Силы возбуждения

Конструктивная и динамическая схемы испытательных машин в основном предопределяются применяемым способом сило-возбуждения. Обоснованный выбор способа возбуждения нагрузок может быть произведен при конкретизации характеристик прочности и жесткости объектов испытаний и параметров режима нагружения. При испытаниях стандартных образцов из конструкционных металлов на усталость осевая деформация образца не превышает 0,1—0,5 мм. С учетом жесткости динамометра и элементов силового замыкания машины максимальное реализуемое перемещение активного захвата может быть ограничено [c.147]

На рис. 5 представлены расчетный модуль действительной и мнимой частей ускорения (кривые 1 1x2 соответственно) в точке возбуждения корпуса редуктора (рис. 6) массой порядка 10 т. Две вертикальные силы возбуждения по 0,5 кгс приложены симметрично на середине боковых стенок. На резонансных частотах 280, 460 и 680 Гц видно, как действительная часть резонирующей формы колебания стремится к нулю. Относительная ширина ре- [c.37]

Непрерывная запись частотных характеристик производилась на самописце с автоматическим поддержанием постоянства силы возбуждения. [c.75]

С увеличением силы возбуждения резонансная частота уменьшалась на 1—2%, а зависимость между амплитудами силы возбуждения и перемещения системы становилась нелинейной, что выражалось в повышении уровня ускорений кратных гармоник, особенно если они совпадали с собственными частотами системы. В сухом контакте при амплитудах силы возбуждения до 1 кгс наибольшие уровни колебаний стержень имел на третьей гармонике частоты возбуждения, а с увеличением силы преобладающей становилась пятая гармоника. Однако потери энергии на высоких гармониках в сравнении с общими потерями незначительны, так как амплитуды перемещения не превышают 10% от перемещения на частоте возбуждения. [c.84]

Потери за цикл колебаний на резонансной частоте определялись по работе силы возбуждения где Ff , щ — амплитуда [c.84]

В окрестности резонансных частот колебаний при постоянной амплитуде силы возбуждения измерялись амплитудно-частотные и фазовые характеристики колебаний. На резонансных частотах измерялись формы поперечных и осевых колебаний. Демпфирование оценивалось по ширине резонансного пика и потерям энергии, равным работе силы возбуждения за цикл колебаний на резонансной частоте. [c.86]

Нагруженное зубчатое соединение создает в системе нелинейности, которые вызывают негармонические колебания элементов муфты при возбуждении ее гармонической силой. При увеличении силы возбуждения до 0,5 кгс смещения изменяются непропорционально силе, а разности отношений сил и смещений достигают примерно 39%. Спектральный анализ ускорений, возбуждаемых гармонической силой на частоте 340 Гц, показывает, что амплитуды ускорений первой, второй и даже третьей гармоник соизмеримы (рис. 36). [c.87]

Если принять, что низкочастотная составляющая силы возбуждения и перемещение фундамента изменяются по гармоническому закону ([ 2= 2 о (1)] , Е то амплитуда [c.99]

В области средних и высших частот необходимая амплитуда силы возбуждения Р определяется произведением эквивалентной массы формы колебаний на коэффициент поглощения [c.146]

Запись сигналов на магнитограф может производиться при постоянном режиме работы механизма или при плавном увеличении и снижении скорости, что позволяет выявить резонансные состояния механизма, возбуждаемые внутренними источниками, и оценить зависимость сил возбуждения от скорости вращения ротора или частоты источника. [c.149]

