Возникают динамические

Цилиндрические винтовые пружины сжатия-растяжения получили наибольшее распространение. При работе этих пружин в материалах возникают деформации и напряжения кручения. На конструкции пружин сжатия и растяжения оказывает влияние направление действия осевой силы Р. Пружина сжатия (рис. 321, б) должна иметь в ненагруженном состоянии зазоры е между витками, которые сближаются под действием приложенного усилия. Пру-

Итак, когда тело испытывает ускорение только под действием силы тяготения, то оно оказывается педеформированным; поэтому, если оно находится в соприкосновении с другим телом, которое также испытывает ускорение только под действием силы тяготения (а значит, также оказывается недеформированным), то упругие силы между этими телами не возникают. Но если из двух соприкасающихся тел на одно действует только сила тяготения, а на другое кроме силы тяготения действуют какие-то другие силы, то в этих телах неизбежно возникают деформации (так как эти тела испытывают разные ускорения), а вместе с тем и упругие силы между телами.

Когда происходит соударение тел, возникают деформации и силы, принципиально ничем не отличающиеся от тех, которые возникают во всех случаях, когда при непосредственном соприкосновении тел эти тела сообщают друг другу ускорения; однако эти силы действуют только кратковременно. Между тем лишь длительное отсутствие деформаций и упругих сил является характерным признаком состояния невесомости. Если происходит соударение тел, находящихся в состоянии невесомости, между соударяющимися телами действуют упругие силы только до тех пор, пока тела не вышли из соприкосновения (при абсолютно упругом ударе) или не стали двигаться как одно целое (при абсолютно неупругом ударе); только в течение очень короткого времени соударяющиеся тела при соприкосновении сообщают друг другу различные ускорения. Но все же, строго говоря, для состояния невесомости характерно, что все тела испытывают одинаковое ускорение не все время, а исключая те короткие промежутки времени, когда происходят соударения, которые приводят к деформациям соприкасающихся тел, вызывающим появление упругих сил взаимодействия.

Неустойчивость продольно сжатых стержней может возникнуть еще задолго до того, как напряжение в стержне достигнет предела упругости. Стержень легко выдерживал бы ту же самую нагрузку, если бы она вызывала не сжатие, а растяжение стержня. Поэтому, например, толкающие рычаги в машинах приходится делать большего сечения, чем тянущие. Это относится п к другим конструкциям, в которых возникают деформации сжатия. Сосуды, которые должны выдерживать давление снаружи (при этом в материале возникает сжатие), должны иметь более прочную конструкцию, чем сосуды, которые то же давление должны выдерживать изнутри (в материале возникают растяжения). Это приходится учитывать, например, при конструировании подводных лодок.

кратковременный момент силы относительно оси стержня. Он вызывает скручивание конца стержня, вследствие чего (как было показано в § 106) в поперечных сечениях стержня возникают деформации сдвига; они вызывают скручивание следующего слоя стержня, и так скорости и деформации передаются от слоя к слою; в стержне распространяется импульс деформаций и скоростей. Так как движение частиц стержня происходит в плоскостях, перпендикулярных к оси стержня, т. е. к направлению распространения импульса, то этот импульс также является поперечным.

Распределение амплитуд нормального колебания может оказаться несинусоидальным и в однородных сплошных системах, если упругие силы, действующие между отдельными элементами сплошной системы, не пропорциональны величине относительного смещения соседних элементов, а зависят от деформаций каким-либо более сложным образом. Например, при поперечных колебаниях упругого стержня возникают деформации изгиба. Упругие силы зависят от величины изгиба, который через элементарные деформации сжатия и растяжения выражается некоторым сложным образом. Поэтому распределение амплитуд колебаний изгиба упругого стержня оказывается нссинусоидальным (рис. 428, а). Но и в этом случае каждому нормальному колебанию соответствует определенное расположение узловых точек. Изогнув упругую пластинку так, как указано на рис. 428, б, мы возбудим в ней нормальное колебание, для которого узловыми точками являются точки А и В.

•фаз между колебаниями скорости и деформации для каждой гармоники. Это можно сделать при помощи следующих простых рассуждений. Скорости и деформации в различных сечениях стержня обусловлены тем, что эти сечения смещаются в направлении вдоль стержня (вследствие чего возникают скорости) и при этом расположенные близко одно к другому сечения смещаются на разную величину (вследствие чего возникают деформации). Так как скорость есть производная от смещения по времени, то если одна из этих величин меняется по гармоническому закону, то и другая должна меняться по гармоническому закону.

