減振的案例
軌道交通減振措施（上）
從1984年北京地鐵2號線東四十條站試鋪彈性短軌枕，到八通線、13號線在站區采用軌道減振器扣件、鋼彈簧浮置板，直至如今北京新開通線路中減振措施占全線比例大多超過40%，個別線路甚至達到60%，減振措施的發展非常迅速。品種繁多、型式多樣的減振措施在全國范圍內廣泛應用的同時，多種新措施和新的減振思路也不斷出現。
一、當前軌道工程中常用的減振措施
在現今軌道振動控制工程中，常用的減振措施主要為軌道減振措施，軌道減振措施根據減振效果進行分類，分為中等減振措施，高等減振措施和特殊減振措施；按照彈性部件使用位置不同，可分為鋼軌振動控制、軌下減振、枕下減振和道床下減振四大類。
1. 鋼軌振動控制措施
目前控制鋼軌振動的措施主要包括鋼軌重型化和無縫化、鋼軌維修，產品包括鋼軌吸振器、埋入式鋼軌，如圖1、圖2所示。
圖1鋼軌吸振器
鋼軌吸振器的種類很多，包括單點鋼軌吸振器、長條狀鋼軌吸振器以及迷宮式約束阻尼鋼軌吸振器、TRD等，這些措施主要控制鋼軌本身的振動，各措施的有效頻段因吸振器結構和阻尼材料的不同而不同。
圖2埋入式鋼軌
埋入式鋼軌是直接把鋼軌埋置于混凝土或軌枕板的鋼軌槽內。埋入式鋼軌最大的特點是鋼軌連續支承，由于鋼軌是埋入式，所埋入材料可將輪軌振動能量轉化為熱能并予以吸收，也大大地降低了鋼軌的輻射噪聲。
2. 軌下減振
軌下扣件是控制鋼軌振動向下傳遞的部件。目前地鐵上采用的扣件都具有一定的彈性，目的是降低軌道結構的振動，現今常用的減振扣件包括：軌道減振器扣件、LORD粘結墊板減振扣件、雙層彈性非線性減振扣件以及Vangard先鋒扣件等。
圖3減振扣件
3. 軌下減振
目前枕下采用的減振措施包括彈性短、長軌枕和梯形軌枕等。
展開 軌道交通減振措施（下）
二、減振措施新產品和新思路
由于減振工程的特殊性和產品選型的慣性，很多新產品和設計思路并未獲得廣泛推廣和客觀評價。
新產品和新思路根據其產生原因可分為針對減振產品引起的問題進行改進、提高減隔振效果、對既有產品進行工程性改進、新概念產品四個方向。
1. 針對減振產品引起的問題進行改進
減振扣件因其低剛度設計會加大鋼軌振動及輻射噪聲，針對這一問題，在澳大利亞ECRL線上，就曾將Delkor Egg扣件配合TRD產品進行使用以控制鋼軌振動。近年來在扣件設計上，一些產品將減振扣件和鋼軌吸振器予以結合。
諧振式浮軌扣件利用動力吸振原理，設計了內含諧振質量塊的橡膠制成楔塊，吸收鋼軌的振動能量，如圖9所示。
諧通扣件可以與迷宮式約束降噪板兼容，實現減振和降噪作用，如圖10所示。
圖9諧振式浮軌扣件
（洛陽雙瑞橡塑科技有限公司）
圖10諧通扣件
（青島科而泰環境控制技術有限公司）
2. 將減振措施進行組合以提高減隔振效果
將減振措施進行組合以獲得更高的減振效果這一思路在香港西鐵線、倫敦東線、瑞士巴塞爾有軌電車線路都有所應用。其中香港西鐵線采用科隆蛋扣件與橡膠支座浮置板組合，并結合橋梁結構優化和多腔室降噪設計實現振動噪聲控制；倫敦東線采用低振動軌道（LVT）和減振墊進行組合；巴塞爾有軌電車減振工程采用固有頻率為5 Hz的鋼彈簧浮置板組合固有頻率為 17 Hz的減振墊浮置板。
延續這一思路，國內科研單位將非線性道床隔振墊和高性能減振扣件兩種高等減振措施并用，研發出高減振組合道床系統，在保證安全的前提下，使隔振效果達到最優。
組合道床這種方式也在韓國高速鐵路有所應用，軌道型式為采用有砟軌道組合側置式鋼彈簧浮置道砟槽。
展開 設計仿真 | Adams中的減振器模型
減振器作為車輛中重要的元件，對瞬態操縱性、平順性、載荷等都有顯著的影響，再疊加國內對連續控制減振器（CDC）落地的火熱研究，使得做車輛動力學的工程師也必須重視對減振器的研究。
