第三章 两自由度系统振动

第2次作业 1．如图2-1所示，一小车（重P）自高h处沿斜面滑下，与缓冲器相撞后，随同缓冲器一起作自由振动。弹簧常数k，斜面倾角为，小车与斜面之间摩擦力忽略不计。试求小车的振动周期和振幅。 Pkαh答案：PgkT2，

APP22hsinkk

图2-1

2．确定图2-2所示系统的固有频率。圆盘质量为m。

karOxk4kra答案：n

3mr22图2-2 3．确定图2-3系统的固有频率。

Rmr答案：n2g3Rr

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。

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

度振动系统) [工程实例演示]

§3-2 两自由度系统的自由振动

一、系统的运动微分方程（①汽车动力学模型）

②以图3.2的双弹簧质量系统为例。设弹簧的刚度分别为k1和

k2，质量为m1、m2。质量的位移分别用x1和x2来表示，并以静平衡位

置为坐标原点，以向下为正方向。

(分析)在振动过程中的任一瞬间t，m1和m2的位移分别为x1及x2。此时，在质量m1上作用有弹性恢复力k1x1及k2x2x1，在质量m2上作用有弹性恢复力k2x2x1。这些力的作用方向如图所示。

应用牛顿运动定律，可建立该系统的振动微分方程式：

1k1x1k2x2x10m1x （3.1）

2k2x2x10m2x令

k1k2k2k2a,b,cm1m1m2

则（3.1）式可改写成如下形式：

1k1x1k2x2x10m1x

2k2x2x10m2x

1ax1bx20x （3.2）

2cx1cx20x这是一个二阶常系数线性齐次联立微分方程组。

(分析)在第一个方程中包含bx2项，第二个方程中则包含

cx1项，称为“耦合项”（coupling term）。这表明，质量m除受

1

到弹簧k1的恢复力的作用外，还受到弹簧 k2的恢复力的作用。m2虽然只受一个弹簧k2恢复力的作用，但这一恢复力也受到第一质点m1位移的影响。我们把这种位移之间有耦合的情况称为弹性耦合。若加速度之间有耦合的情况，则称之为惯性耦合。 二、固有频率和主振型

[创造思维：]从单自由度系统振动理论得知，系统的无阻尼自由振动是简谐振动。我们也希望在两自由度系统无阻尼自由振动中找到简谐振动的解。因此可先假设方程组（3.2）式有简谐振动解，然后用待定系数法来寻找有简谐振动解的条件。

设在振动时，两个质量按同样的频率和相位角作简谐振动，故可设方程组（3.2）式的特解为：

x1A1sinnt

x2A2sinnt（3.3）

其中振幅A1与A2、频率n、初相位角都有待于确定。对（3.3）

式分别取一阶及二阶导数：

21A1ncosnt;1A1nxxsinnt22A2ncosnt;2A2nsinntxx

（3.4）

将（3.3）、（3.4）式代入（3.2）式，并加以整理后得：

aAbA0

cAcA02n1212n2（3.5）

上式是A1、A2的线性齐次代数方程组。A1、A2=0显然不是我们所要的振动解，要使A1、A2有非空解，则（3.5）式的系数行列式必须等于零，即：

2anb2 = 0 cnc将上式展开得：

accab0 （3.6）

4n2n解上列方程，可得如下的两个根：

2n1,2acaccab22acacbc2222 （3.7）

由此可见，（3.6）式是决定系统频率的方程，故称为系统的频

率方程（frequency equation）或特征方程（characteristic equation）。特征方程的特征值（characteristic value）即频率n只与参数a，b，c有关。而这些参数又只决定于系统的质量m1，m2和刚度k1，k2，即频率n只决定于系统本身的物理性质，故称n为系统的固有频率。两自由度系统的固有频率有两个，即

n1和n2，且n1n2，把n1称为第一阶固有频率（first

order natural circular frequency）。[基频]n2称为第二阶固有频率（second order natural circular frequency）。[（推广）理

