Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями

Досліджено вплив обмежень на хід робочого тіла роликового гасника на параметри його налаштування. Запропоновано просту методику визначення параметрів налаштування роликового гасника при введених обмеженнях. На основі чисельного експерименту отримано номограми відповідних залежностей параметрів налаш...

Full description

Saved in:

Bibliographic Details
Published in:	Прикладная механика
Date:	2015
Main Author:	Легеза, В.П.
Format:	Article
Language:	Russian
Published:	Інститут механіки ім. С.П. Тимошенка НАН України 2015
Online Access:	https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/141024
Tags:	Add Tag No Tags, Be the first to tag this record!
Journal Title:	Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
Cite this:	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями / В.П. Легеза // Прикладная механика. — 2015. — Т. 51, № 6. — С. 104-111. — Бібліогр.: 23 назв. — рос.

Institution

Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine

id	nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-141024
record_format	dspace
spelling	Легеза, В.П. 2018-07-21T13:00:58Z 2018-07-21T13:00:58Z 2015 Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями / В.П. Легеза // Прикладная механика. — 2015. — Т. 51, № 6. — С. 104-111. — Бібліогр.: 23 назв. — рос. 0032-8243 https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/141024 Досліджено вплив обмежень на хід робочого тіла роликового гасника на параметри його налаштування. Запропоновано просту методику визначення параметрів налаштування роликового гасника при введених обмеженнях. На основі чисельного експерименту отримано номограми відповідних залежностей параметрів налаштування гасника від заданих обмежень. Показано, що параметри налаштування гасника в досліджуваному випадку суттєво відрізняються від тих же параметрів у випадку відсутності обмежень. An influence of imposing the restriction on a motion of working body of the roller absorber on parameters of its tuning is studied. A simple technique of determination of the tuning parameters of roller absorber under introduced restrictions is proposed. On the basis of numerical experiment the nomograms are obtained for the corresponding dependences of tuning parameters on the given restrictions. It is shown that the tuning parameters of roller absorber in the case under consideration differ essentially from the analogical parameters in the case of absence of the inintroduced restrictions. ru Інститут механіки ім. С.П. Тимошенка НАН України Прикладная механика Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями Determination of Tunning Parameters of Roller Absorber with Restrictions Article published earlier
institution	Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine
collection	DSpace DC
title	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
spellingShingle	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями Легеза, В.П.
title_short	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
title_full	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
title_fullStr	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
title_full_unstemmed	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
title_sort	определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями
author	Легеза, В.П.
author_facet	Легеза, В.П.
publishDate	2015
language	Russian
container_title	Прикладная механика
publisher	Інститут механіки ім. С.П. Тимошенка НАН України
format	Article
title_alt	Determination of Tunning Parameters of Roller Absorber with Restrictions
description	Досліджено вплив обмежень на хід робочого тіла роликового гасника на параметри його налаштування. Запропоновано просту методику визначення параметрів налаштування роликового гасника при введених обмеженнях. На основі чисельного експерименту отримано номограми відповідних залежностей параметрів налаштування гасника від заданих обмежень. Показано, що параметри налаштування гасника в досліджуваному випадку суттєво відрізняються від тих же параметрів у випадку відсутності обмежень. An influence of imposing the restriction on a motion of working body of the roller absorber on parameters of its tuning is studied. A simple technique of determination of the tuning parameters of roller absorber under introduced restrictions is proposed. On the basis of numerical experiment the nomograms are obtained for the corresponding dependences of tuning parameters on the given restrictions. It is shown that the tuning parameters of roller absorber in the case under consideration differ essentially from the analogical parameters in the case of absence of the inintroduced restrictions.
issn	0032-8243
url	https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/141024
citation_txt	Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями / В.П. Легеза // Прикладная механика. — 2015. — Т. 51, № 6. — С. 104-111. — Бібліогр.: 23 назв. — рос.
