自由振动的特征值问题
常微分方程的边值问题
常微分方程的边值问题常微分方程是数学中一个重要的分支,研究的是函数的导数与自变量之间的关系。
在实际问题中,常微分方程的解可以描述物理、工程、经济等领域的变化规律。
而边值问题是常微分方程中的一类特殊问题,它要求在给定的边界条件下求解方程的解。
一、边值问题的定义与分类边值问题是指在一定边界条件下求解常微分方程的解。
边界条件是一组给定的条件,它们通常是关于未知函数及其导数在一些特定点上的值或关系。
边值问题可分为以下两类:1. Dirichlet 边值问题:给定函数在边界上的值。
假设我们要求解的常微分方程为 y''(x) + p(x)y'(x) + q(x)y(x) = r(x),边值问题可以表示为:y(a) = A,y(b) = B其中,a, b 是给定的自变量取值,A, B 是给定的常数。
2. Neumann 边值问题:给定函数在边界上的导数值。
假设我们要求解的常微分方程还是 y''(x) + p(x)y'(x) + q(x)y(x) = r(x),边值问题可以表示为:y'(a) = A,y'(b) = B二、求解边值问题的方法求解边值问题有多种方法,其中比较常用的包括:1. 分离变量法这是一种基本的求解边值问题的方法。
通过将方程中的未知函数分离变量,得到一个关于自变量的方程和一个关于未知函数的方程,再分别求解这两个方程。
2. 特征值法对于某些特殊的边值问题,可以使用特征值法进行求解。
特征值法的关键在于将边值问题转化为一个特征值问题,通过求解特征值和特征函数来得到方程的解。
3. 迭代法对于某些复杂的边值问题,可以使用迭代法逐步逼近方程的解。
迭代法是通过不断逼近函数解来改善近似解的精度,从而得到较为准确的解。
三、常见的边值问题应用常微分方程的边值问题在实际应用中具有广泛的应用,下面列举几个常见的例子:1. 自由振动问题自由振动是常微分方程的一个典型应用,比如弹簧振子的运动可以用一阶线性常微分方程来描述。
特征值解法——精选推荐
《结构动力学》大作业结构大型特征值问题的求解0810020035 吴亮秦1振动系统的特征值问题1.1实特征值问题n 自由度无阻尼线性振动系统的运动微分方程可表示为:[]{}[]{}(M u K u F t += (1.1)其中,{}u 是位移向量,[]M 和[]K 分别是系统的质量矩阵和刚度矩阵,都是n 阶正定矩阵,()F t 是激励向量。
此系统的自由振动微分方程为[]{}[]{}0M u K u += (1.2) 设其主振型为: {}{}sin()u v t ωϕ=+ (1.3) 其中,{}v 为振幅向量,ω为圆频率,ϕ为初相位。
将(1.3)代入自由振动微分方程(1.2), 得:[]{}[]{K v M v λ= (1.4) 其中2λω=,(1.4)具有非零解的条件是()[][]d e t 0M K λ-= (1.5)式(1.4)称为系统的特征方程,由此可以确定方程的n 个正实根1{}n i i λ=,称为系统的特征值,1{}n i i ω=称为系统的固有频率,{}i v (i=1,2,…..n )为对应于特征值的特征向量或称为系统的振型或模态。
因为[]M 矩阵正定,则[]M 有Cholesky 分解:[][][]TM L L = (1.6)其中,[]L 是下三角矩阵。
引入向量{}x 满足:{}[]{}T x L v =,则:1{}([]){}T v L x -= (1.7)代入(1.4),得:([][]){}I P x λ-= (1.8) 其中,()11[][][][]TP L K L --=,式(1.8)称为标准实特征值问题。
1.2复特征值问题多自由度阻尼自由振动系统的运动方程为如下二阶常系数微分方程组:[]{()}[]{()}[]{(M x t C x t K x t ++= (1.9) 其中 []M ,[]C ,[]K 分别是n 阶的质量、阻尼和刚度矩阵,{()}q t 是n 维可微向量函数。
结构动力学课后习题答案
结构动力学课后习题答案结构动力学是研究结构在动态载荷作用下的响应和行为的学科。
它涉及到结构的振动、冲击响应、疲劳分析等方面。
课后习题是帮助学生巩固课堂知识、深化理解的重要手段。
以下内容是结构动力学课后习题的一些可能答案,供参考:习题1:单自由度系统自由振动分析解答:对于一个单自由度系统,其自由振动的频率可以通过以下公式计算:\[ f = \frac{1}{2\pi}\sqrt{\frac{k}{m}} \]其中,\( k \) 是系统的刚度,\( m \) 是系统的总质量。
系统自由振动的振幅随着时间的衰减可以通过阻尼比 \( \zeta \) 来描述,其衰减系数 \( \delta \) 可以通过以下公式计算:\[ \delta = \sqrt{1-\zeta^2} \]习题2:单自由度系统受迫振动分析解答:当单自由度系统受到周期性外力作用时,其受迫振动的振幅可以通过以下公式计算:\[ A = \frac{F_0}{\sqrt{(k-m\omega^2)^2+(m\zeta\omega)^2}} \] 其中,\( F_0 \) 是外力的幅值,\( \omega \) 是外力的角频率。
习题3:多自由度系统模态分析解答:对于多自由度系统,可以通过求解特征值问题来得到系统的模态。
