Схема инерционная динамическая

Схема инерционная динамическая 93 [c.552]

Если не пренебрегать различием скорости границы пузыря и скорости жидкости у границы, то скорость роста пузыря согласно инерционной динамической схеме выражается формулой [c.249]

Используемое в инерционной динамической схеме условие однородности температуры во всей рассматриваемой области, включая паровой пузырек, означает фактически, что жидкость характеризуется бесконечно большой теплопроводностью. Ясно, что в реальных условиях это условие не выполняется. Численные эксперименты показывают, однако, что очень короткий (менее 10 с) период роста пузырька приближенно описывается законом (6.24). Для жидких металлов этот отрезок времени, очевидно, должен быть больше. [c.249]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента к системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые передачи и одноступенчатый планетарный редуктор, если последний представляется в динамической схеме редуцированным графом. Если одноступенчатый планетарный редуктор представляется полным динамическим графом, то коэффициент приведения для элемента к системы будет равен схемному передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Схемное передаточное отношение представляет собой соответствующее кинематическое передаточное отношение, подсчитанное при рассмотрении планетарного одноступенчатого редуктора (представленного полным динамическим графом) как механизма без редукции. Появление схемных передаточных отношений объясняется тем, что полный динамический граф характеризует поведение звеньев планетарного ряда в неприведенных (истинных) крутильных координатах. Иначе говоря, каждый планетарный ряд, представляемый в схеме полным динамическим графом, можно рассматривать как некоторый механизм без редукции, звенья которого (узлы динамического графа) связаны квазиупругими соединениями. [c.123]

Выбор той или иной расчетной схемы определяется также и задачей расчета. Если, например, задачей расчета кранового механизма является определение общих закономерностей движения его в периоды неустановившихся движений, мощности двигателя, времени разгона и торможения механизма, а также определение инерционных динамических усилий, передаваемых валами, канатами и т. д., то крановый механизм можно представить как одномассовую вращающуюся или поступательно движущуюся систему, к которой приложены все внешние нагрузки. В такой расчетной схеме не учитываются упругие перемещения отдельных элементов относительно друг друга (двигателя, барабана, муфт, груза и т. д.), т. е. она позволяет определить закон движения центра масс механизма. Динамические нагрузки, определенные без учета упругости валов, стержней, балок, канатов и т. п., называют инерционными динамическими нагрузками. [c.210]

По всей видимости, снижение е/ в зависимости от hjs можно объяснить следующей причиной. Следствием импульсного нагружения являются последующие свободные колебания сварного соединения. Очевидно, что в зоне сопряжения шва с основным металлом эти колебания за счет концентрации напряжений и деформаций могут приводить к циклическому знакопеременному упругопластическому деформированию материала. Разрушение материала в данном случае может быть связано с накоплением усталостных повреждений. Ясно, что критическая деформация, по сути являющаяся остаточной деформацией после импульсного нагружения, будет меньше, чем критическая деформация при монотонном квазистатическом нагружении. Увеличение относительной высоты усиления hjs приводит к росту инерционных сил, за счет которых в зависимости от схемы нагружения растет амплитуда и(или) количество циклов свободных колебаний сварного соединения. Роль усталостного повреждения в этом случае увеличивается, что приводит к снижению критической деформации при динамическом нагружении. [c.45]

Для того чтобы выяснить возможность описания процесса в рассматриваемой вырожденной динамической системе с помощью уравнения (6.19), рассмотрим схему, представленную на рис. 6.14, в которой малые параметры (индуктивность контура и инерционность газового разряда) учтены малой индуктивностью L. [c.232]

Практически важными являются динамическая инерционная и энергетическая тепловая предельные схемы роста парового пузырька, которые и рассматриваются ниже. [c.247]

ДИНАМИЧЕСКАЯ ИНЕРЦИОННАЯ СХЕМА РОСТА [c.247]

