Колебания звеньев вынужденные

Ассура Л. В. 5, 6 Колебания звеньев вынужденные 301, [c.365]

В реальных механизмах на звенья действуют периодически изменяющиеся силы, поэтому, кроме свободных колебаний, звенья подвержены вынужденным колебаниям. В простейшем случае полагают, что возмущающая сила действует по периодическому закону F t) = F sin шв/, период изменения силы равен Тр = 2л(Вв, а частота fp = а>ц/2л. Дифференциальное уравнение, описывающее колебательное движение звена в этих условиях, будет [c.305]

Определение вибрационных характеристик планетарных механизмов на стадии их проектирования требует разработки и усовершенствования методов вибрационных расчетов. В статье описана методика расчета вынужденных поперечно-крутильных колебаний звеньев типового планетарного механизма [1]. [c.132]

Зная предельные положения цапфы в подшипнике, нетрудно определить амплитуду вынужденных колебаний звена 2, вызванных влиянием сухого трения. [c.209]

Угол Е представляет собой удвоенную амплитуду вынужденных колебаний звена 2, т. е. его размыв, причем, согласно условию, г < Гц, и, значит, Е < ф. [c.210]

Приведен алгоритм расчета вынужденных поперечно-крутильных колебаний звеньев планетарного механизма. При моделировании решается матричное уравнение. Блочный принцип построения матриц используется и при построении программы. Алгоритм позволяет исследовать колебания п-сателлитного узла. Описан алгоритм на алгоритмическом языке Фортран-4. [c.170]

Первый, отрицательный член в формуле (П-12) выражает некоторое гармоническое колебание, происходящее с частотой (U1 (частота собственных колебаний звена), но с амплитудой, зависящей и от амплитуды Н возмущающего гармонического воздействия. Этот член не зависит от начальных условий, и так как этот компонент сопровождает вынужденные колебания при любых начальных условиях, то его можно назвать свободным сопровождающим колебанием . Последний компо- [c.78]

При постепенном уменьшении а процесс приближается к вынужденным колебаниям звена без затухающих свойств, когда разность фаз при <7 = 1 сразу меняется с О на я. Вспоминая, что простое гармоническое колебание вполне описывается тремя характерными величинами периодом Т, амплитудой Н и фазой яр, мы видим, что диаграммы е =/(< ) и Ф =/(< ) для любого <7 и а вполне определяют вынужденное колебание это имеет большое практическое значение не только для простейшего колебательного звена, но и для более сложных систем. [c.83]

При равномерном вращении звена ф = шЛ Регистрируя вынужденные колебания рамы 3 с вращающимся звеном 2 в различных условиях (часто практикуется метод трех пусков), определяют величину и плоскость расположения первого уравновешивающего противовеса. [c.421]

В станках индикаторного типа величина уравновешивающего противовеса определяется либо по отметке максимальных амплитуд колебания маятниковой рамы, появляющихся при критических числах оборотов звена (в зоне устойчивого резонанса, при котором частота вынужденных и собственных колебаний совпадает), либо при числах оборотов, отличающихся от критических. [c.421]

В теории механизмов принято также определять коэффициент динамичности по ускорениям, под которым понимают отношение максимального модуля ускорения выходного звена с учетом упругости звеньев к максимальному модулю ускорения этого же звена без учета упругости звеньев. В рассматриваемом примере максимальный модуль ускорения выходного звена при вынужденных колебаниях [c.115]

В работах [1—3] рассмотрены вопросы динамики машинного агрегата, причем упругость звеньев не учитывалась. В работе [4] рассмотрены вынужденные колебания в двухмассовой электромеханической системе без учета демпфирования в механической части. Ниже исследованы режимы установившегося движения машинного агрегата с электроприводом с учетом упругости звеньев, а также демпфирующих факторов (как электрических, так и механических). [c.69]

Изложены общие методы расчета нелинейных систем, содержащих звенья с кусочно-линейными характеристиками. Предложены новые методы расчета вынужденных колебаний и автоколебаний в нелинейных приводах. Подробно исследованы приводы с самотормозящимися механизмами, в том числе с механизмами нового типа, имеющими высокий к. п. д. [c.2]

Систему дифференциальных уравнений вынужденных колебаний в приводах с линейными звеньями в общем случае можно записать в крутильных координатах следующим образом [c.171]

