RU84487U1 - Vibration damping device - Google Patents
Vibration damping device Download PDFInfo
- Publication number
- RU84487U1 RU84487U1 RU2009106381/22U RU2009106381U RU84487U1 RU 84487 U1 RU84487 U1 RU 84487U1 RU 2009106381/22 U RU2009106381/22 U RU 2009106381/22U RU 2009106381 U RU2009106381 U RU 2009106381U RU 84487 U1 RU84487 U1 RU 84487U1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- stiffness
- frequency
- springs
- spring
- damping
- Prior art date
Links
Landscapes
- Vibration Prevention Devices (AREA)
Abstract
Устройство для гашения колебаний, состоящее как минимум из двух пружин, причем каждая пружина одним концом закреплена на объекте защиты, другим концом соединена с основанием, отличающееся тем, что на одной из пружин размещена дополнительная масса, причем жесткость этой пружины зависит от частоты внешнего воздействия и определяется выражением: ! , ! где ω - частота внешнего воздействия; ! m1 - дополнительная масса; ! k3, k4 - жесткости пружин; ! Knp - приведенная жесткость устройства для гашения колебаний.A device for damping oscillations, consisting of at least two springs, each spring being fixed at one end to the protection object, the other end being connected to the base, characterized in that additional mass is placed on one of the springs, the stiffness of this spring depending on the frequency of external action and defined by the expression:! ! where ω is the frequency of external influences; ! m1 is the additional mass; ! k3, k4 - spring stiffness; ! Knp - reduced stiffness of the device for damping vibrations.
Description
Полезная модель относится к машиностроению и может быть использована в качестве средства гашения колебаний и для демпфирования колебаний упругих элементов конструкции объектов в условиях внешнего нагружения. Для увеличения эффективности систем виброзащиты и виброизоляции, в частности, решения задач которые реализует подвеска транспортного средства при действии внешних возмущающих сил, желательно, чтобы характеристика упругого элемента могла бы реализовывать функцию самоподстройки и саморегулирования.The utility model relates to mechanical engineering and can be used as a means of damping vibrations and for damping vibrations of elastic structural elements of objects under external loading. In order to increase the effectiveness of vibration protection and vibration isolation systems, in particular, to solve the problems that the vehicle suspension implements under the action of external disturbing forces, it is desirable that the characteristic of the elastic element could realize the function of self-adjustment and self-regulation.
Основной задачей упругого элемента, характеристика которого является жесткость, - ослабить внешнее воздействие на объект защиты. Жесткость упругого элемента характеризуется соотношением приложенной нагрузки и вызванной ею деформации. У традиционных элементов (обычных пружин) жесткость определяется как зависимость амплитуды от частоты внешнего воздействия.The main task of an elastic element, the characteristic of which is stiffness, is to weaken the external effect on the object of protection. The stiffness of the elastic element is characterized by the ratio of the applied load and the deformation caused by it. For traditional elements (conventional springs), stiffness is defined as the dependence of the amplitude on the frequency of external influences.
Известно устройство упругого элемента [Шалымов С.В. «Устройство для подавления вибраций упругого элемента переменной жесткости», патент №2291334, МПК F16F 15/00, приоритет от 30.06.2005]. Устройство содержит подвижное основание с присоединенным к нему упругим элементом. К выходу упругого элемента подключен датчик отклонений упругого элемента, а ко входу - регулятор жесткости упругого элемента. Выход датчика отклонений упругого элемента соединен с входом дифференцирующего блока и первым входом блока формирования функции переключения. Выход подвижного основания подключен к входу акселерометра, выход которого связан со вторым входом блока формирования функции переключения, первый выход которого соединен с первым входом блока формирования управления. Выход дифференцирующего блока подключен ко второму входу блока формирования управления, выход которого связан с входом регулятора жесткости упругого элемента. Устройство снабжено первым, вторым и третьим источниками постоянного напряжения, выходы которых подключены соответственно к третьему, четвертому и пятому входам блока формирования функции переключения, шестой вход которого соединен с выходом дифференцирующего блока, а второй выход - с третьим входом блока формирования управления. Четвертый вход блока формирования управления связан с выходом датчика отклонений упругого элемента.A device of an elastic element is known [Shalymov S.V. "Device for suppressing vibrations of an elastic element of variable stiffness", Patent No. 2291334, IPC F16F 15/00, priority from 06/30/2005]. The device comprises a movable base with an elastic element attached to it. An elastic element deviation sensor is connected to the output of the elastic element, and a stiffness regulator of the elastic element is connected to the input. The output of the deviation sensor of the elastic element is connected to the input of the differentiating block and the first input of the switching function forming unit. The output of the movable base is connected to the input of the accelerometer, the output of which is connected to the second input of the switching function forming unit, the first output of which is connected to the first input of the control forming unit. The output of the differentiating unit is connected to the second input of the control forming unit, the output of which is connected to the input of the stiffener of the elastic element. The device is equipped with first, second and third DC voltage sources, the outputs of which are connected respectively to the third, fourth and fifth inputs of the switching function forming unit, the sixth input of which is connected to the output of the differentiating unit, and the second output to the third input of the control forming unit. The fourth input of the control forming unit is connected to the output of the deviation sensor of the elastic element.