На рис. 6.8 показаны значения температур и давлений в перегретой жидкости и паре в некоторый произвольный момент роста пузырька в условиях одновременного влияния энергетических и инерционных эффектов. Вдали от пузырька ( на бесконечности ) жидкость существенно перегрета по отношению к температуре насыш,е-ния при актуальном давлении жидкости р . Однако в условиях больших чисел Якоба этот перегрев оо Т (роо), используемый как параметр в энергетической схеме роста, выступает лишь как предельная расчетная величина, не достигаемая при экспериментальном исследовании процесса. Действительный перегрев ДГ, = Гоо - Т", который следует теперь использовать в граничных условиях для уравнения энергии (6.25), всегда меньше А.Т . Температура Т" и давление р" в пузырьке связаны как параметры на линии насыщения (кривая 1 на рис. 6.8). Эти параметры, в отличие от тех, что принимаются в предельных схемах роста, непрерывно изменяются (уменьшаются) по мере увеличения объема пузырька. Давление пара р" всегда меньше, чем его предельное расчетное значение р (Тао), но на начальной стадии роста пузырька (практически при г < 1 мс для условий Ja > 500) это различие еще не слишком велико, тогда как на этой стадии АГ, АТ . Это означает, что ранняя стадия роста пузырька управляется главным образом динамически- [c.258]

Схема стенда для исследования износостойкости пары ходовой винт—гайка показана на рис, 158, г [45]. Исследуемый винт 1 получает реверсивное вращение от гидропривода. Между двумя гайками 2 помещается нагрузочное устройство, пружина которого 3 создает необходимую осевую нагрузку. Рычаги 4 с роликами, которые перемещаются по планкам 5, удерживают гайки от поворота под действием сил трения. На стенде возможно измерение момента трения, осевых усилий, температуры на поверхности трения, осциллографирование плавности движения и колебаний сил трения. Износ винта измеряется по изменению толщины витков, а износ сопряжения — по изменению относительного положения пары винт—гайка. Пример схемы стенда для исследования износа спаренных кулачков текстильных машин приведен на рис. 158, д [161]. Здесь два одинаковых кулачковых механизма с повернутыми на 180° кулачками /, роликами 2 и качающимися толкателями 3 работают так, что концы рычагов совершают встречное движение по одному закону. Поэтому нагрузочное устройство состоит из гибкой ленты 4, охватывающей ролик 5, ось которого при работе остается неподвижной. Нагрузка создается пружиной 6. На стенде можно измерять динамические нагрузки в паре кулачок—ролик, частоту вращения и проскальзывание ролика при движении его по кулачку. Последнее необходимо для оценки износа кулачковой пары, поскольку из-за инерционных сил в реальных кулачковых механизмах не наблюдается чистого качения ролика по кулачку, а проскальзывание приводит к повышенному износу пары. [c.495]

Из устройств активного контроля размеров на последних операциях наибольшее распространение на отечественных заводах и автоматических линиях машиностроения находят пневматические измерительные системы управления. Это положение объясняется тем, что пневматические измерительные системы надежнее, чем другие системы, сохраняют высокую точность в цеховых условиях вследствие их малой чувствительности к вибрации, изменению температуры, влиянию на результат измерения охлаждаю-ш ей жидкости при измерениях в зоне обработки изделия и др. Вместе с тем пневматические измерительные системы обладают существенным недостатком — повышенной инерционностью, которая вызывает рост динамических погрешностей измерений по мере форсирования режимов обработки изделий на автоматах при врезном шлифовании. Эффективность компенсации динамических погрешностей измерений в режиме слежения за обрабатываемым размером изделия зависит в значительной мере от удачного выбора параметров и варианта схемы компенсации [1]. [c.99]

Для многоступенчатого зубчатого редуктора определение упруго-инерционных характеристик динамической схемы, описывающей движение в крутильных обобщенных координатах, сопряжено с решением громоздкой системы алгебраических уравнений. В связи с этим последующее изложение основано на использовании аппарата матриц, позволяющего в компактной форме осуществлять операции преобразования громоздких линейных систем алгебраических и дифференциальных уравнений. [c.48]

Уравнение (2.70) описывает движение крутильной динамической системы, имеющей вид полного многоугольника механических проводимостей [жесткостей) с инерционными сосредоточенными параметрами в узлах (см. п. 2.4.). На рис. 18 показан пример такой системы, соответствующий схеме рис. 17 при п = 6. [c.56]

Динамические узлы условно обозначаются на схемах окружностями, причем площадь соответствующего круга пропорциональна значению инерционного параметра узла. Ветви (соединения) динамической схемы условно обозначаются в виде отрезков прямых и являются геометрическими образами линеаризованных упругих соединений реальной системы. Каждая ветвь характеризуется коэффициентом жесткости или податливости. [c.59]

