单自由度振动系统固有频率及阻尼的测定实验报告(精)

单自由度振动系统固有频率及阻尼的测定实验报告

一、实验目的

1、掌握测定单自由度系统固有频率、阻尼比的几种常用方法

2、掌握常用振动仪器的正确使用方法

二、实验内容

1、记录水平振动台的自由衰减振动波形

2、测定水平振动台在简谐激励下的幅频特性

3、 测定水平振动台在简谐激励下的相频特性

4、 根据上面测得的数据，计算出水平振动台的固有频率、阻尼比

三、实验原理

由台面、支撑弹簧片及电磁阻尼器组成的水平振动台（见图四），可视为单自由度系统，它在瞬时或持续的干扰力作用下，台面可沿水平方向振动。 1、 衰减振动：

用一橡皮锤沿水平方向敲击振动台，系统获得一初始速度而作自由振动，因存在阻尼，系统的自由振动为振幅逐渐减小的衰减振动。阻尼越大，振幅衰减越快。

选x 为广义坐标，根据记录的曲线可分析衰减振动的周期d T ，频率d f ，对数减幅系数δ及阻尼比ζ，有

i t T d ?=

， d

d T f 1= )ln(

1

11+=i X X i

δd nT =， πδ

δ

πδζ2422≈

+= 其中?t 为i 个整周期相应的时间间隔，1X 和1+i X 为相隔i 个周期的振幅。

2、 强迫振动的幅频特性测定：

保持功放的输出电流幅值不变，即保持激振力力幅不变，缓慢地由低频2Hz 到高频40Hz 改变激振频率，用相对式速度拾振器检测速度振动量，再经过积分处理后得到位移量，由测试数据可描绘出一条振幅频率特性曲线

而根据该测试曲线可由如下关系式估算系统的固有频率n f 及阻尼比ζ n

f

≈m f ， 0

21B B m =

ζ 或 ζm f f

f 212-≈ 其中m f 为振幅达到最大m B 时的激振频率；0B 为零频率的相应振幅（约等于f =2Hz 时的振幅）；1f 和2f 为振幅m B B 707.0=的对应频率，即半功率点频率。

改变阻尼大小重新进行频率扫描可获得一组相应于不同阻尼比的幅频特性曲线。

四、实验装置

测试系统如图四所示，其部分仪器的原理及功能说明如下：

1、实验装置：

振动台系统由台面、支撑弹簧片及电磁阻尼器组成，台面可沿水平面纵轴方向振动。铝质台面在电磁阻尼器的磁隙中运动时，产生与运动速度成正比的电涡流阻尼，调节阻尼电磁铁的励磁电流可改变阻尼的大小。

表一实验设备名称

2、相对式速度拾振器：

CD-2型相对式速度拾振器原理结构简图如图五所示，它由磁路系统、线圈、弹簧片、连接杆、顶杆和限幅箱等六部分组成。

3、电磁激振器：

JZ-1型电磁激振器与CD-2型相对式速度拾振器在结构上甚至尺寸上都完全相同，只是二者互为逆变换器。拾振器的作用是将机械能转换为电能。

4、计算机虚拟设备：

在计算机内部，插有A/D、D/A接口板。在DASYLAB可视编程系统中，可按测试要求，设计虚拟测试设备，完成模拟信号输入、输出、显示、信号分析和处理等功能。

五、实验步骤

1、打开微型计算机，进入DASYLAB系统。

2、接通阻尼器励磁电源，调励磁电流为某一定值。

3、测定自由衰减振动：

（1）“衰减记录“程序，按图六所示，用鼠标左键连接各虚拟测试仪器。在连线过程中，如出现错连，可将鼠标置于该线处，双击鼠标右键即可删除。在确定连线无误后，用鼠标左击工具栏上▲(show all display windows)键，获得图七所示的界面。