2论证明，n个自由度系统的频率方程是n的n次代数方程，在无阻

尼的情况下，它的n个根必定都是正实根，故主频率的个数与系统的自由度数目相等。]

将所求得的n1和n2代入（3.5）式中得：

21anA2c1112A1bcn122an2A2c （3.8）

222A1bcn211A式中：1,A2——对应于n1的质点m，m的振幅；

1

2

2A12,A2——对应于n2的质点m，m的振幅。

1

2

由此可见，对应于n1和n2，振幅A1与A2之间有两个确定的比值。称之为振幅比（amplitude ratio）。

将（3.8）式与（3.3）式联系起来可以看出，两个m1与m2任一

瞬间位移的比值x2x1也是确定的，并且等于振幅比A2A1。系统的

其它点的位移都可以由x1及x2来决定。这样，在振动过程中，系统各点位移的相对比值都可以由振幅比确定，也就是振幅比决定了整个系统的振动形态。因此，我们将振幅比称为系统的主振型（principal mode），也可称为固有振型（natural mode）。其中：

1——第一主振型，即对应于第一主频率n1的振幅比；

2——第二主振型，即对应于第二主频率n2的振幅比。

当系统以某一阶固有频率按其相应的主振型作振动时，即称为系统的主振动（principal vibration）。所以，第一主振动为：

x11A11sinn1t11x2 （3.9） 11A2sinn1t11A1sinn1t1第二主振动为：

x12A12sinn2t2（3.10） 222x2A2sinn2t22A1sinn2t2为了进一步研究主振型的性质，可以将（3.7）式改写成如下形式：

2因为 n1,2acacbc

222

所以2acac2anbc1a22acacbc222

2a因为上式的等式右边恒大于零，所以n10，由（3.8）

式知，10

2an22acacabc22又因为acacbc222

2a因为上式的等式右边恒小于零，所以n20，由（3.8）

式知，20。

0表示A11和A21的符号相同，即第一主

(说明)由此可见，1振动中两个质点的相位相同。因此，若系统按第一主振型进行振动的话，两个质点就同时向同方向运动，它们同时经过平衡位置，又同时达到最大偏离位置。而20，则表示第二主振动中两个质点的相

位相反，永远相差180°。当质量m1到达最低位置时，质量m2恰好到达最高位置。它们一会相互分离，一会又相向运动，这样，在整个第二主振动的任一瞬间的位置都不改变。这样的点称为“节点”（nodal point）。

振动理论证明，多自由度系统的i阶主振型一般有i－1个节点。这就是说，高一阶的主振型就比前一阶主振型多一个节点。阶次越高的主振动，节点数就越多，故其相应的振幅就越难增大。相反，低阶的主振动由于节点数少，故振动就容易激起。所以，在多自由度系统中，低频主振动比高频主振动危险。 三、系统对初始条件的响应

[思维方式：]前面分析了两自由度系统的主振动，而这些主振动又都是简谐振动。但两自由度系统在受到干扰后出现的自由振动究竟是什么形式呢？这要取决于初始条件。

从微分方程的理论来说，两阶主振动只是微分方程组的两组特解。而它的通解则应由这两组特解相叠加组成。从振动的实践来看，两自由度系统受到任意的初干扰时，一般来说，系统的各阶主振动都要激发。因而出现的自由振动应是这些简谐振动的合成。

所以，在一般的初干扰下，系统的响应是：

x1A11sinn1t1A12sinn2t2（3.11） 12x21A1sinn1t12A1sinn2t212A式中，1,A1，1，2四个未知数要由振动的四个初始条件

来决定。

1x10,x2x20经设初始条件为：t=0时，x1x10,x2x20,x过运算，可以求出：

2xx210202x10x202n121x10x2011x10x202A12.12n2 （3.12） xx1tg1n12102010x202xxx2tg1n21102010x201x11A121将（3.12）式代入（3.11）就得到系统在上述初始下响应。 四、振动特性的讨论 1．运动规律

从（3.11）式可以看出，两自由度系统无阻尼自由振动是由两个简谐振动合成的。但从（3.7）式来看，这两个分振动的频率n1与n2的比值却不一定是有理数，因此合成不一定呈周期性。所以系统的自由振动一般来说是一种非周期的复杂运动。