回顧動力學中減振器的建模，一般分為兩種：一種是面向結果的，即引用F-V曲線、引用F-S曲線，這里又可以分為（1）直接引用簡化的曲線，或者（2）通過添加數學模型，引用帶有滯回特性的曲線，或者（3）建立半經驗模型，引用曲線。以上這種都可以稱為黑盒子模型。
另外一種就是白盒子模型，即面向減振器結構的，這種模型對于協助理解減振器原理、減振器調校、減振器控制都更有價值，難度也更大。參考文獻[1-7]都是面向結構的研究。
01減振器工作及建模原理
可以在非常多的資料上找到減振器的工作原理。簡而言之，活塞上面有兩個閥（流通閥、復原閥），底座上有兩個閥（壓縮閥、補償閥）；壓縮過程：液體先經流通閥從下腔到上腔，由于存在體積差，壓力不斷增大，打開壓縮閥后，再經壓縮閥出去到貯油腔；復原過程：液體先經復原閥從上腔到下腔，不夠的話，再經補償閥從貯油腔到下腔。
圖1 雙筒減震器的工作原理圖（來源于汽車維修技術網）
建模原理也主要體現在兩個方面[3,4]：（1）是壓力模型（pressure-model）-利用質量守恒推導各腔壓力與活塞桿位置的關系；（2）是流量模型（flow-model），即對每個閥建立流量與壓力的關系（每個閥都是由一系列簡單的閥構成的），這部分難度更大。為了得到閥的特性曲線，可以對其進行試驗研究，或者通過CAE技術考慮線性及非線性的變形，或者根據經驗公式用多項式或者指數函數擬合。
02減振器建模示意
準確的建模，需要具備詳細的減振器知識、推導公式的能力及組織求解的能力。
展開 設計仿真 | Adams中的減振器模型
減振器作為車輛中重要的元件，對瞬態操縱性、平順性、載荷等都有顯著的影響，再疊加國內對連續控制減振器（CDC）落地的火熱研究，使得做車輛動力學的工程師也必須重視對減振器的研究。
回顧動力學中減振器的建模，一般分為兩種：一種是面向結果的，即引用F-V曲線、引用F-S曲線，這里又可以分為（1）直接引用簡化的曲線，或者（2）通過添加數學模型，引用帶有滯回特性的曲線，或者（3）建立半經驗模型，引用曲線。以上這種都可以稱為黑盒子模型。
另外一種就是白盒子模型，即面向減振器結構的，這種模型對于協助理解減振器原理、減振器調校、減振器控制都更有價值，難度也更大。參考文獻[1-7]都是面向結構的研究。
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關注3·15 | 基于NVH測試技術的汽車減振器咕嚕聲異響問題排查與分析
圖3 雙扭曲路面
2.2 NVH技術分析
2.2.1 時域分析鎖定減振器異響
對實車進行主觀評價以確認問題，首先通過布置聽診器發現減振器上支撐和彈簧托盤（即減振器本體）位置異響明顯，初步判定滑柱總成異響；然后通過測試實車振動加速度，進行時域分析，判斷出減振器異響；最后通過減振器ABA（試驗樣件對調）測試確定減振器為異響源，振動時域分析如圖4所示。
圖4 減振器振動時域分析
由圖4可以看出：（1）減振器上支撐振動能量為較規整的正弦波，而本體振動能量有多個聚集區域，所以確認上支撐不是異響源；（2）減振器本體振動明顯，更換故障減振器后異響復現，由此鎖定異響源為減振器本體；（3）異響傳遞主要路徑為輪胎激勵→減振器本體→減振器上支撐→車身。
2.2.2 音頻回放異響對比
采集并對比異響減振器和正常減振器的本體托盤位置的振動加速度數據，通過LMS音頻回放確認異響點，異響為周期性，0.7 s左右出現一次，如圖5所示。
圖5 異響件與非異響件振動時域對比
經音頻回放確認，圖5中所標記部分為振動異響源，兩個減振器本體都出現異響振動能量，但只有當減振器本體振動較大時，振動異響才會表現明顯。
