Частоты Прогибы

Изгиб валов и поворот дисков колес вокруг осей X п Y вызываются исключительно усилиями в зацеплении, величина которых определяется крутильными колебаниями в системе. Поскольку при указанном выше соотношении частот прогибы валов и углы поворота дисков колес относительно осей X и Y связаны с действующими усилиями статическими зависимостями, они будут прямо пропорциональны разности переносных углов поворота колес вокруг оси Z, определяющей усилие в зацеплении, т. е. будут справедливы следующие зависимости [c.247]

Критическая частота вращения (мин" делена по статическому прогибу [c.61]

Из этого уравнения видно, что прогиб вала w быстро увеличивается с приближением значения угловой скорости вращения вала <о к собственной частоте поперечных колебаний вала. Критическая [c.549]

Поскольку в рассмотренном случае форма колебаний балки принята была приближенно в виде синусоиды, то формула (20.150) дает приближенное значение частоты. Когда же известна действительная форма W (х) колебаний, то формула (20.150) дает точное значение частоты. Вообще же уравнение функции прогиба w (х) заранее не известно и им обычно приходится задаваться. При выборе формы кривой необходимо стремиться отразить хотя бы примерно форму колебаний и соблюдать граничные условия задачи (в нашем случае условия на опорах). [c.582]

Спроектированная конструкция должна удовлетворять одному ограничению, наложенному на ее поведение должно быть задано значение некоторого скаляра Ф, представляющего соответствующую особенность поведения конструкции. Так, например, Ф может представлять статический или динамический прогиб, нагрузку выпучивания или собственную частоту. [c.73]

Примеры. 1. Пусть статический прогиб балки под действием веса стоящего на ней мотора равен 6о- Тогда из примера, рассмотренного ранее (см. стр. 363), следует, что период и частота собственных колебаний балки (если пренебречь ее массой) будут соответственно [c.374]

Q = 80 а собственная частота коле- з м ] 3 м баний упругой системы равна (0 = 100 с При работе двигателя весом С = 5 кН возникает центробежная сила инерции =900 Н. Жесткость балки с = 10 кН/см, допустимый прогиб [/] = //1 ООО. [c.216]

Пример. Нагрузка па подшипник Р = 2200 кгс, частота вращения п = = 500 об/мнн, диаметр шипа d — 150 мм. ширина вкладыша Ь = 150 мм, расстояние между опорами Z. = 750 им, максимальны прогиб вала = 0,05 мм. [c.444]

Расчеты валов включают определение максимального прогиба, проверку соотношения критических и рабочих частот вращения, а также расчеты на выносливость, выполняемые как на начальных этапах проектирования для предварительной оценки правильности выбора размеров и материалов, так и для окончательных проверок после внесения изменений и уточнений предварительно выбранной конструктивной схемы. [c.187]

В последнем случае можно предположить, что пластинка свободно колеблется с частотой основного тона ы как система с одной степенью свободы и ее состояние определяется одной обобщенной координатой (т), а прогиб имеет вид [c.180]

Точность определения частот зависит от выбора выражения U. Часто для функции U выбирают выражение, пропорциональное статическому прогибу рассматриваемой пластинки под действием равномерно распределенной нормальной нагрузки q. Выбор опре- деленного прогиба U увеличивает жесткость пластинки, так как связан с наложением на нее -дополнительных связей, и это приводит к завышенному значению частот. [c.181]

Вычислить наибольшие нормальные напряжения и прогиб для двутавровой балки J = 1800 см ) при работе установленного на ней электродвигателя весом G = 5 кН (рис. а). Неполная уравновешенность вращающихся частей электродвигателя с частотой вращения п — 300 об/мин приводится к грузу (дисбалансу) весом Qo = 60 Н с эксцентрицитетом е = 15 см (рис. 6). Массой балки и влиянием затухания пренебречь. [c.292]