work_keys_str_mv	AT legezavp opredelenieparametrovnastroikirolikovogogasitelâsograničeniâmi AT legezavp determinationoftunningparametersofrollerabsorberwithrestrictions
first_indexed	2025-11-24T21:41:29Z
last_indexed	2025-11-24T21:41:29Z
_version_	1850498373589663744
fulltext	2015 ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА Том 51, № 6 104 ISSN0032–8243. Прикл. механика, 2015, 51, №6 В .П .Л е г е з а ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ НАСТРОЙКИ РОЛИКОВОГО ГАСИТЕЛЯ С ОГРАНИЧЕНИЯМИ Национальный университет биоресурсов и природопользования Украины ул. Героев Обороны, 15, 03041, Киев, Украина e-mail: Viktor.Legeza@gmail.com Abstract. An influence of imposing the restriction on a motion of working body of the roller absorber on parameters of its tuning is studied. A simple technique of determination of the tuning parameters of roller absorber under introduced restrictions is proposed. On the basis of numerical experiment the nomograms are obtained for the corresponding depend- ences of tuning parameters on the given restrictions. It is shown that the tuning parameters of roller absorber in the case under consideration differ essentially from the analogical pa- rameters in the case of absence of the inintroduced restrictions. Key words: vibroprotective system, isochronous roller absorber, brachystochrone for a roller, forced oscillations, amplitude-frequency characteristic, tuning parameters of ab- sorber. Введение. Устройства, рассматриваемые в данной статье, традиционно называют гасителями или демпферами, хотя эти термины могут ввести в заблуждение. Принцип действия этих устройств основан на идее изменения структуры динамической системы «несу- щий объект – гаситель» введением дополнительной так называемой присоединенной массы гасителя. Параметры присоединенной (или рабочей) массы гасителя выбирают таким образом, чтобы она совершала противофазные колебания относительно несу- щего объекта, совершающего периодические движения. Такое движение рабочей мас- сы приводит к подавлению вынужденных колебаний несущего объекта, вызванных внешним динамическим возмущением. Поэтому уменьшение максимального уровня амплитуды вынужденных колебаний несущих объектов в таком случае можно интер- претировать в терминах эффективного демпфирования вынужденных колебаний. Ден Гартог [4] впервые предложил формулы для оптимальной настройки TMD- гасителей в линейной постановке задачи. Указанные гасители впоследствии были применены в практике виброзащиты радиомачт, металлических вытяжных труб и дру- гих гибких сооружений [5, 7, 8, 13, 21]. Конструктивно TMD-гасители могут быть установлены на высотных сооружениях без особых технических затруднений и пре- пятствий по сравнению с другими пассивными устройствами виброподавления выну- жденных колебаний. Технические детали различных конструкций TMD-гасителей (в том числе и маятникового типа) сильно различаются по способам обеспечения демп- фирования, которые в них реализованы [ 5, 7, 8, 12, 13, 15, 18, 19, 21]. Методы опре- деления оптимальных параметров настройки TMD-гасителей (т.е. массы рабочего тела гасителя, жесткости элементов его присоединения к несущему телу и уровня демпфирования рабочего тела гасителя относительно несущего тела) в разных поста- 105 новках практически для всех видов внешних воздействий хорошо отработаны [2 – 4, 6 – 8, 13, 15, 16, 21]. С 1971 года многие TMD-гасители были установлены и по сегодняшний день ус- пешно эксплуатируются на высотных несущих объектах во многих странах мира (на- пример, Citicorp Center в Нью-Йорке, the John Hancock Building в Бостоне, the Sidney Tower в Сиднее, the Crystal Tower Building в Осаке и другие высотные обзорные баш- ни в Японии). Экспериментально доказано, что TMD-гасители способны значительно снизить уровень амплитуд вынужденных колебаний, возникающих под действием внешних воздействий различного происхождения (в том числе и сейсмического) [2, 6 – 8, 13, 17, 21]. Популярность TMD-гасителей