基于磁流变弹性体的推进轴系半主动式吸振器研究

卢 坤， 刘 翎， 杨志荣， 龚兴龙， 饶柱石， 解忠良

(1.上海交通大学 机械系统与振动国家重点实验室，上海 200240；2.福建省船舶与海洋工程重点实验室，福建 厦门 361021；3.中国科学技术大学 智能材料和振动控制实验室，合肥 230027)

基于磁流变弹性体的推进轴系半主动式吸振器研究

卢 坤1， 刘 翎1， 杨志荣2， 龚兴龙3， 饶柱石1， 解忠良1

(1.上海交通大学 机械系统与振动国家重点实验室，上海 200240；2.福建省船舶与海洋工程重点实验室，福建 厦门 361021；3.中国科学技术大学 智能材料和振动控制实验室，合肥 230027)

根据船舶推进轴系纵振动力学特性，针对动力吸振器的减振机理进行研究，并对半主动式吸振器的设计参数影响规律进行理论分析。基于磁流变弹性体的剪切模量可由外加磁场控制的特性，设计了一种剪切刚度可调的半主动式吸振器，对其移频特性进行了试验测试，并在1∶4的船舶轴系缩比模型上进行了变转速工况下吸振效果试验。实验结果表明，该吸振器具有12.3 Hz的移频范围，移频特性曲线线性度良好；并且在不同转速下相比被动式吸振器均有更好的吸振效果，进一步验证了利用磁流变弹性体设计推进轴系半主动式吸振器的可行性。

磁流变弹性体；推进轴系纵振控制；半主动吸振器；移频特性

船舶推进轴系振动引起壳体振动，进而形成水下声辐射，影响船舶的安全性、舒适性以及隐身性能[1-2]。安装动力吸振器被公认为是实现轴系减振的有效途径。吸振器，也叫作调谐吸振器(TVAs)或者动力吸振器(DVAs)，通常由刚度元件、阻尼元件和振子组成，结构原理图如图1所示。由于其良好的减振性能，被广泛应用于土建结构、船舶工程以及航空、车辆等领域[3-4]。目前设计的吸振器主要有被动式吸振器、主动式吸振器和半主动式吸振器。被动式吸振器结构简单，易于实现，经济性和可靠性好，但只能针对特定的频率进行减振，工作频带窄；主动式吸振器可以适应外扰激励频率的变化，控制频带宽，但主动控制技术需要提供较大的外接能量，增加了系统的复杂性，降低了整个系统的稳定性[5]；半主动式吸振器可以根据外激励的变化，实时调节刚度[6-7]、惯性[8]以及阻尼参数[9]，既不需要外接能量，又能获得较宽的减振频带，应用前景更为理想。半主动式吸振器多为刚度连续可调的结构，主要有机械式、电磁式[10]和智能材料式。其中采用智能材料如压电材料[11]、形状记忆合金[12]和磁流变材料[13]进行半主动吸振器的设计，吸振器体积小，响应快，减振频带宽，成为当今研究的热点。

(a) 垂直方向

(b) 水平方向

图1 动力吸振系统原理图(m为主振系统的质量，ma为吸振器振子质量)

Fig.1 Schematic diagram of dynamic vibration absorbing system(thereinto,mis the mass of main system,mais the mass of vibratorfor vibration absorber)