特征值问题通常表示为:\[ [K]{\phi} = \lambda[M]{\phi} \]其中,\( [K] \) 是系统的刚度矩阵,\( [M] \) 是系统的质量矩阵,\( \lambda \) 是特征值,\( {\phi} \) 是对应的特征向量,即模态形状。
习题4:结构的冲击响应分析解答:对于结构的冲击响应分析,通常需要考虑冲击载荷的持续时间和冲击能量。
结构的冲击响应可以通过冲击响应谱(IRF)来分析,它描述了结构在不同频率下的响应。
冲击响应分析的结果可以用来评估结构的耐冲击性能。
习题5:疲劳分析解答:结构的疲劳分析需要考虑结构在重复载荷作用下的寿命。
振动状态方程的特征值与特征向量
D 为特征值,其模即为无阻尼固有频率(单位圆频率 rad/s),由于求解过程,导致其共轭,为何为 虚部的物理意义还没有彻底理解。 A 为特征向量,即振型(以列为单位,偶数 2n 列,前 n 列与后 n 列共轭,共轭项由于共轭特征值的 带入得到,其物理意义还没有搞清楚,n 为系统自由度),前 n 行为系统参数 x 模态,后 n 行为一阶 系统参数x模态。x除以对应 x 正好为系统固有频率,说明xi=wi*xi 如下:
3、 有阻尼振动: 设 m=1, c=5, k=10. 使用 matlab 语句 [A, D]=eig(sys),得:
D 为特征值,其模即为无阻尼固有频率(单位圆频率 rad/s),虚部为有阻尼固有频率,其决定系统 是否稳定。
无阻尼有阻尼 A 为特征向量,即有阻尼的振型(以列为单位,偶数 2n 列,前 n 列与后 n 列共轭,n 为系统自由 度),前 n 行为一阶系统参数 x 模态,后 n 行为二阶系统参数x模态。x除以对应 x 正好为系统固有 频率,说明xi=wi*xi 。A 中每个振型中每个点的实部、虚部、模的物理意义还没搞清楚。只知道模的 大小与无阻尼振型模的大小相等。猜想:实部为振动平衡位置,虚部为振动幅值。
单自由度振动
1、 状态方程矩阵 sys= 的特征值,就是对应传递函数的 poles,其决定系统的稳定性(实根在 坐标轴左边稳定,右边不定,详见 UOW 控制理论 344 L03) 2、 无阻尼振动: 设 m=1, c=0, k=10. 使用 matlab 语句 [A, D]=eig(sys),得:
abaqus模态分析特征值的意义
abaqus模态分析特征值的意义特征值和模态反应了结构在自由振动下的特点和频率特征。
采用振型分解法获得振型和频率,就可得到任何线性结构的响应。
通常实际结构中,只需考虑前几阶振型就能获得相当精度的解。
结构动力学的实际问题涉及面很广,对于只有几个自由度的力学模型,只考虑一个或两个自由度就能求得动力响应的近似解,而对于具有几百个甚至上千个自由度的复杂有限元模型,就需要考虑数十个甚至上百个振型对响应的影响。
在求解特征值问题时,有两种情况,一种是求解结构系统特征方程的全部特征值问题,即所有的特征值和对应的特征向量;另-种是求解部分特征值问题,即部分(通常是最小或最大的一些)特征值和对应的特征向量。
这是因为,在结构动力学中,往往矩阵的阶数都很高,有时不可能,也没有必要求解全部特征值和特征向量。
在求解方法上,也分为两大类,一类是直接求解法,另一类是向量迭代求解法。
直接求解法可以用来研究需要求解所有特征值和特征向量的自由度较少的系统,计算工作量较大。
计算过程中结构的特征矩阵可以被转化为对称的对角阵形式,可以很容易地同时求解出所有特征值。
对于较大的系统可以通过缩减技术来提高计算效率,例如Guyan缩减法在求解时就可以有效地减少结构的自由度数目。
向量迭代方法包括子空间迭代法(subspace)和兰索斯迭代法(L anczos)等。
使用迭代法可以求解较大结构系统的少数特征值问题,计算时间依据结构自由度的大小和需要提取的特征值个数而定。
在ABAQUS中提供了三种提取特征值的求解器:AMS(Automatic Multi-level Substructuring)求解器、Lanczos特征值求解器和子空间迭代求解器。
Lanczos特征值求解器是默认的方法。
AMS特征值求解器是一种高效的,针对大规模问题的能提取大量特征值的方法,主要适用于1百万自由度以上的模型及500阶模态以上。
它包含3个求解步骤:(1)生成子结构;(2)获得特征值;(3)从缩减的向量中获得全部特征向量。
STAAD高级求解器功能简介
STAAD高级求解器功能简介在目前的STAAD版本中,添加了一个新的功能更强大的求解器。
该求解器已经被开发使用的新功能如下。
下面分别予以介绍:1)高级求解器概述2)线性屈曲分析(Linear Buckling Analysis)3)考虑几何刚度的二阶效应分析(Pdelta Analysis with Kg)4)考虑几何刚度的自由振动特征值分析,反应谱分析以及时程反应分析5)稳态分析(Steady-state Analysis)6)楼面反应谱分析(Floor Spectrum Analysis)7)推覆分析(Pushover Analysis)8)几何非线性分析(Geometric Nonlinear Analysis)1)高级求解器概述:STAAD增加了全新的更快地分析引擎。
此分析引擎比现在STAAD标准分析引擎更节省时间,并且使用更少的磁盘和内存资源。
高级求解器可以解决静力和动力问题。
它是STAAD分析引擎的一部分,不需要特殊的命令运行它。
如果许可协议中高级分析模块是有效的,它将自动被激活。
如果想屏蔽高级求解器使用标准分析引擎,请在STAAD输入文件的开头部分(节点命令之前)添加下面命令∶SET STAR 0高级求解器有in-core和out-of-core两种运行模式。
