Вынужденные колебания крутильные —

ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ КРУТИЛЬНЫХ СИСТЕМ [c.71]

Вынужденные колебания крутильных [c.375]

Чем сильнее пытаться крутить рамку, тем быстрее маховик прецессирует. Эта мягкая зависимость между моментом и скоростью легла в основу так называемого гироскопического прогрессивного вариатора (рис. 42). Двигатель приводит маховик 6 посредством гибкого вала 1 во вращение и одновременно с помощью рычажного механизма 2, 3, 4 ось маховика приводится в колебательное движение. Гироскопический момент вызывает колебания ос маховика с той же частотой, но в плоскости, перпендикулярной вынужденным колебаниям. Крутильные колебания от гироскопического момента улавливаются двумя обгонными муфтами 5, выпрямляются ими и подаются на ведомый вал в виде мягких импульсов. [c.140]

Данные теоретических и экспериментальных исследований показывают, что прн резонансе форма вынужденных колебаний крутильной системы близка к форме свободных колебаний (рис. 301) и при равенстве в любой. момент времени действующих иа каждую массу с истемы возмущающих моментов и моментов сил сопротивления амплитуды вынужденных угловых колебаний масс а,п пропорциональны амплитудам свободных колебаний тех же масс а,-. [c.83]

Силы, периодически изменяющиеся по величине или направлению, являются основной причиной возникновения вынужденных колебаний валов и осей. Однако колебательные процессы могут возникать и от действия постоянных по величине, а иногда и по направлению сил. Свободное колебательное движение валов и осей может быть изгибным (поперечным) или крутильным (угловым). Период и частота этих колебаний зависят от жесткости вала, распределения масс, формы упругой линии вала, гироскопического эффекта от вращающихся масс вала и деталей, расположенных на валу, влияния перерезывающих сил, осевых сил и т. д. Уточненные расчеты многомассовых систем довольно сложны и разрабатываются теорией колебаний. Свободные (собственные) колебания происходят только под действием сил упругости самой системы и не представляют опасности для прочности вала, так как внутренние сопротивления трения в материале приводят к их затуханию. Когда частота или период вынужденных и свободных колебании со- [c.286]

Второй член в правой части этого равенства выражает вынужденные крутильные колебания. Амплитуда h и начальная фаза р этих вынужденных колебаний, согласно сказанному в 3 главы И, определяются по формулам [c.347]

Задача 309. Шар веса Р и радиуса г совершает крутильные колебания на двух последовательно соединенных упругих проволоках (см. рисунок) j — коэффициент упругости верхней проволоки, — нижней проволоки. К шару приложена пара сил с вращающим моментом =/Ид sin ш7, где /Ид и ш постоянны. Момент силы сопротивления движению пропорционален угловой скорости шара т% = — 3вынужденных колебаний шара. Ось 2 направлена вдоль упругих проволок. [c.236]

Задача 1326 (рис. 722). Диск радиусом R укреплен на конце упругого горизонтального вала, заделанного на другом конце, и совершает вынужденные крутильные колебания под действием возмущающего момента M = Hs npt. К диску в его верхней точке шарнирно прикреплен астатический маятник с точечной массой т и длиной /, удерживаемый спиральной пружиной, не показанной на рисунке. Считая, что при вертикальном положении маятника пружина не напряжена, и пренебрегая трением, определить жесткость пружины, необходимую для того, чтобы маятник служил динамическим гасителем (т. е. чтобы амплитуда вынужденных колебаний диска была равна нулю). Найти также наибольший угол отклонения маятника относительно диска. [c.474]

Определить момент инерции крайнего диска J2, являющегося гасителем вынужденных колебаний первого диска, возникающих при действии на этот диск возмущающего момента Л1 = 320 sin 200 t (н-м), а также амплитуду крутильных колебаний крайнего диска и частоты главных колебаний системы с виброгасителем. Жесткость на кручение первого участка вала q = 2 10 н-м, а второго участка — j = 8-108 н-м. [c.135]

Совпадение частот свободных и вынужденных колебаний системы является причиной появления резонансных крутильных колебаний. [c.135]