在这一振动中，各阶主振动所占的比例由初始条件决定。但由于

低阶振型易被激发，所以通常情况下总是低阶主振动占优势。只有在某种特殊的初始条件下，系统才按一种主振型进行振动。 2．频率和振型

两自由度系统有两个不同数值的固有频率，称为主频率，当系统按任一个固有频率作自由振动时，即称为主振动。系统作主振动时，任何瞬间的各点位移之间具有一相对比值，即整个系统具有确定的振动形态，称为主振型。 3．节点和节面

在两自由度系统的高阶主振型中存在着节点，而在第一阶主振型中却不存在节点。对多自由度系统来说也是如此，而且主振型的阶数越高，则节点数也就越多。一般来说，第i阶主振型有i-1个节点。

对于弹性体来说，节点已经不再是一个点，而是联成线或面，称为节线（nodal line）和节面（nodal surface）。 4．阻尼

若系统存在阻尼，则阻尼对多自由度系统的影响和单自由度系统相似。由于在工程结构中一般阻尼较小，故可略去不计。

[例] 试求如图3.4所示的系统的固有频率和主振型。已知

m1m,m22m,k1k2k,k32k。

10x200，试求系统又若已知初始条件为x101.2,x20x的响应。

解：该系统的运动微分方程式为

1k1k2x1k2x20m1x

2k2x1k2k3x20m2xk2k3k1k2k2k2,b,c,d令 a m1m1m2m2则

1ax1bx20x xcxdx0122可解出：[类比前面形式：主行列式为零。]

2n1,2adadbc2222an11b2an22b

2kkk3k,b,c,d因为 amm2m2m

2n1,2213131k222422m2

73k44m2ank1,1mb故

n12kkmm1 km2k5k1m2m

k2mn22ank21.581,2mb根据给定的初始条件，代入（3.12）式得：

11A11.20.41212111.20.8A121 12112,22故系统的响应为：

x10.4cosx0.4cos2五、主振型的正交性

kkt0.8cos1.581tmmkk t0.4cos1.581tmm如前所述，两自由度系统有二个固有频率和二个相应的主振型。现在我们来研究这二个主振型之间的关系。为了便于分析研究，我们先来讨论以下几个例子。

[例1]一个质量为m的小球，固定在垂直安装的细长圆截面弹性杆的顶端，杆子下端固定在地面，如图3.6所示。杆子质量略去不计。现分析其振动情况。

设O点是平衡位置，小球在水平面xoy上的小范围内运动，其任一瞬时的位置可以用矢量r来确定。小球的坐标则可通过方向余弦求得：

xrcosr,i yrcosr,j式中：i，j分别表示x，y轴上的单位矢量。

当小球偏离平衡位置O点后，就要受到圆杆的弹性恢复力F的作用。由于圆杆在任何方向上的刚度k都相等，故

Fkr将F力投影到x，y轴上得：

Fcosr,ikrcosr,ikx Fcosr,jkrcosr,jky因此，可建立系统的运动微分方程式：



1kxxm mxky2这是两个彼此独立的单自由度系统的运动微分方程式，在x方向和y方向两个自由度上没有耦合，而且由于在这两个方向上k相等，故两个方向的振动频率也相等。即

knxnym

所以两个方向的自由振动都是简谐振动，且频率相等。其合成结果一般情况下是个椭圆。

由此可见，在x，y方向，系统均按其固有频率作自由振动，故均为主振动。也就是说，在x和y方向，系统均具有确定的振动形态。所以系统的两个主振型也分别沿x和y方向，也就是说，系统的两个主振型是互相垂直的。

[例2]若将图3.6所示系统中的弹性杆的截面改成矩形，试分析其振动情况。

由于弹性杆截面为矩形，故杆件在两个互相垂直的方向上抗弯刚度就有所不同。现取杆截面的两个惯性主轴作为x、y坐标轴，则x轴方向上的刚度为kx，y轴方向上的刚度为ky，因而系统的运动微分方程式即成为：