（2）鼠标左击工具栏(Start)键，开始测试。用橡皮锤沿水平方向轻敲振动台，微机屏幕上显示自由衰减曲线。用鼠标左键单击显示界面工具栏的(cursor)按钮，弹出光标框。用鼠标调节光标的位置，读出有关的数据。按PintScreen键将曲线粘贴到word文档中。

4、测定幅频特性和相频特性：

(1) 调用“强迫振动”程序，按图八所示，将虚拟测试仪器连接好，方法同上，并切换为虚拟显示模式，如图九所示。

(2) 将接入相位计A 通道作为参考信号，速度响应信号接入相位计的B 通道作为被测信号。测出相应频率的相位差

(3) 鼠标左击 (start ）键，打开功率放大器并调至一定放大倍数，开始强迫振动幅频特性测量，其中2Hz —15Hz 内大致相隔1Hz 设一个测点；15Hz —40Hz 内每隔5Hz 设一个测点。 (4) 精确测出幅频的振幅的最大值及对应的频率 ，并精确找出与振幅对应的频率和。 5、 改变阻尼器励磁电流值2~3次，重复以上步骤。

6、 打印Word 文档中的衰减曲线。功率放大器回零，关闭所有仪器的电源。

六、实验数据处理

1、衰减振动：

所测得的衰减振动的图像如下图所示：

图一 衰减振动记录

（1）、当I=0.6A 时，

测得1X =0.7757mm ，1+i X =-0.5466mm ，，i=0.5，t 1=0.0900s ，t 2=0.1390s 。 所以 ?t=t 2-t 1=0.1390-0.0900=0.0490s ， T=?t/i=0.0490/0.5=0.0980s ，

f=1/T=1/0.0980=10.2041Hz ， 所以 )l n (

111+=i X X i

δ=2ln(0.7757/0.5466)=0.7001， πδ

δ

πδζ2422≈

+==0.1114。 （2）、当I=0.8A 时，

测得1X =0.5725mm ，1+i X =-0.5002mm ，，i=0.5，t 1=0.2330s ，t 2=0.2850s 。 所以 ?t=t 2-t 1=0.2850-0.2330=0.0520s ， T=?t/i=0.0520/0.5=0.1040s ，

f=1/T=1/0.1040=9.6154Hz ， 所以 )l n (

111+=i X X i

δ=2ln(0.5725/0.5002)=0.2700， πδ

δ

πδζ2422≈

+==0.0430。 （3）、当I=1.0A 时，

测得1X =0.9158mm ，1+i X =-0.6982mm ，，i=0.5，t 1=0.0810s ，t 2=0.1310s 。 所以 ?t=t 2-t 1=0.1310-0.0810=0.0500s ， T=?t/i=0.0520/0.5=0.1000s ，

f=1/T=1/0.1000=10.0000Hz ，

所以 )l n (

111+=i X X i

δ=2ln(0.9158/0.6982)=0.5426， πδ

δ

πδζ2422≈

+==0.0864。 2、强迫振动的幅频特性测定：

（1）实验中测得的三组数据为：

频率f ： 振幅B （I=0.6A ）振幅B （I=0.8A ）振幅B （I=1.0A ）

2 0.217 0.219 0.22

3 0.219 0.218 0.217

4 0.227 0.22

5 0.225 5 0.243 0.241 0.24

6 0.28

7 0.285 0.282 7 0.359 0.354 0.346

8 0.492 0.478 0.457

9 0.826 0.753 0.668 10 1.78 1.241 0.915 10.1 1.806 1.256 0.926 10.5 1.391 1.093 0.851 11 0.86 0.774 0.674 12 0.437 0.426 0.407 13 0.28 0.278 0.271 14 0.2 0.199 0.197 15 0.151 0.151 0.15 20 0.063 0.063 0.063 25 0.036 0.036 0.036 30 0.023 0.024 0.024 35 0.017 0.017 0.017 40