2.2.3 頻域分析
減振器振動的頻域分析如圖6所示，在400 Hz附近，異響減振器比正常減振器的振動峰值高出很多，導致異響產生。
圖6 減振器振動的頻域分析
2.2.4 速度分析
異響減振器發生異響時，減振器托盤運動速度為0.13～0.2 m/s，方向沿Z向（輪胎下跳方向），如圖7所示。
展開 Adams中的減振器模型
減振器作為車輛中重要的元件，對瞬態操縱性、平順性、載荷等都有顯著的影響，再疊加國內對連續控制減振器（CDC）落地的火熱研究，使得做車輛動力學的工程師也必須重視對減振器的研究。
回顧動力學中減振器的建模，一般分為兩種：一種是面向結果的，即引用F-V曲線、引用F-S曲線，這里又可以分為（1）直接引用簡化的曲線，或者（2）通過添加數學模型，引用帶有滯回特性的曲線，或者（3）建立半經驗模型，引用曲線。以上這種都可以稱為黑盒子模型。
另外一種就是白盒子模型，即面向減振器結構的，這種模型對于協助理解減振器原理、減振器調校、減振器控制都更有價值，難度也更大。參考文獻[1-7]都是面向結構的研究。
減振器工作及建模原理
可以在非常多的資料上找到減振器的工作原理。簡而言之，活塞上面有兩個閥（流通閥、復原閥），底座上有兩個閥（壓縮閥、補償閥）；壓縮過程：液體先經流通閥從下腔到上腔，由于存在體積差，壓力不斷增大，打開壓縮閥后，再經壓縮閥出去到貯油腔；復原過程：液體先經復原閥從上腔到下腔，不夠的話，再經補償閥從貯油腔到下腔。
圖1 雙筒減震器的工作原理圖（來源于汽車維修技術網）
建模原理也主要體現在兩個方面[3,4]：（1）是壓力模型（pressure-model）-利用質量守恒推導各腔壓力與活塞桿位置的關系；（2）是流量模型（flow-model），即對每個閥建立流量與壓力的關系（每個閥都是由一系列簡單的閥構成的），這部分難度更大。為了得到閥的特性曲線，可以對其進行試驗研究，或者通過CAE技術考慮線性及非線性的變形，或者根據經驗公式用多項式或者指數函數擬合。
展開 基于ABAQUS的橡膠減振器非線性有限元分析
如圖3所示是單自由度橡膠減振器系統的有限元模型。
圖3 單自由度橡膠減振器系統有限元模型
在有限元模型中，由于是非線性分析，所以在分析步中只能使用通用分析步 (General)。此處選用隱式動力學 (dynamic，Implicit)。增量步的值由ABAQUS自動控制，且設置允許最小增量步為0.001。在金屬墊片處施加Y向1.12g的加速度掃頻信號，信號的頻率范圍為5~400Hz，信號時長為4s，分辨率為1000Hz。邊界條件的設置將限位墊片的X、Z向的自由度約束住。
4
有限元分析結果
設定參數后，對單自由度橡膠減振器模型進行分析計算。仿真結果的前2s的時域信號如圖4。
圖4 橡膠減振器系統仿真時域數據
對時域信號在Matlab中以激勵信號為輸入信號、以響應信號為輸出信號利用Tfestimate函數進行傳遞函數估計可得其頻域關系，如圖5。由圖中可以看到減振器系統先會經歷一段放大區即圖中紅線上部的區域，在這段區域內激勵信號傳遞到質量塊上端時會放大，然后系統在進入減振區即紅線下部區域，該區域隨著激勵頻率的增加，傳遞到質量塊上的信號會衰減。同時由圖中可以看到該橡膠減振系統的共振點為A點，系統固有頻率為87.89Hz。圖中傳遞函數幅值為1的直線（紅色直線）與減振器曲線的交點為減振起始點即B點。
展開 USM軌道減振墊的有限元分析
引言
因為橡膠材料具有較高的阻尼因子，在外力的作用下產生相應的拉伸、壓縮變形，即產生交變的拉壓應力和應變，且應變落后于應力，因為阻尼材料的耗能原理，使構件的振動能量得到耗散從而達到減振降噪的目的。