磁流变弹性体(MRE)是磁流变材料的一个新的分支，它是由软铁磁性颗粒和聚合物基体组成，它的力学、电学诸性能可以由外加磁场来控制[14-15]。由于它兼有磁流变材料和弹性体的优点，响应快、可逆性好、可控能力强[16]，克服了磁流变液易沉降、稳定性差、密封性等缺点[17-18]，并且使用磁流变弹性体比使用磁流变液可以获得更宽的移频频带[19]，因而近年来成为磁流变材料研究的一个热点。国内外学者针对MRE的本构模型[20-21]、制备方法[22-24]和应用展开了大量的研究。在工程应用方面，基于其弹性模量可由外加磁场控制的特性，设计了不同结构的隔振器和吸振器。其中，Ginder等[25]首次采用厚度小于60 mm的矩形MRE设计了一种垂直方向的动力吸振器，当外加磁场为0～0.56 T时，吸振器的移频范围达到500～600 Hz；Deng等[26]对其进一步优化，提高了外加磁场的强度，移频范围达到55～81.25 Hz；Li等[27-29]设计了MRE在剪切和压缩耦合状态下工作的动力隔振器；Li等[30]采用厚度2 mm的MRE与厚度1 mm的钢片层叠堆积，设计了目前尺寸最大的磁流变弹性体隔振器，用于地震隔振。目前，基于MRE的减振装置的研究主要为垂直、扭转方向的小型动力吸振器和隔振器[31]，关于MRE在轴系纵振减振方面的研究较少，Yang等[32]设计了用于轴系减振的动力吸振器，并进行了理论仿真分析，为轴系纵振控制提供了新的思路和理论基础，但仍有必要对吸振器的移频特性和吸振效果进行进一步的实验研究。

本文基于动力吸振器的减振机理以及磁流变弹性体剪切模量随外加磁场强度变化而变化的特性，设计出了一种半主动式动力吸振器，对其移频效应进行测试，并进一步在1∶4的船舶缩比模型变转速工况下对吸振效果进行了测试。通过实验，进一步验证了利用磁流变弹性体设计动力吸振器的构想，为推进轴系的纵向振动控制提供了工程依据。

1 轴系纵振动力吸振器设计原理

基于推进轴系的结构和DVA的工作原理，建立系统的力学模型，如图2所示。螺旋桨简化为集中质量M；传动轴简化为具有分布质量的弹性匀质等截面杆，其弹性模量、模截面积、密度和长度分别用E,A,ρ和L表示；推力轴承和基座简化为刚度为K为线性弹簧；假设DVA安装在距轴系左端为a的位置，其质量、刚度和阻尼分别为ma，ka和ca；作用在螺旋桨的轴向交变激励力处理成大小为F0eiωt的往复作用力。

图2 船舶推进轴系力学模型

吸振效果的评价指标为传递到轴承基座上的力与激励力之间的力传递率，即耦合系统的动力放大系数，

(1)

式中:δst=F0/K为系统的静位移;um(l)为杆右端的最大振幅。

由于螺旋桨交变轴向激励力的频率很小，通常在50 Hz以下，主要激起舰船轴系的第一阶模态。采用模态截取和模态综合的方法，截取第一阶主振型与吸振器子系统进行模态综合就可以得到较好的近似解[32]。取系统的第一阶模态，表示如下

u(x,t)=U1(x)Φ1(t)

(2)

采用拉格朗日方程进行计算(具体推导过程参见本项目组已发表相关文献[32])，得到该耦合系统的振动微分方程如下，

(3)

求解得

(4)

则动力放大系数，

(5)

(6)

式中:Q越小，吸振效果越好；反之，吸振效果越差。由式(6)可知，吸振效果与吸振器与推进轴系频率比f、质量比，以及吸振器阻尼比ζ及安装位置a有关。采用Matlab软件进行仿真分析，得出如下结论：