0.013 0.013 0.013

（2）由所得的数据作出的幅频特性曲线如下图：

其中，系列1、2、3分别为I=0.6A 、0.8A 、1.0A 时的幅频特性曲线。 （3）计算

由数据及图表可知：

当I=0.6A 时，f m=10.1Hz ， B m=1.806mm ，

因此系统地固有频率f n =f m =10.1Hz ，半功率点振幅B=0.707 B m =1.277mm 。

半功率点频率为：f 1=9.5Hz ，f 1=10.7Hz ，所以 0

21

B B m =

ζ=0.217/2×1.806=0.0601 或者ζm

f f f 21

2-≈

=（10.7-9.6）/2×10.1=0.0594。 当I=0.8A 时，f m=10.1Hz ， B m=1.256mm ，

因此系统地固有频率f n =f m =10.1Hz ，半功率点振幅B=0.707 B m =0.888mm 。 半功率点频率为：f 1=9.2Hz ，f 1=10.9Hz ，所以 0

21

B B m =

ζ=0.219/2×1.256=0.0872 或者ζm

f f f 21

2-≈

=（10.9-9.2）/2×10.1=0.0841。 当I=1.0A 时，f m=10.1Hz ， B m=0.926mm ，

因此系统地固有频率f n =f m =10.1Hz ，半功率点振幅B=0.707 B m =0.655mm 。 半功率点频率为：f 1=8.9Hz ，f 1=11.3Hz ，所以 0

21

B B m =

ζ=0.220/2×0.926=0.1188 或者ζm

f f f 21

2-≈

=（11.3-8.9）/2×10.1=0.1188。 由以上数据可以看出，随着电流的增大，阻尼作用增强，振动的最大振幅减小。但系统振动的固有频率是不变的。 3、分析比较

以上两种方法分别从衰减振动和强迫振动两个方面测量系统的固有频率和阻尼比。第一种方法是通过计算一定周期内相应的振幅的衰减情况得出减幅系数从而得到阻尼比。第二种方法是通过记录不同频率下的振幅得到半功率点的振幅和频率，从而计算出阻尼比的。但不管用那种方法测量，系统的固有频率是不会改变的。

单自由度机械振动系统习题

单自由度系统机械振动 1. 图示系统的轮和绳之间无相对滑动，只作纯 滚动，建立系统的运动微分方程，并求系统 的固有频率，圆盘转动惯量为J ，质量块的 质量为m ，弹簧刚度为K 。 2． 图所示，W=1000N ，k=2 104N/m ，图示位 置弹簧已承受初压力F 0=100N ，现将支承突 然撤去，重块落下后作自由振动时的振动位 移表达式？（取重力加速度g=10m/s 2） 3．如图所示为一台机器，其总质 量为M ，安装在一个弹簧和一 个阻尼器上，弹簧常数为k ，阻 尼系数为c 。机器工作时旋转中 心为O ，角速度为ω，不平衡 质量大小为m ，偏心距离为e 。 机器只能在垂直方向运动。求机器振动时传给地面的力的最大值。 W K

4．图示系统中，质量m 上受激励力为 F （t ）=sin ωt+10sin10ωt 时， 求质量m 的稳态响应 5. 图示系统的轮和绳之间无相对滑动，只作纯滚动，建立系统的运动微分方程，并求系统的固 有频率，圆盘转动惯量为J ，质量块的质量为m ， 弹簧刚度为K 6. 一重块与两弹簧相连，W=490N ，k=9800N/m ， 图示位置弹簧不受力，现将支承突然撤去，重块 落下后作自由振动时的振动位移表达式？ 7. 如图所示为一台机器，其总质量为m ，通过一个弹簧和一个阻尼器安装在基础上，弹 簧常数为k ，阻尼系数为c 。基础的运动为 y(t)=Ysin ωt ，机器只能在垂直方向运动。求 基础振动时传给机器的力的最大值。 W K K