отчасти основывается на простоте формул, ко- торые используются для конструирования этих устройств. Тем не менее для надежно- го функционирования TMD-гасителей время от времени необходимо проводить опре- деленное техническое обслуживание. Вот почему владельцы сооружений иногда предпочитают использовать более простые устройства виброподавления вынужден- ных колебаний, занимающие к тому же небольшие пространства для их установки и обслуживания. К классу таких конструктивно простых гасителей можно отнести удар- ные и цепные демпферы, подвешенные вертикально [15, 19]. Однако такие устройства нельзя отнести к классу безопасных. Отдельно следует отметить работы [5, 12 – 14, 16 – 18, 22, 23] чешских и китай- ских ученых в области исследований динамического поведения виброзащитных сис- тем с шаровым гасителем колебаний (BVA – Ball Vibration Absorber). Эффект подав- ления вынужденных колебаний несущего объекта состоит в перекатывании тяжелого шара в опорной сферической выемке с постоянным радиусом R , выложенной специ- альным материалом с высоким коэффициентом трения. Шар имеет меньший радиус r , чем радиус R опорной сферической выемки, и представляет собой рабочее тело гасителя с достаточно большой массой. Известно [1, 5, 12, 14, 16, 22], что собственная частота такого гасителя зависит от разности указанных радиусов и при малых колеба- ниях его рабочего тела определяется по формуле 1,4( )Г g R r    . Однако конструк- ция таких гасителей имеет ряд технических и динамических недостатков, среди кото- рых можно выделить их неизохронность, и как следствие, невозможность их исполь- зования при больших амплитудах несущих тел из-за нестабильности собственной час- тоты. Кроме того, конструктивно настройка таких гасителей производится изменени- ем массы шара, а это совершенно нетехнологично в условиях, когда эта масса состав- ляет несколько тонн. Данная работа является продолжением работ [1, 9 – 11], выполненных в рамках научных исследований динамического поведения виброзащитной системы с изохрон- ным роликовым гасителем. Данный гаситель также можно отнести к классу TMD- гасителей, упомянутых выше в [2 – 4, 6 – 8, 13], только вместо алгебраических рабо- чих поверхностей второго порядка с постоянным радиусом кривизны для их профи- лирования используется трансцендентная кривая – брахистохрона [1, 9, 11], которая обеспечивает реализацию изохронных колебаний рабочего тела гасителя независимо от их амплитуды. Однако в некоторых реальных практических случаях виброзащиты высотных со- оружений оптимальные параметры настройки роликового гасителя приводят к доста- точно большим перемещениям его рабочего тела (до 2 – 3 метров) относительно не- сущего объекта, которые не могут быть конструктивно допустимы или гарантированы в предполагаемых местах установки гасителя [8, 13, 15, 17, 21]. Поэтому разработчи- ки гасителей вынуждены конструктивно ограничивать указанные перемещения неко- торой допустимой максимальной величиной 0 . Это, в свою очередь, приводит к су- щественному увеличению амплитуды  A  вынужденных колебаний несущего объ- 106 екта, так как параметры настройки гасителя уже не будут оптимальными в смысле минимума амплитуды колебаний несущего объекта. Ниже рассмотрен пассивный метод подавления вынужденных колебаний протя- женных гибких сооружений (таких, как телевышки, радиомачты, индустриальные стальные вытяжные трубы, провода мощных линий электропередач, стойки и лопасти ветроэлектростанций), вызванных действием ветровых потоков, на основе примене- ния гасителей с присоединенными массами [2 – 4, 6 – 8, 13, 21 – 23]. В иностранной литературе они имеют аббревиатуру TMD – tuned mass damper либо PTMD – passive tuned mass damper. Цель настоящей работы – разработать методику определения величины 0 ог- раничения хода рабочего тела роликового гасителя с учетом заданного ограничения на амплитуду несущего объекта:   0A A  . Для этого используем результаты работ [1, 9, 11], в которых были получены уравнения амплитудно-частотной характеристики (АЧХ) виброзащитной системы для линейной динамической задачи. 