中心差分法求解单自由度体系的自由振动问题

中心差分法求解单自由度体系的自由振动问题
中心差分法求解单自由度体系的自由振动问题

中心差分法求解单自由度体系的自由振动问题

前言

时域逐步积分法是根据运动方程,引进某些假设,建立由t 时刻状态向量i u 、i u ?、i u ?

?到t +t ?时刻的状态向量1+i u 、1+?i u 、1+?

?i u 的递推关系,从而从t =0时刻的初始状态向量0u 、

0?u 、0??u 出发,逐步求出各时刻的状态向量,由于引进的假设条件不同,可以有各种不同的方法,下面主要介绍一种时域逐步积分方法-中心差分法。

中心差分法(central difference method)原理[1]

中心差分法的基本思路:是将运动方程中的速度向量和加速度向量用位移的某种组合来表示,将微分方程组的求解问题转化为代数方程组的求解问题,并在时间区间内求得每个微小时间区间的递推公式,进而求得整个时程的反应。

中心差分法只在相隔t ?一些离散的时间区间内满足运动方程,其基于有限差分代替位移对时间的求导(即速度和加速度),如果采用等时间步长,t t i ?=?,则速度与加速度的中心差分近似为:

t

u u u i i ?-=-+?211 (a) 2

112t u u u u i i i ?+-=-+?? (b) 而离散时间点的运动为

)(),(),(i i i i i i t u u t u u t u u ??????=== ( =i 0,1,2,3,……)

由体系运动方程为:0)()()(=++???t ku t u c t u m i (c)

将速度和加速度的差分近似公式(a )和式(b )代入式(c )可以得到i t 时刻的运动方程: 02211211=+?-+?+--+-+i i i i i i ku t u u c t

u u u m (d ) 在(d )式中,假设i u 和1-i u 是已知的,即在i t 及i t 以前时刻的运动已知,则可以把已知项移到方程的右边,整理得到:

12212)2()2()2(-+?-?-?--=?+?i i i u t c t

m u t m k u t c t m (e)

由式(e )就可以根据i t 及i t 以前时刻的运动,求得1+i t 时刻的运动,如果需要可以用式(a )和式(b )求得体系的速度和加速度。

假设给定的初始条件为

),0(),

0(00??==u u u u (g )

由式(g )确定1-u 。在零时刻速度和加速度的中心差分公式为:

t u u u ?-=

-?2110 (h ) `210102t

u u u u ?+-=-?? (i ) 将式(i )消去1u 得:020012

???-?+?-=u t u t u u (j ) 而零时刻的加速度值0??u 可以用t =0时的运动方程 0000=++?

??ku u c u m 确定

即 )(1000ku u c m u --=??? (k ) 这样就可以根据初始条件00,?

u u 和初始荷载0P ,就可以根据上式确定1-u 的值。

下面给出采用中心差分法分析时的具体计算步骤:

(1) 基本数据准备和初始条件计算

)(1000ku u c m u --=??? 020012???

-?+?-=u t u t u u (2) 计算等效刚度和中心差分计算公式中的相关系数

t

c t m k ?+?=

22 22t

m k a ?-= t c t m b ?-?=22 (3) 根据i t 及i t 以前时刻的运动,计算1+i t 时刻的运动

1---=i i bu au P

k P u i =+1

如果需要,可计算

t u u u i i ?-=

-+?211 2112t u u u u i i i ?+-=

-+?? (4)下一步计算用i+1代替i ,对于线弹性结构体系,重复第3步,对于非线性结构体系,重复第2步和第3步。

以上为中心差分法逐步计算公式,其具有2阶精度,即误差)(02t ?∝ε;并且为有条件稳定,稳定条件为: πn

T t ≤?

上式中,n T 为结构的自振周期,对于多自由度结构体系则为结构的最小自振周期。 算例

对于一个单层框架结构,假设楼板刚度无限大,且结构质量集中于楼层,其质量M=2000kg 、刚度K =50KN/m 、阻尼系数C =3KNs/m ,假设结构处于线弹性状态,用中心差分法计算结构的自由振动反应。

采用MATLAB 语言编程,并以单自由度体系为例进行计算,设初位移u0=0和初速度v0=0,取不同的步长分别计算,以验证中心差分法的稳定条件πn

T t ≤?。

先计算t ?,由稳定条件n n

T t ωπ2

=≤?,而52000

50000===M K n ωrad/s, 则4.05

22

===≤?n n

T t ωπ 所以本次计算取t ?=0.1, 0.3, 0.4, 0.41, 0.42, 0.45分别进行计算

MATLAB 程序清单

function [u,v,ac]=centraldifferent(M,C,K,u0,v0,time,dt)

% 本程序采用中心差分法计算结构的动力响应

% 本程序是既可以计算单自由度体系又可以计算多自由度体系,且均假设结构体系处于线弹性状态;