В процессе изготовления деталей и сборки механизмов, а также при их эксплуатации происходят искажения формы и размеров звеньев, изменяется характер сопряжения в кинематических парах, возникают деформации деталей, которые изменяют кинематические и динамические свойства механизмов и заметно влияют на точность и надежность выполнения механизмами заданных функций. Поэтому проектирование точных механизмов ведется с учетом основных факторов, влияющих на точность отдельных деталей и механизма в целом.

Из равенства (33) следует, что в теле возникают деформации сдвига. Наличие взаимного влияния нормальных напряжений

Необходимо учитывать, что когда конструкция работает при повышенных и высоких температурах, возникают деформации ползучести и происходят структурные изменения в металле, расчеты при малоцикловом нагружении несколько усложняются. При этом осуществляется суммирование повреждений, возникающих в процессе эксплуатации.

При приложении к пьезоэлектрич. пластине не очень большой разности потенциалов в ней возникают деформации, пропорциональные напряженности поля Е~.

Износ зубьев характерен для открытых передач и закрытых, работающих в загрязненной среде. Происходит в результате попадания на зубья абразивных частиц (пыли, грязи, песчинок и др.). По мере износа первоначальный эвольвентный профиль зубьев искажается (рис. 3.103,6), увеличиваются зазоры в зацеплении, возникают динамические нагрузки и повышенный шум. Прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения его поперечного сечения, что может привести к излому. Для предупреждения износа создают оптимальную шероховатость рабочих поверхностей

Плавность работы передачи — нарушение ее вызывает многократно повторяющиеся за оборот колеса колебания частоты вращения, вследствие чего возникают динамические явления, вибрация и шум при работе зубчатых передач.

При большой разнице между угловыми скоростями сотах и comin возникают динамические нагрузки, снижающие надежность и долговечность машин. Кроме того, ухудшаются и эксплуатационные показатели механизмов. Из-за колебаний нагрузки снижается точность изготовления деталей в металлорежущих станках, точность установки магнитной ленты в лентопротяжных механизмах ЭВМ, ухудшается звукозапись и звуковоспроизведение в магнитофонах.

1е. В опорах вращающегося вокруг неподвижной оси тела в общем случае возникают динамические давления, потому что главный вектор и главный момент сил инерции материальных точек тела оказываются неравными нулю. Если в результате принятых мер главный вектор и главный момент оказались равными нулю, то тело считается уравновешенным или отбалансированным. Особенно важной считается балансировка быстро вращающихся звеньев—длинных круглых роторов двигателей и рабочих машин, потому что даже незначительная неуравновешенность (дисбаланс) создает большие динамические давления на подшипники. При балансировке вращающегося звена, имеющего небольшие относительные размеры вдоль оси вращения (рис. 178), достаточно добиться того, чтобы был равен нулю главный вектор сил инерции материальных точек звена. Это условие будет выполнено, если центр

редачи встречаются в сельскохозяйственных, транспортных, грузоподъемных машинах и т. п. По мере изнашивания первоначальный эвольвентный профиль зубьев искажается (рис. 9.26, а), увеличиваются зазоры в зацеплении, возникают динамические нагрузки и повышенный шум. Прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади поперечного сечения, что может привести к излому зуба. Основные меры предупреждения износа — повышение твердости зубьев, защита от загрязнения и др. (подробно см. § 2.1).

При переходных режимах вынужденным колебаниям сопутствуют свободные, соответствующие начальным условиям. При мгновенном приложении нагрузки или при мгновенном изменении какой-либо из координат (например, при мгновенном перемещении одной из опор) в системе происходит удар. При этом, как и в системах с конечным числом свободных координат, движение начинается в точке приложения мгновенного возмущения и лишь постепенно распространяется на остальные части системы. При этом образуется бегущая волна, как это поясняет рис. 8.25, на котором изображен заделанный одним концом стержень, к свободному концу которого внезапно приложена нагрузка. Здесь показана примерная упругая линия этого стержня в последовательные моменты времени. Скорость распространения волны деформации и ее форма (крутизна) зависят от параметров системы (от соотношения распределенных масс и упругости, иными словами, от соотношения собственных частот нормальных форм и времени приложения внешней нагрузки). Вследствие постепенности распространения деформации при ударных нагрузках в зоне их приложения возникают динамические напряжения, которые могут во много раз превысить статические, т. е. те, которые соответствуют весьма медленному нагружению системы. Поэтому появление ударных нагрузок в машинах крайне нежелательно.