К недостаткам следует отнести то, что управляющий элемент, позволяющий демпфировать колебания упругих элементов в условиях внешнего нагружения, требует использования специального регулятора, а также управление требует специальных схем измерения и обработки информации о состоянии системы, и естественно внешних источников энергии.The disadvantages include the fact that the control element, which allows damping the vibrations of elastic elements under external loading conditions, requires the use of a special controller, and control also requires special schemes for measuring and processing information about the state of the system, and naturally external energy sources.
Известен способ управления жесткостью [Павлов Г.А. и др. «Способ управления жесткостью регулируемого виброизолятора», патент №2044341, МПК G05D 19/00, приоритет от 03.01.1992]. Изобретение используется при оптимизации управления виброизолятором. Эта оптимизация осуществляется измерением смещения объекта при колебаниях на рабочих частотах и формированием сигнала воздействия на орган управления виброизолятора с учетом математически выявленных соотношений между уровнем управляющего сигнала и параметрами объекта.A known method of controlling stiffness [Pavlov G.A. and others. "Method for controlling the stiffness of an adjustable vibration isolator", patent No. 2044341, IPC G05D 19/00, priority from 01/03/1992]. The invention is used to optimize the control of a vibration isolator. This optimization is carried out by measuring the displacement of the object during fluctuations at operating frequencies and by generating an impact signal on the vibration isolator control body, taking into account the mathematically identified relationships between the level of the control signal and the object parameters.
Виброизолятор представляет собой достаточно сложную систему, включающую специальные устройства измерения и обработки информации, что реализует концепцию управления жесткостью в классе активных виброзащитных систем, требующих использования внешних источников энергии.The vibration isolator is a rather complex system, including special devices for measuring and processing information, which implements the concept of stiffness control in the class of active vibration protection systems that require the use of external energy sources.
К наиболее близким техническим решениям, следует отнести упругий элемент [Лаптев А.В. «Упругий элемент», патент №2291333, МПК F16F 3/04, B60G 11/14, приоритет от 17.03.2005]. Упругий элемент состоит как минимум из двух пружин, размещенных одна вокруг другой. Как минимум двое витков пружин жестко соединены между собой в предварительно напряженном состоянии - в статическом состоянии одна из пружин испытывает напряжение сжатия, а другая пружина - напряжение растяжения. Пружины выполнены из единой заготовки, а крайние витки с одной стороны пружин жестко соединены между собой. Также соединение витков может быть осуществлено вкладышем в средней части пружины, испытывающей напряжение сжатия. Кроме того соединение витков может быть выполнено по всей длине пружин, посредством общей полимерной оболочки. Упомянутые пружины могут быть закручены в одном направлении, а крайние витки с одной стороны жестко зафиксированы в поворотных частях управляющего механизма, при вращении которых в сторону закручивания пружин жесткость упругого элемента возрастает, а при вращении в противоположную сторону жесткость уменьшается. В результате достигается создание малогабаритных, простых в изготовлении, малообслуживаемых упругих элементов с нелинейной упругой характеристикой, управляемой жесткостью, пригодных для использования в конструкциях подвесок колес транспортных средств и других механизмов, требующих от упругих элементов особых свойств.The closest technical solutions include the elastic element [Laptev A.V. "Elastic element", patent No. 2291333, IPC F16F 3/04, B60G 11/14, priority from 03/17/2005]. The elastic element consists of at least two springs placed one around the other. At least two turns of springs are rigidly interconnected in a prestressed state - in a static state, one of the springs experiences compression stress, and the other spring - tensile stress. The springs are made of a single workpiece, and the extreme turns on one side of the springs are rigidly interconnected. Also, the connection of the coils can be carried out by a liner in the middle part of the spring, experiencing compression stress. In addition, the connection of the coils can be performed along the entire length of the springs, by means of a common polymer shell. The mentioned springs can be twisted in one direction, and the extreme turns on one side are rigidly fixed in the rotary parts of the control mechanism, during rotation of which the spring side increases the stiffness of the elastic element, and when rotated in the opposite direction, the stiffness decreases. As a result, it is possible to create small-sized, easy-to-manufacture, low-maintenance elastic elements with a non-linear elastic characteristic controlled by stiffness, suitable for use in vehicle wheel suspensions and other mechanisms requiring special properties from elastic elements.
