Зубчатые Колебания резонансные

Для валов машин, в которых опасны крутильных колебания, например в приводах от поршневых двигателей, крутильная жесткость валов имеет большое значение с точки зрения предотвращения резонансных колебаний и стойкости зубчатых передач. [c.331]

Предварительно исследовались резонансные частоты и формы колебаний отдельных полумуфт, а также их демпфирование. В частотном диапазоне от 0 до 100 Гц зубчатый барабан имеет семь резонансных частот (табл. 6). Близкие значения собственных частот получаются при расчете оболочки толщиной 0,9 см и средним диаметром 57,1 см. [c.86]

Исследования колебаний муфты в сборе показывают, что резонансные частоты и формы колебаний зубчатого барабана, имеющего максимальные амплитуды колебаний на свободном конце, соответствуют модели оболочки с консольным закреплением, а формы и резонансные частоты колебаний собственно муфты примерно соответствуют модели, состоящей из двух концентричных колец, вставленных одно в другое и допускающих на поверхности контакта тангенциальное проскальзывание. Расчетные значения собственных частот такой модели отличаются не более чем на 15% от значений, полученных в эксперименте. Модель, состоящая из двух жестко связанных колец, дает расчетные частоты, более чем в два раза превышающие экспериментальные, что свидетельствует о предпочтительности модели с проскальзыванием. [c.87]

Исследовались также колебания муфты при различных удельных нагрузках в зубчатом зацеплении, определяемых как отношение статической нагрузки в стяжках к номинальной площади контакта зубьев. С увеличением удельной нагрузки резонансные частоты увеличиваются на 3- 5%, а низшая частота на 15%. [c.87]

Пики шумов в кабине при частотах колебаний около 1370, 2600 и 5400 Гц соответствовали частотам соударений в зубчатых передачах. При указанных частотах колебаний зубчатых передач возбуждались колебания мощной опорной рамы, которые в свою очередь вызывали резонансные колебания системы стрингеров с обшивкой. Большая часть шумов в кабине связана с резонансными явлениями в конструкции кабины. [c.357]

Таким образом, для определения резонансных амплитуд колебаний шестерен I ж II ступеней 4, 6, 11 — по рис. 4) редуктора по ветвям турбин высокого и низкого давления достаточно решить дифференциальные уравнения типа (14). В силу специфики структуры дифференциальных уравнений (14) отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования всех масс системы. Оказывается достаточным найти коэффициенты демпфирования лишь тех масс, амплитуды колебаний которых определяются для резонансного режима. В том случае, если зацепления колес и шестерен редуктора были бы выполнены с идеальной точностью и звенья зубчатого механизма были бы абсолютно жесткими, не наблюдалась бы неравномерность вращения колес и шестерен. Однако благодаря неизбежно возникающим при изготовлении периодическим погрешностям шага и профилей зубьев, а также вследствие деформаций зубьев под нагрузкой при работе зубчатой передачи возникают периодические нарушения равномерности вращения и, следовательно, аналогичные изменения передаваемого системой момента. Вследствие этого все вращающиеся элементы системы находятся под воздействием переменных по времени сил, которые и могут в этом случае рассматриваться как возбуждающие. [c.85]

Кроме указанных резонансных частот 1-й гармоники, могут быть также резонансные частоты 2-й, 3-й и т. д. гармоник. Отсюда видно, как много имеется частот (основных и их гармоник) вынужденных колебаний зубчатых колёс из-за неточного их изготовления. Вследствие упругости зубьев, поперечной и крутильной упругости валов и т. д. могут возникать собственные колебания зубчатых колёс и связанных с ними деталей или лишённых рёбер участков корпуса передачи также с многими различными частотами. В связи с этим трудно избежать, особенно в быстроходных передачах, резонанса колебаний или близости их к резонансу из-за неточности зубчатых колёс. Поэтому необходимо стремиться изготовлять быстроходные зубчатые колёса с такой точностью в шаге и в профиле зубьев, при которой даже при резонансе колебаний шум и динамические нагрузки не были бы чрезмерными. В среднескоростных передачах для этой цели обычно бывает достаточно не допускать больших местных накопленных ошибок и кратности гк к 2ш. [c.292]

Если для какой-либо формы резонансных колебаний окажется, что в зубчатых передачах +i > следует изменить [c.288]

Поло.мки зубчатых колес могут быть связаны также с резонансными колебаниями ободьев и дисков колес [14]. [c.174]

