如下：

煤矿企业产生噪音及振动的机械设备主要有瓦斯抽放泵、空压机、风机、乳化泵及井下局扇等。防噪音可采取的措施可分为：1在噪声源井下处理，2在传播过程中进行处理，而我矿采取的防噪音措施主要是在噪音源井下处理，即在各机械设备处安装消声器。

防振动的危害应从工艺改革入手，减少手及肢体直接接触振动体；工具把手设置缓冲器；改进压缩空气的出口方位，防止工人受冷风吹袭。振动作业工人应发双层护垫无指手套或护垫泡沫塑料的无指手套，以减震保暖。在工人不直接接触的振动设备处安设减震器。

建立合理的劳动制度，按接触振动的强度和频率，订立工休及定期轮换制度，并对日接触振动时间给预一定限制。

就业前和工作后定期进行体检，及时发现和处理受噪音、振动的作业人员。

未尽事宜按煤矿安全规程和作业规程执行。

防止噪声危害应从声源、传递途径和接收者三个方面入手。控制和消除噪声源，是防止噪音危害的根本措施。可采用无声或低音设备代替发出噪声的设备，或将生产允许远置的噪声源如风机、电动机等，移至车间外或采取隔离措施；控制噪声的传播一般有吸声、消声、隔声、隔振等几种措施。

预防振动的危害应从工艺改革入手。在可能的条件下，以液压、焊接、粘接等新工艺代替铆接；改进风动工具，采用减震装置，设计自动或半自动或操纵装置，减少手及肢体直接接触振动体。

卫生保健措施应加强个人防护。对于生产场所的噪声暂时不能控制，或需要在特殊高噪声条件下工作时，佩戴个人防护用品是保护听觉器官的有效措施。耳塞、耳罩、帽盔等都是隔声的娇好防护用品。振动作业工人应戴双层衬垫无指手套或衬垫泡沫塑料的无指手套，以减振保暖。对接触噪声和振动的工人应定期进行健康检查，及时发现和处理受噪声和振动损伤的作业人员

1、施工噪声防治

对施工工地噪声，要严格建设审批，要求其申报项目名称、施工场所、占地面积、施工总期限、各噪声期环境噪声的污染范围和污染程度以及采取的防治措施，并要求其交纳保证金。

环境保护部门要加强监督管理，执行“公众参与”的监督制度，采用突击抽查或检查方式监督其噪声，限制其施工机械与施工时间，并根据污染范围、强度、时间及建设规模向建筑单位征收建筑噪声排污费，以此对环境、社会和周围居民补偿。

要求建筑单位开工前修建隔声墙，采用低噪声新技术和低噪声施工机械，采用吸声、隔声、隔振降噪技术。

2、交通噪声防治

敏感区域附近设禁鸣区和限速区，对路过的车辆吨位加以限制以改善附近的声环境。

加强交通管理，制定噪声违章收费标准，强化违反交通规则罚款制度。

加强机动车管理，合理分配各交通干道的车流量、车吨位和规定限速要求。

加强道路建设，完善道路系统，改善路况，对破损的道路路面及时修补，必要时交叉口设置立体通道。

实行单车噪声控制，规定单车噪声容许限值，控制机动车辆出厂的噪声指标，对噪声超标的旧车，要求其安装降噪装置，必要时淘汰、更新噪声排放超标旧车。

3、社会生活噪声防治

文化娱乐场所，选择场所前必须到环保部门办理审批手续，居民区内的娱乐场所，要求其采取有效的隔声减振措施，并达到所在功能区的排放标准。不符合标准的娱乐场所，文化部门不得发文化经营许可证，工商部门不得发营业执照。

通过宣传教育和管理对家庭娱乐活动和室内装修进行控制，规定限制音量和作业时间。

4、厂界噪声防治

噪声污染严重的企业，要远离学校、居民区、公建设施区等声敏感区，并要达标排放。因特殊原因距离声敏感区较近的，妥善布置噪声辐射方向，合理布置建筑结构，加强厂区界的立体绿化，必要时修筑隔声墙，尽可能减小噪声。