В этом устройстве имеется возможность регулировать с помощью специальных устройств приведенную жесткость упругого элемента, однако особенности взаимодействия таковы, что жесткость этих пружин не зависит в диапазоне эксплуатации от частоты, и по этому упругий элемент не может участвовать в процессах самоподстройки и саморегулирования. Кроме того, само по себе устройство регулирования требует обслуживания управляющего механизма, надежность работы которого может оказать влияние на работоспособность всей системы подвешивания.In this device, it is possible to adjust the reduced stiffness of the elastic element using special devices, however, the interaction features are such that the stiffness of these springs does not depend on the frequency in the operating range, and therefore the elastic element cannot participate in the processes of self-adjustment and self-regulation. In addition, the control device itself requires maintenance of the control mechanism, the reliability of which can affect the performance of the entire suspension system.
Задача предлагаемой полезной модели заключается в том, что устройство для гашения колебаний действует в тех случаях, когда внешнее воздействие имеет заданные частотные диапазоны, в которых упругие свойства виброзащитной системы обладают свойством самонастройки.The objective of the proposed utility model is that the device for damping vibrations acts in those cases when the external action has predetermined frequency ranges in which the elastic properties of the vibration protection system have the property of self-tuning.
Цель достигается тем, что устройство для гашения колебаний состоит из двух пружин, причем каждая пружина одним концом закреплена на объекте защиты, другим концом соединена с основанием, отличающаяся тем, что на одной из пружин размещена дополнительная масса, жесткость этой пружины определяется выражением:The goal is achieved in that the device for damping oscillations consists of two springs, each spring with one end fixed to the protection object, the other end connected to the base, characterized in that an additional mass is placed on one of the springs, the stiffness of this spring is determined by the expression:
где ω - частота внешнего воздействия,where ω is the frequency of external action,
m1 - дополнительная масса;m 1 is the additional mass;
k3, k4 - жесткости пружин;k 3 , k 4 - spring stiffness;
Кnp - приведенная жесткость устройства для гашения колебаний.To np - reduced stiffness of the device for damping vibrations.
Сущность полезной модели поясняется чертежами.The essence of the utility model is illustrated by drawings.
На фиг.1 представлена схема базовой виброзащитной системы.Figure 1 presents a diagram of a basic vibration protection system.
На фиг.2 представлена амплитудно-частотная характеристика базовой виброзащитной системы.Figure 2 presents the amplitude-frequency characteristic of the base vibration protection system.
На фиг.3 представлена схема виброзащитной системы, состоящей из устройства для гашения колебаний и объекта защиты.Figure 3 presents a diagram of a vibration protection system, consisting of a device for damping vibrations and the object of protection.
На фиг.4 представлена зависимость приведенной жесткости устройства для гашения колебаний от частоты внешнего воздействия.Figure 4 presents the dependence of the reduced stiffness of the device for damping oscillations from the frequency of external influences.
На фиг.1 обозначено: 1 - объект с массой m, который необходимо защитить от вибраций; пружины 2 и 3 с жесткостью k1 и k2; 4 - основание; - силовой воздействие, приложенной к объекту защиты 1.In figure 1 is indicated: 1 - an object with mass m, which must be protected from vibration; springs 2 and 3 with stiffness k 1 and k 2 ; 4 - base; - force impact applied to the object of protection 1.
