Вывоз мусора: musor.com.ru
Главная | Контакты: Факс: 8 (495) 911-69-65 |

Колебаний представляет



логарифмический декремент колебаний системы увеличивается на первых двух формах колебаний и остается почти без изменения яа частотах 830—860 Гц. Последнее объясняется уменьшением доли колебательной энергии амортизаторов на высоких частотах. Эквивалентная масса для первых двух форм колебаний практически совпадает с расчетными значениями для изгибных колеба-

Роджерс и Бусройд исследовали тангенциальные колебания плоской шайбы относительно опорной поверхности [36]. В диапазоне частот 5—200 Гц потери энергии за цикл колебаний практически не зависели от частоты, удельная жесткость контакта К увеличивалась линейно с увеличением контактного давления дв от 20 до 100 кгс/см2:

Возможность уравновешивания ротора машины в собранном состоянии существенно зависит от расположения балансировочных плоскостей относительно узлов формы колебаний системы. Плоскость балансировки в узле формы колебаний практически не влияет на уровни колебаний. Поэтому изменение скорости вращения ротора изменяет эффективность балансировки, произведенной на других оборотах [60].

Для /г > а декремент колебаний практически не зависит от /г0, поэтому приближенно

При малой толщине диска (ех >• 0,9) влияние последнего на частоту кососимметричных колебаний практически не проявляется до величины отношения диаметров б s^ 0,7. При увеличении разницы диаметров (при уменьшении б) влияние диска на частоту сказывается все больше. При этом значение второй собственной частоты уменьшается по сравнению с величиной частоты кососимметричных колебаний вала постоянного сечения, вычисляемой по формуле (4). Так, при б = 0,04 вторая собственная частота получается вдвое меньше рассчитанной по уравнению (7).

Образцы записей траекторий центров колес моторного вагона ЭР-2: приведены на рис. 4. Характер записей показывает, что колебания центра-колеса можно рассматривать как случайный процесс, причем средние значения Z&(t) и средний размах ее колебаний практически постоянны. Следовательно, при неизменных условиях движения можно считать этот процесс-стационарным. В связи с этим последующий анализ статистических характеристик проводился в рамках корреляционной теории случайных функций. При этом случайный процесс может быть полностью определен законом распределения. Определение всех статистических характеристик производилось на вычислительной машине БЭСМ-ЗМ.

При пассивной виброизоляции амплитуда вынужденных колебаний зависит только от величины а в отличие от случая активной виброизоляции, где амплитуды вынужденных колебаний практически не зависят от а и определяются величиной массы т*.

окислителя и восстановителя относительная концентрация Се*+ в ходе колебаний практически не зависит от полной концентрации церия в системе (рис. 36, б).

вибрационных напряжениях от 0=100 кГ/см2 до 0 = = 600 кГ/см2 и пр'и статических напряжениях от 0 до 600 кГ/см2. На основании проведенного исследования можно сделать заключение, что декремент колебаний практически не зависит от величины статических изгиб-ных напряжений. Исключение составляет интервал очень малых статических напряжений от 0 до 150 кГ/см2.

Применение трех трубчатых связей приводит к заметному уменьшению демпфирующей способности пакетов по сравнению с двумя связями при тангенциальной форме колебаний, практически не приводит к заметной разгрузке лопаток и ухудшает экономичность ступени. Кроме того, установка трех скрепляющих связей вместо двух часто не приводит к заметному изменению собственной частоты колебаний пакета. Это следует учесть при конструировании пакетов лопаток.

В начальный период, когда техника измерений колебаний ограничивалась механическими и оптикомеханическими способами, а для сложения векторов колебаний практически еще не было технически пригодных способов решения, балансировочные машины с фиксированной осью качания в резонансном режиме получили наиболее широкое распространение. '

Результат сложения собственных и вынужденных колебаний представляет собой колебания с амплитудой, нарастающей до значения X по закону 1 — e'at (рис. 395). Если мы за время установления примем время, в течение которого амплитуда вынужденных колебаний достигает, например, 0,99 X (собственные колебания затухают до 0,01Х), то для времени установления вынужденных колебаний мы получим то же значение т — 4,6.778, которое получили выше для времени затухания собственных колебаний (§ 137). В хорошем резонаторе с б порядка 0,01 должно пройти несколько сот периодов, пока колебания успеют установиться.

Задача VI1-40. Гидравлический демпфер (гаситель колебаний) представляет цилиндр, в котором под действием внешней силы перемещается поршень, перегоняя жидкость (масло плотностью р = 900 кг/м3) из одной полости цилиндра в другую через обводную трубку с регулируемым дросселем.

