第4章 振动系统的运动微分方程

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第4章 振动系统的运动微分方程

第4章  振动系统的运动微分方程

(d)
分析杆 AB ,列写 AB 的运动微分方程,如图(c)
m2 &x&C = − X A
(e)
m2 &y&C = −YA − m2 g
(f)
1 12
m2l 2ϕ&&
=
X
A
l 2
cosϕ
+ YA
l 2
sin ϕ
(g)
运动学方程
xC
=
xA
+
l 2
sin
ϕ
,
x&C
=
x& A
+
l ϕ& cosϕ 2
yC
=

l cosϕ , 2
y& C
=
l ϕ& sinϕ 2
&x&C
=
&x&A

l ϕ& 2 2
sin ϕ
+
l ϕ&& cosϕ 2
(h)
&y&C
=
l ϕ&& sin ϕ 2
+
l ϕ& 2 2
cos ϕ
(i)
上述 9 个方程包含 &x&A ,ε , &x&C , &y&C ,ϕ&&, X A ,YA , F, N 等 9 个未知量,由上述 9 个方程消去
解:系统具有两个自由度,选图示 AB 与铅垂线的夹角ϕ 及圆轮中心 A 的位移 xA 为广
义坐标。
分析圆轮 A ,受力图如图(b)所示。列写圆轮 A 的运动微分方程:

汽车振动基础第4章-多自由度(定稿)

汽车振动基础第4章-多自由度(定稿)
j 1
k11 k1 x1 k2 x1 k1 k2
k21 k12 k2 x1 k2
k22 k2 x2 k3 x2 k2 k3
j2
k31 k13 0
k32 k23 k3 x2 k3
0 k1 k 2 k 2 K k 2 k 2 k3 k3 0 k3 k3
– 拉格朗日法
• 方程的形式
广义坐标
qi (i 1, 2,3,, n)
T:系统的总动能
d T T ( ) Qi 0 dt qi qi
i 1, 2,3, , n
对应于第i个广义 坐标的广义力
– 保守系统
» 系统作用的主动力仅为势力 Qi
d T T U ( ) 0 dt qi qi qi
m2 m22 m3 4
④柔度矩阵的影响系数法
F ij
柔度影响系数 ij 的意义是在第j个坐标上施加单位力作用时,在第i个坐 标上引起的位移。 例题4-8 用影响系数法求图示系统的柔度矩阵
11 F 21 31
12 22 32
13 23 33
也可写成 其中


MX KX 0
力方程 位移方程
K 1MX X 0
m x 0 或 x
称为柔度,而
FMX X 0
1 称为柔度矩阵
1 k
FK
②刚度矩阵的影响系数法
K kij
刚度影响系数 k 的意义是使系统的第j个坐标产生单位位移,而其它的 ij 坐标位移为零时,在第i个坐标上所施加的作用力的大小。
仅代表外部激励 广义力

04-1zf_两自由度系统的振动

04-1zf_两自由度系统的振动
m2 x2 K2 (x2 x1) K3 x2
整理得系统运动微分方程:
m1x1 (K1 K2 )x1 K2 x2 0 m2 x2 K2 x1 (K2 K3 )x2 0
引入符号:
m1x1 m2 x2
(K1 K2
x1
K2 (
安装两个齿轮的传动轴示意图
假设: (1)相对于齿轮来说,轴的质量较小 可以忽略; (2)轴的变形较大,考虑其弹性; (3)齿轮可视为集中质量元件的刚性 圆盘。
若研究系统在纸面平面内的横向振动,
在上述假设条件下,系统可简化成图两
自由度横向振动力学模型。
两自由度横向振动力学模型
若研究系统的扭振问题,两圆盘具有 转动惯量,轴具有扭转弹性,系统可 简化为两自由度扭转振动力学模型。

x20 )2

(1x10 x20 )2 2
n2
1


arctan

n1 (2 x10 2 x10
x20 x20
)


2

arctan

n
2 (1x10 1x10
x20 x20
)

例1 图示两自由度系统。已知,ml=m2=m=0.05kg, K1=K2=K3=K=20N/m。
(1)第1个方程既含有 x1 项,也含有-bx2项; 性常微分方程组。
(2)第2个方程既含有 x2 项,也含有-cxl项。
显然,这两个方程是相互耦联的,将-bx2、-cxl称为耦合项。
与单自由度振动系统运动微分方程比较:两自由度振动系统运动
微分方程是含有耦合项的二级常微分方程组。
4.1.2 固有频率与主振型

机械振动基础

机械振动基础

第4章 机械振动基础4-1 图示两个弹簧的刚性系数分别为k 1 = 5 kN/m ,k 2 = 3 kN/m 。

物块重量m = 4 kg 。

求物体自由振动的周期。

解:根据单自由度系统自由振动的固有频率公式 mk =n ω 解出周期 nπ2ω=T图(a )为两弹簧串联,其等效刚度 2121eq k k k k k +=所以 )(2121n k k m k k +=ω2121n)(π2π2k k k k m T +==ω代入数据得s 290.0300050003000)4(5000π2=⨯+=T图(b )为两弹簧串联(情况同a ) 所以 T = 0.290 s图(c )为两弹簧并联。