На фиг.2 изображена амплитудно-частотная характеристика базовой виброзащитной системы. По оси абсцисс приводится частота в герцах, по оси ординат приводится амплитуда колебаний в метрах. На фиг.2 обозначены: А(ω) - зависимость амплитуды колебаний от частоты внешнего воздействия, - предел резонансной частоты.Figure 2 shows the amplitude-frequency characteristic of the base vibration protection system. The frequency in hertz is given along the abscissa, and the amplitude of oscillations in meters is given along the ordinate. Figure 2 marked: A (ω) is the dependence of the amplitude of the oscillations on the frequency of external influences, is the limit of the resonant frequency.
На фиг.3 представлено устройство для гашения колебаний с объектом 1 (объект, который необходимо защитить от вибраций); 2 - пружина с жесткостью k1; 3 - дополнительная связь в виде устройства для гашения колебаний (состоящая из массы m1, пружин с жесткостями k3, k4); 4 - основание; 5 - дополнительная масса m1; 6 - пружина с жесткостью k3; 7 - пружина с жесткостью k4; y - обобщенная координата перемещения объекта защиты; y1 - обобщенная координата перемещения дополнительной массы; z - внешнее воздействие; Wдоп - обозначено устройство для гашения колебаний.Figure 3 presents a device for damping oscillations with object 1 (an object that must be protected from vibration); 2 - spring with stiffness k 1 ; 3 - additional connection in the form of a device for damping oscillations (consisting of mass m 1 , springs with stiffnesses k 3 , k 4) ; 4 - base; 5 - additional mass m 1 ; 6 - spring with stiffness k 3 ; 7 - spring with stiffness k 4 ; y is the generalized coordinate of the movement of the object of protection; y 1 is the generalized coordinate of the movement of additional mass; z is the external effect; W add - designated device for damping vibrations.
На фиг.4 изображена зависимость приведенной жесткости устройства для гашения колебаний от частоты внешнего воздействия. По оси абсцисс приводится частота в герцах, по оси ординат приводится приведенная жесткость в Н/м.Figure 4 shows the dependence of the reduced stiffness of the device for damping oscillations from the frequency of external influences. The frequency in hertz is given along the abscissa, the reduced stiffness in N / m is given along the ordinate.
Динамические свойства предлагаемого устройства и особенно динамические свойства дополнительной массы можно исследовать системой уравнения, построенной с применением формализма Лагранжа. Используя к этой системе преобразования Лапласа (оператор Лапласа - р=jω, где ), можно получить передаточные функции системы в операторной форме, из которых определяются резонансные частоты и частоты динамического гашения. Причем передаточные функции системы зависят от внешнего воздействия (силовое или кинематическое), и в каждом из случаев будут проявляться свои особенности.The dynamic properties of the proposed device and especially the dynamic properties of the additional mass can be investigated by an equation system constructed using the Lagrange formalism. Using the Laplace transforms to this system (the Laplace operator is p = jω, where ), it is possible to obtain the transfer functions of the system in operator form, from which the resonant frequencies and dynamic quenching frequencies are determined. Moreover, the transfer functions of the system depend on external influences (force or kinematic), and in each of the cases their own characteristics will manifest themselves.