% ---------%%%%%输入参数%%%%%%%------------

% M------------质量矩阵

% C------------阻尼矩阵

% K------------刚度矩阵

% u0-----------初始位移

% v0-----------初始速度

% time---------模拟时间

% dt-----------时间步长

% ---%%%%%%输出值%%%%%%%%------

% u--------------位移

% v--------------速度

% ac-------------加速度

% -------%%%%%%%%中心差分法主要公式及原理%%%%%%%%%%----------- % MX''+CX'+KX=0

% M*(X(t+dt)-2*X(t)+X(t-dt))/(dt^2)+C*(X(t+dt)-X(t-dt))/(2*dt)+K*X(t)=0

% (M/dt^2+C/2*dt)*(X(t+dt))=-(K-2*M/dt^2)*X(t+dt)-(M/dt^2-C/2*dt)*X(t-dt)

%----------------- 等效刚度Ke等效荷载Pe和相关系数a,b-------------------------

% Ke=M/dt^2+C/2*dt

% a=K-2*M/dt^2

% b=M/dt^2-C/2*dt

% Pe=-a*X(t)-b*X(t-dt)

% X(t+dt)=Pe/Ke

% X(t)'=(X(t+dt)-X(t-dt))/(2*dt)

% X(t)''=(X(t+dt)-2*X(t)+X(t-dt))/(dt^2)

% ------------------初始条件---------------------

% X0''=(-C*X0'-K*X0)

% X(-1)=X0-X0'*dt+X0''*(dt^2)/2

% --------@Copyright by zhouhuaping(S201004232)-----

clear all

M=input('输入质量矩阵M :');

C=input('输入阻尼矩阵C:');

K=input('输入刚度矩阵K:');

u0=input('输入初始位移u0:');

v0=input('输入初始速度v0:');

time=input('输入模拟时间time:');

dt=input('输入时间步长dt :');

[m,m]=size(K);

n=time/dt; %计算步数

u=zeros(m,floor(n)+1); %设定存储位移矩阵

v=zeros(m,floor(n)+1); %设定存储速度矩阵

ac=zeros(m,floor(n)+1); %设定存储加速度矩阵

P=zeros(m,floor(n)+1); %设定存储荷载矩阵

u(:,2)=u0; %给定初位移

v(:,2)=v0; %给定初速度

Ke=M/(dt^2)+((C)/(2*dt)); %等效刚度Ke及系数a、b a=K-2*M/dt^2;

b=M/dt^2-C/(2*dt);

for i=3:1:floor(n)+1;

t=(i-2)*dt;

ac(:,2)=M\(-K*u(:,2)-C*v(:,2)); %计算初加速度

u(:,1)=u(:,2)-v(:,2)*dt+(ac(:,2)*(dt^2))/2; %计算(0-dt)时刻位移

Pe= -a*u(:,i-1)-b*u(:,i-2); %计算等效荷载Pe

u(:,i)=Ke\Pe; %计算位移

v(:,i)=(u(:,i)-u(:,i-2))/(2*dt); %计算速度

ac(:,i)=(u(:,i)-2*u(:,i-1)+u(:,i-2))/(dt^2); %计算加速度

end

%--------%%%%%%%%%%绘制位移、速度、加速度时程曲线%%%%%%%%%%%-------- t=0:dt:time;

subplot(2,2,1),plot(t,u(m,:),'k-'),grid,xlabel('时间(s)'),ylabel('位移(m)'),title('顶层位移的时程曲线');

subplot(2,2,2),plot(t,v(m,:),'r-'),grid,xlabel('时间(s)'),ylabel('速度(m/s)'),title('顶层速度的时程曲线');

subplot(2,2,3),plot(t,ac(m,:),'b-'),grid,xlabel('时间(s)'),ylabel('加速度(m/s^2)'),title('顶层加速度的时程曲线');

%----------end

运行centraldifferent.M 文件

输入参数:

K=50000; M=2000; C=3000; u0=0; v0=0;time =20s ;dt =?

中心差分法计算结果稳定性分析

由以上时程图可以得到当t ?=0.1, 0.3, 0.4时逐步计算结果给出的结构运动趋向收敛的,即计算结果是稳定的;当t ?=0.41,0.42, 0.45时逐步计算结果给出的结构运动趋向发散的,即结果是不稳定的,且随着步长t ?的增加,计算结果发散得越来越快。 由稳定条件n n

T t ωπ2

=≤?,而52000

50000===M K n ωrad/s, 4.05

22

===≤?n n

T t ωπ,由稳定条件知,当t ?=0.4时结果应当是稳定的,而且是发散与收敛的临界点,即t ?=0.4为临界步长。从图中可以看出,此时的计算结果虽然没有发散,但是结果有明显的波动,这预示着若再增大步长t ?,则计算结果会发散。