等效刚度 k eq = k 1 + k 2 所以 mk k 21n +=ω21nπ2π2k k mT +==ω代入数据得 T = 0.140 s图(d )为两弹簧并联(情况实质上同(c ))。

所以 T = 0.140 s4-3 如图所示,质量m = 200 kg 的重物在吊索上以等速度v = 5 m/s 下降。

当下降时,由于吊索嵌入滑轮的夹子内,吊索的上端突然被夹住,吊索的刚度系数k = 400 kN/m 。

如不计吊索的重量,求此后重物振动时吊索中的最大张力。

解:依题意,吊索夹住后,重物作单自由度自由振动,设振幅为A ,刚夹住时,吊索处于平衡位置,以平衡位置为零势能点,当重物达到最低点时其速度v = 0。

根据机械能守恒,系统在平衡位置的动能与最低点的势能相等。

即 T max = V max 其中 2max 2v m T = , 2max 21kA V =v km A =吊索中的最大张力 mk v mg kA mg F +=+=max 代入数据得 kN 7.461040020058.92003max =⋅⋅+⋅=F4-5 质量为m 的小车在斜面上自高度h 处滑下,而与缓冲器相碰,如图所示。

缓冲弹簧的刚性系数为k ,斜面倾角为θ。

振动系统的运动微分方程题解

振动系统的运动微分方程题解

习 题3-1 复摆重P ,对质心的回转半径为C ρ,质心距转动轴的距离为a ,复摆由水平位置无初速地释放,列写复摆的运动微分方程。

解:系统具有一个自由度,选复摆转角ϕ为广义坐标,原点及正方向如如题4-1图所示。

复摆在任意位置下,根据刚体绕定轴转动微分方程 O O M J =ϕ其中)(22a gP J C O +=ρ 得到复摆运动微分方程为 ϕϕρcos )(22Pa a gP C =+ 或0cos )(22=-+ϕϕρga a C3-2均质半圆柱体,质心为C ,与圆心O 1的距离为e ,柱体半径为R ,质量为m ,对质心的回转半径为C ρ,在固定平面上作无滑动滚动,如题3-2图所示,列写该系统的运动微分方程。

解:系统具有一个自由度,选θ为广义坐标。

半圆柱体在任意位置的动能为:222121ωC C J mv T +=用瞬心法求C v : 2222*2)cos 2()(θθθ Re R e CC v C -+== θω =2C C m J ρ=故2222221)cos 2(21θρθθ Cm Re R e m T +-+=系统具有理想约束,重力的元功为题3-1图题3-2图θθδd mge W sin -= 应用动能定理的微分形式W dT δ=θθθρθθd mge m Re R e m d C sin 21)cos 2(2122222-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-+ θθθθθθθθθθρd mge d mRe d mRe d R e m C sin sin cos 2)(2222-=+-++ 等式两边同除dt ,θθθθθθθθθθρ sin sin cos 2)(2222mge mRe mRe R e m C -=+-++ 0≠θ ,等式两边同除θ故微分方程为0sin sin )cos 2(2222=+++-+θθθθρθmge mRe Re R e m C ①若为小摆动θθ≈sin ,1cos ≈θ,并略去二阶以上微量,上述非线性微分方程可线性化,系统微摆动的微分方程为0])[(22=++-θθρge r R C要点及讨论(1)本题也可以用平面运动微分方程求解。

机械振动运动学第四章 多自由度系统振动(改)

机械振动运动学第四章  多自由度系统振动(改)
(4.19)
或简写成
上式还可以简写成:
(4.21)
(4.20)
上式表明,在动力作用下系统产生的位移等于系统的柔 度矩阵与作用力的乘积。它也可写成:
(4.22) 柔度矩阵与刚度矩阵之间转换关系为:
(4.23)
上式说明,对于同一个机械振动系统,若选取相同的广 义坐标,则机械振动系统的刚度矩阵和柔度矩阵互为逆矩矩 阵。
可用矩阵形式表达为:
(4.48)
(4.49)
(4.50) (4.51) 将式(4.50)和式(4.51)代入式(4.48)和式(4.49) 中,得到机械系统的动能T和势能V的表达式分别为:
(4.52)
故得
(4.53) (4.54)
(4.55)
单自由度无阻尼系统在作自由振动时,其动能T和势能V (4.57) (4.58)
现在选取以下三组不同的广义坐标来分别写出振动系统 的运动作用力方程。
①取C点的垂直位移 yc和刚杆绕C点的转角c为广义坐标。 如图4.6(b)所示。
图4.6(b) 刚体振动系统广义坐标示意图 应用达朗伯原理,得出振动系统的运动方程式:
(4.62)
将上式写成矩阵形式:
(4.63)
上式中,刚度矩阵是非对角线矩阵,反映在方程组中,即 为两个方程通过弹性力项互相耦合,故称为弹性耦合。
为使系统的第 j坐标产生单位位移,而其它坐标的位移 为零时,在第i 坐标上所需加的作用力大小。
现以图4.1所示的三自由度系统为例,说明确定影响系数和 系数矩阵的方法。
1、确定 及[k] 设 x₁ 1, x₂ 0,x₃ 0 则得到系统的刚度矩阵
2、确定 及[C] 设 设 设
得 C₁₁ C₁ C₂, C₂₁ C₂, C₃₁ ; 得 C₂₂ C₂ C₃;C₁₂ C₂;C₃₂ C₃ 得C₃₃ = C₃; C₂₃ = C₃; C₁₃ = 0