8．图示系统中，质量m上受激励力为 F（t）=sinωt+10sin10ωt时， 求质量m的稳态响应。 9.一般振动问题，如图所示： 三类振动问题分别是： （1）振动分析，已知，求； （2）振动环境预测或载荷分析，已知，求； （3）系统识别，已知，求。 10. 振动问题的分类，根据自由度数分，有， 和。 11. 简谐振动x=Asin(ωt+φ)，其中的振动位移为，振幅 为， 振动频率为为，振动的初相位为 12. n个自由度振动系统有个固有频率，有个固有 振型， 其中的第i阶主振型有个节点。

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

机械振动课程期终考试卷-答案

一、填空题 1、机械振动按不同情况进行分类大致可分成（线性振动）和非线性振动；确定性振动和（随机振动）；（自由振动）和强迫振动。 2、周期运动的最简单形式是（简谐运动），它是时间的单一（正弦）或（ 余弦）函数。 3、单自由度系统无阻尼自由振动的频率只与（质量）和（刚度）有关，与系统受到的激励无关。 4、简谐激励下单自由度系统的响应由（瞬态响应）和（稳态响应）组成。 5、工程上分析随机振动用（数学统计）方法，描述随机过程的最基本的数字特征包括均值、方差、（自相关函数）和（互相关函数）。 6、单位脉冲力激励下，系统的脉冲响应函数和系统的（频响函数）函数是一对傅里叶变换对，和系统的（传递函数）函数是一对拉普拉斯变换对。 2、在离散系统中，弹性元件储存( 势能)，惯性元件储存（动能），（阻尼）元件耗散能量。 4、叠加原理是分析（线性）系统的基础。 5、系统固有频率主要与系统的（刚度）和（质量）有关，与系统受到的激励无关。 6、系统的脉冲响应函数和（频响函数）函数是一对傅里叶变换对，和（传递函数）函数是一对拉普拉斯变换对。 7、机械振动是指机械或结构在平衡位置附近的（往复弹性）运动。 1．振动基本研究课题中的系统识别是指根据已知的激励和响应特性分析系统的性质，并可得到振动系统的全部参数。（本小题2分） 2．振动按激励情况可分为自由振动和强迫振动两类。（本小题2分）。 3．图（a）所示n个弹簧串联的等效刚度= k ∑ = n i i k1 1 1 ；图（b）所示n个粘性阻尼串联的等效粘 性阻尼系数= e C ∑ = n i i c1 1 1 。（本小题3分） （a）（b） 题一 3 题图 4．已知简谐振动的物体通过距离静平衡位置为cm x5 1 =和cm x10 2 =时的速度分别为s cm x20 1 = &和s cm x8 2 = &，则其振动周期= T；振幅= A10.69cm。（本小题4分） 5．如图（a）所示扭转振动系统，等效为如图（b）所示以转角 2 ?描述系统运动的单自由度 系统后，则系统的等效转动惯量= eq I 2 2 1 I i I+，等效扭转刚度= teq k 2 2 1t t k i k+。（本小题4分）

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

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

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

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 )

单自由度系统振动的基础知识

本文讨论简谐激励作用下的受迫振动 1、简谐激励下单自由度系统的振动微分方程 单自由度系统模型 F t=F0e iωt 式中：F(t)为系统的激振力，F0为简谐力的幅值，ω为激振力的频率，当m、k、c分别为系统的质量、刚度、阻尼，根据力的平衡关系可得该系统在简谐激振力作用下的振动微分方程： mx+cx+kx=F0e iωt 2、系统的响应表达式 单自由度受迫振动微分方程式二阶常系数线性非齐次常微分方程，它的解由两部分组成 x t=x1t+x2(t) 式中x1t是齐次方程mx+cx+kx=0的通解，即为单自由度系统的衰减振动，其通解表达式为 x1t=Ae?nt sin?(ωn t+α) x2t是振动微分方程的特解，其特解为 x2t=Xe iωt=|X|e i(ωt?φ) 受迫振动有两部分组成，前一部分为衰减振动，后一部分是受迫振动，