以上计算分析,说明了中心差分法是有条件稳定的并验证了中心差分法的稳定条件。

第1章--单自由度系统的自由振动题解

习 题 1-1一单层房屋结构可简化为题1-1图所示的模型,房顶质量为m ,视为一刚性杆;柱子高h ,视为无质量的弹性杆,其抗弯刚度为EJ 。求该房屋作水平方向振动时的固有频率。 解:由于两根杆都是弹性的,可以看作是两根相同的弹簧的并联。 等效弹簧系数为k 则 mg k δ= 其中δ为两根杆的静形变量,由材料力学易知 δ=3 24mgh EJ = 则 k = 3 24EJ h 设静平衡位置水平向右为正方向,则有 " m x kx =- 所以固有频率3 n 24mh EJ p = 1-2 一均质等直杆,长为 l ,重量为W ,用两根长h 的相同的铅垂线悬挂成水平位置,如题1-2图所示。试写出此杆绕通过重心的铅垂轴作微摆动的振动微分方程,并求出振动固有周期。 解:给杆一个微转角 2 a =h 2F cos α=mg 由动量矩定理: a h a mg a mg Fa M ml I M I 822cos sin 12 1 2 2-=-≈?-=== =αθ αθ&& 题1-1图 题1-2图 F sin α 2 θ h mg

其中 12 cos sin ≈≈θ α α h l ga p h a mg ml n 2 2 2 2 2304121==?+θθ&& g h a l ga h l p T n 3π23π2π22 2= == 1-3求题1-3图中系统的固有频率,悬臂梁端点的刚度分别是k 1和k 3,悬臂梁的质量忽略不计。 解:悬臂梁可看成刚度分别为k 1和k 3的弹簧,因此,k 1与k 2串联,设总刚度为k 1ˊ。k 1ˊ与k 3并联,设总刚度为k 2ˊ。k 2ˊ与k 4串联,设总刚度为k 。即为 21211k k k k k += ',212132k k k k k k ++=',4 241213231421432421k k k k k k k k k k k k k k k k k k k k ++++++= ) (42412132314 214324212k k k k k k k k k k m k k k k k k k k k p ++++++= 1-4求题1-4图所示的阶梯轴一圆盘系统扭转振动的固有频率。其中J 1、J 2和J 3是三个轴段截面的极惯性矩,I 是圆盘的转动惯量,各个轴段的转动惯量不计,材料剪切弹性模量为G 。 解: 111/l GJ k = (1) 222/l GJ k = (2) 333/l GJ k = (3) )/(23323223l J l J J GJ k += (4) ) (/)()4)(3)(2(1/)(2332113221332122312l J l J Il l J J l J J l J J G P I k k P n n +++=+=知 )由( 题1-3图 题1-4图

单自由度有阻尼系统的受迫振动实验

5□ 5-1 单自由度系统有阻尼受迫振动 图5-1 单自由度系统有阻尼受迫振动实验原理图

单自由度系统有阻尼受迫振动□ 5-2 图5-2 单自由度系统有阻尼受迫振动实验操作界面 单自由度系统有阻尼受迫振动实验操作界面说明 主菜单 存 盘 :将测试数据存盘。按提示输入学号作为文件名。 实验指导 :激活本实验的实验指导文本。 退 出 :退出本操作界面,回到主界面(图2) 虚拟仪器 量程:指示灯为“绿色”表示信号达到半量程,为“黄色”表示信号

过载。设置量程使信号超过半量程而不过载可以减小量化误差。 示波器 :选择“显示选择”中的显示内容,可使其单独显示“加速度信号”或“激励信号”的时间历程。也可同时显示“加速度/激励信号”的时间历程。 电压表 :显示加速度信号的电压值。 频率计 :显示加速度响应信号的频率。 李萨玉图 :观察加速度信号和激振信号的李萨玉图。 信号发生器 :输出一定电压和频率的简谐信号。用“On/Off”开启或关闭信号发生器。 测试数据: 拾取数据 : 拾取电压表和频率计当前的读数到测试数据表格内。若重复拾取某一频率的数据,则当前拾取的数据将覆盖过去拾取的同频率的数据。 重新拾取 : 清除测试数据表格中的全部数据,重新拾取电压表和频率计当前的读数。 数据检验 : 将测试数据表格中的加速度信号数据绘成幅频曲线(图5-3)。 图5-3

一、实验目的 ? 了解和掌握单自由度系统在简谐激振力作用下受迫振动的一般规律及现象。 ? 掌握根据李萨育图获得结构固有频率的方法(即相位共振法)。 ? 了解和掌握机械结构加速度幅频特性曲线的测量方法以及如何由幅频特性曲线得到结构的固有频率。 二、实验仪器 ? 单自由度系统试件 1件 ? 激振器及功率放大器 1套 ? 加速度传感器(ICP式) 1只 ? ICP电源(即ICP信号调节器)4通道 1台 ? 信号发生器 1台 ? 电压表 1台 ? 频率计 1台 ? 示波器 1台 其中:信号发生器、电压表、频率计和示波器由计算机虚拟提供。 三、实验方法及步骤 1、装配实验系统 ? 按图5-1将综合实验台装配成单自由度系统。 ? 按1节所述的方法和要求安装激振器和加速度传感器。 ? 按图5-1连接各测试设备。 2、将功率放大器“输出调节”旋至最小,“信号选择”置“外接”!打开 各设备电源。 3、从“综合振动综合实验系统”对话框(图2),进入“单自由度系统有 阻尼受迫振动”实验操作界面(图5-2)。 4、使信号发生器的输出频率约为30Hz,输出电压约为1V。调节功率放

