理论力学--振动基本理论.ppt

17 振动基本理论,振动是日常生活和工程实际中常见的现象。 例如：钟摆的往复摆动，汽车行驶时的颠簸，电动机、机床等工作时的振动，以及地震时引起的建筑物的振动等。,振动（Vibration ）:系统在平衡位置附近作往复运动。,振动的利弊：,利：振动给料机； 弊：磨损，减少寿命，影响强度 振动筛； 引起噪声，影响劳动条件 振动沉拔桩机等。 消耗能量，降低精度等。,研究振动的目的： 消除或减小有害的振动，充分利用振动为人类服务。,单自由度系统的振动 按系统的自由度分 多自由度系统的振动 弹性体的振动,振动的分类：,按振动产生的原因分：,自由振动,强迫振动,自激振动,无阻尼的自由振动,有阻尼的自由振动（衰减振动）,无阻尼的强迫振动,有阻尼的强迫振动,17.1 单自由度系统的自由振动,实际中的振动往往很复杂，为了便于研究，需简化为力学模型。,质量弹簧系统,振体,17.1.1 自由振动微分方程,如图17-1所示振动系统，设物块的质量为m，弹簧原长为 l0，刚度系数为 k。物块在平衡位置时，弹簧的变形为 ，称为静变形。平衡时，重力G与 弹性力相等，即,弹簧的静变形为,（17-1）,取物块的静平衡位置为坐标原点，x轴铅垂向 下，当物块在任意位置x处时，弹簧对物块的 作用力大小为,（17-2）,根据牛顿第二定律，物块的运动微分方程为,令,（17-3）,单自由度系统无阻尼自由振动（Free vibration）微分方程的标准形式。,通解：,（17-4）,任意瞬时的速度为,当t = 0时，x = x0，v = v0，可求出积分常量,令,式（17-4）可写成,（17-5）,（17-6）,无阻尼自由振动是简谐 振动，其运动图线如图 17-2所示。,17.1.2 自由振动的特点,（17-7）,无阻尼自由振动的周期,无阻尼自由振动的频率,（17-8）,（1）周期与频率。物体的无阻尼自由振动是周期运动，设周期为T,（17-10）,（17-9）,表示物体在 2p 秒内振动的次数，称为圆频率（Circular frequency）。 只与系统本身的质量m及弹簧刚度k有关，而与运动的初始条件无关，是振动系统的固有特性，所以称为固有圆频率（固有频率（Natural frequency）。其单位与频率 f 相同，为赫兹（Hz）。,A表示物块偏离振动中心的最大距离，称为振幅 （Amplitude），它反映自由振动的范围和强弱；,称为振动的相位（Phase）（或相位角），单位是弧度（rad），相位决定了物块在某瞬时t 的位置，而q 称为初相位，它决定了物块运动的 起始位置。,（2）振幅和初位相,例17-1 求如图17-3所示单摆的微幅振动周期。已知摆球质量为m，摆绳长为l。 解： 单摆的静平衡位置为铅垂位置，用摆绳偏离垂线的夹角 j 作为角坐标。摆球受到重力 mg和绳拉力 F 的作用。取j 的增大方向为正向，依据动量矩定理，得,微幅振动,固有圆频率,周期为,例17-2 滑轮重量为 G，重物 M1，M2重量为 G1， G2。弹簧的刚度系数为k，如图17-4所示。设滑轮为 均质圆盘，略去弹簧与绳子的质量，求重物垂直振动 的周期。,解： 以滑轮偏离其平衡位置的转角j 为确定系统位置的坐标。设滑轮半径为r。 当系统在任意位置j 时，弹簧的变形量 为,依据动量矩定理，有,系统对点O的转动惯量,系统在平衡位置时弹性力对点O之矩与重物重力对 点O之矩相互抵消，即,（1）弹簧并联。图17-5表示刚性系数为k1，k2 的弹簧组成的两种并联系统。,17.1.3 弹簧的并联与串联,在物块重力作用下，每个弹簧产生的静变形相等，由物块的平衡条件可得,将并联弹簧看成为一个弹簧，其刚度 系数 ，称为等效刚度系 数（Equivalent stiffness）。,（17-11）,并联弹簧系统的等效刚度系数等于各弹簧刚度系数之 和。 这一结果说明弹簧并联后总的刚度系数增大了。该系统的固有圆频率为,（2）弹簧串联。 图17-6表示两个弹簧串联，两个弹簧的刚度系数分别为k1，k2。