1. Методика определения параметров настройки роликового гасителя при ограничениях хода его рабочего тела. Предполагаем, что задача определения параметров настройки роликового гасите- ля рассматривается в линейной постановке и при следующих двух ограничениях. Первое (нормативное) ограничение накладывается на амплитуду  A  вынужденных колебаний несущего объекта, которое следует из нормативных документов соответст- вующей отрасли, например, из строительных стандартов для высотных объектов –   0A A  . Второе (конструктивное) ограничение налагается на относительный ход рабочего тела гасителя –   0   . Здесь относительный ход рабочего тела гасителя определяется формулой    4R B    , где R – параметр брахистохронной выем- ки гасителя, а ( )B   угол отклонения нормали в точке касания ролика и трансцен- дентной поверхности выемки от вертикали). Заметим, что методика определения параметров настройки изохронного ролико- вого гасителя с учетом указанных выше ограничений направлена на широкое инже- нерно-практическое применение таких гасителей в области виброзащиты реальных гибких несущих объектов. Полученные в [1, 9] формулы для амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) исследуемой виброзащитной системы таковы, что с их использованием можно доста- точно просто получить параметры настройки роликового гасителя (как по частоте, так и по амплитуде), которые будут удовлетворять указанным выше ограничениям. Запишем уравнение АЧХ для линейной модели виброзащитной системы [1, 9]:             0 6 6 7 9 10 F F A F F F F          , (1) где    2 2 1 0 1F       ;  2 2 xF n  ;   2 3 4F g R   ;  4 8F n R  ;   4 5 4F R   ;        2 2 6 3 4F F F    ;        2 2 7 1 2F F F    ;          8 2 4 1 3F F F F F      ;      9 5 82F F F   ;     210 5F F  . Сначала определим выражение для оптимального параметра R , который опреде- ляет геометрию брахистохроны и рабочей поверхности гасителя. Этот параметр явля- ется прототипом жесткости элементов присоединенной массы относительно несущего 107 объекта в TMD-гасителях. Следуя [4, 20], для определения оптимального параметра R используем известное соотношение для настройки гасителя по частоте 0 1 1 Г     , (2) где 0 – собственная частота несущого тела. Так как собственная частота роликового гасителя Г определяется формулой 4Г g R   [1, 9, 11], то параметр R брахистохроны с учетом (2) следует находить из такого соотношения:  2 2 0 1 4 g R     . (3) Далее определим частоту М , на которой амплитуда несущего тела достигает своего максимума. Известно [4, 20], что при больших значениях коэффициента демп- фирования n рабочего тела гасителя АЧХ виброзащитной системы имеет один мак- симум. Поэтому указанную частоту М приближенно получим как полусумму частот 1 та 2 , на которых достигаются два максимума амплитуды несущего тела при фи- ксированных других параметрах гасителя для случая отсутствия ограничений относи- тельных перемещений его рабочего тела     0 0 2 1 1 1 2 2 22 1 2 1 M                        . (4) Легко проверить, что формула (4) при малых соотношениях масс  совпадает с формулой для определения частоты М при бесконечно большом коэффициенте демпфирования n  [4, 20]: 0 1 М     . (5) Подставим выражение (4) для М в формулу (1) с учетом того, что при М  и при значительных коэффициентах демпфирования n выражения  2 2 0 1    и 24g R имеют более высокий порядок малости, чем члены с множителем n . По- этому указанными выражениями в формуле (1) можно пренебречь. В результате из (1) получим такую формулу для максимального значения амплитуды несущего тела:       0 3 2 4 M X M M F n A n n          . (6) Из формулы (6) найдем выражение для максимального относительного хода ра- бочего тела гасителя:       2 M M M A n      . (7) Приравняем полученные по формулам (6) и (7) максимальные значения амплиту- ды несущего тела и относительного хода рабочего тела гасителя соответствующим 108 граничным (максимальным) величинам: 0MA A и 0M   . В результате получим два уравнения с двумя неизвестными ν и n . Выразив из соотношения (7) параметр n , получим  0 02 MA n     . (8) Подставим правую часть соотношения (8) в выражение (6). После некоторых пре- образований получим одно нелинейное алгебраическое уравнение относительно од- ного неизвестного параметра  .     