第2章 单自由度系统的受迫振动题解

习 题 2-1已知系统的弹簧刚度k =800 N/m ,作自由振动时的阻尼振动周期为1.8s ,相邻两振幅的比值 1 2 .41=+i i A A ,若质量块受激振力t t F 3cos 360)(=N 的作用,求系统的稳态响应。 解:由题意,可求出系统的运动微分方程为 t m x n x p x n 3cos 360 22 =++ 得到稳态解 )3cos(α-=t B x 其中 m k B B B 45.0360 4)1(02 2220 == +-= λζλ 222 122tg λζλ ωωα-=-= n p n 由 d nT i i A A e 2.41 === +η 489 .3π 2797 .0ln 8 .1ln ======d d d d d T p T n T nT η η 又 22n p p n d -= 有 579.32 22=+=n d n p n p p 45.51255.1298.0374 .0838 .01838.0223.02tg 103.1408 .045 .0838.0223.04)838.01(45 .0223.0579 .3797.0838.0579 .33 2 222===-??= == ??+-= === == =ααζω λB p n p n n 所以 x =1.103 cos(3t -51?27') 2-2一个无阻尼弹簧质量系统受简谐激振力作用,当激振频率ω1 =6rad/s 时,系统发生共振;给

质量块增加1 kg 的质量后重新试验,测得共振频率ω2 =5.86rad/s ,试求系统原来的质量及弹簧刚度。 解:设原系统的质量为m ,弹簧常数为k 由 m k p n = ,共振时m k p n ==1ω 所以 m k =6 ① 又由 当 86.51 2=+= =m k p n ω ② ①与②联立解出 m =20.69 kg ,k =744.84 N/m 2-3总质量为W 的电机装在弹性梁上,使梁产生静挠度st δ,转子重Q ,重心偏离轴线e ,梁重及阻尼可以不计,求转速为ω时电机在垂直方向上稳态强迫振动的振幅。 解:列出平衡方程可得: 222()sin sin()sin()st Q W W k x w e wt x g g W Q x kx w e wt g g kg Q x x w e wt W W ππ-σ+- =+=++=+ 所以:2n kg P W Q h w e W ==, 又因为st st W W k k =σ=σ即 22() st st B w e B W g w =σ-σ将结果代入Q = 即为所求的振幅 2-4如题2-4图所示,作用在质量块上的激振力t F t F ωsin )(0=,弹簧支承端有运动 t a x s ωco s =,写出系统的运动微分方程,并求稳态振动。 题2-4图

0727第三章 两自由度系统振动(讲)

第三章两自由度系统振动 §3-1 概述 单自由度系统的振动理论是振动理论的基础。在实际工程问题中,还经常会遇到一些不能简化为单自由度系统的振动问题,因此有必要进一步研究多自由度系统的振动理论。 两自由度系统是最简单的多自由度系统。从单自由度系统到两自由度系统,振动的性质和研究的方法有质的不同。研究两自由度系统是分析和掌握多自由度系统振动特性的基础。 所谓两自由度系统是指要用两个独立坐标才能确定系统在振动过程中任何瞬时的几何位置的振动系统。很多生产实际中的问题都可以简化为两自由度的振动系统。例如,车床刀架系统(a)、车床两顶尖间的工件系统(b)、磨床主轴及砂轮架系统(c)。只要将这些系统中的主要结合面(或芯轴)视为弹簧(即只计弹性,忽略质量),将系统中的小刀架、工件、砂轮及砂轮架等视为集中质量,再忽略存在于系统中的阻尼,就可以把这些系统近似简化成图(d)所示的两自由度振动系统的动力学模型。 以图3.1(c)所示的磨床磨头系统为例分析,因为砂轮主轴安装在砂轮架内轴承上,可以近似地认为是刚性很好的,具有集中质量的砂轮主轴系统支承在弹性很好的轴承上,因此可以把它看成是支承在砂轮架内的一个弹簧——质量系统。此外,砂轮架安装在砂轮进刀

拖板上,如果把进刀拖板看成是静止不动的,而把砂轮架与进刀拖板的结合面看成是弹簧,把砂轮架看成是集中的质量,则砂轮架系统又近似地可以看成是支承在进刀拖板上的另一个弹簧——质量系统。这样,磨头系统就可以近似地简化为图示的支承在进刀拖板上的两自由度系统。 在这一系统的动力学模型中,m1是砂轮架的质量,k1是砂轮架支承在进刀拖板上的静刚度,m2是砂轮及其主轴系统的质量,k2是砂轮主轴支承在砂轮架轴承上的静刚度。取每个质量的静平衡位置作为坐标原点,取其铅垂位移x1及x2分别作为各质量的独立坐标。这样x1和x2就是用以确定磨头系统运动的广义坐标。(工程实际中两自由

第三章两自由度系统振动

1α,小车与斜面之间摩擦力 gk P T π 2=, ?? ? ??+= α2sin 2k P h k P A 2 m 。 ()2 2 34mr a r k n +=ω 3.确定图2-3系统的固有频率。