Энергетический спектр ускорений необрессоренных частей включает постоянную составляющую типа белого шума на всех частотах и значительное число узкополосных составляющих, соответствующих резонансным колебаниям КМБ от действия неровностей пути и зазоров в зубчатом зацеплении. Заметное накопление энергии наблюдается на частотах 40 и 80 Гц, связанных соответственно с третьей и четвертой формами изгибных колебаний оси колесной пары. Высокая дисперсия колебательного процесса наблюдается на частотах около 6 и 11 Гц, связанных с крутильными колебаниями элементов ТЭД. [c.53]

Повышение амплитуд колебаний под действием возмущающей силы может вызвать на частотах, близких к резонансным, напряжения, превышающие предел прочности (выносливости) для деталей и их поломку. Более того, расходуемая на колебания энергия снижает передаваемую мощность и КПД конструкции. Вибрация деталей передач (зубчатых колес, валов, подшипниковых узлов) является причиной снижения точности машины и появления шума. [c.17]

В качестве материалов для вибровозбудителей высокочастотных упругих колебаний применяется промышленная пьезокерамика обладающая высокой добротностью (например, марок ПКР-Ю, ЦТС-23, ПКР-22 М). Еще большее повышение добротности упругой системы головки дает применение волноводов специальной формы (концентраторов колебаний). На рис. 6.7 приведена конструкция сенсорной головки со ступенчатым концентратором, обладающим наибольшим усилением [А. с. 819567 (СССР)]. Пьезоэлектрический преобразователь 1 с осевой поляризацией и волновод 2 представляют собой единую колебательную систему, соединенную с корпусом 3 головки посредством подвижного торцового зубчатого соединения, при этом средняя линия зацепления проходит через узел продольных резонансных колебаний волновода (рис. 6.7, а, б). В режиме измерения [c.191]

В головке предусмотрен режим восстановления положения наконечника относительно корпуса, когда происходит отклонение наконечника от вертикального положения и зацепление торцовой зубчатой пары нарушается. В этом режиме управляюш,ее устройство 5 задает частоту колебаний генератора 4, соответствующую второй форме резонансных колебаний упругой системы головки, при которой в зоне зацепления торцовой зубчатой пары происходят колебания с амплитудой (рис. 6,7, е), способствующие возврату наконечника в исходное положение с погрешностью не более 0,1 мкм. [c.192]

Из анализа экспериментальных данных следует, что причиной крутильных резонансов при /д до 5 Гц являются входной подшипник и первая зубчатая пара редуктора и резонанс на оборотной тастоте. Это следует учитывать при выборе скоростного режима испытаний, так как низкая собственная частота дает воз-мoн нo ть диагностирования и в резонансных режимах, что упрощает разделение источников колебаний. [c.94]

На основании результатов расчета частот и форм собственных колебаний mojkho сделать некоторые предварительные выводы относительно интенсивности развивающихся в системе колебаний. При известных источниках и спектре частот возбуждения колебаний, основными из которых в редукторе являются погрешности изготовления и монтажа зубчатых колес, определяются возможные резонансные режимы в рабочем диапазоне оборотов. Так как для систем с малыми потерями, к которым относится редуктор, различие в с )ормах вынужденных и свободных колеба- [c.72]

Для суждения о возможных погрешностях данного метода он был использован при расчете экспериментальной модели зубчатого барабана. Модель выточена из сварной стальной заготовки и состоит из цилиндрической обечайки (R = Ъ0 мм, Н = 2,1, I = 159 мм), к которой приварено дно в виде кольцевой пластины Лр = 2 мм, зажатой на плите по радиусу = 60 мм-Другой край оболочки свободен и возбуждался с помощью электродинамического вибратора, усилие которого направлено по диаметру. На противоположном конце этого диаметра был установлен пьезоакселерометр, измеряющий радиальные колебания оболочки. Результаты измерений фиксиро-валиеь самописцем (рис. 2). Против резонансных пиков указано т — число волн по окружности, определенное е помощью пьезоакеелерометров, которыми измеряли радиальную составляющую ускорения вдоль окружности. Форма резонансных колебаний определялась также датчиками, расположенными вдоль образующей цилиндра. [c.26]

М. Д. Генкин, С. Я- Тайчер. К вопросу о возможности снижения уровня продольных резонансных колебаний судовых валопроводов.— Сб. Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми передачами . Изд-во Наука , 1971. [c.101]