2 0 0 0 0 0 2 2 1 2 1 0 2 1 2 22 1 XA n F                   . (9) В результате численного решения уравнения (9) из выражений (4) и (8) можно оп- ределить величину коэффициента демпфирования n . Таким образом, в результате проведения указанных преобразований получены не- обходимые формулы для определения параметров настройки гасителя при заданных выше ограничениях. Формула (3) дает возможность настроить гаситель по частоте, т.е. определить необходимый параметр R (после получения из уравнения (9) величи- ны  ), формула (9) – определить массу рабочего тела гасителя, формулы (4) и (8) – определить коэффициент демпфирования n рабочего тела гасителя. 2. Численная реализация методики определения параметров настройки ро- ликового гасителя. Проведем численный эксперимент по определению функциональных зависимо- стей  0   и  0n n   как функций величины ограничения 0 для каждой из четырех различных величин ограничения максимальной амплитуды 0A несущего те- ла. Параметры для моделирования динамики виброзащитной системы были выбраны такими [9]: 0 1,2 /рад с  ; 10,03Xn с ; 0 0,03F g . Результаты численного эксперимента удобно представить в виде номограмм. Но- мограммы определены с помощью формул (4) – (7), причем каждой из четырех вели- чин максимальной амплитуды 0A несущего тела отвечает отдельная номограмма. Итак, на рис. 1 и 2 приведены номограммы для указанных зависимостей при ог- раничениях максимальной амплитуды несущего тела   0A A  и относительного хода рабочего тела гасителя   0   . С использованием приведенных номограмм можно подобрать величину соотношения масс ν и коэффициент демпфирования n рабочего тела гасителя так, чтобы выполнялись конкретно заданные ограничения:   0A A  и   0   . На рис.1 введены следующие обозначения: 1) кривая 1 – график зависимости  0   при 0 0,75A  м; 2) кривая 2 – график зависимости  0   при 0 1,0A  м; 3) кривая 3 – график зависимости  0   при 0 1,25A  м; 4) кривая 4 – график зависимости  0   при 0 1,5A  м. На рис. 2 введены такие обозначения: 1) кривая 1n – график зависимости  0n n   при 0 0,75A  м; 2) кривая 2n – график зависимости  0n n   при 109 0 1,0A  м; 3) кривая 3n – график зависимости  0n n   при 0 1,25A  м; 4) кривая 4n – график зависимости  0n n   при 0 1,5A  м. 3. Анализ номограмм. Поведение графиков кривых, изображенных на рис. 1, и их анализ приводит к сле- дующему выводу: для того, чтобы существенно уменьшить относительный ход рабо- чего тела гасителя при всех других фиксированных параметрах системы, следует су- щественно увеличивать его массу в диапазоне: 0,1,...,0,6  . Однако это негативно влияет на устойчивость, надежность и прочность несущего объекта, так как значи- тельная масса гасителя существенно увеличивает дополнительную вертикальную на- грузку на несущий объект. Кроме того, величина 0A ограничения максимальной ам- плитуды несущего тела несущественно влияет на выбор величины  и наоборот. По- этому необоснованное увеличение массы рабочего тела гасителя является совершенно нежелательным.        