Изгибные Частоты собственные низши

Звукопровод обычно используется в режиме, когда диапазон рабочих частот находится намного выше его низшей резонансной частоты. В самом деле, при длине / = 0,5 м стального звукопровода, закрепленного на одном конце и свободного на другом, низшая частота собственных продольных колебаний составит =с 1А1 = Е1 р) / 4/, или 2515 Гц. Если диапазон регистрации занимает полосу частот от 100 до 200 кГц, то при передаче сигналов возбуждаются нечетные гармоники основной частоты с номерами от 40 до 80. Еще более высокие номера гармоник наблюдаются для изгибных нормальных волн, основная частота которых может составлять единицы герц. [c.119]

Это допущение однако приемлемо лишь после предварительной проверки отсутствия совпадения частот низших гармоник возбуждающих сил с какой-либо собственной частотой изгибных и крутильных (вокруг осей X и V) колебаний зубчатых колес на валах. В случае резонанса роль таких колебаний может быть весьма существенной. [c.247]

Менее известны электромеханические ФВП с упругими колебательными системами в виде струн, мембран, пластин, оболочек. Струнные ФВП представляют собой конструктивно обособленные узлы или устройства, включающие механический резонатор с линейным одномерным распределением масс (т. е. струну) и встроенные элементы систем возбуждения и регистрации его колебаний — магниты, электроды и т. д. Как правило, струнные ФВП осуществляют преобразование силы натяжения струны в частоту одной из форм (обычно — низшей) ее собственных изгибных колебаний. На базе струнных ФВП созданы такие приборы, как датчики кажущихся ускорений (акселерометры), датчики давлений, датчики малых перемещений и др. [c.444]

При выборе расчетной схемы для решения задачи о вынужденных колебаниях груза, укрепленного на упругой консольной балке, имеются особенности. Простейшей расчетной схемой может быть система с одной степенью свободы в виде точечной массы, подвешенной на невесомой упругой балке. Схема соответствует низшей (основной) частоте свободных колебаний, которая в данном случае будет определена с завышением. Уточнить основную собственную частоту можно путем присоединения к массе груза части массы балки и учета момента инерции груза относительно оси, проходящей через нейтральную линию балки. Если необходимо учитывать изгибные колебания балки с боле высокими собственными частотами, то в основу расчета надо положить уравнения поперечных колебаний упругой балки. Для длинной балки в уравнениях можно не учитывать перерезывающие силы и моменты инерции поперечных сечений балки [c.13]

Карданная передача рассчитывается на критическую частоту вращения, при этом определяется низшая собственная частота изгиб-ных колебаний вала с распределенной массой на двух опорах [16 1-Следует подчеркнуть, что методы расчета вынужденных изгибных колебаний применительно к трансмиссии автомобиля практически не разработаны. [c.104]

Для собственных частот колебаний второй формы (п == 1), показанных на рис. 4(a) — (d), влияние крутильной и изгибной жесткостей на одинаково, в чем нетрудно убедиться, подставив значение п = 1 в уравнения (28) — (32). Частота колебаний чрезвычайно чувствительна к увеличению низших значений этих жесткостей. В отличие от первой формы колебаний в этом случае уменьшение значений вызванное увеличением параметра усиливается с возрастанием изгибной или крутильной жесткостей. Устремив жесткость внутреннего шпангоута к бесконечности, мы перейдем к колебаниям абсолютно жесткого кольца относительно одной из его диаметральных осей, и как нетрудно видеть, увеличение безразмерного момента инерции его поперечного сечения снижает собственные частоты колебаний системы. [c.26]

Приведенные данные позволяют лишь приближенно определить собственные частоты низших форм изгибных колебаний лопаток. Для более точных расчетов применяются специальные методы. [c.268]

И вал начинает стучать в свои упоры. Если скорость вращения будет возрастать, то дребезжание и грохот не прекращаются до тех пор, пока вал не пройдет через вторую низшую собственную частоту (определяемую другим значением изгибной жесткости). Между двумя указанными значениями критических скоростей вращения лежит область неустойчивости, и вал вращается спокойно только вне этой области (рис. 59). [c.150]