Дифференциальные уравнения вынужденных колебаний любой системы дисков отличаются от дифференциальных уравнений их свободных крутильных колебаний наличием в правой части этих дифференциальных уравнений возмущающих моментов, приложенных к дискам [c.191]

Для предупреждения резонансных колебаний необходимо подбирать параметры валопровода так, чтобы рабочее число оборотов двигателя было достаточно далеко от критического числа оборотов. В реальных условиях вынужденные крутильные колебания вала сопровождаются действием сопротивлений. Однако в случаях, достаточно далеких от резонанса, эти сопротивления незначительно влияют на величину амплитуды вынужденных колебаний, а потому их влиянием обычно пренебрегают. В случае же резонансных колебаний действительные значения амплитуд этих колебаний можно определить лишь с учетом влияния сопротивлений. [c.192]

Тонкостенный стержень, поперечное сечение которого имеет одну ось симметрии, совершает установившиеся вынужденные колебания, вызванные продолжительным действием на стержень поперечной нагрузки q и крутильных моментов т, изменяющихся во времени по закону [c.178]

Интегральный метод вынужденных колебаний применяют для определения модуля упругости материала по резонансным частотам продольных, изгибных или крутильных колебаний образцов простой геометрической формы, вырезанных из изделия, т. е. при разрушающих испытаниях. Последнее время этот метод используют для неразрушающего контроля небольших изделий абразивных кругов, турбинных лопаток. Появление дефектов или изменение свойств материалов определяют по изменению спектра резонансных частот. Свойства, связанные с затуханием ультразвука (изменение структуры, появление мелких трещин), контролируют по изменению добротности колебательной системы. Интегральный метод свободных колебаний используют для проверки бандажей вагонных колес или стеклянной посуды по чистоте звука. [c.102]

Вынужденные колебания билинейной системы, возмущенной П-образ-ным импульсом, в уравнении колебаний двухмассовой крутильной системы [c.53]

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]

Методы расчета крутильных колебаний силовых установок с линейными и нелинейными муфтами (в последнем случае — гра-фо-аналитические методы) рассмотрены в работе [107]. В работе [49 ] задача о вынужденных колебаниях систем с нелинейными муфтами решается по методу Б. Г. Галеркина [91] с использованием цепных дробей по В. П. Терских [107]. В указанных работах основное внимание уделено построению частотных характеристик систем и анализу этих характеристик, что используется для подбора опти мальных динамических параметров муфт. [c.211]

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

Тогда дифференциальные уравнения вынужденных колебаний системы, написанные для эквивалентной схемы расчета крутильных колебаний примут следующий вид [c.115]

Приближенный аналитический метод расчета амплитуд свободных и вынужденных колебаний с учетом р Р. При исследовании влияния параметров муфты на развитие крутильных колебаний использовался общий графический метод В. П. Терских. Этот метод является трудоемким при расчетах колебаний с учетом пе- [c.241]

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]

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]

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]

В храповых стопорных механизмах двустороннего действия (храповых тормозах, рис. 98, а), характер крутильных колебаний будет отличаться от колебаний механизмов одностороннего действия, так как при колебаниях ведомой системы храповой останов двустороннего действия обладает одинаковой упругой податливостью как при вращении в одну сторону, так и в другую. Поэтому в кинематической цепи с храповым устройством двустороннего действия возможны крутильные колебания с переходом через нуль и при условиях близких к резонансу, нагрузки могут достигать довольно значительной величины, определяемой по формуле (402). Поэтому для устранения чрезмерно больших динамических нагрузок и повышения выносливости рабочих поверхностей и в этом случае необходимо подобрать жесткость так, чтобы обеспечивалось условие р ф ы или в общем виде (р ф ка,). Если учесть, что под действием демпфирования собственные колебания быстро затухают и остается только установившийся процесс вынужденных колебаний, постоянно поддерживаемый действием возмущающего момента, то второй член уравнения (401), будет равен нулю. Тогда уравнение примет вид [c.181]

Механизмы обгона машинных агрегатов могут испытывать динамическую нагрузку как в период неустановившегося движения (пуска и остановки), так и в период установившейся работы. В первом случае эти нагрузки при наличии больших движущихся масс достигают, по сравнению со статическими нагрузками, довольно больших значений. При установившемся движении машинного агрегата имеют место крутильные колебания, вызывающие динамические нагрузки, которые при определенном соотношении частот собственных и вынужденных колебаний достигают довольно значительной величины. [c.206]