一般分别用于节点数小于20000和大于20000的模型。
通常情况下,高级求解器调用in-core模式计算模型,当内存不足时,程序将调用out-of-core模式。
除非人为指定,分析引擎将自动切换运行模式。
高级求解器设定命令∶SET STAR -3强制使用in-core模式SET STAR 4强制使用out-of-core模式SET STAR 3程序默认SET STAR 0使用STAAD标准分析引擎2)线性屈曲分析(Linear Buckling Analysis)STAAD通过求解如下方程的特征值对(K–λK g)U=0,其中K为通常的“物理”刚度矩阵,K g为几何刚度矩阵,U与λ为屈曲模态向量和对应的屈曲系数。
振动学知识点总结
振动学知识点总结振动学知识点总结如下:一、振动的基本概念1. 振动的定义:指物体在某一平衡位置附近作来回运动的现象。
2. 振幅:振动物体在做往复运动时,离开平衡位置的最远距离。
3. 周期:振动物体完成一个完整的往复运动所需要的时间。
4. 频率:振动物体每秒钟完成的往复运动次数。
5. 相位:描述振动物体在振动周期中的位置关系。
二、单自由度振动系统1. 单自由度振动系统的概念:由一个自由度由一个自由度运动的质点和它的运动机构构成。
2. 自由振动:指单自由度振动系统在没有外力作用下的振动。
3. 阻尼振动:指单自由度振动系统的振动受到阻尼力的影响。
4. 强迫振动:指单自由度振动系统受到外力作用的振动。
三、非线性振动1. 非线性振动的概念:指振动系统的振动特性不满足线性振动方程的振动现象。
2. 非线性系统的分类:按系统的非线性特征分为几何非线性、材料非线性和边界非线性等。
3. 非线性振动的分析方法:包括解析法和数值法等。
四、多自由度振动系统1. 多自由度振动系统的概念:由多个自由度组成的振动系统。
2. 自由振动:指多自由度振动系统在没有外力作用下的振动。
3. 阻尼振动:指多自由度振动系统的振动受到阻尼力的影响。
4. 特征值问题:多自由度振动系统的固有振动特征。
5. 模态分析:多自由度振动系统振动特征的分析方法。
五、控制振动1. 振动控制的目的:减小系统振动、防止系统振动引起的损伤。
2. 主动振动控制:通过主动装置对系统进行振动控制。
3. 被动振动控制:通过被动装置对系统进行振动控制。
4. 半主动振动控制:融合了主动和被动振动控制的特点。
六、振动信号与分析1. 振动信号的特点:包括时间域特征、频域特征和相位特征等。
2. 振动信号采集与处理:使用传感器采集振动信号,并通过信号处理方法对其进行分析。
3. 振动分析方法:包括频谱分析、波形分析、振动模态分析和振动信号诊断分析等。
七、振动与工程应用1. 振动在机械领域的应用:包括减振、振动吸收、振动监测及振动诊断等。
第四章 多自由度系统
(1)
2 为方程的解,代入( ),得 设 {q} = { A} sin(ωt + ϕ ) 为方程的解,代入(1),得([ K ] − ω [ M ]) { A} = {0}
[K ] − ω2 [M ] = 0
系统有n个大于零的正实根, 当 [ K ] > 0 时,系统有n个大于零的正实根, 对应固有频率
求系统的柔度矩阵[D]。 求系统的柔度矩阵 。
F1
F2
F3
EI
分析
m1
m2
m3
x
y
以三个集中质量m 离开其静平衡位置的垂直位移y 以三个集中质量m1、m2、m3离开其静平衡位置的垂直位移y1、y2、y3为 系统的广义坐标(见上图)。 系统的广义坐标(见上图)。
F1
EI
F2
F3
m1
m2
m3
x
y
由材料力学得知,当简支梁受力作用时, 由材料力学得知,当简支梁受力作用时,其挠度计算公式为 : Pbx 2 y= (l − x2 − b2 ) , ( 0 ≤ x ≤ a ) 6 EIl 根据柔度影响系数的定义, 根据柔度影响系数的定义,我们首先在坐 处作用一单位力,则在坐标y 标y1处作用一单位力,则在坐标y1、y2、y3处 产生的挠度即分别为d 产生的挠度即分别为d11、d21、d31。
3k 则刚度矩阵为 [ K ] = − k 0
−k 4k −3k
0 −3k 7k
线弹性系统的刚度矩阵对称
第一节 运动微分方程的建立
2.柔度影响系数和位移方程 柔度影响系数和位移方程
柔度影响系数d 单位外力所引起的系统位移, 柔度影响系数 ij——单位外力所引起的系统位移,即系统第j个坐标上
工程力学中的自由振动和强迫振动的特性
工程力学中的自由振动和强迫振动的特性在工程力学中,振动是一个重要的研究领域。
振动被广泛应用于各种工程中,包括建筑结构、机械系统以及电子设备等。
振动可以分为自由振动和强迫振动两种类型。
本文将讨论自由振动和强迫振动的特性以及它们在工程中的应用。
一、自由振动的特性自由振动是指在没有外界干扰的情况下,结构或系统在其固有频率下进行的振动。
自由振动的特性主要包括振幅、周期、频率和阻尼等。
1. 振幅振幅是指振动的最大偏离量。
在自由振动中,振幅受到初始条件的影响,振幅越大,振动的能量也就越大。
2. 周期周期是指振动完成一个完整循环所需的时间。
自由振动的周期与结构的固有频率有关,固有频率越高,周期越短。
3. 频率频率是指振动单位时间内完成的循环次数。
频率是周期的倒数,用赫兹(Hz)表示。
自由振动的频率与周期相反,固有频率越高,频率越大。