Статический узел характеризуется нулевым значением инерционного параметра и представляет собой точку соединения нескольких ветвей. Контур является любым замкнутым образованием ветвей схемы. В теории цепей различают так называемые устранимые и неустранимые узлы и контуры [42 61 ]. В динамических схемах устранимыми могут быть только статические узлы, причем устранимым статическим узлом является узел, в котором соединяются лишь две ветви. Такой узел может быть исключен из рассмотрения эквивалент- [c.60]

При любой схеме зацеплений многоступенчатого редуктора с цилиндрическими прямозубыми колесами податливости ветвей динамических графов колес этого редуктора будут иметь значения, определяемые по формулам (2.159). Упруго-инерционные параметры рассмотренной динамической схемы редуктора были приведены к скорости вращения зубчатого колеса /. Принимая во внимание выражения (2.159) и правила приведения упруго-инерционных параметров (см. п. 2.1), каждому колесу ft можно присвоить неприведенный [c.87]

При построении общей динамической схемы механической редук-торной системы динамические схемы входящих в ее состав редукторов могут быть составлены на основе неприведенных динамических графов зубчатых колес. При этом упруго-инерционные параметры динамических графов колес будут приведены к скорости вращения того звена, которое при построении общей схемы системы принимается за основное (звено приведения) [81]. [c.88]

Рассмотрим динамическую схему многоступенчатого редуктора в общей схеме механической системы (рис. 32, а). Пусть обобщенные координаты выбраны таким образом, что основным звеном системы является звено g. Тогда упруго-инерционные параметры динамических графов зубчатых колес при построении динамической схемы редуктора должны быть приведены к скорости вращения звена g. Уравнение движения массы 1. динамической схемы редуктора [c.90]

Упруго-инерционные параметры и координаты динамических схем многоступенчатого (1 — п) я условного а — k — Ь) редукторов [c.105]

Из выражений (4.48), (4.58) следует, что если выполняется неравенство (4.57), то эквивалентная и полная двухступенчатые передачи с тремя центральными колесами в динамическом отношении формально тождественны. Следовательно, в рассматриваемом случае полный динамический граф передачи представляет собой трехмассовую разветвленную кольцевую динамическую схему (рис. 63, а). Инерционные и квазиупругие параметры полного графа определяются по формулам (4.51) с учетом выражений (4.59). [c.142]

Ветви, связывающие узлы полного динамического графа планетарного ряда со смежными сосредоточенными массами схемы, характеризуют упругие свойства механических связей между звеньями планетарного ряда и смежными инерционными элементами. В част- [c.148]

Полный динамический граф планетарного ряда в рассматриваемом случае (рис. 67, в) имеет вид двухмассовой схемы (г—р ) или р—р ). Такой граф назовем редуцированным динамическим графом с базой q—г или q—р соответственно. Сосредоточенная масса р и ветвь р, р редуцированного графа характеризуют инерционные свойства конструктивного водила ряда и упругие свойства подшипниковых опор сателлитов. Редуцированный динамический граф с базой q—г (q—р) описывает динамическое поведение звеньев планетарного ряда в крутильных координатах, приведенных к скорости вращения звена г (р). Упруго-инерционные параметры указанного графа определяются по формулам [c.150]

При указанном динамическом представлении планетарного ряда с абсолютно жестко остановленным звеном q для сохранения цепной структуры общей динамической схемы необходимо осуществить приведение координат и упруго-инерционных параметров этой схемы. Если планетарный ряд представляется редуцированным графом с базой q—г (q—3), то координаты масс и упруго-инерционные параметры динамической схемы, характеризующей поведение механической системы, связанной со звеном 3 (г), приводятся к скорости вращения звена г (3). Коэффициентом приведения служит кинематическое передаточное отношение 4 ( лз )- [c.150]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента k системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом k и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые [c.150]

Если для двухступенчатой передачи выполняется неравенство (4.86), то в динамической схеме механической системы она может быть представлена редуцированным динамическим графом, структурно не отличающимся от аналогичного графа планетарного ряда. Упруго-инерционные параметры редуцированных графов двухступенчатой планетарной передачи с двумя центральными колесами определяются по формулам (4.84), (4.85). Входящие в эти формулы передаточные отношения можно определять из уравнения связи [c.151]