() r R g n -= 32ω 图2-3 第三章 两自由度系统振动 §3-1 概述 单自由度系统的振动理论是振动理论的基础。在实际工程问题中,还经常会遇到一些不能简化为单自由度系统的振动问题,因此有必要进一步研究多自由度系统的振动理论。 两自由度系统是最简单的多自由度系统。从单自由度系统到两自由度系统,振动的性质和研究的方法有质的不同。研究两自由度系统是分析和掌握多自由度系统振动特性的基础。 所谓两自由度系统是指要用两个独立坐标才能确定系统在振动过程中任何瞬时的几何位置的振动系统。很多生产实际中的问题都可以简化为两自由度的振动系统。例如,车床刀架系统(a )、车床两顶尖间的工件系统(b )、磨床主轴及砂轮架系统(c )。只要将这些系统中的主要结合面(或芯轴)视为弹簧(即只计弹性,忽略质量),将系统中的小刀架、工件、砂轮及砂轮架等视为集中质量,再忽略存在

于系统中的阻尼,就可以把这些系统近似简化成图(d)所示的两自由度振动系统的动力学模型。 以图3.1(c)所示的磨床磨头系统为例分析,因为砂轮主轴安装在砂轮架内轴承上,可以近似地认为是刚性很好的,具有集中质量的砂轮主轴系统支承在弹性很好的轴承上,因此可以把它看成是支承在砂轮架内的一个弹簧——质量系统。此外,砂轮架安装在砂轮进刀拖板上,如果把进刀拖板看成是静止不动的,而把砂轮架与进刀拖板的结合面看成是弹簧,把砂轮架看成是集中的质量,则砂轮架系统又近似地可以看成是支承在进刀拖板上的另一个弹簧——质量系统。这样,磨头系统就可以近似地简化为图示的支承在进刀拖板上的两自由度系统。

第5章--两自由度系统的振动

第5章 两自由度系统的振动 应用单自由度系统的振动理论,可以解决机械振动中的一些问题。但是,工程中有很多实际问题必须简化成两个或两个以上自由度,即多自由度的系统,才能描述其机械振动的主要特征。多自由度系统的振动特性与单自由度系统的振动特性有较大的差别,例如,有多个固有频率、主振型、 主振动和多个共振频率等。本章主要介绍研究两自由度系统机械振动的基本方法。 如图5-1所示。平板代表车身,它的位置可以由质心C 偏离其平衡位置的铅直位移z 及平板的转角 来确定。这样,车辆在铅直面内的振动问题就被简化为一个两自由度的系统。 5.1 双质量弹簧系统的自由振动 5.1.1 运动微分方程 图5-2(a)表示两自由度的弹簧质量系统。略去摩擦力及其它阻尼,以它们各自的静平衡位置为坐标x 1、x 2的原点,物体离开其平衡位置的位移用x 1、x 2表示。两物体在水平方向的受力图如图5-2(b)所示,由牛顿第二定律得 ? ? ?=+-=-++00)(2212222212111x k x k x m x k x k k x m &&&& (5-1) 这就是两自由度系统的自由振动微分方程。习惯上写成下列形式 ??? =+-=-+00212211dx cx x bx ax x &&&& (5-2) 显然此时 2 2 1 2 1 2 1,,m k d c m k b m k k a = == += 但对不同的系统, 式(5-2)中各系数的意义并不相同。 图5-1车辆模型 图5-2两自由度的弹簧质量系统

5.1.2 固有频率和主振型 根据微分方程的理论,设方程(5-2)的解,即两自由度无阻尼自由振动系统的解为 ?? ? ??+=+=)sin()sin(2211ααpt A x pt A x (5-3) 或写成以下的矩阵形式 )sin(2121α+?? ? ???????=??????????pt A A x x (5-4) 将式(5-4)代入式(5-2),可得代数齐次方程组 ? ?? ???=????????????----002122 A A p d c b p a (5-5) 保证式(5-5)具有非零解的充分必要条件是式(5-5)的系数行列式等于零,即 0)(2 2 2 =----= ?p d c b p a p 展开后为 0)(24=-++-bc ad p d a p (5-6) 式(5-6)唯一确定了频率p 满足的条件,通常称为频率分程或特征方程。它是2p 的二次代数方程,它的两个特征根为 )(222 22 ,1bc ad d a d a p --??? ??++=μ bc d a d a +?? ? ??-+=2 22μ (5-7) 由于式(5-7)确定的2p 的两个正实根仅取决于系统本身的物理性质,与运动的初始条件无关,因此p 称为系统的固有频率。较小的一个称为第一阶固有频率,较大的一个称为第二阶固有频率。 5.2.2 主振型 将固有频率p 1和p 2分别代入式(5-5)的任一式,可得到对应于它们的振幅比

4-单自由度系统的受迫振动

1-2单自由度体系的受迫振动 主要问题1-2-1简谐激励作用的受迫振动响应1-2-2周期激励作用的受迫振动响应1-3-3任意激励作用的受迫振动响应 1-3-5 隔振 1-3-4 等效阻尼 激励 响应 系统