Используя метод расширения заданной системы, в качестве основной всегда можно выбрать такую плиту, конфигурация которой дает возможность найти частоты и формы колебаний системы, обозначаемые в дальнейшем соответственно А х, у) к В расширенной плите прогиб в некоторой точке с координатами X и у, который обозначим (л", у, t), от действия изменяющейся во времени сосредоточенной силы, приложенной в точке с координатами а и 6 и обозначаемой X (а, Ь, t), можно определить из выражения [c.170]

Определяем частоту собст венных колебаний системы. Для этого определим прогиб балки [c.193]

Частота собственных колебаний груза на балке определяется деформацией (прогибом) балки при статическом приложении веса груза (5 [c.196]

Изложенная выше теория расчета продольных колебаний может быть распространена также и на случаи расчета поперечных и крутильных колебаний. Например, рассматривая невесомую балку с одной степенью свободы, получим уравнение движения в виде (21.1). В этом случае вместо переменной л следует принять перемещение груза в направлении, перпендикулярном к оси, т. е. прогиб w. Выражения для собственной частоты и периода колебаний сохраняют прежний вид (21,5) и (21.6). При этом представляет собой прогиб под грузом Q при статическом его приложении. [c.597]

Обратимся к примеру 6.2 и вычислим для рассмотренной там системы первую частоту свободных колебаний приближенно, по фо])муле Рэлея. Сначала зададимся формой кривой прогиба, соответствующей одной силе Q, приложенной посередине. При этом [c.186]

Способ Рэлея, изложенный в применении к системам с конечным числом степеней свободы, находит применение и для приближенного определения частоты основного тона свободных колебаний балки. Пусть у (z) —прогиб балки под действием нагруз-кп q z). Составим выражение [c.201]

При использовании формулы (6.10.3) для приближенного определения частоты основного тона мы должны постараться угадать первую собственную форму колебаний. В качестве таковой для балки на двух опорах, например, можно взять кривую прогиба от собственного веса. [c.202]

Система (6.10.7) представляет собою систему линейных однородных уравнений относительно i, она имеет нетривиальное решение только тогда, когда ее определитель равен нулю. Но условие равенства нулю определителя приводит к уравнению степени п относительно корни этого уравнения дают стационарные значения частот ш, определяемых формулой (6.10.1). Наименьший корень дает наилучшую при данной аппроксимации прогиба оценку для первой собственной частоты, притом оценку сверху. [c.204]

Таким образом, полный прогиб получается в результате наложения бесконечного числа гармоник, меняющихся с течением времени по закону простых гармонических колебаний с частотами Для мембраны (4.45) уравнение движения имеет вид [c.117]

Пример 50. Определить частоту и форму первого главного колебания системы, изображенной на рис. 68, по данным т.1 = тз — Шз — тц — т (массы грузов 1, 2, 3 и 4) статический прогиб каждой рессоры от единичной силы равен / = 6/с, где — статический прогиб балки в середине пролета от той же силы, пролет балки V, массой балки пренебречь. [c.160]

Определить 1) наибольший полный прогиб балки в сечении под центром двигателя и наибольшие полные нормальные напряжения, возникающие в балке 2) частоту вращения вала двигателя, при которой наступит резонанс. Собственный вес балки и силы сопротивления при расчете не учитывать. Дано =2 10 МПа У = 8950 см 1Т=597 смТ [c.540]

Критическую угловую скорость вращения вала можно рассматривать так же, как собственную частоту системы вал — диск , а состояние вала при со = о)к считать резонансным. Если учесть силы сопротивления, то при критической угловой скорости прогиб у не стремится к бесконечности, а имеет хотя и большую, но конечную величину. Из (16.10) имеем [c.131]