Метод Рэлея может быть использован для приближенного определения низшей собственной частоты любой системы с распределенными параметрами — не только балок, совершающих изгибные колебания, но и стержней при их продольных или крутильных колебаниях, а также — с соответствующей модификацией — рамных конструкций, пластин и оболочек. [c.33]

Согласно этой теореме, истинное значение низшей собственной частоты всегда меньше, чем приближенное значение частоты, вычисленное энергетическим способом. Докажем эту теорему для изгибных колебаний, совершенно аналогично она доказывается и для других видов колебаний. [c.221]

Изгибные колебания тонких дисков удобно использовать для идентификации типов колебаний, соответствующих всему измеренному спектру собственных или резонансных частот. В силу относительно невысокой изгибной жесткости тонких пластин две низшие моды изгибных колебаний обычно имеют собственные частоты, меньшие частот, соответствующих другим модам. Поэтому можно рекомендовать по двум измеренным низшим частотам колебаний дисков вычислить ориентировочные значения характеристик упругости, по ним рассчитать весь интересующий участок спектра собственных частот, по которому можно определить уточненные значения характеристик упругости, а также степень их неоднородности. Точное определение свойств материала при изгибных колебаниях затруднено сильной зависимостью собственных частот от толщины,, вследствие чего при малых размерах образцов непараллельность плоских поверхностей может привести к заметным погрешностям вычислений. Последнее особенно важно для керамических образцов. [c.76]

Переходя к обзору результатов исследований поведения многосвязных оболочек, остановимся прежде всего на работах, посвященных изучению влияния трещин различного типа на напряженно-деформированное состояние цилиндрических труб. Димарогонас [78] рассмотрел задачу об устойчивости длинной трубы (кольца), находящейся под действием внешнего давления. Считалось, что труба имеет продольную щель с глубиной,, не пр-ёвышающей толщину стенки. В работе получено трансцендентное уравнение для критического давления, решение которого представлено в функции от глубины трещины. Автором получены также формы потери устойчивости трубы с внутренними и наружными трещинами. На основе проведенной работы делается вывод о том, что трещины приводят к значительному понижению устойчивости труб. Следует отметить, что сегодня весьма актуальной является пробл ема влияния трещин на динамические параметры элементов несущих конструкций. Исследованию такой задачи посвящена работа Дитриха [79]. В ней приведены результаты исследования изменения собственных частот и форм колебаний труб при появлении различных трещин в сварных щвах. Теоретический анализ выполнен с помощью метода конечных элементов. В работе приведены полученные с помощью ЭВМ графики изменения частот восьми низших тонов изгибных колебаний трубы в зависимости от длины трещины. Соответствующие этим частотам формы колебаний представ- лены в трехмерной форме. [c.301]

В работе В. Г. Ключниковой [2.18] (1966) трехмерная динамическая задача для слоя бесконечной протяженности приводится к двумерной методом степенных рядов. Полученные аппроксимации перемещений затем применяются для определения низшей частоты собственных изгибных колебаний-квадратной плиты со свободными краями. [c.162]

Систематические исследования спектров сигналов работающих реакторов показали, что для каждого реактора могут быть идентифицированы одни и те же моды колебаний - маятниковые, изгибные и вертикальные колебания сосудов, стержней и пластин. Отношения высот пиков, соответствующих этим модам, и частоты пиков различаются от реактора к реактору, но для одного и того же реактора могут служить диагностическими признаками его состояния. Измерения с помощью датчиков, установленных на крышке корпуса реактора показали, что спектр колебаний соответствует собственным частотам корпуса с внутрикорпусными устройствами, компонент циркуляционных контуров, а также максимумам спектра возбуждения, основными источниками которого являются циркуляционный насос и флуктуации давления в турбулентном потоке теплоносителя. Обнаружены колебания с частотой 25 Гц, обусловленные несбалансированностью в насосах. Низшая частота пульсаций давле -ния составила около 5 Гц. Частоты собственных колебаний элементов и оборудования состав.ияют для циркуляционных насосов 25...50 и 2000...3000 Гц для сборок твэлов 0,3...20 Гц корпусов энергетических реакторов 1,5...35 Гц труб теплообменников 400... 500 Гц лопаток насосов 400... 500 Гц. На рис. 11.2 представлен низкочастотный участок спектральной плотности колебаний, полученной на верхней крышке энергетического реактора. [c.258]