В базовых схемах виброзащиты между основанием и объектом защиты вводятся упругие элементы в виде пружин с жесткостью k1, и k2 (пружина k2, выступает в данном случае в виде дополнительной связи), как это показано на фиг.1. В этом случае вибрации частично гасятся пружинами 2 и 3, но с увеличением частоты внешнего воздействия увеличивается амплитуда колебаний и система переходит в режим резонанса (фиг.2). В качестве дополнительной связи может быть использовано устройство для гашения колебаний (Фиг.3). В этом случае пружина 2 разделяется на две части, при этом образуются пружины 6 и 7 с жесткостями k3 и k4 соответственно, и между ними встраивается дополнительная масса /и,. Тогда передаточная функция такой системы при силовом возмущении (z=0, P≠0) имеет видIn the basic vibration protection schemes, between the base and the object of protection, elastic elements are introduced in the form of springs with stiffness k 1 and k 2 (spring k 2 , acts in this case as an additional connection), as shown in Fig. 1. In this case, the vibrations are partially damped by the springs 2 and 3, but with an increase in the frequency of the external action, the amplitude of the oscillations increases and the system goes into resonance mode (Fig. 2). As an additional connection, a device for damping oscillations can be used (Figure 3). In this case, the spring 2 is divided into two parts, in this case springs 6 and 7 are formed with stiffnesses k 3 and k 4, respectively, and an additional mass of / is built in between them. Then the transfer function of such a system under a force perturbation (z = 0, P ≠ 0) has the form
где m - масса объекта защиты 1;where m is the mass of the object of protection 1;
k1 - жесткость пружины 2;k 1 - spring stiffness 2;
m1 - дополнительная масса 5;m 1 is an additional mass of 5;
k3, k4 - жесткости пружин 6 и 7;k 3 , k 4 - stiffness of the springs 6 and 7;
- силовое воздействие на объект защиты; - force impact on the object of protection;
- обобщенная координата перемещения объекта защиты, при Р=0, z≠0 - кинематическом возмущении - - the generalized coordinate of the movement of the object of protection, at P = 0, z ≠ 0 - kinematic disturbance -
где m - масса объекта защиты 1;where m is the mass of the object of protection 1;
k1 - жесткость пружины 2;k 1 - spring stiffness 2;
m1 - дополнительная масса 5;m 1 is an additional mass of 5;
k3, k4 - жесткости пружин 6 и 7;k 3 , k 4 - stiffness of the springs 6 and 7;
- кинематическое воздействие на объект защиты; - kinematic effect on the object of protection;
- обобщенная координата перемещения объекта защиты, Из выражений (1) и (2) можно записать частотное уравнение в виде - the generalized coordinate of the movement of the protected object. From expressions (1) and (2), we can write the frequency equation in the form
откуда можно после преобразований получитьwhere can I get after the transformations
Виброзащитная система, приведенная на фиг.3, с использованием представлений о введении дополнительной связи Wдоп параллельно пружине с жесткостью л1, поясняет принцип дополнительной связи, которая в данном случае имеет вид:Vibration protection system shown in figure 3, using the idea of introducing an additional connection W additional parallel to the spring with a stiffness of l 1 , explains the principle of additional communication, which in this case has the form:
Из выражения (1) следует возможность динамического гашения (когда при определенных соотношениях параметров колебательной системы амплитуда становится равной нулю) в виброзащитной системе при силовом возмущении, а частота динамического гашения определяется выражениемFrom the expression (1) it follows the possibility of dynamic damping (when, with certain ratios of the parameters of the oscillatory system, the amplitude becomes equal to zero) in a vibration-proof system with a force perturbation, and the frequency of dynamic damping is determined by the expression
где - частота динамического гашения.Where - frequency of dynamic blanking.
При кинематическом возмущении (выражение 2) динамическое гашение возможно при условииWith kinematic perturbation (expression 2), dynamic damping is possible under the condition
Полученные результаты можно истолковать с позиции введения устройства для гашения колебаний с приведенной жесткостью, которая зависит от частоты. В этом случае приведенная жесткость устройства для гашения колебаний определяется выражениемThe results can be interpreted from the perspective of introducing a device for damping oscillations with reduced stiffness, which depends on the frequency. In this case, the reduced stiffness of the device for damping oscillations is determined by the expression
где Knp - приведенная жесткость устройства для гашения колебаний;where K np - reduced stiffness of the device for damping oscillations;
m1 - дополнительная масса 5;m 1 is an additional mass of 5;
k3, k4 - жесткости пружин 6 и 7;k 3 , k 4 - stiffness of the springs 6 and 7;
ω - частота внешнего воздействия.ω is the frequency of external influences.
Полученные результаты подтверждаются при аналитическом моделировании. Зависимость жесткости такого устройства для гашения колебаний от частоты показана на фиг.4. При малых частотах жесткость уменьшается и при становится равной нулю; затем жесткость начинает возрастать и при достигает больших значений (Кnp→0).The results obtained are confirmed by analytical modeling. The dependence of the stiffness of such a device for damping oscillations from the frequency shown in figure 4. At low frequencies, stiffness decreases at becomes equal to zero; then the stiffness begins to increase and when reaches large values (K np → 0).
В системе в этом случае наблюдается динамическое гашение на массе m1, при силовом характере возмущения. С последующим ростом частоты ω приведенная жесткость стремится к значению k3(Knp→k3 при ω→∞).In the system in this case, dynamic quenching is observed on a mass m 1 , with the force character of the perturbation. With a subsequent increase in the frequency ω, the reduced rigidity tends to the value k 3 (K np → k 3 as ω → ∞).