4. 阻尼阻尼是指振动过程中能量的消耗。
在自由振动中,存在三种类型的阻尼:无阻尼、过阻尼和欠阻尼。
无阻尼振动指没有能量损耗的理想振动;过阻尼振动是指能量损耗过大,振动停止得很慢;欠阻尼振动是指振动的能量损耗较小,但是在振动停止时存在振荡。
二、强迫振动的特性强迫振动是指受到外界周期性力作用下的振动。
外界力的频率通常不等于结构的固有频率,因此会引发结构的共振。
强迫振动的特性主要包括固有频率、共振和受迫振动等。
1. 固有频率固有频率指的是结构或系统在自由振动状态下的固有频率。
在强迫振动中,结构的固有频率决定了其对外界激励的响应。
2. 共振共振是指外界力的频率与结构的固有频率相等或接近,导致结构振幅迅速增大的现象。
共振现象对于某些结构来说是有害的,因为会导致结构破坏或崩溃。
3. 受迫振动受迫振动是指在强迫振动中,结构受到外界激励而发生的振动。
外界激励可以是周期性的力或者者是其他形式的周期性变量。
三、自由振动和强迫振动在工程中的应用自由振动和强迫振动在工程中有着广泛的应用。
1. 自由振动的应用自由振动的研究可以用于建立结构的固有频率,通过调节结构的初始条件和强度来影响振动的特性。
弹性薄板的自由振动分析
弹性薄板的自由振动分析弹性薄板是一种常见的结构,广泛应用于建筑、航空航天等领域。
在设计和使用过程中,了解弹性薄板的自由振动特性对于保证结构的稳定性和可靠性至关重要。
本文将对弹性薄板的自由振动进行分析。
首先,我们需要了解什么是自由振动。
自由振动是指在没有外界干扰的情况下,结构在初始位移和初始速度的作用下,按照固有频率和模态形态进行振动。
对于弹性薄板而言,其自由振动可以通过求解其振动方程来得到。
弹性薄板的振动方程可以由拉普拉斯方程和边界条件推导得到。
拉普拉斯方程描述了薄板的平衡状态,边界条件则决定了薄板的振动模态。
通过将拉普拉斯方程和边界条件代入,可以得到薄板的振动方程。
对于简支边界条件的薄板,其振动方程可以写作:∇^4w + k^4w = 0其中,∇^4表示拉普拉斯算子的四次方,w表示薄板的位移函数,k表示振动频率的参数。
通过求解这个振动方程,可以得到薄板的振动模态和频率。
在实际求解过程中,可以采用分离变量法来解决这个振动方程。
通过假设位移函数可以表示为各个坐标的乘积形式,将其代入振动方程,再对各个坐标进行分离变量,可以得到一系列的常微分方程。
通过求解这些常微分方程,可以得到薄板的振动模态和频率。
薄板的振动模态是指薄板在不同频率下的振动形态。
每个振动模态对应着一个特定的频率和振动形态。
通常情况下,薄板的振动模态是以正交的方式存在的,即不同振动模态之间没有相互干扰。
这意味着,薄板的振动可以看作是各个振动模态的叠加。
薄板的振动频率与其几何形状和边界条件密切相关。
不同的几何形状和边界条件会导致不同的振动频率。
对于给定的薄板,可以通过求解振动方程得到其特征值,即振动频率的平方。
通过对这些特征值进行排序,可以得到薄板的振动频率。
薄板的自由振动分析对于结构的设计和使用具有重要意义。
首先,通过了解薄板的自由振动特性,可以避免共振现象的发生。
共振是指外界激励频率与结构的固有频率相匹配,导致结构振幅急剧增大的现象。
多自由度振动系统的特征值问题与模态分析
多自由度振动系统的特征值问题与模态分析自由度是描述物体运动状态的重要概念,而多自由度振动系统则是指由多个物体组成的振动系统。
在工程领域中,多自由度振动系统的特征值问题与模态分析是非常重要的研究内容。
特征值问题是指在多自由度振动系统中,寻找系统的固有振动频率和振动模态的问题。
对于一个n自由度振动系统,其特征值问题可以表示为:[K] {x} + [M] {x} = \lambda [M] {x}其中[K]是系统的刚度矩阵,[M]是系统的质量矩阵,{x}是系统的振动位移向量,\lambda是特征值。
解特征值问题可以得到系统的特征值和特征向量,从而确定系统的固有振动频率和振动模态。
在解特征值问题时,常常采用模态分析的方法。
模态分析是一种将多自由度振动系统的特征值问题转化为一组独立振动模态的方法。
通过模态分析,可以得到系统的振动模态和相应的特征值。
振动模态是指系统在不同频率下的振动形态,而特征值则代表了系统的固有振动频率。
在进行模态分析时,通常需要进行模态求解和模态分解两个步骤。
模态求解是指求解特征值问题,得到系统的特征值和特征向量。
而模态分解则是将系统的振动模态表示为一组独立的振动模态,通常采用线性组合的形式表示。
在实际工程中,多自由度振动系统的特征值问题和模态分析具有广泛的应用。
例如,在建筑结构设计中,通过模态分析可以确定结构的固有振动频率,从而避免共振现象的发生。
在机械系统中,通过模态分析可以评估系统的动态性能和稳定性。
在航天器设计中,模态分析可以帮助设计师优化结构,提高航天器的抗振能力。
总之,多自由度振动系统的特征值问题与模态分析是工程领域中重要的研究内容。
通过解特征值问题和进行模态分析,可以得到系统的固有振动频率和振动模态,从而对系统的振动特性进行分析和优化。
在实际应用中,特征值问题和模态分析对于工程设计和结构分析具有重要的意义。
振动理论03(1)-单自由度系统自由振动
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管中其中一个臂的水位升高1厘米,另一个臂的水位就
降低1厘米,因此就给出2厘米水柱的失衡重量,产生
-任意瞬时的位置与平衡位置 之间的距离)?