(1) 吸振器固有频率与推进轴系外激励的频率比f=1时，吸振效果最好；

(2) 质量比越大，吸振效果越好，实际情况下要综合考虑吸振器附加重力对轴系弯曲应力的影响；

(3) 阻尼比越小，动力吸振器的吸振效果越好；

(4) 吸振器越靠近螺旋桨端时，其吸振效果越好，在实际安装过程中要考虑轴系结构及安装空间大小。

综上，吸振器设计时固有频率要与轴系固有频率相同，在实际允许的情况下，减小阻尼比，增加质量比，安装时尽可能靠近螺旋桨端。

2 结构设计

2.1 磁流变弹性体的制备

本文采用的磁流变弹性体以天然橡胶为基体，铁磁性颗粒平均直径为3 μm。硫化过程在设定的外加磁场和温度下进行，铁磁性颗粒被磁化，在平行磁场方向上形成头尾相连的链状有序结构。磁流变弹性体的直径50 mm，厚度5 mm，如图3所示。采用动态热机械分析仪测试MRE样品的力学性能，测试频率10 Hz、应变0.1%、外加磁场范围0～1 000 mT，结果如图4所示，初始剪切模量为0.74 MPa，磁致最大剪切模量约为3.23 MPa，最大与最小剪切模量之比为440%。

2.2 结构设计

所设计的动力吸振器(单体)三维模型图和磁路分布,如图5所示。其主要结构形式为内外嵌套式，从内到外分别为：基础铁芯、线圈绕组1、铜套、MREs、线圈绕组2、动质量和质量外套，振动方向为纵向。吸振器的实物如图6所示，总质量7.75 kg。

图3 磁流变弹性体样品实物图

图4 剪切模量随磁场强度变化曲线

图5 动力吸振器(单体)三维模型图

图6 动力吸振器单体实物图

铁芯和动质量材料为低碳钢，吸振器质量外套半径Ro=80 mm，宽度L=70 mm，铁芯上线圈匝数N1=140，动质量上线圈匝数N2=320；磁流变弹性体环的外半径Ri=25 mm，内半径Rx=20 mm，MRE厚度5 mm，铜套便于装配固定，在不影响磁场分布的情况下，增加MRE与铁芯的接触面积。吸振器固有频率表示如下

(7)

式中:G′为MRE的剪切模量;ρ为动质量的密度。由式(7)可以看出，在磁流变弹性体尺寸确定的情况下，可以通过改变G′来调节吸振器的固有频率。

3 实验测试

3.1 移频特性实验

采用共振幅值判别法测试不同电流下MRE-SDVA的一阶纵振固有频率，实验原理如图7所示。

图7 移频特性实验原理图

实验平台为水平电磁振动台，吸振器通过夹具固定在振动台上；两个加速度传感器分别布置在夹具基座和吸振器动质量的侧面；加速度信号经数据采集器(东华DH5922)采集到计算机进行分析；电磁线圈通过可编程电源(BP4610)进行供电,可实时调节电流大小。测试实验前，给线圈通电流并采用高斯计测试磁场强度，保证磁感线圈正常工作。由于MRE的力学性能容易受温度影响，因此测试前对MRE进行加热或者冷却，测试的过程中采用热电偶温度计(HT-9815)进行实时监测，确保数据采样过程中MRE的温度为35±2 ℃，避免温度产生干扰。实验装置实物如图8所示。

采用50～120 Hz的扫频信号激励水平振动台，得到振子响应信号与基础激励信号之间的传递函数的频率谱，得到吸振器的固有频率；调节电流大小，测试不同电流下动力吸振器的固有频率随激励电流变化的关系，得到磁流变弹性体动力吸振器的移频特性。

3.2 推进轴系吸振效果实验

吸振效果测试原理如图9所示。实验所针对的推进轴系为某舰船桨-轴-艇耦合振动分析实验室1∶4缩比模型的一部分，整个试验台重量约为13 t。其中推进轴系质量约为386 kg，固有频率为94.1 Hz。

图8 移频特性实验现场图

图9 动力吸振器吸振效果测试原理图

吸振器采用组合式结构并联安装。将三个吸振器单体通过卡盘安装在推进轴系靠近螺旋桨端，满足质量比要求，同时提高吸振器的可靠性。采用直流电源和分体式导电滑环对线圈进行供电，如图10所示。