普通物理A(1) 课程指导 第4章《振动》

普通物理A(1) 课程指导 第4章《振动》

N
2
cost
N 1
2
2
14
7. 分别敲击某待测音叉和标准音叉,使它们同时发音,听到时强时弱 的拍音.若测得在20 s内拍的次数为180次,标准音叉的频率为300 Hz, 则待测音叉的频率为______________.
拍频: 单位时间内强弱变化的次数 2 1 ( 2 1)
设1 300 Hz 则有: 2 1 9,或者1 2 9 2 309 Hz,或者 2 291Hz
0.08
O
-0.04
1
x1 t (s)
2 x2
x1
0.08 c os (t
2
),
x2
0.04 c os (t
) 2
A2
0
x
A
A1
10
6. N个同方向、同频率的简谐振动,它们的振幅相等,初相分别为0, , 2, ..., 依次差一个恒量 ,求合振动的振幅。
x1 Acost x2 Acos(t ) x3 Acos(t 2)
4
1. 一质点作简谐振动,周期为T.当它由平衡位置向x轴正方向运 动时,从二分之一最大位移处到最大位移处这段路程所需要的时 间为
(A) T /12. (B) T /8. (C) T /6. (D) T /4.
旋转矢量法
[C ]
首先画出二分之一最大位移处旋转矢量图,
然后,再画最大位移处旋转矢量图。
设所求的时间为t,则有
(1) 质点的振动方程; (2) 质点在A点处的速率.
AB
x
解: 3
4
4
t = 0时, x 5cm Acos
A 5 5 2 cm
cos(3 / 4)
∴ 振动方程
x 5 2 102 cos(t 3) (SI) 44

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法

1 2 U k ( a ) 系统的势能 2
2
1 22 2 T = J J ( c o st ) = J c o sn t 0 0 0 n 0 0 n 2 2 2
2 n



1 21 21 2 2 2 U =( k a ) k ( a s i n) t = k a s i n t 0 n n 0 2 2 2
解:单自由度系统,取均质杆为研究对象,画其受 力图如图(b)。根据动量矩定理 J MF () o 0
J k a c l o
2 2
第4章 固有频率的实用计算方法
4-1 单自由度系统 一. 列方程法
解:单自由度系统,取均质杆为研究对象,画其受 力图如图(b)。根据动量矩定理 J MF () o 0
2 2 J k a c l o
k a c l 0 即 J o
2 2


振动系统固有频率:
k a2 k a2 3 k a2 n 3 1 Jo m l 3 m l 3
第4章 固有频率的实用计算方法
4-1 单自由度系统
二.能量法 原理: 对于单自由度无阻尼自由振动系统,其响应为简谐振 d (T U ) 0 。在静平衡 动,系统 T Uc o n s t或 dt U 0 ,T T 位置,势能为0,动能达到最大,即: m a x。 在最大位移处,动能为0,势能达到最大, U U ,T 0 即: 。所以有: m a x
1 2 2 最大动能 Tmax = J00 n 2

得:最大势能:1 来自max = ka202 2由
Tmax =Umax
1 2 2 1 2 2 J0 = k a 0 2 0 n 2

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法
1 u1 2
代入式4-2-7进行试算
若取
1 u 若取 2 1
2 k k 1 { 1 2 } T k k 2 2 { u } K { u } k k 2 1 1 = 0 . 2 2 2 n 1 T m 0 1 9 { u } M { u } m m 1 1 { 12 } 2 0 2 m
U 带入公式 T m a x m a x 得:
T { u } K{ui } 2 i ni {ui }T M {ui }
4-2-7
利用4-2-7精确计算多自由度振动系统的固有频率,前 提条件是需要已知系统的振型,这是无法做到的。但 振动系统的一阶振型的近似值一般可以预测,大都数 情况下与其静载荷作用下产生的静变形十分接近。 例如例4-2-1所给出的振动问题,若取 u 1 1 1 代入式4-2-7进行试算:
第4章 固有频率的实用计算方法
4-2 多自由度系统 4-2-1求特征值法 例4-2-1:2个自由度振动系统,其运动微分方程为:
x x m0 2 k k 0 1 1 x x 02 m k k 0 2 2