1kxxxm mxkyy2两个方向上的频率不等，它们分别为：

nxkx;nymkym。

这时，在x，y两个方向上是不同频率的简谐振动，其合成结果就是不同频率的李沙如图。[振动运动学知识]

在x和y方向，系统仍按固有频率nxny作自由振动，故仍是主振动，因而主振型分别沿x和y方向，所以系统的两个主振型仍互相垂直。

系统的第一主振型和第二主振型互相垂直，主振型这种互相垂直的性质，叫做主振型的正交性（orthogonal properties of principal mades）主振型的正交性的几何意义就是两个主振型直线互相垂直。 （能量各个独立，不相干扰）

§3-3 两自由度系统的受迫振动

一、系统的运动微分方程

和单自由度系统一样，两自由度系统在受到持续的激振力作用时就会产生受迫振动，而且在一定条件下也会产生共振。

图3.8所示为两自由度无阻尼受迫振动系统的动力学模型。我们称简谐激振力作用的m1-k1质量弹簧系统称为主系统。

把不受激振力作用的m2-k2质量弹簧系统称为副系统。 这一振动系统的运动微分方程式为：

1k1x1k2x2x1p0sintm1x （3.13）

2k2x2x10m2x令

apk1k2kk,b2,c2,p0 m1m1m2m1则（3.13）式可改写成：

1ax1bx2p0sintx （3.14）

2cx1cx20x这是一个二阶线性常系数非齐次微分方程组，其通解由两部分组成。一是对应于齐次方程组的解，即为上一节讨论过的自由振动。二

是对应于上述非齐次方程组的一个特解，它是由激振力引起的受迫振动，即系统的稳态振动。

我们只研究稳态振动，故设上列微分方程组有简谐振动的特解：

x1B1sint （3.15）

x2B2sint式中，B1、B2是m1、m2的振幅，在方程组中是待定常数。对（3.15）式分别求一阶、二阶导数，

1B1cost;1B12sintxx 22B2cost;2B2sintxx将（3.15）及（3.16）式代入（3.14）式得：

2（3.16）

aBbBp （3.17）

cBcB012212这是一个二元非齐次联立代数方程，它的解可用行列式原理求出：

a2bcp0cbc22a2c2bcpc21

c2p2pcc0

故1pc2B1a2c2bc （3.18） 2pcB2a2c2bc这就是说，我们期待的方程组（3.14）式的简谐振动特解是可以得到的。

二、振动特性的讨论 1．运动规律

由（3.15）式得知，两自由度系统无阻尼受迫振动的运动规律是简谐振动。 2．频率

两自由度系统受迫振动的频率与激振力的频率相同。 3．振幅

由（3.18）式得知，两自由度系统受迫振动的振幅决定于激振力力幅、激振力频率，以及系统本身的物理性质。现分别讨论如下：

（1）激振力幅值p0的影响

因为p∝p0，所以p0与B1、B2成线性关系。即p0越大，振幅B1、B2也越大。

（2）激振力频率的影响

为了说明对振幅的影响，我们以B1、B2为纵坐标，以

为横

坐标，将（3.18）式作成曲线示图3.9中，称之为振幅频率响应曲线，

或称幅频特性曲线。它表明了系统位移对频率的响应特性。

讨论：

p0①当0时，B1B2，这表明，此时激振力的作用和静力

k1的作用相当。

②当n1,或n2，即激振力频率等于系统第一或第二阶固有频率时，系统即出现共振现象，振幅B1、B2均急剧增加。这就是说，在两自由度系统中，如果激振力的频率和系统的任何一阶固有频率相近时，系统都将产生共振。也就是说，两自由度系统有两个共振区。

