Жесткость Единицы динамическая

Приведение параметров упругости звеньев (связей). Приведение параметров упругости необходимо для составления упрощенных динамических моделей машин и приведения их к одной оси. Упругость связи характеризуют параметром жесткости (жесткостью). Пара.метром жесткости называют силу или момент силы, вызывающие перемещение, равное единице (длины или угла). Например, жесткость стержня при деформациях растяжения-сжатия с = /"/Лх, при кручении с = М/Дф и при изгибе звеньев с = Р// (рис. 5.6, а-в). Указанные параметры жесткости могут быть получены из известных формул, отображающих закон Гука при различных деформациях [c.100]

При исследовании этой задачи будем полагать, что балансировочная машина имеет коэффициенты динамического влияния колебаний опор значительно меньше единицы, что может быть достигнуто регулированием режима работы машины. В этом режиме работы балансировочной машины жесткость опор в горизонтальной плоскости и затухание практически не оказывают влияния на величины амплитуд колебания опор, что дает возможность пренебречь ими при исследовании влияния привода на точность уравновешивания. [c.464]

При действии силы Р Р[ — действующая сила в рассматриваемой точке) на опорную систему в точках /, 2 возникнут опорные реакции R R . Заменив опорные устройства этими реакциями, получим свободную систему, нагруженную тремя силами 7 ,, Р,1 (фиг. 4, б). Эти силы найдутся из следующих трех условий прогибы в опорных точках 1, 2 должны быть равны нулю, а прогиб в точке 4 согласно определению силовой динамической жесткости должен быть равен единице. [c.500]

При гармонических колебаниях системы каждый ее элемент (стержень) совершает колебания с той же частотой и неизвестными амплитудами Zi перемещений и поворотов крайних сечений. Для составления уравнений динамического равновесия системы вначале изучают реакции стержня на гармонические перемещения и повороты его крайних сечений с амплитудами, равными единице, и выводят специальные функции для вычисления его амплитудных жесткостей. [c.102]

Динамические характеристики являются улучшенными (динамическая жесткость к статической меньше единицы для виброизоляторов, для демпферов коэффициент потерь может быть повышен, от 0,4 до 1,6). [c.130]

Масса жидкости, нагнетаемая с помощью насосного эффекта в полость под куполом эластомерного элемента, далее поступает в канал в перегородке, называемый инерционным, что создает внутренние силы, уменьшающие динамическую жесткость в определенном диапазоне частот (известным как диапазон частот настройки ). В то же время, эти силы не влияют на статическую жесткость. Это явление создает идеальный виброизолятор, упомянутый ранее. Отклонения динамической жесткости виброизолятора от статической будут меньше, чем единица в области частот настройки — это минимизирует статические перемещения и, в то же время, создают повышенную виброизоляцию вблизи частоты настройки. Частота настройки обычно совмещается с частотой возбуждения. Рис. 7.2 дает сравнение получаемой динамической жесткости для обычного пассивного виброизолятора и виброизолятора, заполненного жидкостью (гидроопоры), — это экспериментальный результат, полученный для системы виброизоляции вертолетного редуктора с винтом от кабины вертолета). Итоговая виброизоляция в области частоты настройки является значительно улучшенной. Испытания показывают, что подобный виброизолятор (гидроопора) показывает 88% виброизоляцию. На рис. 7.2 представлена упрощенная концепция обычных пассивных, виброизоляторов-гидроопор с двумя [c.130]

Закон подачи оценивается количеством топлива, приходящимся на единицу угла поворота коленчатого вала двигателя, и является одним из факторов надежности и моторесурса дизелей, так как от характера относительного распределения топлива в процессе единичного впрыска зависят динамические показатели работы двигателя (жесткость работы, степень повышения давления в цилиндре). [c.320]

Коэффициент п-2 принимается во всех случаях больше единицы и, следовательно, учитывается возможность подъема груза весом, превышающим номинальную грузоподъемность. В действительности влияние вертикальных нагрузок, обычно учитываемых с помощью динамических коэффициентов, зависит от целого ряда факторов и, в частности, от скоростей отрыва груза от земли, деформаций канатов и мостов, приведенных масс и жесткостей [c.313]