0.5 0.8 1.1 1.4 1.7 2 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 1 2 3 4 0 0.5 0.75 1 1.25 1.5 1.75 2 0 0.25 0.5 0.75 1 1.25 1.5 n1 n2 n3 n4 0 Рис. 1 Рис. 2 По результатам анализа приведенных на рис. 2 номограмм можно сделать сле- дующий вывод: коэффициент демпфирования  0n n   рабочего тела гасителя является мощным регулятором как величины ограничения амплитуды 0A несущего тела, так и величины ограничения относительного хода 0 рабочего тела гасителя. Однако его увеличение действует разнонаправлено на поведение указанных ограни- чений: с одной стороны, увеличение параметра n приводит к уменьшению относи- тельного хода 0 рабочего тела гасителя, а с другой стороны, одновременно с этим, оно приводит к существенному возрастанию величины ограничения 0A амплитуды несущего тела. Поэтому при проектировании гасителей с вышеуказанными ограниче- ниями в каждом отдельно взятом слу- чае следует искать конструктивный компромисс между исходными огра- ничительными порогами 0 и 0A . По результатам применения раз- работанной методики на рис. 3 пока- заны графики амплитудно-частотной характеристики  AО  виброзащит- ной системы и кривой относительного хода  О  рабочего тела гасителя при заданных ограничениях: 1) по ам- 0.6 0.8 1 1.2 1.4 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 AO ( ) O ( )  Рис. 3 110 плитуде несущого тела – 0 1,0мA  и 2) по относительному ходу рабочего тела гаси- теля – 0 1,0м  . Эти графики были построены при таких параметрах гасителя, кото- рые были определены в соответствии с предложенной выше методикой: 10,543n c  , 0,195  , 2,43мR  . На рис. 3 четко видно, что ограничения, принятые для определения параметров виброзащитной системы, исполняются, так как имеют место заданные выше неравен- ства   1мО   и   1мAО   . Однако они достигаются при значительном увели- чении соответствующих параметров гасителя: массу рабочего тела гасителя следует увеличить до 20% от приведенной массы рабочего тела, а коэффициент демпфирова- ния – до величины 10,543n c  . Поэтому ограничения с такими исходными параме- трами ( 0 1,0мA  и 0 1,0м  ) реализовать практически невозможно, так как они су- щественно занижены по величине для рассматриваемой виброзащитной системы. Выводы. Задача определения параметров настройки роликового гасителя рассмотрена в линейной постановке при следующих двух ограничениях: 1) по амплитуде вынуж- денных колебаний несущего объекта –   0A A  , 2); по относительному ходу рабо- чего тела гасителя –   0   . Предложена простая численная методика определения параметров настройки ро- ликового гасителя при указанных ограничениях. Результаты численных экспериментов поданы в виде номограмм, анализ которых позволил сделать следующие выводы. 1). Для уменьшения относительного хода рабочего тела гасителя при всех других фиксированных параметрах следует увеличивать его массу, т.е. увеличивать параметр  в широком диапазоне: 0,1 0,6   . Однако при этом следует учесть, что необосно- ванно увеличенная масса гасителя существенно увеличивает дополнительную верти- кальную нагрузку на несущий объект. 2). Коэффициент демпфирования  0n n   рабочего тела гасителя является мощным регулятором как величины ограничения амплитуды 0A рабочего тела, так и величины ограничения относительного хода 0 рабочего тела гасителя. Однако на поведение указанных ограничений его увеличение действует разнонаправлено: с од- ной стороны, увеличение параметра n приводит к уменьшению относительного хода 0 рабочего тела гасителя, а с другой стороны, одновременно с этим, оно приводит к существенному возрастанию величины ограничения 0A амплитуды рабочего тела. Поэтому при проектировании роликовых гасителей с ограничениями   0   и   0A A  в каждом отдельно рассмотренном случае следует искать конструктивный компромисс между величинами 0 и 0A . Р Е ЗЮМ Е . Досліджено вплив обмежень на хід робочого тіла роликового гасника на парамет- ри його налаштування. Запропоновано просту методику визначення параметрів налаштування роли- кового гасника при введених обмеженнях. На основі чисельного експерименту отримано номограми відповідних залежностей параметрів налаштування гасника від заданих обмежень. Показано, що параметри налаштування гасника в досліджуваному випадку суттєво відрізняються від тих же пара- метрів у випадку відсутності обмежень. 111 1. Легеза В.П. Теория виброзащиты систем с применением изохронных катковых гасителей (Модели, методы, динамический анализ, технические решения). – E-book. LAMBERT Academic Publishing (Saarbrücken, Deutschland), 2013. – 116 c. 2. Abe M., Fujino Y. Dynamic characterization of multiple tuned mass dampers and some design formulas // Int. J. Earthquake Eng. and Struct. Dyn. – 1994. – 23. – P. 813 – 835. 