研制和采用低噪声设备和机械以及加工工艺，对高噪声的设备和机械要加强维护维修，采用隔声、阻尼、吸声、隔振技术加以控制(如设置隔声室、隔声机罩)。

振动力学论文篇7

随着建筑业的快速发展, 擦窗机作为对建筑外墙清洗和维护的专用设备, 用途日益广泛。目前国内相关设备多安装于数十米, 甚至上百米的屋面, 由于其工作时各个机构频繁地启动和制动, 正面临着冲击和振动大, 安全性能低, 整机稳定性差等问题[1,2]。随着人们对擦窗机的生产质量、技术性能的要求越来越高, 应尽可能避免整机运行时由于振动引起的共振以及钢结构的破坏, 因而对整机进行振动力学性能分析显得尤为重要。

本文以CWGS250屋面轨道式擦窗机为研究对象, 基于质量代换法和集中质体法, 结合整机结构和承载特点, 建立整机不同自由度动力学模型, 利用动力学多自由度自由振动原理计算其固有频率, 并通过ANSYS模态分析获得其振型, 为擦窗机同类产品的研发及生产提供借鉴。

2 不同自由度振动系统理论计算

本文研究的CWGS250屋面轨道式擦窗机共3节臂, 可绕行走机构中心±180°旋转工作, 具体结构如图1所示。

1-二节臂;2-一节臂;3-基臂;4-配重;5-立柱;6-行走机构

基于动力自由度定义, 即在振动过程的任一时刻, 为了表示全部有意义的惯性力的作用, 所必须考虑的独立位移分量的个数, 根据图1擦窗机整机结构实际位移偏移情况, 分别建立三自由度、二自由度、单自由度系统。根据集中质体法, 将连续分布的质量集中到有限个质体上, 即把连续分布质量离散成为无重弹性体系上的有限个集中质体, 将屋面轨道式擦窗机整机结构简化为不同自由度振动系统动力学模型。

2.1 建立运动微分方程

多自由度振动系统的运动微分方程多用刚度法建立, 可描述为

其中, [M]、[C]和[K]分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵, 三者均为系统的特性矩阵;{}、{y.}和{y}分别为加速度、速度和位移列阵;F (t) 为载荷列阵。

分析多自由度系统动力响应, 要先分析系统的自由振动。由于结构系统的阻尼对自振频率和振型的影响很小, 可略去阻尼影响来确定系统的自振频率和振型, 简化后的无阻尼自由振动方程为

上式若用柔度矩阵表示则为

式中:[]=[K]-1为系统的柔度矩阵[3]。

2.2 三质量三自由度系统

CWGS250屋面轨道式擦窗机的实际位移主要有二节臂臂头下移, 基臂臂尾上移, 立柱顶部侧移, 因此将CWGS250屋面轨道式擦窗机简化为三质量三自由系统。

根据集中质体法, 依据代换前后构件的质量不变, 代换前后构件的质心位置不变, 代换前后构件对质心轴的转动惯量不变三个条件, 经计算由二节臂自重、一节臂自重、吊船自重、吊船额定载荷确定代换质量m1=3 290kg, 由基臂自重、立柱自重确定代换质量m2=1 880kg, 由配重臂自重、配重重量确定代换质量m3=13 870kg, 代换点分别为a=15.2m, b=4m, h=2.5m。考虑擦窗机各部分为刚性构件, 并假设各部件长度不变, 各集中质量点位移情况近似为m1竖直向下位移为x1;m2水平位移为x2, 同时为m1、m3水平近似位移;m3竖直方向上位移为x3。基于上述简化与近似假设, 构成图2所示三质量三自由度系统。