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弹簧力
阻尼力
作用在质量块的力总计 sin
应用牛顿第二定律: 单自由度系统运动微分方程
mx cx kx P0 sin t
惯性力 阻尼力 弹性力 外来的谐力
单自由度扭转系统振动方程
圆盘的惯性矩为 轴的抗扭刚度为 外加扭矩 0 用于转动物体的广义牛顿定律
弹簧-质量系统
研究系统的振动问题时,常常把它简化成由若干个“ 无质量”的弹簧和“无弹性”的质量所组成的模型, 称为弹簧-质量系统(spring mass system)
角振动(angular vibration):以角位移作为独立坐标的系 统。例如后面将要介绍的圆盘的扭振(Torsional vibration)。
用一根弹簧把一个质量m悬挂 在刚性天花板上。弹簧的刚度 由弹性系数 表示
在质量和刚性天花板之间有油 或者空气缓冲器机构
质量静止时,缓冲器不传递力 质量运动时,缓冲器的阻尼力与
速度成正比,即 c:阻尼常数或粘性阻尼常数
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假设一个交变外力作用在质 量上
计算外力造成的质量的运动 ,即求出质量运动距离 的时 间函数
振动理论(3) 第3章 单自由度系统自由振动
自由度
自由度
第001章 自由振动
θ ω0
π ω0
2π
3π
ω0
ω0
图1.2
《振动力学》讲义 第1章 自由振动 振动的大小和起始状态由振幅A和初相角θ 两个常数确定, 即由初始条件确定,它们与系统本身无关。 振动的波动特性(简谐特性),由参数 ω 0 确定, 它只取决于系统本身的物理参数,同时它表征位移周期 性变化的快慢,再由于它的量纲为『角度/时间』,因此 参数 ω 0 称为系统的固有角频率,简称固有频率或自然频率。 系统的振动周期T和振动频率为
k2x2 (a +b) = k3x3a
《振动力学》讲义 第1章 自由振动
k3b k3a x3, x2 = x3 得: x1 = k1 ( a +b) k2 ( a +b)
1 2 1 2 1 2 V = k1x1 + k2x2 + k3x3 2 2 2 b2k3 a2k3 1 2 ]x3 = k3[1+ + 2 2 2 (a +b) k3 (a +b) k2
x = eλ t
λ 2 + ω02 = 0
特征值为 λ= ± iω 0, = − 1 为虚数单位 i
方程复数形式的特解为 e λ t = e i ω 0 t = cos ω 0 t + i sin ω 0 t 和 e − λ t = e − i ω 0 t = cos ω 0 t − i sin ω 0 t cos ω 0 t 和 sin ω 0 t
《振动力学》讲义
主讲人: 主讲人:何锃
华中科技大学土木工程与力学学院
力学系
参考教材: 参考教材: 等编著. 振动力学》 高等教育出版社, 刘延柱 等编著.《振动力学》.高等教育出版社,2002
第4章 多自由度系统的振动题解
62 / 2962习 题4-1 在题3-10中,设m 1=m 2=m ,l 1=l 2=l ,k 1=k 2=0,求系统的固有频率和主振型。
解:由题3-10的结果22121111)(l g m l g m m k k +++=,2221l gm k -=,2212l g m k -=,22222l gm k k += 代入m m m ==21,021==k k ,l l l ==21可求出刚度矩阵K 和质量矩阵M⎥⎦⎤⎢⎣⎡=m m M 00;⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎣⎡--=l mg lmg l mg l mg K 3 由频率方程02=-M p K ,得0322=⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎣⎡----=mp l mg l mg lmgmp l mg B 0242222242=+-∴l g m p l g m p ml g p )22(1-=∴ ,lgp )22(2+= 为求系统主振型,先求出adjB 的第一列⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎣⎡-=l mg mp lmg adjB 2分别将频率值21p p 和代入,得系统的主振型矩阵为题4-1图63 / 2963⎥⎦⎤⎢⎣⎡-=112)1(A ⎥⎦⎤⎢⎣⎡+=112)2(A4-2 题4-2图所示的均匀刚性杆质量为m 1,求系统的频率方程。
解:设杆的转角θ和物块位移x 为广义坐标。
利用刚度影响系数法求刚度矩阵k 。
设0,1==x θ,画出受力图,并施加物体力偶与力2111,k k ,由平衡条件得到,222111a k b k k +=, a k k 221-=设1,0==x θ,画出受力图,并施加物体力偶与力2212,k k ,由平衡条件得到,12k a k 2-=, a k k 222=得作用力方程为⎥⎦⎤⎢⎣⎡=⎭⎬⎫⎩⎨⎧⎥⎦⎤⎢⎣⎡--++⎭⎬⎫⎩⎨⎧⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡0000312222221221x a k a k a k a k b k x m a m θθ由频率方程02=-M K p ,得031222222212221=----+p m a k ak a k p a m a k b k4-3 题4-3图所示的系统中,两根长度题4-3图题4-2图64 / 2964为l 的均匀刚性杆的质量为m 1及m 2,求系统的刚度矩阵和柔度矩阵,并求出当m 1=m 2=m 和k 1=k 2=k 时系统的固有频率。
钢结构桥梁的自振频率分析
钢结构桥梁的自振频率分析钢结构桥梁是现代桥梁建设中常见的一种类型,它具有高强度、耐久性强、重量轻等优势。
然而,钢结构桥梁在使用过程中可能会受到外界环境和荷载的影响,进而产生自振现象。
自振频率是指桥梁结构在无外界干扰下的固有振动频率,对于钢结构桥梁的设计和安全评估具有重要意义。
本文将从理论分析与数值模拟两个方面进行钢结构桥梁的自振频率分析。
一、理论分析钢结构桥梁的自振频率可以通过结构的自由振动方程进行理论求解。
设桥梁结构振动形式为e^(jwt),其中j为虚数单位,w为角频率。
将振动形式代入结构的自由振动方程,得到以下形式的特征方程:Mx''(t) + Cx'(t) + Kx(t) = 0其中,M为结构的质量矩阵,C为结构的阻尼矩阵,K为结构的刚度矩阵。
根据特征方程可求得桥梁结构的固有频率,即自振频率。
在实际应用中,钢结构桥梁的自振频率往往通过有限元方法进行计算。
有限元方法将桥梁结构离散为有限个节点,利用基于矩阵运算的数值计算方法求解结构的自由振动特征值。
通过有限元分析软件,我们可以得到钢结构桥梁在不同频率下的振型和自振频率。
二、数值模拟钢结构桥梁的自振频率分析也可以通过数值模拟方法进行求解。
数值模拟方法主要包括有限元方法、边界元方法、迭代法等。
其中,有限元方法是最常用、最有效的分析方法。
在数值模拟中,首先需要根据实际的桥梁几何形状和材料参数建立相应的数学模型。
然后,通过给定加载条件和边界条件,利用有限元软件对桥梁结构进行离散化处理,得到数值模型。
在数值模拟中,我们可以改变加载条件和边界条件,对桥梁进行动态响应分析,得到桥梁在不同频率下的振动响应。