3. Chang C.C. Mass dampers and their optimal designs for building vibration control // Eng. Struct. – 1999. – 21. – P. 454 – 463. 4. Den Hartog J.P. Mechanical Vibrations. – New York: McGraw-Hill, 1956. – 436 p. 5. Fisher O., Pirner M. The ball absorber – a new tool for passive energy dissipation of vibrations of high buildings // Proc. 7th Int. seminar on seismic isolation, passive energy dissipation and active control of vibrations of structures, Assisi, 2–5 Oct. 2001 (A. Martelli, ANIDIS–GLIS–Italian national association for seismic engineering – Working group for seismic isolation, Roma-Bologna.), Bologna, 2002, Vol. II. – P. 103 – 110. 6. Fujino Y., Abe M. Design formulas for tuned mass damper based on a perturbation technique // Int. J. Earthquake Eng. and Struct. Dyn. – 1993. – 22. – P. 833 – 854. 7. Kärnä T. Damping methods to mitigate wind-induced vibrations // J. Struct. Mech. – 2009. – 42, N 1. – P. 38 – 47. 8. Kwok K.C.S. Damping increase in building with tuned mass damper // ASCE J. Eng. Mech. – 1984. – 110, N 11. – P. 1645 – 1649. 9. Legeza V.P. Dynamics of Vibration Isolation System with a Quasi-Isochronous Roller Shock Absorber // Int. Appl. Mech. – 2011. – 47, N3. – P. 329 – 337. 10. Legeza V.P., Legeza D.V. Vibration of a String with Moving End // Int. Appl. Mech. – 2014. – 50, N1. – P. 87 – 91. 11. Legeza V.P. Determining the Amplitude-Frequency Response and Settings of a Nonlinear Vibration Isolation System with a Quasi-Isochronous Damper // Int. Appl. Mech. – 2015. – 51, N2. – P. 233 – 241. 12. Li J.,Zhang Z., Chen J. Experimental Study on Vibration Control of Offshore Wind Turbines Using a Ball Vibration Absorber // J. Energy and Power Eng. – 2012. – N 4. – P. 153 – 157. 13. Mead D.J. Passive vibration control. – New York: J. Wiley & Sons, 1999. – 540 p. 14. Naprstek J., Fisher C., Pirner M., Fisher O. Non-linear dynamic behavior of a ball vibration absorber // 3rd ECCOMAS Thematic Conf. on Computational Methods in Structural Dynamics and Earthquake Engineering (COMPDYN 2011). Corfu, Greece, 26 – 28 May 2011. – P. 1 – 14. 15. Ogawa K., Sakai F., Hayashi K. Development of impact mass damper and its application to tower struc- ture // Kawasaki Technical Review. – 1991. – N108. – P. 84 – 89. 16. Pirner M. Actual Behaviour of a Ball Vibration Absorber // Wind Eng. and Industr. Aerodyn. – 2002. – 90, N8. – P. 987 – 1005. 17. Pirner M., Fischer O. One prototype of the ball absorber and its effect on the tower // IASS. Proc. Working Group IV Masts and Towers. 19th Meeting in Krakow, Poland, September, 1999. – P. 187–196. 18. Pirner M., Fischer O. The development of a ball vibration absorber for the use on towers // IASS. J. Int. Assoc. Shell and Spatial Struc. – 2000. – 41, N2. – P. 91 – 99. 19. Reed W.R. Hanging-chain impact dampers, a simple method for damping tall flexible structures // Proc. of conf. “Wind Effects on Buildings and Structures”. – Ottawa: Toronto Univ. Press, 1967. – 2. – P. 283 – 321. 20. Weaver W., Timoshenko S.P., Young D.H. Vibration Problems in Engineering: 5th Еdition. – New-York: John Wiley, 1990. – 624 p. 21. Xu YL, Kwok KCS. Semianalytical method for parametric study of tuned mass dampers // ASCE. J. Struct. Eng. – 1994. – 120, N 3. – P. 747 – 764. 22. Zhang Z.-L., Chen J.-B., Li J. Theoretical study and experimental verification of vibration control of offshore wind turbines by a ball vibration absorber // Struct. and Infrastruct. Eng. – 2014. – 10, N 8. – P. 1087 – 1100. 23. Zhang Z.-L., Li J., Nielsen S.R.K., Basu B. Mitigation of edgewise vibrations in wind turbine blades by means of roller dampers // J. Sound and Vibr. – 2014. – 21. – P. 5283 – 5298. Поступила 28.02.2013 Утверждена в печать 26.05.2015

Определение параметров настройки роликового гасителя с ограничениями

Institution

Similar Items