Метод силовозбуждения от постоянного усилия предопределяет устойчивую работу машин в весьма широком диапазоне частот и нагрузок. Однако при этом не исключена возможность возникновения колебаний соответствующих упругих систем. Такие колебания искажают заданный режим напряженности образца вследствие действия переменных инерционных нагрузок и могут возникать при программировании напряжений по дискретной схеме в результате срабатывания исполнительных механизмов и неизбежного биения всей вращающейся системы. Исследование происходящих при этом динамических процессов, проведенное на серийной машине МИП-8М, позволило выяснить их характер, оценить их влияние, произвести рациональный выбор параметров, а также наметить ряд конструктивных мероприятий, которые необходимо учитывать при создании машин для программных испытаний вращающихся образцов. [c.86]

Большое влияние на развитие динамических процессов в машинах оказывают величина и распределение масс в трансмиссии, исполнительном органе и двигателе, определяющие инерционность узлов мащины. В связи с этим перед составлением эквивалентной расчетной схемы необходимо тщательно изучить распределение масс и установить их величину. [c.12]

Фиг. 78. Динамическая схема импульсного механизма инерционного трансформатора момента.

Рис. б. Силовые схемы машии с инерционным механическим возбудителем колебаний и эластичным косвенным возбуждением динамической нагрузки [c.35]

Рассмотрим еще один технический пример, когда возможно возникновение косвенных колебаний. На рис. 4 приведена схема упрощенной динамической модели инерционной вибродробилки [7,8]. [c.111]

Для определения нагрузок, возникающих в элементах крановых механизмов при их работе, составляются расчетные схемы, выбор которых диктуется задачей расчета. Если определяются общие закономерности движения механизма в период неустано-Ёйвшегбся движения, мощность двигателя, инерционные динамические усилия, то крановый механизм можно представить как одномассовую вращающуюся или поступательно движущуюся систему, к которой приложены все внешние нагрузки. В такой расчетной схеме не учитываются упругие перемещения элементов относительно друг друга. В тех случаях, когда происходят ударнее нагружения системы (подъем груза с основания с подхватом, пуск при наличии зазоров в трансмиссии и т. п.), использовать жесткие расчетные схемы нельзя. [c.122]

В схемы устройств для измерения кинематических и динамических параметров процесса распространения волн напряжений входят датчики, являющиеся преобразователями механических возмущений в электрические сигналы, и измерительная аппаратура, позволяющая регистрировать эти сигналы. Рассмотрим принцип работы и устройство датчиков и измерительной аппаратуры. Установим требования, предъявляемые к ним, на примере аксельрометра [прибора для замера ускорения, представляющего собой систему с одной степенью свободы и состоящую из инерционного элемента массы М, упругого чувствительного элемента с жесткостью К. и демпфера с коэффициентом затухания т (рис. 14)]. При определенных допущениях [1] систему можно считать линейной и ее движение характеризовать уравнением X + 20х Ь = / t), решение которого имеет вид X = gn/(o — Г], (1.2.10) [c.24]

Эта схема предполагает, что подвод тепла к границе раздела фаз ничем не ограничен и внутри пузырька поддерживается постоянное давлениер" =р (7 ю), гдеp iT o) — давление насыщения при температуре жидкости вдали от пузырька (рис. 6.6, а). При этом температура поддерживается всюду постоянной — как в жидкости, так и в паровом пузырьке. Таким образом, в соответствии с динамической инерционной схемой рост пузырька обусловлен постоянным перепадом давлений Lp= р" -р , а закон роста может быть найден с помощью уравнения Рэлея. Однако в отличие от анализа, содержащегося в предыдущих параграфах, здесь необходимо учитывать проницаемость границы. [c.247]

