392, 396 колебания изгиба 371 колебание

Поперечными колебаниями называют колебания изгиба, при которых основные компоненты перемещений (в данном случае прогибы) направлены перпендикулярно к оси стержня. Напряженное состояние при поперечных колебаниях, очевидно, такое же, как и при статическом изгибе балок. Поэтому поперечные колебания иначе можно назвать изгибными колебаниями. [c.531]

В последней главе ( 232, 233) мы рассмотрели сравнительно простую задачу о двумерных колебаниях цилиндрической оболочки, по крайней мере в той части, которая относится к колебаниям изгиба. При этом оболочка предполагалась тонкой, состоящей из изотропного материала и ограниченной бесконечными коаксиальными цилиндрическими поверхностями. В настоящей главе мы рассмотрим задачу о цилиндрических оболочках в более общем виде и затем дадим теорию колебаний изгиба сферических оболочек. [c.412]

Аналогичные результаты справедливы и для волн изгиба тонких стержней колебания изгиба предполагаются малыми. Уравнения движения получим, заменив в уравнениях равновесия слабо изогнутого стержня (20,4) силы —Кх, —Ку произведениями ускорений X, Y на массу pS единицы длины стержня (S — площадь его сечения). Таким образом, [c.140]

На рис. 132 показана блок-схема автоматической установки для испытания на усталость по многоступенчатым программам образцов при изгибе на резонансных частотах в диапазоне 100—400 Гц с электродинамическим вибратором. Индукционный датчик обратной связи 1, воспринимающий колебания нагружаемого образца 10, выдает переменный сигнал, зависящий от амплитуды колебаний. После прохода усилителя 2 через диодный ограничитель напряжения 3 он поступает на регулирующий элемент 4, включенный на входе усилителя мощности 5, питающего вибратор 5. Во второй контур, предназначенный для стабилизации амплитуды колебаний в пределах одной ступени программного блока и для изменения амплитуды по программе, входят выпрямитель 7, собранный по мостовой схеме на полупроводниковых диодах, и источник высокостабильного напряжения 8, программное устройство 9. [c.234]

Действие вибропоглощающих покрытий будет удовлетворительным при условии, если протяженность поглощающего слоя равна нескольким длинам волн колебаний изгиба. При малой протяженности облицовки по сравнению с длиной волны изгиба покрытия не уменьшают амплитуд колебаний. Это условие особенно важно учитывать при демпфировании вибраций на низких частотах, когда длины изгибных волн велики и требуются вибропоглощающие покрытия значительной протяженности. [c.129]

Рис. 37. Крутильное колебание и колебание изгиба спиральной пружины

Из формулы (VI. 17) видно, что при скосе пазов на целое число пазовых делений сила и момент М равны нулю и, следовательно, колебаний изгиба не будет. Значительный эффект достигается при скосе пазов на одно зубцовое деление ротора, дальнейший скос не приводит к ослаблению шума. Эффект от скоса пазов несколько снижается ввиду возникновения крутящих моментов, действующих на полюс в радиальном и тангенциальном направлениях. В связи с этим в крупных машинах переменного тока с относительно большой осевой длиной пакета статора скос пазов приводит иногда к увеличению магнитного шума. [c.261]

В схемах, изображенных на рис. 7, е и е, упругим элементом датчика изгибающего момента является участок АВ, испытывающий колебания изгиба. В схемах, приведенных на рис. 7, г [c.141]

Усилия в элементах стрелы постепенно затухают. Частота колебаний конструкции близка к 0,5 1/сек. Одновременно с колебаниями продольных усилий с той же частотой в нижнем поясе стрелы возникают колебания изгиба и кручения. В конструкциях моделей вантовых стрел, имеющих уклон горизонтальных ферм, ванты при подъеме ковша сжимаются. Ванты, воспринимающие кручение и вспомогательные ванты, обеспечивающие устойчивость поясов и стоек, а также вспомогательные элементы жесткости стрелы III варианта при воздействии переменной нагрузки не работали. [c.153]

Уравнение (III.50) совпадает с уравнением (11.160), полученным выше как условие для определения собственных частот поперечных колебаний той же системы при отсутствии вращения. Следовательно, критические скорости вращения многодискового вала равны частотам свободных колебаний изгиба того же вала, подсчитанным при отсутствии вращения. Этот вывод, являющийся обобщением результата, найденного для вала с одним диском, позволяет для определения со, р воспользоваться всеми способами, указанными при рассмотрении линейных систем с несколькими степенями свободы. Каждой из критических скоростей соответствует особая форма кривой изгиба вала, совпадающая с одной из собственных форм колебаний изгиба. [c.182]

Продольные рамы фундамента колеблются со сдвигом фаз друг относительно друга. Стойки фундамента в процессе колебания изгибаются в плоскости ка поперечных, так и продольных рам. [c.30]