目前很多的設備里都會使用到減振墊，這其中橡膠減振墊是非常常見的，這類產品最突出的特點就是彈性非常高，緩沖能力也比較強，有很好的隔音效果。
USM系列軌道橡膠減振墊由面層和底層組成，其中面層包括覆蓋層、編織層和夾層，主要起保護和分散的作用；底層為圓錐截頂結構，主要提供彈性和阻尼。
圖1 USM系列軌道橡膠減振墊
Fig. 1 USM series track rubber damping pad
2. 計算模型
2.1幾何模型
2.1.1 幾何尺寸
根據“USM系列軌道橡膠減振墊”的題目要求：
（1）在這里，我們將USM減振墊模型簡化，只考慮其橡膠塊的變形與受力。給出其截面圖形，面層簡化為7.5mm的橡膠層，其他具體尺寸如圖所示。
(a) (b)
（c）
圖2 部件幾何尺寸
Fig. 2 Part geometric dimension
（2）建立長為60mm的二維線型解析剛體部件，建立參考點。
得到USM系列軌道橡膠減振墊的幾何組裝圖示，如圖所示。
圖3 部件裝配
Fig. 3 Parts assembly
2.1.2網格尺寸和類型
先對USM系列軌道橡膠減振墊進行幾何分割，再確定種子點密度。全局種子點密度是5mm，局部區域需加密種子點。橡膠部件網格采用雜交單元類型。帶圓弧的區域采用進階算法的網格劃分算法，其余區域采用中軸算法。采用四邊形網格，自由網格的劃分方法劃分，如圖4所示。解析剛體無需劃分網格。
展開 剪切型減振器扣件工作性能及改進
【摘要】 剪切型減振器扣件減振性能良好，廣泛應用于城市軌道交通線路，但在減振器扣件區段發生較為嚴重的鋼軌異常波磨。在300Hz頻段減振器軌道振動加速度存在較大峰值帶，發生輪軌強烈共振；在200~350Hz頻段，減振器扣件軌道系統的阻尼比很小，動剛度在300Hz存在波谷。
同時，振動加速度頻域分布、行車速度和波磨特征波長具有高度相關性，所以，在300Hz頻段的輪軌共振是產生異常波磨的主要原因。針對此問題，提出通過安裝調頻鋼軌阻尼器(TRD)的方案改善軌道動力特性，并進行安裝前后的實驗室動力特性測試。
研究結果表明：安裝TRD能夠改善Ⅲ型減振器軌道的動力特性，調節頻率，提高阻尼，降低工作頻率，改善軌道的減振性能。本方案可以作為地鐵線上整治異常波磨的有效方法。
【關鍵詞】地鐵；剪切型減振器；減振性能；異常波磨；調頻鋼軌阻尼器
歡迎關注北京交大 軌道減振與控制實驗室
微信訂閱號名稱：軌道減振與控制實驗室
展開 基于ABAQUS的橡膠減振器非線性有限元分析
如圖3所示是單自由度橡膠減振器系統的有限元模型。
圖3 單自由度橡膠減振器系統有限元模型
在有限元模型中，由于是非線性分析，所以在分析步中只能使用通用分析步 (General)。此處選用隱式動力學 (dynamic，Implicit)。增量步的值由ABAQUS自動控制，且設置允許最小增量步為0.001。在金屬墊片處施加Y向1.12g的加速度掃頻信號，信號的頻率范圍為5~400Hz，信號時長為4s，分辨率為1000Hz。邊界條件的設置將限位墊片的X、Z向的自由度約束住。
4
有限元分析結果
設定參數后，對單自由度橡膠減振器模型進行分析計算。仿真結果的前2s的時域信號如圖4。
圖4 橡膠減振器系統仿真時域數據
對時域信號在Matlab中以激勵信號為輸入信號、以響應信號為輸出信號利用Tfestimate函數進行傳遞函數估計可得其頻域關系，如圖5。由圖中可以看到減振器系統先會經歷一段放大區即圖中紅線上部的區域，在這段區域內激勵信號傳遞到質量塊上端時會放大，然后系統在進入減振區即紅線下部區域，該區域隨著激勵頻率的增加，傳遞到質量塊上的信號會衰減。同時由圖中可以看到該橡膠減振系統的共振點為A點，系統固有頻率為87.89Hz。圖中傳遞函數幅值為1的直線（紅色直線）與減振器曲線的交點為減振起始點即B點。