在物块重力作用下每个弹簧所受的拉力相同，因此每个弹簧的静变形为,将串联弹簧看成为一个弹簧，其等效刚度系数为keq， 则有,弹簧总的静变形为,（17-12）,表明串联弹簧系统的等效刚度系数的倒数等于各弹 簧刚度系数的倒数之和。,串联弹簧系统的固有频率为,（17-13）,17.2 计算固有频率的能量法,求系统固有频率的方法：,（1）运动微分方程法,（2）静变形法,（3）能量法。能量法是从机械能守恒定律出发，对于计算较复杂的振动系统的固有频率，用能量法来求更为简便。,对于如图17-1所示无阻尼振动系统，当系统作自由振动时，物块的运动规律为,速度：,动能：,选静平衡位置为零势能位置，系统的势能：,物块处于静平衡位置时，势能为零，动能最大，即,物块距振动中心最远时，动能为零，势能最大，即,无阻尼自由振动系统是保守系统，机械能守恒,对于质量弹簧系统，固有频率为：,这种求振动系统固有频率的方法称为能量法。,例17-3 如图17-7所示系统中，圆柱 体半径为 r，质量为 m，在水平面上滚 而不滑；弹簧刚度系数为 k。试求系统 的固有频率。 解： 以弹簧处于原长时圆柱圆心为坐标原点，以圆柱圆心偏离原点的距离 x为系统的运动坐标。设系统作自由振动，坐标 x 的变化规律为,动能：,最大动能：,势能：,最大势能：,机械能守恒，有,例17-4 用能量法计算例17-2题，如图17-4所示。 解： 以滑轮偏离其平衡位置的转角j为系统的坐标。设系统作自由振动，振动规律为,当系统在任意位置j 时，其动能为,最大动能：,系统在任意位置j 时，其势能为,最大势能：,17.3 单自由度系统有阻尼自由振动,自由振动是简谐运动，振幅不随时间而变。但实际中振动的振幅几乎都是随时间逐渐减小的，这是由于阻尼（Damping）的存在。,阻尼有多种形式：如黏性阻尼、干摩擦阻尼、结构变形产生的内阻尼等。这里只讨论黏性阻尼。,阻尼：振动过程中，系统所受的阻力。,当振动速度不大时，阻力近似地与速度成正比，方向与速度相反。这样的阻尼称为黏性阻尼（Viscous damping）。设振动质点的速度为 v ，黏性阻尼的阻尼力可表示为,（17-14）,其中比例常数 C 称为阻尼系数（Coefficient of damping），负号表示阻力与速度的方向相反。,（17-16）,17.3.1 振动微分方程 质量弹簧系统存在黏性阻尼。取静平衡位置为原点，坐标轴 x 向下为正（见图17-8）。物块的运动微分方程为,有阻尼自由振动微分方程的标准形式。,（17-17）,17.3.2 微分方程的通解：,（1）小阻尼情形,（ ）阻尼系数,有阻尼自由振动的圆频率,分三种情况讨论：,由小阻尼情形下的自由振动表达式式（17-17） 知 ，振幅随时间不断衰减，所以又称为衰减振 动（Damped Vibration）。运动图线如图17-9所示。,衰减振动的特点：,振幅在曲线,与,之间逐次递减。这种振动已不是周期振动，但仍然是围绕平衡位置的往复运动，仍然具有振动的特点。,（17-19）,瞬时振幅,衰减振动的圆频率,x 称为阻尼比（Damping ratio）。,（17-20）,相同的质量及刚度系数条件下，衰减振动的周期比无阻 尼自由振动的周期长。,（17-21）,（17-22）,振幅减缩率：两个相邻振幅之比,任意两个相邻振幅之比为一常数。衰减振动的振幅呈几何级数减小 。,对数减缩率 ：,（17-23）,阻尼很小时：,（17-24）,（17-25）,（2）大阻尼情形（ ）,积分常数由C1、C2由运动的初始条件决定。,系统不具备振动特性。,（3）临界阻尼情形（ ）,临界阻尼系数,积分常数由C1、C2由运动的初始条件决定。,系统不具备振动特性。,综上所述，系统受粘滞阻尼作用时，只有在nn的情况下才发生振动，振动的周期较无阻尼时略长，而振幅则按几何级数递减。在临界阻尼和大阻尼情形下，系统已不振动。,例17-5 一有阻尼的弹簧质量系统如图17-10（a）所示。测得 ，如图17-10（b）所示。已知质量块m = 450 kg， 振动周期为 1 s。求 此系统的弹性系数 k 及阻尼系数C。