即Dunkenley法计算自由度的振动系统一阶固有频 率的计算公式。 用Dunkenley法求解上例
2 k k 11 1 K k k k 12
1
1
1 1 2 5 m m m =m 2 m 1 1 1 2 2 2 k k k 1
2 2 J k a c l o
k a c l 0 即 J o
2 2

第四章多自由度系统

第四章多自由度系统

kq 2 q1 M 1 (t ) q M (t ) kq 2 kq 3 2 2
角振动与直线振动在数学描述上相同,在多自由度系统中也 将质量、刚度、位移、加速度以及力都理解为广义的。
例4-3 汽车振动的力学模型。 以D点的垂直位移 xD 及杆AB绕 点D的角位移为坐标,列出车体 作微小振动的运动微分方程。
1、多自由度的微分方程: 例4-1 试建立系统的运动微分方程。
两自由度系统; 解:
m1 1 k1 x1 k2 ( x1 x2 ) P (t ) x 1 m2 2 k2 ( x2 x1 ) k3 x2 P2 (t ) x
m11 (k1 k2 ) x1 k2 x2 P (t ) x 1 m2 2 k2 x1 (k 2 k3 ) x2 P2 (t ) x
x [ M ]{} [C ]{x} [ K ]{x} { f } {x(0)} {x0}, {x(0)} {x0}
1、[M],[C],[K]分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和 刚度矩阵。 2、{x}为n维位移向量,它的分量是各个自由度的广义位 移,而{x}和{ }分别为速度向量和加速度向量,它们的 x 分量分别为各个自由度的广义速度和广义加速度。{f}是 广义外力向量,它的分量是各个自由度所受到的广义外 力。
x [ M ]{} [C ]{x} [ K ]{x} { f } {x(0)} {x0}, {x(0)} {x0}
1、运动微分方程建立的关键:求得[M], [C],[K]中的各个元素。 2、可使用定义法。 3、求解微分方程的过程就是使[M],[C], [K]对角化的过程,可求得固有频率及其 振型。
静力加载 K x P(t )

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法

机械系统动力学第四章 固有频率的实用计算方法
机械系统动力学第四章 固有频率的 实用计算方法
第4章 固有频率的实用计算方法
4-1 单自由度系统 一. 列方程法
例4-1-1:建立图4-1-1(a)所示的均质杆绕O点作微幅转 动振动系统的运动微分方程。
解:单自由度系统,取均质杆为研究对象,画其受
力图如图(b)。根据动量矩定理 Jo M0(F)
Joka2cl2
令其特征方程的系数行列式等于0得
2k2m k
=0
k k22m
即: (2 k 2 m )(k2 2 m )k2= 0
可得固有频率
1
2
=
0
.
2
1
9
2
k m
2 2
=
2
.2 8
0
8
k m
第4章 固有频率的实用计算方法
4-2 多自由度系统 4-2-2计算固有频率的近似法 一、瑞利法(Rayleigh法)
U = 1 2 k (a)2 1 2 k (a0 s inn t)2 = 1 2 k a 20 2 s in 2n t
最大动能
Tmax
=
1 2
J 2 2 00 n
最大势能:
Umax
=
1 2
ka22 0
由 Tmax=Um
系统的固有频率
= ka2
n
J0
若取
u1
1
2
代入式4-2-7进行试算
k1 k 0.333k
01 3m
m
2m1 瑞利法的计算精度决定
于对振型的假设。计算
一阶固有频率精度较高
2k k1
但数值偏大
若取 n2u12{{uu11}}TT1M 1K{{uu11}} =n2{{211{ 2{ 2u }u }22}} m 0T TkM K{2{0 uu m k22}} =1 22{{ 11 9 21 m 1 k}} 2m 00kk.222 20m kkm k 1111 35m k1.667m k

第四章-机械振动

第四章-机械振动

x(m)
t
A
曲线2曲线1
-A
t
t
t2
t1
1
2
当:t t2 t1 0, 2 1 0
振动2比振动1超前
t(s)
§4.1 简谐振动
例1.如图的谐振动x-t 曲线,试求其谐振方程
解:由图知
x(m)
A 2m T 2s 2
可得: 2 T O
振动表达式为
1
2t (s)
x Acos( t )
dt 2 l
谐振方程为:
设 2 2T
ml
x Acos(t )
§4.2 简谐振动的实例分析
(5)U形管中液体无粘滞振荡
x x
l
为管内液体密度,
l为液体在管内的长度。
动力学方程为:
l
d2 dt
x
2
2gx
0
谐振方程为:
2 2g
l
x Acos(t )
§4.2 简谐振动的实例分析
(6)LC谐振电路
P sin m dv
dt
v l
P
sin 1 3 (小角度时)
6
g 0
l
令 2 g
l
2 0
结论: 小角度摆动时,单摆的运动是谐振动.
周期和角频率为:T 2 l
g
g
l
§4.2 简谐振动的实例分析
(2) 复摆(物理摆)
以物体为研究对象
设 角沿逆时针方向为正
mghsin JZ
10
即: Asin( ) 0 sin( ) 0
6
2
x
1
cos(
t 2 )(m)
10 6 3
§4.1 简谐振动