图10 组合式动力吸振器和导电滑环

推进轴系激励系统如图11所示，通过激振器-顶杆-空气弹簧对螺旋桨进行加载，中间布置分离式推力轴承，保证螺旋桨旋转情况下进行加载，模拟螺旋桨在水中的静推力，实验最大静推力0.8 t。激振器和顶杆之间布置力传感器，加速度传感器布置在推力轴承法兰端。采用无线动态信号测试系统(东华DH5908F)进行信号采集，如图12所示。

图12 DH5908F无线动态信号采集仪

Fig.12 Wireless dynamic signal acquisition instrument(model：DH5908F)

4 结果讨论

4.1 移频特性分析

MRE-SDVA励磁电流变化范围0～5 A，每隔0.5 A测试吸振器的固有频率，同一个电流下分别测试三次，得到吸振器单体的移频特性如图13所示。0 A时励磁线圈未产生磁场，吸振器的固有频率为85.2 Hz，5 A时吸振器的固有频率为97.5 Hz，移频范围为12.3 Hz，曲线线性度好，符合设计要求。随着电流的逐渐增加，吸振器的固有频率逐渐增加，与图4所示磁流变弹性体剪切模量的磁致曲线一致。

图13 半主动吸振器移频特性曲线

此外，电流较小时，线圈温升较慢，温度容易控制，同一电流下每次测量数据较为接近。随着电流增大，线圈温度不易控制，测量数据偏离值变大，5 A时最大偏离值0.93 Hz，表明温度对MRE性能影响较大。鉴于温度对MRE性能的影响，本次实验未采用更大电流励磁。实际应用过程中，需进一步优化结构，合理布置散热方式抑制温升，使MRE工作状态更加稳定。

4.2 吸振效果分析

采用单频激励扫频实验的方式，分别测试没有安装吸振器(Without DVAs)、安装被动式吸振器(Passive DVAs)、半主动式吸振器(SDVAs)三种情况下轴系的振动特性，测试SDVAs的吸振效果。评价指标为推力轴承法兰端纵向加速度响应幅值与激励力幅值之间的传递函数。

(8)

式中:TA为绝对传递系数(传递函数);a为轴系振动加速度幅值;F为激励力幅值。

测量和分析振动时常采用加速度级来描述，单位为分贝(dB)。单位激励力引起的加速度响应级为：

(9)

式中，a0为基准加速度;通常取a0=10-6m/s2。

采用某一固定激励电流下动力吸振器作为被动式动力吸振器。考虑轴系转动时，推力轴承油膜刚度的变化引起轴系固有频率偏移，实验中轴系静态时采用3.5 A电流激励，吸振器的固有频率为93.9 Hz；轴系转动时采用2.8 A电流激励，吸振器的固有频率为92.2 Hz，均与轴系的纵振固有频率相接近。半主动式吸振器通过改变激励电流的大小使动力吸振器的固有频率与外激励频率的大小接近。由于该舰艇主要在较低转速下工作，因此实验过程中分别测试0 r/min、100 r/min和200 r/min三种转速工况下的推进轴系的振动特性，对比分析动力吸振器的吸振效果。实验结果如图14所示。

由图14可知，推进轴系转动过程中由于油膜阻尼的存在，共振峰变得平滑，由于艇体-轴系耦合振动，出现了其他的峰值，振动特性更复杂。被动式吸振器在其固有频率附近具有良好的吸振效果，但在其他频段吸振效果变差，尤其在低频段，推进轴系的振动被放大，0 r/min、100 r/min、200 r/min时加速度响应级增加最大值分别为3.51 dB、3.42 dB、3.89 dB，轴系振动加剧。磁流变半主动式吸振器在全频段具有较好的吸振效果，共振峰处下降约10 dB，0 r/min、100 r/min、200 r/min时，加速度响应级分别平均下降5.26 dB、5.41 dB和5.94 dB，与被动式吸振器相比优势明显。