通过寻找桥梁结构的最低自振频率,可以评估桥梁结构的振动特性,并为桥梁的设计和改进提供依据。
三、应用案例以下是一个实际的钢结构桥梁自振频率分析的案例。
某座长跨度的钢桁架桥的结构参数如下:跨度为40米,支座到桥面的高度为10米,主梁截面为I型钢,材料为Q345钢。
振动常用特征值指标计算
振动常用特征值指标计算
振动的常用特征值指标是用来描述振动信号特性的参数,常用
的特征值指标包括振动的频率、幅值、相位、波形形状等。
计算这
些特征值指标可以帮助我们了解振动信号的性质和特点,对于故障
诊断、结构健康监测等方面具有重要意义。
首先,振动的频率是描述振动信号周期性变化的指标,可以通
过傅立叶变换等方法来计算信号的频谱,从而得到振动的频率成分。
频率成分可以反映出系统的固有振动频率以及激励频率,对于故障
诊断和结构动力学分析具有重要意义。
其次,振动的幅值是描述振动信号大小的指标,可以通过时域
分析方法计算得到。
振动的幅值可以反映出系统振动的强度,对于
评估系统的工作状态和性能具有重要作用。
另外,振动的相位是描述振动信号相对于参考信号的相位差,
可以通过相关分析等方法来计算。
振动的相位信息可以帮助我们了
解振动信号的时序特性,对于故障诊断和信号处理具有重要意义。
此外,振动的波形形状是描述振动信号波形特征的指标,可以
通过时域分析和频域分析方法来计算。
振动的波形形状可以反映出系统的动态特性,对于结构健康监测和故障诊断具有重要意义。
综上所述,振动的常用特征值指标计算涉及到频率、幅值、相位、波形形状等多个方面,可以通过不同的信号处理和分析方法来获取这些特征值指标,从而全面地了解振动信号的特性和规律。
这些特征值指标的计算对于工程实践和科学研究具有重要意义,可以帮助我们更好地理解和应用振动信号。
特征值和特征向量知识在力学中的三处应用
特征值和特征向量:力学中的三个应用特征值和特征向量是矩阵理论中的重要概念,它们在力学中的应用也非常广泛。
以下介绍三个力学中的应用场景。
1.自然频率和振型在结构力学中,我们需要研究结构的自然频率和振型。
特征值和特征向量可用于求解这两个参数。
假设结构有n个自由度,结构的运动方程为MX+KX=0,其中M和K分别代表质量和刚度矩阵,X是结构的位移矢量。
解这个矩阵方程有两种方法,一种是将MX+KX=0化为特征值问题AX=λX,其中A=-M^{-1}K,X是特征向量,λ是特征值。
另一种方法是通过有限元法求解结构的振动方程,振动频率和振型可以通过求解矩阵特征值和特征向量得到。
2.奇异值分解和模态分析在信号处理中,常常需要对高维数据(如图像、语音、视频等)进行模态分解和降维处理。
奇异值分解(SVD)是一种用于矩阵分解的技术,它是将一个矩阵分解成三个部分的乘积:A=U∑V^T,其中U和V^T分别是正交矩阵,∑是对角矩阵,其对角线上的元素称为奇异值。
特征值和特征向量是SVD的特例,如果矩阵A是对称矩阵,它的特征分解为A=QΛQ^{-1},其中Q是正交矩阵,Λ是对角矩阵,特征值和特征向量分别对应奇异值和左、右奇异向量。
这种技术可以用于模态分析和降维处理,例如图像压缩和数据挖掘。
3.最小二乘法和线性回归在统计学中,最小二乘法是一种用于对观测数据拟合模型的方法。
在线性回归中,我们需要寻找一条直线(或超平面),使得观测数据的残差平方和最小。
这个问题可以等价于求解一个线性方程组,其中系数矩阵的特征值和特征向量可以用于解决问题。
具体来说,设样本数据为(m,n)维矩阵X,响应数据为(m,1)维向量y,拟合模型为β^TX,则最小二乘解为β=(X^TX)^{-1}X^Ty。
如果X^TX是非奇异的,则β的解析解为β=VΛ^{-1}U^Ty,其中U和V是X^TX的左、右奇异向量,Λ是对角矩阵,其对角线上的元素是X^TX的特征值。
这种方法可以用于线性回归、主成分分析等应用。
迈达斯自振频率计算
迈达斯自振频率计算自振频率对于许多物理系统都是一个重要参数,它描述了系统在没有外界干扰下自由振动的频率。
迈达斯自振频率是一种常见的自振频率计算方法,它被广泛应用于机械工程、电子工程等领域。
本文将介绍迈达斯自振频率的计算原理和方法,并通过一个具体的案例进行说明。
1.迈达斯自振频率的计算原理迈达斯(MADT)是一种常用的自振频率计算方法,它基于大名鼎鼎的达朗贝尔原理。
达朗贝尔原理认为,自由振动的振幅在某种特殊条件下会达到最大值,此时的振动频率即为系统的自振频率。
2.迈达斯自振频率的计算方法迈达斯自振频率的计算方法主要包括两个步骤:建立系统的动力学方程和求解特征值问题。
(1)建立系统的动力学方程根据系统的几何形状、质量分布和支撑条件等,可以建立系统的动力学方程。
以一维弹性梁为例,其动力学方程可以表示为:m*u''(x) + c*u'(x) + k*u(x) = 0其中,m是单位长度上的质量,c是阻尼系数,k是刚度系数,u(x)是梁的挠度。
(2)求解特征值问题将动力学方程转化为特征值问题,在数学上可以表示为:λ*u(x) + L*u''(x) = 0其中,λ是特征值,L是一个与系统的质量、刚度和几何形状有关的常数。
通过求解这个特征值问题,可以得到系统的特征值λ和对应的振动模态。
3.案例分析为了更好地理解迈达斯自振频率的计算方法,我们以简单的弹性梁为例进行分析。
假设梁的长度为L,质量为m,刚度为k,阻尼系数为c。
根据上述步骤,我们可以得到系统的动力学方程:m*u''(x) + c*u'(x) + k*u(x) = 0将其转化为特征值问题:λ*u(x) + L*u''(x) = 0通过求解这个特征值问题,我们可以得到系统的特征值λ和对应的振动模态。
以菲涅尔悬臂梁为例,它是一个常见的工程结构,具有一定的实际应用价值。
假设悬臂梁的长度为L,质量为m,刚度为k,阻尼系数为c。
用柔度法求自振频率的特征方程
用柔度法求自振频率的特征方程柔度法是一种常用于求解振动系统特征方程的数学方法,特别适用于复杂振动系统的分析。
它基于以下假设:假设系统中每个质点在振动过程中沿确定的路径运动,即假设振动系统具有刚度和柔度的特性。
为了求解自振频率的特征方程,我们首先需要了解柔度法的基本原理。
1.自振频率的定义:自振频率是指振动系统在没有外力作用下,满足振动条件的特征频率。
通常用ω表示自振频率,它是振动系统的固有频率。
2.振动系统的一般方程:假设振动系统中有n个质点,每个质点的位移分别用qi表示,那么振动系统的一般方程可以表示为:Mq''+Kq=0其中,M是一个n×n的质量矩阵,K是一个n×n的刚度矩阵,q''表示二阶导数的向量,q表示位移的向量。
柔度法的基本思想是将振动系统的一般方程进行变换,通过将质量矩阵和刚度矩阵分解为柔度矩阵和刚度矩阵,将复杂的振动系统简化为一系列独立的质点振动问题。
接下来,我们将重点讨论如何使用柔度法求解自振频率的特征方程。
(1)质量矩阵的求解:首先,我们需要求解振动系统的质量矩阵M。
质量矩阵M的元素可以表示为:mi,j=∫ViρdV其中,Vi表示第i个质点的体积,ρ表示质点的密度。
根据振动系统的具体几何形状,可以通过适当的变换和假设计算出质量矩阵M的具体形式。
(2)刚度矩阵的求解:接下来,我们需要求解振动系统的刚度矩阵K。
刚度矩阵K的元素可以表示为:ki,j=∫Vi(∇φi·∇φj)dV其中,Vi表示第i个质点的体积,φi表示第i个质点的形变,∇φi表示形变的梯度。
通过适当的变换和假设,可以计算出刚度矩阵K 的具体形式。