Валы поршневых двигателей и некоторых турбомашин, к которым присоединены сосредоточенные массы в виде дисков, гребных винтов, кривошипно-шатунных и других механизмов, подвергаются периодическим крутящим воздействиям и совершают вынужденные крутильные колебания. В связи с этим возникает необходимость расчета частот собственных колебаний и амплитуд вынужденных колебаний как в нерезонансной области, так и непосредственно при резонансе. При определении частот собственных колебаний и амплитуд вынужденных колебаний а нерезонансной области силы сопротивления трения не имеют существенного значения и не учитываются. При определении амплитуд колебаний при резонансе силы сопротивления, наоборот, весьма существенны н должны учитываться, так как при их отсутствии амплитуды колебаний неограниченно возрастали бы во времени. [c.359]

Электрическое моделирование крутильных колебаний применяется при расчете частот собственных колебаний и определении вынужденных колебаний сложных разветвленных систем. Этот метод дает возможность произвести выбор наивыгоднейшего порядка зажи- [c.391]

Крутильные и продольно-крутильные колебания системы. Под действием изменяющегося во времени крутящего момента ротор способен совершать вынужденные колебания. Как упругая система он обладает определенным спектром собственных частот и форм крутильных колебаний. Этот спектр зависит от динамических свойств рабочих колес, которые совершают колебания, являясь органической частью всей системы. [c.153]

Вынужденные колебания происходят от дисбаланса и расцентровки ротора. Возможны также случайные факторы, возбуждающие вибрации, как, например, крутильные колебания при коротком замыкании. Наконец, возможны колебания роторов под влиянием нестационарных гидродинамических сил в подшипниках и аэродинамических сил в рабочих колесах. Колебания последнего типа свойст- [c.34]

При внезапном приложении пульсирующей нагрузки к упругой системе, каковой является валопровод турбины и генератора, в системе возникают свободные и вынужденные крутильные колебания. Свободные колебания представляют собой сумму бесконечного числа гармоник с собственными частотами системы. Вынужденные колебания происходят с частотами (о и 2 . Свободные и вынужденные колебания с течением времени затухают, что обусловлено наличием в системе внешних и внутренних сопротивлений, к которым относятся внутреннее трение в материале валопровода, аэродинамическое трение дисков и лопаток турбины и трение в подшипниках. В расчетах крутильных колебаний эти сопротивления не учитываются. Рассеивание энергии в активных сопротивлениях цепей генератора также способствуют затуханию вынужденных колебаний. [c.311]

Параметрические явления при вынужденных колебаниях косозубых зубчатых также можно изучать на АВМ сведением пары колес (рис. 2) к системе с сосре- ° )ченными параметрами [14, с. 111]. Динамическая модель зубчатой пары должна ци вать поперечные (х,) и крутильные (ф ) колебания колес система дифференциальных уравнений, описывающих эти колебания колес, имеет вид [c.93]

Фильтр крутильных колебаний схематизируется в виде длинного вала с насаженными на него дисками. Считая заданным закон движения левого диска в форме = до sin oi, определить вынужденные колебания системы и вычислить амплитуды колебаний отдельных дисков. Моменты инерции дисков /, жесткости участков вала между дисками одинаковы и равны с. Исследовать полученное решение и показать, что система является фильтром низких частот. [c.430]

Однородный диск массой закреплен на упругом стержне ООх (рис. 178) и может совершать крутильные колебания вокр>т вертикальной оси. По ободу диска движется точка М массой otj по закону MqM = = s = asin ot. Найти вынужденные колебания диска, если стержень закручивается на один радиан при статическом действии приложенной к концу О пары сил с моментом с mi — i кг, = 0,4 кг, а = 1 см, г = 20 см, (О =14 рад/с, с = 80 Н-см/рад. [c.209]

Опубликовано много других примеров использования свободных колебаний и элементарной теории для определения комплексных характеристик монолитных и композиционных материалов. Так, Шрагер и Кери [99] применили крутильные колебания для изучения влияния температуры на характеристики бороэпоксидных волокнистых композитов, а Сираковски с соавторами [105] использовали свободные и вынужденные колебания консольных балок из армированного частицами алюминия [c.181]