5 结语与展望

根据船舶轴系纵振特性，研究了动力吸振器的设计原理；基于MRE剪切模量可由外加磁场控制的特性，设计并加工了一种半主动式吸振器，测试了动力吸振器的移频特性，并在1∶4的舰船缩比模型上进行了吸振效果试验。实验结果表明，所设计的磁流变弹性体动力吸振器在外加励磁电流0～5 A的范围内，移频带宽达到12.3 Hz，移频曲线线性度较好，并且在全频段均具有较好的吸振效果。该实验进一步验证了利用MRE剪切特性可调的特点设计推进轴系半主动吸振器的可行性，对轴系纵振控制措施研究具有指导意义。

(a) 0 r/min

(b) 100 r/min

(c) 200 r/min

由于舰艇在实际工况下，轴系脉动力为多谐频激励，包括轴频、叶频及其他频率成分。半主动式吸振器通过变刚度的方式改变固有频率，追踪外激励频率，吸振频带比被动式吸振器宽，但是在某个吸振频率点，其作用等同于与其频率相同的被动式吸振器，本文的研究也表明了这一点。半主动式吸振器的动力吸振机理与被动式吸振器相同，如果在非吸振频带就失去了变刚度的效果，等同于被动式吸振器，因此也不可避免的会存在振动放大的现象，所以单一的半主动式吸振器也只能针对某一频段进行减振，针对实际工况中可能存在的多谐频激励，需要进行更深入的研究。

此外，在实验中发现温度对磁流变弹性体的性能影响明显。随着励磁电流和通电时长的增大，温升逐渐增大，对动力吸振器工作的稳定性造成影响。由于温度的改变不容易实时控制，因此在实际应用过程中，如何进一步优化励磁结构，合理布置散热方式，将温度控制在恒定范围内，也需要进行进一步的研究。

[1] 谢基榕, 沈顺根, 吴有生. 推进器激励的艇体辐射噪声及控制技术研究现状[J]. 中国造船, 2010, 51(4): 234-241.

XIE Jirong,SHEN Shungen,WU Yousheng.Research status on noise radiation from vibration hull induced by propeller and reduction measures[J]. Shipbuilding of China,2010, 51(4): 234-241.

[2] 赵耀, 张赣波, 李良伟. 船舶推进轴系纵向振动及其控制技术研究进展[J]. 中国造船, 2011, 52(4): 259-269.

ZHAO Yao,ZHANG Ganbo,LI Liangwei. Review of advances on longitudinal vibration of ship propulsion shafting and its control technology[J]. Shipbuilding of China, 2011, 52(4):259-269.

[3] LEE E, NIAN C, TARNG Y. Design of a dynamic vibration absorber against vibrations in turning operations[J]. Journal of Materials Processing Technology, 2001, 108(3): 278-285.

[4] LIU K, LIU J. The damped dynamic vibration absorbers: revisited and new result[J]. Journal of Sound and Vibration, 2005, 284(3): 1181-1189.

[5] DAVIS C L, LESIEUTRE G A. An actively tuned solid-state vibration absorber using capacitive shunting of piezoelectric stiffness[J]. Journal of Sound and Vibration, 2000, 232(3): 601-617.

[6] 李剑锋, 龚兴龙, 张先舟, 等. 主动移频式动力吸振器及其动力特性的研究[J]. 实验力学, 2005, 20(4): 507-514.

LI Jianfeng,GONG Xinglong,ZHANG Xianzhou, et al. Study of adaptive tuned vibration absorberand its dynamic properties[J]. Journal of Experimental Mechanics, 2005, 20(4): 507-514.

[7] 徐振邦, 龚兴龙, 陈现敏. 机械式频率可调动力吸振器及其减振特性[J]. 振动与冲击, 2010, 29(2): 1-6.

XU Zhenbang,GONG Xinglong,CHEN Xianmin. Mechanical vibration absorber with tunable resonantfrequency and its vibration attenuation characteristics[J]. Journal of Vibration and Shock, 2010, 29(2): 1-6.