现在我们来分析一下系统共振时的振型。 由（3.18）式可得质量m1和m2的振幅比为：

B2cB1c2 （3.19）

这说明，在一定的激振频率下，两个质量的振幅比是一个确定值。

当激振频率等于第一阶固有频率n1时，两个质量的振幅比的即为：

B2cBc2 （3.20）

n11n1当n2时，则

B2B1c2 （3.21） cn2n2这表明，系统以那一阶固有频率共振，则此时的共振振型就是那一阶主振型。这是多自由度系统受迫振动的一个极为重要的特性。在实践中，经常用共振法测定系统的固有频率，并根据测出的振型来判定固有频率的阶次，就是利用了上述这一规律。

当p0c时,x2B2sintsint

k2故k2x2p0sint

这就是说，副系统通过弹簧k2传给主系统的力，正好与作用在主系统上的激振力相平衡。这样，主系统的受迫振动就被副系统吸收掉了。主系统的质量m1就如同不受激振力作用一样，保持静止。这种现象可以被利用来作为减小振动的一种措施。

当时B1、B20，即激振力的频率很高时，两个质量m1和m2都几乎不动。这时受迫振动现象也进入惯性区了。

4．相位

由于系统是无阻尼的情况，所以只要观察振幅的正负变化就可以说明相位的变化。

现将振幅计算公式（3.18）式的分母作如下的变换：

acbcaccab

224222n、（代数方程的性质） 1n2必定满足下列关系式：

（3.23）

由系统的频率方程（3.6）式，可以得知频率方程的两个根

ac22 cab （3.24）

n1n2将（3.24）式代入（3.23）式得：

2n12n2acbc2242n12n2222n122n22n1n22 （3.25）

因而（3.18）式可改写成：

B1B2pc22222n1n2pc2222n1n2 （3.26） 从（3.26）式中可以看出：

在0n1阶段，B1、B2均为正值。故质量m1、m2的位移和激振力是同相的，即两个质量的位移也同相。

当当n1时，运动的相位对于激振力要出现相位突跳的反相。 c时，B1=0，此后，B1又重新成为正值，但B2却仍保持

负值。这就是说，在cn2阶段，B1与激振力同相，B2与激振力反相。即两个质量之间的相位相反。

当n1以后，B

1

又改变为负值，而B2却保持正值。

根据以上分析，可作出如图3.10所示的相频特性曲线

三、动力减振器

根据两自由度系统受迫振动的振动特性的分析得知，只要适当地选择系统的参数，就可以使主系统的受迫振动被副系统所吸收，从而使主系统不动，动力减振器就是应用这一原理来设计的。

动力减振器是用弹性元件把一个辅助质量固定到振动系统上的一种减振装置，其动力学模型如图3.11所示。图中m1、k1为原振动系统（主系统）的质量（主质量）和弹簧刚度。m2、k2为动力减振器（附加系统）的质量（辅助质量）和弹簧刚度，c为动力减振器的阻