各质量点的弹性位移用柔度系数表示, 柔度系数ij定义为:在系统广义坐标xj上作用沿坐标正向的单位力时, 在系统广义坐标xi上产生的位移。

按柔度法可写出系统运动方程

根据柔度定义及位移互等定理, 即ij=ji, 可得1=5.23rad/s, 2=39.84rad/s, 3=188.98rad/s。

根据f=/2计算得f1=0.8 3 H z, f2=6.34Hz, f3=30.08Hz

2.3 二质量二自由度系统

根据集中质体法, 忽略位移量较小的基臂尾端自由度, 将配重和配重臂质量向立柱顶端处转化, 实际结构可简化为二质量二自由度系统, 如图3所示, 经计算m1=15 750kg, m2=3 290kg。

系统运动方程为

经计算可得系统的两个固有频率f1=0.87Hz, f2=7.81Hz。

2.4 单质量单自由度系统

采用单自由度系统的目的, 是计算立柱的自振频率。故将二节臂、一节臂重量均向立柱顶端处转化, 得到单自由度系统, 如图4所示, 则系统固有频率为

经计算单自由度系统固有频率为f=8.79Hz。

3 整机模态分析

通过对擦窗机整机进行动力学计算, 获得了不同自由度振动模型及固有频率。为了验证模型固频计算的精度, 并进一步了解其结构的频率分布范围、振型密集程度和节点位置等振动特性, 现运用ANSYS进行擦窗机模态分析。

3.1 建立模型与网格划分

考虑到前处理的便利, 并且能反映结构实际工作状态, 对其进行如下简化处理: (1) 忽略对结构影响不大的限位挡块、箍板、支板等零件; (2) 忽略小于10mm的圆角, 将其处理为直角; (3) 忽略焊接工艺边。

依据简化后实体模型, 以二节臂中分面为基准, 建立整机有限元模型。由于二者均由钢板焊接而成, 因此选用Shell 181单元作为有限元分析单元, 该单元有四节点, 每节点6个自由度, 具有应力钢化以及大变形功能[4], 能较好地适应本文的研究情况。

网格划分采用三角形单元和四边形单元, 以四边形单元为主, 根据结构特点, 适当地调整网格密度, 最终得到24 140个单元, 24 412个节点。

3.2 约束条件

伸缩臂各节臂搭接处通过滑轮支撑和导向, 基臂与立柱通过高强螺栓连接。假设伸缩臂在最大伸长量时, 滑轮接触部分和基臂与立柱连接处具有相同的变形, 将滑轮上下接触部分和螺栓连接处节点自由度耦合在一起, 从而简化了计算模型, 但对模态分析结果并无显著影响。

本文研究的屋面轨道式擦窗机, 整机通过回转机构可实现±180°转动, 考虑到模型的实际受力情况, 因此对立柱底端除y方向转动, 其他自由度均约束。

3.3 模态分析

由于典型的无阻尼模态 (振型) 基本方程的求解是一个经典的广义特征值问题, 有许多方法用于求解。ANSYS软件提供了包括Subspace法、Blocklanczos法和Power Dynamics法等共6种模态提取方法, 由于Blocklanczos (子空间) 法能使大多数模态分析得到好的解决, 且具有很高的效率与精度[6], 因此, 本文采用该方法来进行模型的模态求解。针对本文多自由度振动系统, 只提取前5阶频率, 将各阶固有频率列于表1, 前五阶振型如图5所示。

由振型图可知, CWGS250屋面轨道式擦窗机的一阶振型为伸缩臂沿X轴正方向的振动, 二阶振型为伸缩臂沿Y轴正方向的振动, 三阶振型为伸缩臂一节臂发生水平方向的弯扭, 四阶振型为整机沿竖直方向的弯扭, 五阶振型为基臂和一节臂沿竖直方向的弯扭。

通过ANSYS后处理中的Query Results选择查询项目DOF solution的选项来查取各阶振型中各点的相对位移, 找到前五阶振型中波动最大的位移点, 列于表2。