(3)柔度矩阵的求解:在求解柔度矩阵之前,我们需要选取合适的柔度形函数。
柔度形函数是用于描述振动系统中各个质点振动形态的函数。
常用的柔度形函数有自然形函数、调和形函数等。
选择柔度形函数时,需要根据振动系统的几何形状和边界条件进行合理选择。
三自由度振动 matlab
三自由度振动 matlab标题:三自由度振动的动力学分析引言:三自由度振动是一种常见的动力学问题,广泛应用于机械系统、结构工程等领域。
本文将通过对三自由度振动的动力学分析,探讨其特性和振动行为。
一、动力学模型的建立在进行三自由度振动的动力学分析前,首先需要建立系统的数学模型。
假设系统由三个质点组成,每个质点分别沿着x、y和z方向进行振动。
通过考虑质点之间的耦合力和质点受到的外力,可以建立系统的运动方程。
二、自由度的振动特性三自由度振动系统中的自由度数目较多,每个自由度都有不同的振动特性。
通过求解运动方程的特征值问题,可以得到系统的固有频率和振型。
固有频率反映了系统在没有外力作用下的振动频率,而振型则描述了系统在不同固有频率下的振动形态。
三、振动模式的分析三自由度振动系统存在多种振动模式,具有丰富多样的振动行为。
通过对固有频率和振型的分析,可以得到系统的振动模式及其相对重要性。
不同的振动模式对应着系统不同的运动方式,对于工程实践具有重要的指导意义。
四、参数对振动特性的影响三自由度振动系统的振动特性受到系统参数的影响。
通过改变系统质量、刚度和阻尼等参数,可以调节系统的固有频率和振型。
这对于设计和优化振动系统具有重要意义,可以提高系统的振动性能和稳定性。
五、应用领域与展望三自由度振动在工程实践中具有广泛的应用,例如机械系统的动力学分析、结构工程的振动控制等。
随着科技的发展和工程需求的提高,对三自由度振动的研究仍然具有重要意义。
未来的研究可以进一步深入挖掘系统的动力学特性和振动控制方法,以满足不同应用领域的需求。
结论:通过对三自由度振动的动力学分析,我们可以深入了解系统的振动特性和行为。
这对于工程实践和科学研究具有重要意义,可以指导振动系统的设计和优化。
我们对三自由度振动的研究仍然有很多待探索的领域,希望未来的研究能够进一步推动该领域的发展。
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Solution of eigenvalue problemFree vibration equation can be expressed as0Mu Ku +=(1)Which represent a set of n simultaneous homogeneous differential equations of the type()()0,1,2,n nijjijjjjm u t k u t i n +==∑∑ (2)We are interested in a special type of solution of Eqs. (2), namely, that in which all the coordinates ()()1,2,,j u t j n =execute synchronous motion. Physically, thisimplies a motion in which all the coordinates have the same dependence, and the general configuration of the motion does not change, except for the amplitude, so that the ratio between any two coordinate ()j u t and ()i u t , i j ≠, remains constant during the motion. Mathematically, this type of motion can be represented by[1]()()j j u t q f t =(3)Where ()1,2,,j q n are constant amplitudes and ()f t is a function of time, thesame function for all the coordinate ()j u t . The interest lies in the case in which the coordinates ()j u t represent stable oscillation, which implies the ()f t must be bounded.Inserting Eq. (3) into Eq. (2) and recognizing that the function ()f t does not depend on the index j , we obtain()()110,1,2,,n nij j ij j j j f t m q f t k q i n ==+==∑∑ (4)Eq. (4) can be rewritten in the form()()11,1,2,,nij jj nij jj k qf t i n f t m q==-==∑∑ (5)Using the standard argument, we obtain that the left side of Eq. (5) does not dependent on the index i ,whereas the right side does not depend on time, so that two ratios must be equal to a constant, and in particular to the sameconstant. Assuming that ()f t is a real function, the constant must be a real number. Denoting the constant by λ, Eqs. (5) yield ()()0f t f t λ+=(6)And()0,1,2,,nijij j jkm q n n λ-==∑ (7)We consider a solution of Eq. (6) in the exponential form()st f t Ae =(8)Introducing solution (8) in Eq. (6) and dividing through by st Ae , we conclude that s must satisfy the equation20s λ+=(9)Which has two roots12s s = (10)If λ is a negative number, then 1s and 2s are real number, equal in magnitude but opposite in sign. In this case, Eq. (6) has two solutions, however, are inconsistent with stable bounded motion, so that the possibility that λis negative must be discarded and the