由于阻尼的存在，衰减振动经过一段时间后就会消失，在衰减振动完全消失之前，系统的振动称为暂态过程，亦称为暂态响应。在此之后是稳定的等幅受迫振动，这是受迫振动的稳态过程，亦称为稳态响应。它是一简谐振动，其频率与激励力的频率相同，与激励力相比落后一相位角φ，称为相位差，X为稳态响应的幅值。 3、频率响应函数 将稳态解代入振动微分方程中可得： ?ω2m+iωc+k Xe iωt=F0e iωt 则系统的频率响应函数可表示为： ω=X F0=1 ?ω2m+iωc+k 令ξ为阻尼比，ξ= mk,λ=ωω0,ω0为系统的固有频率，则 Hω=X F0=1 k[(1?λ2+i2ξλ)] 4、幅频特性曲线及相频特性曲线 根据频率响应函数，令X0=F0k,表示在激振力的作用下弹簧的静伸长量，称为静力偏移，频率响应函数可转变为 X X 0= 1 (1?λ2+i2ξλ) 运用平方差公式，将频率响应函数转化成标准复数形式，即 X X 0= 1 (1?λ2+i2ξλ)=1?λ2 (1?λ2)2+(2ξλ)2?i2ξλ (1?λ2)2+(2ξλ)2 将X X0表示为系统振幅与静力偏移的比值，称为放大系数或动力系数用希腊字母β表示。

第1章 单自由度系统的振动

第1章 单自由度系统的振动 1.1概述 机械振动是工程中常见的物理现象。悬挂在弹簧上的物体在外界干扰下所作的往复运动就是最简单直观的机械振动。广泛地说，各种机器设备及其零部件和基础，都可以看成是不同程度的弹性系统。例如桥梁在车辆通过时引起的振动，汽轮机、发电机由于转子不平衡引起的振动等。因此，机械振动就是在一定的条件下，振 动体在其平衡位置附近所作的往复性的机械运动。 实际中的振动系统是很复杂的。为了便于分析研究和运用数学工具进行计算，需要在满足工程要求的条件下，把实际的振动系统简化为力学模型。例如图示1.1-1 就是个最简单的单自由度质量(m )—弹簧(k )系统。 如果实际系统很复杂，要求的精度较高，简化的力学模型也就复杂。 振动系统中和参数的动态特性，可以用常系数线性微分方程来描述的，称为线性振动。但工程实际中也有很多振动系统是不能线性化的，如果勉强线性化，就会使系统的性质改变，所得的系统只能按非线性振动系统处理。 机械振动分析方法很多。对于简单的振动系统，可以直接求解其微分方程的通解。由于计算机进行数值计算非常方便，所以振动仿真是一种最直接的方法。 由于振动模型中尤其是多自由度振动很方便用矩阵微分方程来描述，所以MATLAB 语言在振动仿真中体现出十分优越的特性。 本章先介绍机械振动的单自由度、多自由度振动的基础，然后介绍仿真计算的各种计算公式，最后通过MATLAB 语言来实现。 1.2单自由度系统的振动 1.2.1 无阻尼自由振动 如图1.1-1所示的单自由度振动系统可以用如下微分方程描述 ： 0=+kx x m (1.2.1-1) 令 m k n = 2ω ，方程的通解为 t b t a x n n ωωcos sin += (1.2.1-2) 式(1.2.1-2)表示了图示(1.1-1)中质量m 的位置随时间而变化的函数关系，反映了振动的形式与特点，称为振动函数。 式(1.2.1-2)中，a 、b 为积分常数，它决定于振动的初始条件。如假定t =0时，质量块的位移 x=x 0，其速度 00V x x == ,则 00 ,x b V a n == ω 即 图 1.1-1