Задача VII—40* Гидравлический демпфер (гаситель колебаний) представляет цилиндр, в котором под действием внешней силы перемещается поршень, перегоняя жидкость (масло плотностью р = 900 кг/м3) из одной полости цилиндра в другую через обводную трубку с регулируемым дросселем.

Затухающие колебания. Рассмотрим уравнения движения подвижной системы, совершающей затухающие колебания, для случая, когда силы сопротивления пропорциональны скорости q в первой степени. Этот случай колебаний представляет наибольший интерес, так как он имеет место в большинстве механизмов с успокоителями. Обозначая силу сопротивления через F = f(q) и учитывая, что она направлена в сторону, противоположную скорости движения подвижной системы, из уравнения Лагранжа получим однородное дифференциальное уравнение второго порядка с постоянными коэффициентами:

б) Динамический гаситель колебаний. Динамический гаситель колебаний представляет собой массу с моментом инерции /г, соединенную с вращающимся валом упруго-диссипа-тивным элементом. Предположим, что этот элемент имеет линейную характеристику; с — его жесткость, Ъ — коэффициент сопротивления. Составим уравнение движения гасителя

Представляет практический интерес характер нарастания амплитуд вынужденных колебаний при резонансе. Для большей наглядности результата примем нулевые начальные условия А0 — 0. Тогда при 2=1, используя (3.4)—(3.8), можно записать

Антивибратор (поглотитель колебаний) представляет собой дополнительную систему, обладающую упругоинерционными свойствами, которая присоединяется к главной системе. Классическая схема основной системы с антивибратором представлена на рис. II 1.27. Она состоит из массы т и жесткости с основной системы и антивибратора, состоящего из массы та и жесткости са. Исследования таких систем [43, 146 ] показывают, что при выполнении равенства

по величине). Это, казалось бы, небольшое различие в нелинейных характеристиках может создаваться не полной идентичностью геометрии замков различных лопаток, так как они изготовляются лишь с определенной производственной точностью. Вынужденные колебания балки, имеющей в опоре нелинейную упругую характеристику, составленную из отрезков прямых. Исследование этих колебаний представляет большой практический интерес, так как многие элементы сооружений и машин в своих опорах имеют зазоры или ограничители деформаций. С другой стороны, анализ этого случая показывает теоретическую возможность инженерной разработки нового вида демпфирования колебаний балки, который можно для краткости назвать нелинейным демпфированием. Этот тип демпфирования разработан во всех деталях для роторов турбомашин (см. гл. II).

Для изучения изгибных колебаний представляет большой интерес вал, сечение которого имеет эллипс инерции, а не круг инерции, вследствие чего изгибная жесткость вала различна в двух главных плоскостях изгиба. Практически с такими валами приходится иметь дело конструкторам двухполюсных электрических машин, роторы которых имеют два больших зуба-полюса, вследствие чего главные центральные моменты инерции сечения неодинаковы (фиг. 3. 19).

Это есть уравнение эллипса. Таким образом, сложное движение, возникающее при сложении двух простых гармонических колебаний, представляет собой в общем случае движение по эллипсу. Интересен один частный случай. Предположим, что амплитуды обеих составляющих одинаковы, т. е. a = b, и что разность фаз a = ±я/2. Тогда

Фрикционные демпферы в последнее время вытесняются более простыми резонансными демпферами. Резонансный демпфер для погашения крутильных колебаний представляет собой массивный диск 6/ (фиг. 140, а), укрепленный на валу с коэффициентом жесткости k t и соединен этим валом с диском в колеблющейся системы. Момент вязкого демпфирования про- О порционален скорости закручивания вала демпфера. Сущность расчета демпфера состоит в том, чтобы получить целесообразные характеристики, представленные на фиг. 140, б, т. е.




Рекомендуем ознакомиться:
Коэффициент преобразования
Коэффициент приведенный
Калиброванные отверстия
Коэффициент провисания
Коэффициент расчетной
Коэффициент равномерности
Коэффициент разгрузки
Коэффициент регрессии
Коэффициент скольжения
Коэффициент сопротивлений
Коэффициент стабильности
Коэффициент технического
Коэффициент теплоперехода
Калиброванного материала
Коэффициент турбулентного
Меню:
Главная страница Термины
Популярное:
Где используются арматурные каркасы Суперпроект Sukhoi Superjet Что такое экология переработки нефти Особенности гидроабразивной резки твердых материалов Какие существуют горные машины Как появился КамАЗ Трактор Кировец К 700 Машиностроение - лидер промышленности Паровые котлы - рабочие лошадки тяжелой промышленности Редкоземельные металлы Какие стройматериалы производят из отходов промышленности Как осуществляется производство сварной сетки