结构动力学习题解答(一二章)

结构动力学习题解答(一二章)

第一章 单自由度系统1。

1 总结求单自由度系统固有频率的方法和步骤。

单自由度系统固有频率求法有:牛顿第二定律法、动量距定理法、拉格朗日方程法和能量守恒定理法。

1、 牛顿第二定律法适用范围:所有的单自由度系统的振动。

解题步骤:(1) 对系统进行受力分析,得到系统所受的合力;(2) 利用牛顿第二定律∑=F x m,得到系统的运动微分方程;(3) 求解该方程所对应的特征方程的特征根,得到该系统的固有频率.2、 动量距定理法适用范围:绕定轴转动的单自由度系统的振动。

解题步骤:(1) 对系统进行受力分析和动量距分析;(2) 利用动量距定理J ∑=M θ,得到系统的运动微分方程;(3) 求解该方程所对应的特征方程的特征根,得到该系统的固有频率。

3、 拉格朗日方程法:适用范围:所有的单自由度系统的振动.解题步骤:(1)设系统的广义坐标为θ,写出系统对于坐标θ的动能T 和势能U 的表达式;进一步写求出拉格朗日函数的表达式:L=T —U ; (2)由格朗日方程θθ∂∂-∂∂∂LL dt )( =0,得到系统的运动微分方程; (3) 求解该方程所对应的特征方程的特征根,得到该系统的固有频率。

4、 能量守恒定理法适用范围:所有无阻尼的单自由度保守系统的振动。

解题步骤:(1)对系统进行运动分析、选广义坐标、写出在该坐标下系统的动能T 和势能U 的表达式;进一步写出机械能守恒定理的表达式 T+U=Const (2)将能量守恒定理T+U=Const 对时间求导得零,即0)(=+dtU T d ,进一步得到系统的运动微分方程;(3) 求解该方程所对应的特征方程的特征根,得到该系统的固有频率。

1.2 叙述用衰减法求单自由度系统阻尼比的方法和步骤.用衰减法求单自由度系统阻尼比的方法有两个:衰减曲线法和共振法。

方法一:衰减曲线法.求解步骤:(1)利用试验测得单自由度系统的衰减振动曲线,并测得周期和相邻波峰和波谷的幅值i A 、1+i A .(2)由对数衰减率定义 )ln(1+=i iA A δ, 进一步推导有 212ζπζδ-=,因为ζ较小, 所以有πδζ2=。

大学 机械振动 课后习题和答案(1~4章 总汇)

大学  机械振动    课后习题和答案(1~4章 总汇)

1.1 试举出振动设计、系统识别和环境预测的实例。

1.2 如果把双轴汽车的质量分别离散到前、后轴上去,在考虑悬架质量和非悬架质量两个离散质量的情况下,画出前轴或后轴垂直振动的振动模型简图,并指出在这种化简情况下,汽车振动有几个自由度?1.3 设有两个刚度分别为1k ,2k 的线性弹簧如图T —1.3所示,试证明:1)它们并联时的总刚度eq k 为:21k k k eq +=2)它们串联时的总刚度eq k 满足:21111k k k eq +=解:1)对系统施加力P ,则两个弹簧的变形相同为x ,但受力不同,分别为:1122P k xP k x=⎧⎨=⎩由力的平衡有:1212()P P P k k x =+=+故等效刚度为:12eq Pk k k x ==+2)对系统施加力P ,则两个弹簧的变形为: 1122Px k Px k ⎧=⎪⎪⎨⎪=⎪⎩,弹簧的总变形为:121211()x x x P k k =+=+故等效刚度为:122112111eq k k P k x k k k k ===++1.4 求图所示扭转系统的总刚度。

两个串联的轴的扭转刚度分别为1t k ,2t k 。

解:对系统施加扭矩T ,则两轴的转角为: 1122t t Tk T k θθ⎧=⎪⎪⎨⎪=⎪⎩系统的总转角为:121211()t t T k k θθθ=+=+,12111()eq t t k T k k θ==+故等效刚度为:12111eq t t k k k =+1.5 两只减振器的粘性阻尼系数分别为1c ,2c ,试计算总粘性阻尼系数eq c1)在两只减振器并联时,2)在两只减振器串联时。

解:1)对系统施加力P ,则两个减振器的速度同为x ,受力分别为:1122P c x P c x =⎧⎨=⎩ 由力的平衡有:1212()P P P c c x =+=+故等效刚度为:12eq P c c c x ==+ 2)对系统施加力P ,则两个减振器的速度为:1122P x c Px c ⎧=⎪⎪⎨⎪=⎪⎩,系统的总速度为:121211()x x x P c c =+=+ 故等效刚度为:1211eq P c x c c ==+1.6 一简谐运动,振幅为0.5cm,周期为0.15s,求最大速度和加速度。