itpe尼。0为作用在主系统上的激振力。

从图3.11可以看出，在主系统上增加了附加系统后，即使原来的单自由度系统变为两自由度系统。其运动微分方程式为：

1cx2x1k1k2x1k2x2p0eitm1x （3.27）

2cx2x1k2x2k2x10m2x设上列方程组的特解为：（稳态振动）

x1B1eitit（3.28）

x2B2e2x1B1sint 22B2cost;2B2sintxx1B1cost;x

将（3.28）式及其一阶、二阶导数代入（3.27）式得：

m1k1k2icB1k2icB2p0 （3.29） 2k2icB1m2k2icB202解上列联立方程，求出主系统的振幅B1，并化成实数形式：

B1p0kmk2112m22kmckmck2222222221m1m2222（3.30）

为了简化计算，引进下列符号：

p0stk1——主系统在激振力力幅p0作用下产生的静变位；

1n2nk1m1——主系统的固有频率；

k2——附加系统的固有频率； m2——激振力频率与主系统固有频率之比；

1n2n1nm2m1——减振器固有频率与主系统固有频率之比；

——辅助质量与主质量之比；

c——减振器的阻尼比。

2k2m2则（3.29）式可改写成下列无量纲形式：

2B1st2242221222224221222 （3.31）

现根据减振器分类进行讨论：（普遍式） 1．无阻尼动力减振器

若减振器没有阻尼元件，则0，故（3.31）式简化为：

（3.32）

B1st221222222时，B1=0。即当减振器的固有由此可见，当，即n2等于激振频率频率n时，辅助m通过弹性元件k作用于主质

2

2

量m1上的力，正好和激振力大小相等，方向相反，互相抵消，所以主系统振幅为零，从而达到消振的目的。

当激振频率

1，即λ等于主系统固有频率n

=1时，主系统

2等于主系产生共振。为了消除系统共振，应使减振器固有频率n1，即令统固有频率n

如图3.12所示。

1。若再取质量比0.2，则（3.32）

式中的四个变量就固定了两个。对即可作出主系统的幅频响应曲线，

从图中可以看到，主系统共振点的振幅已经消失。但又出现了两

。这两点的坐标值可以从（3.32）式的分项等个新的共振点1及2于零时求出：

12220

22212222220

因为1 故上式成为 12220

2所以 1,2124 （3.33）

对于1，质量比为的系统，两个固有频率（主频率）为：

2n1,2k121 （3.34） m142显然，当激振频率新的共振。

正好等于n1或n2时，都会使系统产生

根据（3.33）式可作出与的关系曲线，如图3.13所示 它们表示了系统的两个主频率n1或n2的相隔范围。我们希

望这两个主频率相距较远。但对于稳定的定速运转机械，值则还可以取得小些。

由以上分析可见，使用无阻尼动力减振器时要特别慎重，应用不当会带来新的祸害。所以，这种减振器主要用于激振频率变化不大的情况。

{教学演示片：}

2．有阻尼动力减振器（本科自学）

当减振器有阻尼元件时，则根据（3.31）式，以为参变量，仍

1令1,，所作出的主系统的幅频响应曲线如图3.15所示。

20

B122422（） 22222222222141st2从图上可以看出：

1）无论阻尼的为何值，幅频响应曲线均经过P、Q两点，也就是说，当频率比位于P点和Q点相应的频率比1和2值时，主系统的受迫振动的振幅与阻尼比的大小无关，这一物理现象是设计有阻尼动力减振器的重要依据。

2）若令0时的B1st值与时的B1st值相等，就可求得P点

和Q点的横坐标值1和2。

当时从（3.31）式得：

1st122 （3.35） B1令（3.32）式与（3.35）式相等得

122221122222

上式等号左边若取正号，则解出λ=0，这对减振没有意义。故取负号，则上式可展开得：

22214220 （3.36）

22解上列代数方程得：

21,212222122（3.37） 222将求得的1和2值代入（3.32）式（3.35）式，即可得P、Q两

点的纵坐标值：

1122111B1 （3.38） 112222st2B1st这里需要说明一点，即Q点的纵坐标值之所以为负值，是因为P、Q两点在共振点（1）的两侧，两者的相位是相反的，所以这两点的振幅的符号也相反，因此，在图3.15中，在1右边的曲线，

实际上应该画在横坐标轴的下方，（现在为了直观起见）。

3）既然无论值是多少，所有的幅频响应曲线都要经过P、Q两点。因此，

st的最高点都不会低于P、Q两点的纵坐标。[思想方法]为

B1了使减振器获得较好的减振效果，就应该设法降低P、Q两点，并使P、Q两点的纵坐标相等，而且成为曲线上的最高点。这样，减振后主系统振幅B1与静变位st的比值就会减小，并限制在P、Q两点所对应的振幅以下（见图3.16）。

研究工作证明，为了使P、Q两点等高，就要适当选择了使

值；为

B1st的最大值在P、Q两点上，就要适当选择

值。所以选择的和

值，分别称为最佳频率比（optimum frequency ratio）op和最佳阻尼比（optimum damping ratio）op。下面就来分别介绍它们的确定方法。