,解： 振幅的对数减缩率为,Td =1s,将 、 代入,17.4 单自由度系统无阻尼受迫振动,由于阻尼的存在，自由振动的振幅逐渐衰减，最后，系统的振动停止。但实际中，振动系统常常会受到激振力的作用。由激振力所引起的振动称为受迫振动（Forced vibration）。例如，电机转子的偏心引起的振动 。,简谐激振力是一种典型的周期变化的激振力，简谐激振力 FS 随时间变化的关系为,H 称为激振力的力幅，即激振力的最大值；w 是激 振力的圆频率,（17-26）,17.4.1 振动微分方程,如图17-11（a）所示的质量弹簧系统，物块质量为m。取重物的静平衡位置为坐标原点O，x 轴铅垂向下。当物体在离原点 x 处时，作用于物体上的力有重力G，弹性力 F 和激振力 FS，如图17-11（b）所示。,重物的运动微分方程为,，,（17-27）,令,得,（17-28）,无阻尼受迫振动微分方程的标准形式。,解由两部分组成,齐次通解：,特解：,将x2代入式（17-28），得,（17-29）,全解为,（17-31）,表明：无阻尼受迫振动是由两个谐振动合成的，第一 部分是频率为固有频率的自由振动；第二部分是频率 为激振力频率的振动，称为受迫振动。由于振动系统 中总有阻尼存在，自由振动部分会很快地衰减下去。 下面着重研究受迫振动 。,17.4.2 受迫振动的振幅,受迫振动的振幅,振幅的大小与运动初始条件无关，与振动系统的固有频率 wn 、激振力频率 w、激振力力幅 H 有关。,幅频 特性曲线：,（1） ，激振力的周期趋于无穷大，激振力为一恒力，此时并不振动。在此恒力作用下的静变形为,（2） ，振幅 B 随着激振力频率w 的增加而增大（见 图17-12（a）。当 w 接近于wn时，振 幅 B 将趋于无穷 大。,纵轴取为 ，为振幅比，振幅比表示由常力H 的静力作用换成 的作用时，振动系统变形扩大的倍数。横轴取为 ，称频率比。l 和b 的关系如图17-12（b）所示。,当 w = wn 时，振幅 B 理论上趋向无穷大，这种现象称为共振（Resonance）。此时，式（17-30）所表示的特解失去意义。此时微分方程的特解应为,17.4.3 共振现象,代入微分方程得,故共振时受迫振动的规律为,（17-32）,振幅为 。共振时，随着时间的增加，振幅不断 加大，如图17-13所示。,实际上，由于系统存在有阻尼，共振时振幅不可能达 到无限大。但一般来说共振时的振幅都是相当大的。 如不预先加以防止，极易造成工程上的危害。,例17-6 电机质量 m = 800 kg，安装在弹性梁中部，如图17-14（a）所示。电机转速n = 1450 r / min，由于转子偏心引起的激 振力幅 H = 600 N，梁 静变形 dst = 0.4 cm。 不计梁重及阻尼。求受 迫振动的振幅及共振时 电机的临界转速。,解 图17-14（a）所示的系统可简化为图17-14（b）所示的模型，系统的刚度系数为,系统的固有圆频率为,激振力圆频率为,单位质量的激振力幅为,当激振力频率（即电机转子的角速度）等于系统的固有频率 wn 时，系统产生共振，这时的转速称为临界转速。设临界转速以nC表示，则有,所以，受迫振动的振幅为,17.5 单自由度系统的有阻尼受迫振动,选平衡位置为坐标原点，坐标轴铅直向下，如图17-15所示建立质点的运动微分方程,（17-33）,有阻尼受迫振动微分方程的标准形式。,全解：,（17-34）,小阻尼，齐次部分通解：,特解：,e 振动的相位落后于激振力的相位角,全解：,两部分组成：第一部分是有阻尼的自由振动，因阻尼影响，其振幅将随时间的增加而衰减，一段时间后便消失。第二部分是有阻尼的受迫振动，它是周期变化的激振力引起的振动。在持续简谐激振力作用下，受迫振动也是一个持续进行的简谐运动，称为振动的稳定状态。,（17-35）,稳定状态下：,代入式（17-33），可得,（17-36）,（1）激振力力幅 H 对振幅 B 的影响：,H，w 及阻尼对振幅 B 的影响：,，振幅 B 与激振力力幅成正比。,（2）激振力圆频率 w 对振幅 B 的影响：,以 b 为纵轴，以 l为横轴，对于每一个x 值，