1-2-1简谐激励作用的受迫振动响应 单自由度系统振动方程 t F kx x c x m ωsin 0=++ 非自治系统 t f x x x n n ωω?ωsin 202=++

t k F t k F t x t x x n n n n ωλ ωλλωωωsin 11 sin 1sin cos 2 02000-+--+= 无阻尼系统 ???? ?====+0002 )0(,)0(,0sin x x x x t t f x x n ωω方程之解 无阻尼自由振动 无阻尼受迫振动 自由伴随振动 瞬态过程 稳态过程

实际系统中,阻尼的客观存在,随着时间的推移,瞬态响应逐渐衰减,系统进入稳态振动过程 系统的瞬态振动过程是复杂的运动形式?ε λ21+=?0 →εt t f x n n ωεωε cos sin 20 -≈t t f x n n ωωcos 2 1 0-≈“拍”

无阻尼系统的稳态响应 t k F x ωλ sin 112 0-=k F st 0 = δ静变形 2 11λβ-= 动力放大因子 1<<λ?1 >>λ?1 =λ?1 →β系统表现为静态特征0 →β系统表现为动态特征∞ →β系统出现“共振”现象

θ βi e k -=1θβ 阻尼系统的稳态响应 t f x x x n n ωω?ωsin 202 =++ t i n n e f x x x ωω?ω02 2=++ 设系统的稳态响应为 t i Be x ω=B 为复振幅 )(F H B ω=H (ω)称为复频响应函数 2 2 2) 2()1(1?λλ+-= 2 12arctan λ?λ -=动力放大因子响应与激励的相位差!系统的幅频特性 !系统的相频特性 ??????+---=2222 )2()1(211)(?λλ?λλωi k H

[整理]matlab二自由度系统振动.

利用Adams 和Matlab 对二自由度系统振动进行仿真与分析 一、实验思想 Adams 是一种可以对一些典型运动进行高效仿真的软件,本实验是利用Adams 对二自由度系统振动进行仿真及分析,再和理论公式对比,并用另外一种常见的仿真软件Matlab 的仿真结果进行对比,观察两者的差异,分析软件仿真产生差异的原因,加深对二自由度系统振动的理解。 二、二自由度系统振动分析 固有频率取决于系统本身物理性质,而与初始条件无关。对于二 自由度的振动系统是有两种频率的简谐波组成的复合运动,这两个频率都是系统的固有频率。 主振型是当系统按固有频率作自由振动时,称为主振动。系统作 主振动时,任何瞬时各个运动坐标之间具有一定的相对比值,即整个系统具有确定的振动形态,称为主振型。 强迫振动是振动系统在周期性的外力作用下,其所发生的振动称 为强迫振动,这个周期性的外力称为驱动力。 三、二自由度系统自由振动 1.建立二自由度系统振动模型 1)创建底座:先生成一个尺寸合适的长方体基体,再使用add to part 指令创建底座的侧壁。 2)使用new part 指令分别创建两个滑块,创建滑块时应注意滑

块与滑块、滑块与侧壁之间的尺寸适当。 3)弹簧连接:分别用弹簧链接滑块、侧壁的中心点。弹簧生成后,依次选中弹簧,在modify 选项中的stiffness and damping 下拉菜单中将damping coefficient 设置成no damping,即弹簧无阻尼。 添加约束:底座和地面固定,滑块和底座用滑动副连接。 弹簧刚度分别改为1、1、2(newton/mm) 滑块质量分别为1.0 2.0 滑块与机体滑动副的阻尼改为1.0E-007 2.模型展示 3.运动仿真结果 设置x10=12 经过Adams 运算后,滑块1、2 运动状态如图所示:

结构动力学第三章单自由度体系的振动

第3章 单自由度体系的振动 在结构动力学中,单自由度体系的振动是最简单的振动,但这部分内容又十分重要,因为从中可得到有关振动理论的一些最基本的概念和分析问题的方法,同时它也适用于更为复杂的振动问题,是分析多自由度体系振动问题的基础,因此搞清楚了单自由度体系的振动,将有助于我们提高分析和解决其他各种振动问题的能力。另外在实际工程中,确实有许多振动问题,可简化为单自由度问题,或近似地用单自由度理论去分析解决。 本章按有阻尼和无阻尼体系研究自由振动,强迫振动,对弯曲振动做详细讨论,简要陈述剪切振动和旋转振动。 单自由度体系可按如下情况对振动进行分类: 预备知识 ①齐次微分方程:2 0y y ω+=& &的通解:12()cos sin y t C t C t ωω=+,其中1,2C C :微分常数,由初始条件确定。 ②() 12,()sin cos y x t y t C t C t t ωωωω?==-+?& ③cos sin ix e x i x =+ ④单质点体系一般振动形式: 去掉阻尼cy &和外力()P t 影响,即可得到无阻尼体系自由振动。 ⑤2 ()y y P t ω+=& &的解为2 0y y ω+=&&的通解,加上2 ()y y P t ω+=&&的特解组成。 通解: 1sin()y A t ω?=+ 特解: []20 1 ()sin ()t y F t d τωττω = -? 解为通解+特解: ⑥如果杆件的刚度为EI ,则两端刚结的杆的侧移刚度为3 12l EI ;一端铰结的杆的侧移刚度为 33l EI 。 §3.1无阻尼体系自由振动 图3.1(a)所示为无阻尼、单自由度的悬臂梁体系,取出质量隔离体,在其上施加惯性力 y m &&-,如图3.1(b)所示,由0y =∑得:

单自由度系统自由衰减振动及固有频率、阻尼比

:单自由度系统自由衰减振动及固有频率、阻尼比的测定实验指导书 陈安远 (武汉大学力学实验教学中心) 1.实验目的 1、了解单自由度系统模型的自由衰减振动的有关概念; 2、学习用频谱分析信号的频率; 3、学习测试单自由度系统模型阻尼比的方法。 2.实验仪器及安装示意图 实验仪器:INV1601B型振动教学实验仪、INV1601T型振动教学实验台、加速度传感器、MSC-1力锤(橡胶头)、重块。 软件:INV1601型DASP软件。 图1实验系统示意图 3实验原理 单自由度系统的阻尼计算,在结构和测振仪器的分析中是很重要的。阻尼的计算常常通过衰减振动的过程曲线(波形)振幅的衰减比例来进行计算。衰减振动波形示于图2。用衰减波形求阻尼可以通过半个周期的相邻两个振幅绝对值之比,或经过一个周期的两个同方向

振幅之比,这两种基本方式进行计算。通常以一个周期的相邻两个振幅值之比为基准来计算的较多。两个相邻振幅绝对值之比,称为波形衰减系数。 图2衰减振动波形 1、对经过一个周期为基准的阻尼计算 每经过一个周期的振幅的比值为一常量: η=d nT i i e A A =+1 这个比例系数η表示阻尼振动的振幅(最大位移)按几何级数递减。衰减系数η常用来表示振幅的减小速率。叫做振幅减缩率或减幅系数。 如果用减幅系数η的自然对数来表示振幅的衰减则更加方便。 δ=ln (η)=ln d i i nT A A =+1=21ξπξ- δ称为振动的对数衰减率或对数减幅系数。可以利用δ来求得阻尼比ξ。 2、在小阻尼时,由于η很小;这样读数和计算误差较大,所以一般地取相隔若干个波峰序号的振幅比来计算对数衰减率和阻尼比。 4.实验步骤 1、仪器安装 参照仪器安装示意图安装好配重质量块,加速度传感器。 2、开机进入INV1601型DASP 软件的主界面, 进入单通道示波状态进行波形和频谱同时示波,见图2。 3400Hz 、采样点数为2K,标定值和工程单位等参数(按实际

单自由度系统(自由振动)

第二章 单自由度系统的自由振动 本章以阻尼弹簧质量系统为模型,讨论单自由度系统的自由振动。 §2-1 无阻尼系统的自由振动 无阻尼单自由度系统的动力学模型如图1.1所示。设质量为m ,单位是kg 。弹簧刚度为K ,单位是N /m ,即弹簧单位变形所需的外力。弹簧在自由状态位置如图中虚线所示。当联接质量块后,弹簧受重力W=mg 作用而产生拉伸变形?:,同时也产生弹簧恢复力K ?,当其等于重力W 时,则处于静平衡位置,即 W=K ?? 若系统受到外界某种初始干扰,使系统静平衡状态遭到破坏.则弹簧力不等于重力,这种不平衡的弹性恢复力,便使系统产生自由振动。首先建立座标,为简便起见,可选静平衡位置为座标原点,建立铅垂方向的座标x ,从原点算起,向下为正,向上为负,表示振动过程中质量块的位置。现设质量m 向下运动 到x ,此时弹簧恢复力为K(?+x),显然大于重力W , 由于力不平衡,质量块在合力作用下,将产生加速度运动,故可按牛顿运动定律(作用于一个质点上所有力的合力,等于该质点的质量和沿合力方向的加速度的乘 积),建立运动方程,取与x 正方向一致的力、加速度、速度为正,可列如下方程 改写为 0=+kx x m (1-1-1 令 m k p = 2 (1-1-2) 单自由度无阻尼系统自由振动运动方程为 02=+x p x (1-1-3) 设方程的特解为 st e x = 将上式代入(1-1-3)处特征方程及特征根为 ip s p s ±==+2,1220 则(1-1-3)的通解为 pt D pt C e C e C x ipt ipt sin cos 11+=+=- (1-1-4) C 、 D 为任意积分常数,由运动的初始条件确定,设t=0时 00,x x x x == (1-1-5) ()x m x k W F =+?-= ∑量位静平衡位置 一自由度弹簧—质量系统 ? ==k mg W x x )