4 结论

1) 运用集中质体法建立了整机不同自由度动力学模型, 并分别获得三自由度系统固有频率0.83Hz、6.34Hz、30.08Hz, 二自由度系统固有频率0.87Hz、7.81Hz和单自由度系统固有频率8.79Hz。经与有限元法计算结果对比, 按二自由度系统建立的擦窗机动力学模型, 能够直接采用简单的公式计算系统低阶频率, 其计算精度在15%左右, 基本可以满足工程需要。

2) 通过有限元法对整机进行模态分析, 其第一阶频率的主振型为伸缩臂水平振动, 第二阶频率的主振型为伸缩臂垂直振动, 由此可见, 立柱回转机构的起制动与起升机构起制动对擦窗机结构的振动有很大影响。同时, 应尽量避开所获得的低阶频率, 为实际工作提供参考, 防止系统产生共振造成破坏。

3) 综合表2前五阶振型, 擦窗机整机振动时结构位移最大值分别为:臂头处相对位移值0.58mm、二节臂和一节臂交汇处相对位移值0.59mm、一节臂和基臂交汇处相对位移值0.45mm。同时, 以模态分析结果为基础提取各阶振型擦窗机结构最危险的3个点, 即臂头处、一节臂前托轮、基臂前托轮, 作为谐响应及瞬态分析基础。

参考文献

[1]薛抱新, 祝志锋.高层建筑擦窗机的选型与建筑设计要求[J].建筑科学, 2004, 20 (1) :65-71.

[2]SUN, M&Ali, N.An integrated management system for reactive building maintenance projects[D].Bristol:University of the West of England, 2003.

[3]于兰峰, 王金诺.塔式起重机动态分析的计算模型[J].机械设计与研究, 2006, 22 (5) :112-114.

[4]夏德茂, 马军星.CD250型擦窗机折臂静动态有限元分析[J].工程机械, 2010, 41 (2) :16-20.

[5]张朝晖.ANSYS11.0结构分析工程应用实例解析[M].北京:机械工业出版社, 2010.

振动试验技术综述篇8

关键词：随机振动试验技术振动控制

中图分类号：TH13 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2014）08（a）-0042-02

振动试验是在实验室条件下产生一个人工可控的振动环境，该环境模拟产品生命周期（制造/维修、运输、工作、其它）内的使用振动环境，使产品经受与实际使用过程的振动环境相同或相似的振动激励作用，考核产品在预期使用过程的振动环境作用下，能否达到设计所规定的各项技术要求，同时也是考核产品结构强度和可靠性的一个主要试验方法。因此，振动试验是产品可靠性试验的重要组成部分。

1 正弦振动试验

1.1 正弦振动试验原理

振动变量是正弦函数形式的一种振动试验。

1.2 正弦振动试验方法

常用的正弦振动试验分为：定频振动和扫频振动。

定频振动是指频率一定，振动加速度（或幅值）、试验时间可变的正弦振动试验。

扫频振动即正弦扫描，指按规定振动量的正弦波，在试验频率范围内，以某种规律连续改变振动频率以激励被试件。扫描时频率变化率称为扫描速率，扫描形式分为线性扫描和对数扫频两种。[1]

1.3 正弦振动试验的峰值加速度要求

（1）振动环境：保证在规定频率范围内，控制传感器上的正弦峰值加速度偏差不大于规定值的±10%。

（2）振动测量：保证在试验频率范围内，振动测量系统提供传感器安装面上的正弦峰值测量数据，其偏差在振动量值的±5%之内。

（3）均方根加速度值：正弦振动均方根加速度等于0.707倍的峰值加速度。

2 随机振动试验

2.1 随机振动定义

振动变量是一种随机变化的振动试验，在任意给定时刻，其瞬时值都不能精确预知。因此，随机振动用统计的方法来进行描述，采用频率域统计描述，即用功率谱密度函数来描述随机信号在频率域的统计特性。[2]

