Колебаний основания

В сборнике рассмотрен ряд вопросов по теории колебаний, динамике роторных систем и динамической прочности деталей, преимущественно рабочих колес и лопастей гидротурбин. Рассмотрены, в частности, системы виброзащиты, методы оценки спектра частот сложной колебательной системы, оптимизация параметров сложной системы, стационарные и нестационарные колебания, балансировка роторных систем, колебания деталей гидротурбин под воздействием гидродинамических сил (частоты и формы колебаний, определение напряжений).

1. А. А. Жирное, Б. И. Павлов. 3. Оялво, Ньюмен. Формы колебаний Определение частот и форм соб- больших структур, получаемые ственных крутильно-поперечных методом автоматической редукции колебаний планетарного редук- матриц.— РТиК, 1970, 8, № 7. тора.— В сб.: Автоматизация на- 4. Гайан. Приведение матриц жест-учных исследований в машино-кости и масс.— РТиК, 1965, 3, строении и приборостроении. М., № 2.

Расчётные схемы 1 (2-я)—145; Колебания собственные — Расчёт по методу Толле 1 (2-я)—145; Частоты собственных крутильных колебаний — Определение 1 (2-я) — 145

—— переменного сечения — Частоты высшие собственных колебаний — Определение 1 (2-я)—137

Определение параметров системы для крутильных колебаний.

Определение податливости элементов вала. При расчете крутильных колебаний жесткость вала С в кГ/см определяется из обратной величины — податливости вала е в кГ—i см~1:

— Частота поперечных колебаний — Определение 367

Частота собственных колебаний — Определение—Пример 369

колебаний — Определение 367

Частота собственных колебаний — Определение 343, 344, 360, 383

Определение напряжений в вале производится по форме колебаний.

При расчете виброзащиты частота колебаний основания сов обычно известна. Поэтому если выбрать предварительно амортизатор, то можно определить по его паспортным данным жесткость с, соответствующую его амплитуде и номинальной нагрузке. Тогда по известной массе т определяют частоту со. Затем по формуле (33.10) вычисляют коэффициент &и.

В случае, когда амортизаторы предназначаются для предохранения прибора от вредного влияния вибрации основания, на которое он устанавливается, требуемая жесткость амортизаторов /( определяется в зависимости от массы прибора m и частоты колебаний основания со по формуле

угодно малой в случае, если его собственная частота К мала по сравнению с частотой колебаний основания.

Защита от вибраций и ударов. Для защиты механизмов и приборов от вибраций и ударов применяют амортизаторы, которые устанавливают между механизмом и основанием. В связи с тем, что характер колебаний при вибрациях и ударах различен (первые вызываются вынужденными колебаниями с почти постоянной частотой и амплитудой, а вторые характеризуются кратковременным действием и большой амплитудой), параметры амортизаторов, предохраняющих от вибрации и ударов, будут различными. В первом случае виброзащита предусматривает установку таких амортизаторов, чтобы частота колебаний прибора на амортизаторах была в несколько раз меньше частоты колебаний основания. Величина амплитуды зависит от отношения частоты колебаний основания к частоте колебаний механизма или прибора; если эти частоты совпадут, то наступит явление резонанса, при котором амплитуда значительно

со — циклическая частота колебаний; / — частота колебаний. Степень защиты механизма от вибраций оценивается коэффициентом виброзащиты у, равным отношению амплитуды колебаний прибора Х„ к амплитуде колебаний основания Х0

Отсюда следует, что амплитуда колебаний амортизируемого объекта относительно неподвижной системы координат может быть как угодно малой в случае, если частота k его собственных колебан-ий на амортизаторе мала по сравнению с частотой колебаний основания.

На рис. 2 изображены полученные на ЭЦВМ кривые перемещения б виброизолируемой массы М для пассивной опоры с демпфирующей камерой при действии возмущения в форме колебаний основания х с амплитудой 1-1СГ4 ми частотой соответственно

жат динамическими гасителями колебаний основания 7. Груз 8 и якорь 11 демпфированы резиновыми буферами. Настройка транспортера осуществляется перемещением груза 8 и якоря 11 на пружинах 10 и изменением длины пружин 2. Рис. 11.69. Конструкция двухмассного транспортера. Два желоба 1 и 4, служащие продолжением один другого, подвешены па наклонных плоских пружинах 5 малой жесткости. Якорь 8 крепится к одному желобу, а электромагнит 7 — к другому. Желоба 1 и 4 связаны упругой системой, состоящей из пружин 10 и 12, стального стержня 3 и упоров И и 13. Так как желоба колеблются в противофазе, то помимо продольных колебаний они должны иметь возможность смещаться в вертикальном направлении, а упругая система 10—12 должна обладать большой податливостью в поперечном направлении. Зазор

2-256. При расчете давления «а грунт достаточно вводить лишь половину заменяющих сил. При глубоких залеганиях (например, в свайных основаниях) можно пойти на дальнейшее уменьшение заменяющих сил при низкой частоте собственных колебаний основания.

Рис. 18. Номограмма для подбора опор ОВ-30 и ОВ-31 при установке станков: I — станки токарной группы, если на них не должна производиться обработка тяжелых деталей со значительной неуравновешенностью или с ударами; фрезерной группы: горизонтальные, вертикальные, универсально-фрезерные, конировально-фрезерные, зубо-фрезерныс; II — станки шлифовальной группы: плоско-, кругло-, внутри- и резьбошлифо-вальные при плавном реверсе перемещающихся узлов; коор-дипатно-расточные станки, устанавливаемые на три опорные точки, отделочно-расточные; III — делительные машины, высокоточные станки при высоком уровне колебаний основания

где Х0 — амплитуды колебаний основания.