（1）最佳频率比op的确定。（第一步）

为了使P、Q两点等高，即使P、Q两点的纵坐标相等，应使（3.38）

B1B1式所表示的与相等。即：

st1st211222

1111222解之得：

2 （3.39）

12122根据代数方程理论，由（3.36）式得知

222121222（3.40）

联立（3.39）式及（3.40）式，并求解得：

2212212

所以 op21 （3.41）

将

op值代入（3.37）式，即得到与P、Q两点相应的横坐标值：

 （3.42） 121Q1211122p将（3.42）式代入（3.32）式或（3.35）式，即得到在选取最佳频率比的情况下，P、Q两点的纵坐标值：

B1stB121 （3.43） PstQ[分析]可见，要降低P、Q两点的纵坐标，应使质量比

增大，

即增加减振器中的辅助质量m2。m2越大，减振效果越好。但辅助质量m2的大小，还要根据减振器的安放空间，激振力的大小、主系统质量大小等因素来综合考虑决定。

（2）最佳阻尼比op的确定（第二步）

B10，求出相应的值，即应是使P、根据（3.31）式，使Q点成为幅频响应曲线最高点时的最佳阻尼比。

B10相对应的求出与值，并将

op值代入其中，可分

别求出使P点或Q点成为曲线最高点时的阻尼比：

33281 （3.44）

23Q32812p[分析]上式表明，根据P点和Q点分别成为曲线最高点而推导出来的阻尼比不一样。换句话说，在适当选择值时，只能使曲线在P点（或Q点）为极大值。图3.16）中就分别表示出以P点为最大值，以及以Q点为最大值的两条曲线。但它们彼此相差不多。所以，可取

222P与Q的平均值为最佳阻尼比OP，则

3op381

（3）设计步骤（*）

（3.45）

1）根据主系统的振动情况，测定振动频率，计算主系统固有

1和振幅放大系数频率n

算出质量比的值。

st。然后根据减振要求，按（3.43）式计

B12B1st 122）测定主系统的静刚度k1，然后算出主系统的当量质量m1，再根据m1与值，计算减振器质量m2，即

k1m12m2m1

1n3）根据（3.41）式，计算最佳频率比op。再根据op、m2、m1及k1计算减振器弹簧刚度k2。

2k2m12n22 op1k1m2 n因为

所以

k2

2opk2m2m1

4）根据（3.45）式计算减振器最佳阻尼比op及相应的阻尼系数COP，即

2OP （3.46） COP2m2n然后，根据COP来计算减振器中油的粘度。

第3次作业题：

1、如图所示起重机小车，其质量为m1=2220kg,在质心A处用绳悬挂一重物B，其质量为m2=2040kg。绳长l=14m,左侧弹簧是缓冲器，刚度系数k=852.6kN/m。设绳和弹簧质量均忽略不计，当车连同重物B以匀速v0=1m/s碰上缓冲器后，求小车和重物的运动。

2、两个质量块m1和m2用一弹簧k相连，m1的上端用绳子拴住，放在一个与水平面成а角的光滑斜面上，如习题下图所示。若t=0时突然割断绳子，两质量块将沿斜面下滑。试求瞬时t两质量块的位置。

答案：

22m2cos2tt2m2x1[]gsink(m1m2)2k(m1m2)

22m2cos2tt2m2x2[]gsin

k(m1m2)2k(m1m2)3、如图，已知m2＝2×m1=m，k3=2k1=2k2=2k，x10=1.2,x20=x10＝x20＝0，试求系统的固有频率，主振型以及响应。

k1 m1 k2 m2 k3

答案：利用程序，易得 固有频率：

n1=3.162277rad/s，n2=5 rad/s 主振型：

主振型图示1.51.00.50.0-0.5-1.011 1-0.5

系统响应：

x10.4cos3.1622777t0.8cos5t x20.4cos3.1622777t0.4cos5t

903-2已知:[m],[c]= 0110.111105010.1,[k]=5090,{f(t)}=2,激1振力频率=3rad/s,试求系统的稳态响应。

答案：利用给定程序，输入给定数据，即获得系统的稳态响应。

3-3如图所示，已知质量比＝0.1,固有频率比=0.909,放大系数

r=1.55,0.1846，m1=11,k1=100,根据程序求动力吸振器弹簧的刚度

及其质量

k1 m1 c1 c2 k2 m2 c3 k3 答案：

m2= k2=

3-4 一辆汽车重17640N，拉着一个重15092N的拖车。若挂钩的弹簧常数为171500N/m。试确定系统的固有频率和模态向量。

1.1 8.26281

x1x2km1m2 图3-1 答案：n10;n214.38; u111T;u21

3-5 一个电动机带动一台油泵。电动机转子的转动惯量为J1，油泵的转动惯量为J2，它们通过两个轴的端部连接起来。试确定系统的运动微分方程、频率方程、固有频率和模态向量。 Jdd2J0.856T

