Колебаний определяются

Демпфирование колебаний определяют следующими способами: по затуханию свободных колебаний; форме резонансной кривой; мощности, затрачиваемой на колебания; теплообразованию при циклическом деформировании; площади петли гистерезиса.

При проверке на виброустойчивость против поперечных и крутильных колебаний определяют собственную частоту колебаний (критическое число оборотов в минуту) и сравнивают ее с частотой возмущающих сил (фактическим числом оборотов в минуту) для оценки опасности появления резонанса [2; 4].

ствлять практически свободные колебания образца; крепление образца выполняют в его узловых точках, где амплитуда смещения минимальна. При испытаниях образцов с низкой добротностью возбуждение и прием осуществляют пьезопреобразователями. По частотам свободных колебаний определяют модули нормальной упругости и сдвига. По времени уменьшения амплитуды в 2 раза или

При проверке на виброустойчивость против поперечных и крутильных колебаний определяют собственную частоту колебаний (критическое число оборотов в минуту) и сравнивают ее с частотой возмущающих сил (фактическим числом оборотов в минуту) для оценки опасности появления резонанса [2; 4].

Уравновешивание производится последовательно по каждой из форм упругой линии ротора. Для этого на скорости, близкой к первой критической, по измерениям прогибов вала или реакций опор определяют фазу плоскости упругой линии, определяемой первой группой составляющих сил неуравновешенности. Устанавливая на роторе в найдечной плоскости систему пробных грузов, соответствующих первой форме колебаний, определяют величину системы уравновешивающих грузов, необходимую для устранения составляющих первой группы разложения неуравновешенно-стей каждого диска.

Внутреннее трение определяют измерением амплитуд затухающих крутильных колебаний. Частоту колебаний определяют по измерению периода колебаний.

Вертикальные Sz max, горизонтальные Sx шах и вращательные фшах амплитуды вынужденных колебаний определяют по формулам

Клирфактор колебаний платформы стенда должен быть менее 5% во всем диапазоне частот. .Клирфактор колебаний определяют следующим уравнением:

Определение модулей упругости производится статическими и динамическими методами. Однако в условиях высоких температур статическое нагружение сопровождается неупругими явлениями в материале образца, ползучестью и релаксацией. Установка точных тензометров на образец внутри печи весьма затруднена. Поэтому в современных исследованиях используются динамические методы определения модулей упругости материалов при высоких температурах, основанные на связи частоты собственных колебаний образца с модулями упругости. В исследуемом образце возбуждаются упругие резонансные колебания и измеряется их частота. Зная геометрические размеры образца и его плотность и, пользуясь известными формулами теории колебаний, определяют значения модулей упругости.

Во всех балансировочных машинах используются колебания, передаваемые на опоры быстро вращающегося несбалансированного изделия. По амплитуде и фазе возникающих колебаний определяют соответственно величину и угловое положение уравновешивающих грузов. Необходимые измерения выполняются механическими, оптическими или, особенно часто, электрическими способами. Различают балансировочные машины с качающейся рамой и с подвижными опорами.

Частоту собственных колебаний определяют по формуле

со;- - частота собственных колебаний по /-и форме. Формы собственных колебаний определяются из уравнений

Таким образом, под влиянием внешней гармонической силы осциллятор совершает вынужденные гармонические колебания с частотой этой силы. Фаза и амплитуда этих колебаний определяются как свойствами силы, так и характеристиками осциллятора. Рассмотрим изменение фазы и амплитуды вынужденных колебаний.

АВТОКОЛЕБАНИЯ — незатухающие колебания, к-рые осуществляются в неконсервативной системе при отсутствии переменного внеш. воздействия, причём амплитуда и период этих колебаний определяются св-вами самой системы. Система, в к-рой возникают незатухающие колебания, наз. автоколебательной. Энергия А. поддерживается за счёт регулируемого (самой автоколебательной системой) поступления энергии от спец. источника, содержащегося в самой системе. Примерами А. могут служить колебания маятника часов, струн в смычковых и столбов воздуха в духовых муз. инструментах, электрич. колебания в ламповом генераторе.

Итак, при исследовании форм свободных колебаний удается показать лишь соотношения параметров (величины d/ (I — 1, ..., k—1; /=!,... ..., k; в нашем случае k = 2)), т. е. формы свободных колебаний определяются с точностью до аффинного преобразования сжатия. Этой операции соответствует получение Dy' (/ = 1, ..., k; i = 1, ..., k — 1) путем умножения d^ на произвольную величину D^'. Размерность D^\ т. е. тех множите-лей, на которые нужно умножать значения, показанные на рис. 17.70 в различных вариантах систем обобщенных координат, представлена в таблице 17.15.

Стационарные режимы колебаний определяются как движения системы, удовлетворяющие условиям til]

Поскольку формы колебаний определяются с точностью до постоянного множителя, то, не теряя общности, можем принять Хг (0) =? Ari = 1. Тогда функция Хг (х), определяемая зависимостью (3.124), при k = kr и А = Ar = \li приобретает смысл коэффициента формы', показывающего, во сколько раз соответствующая форме г амплитуда колебаний в произвольном сечении х вала 2 отличается от амплитуды в начальном сечении х — 0.

Нагрузки на ведущем и ведомом звене с учетом колебаний определяются как М = c\q-L и Р = cnqz, где М и Р — соответственно момент и усилие в упругих элементах ведущего и ведомого звеньев.

Увеличение количества амортизаторов практически не влияет на резонансные формы колебаний, но несколько снижает резонансные частоты за счет присоединения к балке дополнительных масс верхних плит амортизаторов (см. табл. 3). Такое же снижение частот получается при расчете колебаний балки с повышенной погонной массой. Из табл. 5 видно, что основная энергия затрачивается на деформацию амортизаторов, причем определяющими являются вертикальные перемещения. С повышением частоты доля потерь в амортизаторах убывает. Так как в рассматриваемой области частот формы и резонансные частоты колебаний мало зависят от жесткости амортизированного крепления, расчет вынужденных колебаний системы можно производить в два этапа. Первоначально рассчитываются собственные частоты и формы колебаний неамортизированной системы. По форме колебаний определяются относительные амплитуды колебаний системы в местах крепления амортизаторов и относительные суммарные потери в амортизаторах2^1^о гДе &Wt — потери в i-м

Собственные частоты колебаний определяются по соотношению

Это выражение является идентичным по форме с уравнением вынужденных колебаний простого осциллятора. Идентификация между реакцией формы колебания и реакцией системы со сосредоточенными параметрами позволяет рассматривать параметр формы колебания Мп (А) как приведенную массу системы и определять приведенную жесткость и приведенное демпфирование через этот параметр. Соответствущие эквивалентные сосредоточенные параметры п формы собственных колебаний определяются как:

Границы возникновения колебаний определяются конструкцией, характером тепловыделения и четырьмя параметрами: Q, p, poi, /вых. Для постоянного общего тепловыделения и давления можно построить диаграмму ?вх = / (рш), на которой обозначить границы неустойчивых режимов (рис. 2.7).