大学物理4-1 简谐振动的动力学特征

大学物理4-1 简谐振动的动力学特征
第4章 机械振动
a x
积分常数,根据初始条件确定
x A cos(t )
T 2π
A A
x
x t 图
T

取 0
o
t
t
v A sin(t )
A
v
v t 图
T
π A cos( t ) 2
a A 2 cos(t )
0
an
π t 0 2
A
vm A
v a

an A
2
x
x A cos(t 0 )
π v A cos( t 0 ) 2
a A cos(t 0 )
2
第4章 机械振动
第4章 机械振动
用旋转矢量图画简谐运动的

x
A
0
P
2
三 简谐振动的旋转矢量表示法
2π T


t t+ 0时 0
0
A
t=t
A
x0
以 o为 原点旋转矢
量 A的端点

o
x
x 轴上的
投影点的运 动为简谐运 动.
x0 A cos 0
第4章 机械振动
x A cos( t t t

2
① ② ③ ④ ⑤ J d x (m 2 ) 2 kx 0 R dt
2
d x k x0 2 2 dt m I / R
所以,此振动系统的运动是谐振动.
第4章 机械振动
(2) 振动系统的圆频率
k m J / R2
T 2 2 m J / R2 k

第四章(第1节)两自由度系统的振动介绍

第四章(第1节)两自由度系统的振动介绍


4.1 自由振动
有趣的“同步化” 现象
◆同步化现象虽然是耦合振动体最简单的运动形态,
但这并不意味着耦合振动体只能做同步运动。耦合振动 体的运动形态是多种多样的。 让我们来看看奔跑在澳洲平原上的袋鼠以及追逐在 袋鼠后面的土著人吧。袋鼠跳跃的时候,两只脚做的是 位移相同的移动。但土著人在走路时,左脚与右脚所做 的却是位移相反的移动。如果将袋鼠的跳跃看成同步化 的结果的话,那么土著人的走路则是反同步化的结果。
取加速度的正方向与坐标轴的正方向一致,根据牛 顿运动定律有
m1 x 1 k1x1 k2 ( x2 x1 ) m2 x 2 k2 ( x2 x1 ) k3 x2
4.1 自由振动
两自由度系统的微分方 程 移项得
m1 x 1 (k1 k2 ) x1 k2 x2 0 m2 x (k2 k3 ) x2 0 2 k2 x1
由系数矩阵组成的常数矩阵 M和K分别称为质量矩阵和 刚度矩阵,向量x称为位移向量。
4.1 自由振动
两自由度系统的微分方 程 设
k1 k2 k11 , k2 k12 k21 , k2 k3 k22 (4.1-3)
则方程(4.1-1)可以写成
m1 x 1 k11x1 k12 x2 0 m2 x 2 k21x1 k22 x2 0
4.1 自由振动
有趣的“同步化” 现象
四只脚的动物: 兔子在奔跑的时候,两只前脚 移动的位移相同,但两只后脚移动 的位移却和前脚的相反。 长颈鹿,是同侧的前后两只脚 一起移动。左前脚和左后脚一起动, 右前脚和右后脚一起动。 马的走路方式有些特别,做位 移相同移动的是对角线上的两只脚, 即左前脚和右后脚一起动,而右前 脚则和左后脚一起动。

第4章 受迫振动

第4章 受迫振动

第 4 章 受迫振动
62
E (t ) = K cos ΩT0
我们采用多尺度方法求近似解。设解形式为
u (t , ε ) = u 0 (T0 , T1 ) + εu1 (T0 , T1 ) + L
并代入受迫振动方程,计算方程两段ε0 和ε的系数,得到方程组:
2 D02 u 0 + ω 0 u 0 = K cos ΩT0 2 3 D02 u1 + ω 0 u1 = −2 D0 D1u 0 − 2µD0 u 0 − αu 0
2 3αa 0 − a0 − σ 8ω 0
−µ −λ 1 a0
2 9αa 0 − σ 8ω 0

=0
−µ −λ
将特征行列式展开,得到
2 2 3αa 0 9αa 0 σ − =0 − λ2 + 2µλ + µ 2 + σ 8ω 0 8ω 0
图 4-1 频率响应曲线
第 4 章 受迫振动
59
无论是响应振幅曲线还是相位曲线, 非线性都使得振幅和相位产生多值, 这种多值导致 了响应发生跳跃现象,图中箭头指示了跳跃点。 图 4-2 显示了非线性对频率响应曲线的弯曲程度,硬弹簧( α > 0 )将曲线向右弯曲, 而软弹簧( α < 0 )则将曲线向左弯曲。图 4-3 显示了硬弹簧系统频率响应曲线关于激励幅 值 k 的变化情况,随着激励幅值的增大,频率响应曲线偏离 σ = 0 轴而弯曲,响应幅值的峰 值轨迹为抛物线
第 4 章 受迫振动
55
4. 受迫振动
前面几章我们讨论的问题是所谓的自由振动问题, 即系统仅受初始扰动所产生的振动响 应问题,不考虑外界对系统的激励或能量输入。本章讨论外界对系统存在激励的情况,此时 的振动系统称为受迫振动系统。 外界对系统的激励通常有 2 种形式, 一种是激励在运动方程 中以非齐次项的形式出现, 这种激励称为外激励; 另一种则是在方程中以变系数的形式出现, 称为参数激励。本章中讨论的激励是外激励。 考虑系统由下列方程所控制:

3.天津大学机械振动课件-振动系统的运动微分方程

3.天津大学机械振动课件-振动系统的运动微分方程
11
22 表示在m
l ( )3 l3 2 3EI 24 EI
2处施加单位力(沿y2方向)并在m2处产生的位移。有
22
Mechanical and Structural Vibration
l3 3EI
3.4 柔度影响系数 位移方程
12 21 表示在m2 处施加单位力在
Mechanical and Structural Vibration
3.4 柔度影响系数 位移方程
写成矩阵形式
x1 11 12 x 2 21 22 x 3 31 32
13 m1 0 23 0 m2 33 0 0
Mechanical and Structural Vibration
3.4 柔度影响系数 位移方程
现分析求出图所示的三自由度系统的柔度影响系数。
F1
首先施加单位力 F1 1 F2 F3 0 , 这时三物块所产生的静位移分别是 11、 21、 31
1 当受到F1作用后,第一个弹簧的变形为 k ,第二和第三个 1
Mechanical and Structural Vibration
3.4 柔度影响系数 位移方程
例 试写出图所示刚体AB的 刚度矩阵并建立系统的运动 微分方程。
解:刚体AB在图面内的位置可以由其质心C的坐标yC(以水 平位置O为坐标原点,且水平运动不计)和绕C转角 确定。
Mechanical and Structural Vibration
3.4 柔度影响系数 位移方程
在单自由度的弹簧—质量系统中,若弹簧常数是k,则
1 k
就是物
块上作用单位力时弹簧的变形,称柔度影响系数,用 表示。 n自由度系统的柔度矩阵 Δ 为n阶方阵,其元素 ij 称为柔度影 响系数,表示单位力产生的位移。 具体地说,仅在第j个质量的坐标方向上受到单位力作用时相 应于在第i个质量的坐标方向上产生的位移,即定义为 ij 。
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[
]
两边对时间求导数
3 &x & & mx&& = mgx − 2k (2 x + λ s ) x 2
注意到在静平衡位置满足 所以微分方程为
mg = 2kλ s
3 m&& + 4kx = 0 x 2
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Theory of Vibration with Applications
4.1 牛顿定律和普遍定理
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4.2 拉格朗日(Lagrange)运动方程 拉格朗日(Lagrange)
4.2.4 完整的保守系统的拉格朗日运动方程
例4-5 图示系统,摆的支点在水平方向受到弹性约束,其总 刚度为k,摆的质量为m,摆长为l。试用拉格朗日方程求出系 统的运动方程。 解: (1)选择x及θ 为广义坐标。 (2)动能及势能
4.1.4 普遍定理的综合应用
在有限路程中主动力的功为
∑ Wx0 − x = −mg ( x0 − x) +
1 2 k (2 x0 + λ s ) − (2 x + λ s ) 2 2
[
]
由动能定理的积分形式
T − T0 = ∑Wx0 − x
1 3 2 1 2 2 & ⋅ mx − T0 = − mg ( x 0 − x ) + k (2 x 0 + λ s ) − (2 x + λ s ) 2 2 2
∑ (F
n i =1
Theory of Vibration with Applications
x i δ xi
+ F y i δ y i + Fz i δ z i = 0
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)
4.2 拉格朗日(Lagrange)运动方程 拉格朗日(Lagrange)
4.2.2 达朗贝尔(D’Alembert)原理 达朗贝尔( )
& ϕ 其中, 为圆盘的角速度,IA = mr2/2是圆盘对质心的转动惯量。
圆盘作不滑动的滚动时,存在有 ϕ r = θ& ( R − r ) &
T=
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& ϕ=
R−r & θ r
3 R − r &2 mr 2 θ 4 r
d T = Σ δWF
其中
δWiF 表示作用在质点系上主动力的元功
dT
表示质点系动能的微分
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.3 刚体平面运动微分方程
刚体的平面运动可简化为具有相同质量的平面图形在固定平面 内的运动。 内的运动。 应用质心运动定理和相对质心动量矩定理得
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.4 普遍定理的综合应用
无重量不可伸长的细绳绕过质量为m、 例4-2无重量不可伸长的细绳绕过质量为 、半径 无重量不可伸长的细绳绕过质量为 R为的均质圆盘。弹簧刚度为 ,与细绳相连,如 为的均质圆盘。弹簧刚度为k,与细绳相连, 为的均质圆盘 图所示,列写该系统的运动微分方程。 图所示,列写该系统的运动微分方程。
图4-5摆振系统
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4.2 拉格朗日(Lagrange)运动方程 拉格朗日(Lagrange)
4.2.4 完整的保守系统的拉格朗日运动方程
例4-6 图示的刚体由四根拉伸弹簧支承,被 限制在图示平面内运动。图示位置为平衡位 置。且质量为m,转动惯量IO。试导出微幅运 动微分方程。 解:取刚体质心O点偏离平衡位置的x、y和 刚体绕质心的转角θ为广义坐标,即
