1) bandpass absorber
带通吸振器
1.
A new concept for active vibration suppression with a so called bandpass absorber (BPA) is presented.
本文介绍一种新的振动主动控制方法 ,在主动反馈中合理设计补偿器 ,把被动吸振器转换为带通吸振器 ,在给定频率范围内 ,放大频率 ,使所有这样的频率都发生谐振。
2) polarization band-pass filters
偏振带通滤波器
1.
The design of polarization band-pass filters is presented,which is based on the superposition of transmission peak near forbidden gap edge in one-dimensional photonic crystal heterostructures.
利用一维光子晶体(PC)异质结结构带边峰值叠加的方法设计了一种偏振带通滤波器,在实现p偏振分量带通滤波的同时实现了禁带范围的展宽。
3) Open-loop Resonance Band-pass Filter
开环谐振带通滤波器
4) assembled multiband resonator
组合多通带谐振器
1.
In order to obtain triple-band bandpass filters with independently-controlled center frequencies and bandwidths,this paper presents a novel design method of triple-band filters based on the assembled multiband resonator.
为得到三个通带中心频率及带宽均可独立调节的三频滤波器,提出了一种基于组合多通带谐振器的三频滤波器设计方法。
5) ro-vibration absorption band
振转吸收带
6) vibration absorber
吸振器
1.
In order to control the audio frequency vibration and extend the absorbency range of dynamic vibration absorber, based on the study of wide band straight beam vibration absorber, the twist-beam dynamic vibration absorber is studied in this paper.
为了满足对声频振动控制的要求,拓宽动力吸振器的吸振频率范围,本文在对直梁宽频带动力吸振器研究的基础上,研究了螺旋曲梁式动力吸振器。
2.
To increase the working frequency band of vibration absorbers,a semi active control strategy is presented on the basis of the vibration absorber with an on line adjustable clearance in elastic component.
为了扩展吸振器的工作带宽 ,提出一种实时调节弹性元件的半主动吸振器 ,并给出了吸振器的控制策略。
3.
Optimal design of vibration absorbers for reducing structural noise level often requires finding the minima of highly nonlinear multi dimensional functions.
为了解决振动吸振器优化设计的非线性多维离散问题 ,引入了全局搜索遗传算法 。
补充资料：动力吸振器
利用共振系统吸收物体的振动能量以减小物体振动的设备。
J.奥蒙德罗伊德等在1928年提出了动力吸振器的方法。其原理是在振动物体上附加质量弹簧共振系统（见图），这种附加系统在共振时产生的反作用力可使振动物体的振动减小。当激发力以单频为主，或频率很低,不宜采用一般隔振器时,动力吸振器特别有用。如附加一系列的这种吸振器，还可以抵销不同频率的振动。图中m1是振动物体的质量(千克);m2是动力吸振器的振动质量(千克);K1为振动物体的劲度(牛顿/米);K2为动力吸振器的劲度（牛顿／米）;x1为振动物体的位移（米）;x2为动力吸振器的位移（米）；F1是物体所受的振动力（牛顿）。 动力吸振器的共振频率，要设计成使主系统的振动等于零。动力吸振器的固有角频率ωa要设计成等于需要吸收的激发角频率ω，即：
上式表明在给定频率的情况下，动力吸振器的质量越重，其弹簧越硬。通常，动力吸振器的质量为主系统质量的1/10至1/4。
图中b的组合系统x1、x2可用下式求出： 式中 为主系统固有角频率；为动力吸振器固有角频率；为主系统静态压缩量；为动力吸振器质量与主系统质量的比值。
当ω =ωa时：
x1=0
因此, m2不可过小，否则其振幅就会很大。设计动力吸振器时，要考虑能容许的最大振幅，上述m2就是据此选择的。这也就是动力吸振器对主质量的作用力正好平衡了主系统质量上的作用力F1sinωt。
动力吸振器虽然主要是根据给定的频率ω设计的,但也适用于与ω稍有不同的激发频率。在这种情况下,m1的运动虽然不等于零，但振幅很小。阻尼越大，允许偏离越大。
在实际使用中，附加的质量弹簧系统的阻尼一般很小，如果加入阻尼来吸收振动，这种系统就成为一种阻尼器，称为"阻尼吸振器"或"附加质量阻尼器"。阻尼吸振器的最佳值为：
和 式中n为吸振器的频率比；δR为吸振器的阻尼比；ηa为吸振器的粘性阻尼系数；
J.C.斯诺登对三元件吸振器和双吸振器的功能作过分析。三元件吸振器是由两个弹簧和一个阻尼器组成,其频率范围较宽，中心部分效用可增加3分贝左右。
参考书目
C.M.Harris & C.E.Crede,Shock and Vibration Hand-book,2nd ed.,McGraw-Hill Co., New York,1976.
J.奥蒙德罗伊德等在1928年提出了动力吸振器的方法。其原理是在振动物体上附加质量弹簧共振系统（见图），这种附加系统在共振时产生的反作用力可使振动物体的振动减小。当激发力以单频为主，或频率很低,不宜采用一般隔振器时,动力吸振器特别有用。如附加一系列的这种吸振器，还可以抵销不同频率的振动。图中m1是振动物体的质量(千克);m2是动力吸振器的振动质量(千克);K1为振动物体的劲度(牛顿/米);K2为动力吸振器的劲度（牛顿／米）;x1为振动物体的位移（米）;x2为动力吸振器的位移（米）；F1是物体所受的振动力（牛顿）。 动力吸振器的共振频率，要设计成使主系统的振动等于零。动力吸振器的固有角频率ωa要设计成等于需要吸收的激发角频率ω，即：
上式表明在给定频率的情况下，动力吸振器的质量越重，其弹簧越硬。通常，动力吸振器的质量为主系统质量的1/10至1/4。
图中b的组合系统x1、x2可用下式求出： 式中 为主系统固有角频率；为动力吸振器固有角频率；为主系统静态压缩量；为动力吸振器质量与主系统质量的比值。
当ω =ωa时：
x1=0
因此, m2不可过小，否则其振幅就会很大。设计动力吸振器时，要考虑能容许的最大振幅，上述m2就是据此选择的。这也就是动力吸振器对主质量的作用力正好平衡了主系统质量上的作用力F1sinωt。
动力吸振器虽然主要是根据给定的频率ω设计的,但也适用于与ω稍有不同的激发频率。在这种情况下,m1的运动虽然不等于零，但振幅很小。阻尼越大，允许偏离越大。
在实际使用中，附加的质量弹簧系统的阻尼一般很小，如果加入阻尼来吸收振动，这种系统就成为一种阻尼器，称为"阻尼吸振器"或"附加质量阻尼器"。阻尼吸振器的最佳值为：
和 式中n为吸振器的频率比；δR为吸振器的阻尼比；ηa为吸振器的粘性阻尼系数；
J.C.斯诺登对三元件吸振器和双吸振器的功能作过分析。三元件吸振器是由两个弹簧和一个阻尼器组成,其频率范围较宽，中心部分效用可增加3分贝左右。
参考书目
C.M.Harris & C.E.Crede,Shock and Vibration Hand-book,2nd ed.,McGraw-Hill Co., New York,1976.
说明：补充资料仅用于学习参考，请勿用于其它任何用途。
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