3 随机振动试验技术

3.1 试验允差

随机振动规定了加速度谱密度、频率测量、横向加速度允差要求。

3.1.1 加速度谱密度

文献[3]规定在任何情况下，控制传感器上的加速度谱密度的允差应不超过±3 dB，500 Hz以上可以放宽到-6～+3 dB，但是超过允差的累积带宽应限制在整个试验频率带宽的5%以内。

文献[4]规定500 Hz以下允差控制在-1.5～3 dB，500～2000 Hz不大于±3 dB，最大100 Hz累积带宽之内，偏离允许达到±6 dB。

3.1.2 频率测量

在试验频率范围内，振动测量系统提供传感器安装面上频率测量偏差应在±1.25%内。对于频率不大于25 Hz，分析带宽应小于等于2.5 Hz；对于频率大于25 Hz，分析带宽应不大于5 Hz。

3.1.3 横向加速度

在任何频率上，相互正交并与试验驱动轴正交的两个轴上的振动加速度应不大于试验轴上的加速度的0.45倍（或加速度谱密度的0.2倍）。

3.2 振动试验控制

在试验室振动试验中，试件一般通过适当的试验夹具安装在振动台，试验夹具与振动台的组合用于模拟预期使用过程中平台产生的振动环境，大多数情况下，振动使用条件所对应的振动控制点选择在试件与试验夹具的连接界面上，其代表了预期使用过程中平台对装备的振动环境激励。在理想状态情况下，即试件相对与振动台和试验夹具可以近似作为刚体处理，如果在试件与试验夹具连接界面的振动响应将与预期使用过程一致，可以认为试件经受了符合预期使用过程的振动环境考核。

当试件的尺寸和重量较大，或固有频率较低时，由于试件与振动台、试验夹具的动力耦合（共振或反共振）作用，试验时振动环境的模拟结果往往偏离理想的试验条件。这样即使在试件与试验夹具连接界面的振动控制点达到了规定的振动加速度试验条件，试件上的振动响应也会与预期使用过程中装备上的振动响应不一致，从而导致试件的过试验或欠试验。因此，在实验室振动环境试验中，需要采取适当的控制方法，以改善试件的过试验或欠试验，使得试验结果更接近预期试验情况。

振动试验控制方法可分为四种：加速度输入控制、力限控制、加速度限控制和加速度响应控制以及开环波形控制法。[3]

表1列举了几种控制方法的对比及说明。

4 振动夹具设计

4.1 振动夹具设计要求

一个好的振动夹具，它必须具有较好的综合性能，包括结构、加工工艺性、动态传递特性等多方面考虑。因此，振动夹具设计过程时，应考虑以下因素[1]。

（1）振动夹具能够最大限度地模拟产品的真实安装方式，既能方便地与振动台面连接，也能方便地与试件连接。

（2）尽量做到夹具与试件的组合中心到振动台面最短距离要求，并且与振动台面同轴。

（3）材料应选用比刚度大、阻尼大的材料，如：铝镁合金。

（4）结构优选选用对称封闭形，如立方体、盒型、半球形和锥形等。夹具与振动台面连接的固定点要求圆周对称分布，同一个平面最少均布4个孔，孔的形状做成埋头带台肩的样式。平底埋头孔的深度大约为螺杆直径的1.5～2倍，未被扩孔的部分不得小于15 mm，以保證夹具连接处有足够的强度，避免螺栓的高频共振。

（5）夹具的结构设计时要设计传感器的安装位置，传感器安装位置要求有足够的刚度，并靠近夹具的固定点。

（6）在整个试验频段内，夹具的频率响应特性应尽量平坦，其一阶固有频率应高于试验最高频率。如果，不能高于试验最高频率，则要求不能低于某个频率值，并且在高于这个频率时允许共振，但要限定放大因子及3 dB带宽。

（7）振动夹具的横向振动应尽量小，要求不大于轴向振动的30%。