Последнее позволяет ввести в рассмотрение при проектировании виброзащитных систем понятие устройства для гашения колебаний, приведенная жесткость которого зависит от частоты, и в следствии чего устройство для гашения колебаний участвует в процессах самоподстройки и саморегулирования без введения дополнительных систем управления и источников энергии. Данное устройство может быть использовано в более сложных вариантах, когда имеются две и более дополнительные массы.The latter allows us to introduce into the design of vibration protection systems the concept of a device for damping oscillations, the reduced stiffness of which depends on the frequency, and as a result, a device for damping oscillations is involved in self-tuning and self-regulation processes without introducing additional control systems and energy sources. This device can be used in more complex versions when there are two or more additional masses.
Claims (1)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2009106381/22U RU84487U1 (en) | 2009-02-24 | 2009-02-24 | Vibration damping device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2009106381/22U RU84487U1 (en) | 2009-02-24 | 2009-02-24 | Vibration damping device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU84487U1 true RU84487U1 (en) | 2009-07-10 |
Family
ID=41046310
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2009106381/22U RU84487U1 (en) | 2009-02-24 | 2009-02-24 | Vibration damping device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU84487U1 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2690135C1 (en) * | 2018-05-07 | 2019-05-30 | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС) | Method for controlling dynamic state of vehicle suspension and device for its implementation |
-
2009
- 2009-02-24 RU RU2009106381/22U patent/RU84487U1/en not_active IP Right Cessation
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2690135C1 (en) * | 2018-05-07 | 2019-05-30 | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС) | Method for controlling dynamic state of vehicle suspension and device for its implementation |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| Chen et al. | Inerter and its application in vibration control systems | |
| US8061677B2 (en) | Vibration isolation | |
| US8560171B2 (en) | Damping force controller | |
| Li et al. | Negative stiffness characteristics of active and semi‐active control systems for stay cables | |
| EP0382479A1 (en) | Method of operating a vibration attenuating system having semi-active damper means | |
| CN111336210A (en) | Hybrid vibration control device and method based on negative stiffness and variable damping and application | |
| Du et al. | Nonlinear extended state observer-based output feedback stabilization control for uncertain nonlinear half-car active suspension systems | |
| Hudha et al. | Effects of control techniques and damper constraint on the performance of a semi-active magnetorheological damper | |
| Bian et al. | Vibration reduction for a flexible arm using magnetorheological elastomer vibration absorber | |
| Stribrsky et al. | Energy recuperation in automotive active suspension systems with linear electric motor | |
| Lu et al. | Load-adaptive quasi-zero stiffness vibration isolation via dual electromagnetic stiffness regulation | |
| RU84487U1 (en) | Vibration damping device | |
| CN110662907B (en) | Active vibration isolation device and control method for active vibration isolation device | |
| Joubaneh et al. | On the vibration suppression and energy harvesting of building structures using an electromagnetic-inerter-absorber | |
| Vavreck | Control of a dynamic vibration absorber with magnetorheological damping | |
| Xiang et al. | Experimental investigation into magnetorheological damper subjected to impact loads | |
| Aoki et al. | Vibration Suppression of Mass-Spring-Damper System with Dynamic Dampers using IDA-PBC | |
| Jibril | Comparison of active and semi-active suspension systems using robust controller | |
| Koç | Dynamic Response of an Euler-Bernoulli Beam Coupled with a Tuned Mass Damper under Moving Load Excitation | |
| Ishak et al. | An observer design of nonlinear quarter car model for active suspension system by using backstepping controller | |
| Yahaya et al. | Mathematical modelling of the passive and semi-active automobile suspension systems in ford scorpio car model | |
| Zhang et al. | Passive vibration suppression using multiple inerter-based devices for a multi-storey building structure | |
| Akçay et al. | Stochastic optimal control of truck cabin with active suspension | |
| Hyniova | Usage of one-quarter-car active suspension test stand for experimental verification | |
| Lauwerys et al. | A model free control design approach for a semi-active suspension of a passenger car |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM1K | Utility model has become invalid (non-payment of fees) |
Effective date: 20130225 |