При изучении динамических процессов в машинах необходим учет инерционных, упругих и диссипативных свойств материалов. Известны два способа учета этих свойств, используемых при составлении расчетных моделей (см. 5 гл. 1). При первом способе учитывают непрерывное (континуальное) распределение перечисленных свойств. При этом в математические модели, отображающие динамические процессы, включаются дифференциальные уравнения в частных производных, теория которых составляет предмет изучения математической физики. При втором способе предполагают, что свойства материалов отображаются дискретно, т. е. имеют точки или сечения концентрации. При этом количество свобод движения системы считают конечным. Математические модели таких систем содержат обыкновенные дифференциальные уравнения. Для составления динамических моделей, являющихся основанием для составления дифференциальных уравнений, необходимо определить приведенные параметры, отображающие свойства материалов. При предположении о дискретном распределении свойств материалов принимают следующие допущения тела или звенья, наделенные сосредоточенной массой, лищены упругости упругие или упругодиссипативные связи лищены массы. Приведение реальных мащин и мащин-ных агрегатов к условным расчетным схемам неизбежно дает [c.98]

Если в динамической схеме отсутствуют сосредоточенные массы с бесконечно большими значениями инерционных параметров, то такая схема и соответствующая ей идеализированная механическая система называется полуопределенными. Такие системы имеют безразличное положение равновесия, соответствующее обобщенной координате, характеризующей движение системы без деформации соединений. Матрица жесткостей полуопределенной динамической схемы всегда замкнута (см. п. 2.3) [c.62]

При этом две эквивалентные схемы имеют одинаковый динами-ческий эффект в общей расчетной схеме, т. е. произведенное локальное преобразование общей динамической схемы не влияет на динамическое поведение непреобразованной части схемы. Упруго-инерционные параметры эквивалентной двухмассовой схемы зависят от частоты, а массы этой схемы непосредственно примыкают к непреобразован-ным частям общей схемы. [c.103]

Рассмотрим динамическую схему разветвленного редуктора с одноколесным ответвлением (рис. 45, а). Предположим, что упруго-инерционные параметры динамической схемы приведены к скорости вра- [c.116]

В некоторых машинах выполнить это условие затруднитель- но из-за того, что высокочастотная составляющая может приближаться к частоте собственных колебаний нагружаемой системы, быть равной ей или превышать ее. Если при этом машина выполнена по схеме с кинематически неограниченным возбуждением, например при инерционном возбуждении [1, 3, П, 14, 15], то по мере изменения упругих свойств системы при развитии трещины в образце будет изменяться также коэффициент динамического усиления. Это отразится в первую очередь на высокочастотной составляющей, т. е. и форма цикла и максимальные напряжения станут отличными от заданных в начале испытаний. [c.131]

Динамическое нагружение испытуемого образца в машине по схеме рис. 5, а происходит благодаря колебательному движению инерционного груза 2, связанного с захватом 7 через пружины 1. Обычно применяют две винтовые пружины с противоположными углами навивки, вставленные одна в другую. При соответствующем подборе жесткостей пружин это позволяет скомпенсировать крутящие моменты, возникающие на торцах пружин при их растяжении или сжатии. Возбудитель 3 колебаний установлен на инерционном грузе. По отношению к переменной силе, нагружающей образец, станину можно рассматривать как контрмассу. [c.35]

Динамическое нагружение испытуемого образца в машине по схеме рис. 5, б осуществляется также благодаря инерционным силам, возникающим при движении грузов 2. Но инерционные грузы расположены на концах эластичной балки 1 с жесткой частью, соединенной с захватом 7. Колебания балки происходят на низшей форме, т. е. когда узел колебаний находится в середине балки. Как и в предыдущей схеме, станина служит контрмассой. В обеих схемах динамически нагружены элементы станины, расположенные в непосредственной близости к датчику силы. [c.35]

На рис. 6, б изображена динамическая схема испытательных машин второй группы, характеризующихся возбуждаемой динамической силой, передаваемой непосредственно на испытуемый образец. Для возбуждения этого усилия применяют, например, инерционные, электромагнитные, электро-гндравлические возбудители колебаний. Силовые схемы таких машин представлены на рис. 3, г и 4, а. Типичные представители этих машин — резонап-спые машины с электромагнитным возбуждением колебаний (см. рис. 4, а), применительно к которым элементы динамической схемы соответствуют mj + 2 — приведенной массе инерционных грузов 3, штока 4, якоря 10 и захвата И п R2 — соответственно жесткости и внутреннему сопротивлению материала скобы 5 Сд и — соответственно жесткости и внутреннему сопротивлению материала образца mg — захвату 12 и R — соответственно жесткости и внутреннему сопротивлению материала датчика силы 13] — суммарной массе станины /, колонн 2, верхней траверсы 6 с установленными на ней механизмами. [c.38]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...