展開 干貨│汽車發動機減振技術分析
雙質量飛輪由兩部分質量和一個扭轉減振器組成, 一部分飛輪質量用用于傳遞發動機的轉動慣量;另一部分質量用于提高變速器的轉動慣量。這兩部分質量之間用彈性機構和阻尼結構連接。
雙質量飛輪是將扭轉減震器從離合器的從動盤取出, 然后安置在發動機飛輪之間, 這樣可以改善扭轉減震器兩端的質量分配。同時, 通過將減振彈簧布置的半徑較大, 因此, 可以降低彈簧剛度增加彈簧壓縮量, 這樣可以較好地改變系統的固有頻率, 提高系統的減振能力。
3.發動機平衡技術
發動機振動的根源是由于活塞上下運動的慣性力和曲軸組件旋轉產生的慣性力和力矩產生。因此可以使用曲軸平衡技術或者增加平衡軸來提高發動機減振能力。
圖3 單平衡軸示意圖
曲軸高速旋轉會產生離心慣性力, 這個不平衡力可以通過在曲柄銷對面加置平衡重來進行平衡。這個可以通過計算精確確定出平衡重的質量。
平衡軸平衡技術是一項非常實用的減振技術, 目前有單軸平衡技術和雙軸平衡技術。單平衡軸顧名思義就是采用一個平衡軸進行發動機的平衡。圖3所示單平衡軸轉速和曲軸一樣, 可以平衡掉一階不平衡分量, 其結構簡單, 平衡效果較好。雙平衡軸兩個軸通過鏈條或者皮帶連接, 其中一個平衡軸轉速和曲軸一樣, 這樣可以平衡一階振動。另一軸可以平衡到二階振動, 從而可以達到更為理想的效果。
三、總結
發動機的振動是引起整車振動最為主要的振源, 降低發動機振動幅度是整車減振關鍵環節。本文通過分析得到以下兩個結論:
(1)本文分析了發動機振動的根源, 并且通過實例, 利用MATLAB計算了發動機在不同轉速下的活塞加速度曲線, 活塞運動加速度幅值隨著曲軸轉速的增加而增加。
(2)針對目前發動機減振技術, 重點分析了發動機整體設計技術, 雙質量飛輪技術及發動機平衡技術三種方法, 指出了每種方法的優缺點, 為工程技術人員提供了參考。
展開 
一 平 移 兩 轉 動 三 自 由 度 減 振 平 臺 的 動 力 學 分 析
提高機械電子等產品在多自由度振動工況下的高精度動態特性，設計出一種安裝上述產品的新型 3自由度（一平移兩轉動）多維并聯減振平臺．首先對該平臺的雅克比矩陣進行了理論分析，并取特定實例計算；結合雅克比矩陣的計算結果，對并聯減振平臺系統進行模態分析，得到該平臺系統的理論固有頻率；其次建立多維并聯減振平臺的三維模型，利用 Adams軟件得到該平臺的仿真固有頻率；最后制作一臺多維減振系統樣機并完成試驗測試，測得樣機的實際固有頻率．經過分析與試驗，得到該平臺的理論、仿真、試驗固有頻率分別為 4．0892，4．219，4．6Hz左右，其誤差在允許的范圍內，表明一平移兩轉動減振平臺設計理論和分析方法是正確可行的．
一平移兩轉動三自由度減振平臺的動力學分析.part4.rar
一平移兩轉動三自由度減振平臺的動力學分析.part1.rar
一平移兩轉動三自由度減振平臺的動力學分析.part2.rar
一平移兩轉動三自由度減振平臺的動力學分析.part3.rar
展開 基于某款發動機減振皮帶輪對NVH性能的影響分析
圖1 整車NVH 測試結果
對所搭載的減振皮帶輪（TVD）進行模態測試，實測彎曲頻率為465Hz，與實測曲軸系統的彎曲頻率相差比較大。根據動力消振器的工作原理可知，對發動機工作過程中產生的振動吸收效果較差，導致敲擊噪聲比較明顯。如圖2 所示。
圖2 整改前TVD 模態測試結果
3 整改措施