Плавность работы передачи — нарушение ее вызывает многократно повторяющиеся за оборот колеса колебания частоты вращения, вследствие чего возникают динамические явления, вибрация и шум при работе зубчатых передач.

Тормоза любого исполнительного механизма не только обеспечивают безопасность его работы, но и оказывают влияние на его производительность. Для повышения производительности механизма желательно сокращение периода торможения. Однако такое сокращение (работа с максимальными замедлениями) оказывается допустимым не всегда, так как при интенсивном торможении в элементах привода возникают динамические напряжения, значительно превосходящие статические, вследствие чего нарушается прочность заклепочных, болтовых и шпоночных соединений, наблюдается повышенный износ муфт, подшипников, ходовых и зубчатых колес.

Анализ представленной экспериментальной осциллограммы показывает, что в системе при разгоне и торможении возникают динамические процессы, вызывающие значительные пиковые давления. Во время открывания в полости между насосом и реверсивным золотником возникает пиковое давление 1, связанное с опережением включения нагрузки насоса по отношению к началу открывания проходного сечения реверсивного золотника, величина этого пика определяется временем опережения и характеристикой предохранительного клапана. В начальный период разгона жидкость попадает в напорную полость цилиндра, через малое проходное сечение закрытого в предыдущем цикле осевого дросселя, что ухудшает условия разгона, а после начала перемещения поршня и до полного открытия проходного сечения дросселя вызывает непроизводительные потери напора. В процессе разгона в напорной магистрали возникают колебания жидкости, проявляющиеся на осциллограмме в колебаниях давлений 1 и 3, При торможении клапана в полости между осевым дросселем и поршнем возникает пиковое тормозное давление 4, почти вдвое превышающее номинальное давление насоса, что объясняется несовершенным конструктивным решением тормозного устройства и неудачным выбором закона изменения его проходного сечения в функции перемещения поршня. Существующий тормозной режим не обеспечивает плавного и точного подхода клапана к конечному положению. Во время торможения масса жидкости в сливной магистрали за осевым дросселем продолжает движение по инерции, что приводит к разрыву сплошности жидкости. Характер изменения исследуемых параметров при разгоне и торможении во время закрывания клапана аналогичен, а изменение их величин определяется переменой активных площадей поршня, на которые воздействует напорное и тормозное давление.

В соответствии с принятой расчетной схемой и составленным математическим описанием проведены теоретические исследования на ВМ. Типичная осциллограмма, полученная для условий, близких к имевшимся при экспериментальном исследовании, представлена на рис. 2. Сопоставление теоретической и экспериментальной осциллограмм показывает, что принятая расчетная схема и составленное математическое описание достаточно полно отражают основные динамические свойства исследуемой системы и позволяют переносить результаты теоретического исследования на реальные системы. Проведенные теоретические исследования позволили получить более полные характеристики переходных и неустановившихся процессов, возникающих при разгоне и торможении системы, с учетом упругости жидкости и трубопроводов, выбраны рациональная последовательность работы и характеристики управляющей и регулирующей аппаратуры. Результаты исследований показали, что при наилучших параметрах тормозного режима клапана величина тормозного давления составляет 362 и 365 кгс/см2, сила удара клапана о седло 6,7 и 5 т соответственно при закрывании и открывании клапана, имеют место отскоки клапана от конечных положений с последующими его ударами о седло или упоры, а в напорной магистрали во время торможения возникают динамические перегрузки. Теоретические исследования режима торможения клапана встроенным гидротормозом, закон изменения проходного сечения которого в функции перемещения поршня уточнен по результатам предварительных теоретических исследований, показали, что такой тормозной режим обеспечивает плавный подход и точную остановку клапана в конечном положении, причем давления в гидросистеме при торможении не превосходят номинальных.

Остановка привода / вызывает перераспределение нагрузки, так как привод //, продолжая движение, деформирует цепь. При этом, наряду с возрастанием постоянной составляющей тягового усилия (до величины, соответствующей пусковому моменту муфты)f возникают динамические усилия, вызванные торможением турбинного колеса и масс редуктора привода //. Для определения этих усилий необходимо рассмотреть систему, показанную на рис. 11. 5, б.