МЕТОД ОЦЕНОК ПРИ ИССЛЕДОВАНИИ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ В ПРИВОДАХ МАШИН С ЛИНЕЙНЫМИ ЗВЕНЬЯМИ [c.190]

Основные вычислительные сложности при построении решения системы дифференциальных уравнений движения вынужденных колебаний (6.35) обусловлены определением полюсов подынтегральной функции еР N (р) F (р) и нахождением вычетов этой функции по соответствующим полюсам. Отыскание указанных выше полюсов связано с необходимостью решать алгебраические уравнения обычно высоких порядков, что осуществимо только численными методами. Отметим, что в ряде практически важных случаев не столько необходимо знать закон движения какого-либо из звеньев привода, сколько экстремальные значения динамических характеристик (момента двигателя, момента сил упругости в рассматриваемом соединении, скоростей звеньев). Следовательно, актуальной является проблема разработки эффективных приближенных методов, позволяющих с требуемой точностью оценить решение системы дифференциальных уравнений движения. [c.191]

При анализе решения системы дифференциальных уравнений (7.2), описывающей вынужденные колебания в приводе, рассматривались оценки по модулю для обобщенных координат (6.7), (7.3). Полученные зависимости позволяют оценить по модулю моменты сил упругости во всех соединениях, вращающий момент двигателя и разности скоростей смежных масс. Однако в ряде случаев оказывается важным получить оценку для скоростей звеньев, в частности выходного звена. Это можно осуществить, если дополнить систему уравнений (7.2) дифференциальным уравнением [c.210]

Использование метода условного осциллятора. Для определения вынужденных колебаний можно непосредственно воспользоваться решением в форме (4.72), полученным в п. 17. Проиллюстрируем методику расчета на примере механизма, рассмотренного в п. 19 (см. стр. 169), в котором идеальную угловую скорость ведущего звена со вместо 25 рад/с примем равной 120 рад/с при этой угловой скорости условие медленности изменения параметров, оговоренное в п. 19, оказывается уже неправомерным. [c.268]

Если ротор привести во вращение, то неуравновешенная его часть будет действовать на подшипники С, и центробежная сила неуравновешенной части будет возбуждать крутильные колебания подвижной части станка. Таким образом, задание закона изменения угла поворота ротора определяет изменение угла ф наклона звена А. В практике балансирования ротора D его приводят во вращение при помощи электродвигателя через фрикционную передачу. После достижения им определенной скорости фрикционное колесо отключают от ротора и последний замедляет свое движение. Так как ротор не уравновешен, то подшипники испытывают действие динамических давлений, векторы которых вращаются и поэтому станок колеблется. Амплитуда таких колебаний оказывается наибольшей тогда, когда наступает явление резонанса, при котором период вынужденных колебаний становится равным периоду колебаний свободных. Амплитуда наибольших колебаний отмечается стрелкой Е на закопченной бумаге F. Перед установкой на станок на роторе намечают две плоскости уравновешивания, на каждой из которых устанавливают по одному противовесу. Такие плоскости на фиг. 59 обозначены цифрами /—/ и II—II. Центробежные силы противовесов образуют силу и пару сил. Вектор центробежной силы противовесов должен быть равен главному вектору сил инерции ротора, и направлен противоположно ему, а вектор момента пары центробежных сил должен быть равен и противоположно направлен главному вектору моментов сил инерции ротора. [c.119]

Таким. образом, движение части механизма, расположенной слева от упругого звена, описывается уравнением третьего порядка, вследствие чего во время работы такого механизма при переходных процессах наблюдаются колебания угловой скорости, При совпадении частоты вынужденных колебаний, вызываемых моментом сопротивления М2, с собственными колебаниями системы упругого звена наблюдается явление резонанса угловой скорости. Такое явление может быть исследовано, если момент М2 представляет собой функцию времени. В этом случае уравнение (205) оказывается линейным третьего порядка с правой частью. [c.183]

Уравнения второго порядка (234) и (235) отличаются от приведенного в начале этого параграфа уравнения, описывающего динамику механической системы без учета влияния электромагнитных процессов, происходящих в электродвигателе. Из уравнения (235) видно, что система с электродвигателем является колебательной. В такой системе возможен резонанс, если приведенный момент сил сопротивления представляет собой периодическую функцию времени. При совпадении частот вынужденных и свободных колебаний рассматриваемой системы, как и в случае механизма с упругим звеном, будет происходить явление резонанса угловой скорости. [c.194]