Максимумы распределений резонансных форм колебаний располагаются преимущественно в окрестностях точки приложения силы возбуждения также и на средних частотах, где преобладают балочные формы колебаний. Это объясняется слабостью связей между расположенными на опорной раме механизмами или подшипниками. На рис. 68 представлено распределение амплитуд колебаний рамы (кривые 1, 2, 3) ж ротора (кривые 4, 5, 6) трехопорного турбогенератора соответственно на резонансных частотах порядка fl, 2 1 и 8 1 при возбуждении конца рамы. Если на частоте колебания распространяются на всю систему, то на 5/ они не выходят практически дальше первого подшипника, а уровни их значительно повышаются. Эквивалентная масса формы колебаний, приведенная к точке с максимальной амплитудой, сохраняет примерно постоянное значение, а изменяются только переходные динамические податливости. Это связано с неравномерным распределением масс и жесткостей вдоль рамы. Участки между подшипниками значительно жестче вследствие усиления их корпусами турбины и генератора. При равномерном распределении жесткости вдоль балки или рамы балочные формы колебаний сохраняют сравнительно равномерное распределение амплитуд вплоть до появления высокочастотных форм колебаний пластин (см. рис. 7). [c.153]

Независимые силы, действующие на систему извне, являются для нее силами возбуждения. Если эти силы являются периодическими, они поддерживают состояние установившихся вынужденных колебаний, которые являются наиболее опасными и поэтому больше всего интересуют конструкторов. [c.23]

Но и при наличии нескольких возбуждающих сил одной и той же частоты, приложенных в разных точках системы, часто имеет смысл находить перемещения в системе несколько раз, при раздельном учете воздействия каждой из сил возбуждения. Результат затем можно складывать с учетом сдвига фаз уже в более простой геометрической векторной форме. Поэтому в дальнейшем здесь будет представлен анализ решения и дан способ прямой записи перемещений при действии только одной возбуждающей силы с частотой со, приложенной к какой-либо А-й массе. [c.32]

Амплитуды перемещений и деформаций при одной силе возбуждения Pi для всех случаев [c.49]

Проведенное сравнение наглядно иллюстрирует правомочность свободного выбора возможных вариантов обобщенных координат с соответствующей оценкой действующих сил возбуждения, что значительно расширяет рамки расчетных возможностей. Выбор же более простого варианта зависит только от опыта расчетчика. [c.58]

При линейной закономерности сил трения как внешних, так и внутренних, они выражаются через первую степень скорости перемещений q. Вынужденные колебания с линейными силами трения характеризуются полным соответствием гармонического состава сил возбуждения и движения. Другой важной характеристикой является рассеяние энергии за цикл АЛ, пропорциональное частоте со и квадрату амплитуд Q [c.82]

Вместо отдельного решения здесь проще найти ряд решений для разных сил возбуждения в виде кривой Л1о = / 2)- [c.109]

Интересно отметить, что в данном примере последнее выражение Мо = / (Фг) для сил возбуждения, необходимых для осуществления резонансных режимов, представляется суммой членов, отображающих все силы трения, присутствующие в системе. [c.109]

Проблема снижения вибраций машин и механизмов может рассматриваться в нескольких направлениях. Так, например, можно стремиться к уменьшению сил возбуждения, поскольку в линейных системах при малых деформациях амплитуды вибраций пропорциональны амплитудам сил возбуждения и во всех случаях уменьшение сил возбуждения приводит к уменьшению уровней вибраций. К мероприятиям, приводящим к такому уменьшению, прежде всего следует отнести организацию колебательных процессов в машинах с целью взаимной компенсации сил возбуждения [9], уменьшение уровня возбуждающих сил путем улучшения условий контактирования рабочих поверхностей за счет увеличения точности изготовления и монтажа деталей, выбора оптимальной деформативности деталей, улучшения условий смазки и т. д. [c.3]

Следует отметить, что детали машин, движение которых порождает или определяет силы возбуждения, располагаются в системе опорные связи— корпус (части машин, которые условно можно называть трансмиссией ) и динамически взаимодействуют с ними, создавая общую колебательную систему. В тех случаях, когда трансмиссия расположена в корпусах на подшипниках и взаимодействует с корпусами через масляный слой подшипников скольжения или непосредственно через подшипники (подшипники качения), динамические свойства последних определяют уровень колебательной энергии, передаваемой в корпуса. Следовательно, эта часть опорных связей может рассматриваться как своеобразная фильтрующая система, оптимизация параметров которой с точки зрения виброизоляции, особенно в высокочастотной зоне, может дать заметный эффект в снижении уровня виброакустической активности машин в целом [c.3]