Приведенные примеры характерны тем, что в обоих случаях элементы, возбуждающие колебания (зубчатая муфта между турбиной и редуктором и зубчатая пара второй ступени), и элементы, на которых развиваются интенсивные резонансные колебания (шестерня II ступени и ротор турбины), разделены торсионом, который обычно рассматривается как слабая связь, играющая роль фильтра, изолирующего обе части системы, расположенные по разные стороны от торсиона. Порядок обнаруженных собственных частот показывает, что они лежат значительно выше области частот, определяемых образованием узлов на участках соединительных валов, и обусловливается, по всей вероятности, податливостями участков, включающих зацепления. Следует отметить, что в описываемом случае исследовались лишь крутильные колебания, возникающие в системе. Обнаруженные при экспериментах режимы повышенных вибраций и достаточно четко вырисовывающиеся резонансные кривые еще раз подтверж дают актуальность расчетного предсказания собственных резонансных частот системы и построения амплитудно-частотных характеристик колебаний рассматриваемых систем. [c.89]

На рис. 5 представлен пример такой записи при внешнем возбуждении F (t) (д = 2,5 0 = 0,2 Тз), изменении Сз (t) по варианту 2 и при постоянных коэффициентах демпфирования. На рис. 6 сопоставлены амплитудно-частотные характеристики поперечных (a i) и крутильных (г/) колебаний зубчатых колес, полученные как при раздельном, так и при общем воздействии на систему двух источников возбуждения. Здесь пунктирные линии соответствуют параметрическим колебаниям, обусловленным изменением жесткости Сз (t) по варианту 3 при Tj = 0,1 Тз, штрих-пунктирные линии — вынужденным колебаниям под действием возбуждения F (f) при q = 2,5 (0 = 0,27 з) сплошные линии соответствуют суммарным амплитудам колебаний. Индексы резонансных частот со,-у соответствуют г-й собственной частоте системы и/-й гармонике нересопряжения зубьев. Подробный анализ результатов решения рассматриваемой задачи дается в [3]. [c.42]

Отстройка от резонансных режимов — наиболее эффективный метод снижения виброактивности зубчатых передач. Однако эффективность этого широко распространенного в технике метода применительно к зубчатым передачам существенно зависит от степени взаимосвязанности колебаний элементов по различным формам. В слож- [c.115]

O HOBiHbiM источником шума ГТУ является вход в компрессор, где звук (обычно высокочастотной части спектра звуковых колебаний) состоит из основного тона и гармоник, обусловленных числом лопаток в венцах и скоростью вращения. Кроме того, источниками шума являются выхлоп, шум которого занимает широкую полосу частотного спектра звуковых колебаний собственно газовые турбины, шум которых в значительной степени обусловлен резонансными колебаниями патрубков, корпуса и любой неуравновешенностью вращающихся деталей зубчатые передачи — редукторы. Значительный шум главным образом связан с воздушными потоками внутри компрессоров, камер старания, в трубах и патрубках [c.38]

Конечно, на самом деле движения не являются вполне независимыми. Дан<е малая масса оказывает некоторое обратное воздействие на большую массу, которая возбуждает колебания первой. В действительности кинематическое возбуждение возможно, когда ни одна из масс не мала. Предположим, например, что гребной винт судна приводится в движение паровой турбиной. Скорость вращения турбины выше, чем скорость вращения гребного винта эта разница скоростей создается посредством пары зубчатых колес, находящихся в зацеплении и устаповлеп-ных в корпусе редуктора. Если одно из зубчатых колес изготовлено неточно или слегка перекошено относительно вала, то при вращении системы возникнут крутильные колебания валов. Эти колебания накладываются на вращение с постоянной скоростью, обеспечивающее поступательное движение судна. Такие колебания уже рассматривались выше, и легко понять, что развитие интенсивных колебаний возможно в резонансном режиме. Именно в системах такого рода (хотя чаще на суше, чем в море) и имели место поломки, показанные на фото IV, а. [c.65]

Увеличение жесткости упругого венца зубчатого колеса привело к заметному уменьшению амплитуд динамических усилий в тяговом редукторе, и по этому важному показателю качества системы целесообразно отказаться от УСЗК в приводе. Причем рост АЧХ колебаний фланца муфты наблюдается на нескольких резонансных для системы частотах, одновременно возрастают и динамические напряжения в торсионном валу. [c.88]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...