В цикловых машинах с периодически неравномерным потреблением энергии неизбежно возникает пульсация избыточной мощности между соответствующими исполнительными механизмами и маховиком. Возникающие знакопеременные избыточные крутящие моменты являются причиной неоправданной перегрузки и повышения износа механизмов главного привода, появления в системе вынужденных упругих колебаний и чрезмерного шума, вызываемого соударениями в кинематических парах сопряжений звеньев механизмов. [c.175]

При работе дробилки кроме статических сил веса деталей на фундамент передаются динамические усилия, обусловленные переменным режимом движения подвижных звеньев ее. Эти динамические усилия возбуждают вынужденные колебания всей машины вместе с фундаментом, т. е. делают машину внешне неуравновешенной. Передача динамических нагрузок на фундамент вредна, и поэтому желательно оценить степень действительной неуравновешенности машины, выяснить возможность снижения или полного устранения ее. [c.32]

Очевидно, что уравнение (13) представляет дифференциальные уравнения вынужденных колебаний машины с совершенно одинаковыми вибраторами и звеньями, а граничные условия (14) отвечают дополнительным гармоническим возмущающим силам и моментам, действующим на свободных концах балки. [c.140]

Происхождение составляющей суммарного движения Номинальные расчетные вынужденные колебания, вызванные действием основных возмущающих сил Наличие распределенной массы рабочего органа (нежесткость пролетов между вибраторами) Наличие распределенной массы рабочего органа в сочетании с ограниченностью его размеров и близостью частот собственных колебаний системы (исключая ведущую) к рабочей частоте колебаний Наличие отклонений параметров вибраторов и отдельных звеньев в сочетании с близостью частот собственных колебаний системы (исключая ведущую) к рабочей частоте колебаний [c.143]

Представляет интерес также рассмотрение задачи о влиянии отклонений параметров и звеньев на вынужденные колебания рабочего органа в предположении, что эти отклонения носят статистический характер. В результате такого исследования удалось бы установить зависимость вероятности появления недопустимо больших 144 [c.144]

Отнощение 5а/ а для колебаний а корпуса и выхода Sa измерительного прибора называется функцией влияния Лвч. х вибрации, а при вынужденных механических колебаниях любого элемента машин и промежуточных звеньев измерительной системы это отнощение называется коэффициентом динамичности. При подаче виброперемещений на вход средства линейных измерений поведение выходного сигнала (указателя, отсчетного индекса) характеризуется амплитудно-фазочастотной характеристикой. [c.132]

Поперечные вынужденные колебания гибкого звена постоянной длины I, которое передвигается на опорах со скоростью v и нагружено силой Р, соответствуют колебаниям передач типа ременных, канатных или цепных. В качестве математической модели может быть использована напряженная струна, которая движется со скоростью и = гсо через две жесткие опоры, находящиеся на расстоянии I друг от друга (рис. 1). Близкие [c.170]

Так как при работе механизма нагрузки на звенья непр 5ывнв меняются даже при постоянных силах производственного сопротивления, то из-за упругости материала звенья испытывают изменяющиеся деформации, вызывающие их колебания. Эти колебания необходимо учитывать при динамических расчетах, так как они оказывают вредное влияние на работоспособность машин. Колебания звеньев в зависимости от причин, их вызывающих, разделяют на четыре группы свободные, вынужденные, параметрические и автоколебания. [c.301]

Приведен алгоритм расчета вынужденных поперечно-крутильных колебаний звеньев планетарного механизма. Алгоритм позволяет исследовать колебания я-сателпитного узла. При моделировании решается матричное уравнение, имеющее блочную структуру. [c.183]

Рассмотрим алгоритм расчета вынужденных поперечнокрутильных колебаний звеньев планетарного механизма, динамическая модель которого показана на рис. 1, 2, где буквами обозначены звенья 5 — солнечная шестерня, Э — эпицикл, С — сателлит, V — водило. [c.22]

При определении закона движения поступательно движущегося звена необходимо обраищть внимание на соотношение частот собственных и вынужденных колебаний. При определенном их сочетании возможны существенные погрешности в законах движения звеньев. Учет упругости звеньев позволяет подобрать массы и размеры их такими, чтобы удовлетворить частотным характеристикам. Рассмотрим влияние упругости звена на закон его движения на примере толкателя KyjjanKOBoro механизма. [c.308]