Увеличение размеров и мощности горизонтальных агрегатов ведет к увеличению прогибов их элементов, относительному уменьшению жесткости и, как следствие, к снижению частоты их собственных колебаний. При достижении частот вынужденных колебаний это может привести к резонансу, что недопустимо. Поэтому увеличение размеров возможно осуществлять только постепенно (от агрегата к агрегату), что требует длительного времени и является трудной проблемой. Для увеличения жесткости и динамической устойчивости агрегата применяется ряд мер, из которых главными являются увеличение жесткости капсулы, статоров и их креплений, а также вала. Следует отметить, что горизонтальные капсульные агрегаты удовлетворительно работают в насосном режиме и часто используются в качестве обратимых гидромашин на низконапорных ГАЭС. [c.48]

Податливость и нелинейное расположение опор увеличивают практические прогибы вала, что приводит к уменьшению частоты его собственных колебаний. По некоторым данным, это уменьшение может достигать 30%. Влияние податливости и нелинейного рас положения опор, в большой мере можно учесть и в методе Рэлея, если значение прогибов в уравнении представить как сумму [c.203]

Собственные частоты основного тона колебаний отдельных поперечных рам определяются из уравнения (412) с учетом внецентренного приложения нагрузок на продольные балки. В запас следует значения величин, определяющих упругие характеристики (высоту колонн, моменты инерции поперечных сечений, модули упругости бетона), принимать такими (в пределах возможных изменений), чтобы определить нижнюю границу частоты. Прогиб продольных балок от постоянной нагрузки должен быть не больше прогиба ригеля поперечной рамы. Определенная в результате такого расчета частота уменьшается за счет податливости машины примерно на 10%, однако участие в колебаниях нижней плиты увеличивает расчетную частоту по крайней мере на 10%, вследствие чего оба этих фактора не учитываются в расчете. Тяга вакуума конденсатора, как безмассо-вая сила, в динамический расчет не вводится. Однако если конденсатор жестко соединен с машиной, то тогда необходимо, на худший случай, вводить в динамический расчет вес конденсатора, полностью заполненного водой. Собственные частоты всех поперечных рам должны быть примерно одинаковы и по крайней мере на 20% выше рабочего числа оборотов. [c.287]

Характерные виды износа, влияющие на изменение вибрации машин,следующие разбалансировка, расцентровка, нарушение плотности посадки отдельных узлов ротора, приводящее к увеличению вибрации на частоте вращения. Расцентровка и прогиб ротора увеличиваюгвибрациюна второй гармонике частоты вращения. Ослабления плотности посадки узлов ротора в спектре вибрации машин обычно проявляются на гармониках кратности Yi-, 1,5 2,5 и т.д. [c.18]

Из анализа этой зависимости следует, что прогиб звена возрастает при приближении со к УС1т. Если частота вращения [c.307]

См. [39]. Построить эпюры динамических прогибов и моментов для консольной балки, на конце которой действует гармонически изменяющаяся сила с амплитудой / =100 кГ и частотой /=1200 кол1мин. Пролет балки 1 = 2,72 м, вес балки р = 0,263 кГ/м, сечение балки — двутавр № 20 (/=2140 см, =2,15-10 кГ/см ) (рис. 45). [c.125]

На рис. 84 показана пластинка, совершающая колебания с частотами (оц и o2i- Полный прогиб пластинки равен сумме бесконечного ряда прогибов (гармоник) и имеет вид (5.55) [c.196]

См. [3]. Построить эпюры динамических прогибов и моментов для консольной балки, на конце которой действует гармонически изменяющаяся сила с амплитудой Я=1000Н и частотой /== 1200 кол/мин. Пролет балки / = 2,72 м, вес балки р = 263 Н/м, сечение балки —двутавр № 20 (У = 2140 см, = 215 ГПа,рис. 45, а, [c.101]

При малых запасах по критической частоте вращения или при значениях Ккрт 2 строят схему дополнительных прогибов и нелинейного расположения опор, для чего определяют дополнительные прогибы и смещения от зазоров y i и b i) и вновь находят по (VI 1.25) критическую частоту вращения. [c.205]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...