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]

Матричные методы делают расчет более наглядным. Преимущества их известны из других отраслей науки, например, из теории электрических контуров. В теории колебаний заслуживают в этом отношении особого внимания последние работы X. Фурке [77], [186]. В целях большего упрощения и учитывая потребности повседневной практики, применим матричные методы к расчету крутильных колебаний, причем ограничимся исследованием только установившихся вынужденных колебаний. [c.270]

В последнее время для гашения крутильных колебаний часто применяют различные соединительные муфты с нелинейными характеристиками жесткости. Колебание систем, которые содержат элементы с нелинейными характеристиками, кардинально отличается от колебаний линейных систем прежде всего тем, что при вынужденных колебаниях появляются дополнительные гармоники перемещений, причем более высокие и более низкие, чем те, которые имеют возбуледающие силы и моменты. Кро.ме того, при нелинейности системы значительно сложнее определить устойчивость движения, которая в этом случае исследуется, обычно, приближенно, причем иногда бывает достаточно приближенно учитывать только одну (главную) гармонику. Имеется несколько приближенных методов исследования вынужденных колебаний нелинейных систем [171], [189]. Мы остановимся на методе Г. Швейссингера [187]. [c.342]

Рассмотрена методика расчета свободных и вынужденных колебаний с учетом изгибной жесткости зубье и проскальзывания в шлицевых соединениях. 11ри-ведепы результаты расчета крутильной и радиальной динамических податливостей. [c.114]

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]

КОЛЕБАНИЯ (вынужденные [возникают в какой-либо системе под влиянием внешнего воздействия переменного пружинного маятника (характеризуется переходным режимом и установившимся состоянием вынужденных колебаний резонанс выявляется резким возрастанием вынужденных механических колебаний при приближении угловой частоты гармонических колебаний возмущающей силы к значению резонансной частоты) электрические осуществляют в электрическом колебательном контуре с включением в него источника электрической энергии, ЭДС которого изменяется с течением времени] гармонические относятся к периодическим колебаниям, а изменение состояния их происходит по закону синуса или косинуса затухающие характеризуются уменьшающимися значениями размаха колебаний с течением времени, вызываемых трением, сопротивлением окружающей среды и возбуждением волн когерентные должны быть гармоническими и иметь одинаковую частоту и постоянную разность фаз во времени комбинационные возникают при воздействии на нелинейную колебательную систему двух или большего числа гармонических колебаний с различными частотами кристаллической решетки является одним из основных видов внутреннего движения твердого тела, при котором составляющие его частицы колеблются около положений равновесия крутильные возршкают в упругой системе при периодически меняющейся деформации кручения отдельных ее элементов магнитострикционные возникают в ферромагнетиках при их намагничивании в периодически изменяющемся магнитном поле модулированные имеют частоту, меньшую, чем частота колебаний, а также определенный закон изменения амплитуды, частоты или фазы колебаний неавтономные описываются уравнениями, в которые явно входит время некогерентные характерны для гармонических колебаний, частоты которых различны незатухающие не меняют свою энергию со временем нормальные относятся к гармоническим собственным колебаниям в линейных колебательных системах [c.242]

Процольные и крутильные колебания при поперечном возмущении. При поперечных свободных или вынужденных колебаниях с частотой of или (Og продольное распорное усилие при малых амплитудах поперечных колебаний (<0,1 Я) [c.49]

Более точные исследования [23] показывают, что рассмотрение эквивалентного бруса вместо винтового стержня для продольных, крутильных и поперечных колебаний при целом числе полувитков дает погрешность порядка tg г з при определении собственных функций и порядка tg ijj при определении собственных частот для дробного числа полувитков погрешность частоты имеет порядок tgxjj. Вынужденные колебания под действием продольной или поперечной периодических сил, а также крутящего момента, взаимосвязаны и обнаруживают резонансные свойства в любом направлении, независимо от вида возмущения. При несовпадении направлений возмущения и движения порядок амплитуды колебаний равен tg г з. [c.58]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...