ι1ι2 图3-2 答案：n10; n2d12d22G(J1J2)32J1J2(d1l2d2l1)J1/J2T44；

u111T;u21

3-6 试确定图3-3所示皮带传动系统的固有频率和特征向量。两皮带

轮的转动惯量分别为J1和J2，直径分别为d1和d2。 kJ1,d1kJ2,d2 图3-3 答案：n10,u11 n22r1/r22T，刚体运动；

rrT2k(12),u21d2J1/d1J2

J1J23-7 写出图3-4的运动方程及频率方程，设静止时，钢绳k1为水平，起重臂与铅垂线成0角，机体可视为刚体。 k1ιm1θ0θk2m2x 图3-4 m1l2答案：3022220k1lcos0k2lsin0k2lsin0m2xk2lsin00； k2x0 n4

k223kk3(k1cos20k2sin20)n12cos200

m1m2m2m13-8 解定图题3-5系统的固有频率，假设两圆盘直径相等。

θ1θ2mk1mk2 图3-5 答案：2n1.2bb22(a)a24 ak1r2m2mrr2,bm2 mr2rk2r2 式中

3-9 试确定图3-6系统的固有频率，略去滑轮重量。 k1m1x1k2m2x2 图3-6

4n答案：

k1k2k2kk2n120

2m1m2m1m12m2

3-10 如图3-7所示的行车，梁的弯曲截面矩I1105cm4，E210GN/m2，

L45m。小车m2重11760N，另挂一重物m1，其重量为49000N，钢丝

绳弹簧常数k343000N/m，试确定系统的固有频率和振型比。

ιι/2m2km1 图3-7 答案：n13.75;n220.65; r1

3-11 一重块W2自高h处自由落下，然后与弹簧-质量系统k2W1k1一g0.798;r25.22

起作自由振动，如图3-8所示，试求其响应。已知

W1W2W,k1k2k,h100W/k。 W2hx2k2W1x1k1

图3-8

答案：x1W/k[10.3sin(n1t1)3.913sin(n2t2)]， x2W/k[16.67sin(n1t1)2.418sin(n2t2)]； n10.618kg/W，n21.618kg/W，

163137,223010。

3-12 一卡车简化成m1km2系统，如图3-9所示。停放在地上时受到后面以等速v驰来的另一辆车m的撞击。设撞击后，车辆m可视为不动，卡车车轮的质量忽略不计，地面视为光滑，试求撞击后卡车的响应。

vmm1km2x1x2 图3-9 答案：x1 n

3-13 如图3-10所示，一刚性跳板，质量为3m，长l，左端以铰链支承于地面，右端通过支架支承于浮船上，支架的弹簧常数为k，阻尼

mv1mv1(tsinnt)，x2(tsinnt)； m1m2rnm1m2nk(m1m2)m1m2，rm1m2。

系数为c，浮船质量为m。如果水浪引起一FF0sint的激励力作用于浮船上。试求跳板的最大摆动角度max。 ι3mθkmcxF0sinωt 图3-10 F0答案：max2mlk22c。 (2k2m)2(2c)2

3-14 试确定图3-11所示系统的稳态响应。 k1ωk2mem2m1 图3-12 (k22m2)me2答案：x1mm(22)(22)cost 12n1n2k2me2 x2mm(22)(22)cost

12n1n2

3-15 确定图3-13所示系统的稳态响应。假定T(t)Tsint。 T ( t )大齿轮小齿轮kθJmJ1kr齿条 图3-32