4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.4 普遍定理的综合应用
动量定理、动量矩定理、 动量定理、动量矩定理、动能定理从不同的角度建立 了质点系的运动变化与其受力之间的关系, 了质点系的运动变化与其受力之间的关系,称为质系的 普遍定理。 普遍定理。 各个定理都是从不同的方面提出了建立运动微分方程 的方法,从而为解决动力学的基本问题提供了依据。 的方法,从而为解决动力学的基本问题提供了依据。
两边对时间求导数
系统微幅振动时的运动方程
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第4章 振动系统的运动微分方程
4.2
拉格朗日运动方程
Theory of Vibration with Applice)运动方程 拉格朗日(Lagrange)
4.2.3 完整的保守系统的拉格朗日运动方程
拉格朗日方程提供了解决有限自由度完整系统运动的一 个普遍的简单而又统一的方法。 个普遍的简单而又统一的方法。 在t1与t2区间的虚位移δqi是任意的,而且δqi彼此独立的。 因此,得到著名的拉格朗日方程 拉格朗日方程
∫ ∑ (Q δq )dt − ∫ ∑
t2 t2 t1 i =1 i i t1 i =1
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第4章 振动系统的运动微分方程
4.1
牛顿定律和普遍定理
Theory of Vibration with Applications
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.1 质点的运动微分方程 4.1.2 质点系动能定理的微分形式 4.1.3 刚体平面运动微分方程 4.1.4 普遍定理的综合应用
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.1 质点的运动微分方程
牛顿第二定律, 牛顿第二定律,质点在惯性坐标系中的运动微分方程有 以下几种形式
m
d2r dt dt
2
= ΣF
d2x d2 y d2z m 2 = ΣFx , m 2 = ΣFy , m 2 = ΣFz dt dt dt
这就是摆的运动方程。 当微幅振动时,取cosθ ≈1,sinθ = 0,并可略去高阶项, 则可简化为
& m&& + mlθ& + kx = 0 x & m&& + mlθ& + mgθ = 0 x
两式相减得到 mgθ = kx 得到运动方程
mg & + l θ& + gθ = 0 k
设初始条件为 t = 0
x = x0
& & x = x0
在有限路程中主动力的功为
∑Wx0 − x = −mg ( x0 − x) +
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1 2 k (2 x 0 + λ s ) − (2 x + λ s ) 2 2
[
]
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4.1 牛顿定律和普遍定理
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2
4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.4 普遍定理的综合应用
系统的势能 W = mg ( R − r )(1 − cosθ ) ≈ mg ( R − r )θ 2
T − T0 = ∑Wx0 − x
3 & m( R − r ) 2 θ& + mg ( R − r )θ = 0 2
1 2
由动能定理的积分形式
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.2 质点系动能定理的微分形式
设质点系由n个质点组成 , 在理想约束的条件下, 设质点系由 个质点组成, 其 在理想约束的条件下 , 质点 个质点组成 系动能的微分等于作用在质点系的主动力的元功之和。 系动能的微分等于作用在质点系的主动力的元功之和。有
4.1.4 普遍定理的综合应用
例4-4 图示系统中,半径为 r 的均匀圆盘 在槽内作不滑动的滚动。已知圆盘质量为 m , 槽的半径为R。建立系统的运动方程。
图4-4圆盘微幅振动
解:若选择θ 为广义坐标,则系统微幅振动时的动能为
1 &] 2 + 1 I ϕ 2 T = m[( R − r )θ A & 2 2
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4.1 牛顿定律和普遍定理
4.1.4 普遍定理的综合应用
x取任意值时,系统的动能为
&2 1 2 1 1 2 1 1 2 2 x & T = mvC + J C ω = mx + ⋅ mR 2 2 2 2 2 2 R
1 3 2 & T = ⋅ mx 2 2
根据虚功原理,可以得出达朗贝尔原理的另一种叙述方式: 在具有理想约束的质点系中,在任一瞬时,作用于各质点上 的主动力和虚加的惯性力在任一虚位移上所作虚功之和等于 零。这就是动力学普遍方程,即
δW + δWin = 0
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4.2 拉格朗日(Lagrange)运动方程 拉格朗日(Lagrange)
解:系统具有一个自由度,建立广义坐标x,坐标原点位于 系统具有一个自由度,建立广义坐标 , 弹簧具有静伸长时圆盘中心的静平衡位置, 弹簧具有静伸长时圆盘中心的静平衡位置,坐标正方向如 图中所示。 图中所示。 x取任意值时,系统的动能为 取任意值时, 取任意值时
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