[8] 高强, 房祥波, 赵艳青, 等.变质量动力吸振器及其减振性能[J]. 长安大学学报(自然科学版), 2013(5): 109-112.

GAO Qiang, FANG Xiangbo, ZHAO Yanqing, et al. Variablemass dynamicvibrationabsorberand its performance of vibration reduction[J].Journal of Chang’an University(Natural Science), 2013(5): 109-112.

[9] 汪建晓, 孟光. 磁流变液阻尼器用于振动控制的理论及实验研究[J]. 振动与冲击, 2001, 20(2): 39-45.

WANG Jianxiao, MENG Guang.Theoretical and experimental study on the vibration controlby magneto-rheological fluid dampers[J].Journal of Vibration and Shock, 2001, 20(2): 39-45.

[10] 胡杰, 牛红攀, 张希农, 等. 具有黏弹性电磁式主动动力吸振器主动控制试验研究[J]. 实验力学, 2007, 21(6): 735-741.

HU Jie, NIU Hongpan, ZHANG Xinong, et al.The experimental study on vibration control of viscoelasticity electromagnetic active dynamic absorber[J].Journal of Experimental Mechanics, 2007, 21(6): 735-741.

[11] MOHEIMANI S R. A survey of recent innovations in vibration damping and control using shunted piezoelectric transducers[J]. Control Systems Technology, IEEE Transactions on, 2003, 11(4): 482-494.

[12] WILLIAMS K, CHIU G C, BERNHARD R. Dynamic modelling of a shape memory alloy adaptive tuned vibration absorber[J]. Journal of Sound and Vibration, 2005, 280(1): 211-234.

[13] 龚兴龙, 邓华夏, 李剑锋, 等. 磁流变弹性体及其半主动吸振技术[J]. 中国科学技术大学学报, 2008, 37(10): 1192-1203.

GONG Xinglong,DENG Huaxia,LI Jianfeng, et al.Magnetor-heological elastomers and correspondingsemi-active vibration absorption technology[J].Journal of University of Science and Technology of China,2008, 37(10): 1192-1203.

[14] POPP K M, ZHANG X Z, LI W H, et al. MRE properties under shear and squeeze modes and applications[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2010, 21(15): 1471-1477.

[15] LI W, ZHOU Y, TIAN T. Viscoelastic properties of MR elastomers under harmonic loading[J]. Rheologica Acta, 2010, 49(7): 733-740.

[16] XU Z,GONG X,LIAO G,et al. An active-damping-compensated magnetorheological elastomer adaptive tuned vibration absorber[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2010, 21(10):1039-1047.

[17] CARLSON J D, JOLLY M R. MR fluid, foam and elastomer devices[J]. Mechatronics, 2000, 10(4): 555-569.

[18] CHEN L, GONG X, LI W. Microstructures and viscoelastic properties of anisotropic magnetorheological elastomers[J]. Smart Materials and Structures, 2007, 16(6): 2645-2650.

[19] LI Y C, LI J C, TIAN T F, et al. A highly adjustable magnetor-heological elastomer base isolator for applications of real-time adaptive control[J]. Smart Materials and Structures, 2013, 22(9): 095020.

[20] YU Y, LI Y C, LI J C. Forecasting hysteresis behaviours of magnetorheological elastomer base isolator utilizing a hybrid model based on support vector regression and improved particle swarm optimization[J]. Smart Materials and Structures, 2015, 24(3): 035025.

[21] SUN S S, CHEN Y, YANG J, et al. The development of an adaptive tuned magnetorheological elastomer absorber working in squeeze mode[J]. Smart Materials and Structures, 2014, 23(7): 075009.

[22] FENG J B, XUAN S H, LIU T X, et al. The prestress-dependent mechanical response of magnetorheological elastomers[J]. Smart Materials and Structures, 2015, 24(8): 085032.

[23] CHEN L, GONG X, LI W. Effect of carbon black on the mechanical performances of magnetorheological elastomers[J]. Polymer Testing, 2008, 27(3): 340-345.