Решение задачи можно также искать в применении амортизации между трансмиссией и несущим корпусом и между корпусом и промежуточным фундаментом или корпусом машины и основной опорной системой (основным корпусом транспортной машины, основной станиной или фундаментом) амортизация может выполняться в одно-, двухкаскадном варианте и более. При этом следует иметь в виду, что любую систему можно представить набором масс и жесткостей и этим набором определяется спектр собственных частот. Максимальные уровни колебаний для систем, у которых силы возбуждения меняются в некотором диапазоне частот, достигаются на этих собственных частотах системы, и виброактивность машины определяется уровнями колебаний на резонансных частотах. [c.4]

Введение в систему дополнительных амортизирующих жесткостей как правило приводит к уплотнению спектра собственных частот, особенно в низкочастотной области. Силы, передаваемые такой системой на опорные связи при резонансных колебаниях, пропорциональны силам возбуждения и обратно пропорциональны потерям энергии в системе. Потери энергии в системе в свою очередь пропорциональны произведению эквивалентной массы на коэффициент потерь. Таким образом, резонансные амплитуды колебаний амортизированных систем определяются их демпфирующими свойствами в большей мере, чем жесткостными. [c.4]

На зарезонансных режимах работы силы возбуждения, передаваемые на фундамент, убывают примерно пропорционально со ", где п — число каскадов амортизации. Это позволяет считать, что при многокаскадной системе амортизации теоретические уровни колебаний на выходе системы на высоких частотах значительно меньше, чем у однокаскадной системы. В действительности снижение вибраций не столь значительно, так как с повышением частоты усложняется колебательная модель системы — система распадается на большое количество частей, появляются дополнительные пути передачи колебательной энергии на фундамент. [c.4]

Для проведения указанных выше вычислений необходимо, однако, чтобы были известны значения всех динамических параметров исходной колебательной системы. На практике же, особенно в процессе проектирования судна, может оказаться, что часть этих параметров неизвестна, а для части из них известен лишь диапазон возможных значений. В этом случае, как правило, возможен лишь приближенный расчет собственных частот /с продольных колебаний линии валопровода и определение вместе с этим ходовых режимов, соответствующих резонансам системы с отдельными гармоническими составляющими сил возбуждения. Выбор параметров РП в таких условиях приходится проводить, ориентируясь в основном на снижение амплитуд колебаний фз , вызываемых на данных режимах резонирующими составляющими сил, и связывая такое снижение со сдвигом первоначальных значений собственных частот. Оценить величину указанного сдвига можно исходя из экспериментальных данных по добротности исследуемой системы для судов аналогичного типа ориентировочно для первой частоты необходимы изменения в пределах 0,3—0,4 /с, для второй и более высоких — 0,1—0,2 /о. [c.98]

Если за резонансное состояние принимать условие совпадения частоты внешней силы возбуждения с собственной частотой недемпфированной системы [51, то это соответствует равенству Ао = О в формуле (8). Тогда выражение (8) для приведенной динамической податливости характерной точки стержня в резонансном состоянии можно записать в виде [c.175]

Большое значение при создании мощных поршневых и турбомашин имели исследования по колебаниям соответствующих упругих систем. Двигателестроительные заводы были пионерами разработки расчетов коленчатых валов и валопроводов на крутильные колебания. Наряду с применением способа конечных разностей был разработан метод цепных дробей, получивший развитие в научно-исследовательских институтах для расчета вынужденных и нелинейных колебаний, а также проектирования демпферов. Для крутильных, изгибных и связных колебаний успешно разрабатываются методы электромоделирования, позволившие заранее вычислять колебательную напряженность элементов конструкций при сложной структуре как самих упругих схем (например, свойственных вертолетным трансмиссиям), так и сил возбуждения, (например, характерных для многоцилиндровых поршневых машин). [c.38]