對減振皮帶輪結構進行整改優化，采用雙模結構，增加彎曲方向橡膠，增加慣性環慣量，優化彎曲頻率至280Hz 左右。如圖3 所示。
圖3 雙模TVD 結構
4 試驗驗證
對按照整改方案制作的減振皮帶輪樣件進行模態測試，實測彎曲頻率為285 Hz，如圖4 所示。
圖4 整改后雙模TVD 模態測試結果
對按照整改方案制作的減振皮帶輪樣件搭載于整車進行NVH 測試，噪聲幅值下降了2～4dB（A），如圖5 所示。
圖5 整改后雙模TVD 整車NVH 測試結果
5 結論
不同結構的減振皮帶輪，各個方向的固有頻率特性不同，不同的頻率特性對發動機NVH 性能產生一定的影響。在汽車產品開發過程中，為滿足日益嚴格的NVH 性能要求，前期進行系統布置時，要從多方面考慮零件結構對NVH 性能的影響，提取主要的影響特性參數作為結構設計的參考目標，實現正向設計，以減少汽車產品開發過程中的問題反復，縮短汽車產品開發上市周期。
展開 有效減振，探索雙質量飛輪的秘密
同時，用戶對汽車的舒適性與平穩性的要求增大，也促使汽車生產商必須使用高性能的扭轉減振器。
由于沒有足夠大的內部空間，傳統離合器從動盤的扭轉減振器已經不能滿足越來越高的性能需求。為了提高乘坐的舒適性，降低噪音和抖動，雙質量飛輪應運而生。
?
雙質量飛輪是怎么工作的呢？
飛輪的設計分為主飛輪和副飛輪，在主、副飛輪間有一組高性能的減振彈簧，彈簧安裝在滑塊上，能限制滑塊的壓縮幅度，起到減振的作用。
在振動的初期階段，第一剛度段的軟彈簧起作用，避免共振現象的產生，確保發動機平順的起動和停機。
當發動機扭矩持續增大，第二剛度的硬彈簧開始發揮作用，發動機的不規則轉速能夠被降低，保證變速器的穩定工作，在正常行駛狀態下也能最佳的隔離振動的傳輸。
雙質量飛輪能有效過濾發動機的扭轉振動，同時降低了噪音，極大地提高了傳動系統的可靠性和平穩性。
展開 Abaqus|基于模態阻尼的穩態動力分析以及減振產品開發與優化問題
內容概況
對減振產品與方案的評價主要包括對于特定頻帶范圍內的振動有多少減弱作用。而頻響應曲線——激勵頻率與響應（位移、加速度等）的關系曲線就是一個直觀效果展示方式，即可以評價特定頻率下減振措施的減振效果，也可以觀察到具有減振效果的頻帶有多寬（這對于實際問題的魯棒性非常重要，因為材料與激勵并不會像分析計算模型一樣那么理想）。為了獲得如圖0所示的頻響曲線，可以進行穩態分析。為了在最終的頻響曲線中考慮到材料或者減（吸）振器阻尼耗能的頻率相關特性，就可以利用模態阻尼。本文主要介紹相關概念以及在Abaqus中的實現過程，并進而引出減振產品（結構）開發與優化問題的提法。
▲圖0 頻響曲線
2. 穩態動力學分析
在簡諧激振作用下的強迫振動，包含過渡過程和穩態響應兩部分。由于結構中不可避免地會出現阻尼力，過渡過程是迅速衰減的瞬態振動；同系統的穩態響應相比較，這種瞬態振動在某些問題中是相對次要的，因而可以不與考慮。所討論的穩態動力學分析(SteadyState Dynamics)是指在簡諧激勵作用下的系統穩態響應。盡管穩態分析是針對諧振激勵，但是由于任意一個振動激勵我們都可以通過看作是頻域上若干簡諧激勵的疊加，因此穩態分析對于控制某個隨機的振動過程也非常重要。可以指導減振產品開發與優化。
在Abaqus中的三種穩態動力分析計算方法：Direct, modal，subspace。對于三種方法的適用性可以參考Abqus用戶手冊或者《Abaqus動力學有限元分析指南》。由于modal方法的計算量較小便于快速評估產品方案，因此這里主要介紹基于modal法穩態分析得到頻響曲線。
3.
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