[24] WU J K, GONG X L, FAN Y C, et al. Anisotropic polyurethane magnetorheological elastomer prepared through in situ polycondensation under a magnetic field[J]. Smart Materials and Structures, 2010, 19(10): 105007.

[25] GINDER J M, SCHLOTTER W F, NICHOLS M E. Magnetorheological elastomers in tunable vibration absorbers; proceedings of the SPIE’s 8th Annual International Symposium on Smart Structures and Materials, 2001[C]. The International Society for Optics Engineering 4331: 103-110.

[26] DENG H X, WANG L H, GONG X L. Development of an adaptive tuned vibration absorber with magnetorheological elastomer[J]. Smart Materials and Structures, 2006, 15(5): N111-N116.

[27] LI W, ZHANG X, DU H. Development and simulation evaluation of a magnetorheological elastomer isolator for seat vibration control[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2012, 23(9): 1041-1048.

[28] DU H P, LI W H, ZHANG N. Semi-active variable stiffness vibration control of vehicle seat suspension using an MR elastomer isolator[J]. Smart Materials and Structures, 2011, 20(10): 105003.

[29] LIAO G, GONG X, XUAN S, et al. Development of a real-time tunable stiffness and damping vibration isolator based on magnetorheological elastomer[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2012, 23(1): 25-33.

[30] LI Y C, LI J C, LI W H, et al. Development and characterization of a magnetorheological elastomer based adaptive seismic isolator[J]. Smart Materials and Structures, 2013, 22(3): 035005.

[31] LI Y C, LI J C, LI W H, et al. A state-of-the-art review on magnetorheological elastomer devices[J]. Smart Materials and Structures, 2014, 23(12): 123001.

[32] YANG Z, QIN C, RAO Z, et al. Design and analyses of axial semi-active dynamic vibration absorbers based on magnetor-heological elastomers[J]. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 2014, 25:2199-2207.

Semi-active dynamic absorber of a ship propulsion shafting based on MREs

LU Kun1, LIU Ling1, YANG Zhirong2, GONG Xinglong3, RAO Zhushi1, XIE Zhongliang1

(1. State Key Laboratory of Mechanical System and Vibration, School of Mechanical Engineering, Shanghai Jiaotong University, Shanghai 200240, China；2. Provincial Key Laboratory of Naval Architecture&Ocean Engineering, Xiamen, 361021, China；3. CAS Key Laboratory of Mechanical Behavior and Design of Materials, Department of Mechanics and Mechanical Engineering, University of Science and Technology of China Hefei 230027, China)

According to longitudinal vibration characteristics of a marine propulsion shafting, the vibration reduction mechanism of dynamic absorbers was studied. The influences of semi-active dynamic absorbers’ parameters on their vibration reduction effect were analyzed. Magneto-rheological elastomer (MRE) was a kind of smart materials, its shear modulus could be controlled by an external magnetic field. Based on this property, a semi-active dynamic absorber with adjustable stiffness was designed. Its natural frequency-shifting feature was tested. Furthermore, The vibration reduction effect tests for a model of a ship propulsion shafting with a scale ratio of 1∶4 and MREs-based SDA under the condition of varying rotating speed were conducted. The results showed that the designed MREs-based SDA has a natural frequency-shifting range of 12.3 Hz, its natural frequency-shifting feature curve has a good linearity; it has a better vibration energy absorption capacity than classic passive dynamic absorbers do under different rotating speeds; the feasibility of using MREs to design semi-active dynamic absorbers for a ship propulsion shafting is verified.

magnetorheological elastomers (MREs); longitudinal vibration control of propulsion shafting; semi-active dynamic absorber (SDA); natural frequency-shifting feature

2015-12-14 修改稿收到日期：2016-05-25

卢坤 男，硕士生，1991年12月

饶柱石 男，博士，教授，博士生导师,1962年8月

U664.21；TB381

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.15.006