Крутильные колебания вала возникают из-за наличия неуравновешенных маховых масс и моментов на роторе генератора, гидродинамических сил и масс на рабочем колесе и нарастают вплоть до резонансных при совпадении собственной частоты колебаний системы с частотой вращения вала или других вынужденных частот. Baj[ является упругим звеном, связывающим ротор генератора с рабочим колесом, и, как при поперечных колебаниях, в значительной мере опредёляет собственную частоту этой системы. [c.203]

Выражения (4.107) для амплитуды и начальной фазы совпадают с известными зависимостями [61] для амплитуды и фазы координаты х звена 1 при его вынужденных колебаниях под действием кинематического возмущения rsinQo с заданной частотой fio, приложенного к концу упругого элемента с коэффициентом жесткости l (со стороны двигателя см. рис. 34). Такой результат в рассматриваемом случае вполне оправдан, поскольку [c.96]

Выражения (6.13), (6.14) позволяют достаточно просто на основе результатов расчета свободных колебаний консервативной системы оценить максимальные значения динамических характеристик системы (смещений и скоростей звеньев, моментов от сил упругости) при установившихся вынужденных колебаниях. Из формул (6.13), (6.14) следует, что если частота fe o/ = близка к одной из собственных частот системы ps = рс, то соответствующий этим частотам член в выражении для ф значительно превосходит остальные. В этом случае уравнения для динамических смещений сосредоточенных масс системы можно записать в виде [c.169]

Ниже рассматриваются режимы установившихся вынужденных колебаний в приводах с самотормозяш,имися механизмами в предположении, что к выходному звену приложен,момент сил сопротивления M (t) — —Мс t) [c.302]

Исследование установившихся процессов вынужденных колебаний в приводах с самотормозящимися механизмами и упругими звеньями представляет значительный интерес, так как только при таком подходе к рассматриваемым задачам можно с требуемой полнотой проанализировать динамические явления [29 46]. В приводах современных машин применяются механизмы с зубчатыми и другими (несамотормозящимися) передачами, различными упругими (линейными и нелинейными) соединениями. Самотормозящийся механизм чаще всего располагается либо в начале, либо в конце кинематической цепи. Компоновка привода и выбор конструктивного варианта расположения механизмов определяется обычно конструктивными соображениями. Вопрос о выборе места расположения самотормозя- [c.317]

Совмещение кинематической и динамической диаграмм может рассматриваться как аналогия статической диаграммы сил стержневых систем, где векторы отдельных перемещений и деформаций представляют плоскую систему шарнирных стержней или звеньев, вращающуюся около полюса (аналогия Штиглица). Можно показать, что суммы моментов сил возбуждения и всех сил трения относительно начала также уравновешены, поскольку силы и Г не имеют плеч, а силы Уц взаимно-противоположны и моментов относительно начала не имеют. Это отображает баланс работ внешних сил и рассеяний в разных местах колеблющейся системы при устойчивых вынужденных колебаниях с любой частотой. [c.43]

Вынужденные колебания. Пусть к звену mi двухмассовой упругой системы приложена гармоническая силаР = Ро os ш (рис. 9.6). Предположим, что в результате [c.330]

В данном случае в цепи звеньев механизма инерционного нагружателя УКМ имелись зазоры, что приводило к соударениям и вынужденным упругим колебаниям в системе УКМ, зафиксированным на средней осциллограмме. На рис. 2, б средняя осциллограмма записывалась для инерционногоХнагружателя УКМ при отсутствии зазоров, благодаря чему движение инерционного тела нагружателя было более спокойным. [c.184]

Применение СМ в машинных агрегатах с переменной нах зузкой, свойственной переходным и некоторым стационарным режимам, обусловливает актуальность их всестороннего динамического исслеяоваг-ния [1,2,6]. Одним из принципиальных вопросов в таких исследованиях является выбор обоснованной динамической модели СМ. Наиболее распространена динамическая модель СМ с одной степенью свободы с жесткими звеньями, предложенная в работе [7]. На основании этой модели решены многие важные задачи динамики машинных агрегатов с СМ, исследованы вынужденные колебания и автоколебания как при безударном взаимодействии звеньев СМ, так и в виброударных режимах [1,2,6, ]. [c.83]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...