Как следует из уравнения (9.27), при = pt,/2 коэффициент принимает значение, равное единице. Можно показать, что если для значения с = С км/2 подсчитать коэффициент X лля гармониК более высокого порядка, чем первого, то х,<1. Иными словами, если жесткость с < с,,р.,/2 = ojLJм, /2, то амплитуды М л, всех гармоник динамического момента Mil, будут меньше, чем амплитуды /. л, соответствующих гармоник вынуждающего момента Z.M,,. Этим можно воспользоваться, чтобы улучшить динамические характеристики участка АВ машинного агрегата (рис. 9.1, а). [c.266]

Динамические характеристики колебательных систем. Наряду с кинематическими величинами частотой, периодом, фазой, амплитудой - колебательная система характеризуется рядом динамических величин, среди которых - кинетическая и потенциальная энергии и их единицы, рассмотренные выше. Важное значение имеют величины, характеризующие свойства реальной колебательной системы. Система, выведенная из состояния равновесия, постепенно возвращается к нему, причем в зависимосш от ее механических параметров (массы, жесткости, коэффициента, характеризующего трение или сопротивление среды) процесс возвращения может быть либо апериодическим, либо колебательным. [c.160]

На частотах ниже первых собственных частот обеих машин величина % 2 близка к отношению динамических жесткостей амортизации машин П2С2/И1С1. Для одинаковых машин величина "/12 близка к единице. На более высоких частотах для оценок Х12, учитывающих различные формы движения машин, неравномерность распределения уровней вибраций на их корпусах и другие факторы, требуется привлечение более точных методов [129, 219, 257]. Опыт показывает, однако, что значительные корреляционные связи между машинами и механизмами имеют место лишь на низких частотах, где введение сильных упрощающих допущений, аналогичных вышеизложенным, вполне оправдано. [c.131]

Введем неподвижную систему координат xyz, оси которой на правим так, как это показано на рис. 1. Примем Y х) — прогиб осевой линии вала о — угловая скорость вращений ротора EI ж р — жесткость на изгиб и масса единицы длины вала — масса хвостовика А , q — его экваториальный и полярный моменты инерции — расстояние от верхней опоры до центра тяжести хвостовика — точечная масса упругой опоры т — масса твердого тела, закрепленного на нижнем конце вала А, С — его экваториальный и полярный моменты инерции с , кГ/см — жесткость упругих связей хвостовика с , кПсм — жесткость упругих опор Яз — угловые скорости прецессии (собственные частоты) оси ротора (s = 1, схз) Zj — абсциссы границ участков (г = О,. .., 3) статическую неуравновешенность ротора будем характеризовать смещением s центра тяжести нижней массы от оси вращения. Динамическую неуравновешенность для простоты рассматривать не будем. [c.48]

В этом кратком сообщении на частном примере, без потери общности, будет показана принципиальная схема использования функций и интегралов А. И. Крылова [1] для исследования колебаний балок с присоединен-аыми к ним на пружинах сосредоточенными массами (динамическими гасителями), включая случай пружин с малой нелинейностью. Рассмотрим для простоты изгибные колебания шарнирно опертой балки, изображенной на рис. 1. Пусть Е — модуль упругости материала, I — момент инерции поперечного сечения, т — масса единицы длины и и — прогиб балки соответственно X — координата по длине балки с началом нг ее левом конце, ТП(, — масса гасителя, у — сжатие лружины гасителя, Сд и — коэффициенты жесткости пружины гасителя с малой кубической нелинейностью [c.201]

Достоинства волновой передачи большие передаточные отношения (до 315 на одну ступень), малые относительные перемешения звеньев, высокая несущая способность на единицу массы (нагрузку могут передавать до 50% всех пар зубьев) многопарность зацепления повышает крутильную жесткость (малая кинематическая погрешность передачи) и уменьшает динамические нагрузки при пуске и реверсировании. [c.181]

Рнс. 9.6. Логарнфмнческие частотные характернстнкн динамической жесткости бустера с положительным коэффициентом передачи, большим единицы [c.236]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...