两自由度系统的振动

5-1 如图所示的系统,若运动的初始条件:,0,mm 5,0201010====x x x t 试求系统对初始条件的响应。 解: 112211222112102,,22,0,202020cos(),cos()cos()005,k k k k k x x k k x k k x mx kx kx mx kx kx x x A t t kA t t x mm ω?ωω?ω?ω-?? =??-?? -??????????+=??????????-??????????+-=+-===++++== ==2带入可得运动微分方程:m,00,m 令代入原方程可得 -mA 有 时,1020120, cos 5,sin 0,5,0 ().x x A A A mm x x mm ?ω??===-=====有可得 ω有两个值 12p p = = 15522x =+ 255c o c 22x =- 5-2 图示为一带有附于质量m 1和m 2上的约束弹簧的双摆,采用质量的微小水平平移 x 1和x 2为坐标,设m m m ==21,l l l ==21,021==k k ,试求系统的固有频率和主振型。

解:设1m 沿1x 方向移动1个单位,保持 2m 不动,对2m ,1m 进行受力分析,可得: 212 2()0, m A k l m g =--=∑2212m g k l =- 11 12111212122 111211112()()()0 m B k k k l m m g m m m m m g k g k k g k l l l =-+-+=++= +-=++∑ 同理使2m 沿2x 方向移动一个单位,保持1m 不变,对2m 受力分析可得: 22 222()()*0m C k k l m g =--=∑, 22222m g k k l =+ ; 刚度矩阵为 11211222,,k k k k ??=????k ,质量距阵12,00,m m ??=????m , 带入可得运动的微分方程为:mx kx F += 12,00,m m ?? ???? 12x x ??????+11211222,,k k k k ?? ????12x x ???? ??=F ; 综上解得:????? ????=???? ??++-=-???? ??++++)()(222221222212221 2212111t F x l g m k x l g m x m t F x l g m x g l m g l m m k x m 利用刚度影响系数法求刚度矩阵k 。 设0,121==x x ,分别画出1m 与2m 的受力图,并施加二物块力2111,k k ,列平衡方程, 对1m : ∑=0X ,0sin sin 1221111 =---k T T k θθ ∑=0Y ,0cos cos 1 2 2 1 1 =--g m T T θθ 对2 m : ∑ =0X , 0sin 2 2 21 =+θT k ∑ =0Y , 0cos 2 22=-g m T θ

两自由度系统的振动

x 1 ax 1 bx 2 x 2 cx 1 dx 2 显然此时 m 2 但对不同的系统, 式(5-2)中各系数的意义并不相同。 第5章两自由度系统的振动 应用单自由度系统的振动理论,可以解决机械振动中的一些问题。但是,工程中有很多实际问 题必须简化成两个或两个以上自由度,即多自由度的系统,才能描述其机械振动的主要特征。多自 由度系统的振动特性与单自由度系统的振动特性有较大的差别,例如,有多个固有频率、主振型、 主振动和多个共振频率等。本章主要介绍研究两 自由度系统机械振动的基本方法。 如图5-1所示。平板代表车身,它的位置可以 由质心C 偏离其平衡位置的铅直位移 z 及平板的 转角 来确定。这样,车辆在铅直面内的振动问 题就被简化为一个两自由度的系统。 图 21-1 5.1双质量弹簧系统的自由振动 5.1.1 运动微分方程 图5-2(a)表示两自由度的弹簧质量系统。略去摩 擦力及其它阻尼,以它们各自的静平衡位置为坐标 X 1、X 2的原点,物体离开其平衡位置的位移用 X 1、X 2 何 表示。两物体在水平方向的受力图如图 5-2(b)所示, 由牛顿第二定律得 图5-2两自由度的弹簧质量系统 m 1x 1 (k 1 k 2)x 1 k 2x 2 0 m 2x 2 k 2 x 1 k 2x 2 0 (5-1) 这就是两自由度系统的自由振动微分方程 。习惯上写成下列形式 (5-2) k 1 k 2 k 2 k 2 m 1

5.1.2 固有频率和主振型 根据微分方程的理论,设方程 (5-2)的解,即两自由度无阻尼自由振动系统的解为 x i A i sin( pt ) x 2 A 2 sin( pt ) 或写成以下的矩阵形式 将式(5-4)代入式(5-2),可得代数齐次方程组 a p 2 b A i 0 c d p 2 A 2 保证式(5-5)具有非零解的充分必要条件是式 (5-5)的系数行列式等于零,即 2 a p 2 b (p 2) p 2 c d p 展开后为 p 4 (a d) p 2 ad be 0 的两个特征根为 (ad bc) (5-7) 由于式(5-7)确定的p 2的两个正实根仅取决于系统本身的物理性质, 与运动的初始条件无关, 因此p 称为系统的固有频率。较小的一个称为第一阶固有频率,较大的一个称为第二阶固有频率。 5.2.2 主振型 将固有频率P 1和p 2分别代入式(5-5)的任一式,可得到对应于它们的 振幅比 (5-3) x i X 2 A i sin( pt ) A 2 (5-4) (5-5) (5-6) 式(5-6)唯一确定了频率 p 满足的条件, 通常称为频率分程或特征方程。 它是p 2的二次代数方程,它 2 a d 2 bc

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