one that λis positive must be retained. Letting 2λω=, where ωis real, Eq. (10) yields12s i s ω=± (11)So that the solution of Eq. (8) becomes()12i t i tf t Ae A e ωω=+ (12)Because ()f t is a real function, 2A must be conjugate of 1A . Then solution (12) can be expressed in the form()()cos f t C t ωφ=-(13)Where C is an arbitrary constant, ωthe frequency of harmonic motion and φits phase angle, all three quantities being the same for every coordinate ()j u t . To complete the solution of Eqs. (2), we must determine the amplitude i q . Its convenient to write Eqs.(7) in the matrix for2ω=Kq Mq(14)Eq. (14) represents the eigenvalue problem associated with matrixs M and K and it possesses nontrivial solutions if and only of the determinant of the coefficients vanishes. This can be expressed in the form()22det 0ωω⎡⎤∆=-=⎣⎦K M(15)Where ()2ω∆is called the characteristic determinant or charasteristic polynomial. Associated with every one of frequencies r ωthere is a certain nontrivial vectorr u whose component ir u are real number, where r u is a solution of theeigenvalue problem, and hence it satisfies2,1,2,,r r r r n ω==Kq Mq (16)The vector r q are known as characteristic vectors , or eigenvector . The eigenvector are also referred to as modal vector and represent physically the so-called natural modes . These vectors are unique only in the sense that the ratiobetween any two components ir q and jr q is constant. Because Eq. (14) is homogeneous, if r q is a solution of the equation, then r r αq is also a solution, where r αis an arbitrary constant. It follow that the shape of the natural modes is unique but the amplitude is not .If the magnitude of the eigenvector r q is assigned a certain value, then the eigenvector is rendered unique. The process of adjusting the magnitude of the natural modes to render them unique is called normalization, and the resulting eigenvectors are referred to as normal modes . A very convenient normalization scheme consist of setting1,1,2,,T r r r n ==q Mq(17)Which has the advantage that2,1,2,,T r r r r n ω==q Kq (18)Clearly, the normalization process is devoid of physical significance and shouldbe regarded as a mere convenience .In view of Eqs. (3) and(13), we conclude that Eq.(1) has the solutions ()()r r r t f t =u q (19)Where()()cos r r r r f t C t ωφ=-(20)In which r C and r φ are constants of integration representing amplitudes and phase angles, respectively. Hence, the free vibration problem admits special independent solutions in which the system vibrates in any one of the natural modes. These solutions are referred to as natural motions . Then, invoking the superposition principle, we can write the general solution of Eq. (1) as a linear combination of the natural motions, or ()()()()11n nr r r r r t t f t U t =====∑∑u u q f(21)Where []12n U u u u =is the modal matrix and ()()()()12Tn f t f t f t f t =⎡⎤⎣⎦is avector with components given by Eqs. (20). The constant r C and r φ entering into ()t f depend on the initial condition ()0q and ()0q , as well as on the normalizaton scheme used for ()1,2,,r q r n =.1. Meirovitch, L., Fundamentals of Vibrations . 2001: McGraw-Hill. 806.。