Донг [811 получил решение уравнений обобщенной теории Доннелла, определяющее собственные частоты цилиндрических оболочек с произвольным набором ортотропных слоев и с различными граничными условиями. Узловые линии, так же как и в изотропных оболочках, образуют прямоугольную сетку. Берт и др. [37] рассмотрели аналогичную задачу на основе более точной теории первого приближения Лява. Найденные ими значения частот в общем достаточно хорошо согласовались с рерчльтатами Донга, за исключением низших частот, которые у Донга оказались завышенными. В работе Берта и др . на примере двухслойной ортогонально-армированной цилиндрической оболочки из боро-пластика проиллюстрировано влияние эффекта связанности мембранных и изгибных деформаций. Рассматривались также различные ортогонально-армированные структуры, включающие три слоя одинаковой толщины. Было установлено, что поведение оболочек, армированных по схемам О—К—О и О—О—О (О соответствует слою, уложенному в осевом направлении, К — слою, уложенному в кольцевом направлении), почти не различается. Также Мало отличаются друг от друга оболочки, армированные по схемам К—К—О и К—К—К. При всех четырех схемах армирования оболочка имеет,примерно одинаковую собственную частоту, соответствующую первому тону колебаний в осевом направлении и второму (п = 2) в окружном. При п = 1 армирование по схемам О,—О—О и О—К—О приводит к более высоким значениям частоты, а при относительно более высокие значения [c.239]

В этом эксперименте кольцевая изгибная жесткость определялась динамическим методом, суть которого состоит в определении собственной частоты колебаний исследуемой системы и пересчете найденной частоты в жесткость. Оболочка устанавливалась в горизонтальном положении на столе электродинамического вибратора ВЭДС-400, оболочка закреплялась между двумя призмами (рис. 2). Собственная частота колебаний такой системы определялась как частота резонанса, соответствующего эллиптической деформации поперечного сечения оболочки. Расчет низших собственных частот производился по формуле [c.215]

В табл. 9 приведены коэффициенты а/, с помощью которых по формуле (27) определяют низшие собственные частоты изгг.бных колебаний стержней с упругими опорами и собственные частоты изгибных колебаний стержней с дополнительными сосредоточенными массами. [c.299]

Левые части систем (352) и (355) имеют члены с переменными периодически меняющимися коэффициентами, то есть напоминают уравнение Хилла. Поскольку в нашем случае низшая собственная частота изгибных колебаний по меньшей мере на порядок выше частоты изменения продольной силы Р (/), то не имеет смысла рассматривать случай параметрического возбуждения колебаний. 204 [c.204]

J. Bardu i и G. Pisent [1.105] (1955) привели результаты опытного определения двух низших собственных частот изгибных колебаний стержней прямоугольного сечения. Результаты сравниваются с данными, вытекаюш,ими из теории Тимошенко. Стержни были изготовлены из стали и алюминия, а отношение высоты к длине варьировалось от 0.017 до 0.125. Полученные данные показали, что влияние деформаций сдвига и инерции вращения меньше, чем предсказывает теория. [c.98]

Для отстройки от резонансов важно уже на стадии проектирования правильно определять собственные частоты колебаний лопаток, особенно первую (низшую) частоту изгибных колебаний, связанную с деформацией лопаткн относительно оси минимальной жесткости. [c.285]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...