Экспериментальная проверка эффективности различных средств демпфирования проводилась на тонкостенных сварных балках длиной 1—2,5 м и высотой 0,4—0,7 м. Исследовались свободно подвешенные балки и закрепленные на амортизаторах. В процессе измерений балка возбуждалась электродинамическим вибратором, развивающим силу до 2 кг/с, которая контролировалась специальным пьезодатчиком. Ускорения точек балки измерялись пьезоакселерометрами. При измерениях на постоянных частотах силы возбуждения питание вибратора осуществлялось от генератора с цифровым частотомером, обеспечивающим поддержание заданной частоты с точностью до 0,01 Гц в диапазоне 20— 2000 Гц, что особенно существенно при измерениях на структурах с малыми коэффициентами поглощения. [c.75]

На границах участков к стержню могут быть приложены силы возбуждения и подсоединены сосредоточенные массы и жесткости, связываюгцие его с абсолютно жестким фундаментом. Переход через такое сосредоточенное включение в точке к описывается уравнением [c.108]

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]

Графики на фиг. 1. 10, а, б даны для той же системы, но при действии на нее двух синфазных или противофазных сил возбуждения по формулам (1. 46). Видно, что при синфазных возбуждениях все амплитуды одноузлового резонанса увеличиваются больше чем вдвое, а при двухузловом первая масса снижает, а вторая увеличивает их всего на 20—30%. В противоположность этому, при противофазных возбуждениях, первый резонанс становится незаметным. Система находится почти в условиях статического равновесия обеих внешних сил, сжимающих участок 12, они же сильно раскачивают парциальную систему двух масс без подвески во втором резонансе, характерном для этого участка. [c.54]

Поскольку таблицы Холле рассчитываются без учета демпфирований в системе, они не могут служить для прямого определения величин амплитуд в резонансных зонах. Однако известно, что в самом резонансе в системе имеется раздельное уравновешивание группы значительных инерционных и упругих сил и группы относительно малых сил возбуждения и трений. Первая группа сил определяет основное сходство резонансных форм колебаний с собственными формами колебаний, т. е. приближенное равенство их относительных соотношений (так называемый принцип Видлера). Вторая же группа сил определяет при этом величину этих амплитуд. Это позволяет производить приближенную оценку их, с достаточной для практики точностью, по таблицам, использованным при нахождении форм собственных колебаний. Резонансные колебания отдельных масс считаются синфазными, что при строгом рассмотрении противоречит возможности передачи колебательной энергии от мест возбуждения к местам ее рассеяния, рассредоточенным по всей системе. [c.79]

При наличии тех же условий более точные данные получаются из опытов с вынужденными колебаниями, особенно в резонансных условиях. Здесь легче отделяется влияние других видов трения, исследуется их нелинейность, получаются более надежные и легко повторимые замкнутые петли гистерезиса при больших деформациях (вплоть до захода в пластическую зону), а при очень малых трение оценивается все же по измерениям самих деформаций, а не их малых разностей, более высшего порядка в методе затухающих колебаний. Искомые силы трения могут также измеряться в резонансных условиях и по величинам сил возбуждения, при возможности контроля близости к резонансам еще и путем оценки фаз колебаний. Фазы, силы и перемещения дают возможность определения рассеяния, а измерения мощности возбуждения могут дать еще дополнительные источники контрольных самостоятельных определений. Мало используемыми преимуществами являются возможности изучения промежуточных петель гистерезиса при нолигармоническом возбуждении и измерение выделяемого тепла, [c.87]

Изложен прак1ический подход к выбору основных параметров гидросистемы резонансного преобразователя. Приводятся выражения, связывающие амплитуды колебаний корпуса упорного подшипника с величиной сил возбуждения и указанными параметрами. Приводится методика выбора последних, основанная на предварительной оценке необходимого сдвига значений собственных частот исходной системы. [c.112]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...