Если в неподвижном диске возбудить колебания изгиба, то формы этих колебаний могут быть различными в зависимости от их частоты. [c.263]

При колебаниях (изгибе) диска как осевое так и поперечное сечения элемента наклоняются к своему первоначальному положению, причем углы наклона составляют [c.285]

Метод балансировки по формам колебаний можно несколько усовершенствовать, исходя из следующих соображений. Если при уравновешивании вдали от критических скоростей вращения установить на ротор системы пробных грузов сразу для всех форм колебаний, то по условию ортогональности каждая из систем будет влиять лишь на прогиб по своей форме. Все эти системы пробных грузов в векторной сумме образуют одну систему пробных грузов, по форме повторяющую кривую изгиба ротора с исходной неуравновешенностью. Это дает возможность уравновешивать ротор в такой последовательности [c.18]

Рассчитать величину так называемой динамической составляющей напряжений в лопатке при резонансном колебании, не зная значений возмущающих сил в работающей турбине, невозможно. Можно считать, что возмущающие силы приблизительно пропорциональны постоянной составляющей усилия парового потока. В связи с этим для обеспечения достаточной прочности лопатки при возможных резонансных колебаниях статические напряжения изгиба от парового усилия принимают для активных лопаток не более 400 кгс/см при полном подводе пара и 180 кгс/см при парциальном подводе пара для реактивных лопаток их принимают равными 400—500 кгс/см . Эти величины допустимых напряжений изгиба установлены на основании статистических данных об авариях рабочих лопаток [159]. [c.35]

Существуют и другие подходы для определения критических параметров (в частности, скорости полета) на границе устойчивости. Для этого в уравнениях свободных колебаний (38) полагают Я, = ш и находят значения скорости, удовлетворяющие этим уравнениям. Критическую скорость флаттера можно также определить экспериментально в аэродинамической трубе на динамически подобной модели и в процессе летных испытаний летательного аппарата. В последнем случае прибегают к экстраполяции, чтобы по тенденции определяющих флаттер параметров с ростом скорости полета найти приближенно величину критической скорости флаттера. Возникновение флаттера связано с определенным тоном свободных упругих колебаний в потоке воздуха. Распределение деформаций по конструкции при потере устойчивости определяет комплексную форму колебаний флаттерного тона. В зависимости от преобладания амплитуд той или иной части ЛА и характера деформированного состояния различают виды флаттера. Например изгибно-крутильный флаттер крыла, изгибно-изгибный флаттер в системе стреловидное крыло — фюзеляж, изгибно-элеронный флаттер, рулевой флаттер и т. д. Для характеристик флаттера несущих поверхностей часто определяющее значение имеют различные грузы, размещенные иа них двигатели, подвесные баки с горючим, шасси. Существенными параметрами являются жесткости крепления этих тел на поверхности крыла. Вообще для флаттера принципиально важны параметры связаииости форм движения. Например, для совместных колебаний изгиба и кручения крыла такими параметрами являются координаты точек (линий) приложения сил аэродинамического давления, инерции и упругости. Смещение центра масс относительно оси жесткости вперед способствует стабилизации системы. Совмещение всех трех точек развязывает виды колебаний, и в этом случае флаттер невозможен. Это свойство обычно имеют в виду при динамической компоновке конструкции. Важными параметрами являются распределенные нли сосредоточенные жесткости. Последние характерны для органов управления [c.490]

Основные тоны бесшарнирной лопасти определяются упругим изгибом у комля. Центробежные силы создают жесткость всегда в плоскости, проходящей через ось вала, главная же ось собственной жесткости определяется углом установки лопасти. Только при нулевом угле установки свободные колебания изгиба лопасти в двух плоскостях не связаны между собой. Угол установки корневого сечения лопасти вводит существенную взаимосвязь основных тонов изгиба. Для многих бесшар-нирных винтов, особенно жестких в плоскости вращения, жесткость от центробежных сил доминирует в маховом движении, а собственная жесткость — в движении в плоскости вращения. Даже небольшие углы установки (5—10°) сильно влияют на тоны. Нежесткие в плоскости вращения лопасти близки к лопастям с настройкой по жесткости вблизи комля, что ослабляет связь, вызванную общим шагом. Центробежные силы доминируют в основных тонах взмаха и движения в плоскости вращения для внешних частей лопасти. Следовательно, во внешних частях изгиб мал, а влияние крутки невелико по сравнению с влиянием угла установки комлевого сечения. Для высших тонов изгиба роль собственной жесткости сильно возрастает, и крутка в большей мере, чем угол установки у комля, влияет на форму тона. [c.420]

В настоящей главе рассматриваютсяг только колебания изгиба. Колебания растяжения бесконечной плоской пластинки вкратце рассмотрены в главе Ха как частный случай колебаний растяжения бесконечной цилиндрической оболочки. Оии не представляют большого интереса для акустики.] [c.371]

Силы Р, и являются гармоническими возмущающими силами, которые вызывают колебания изгиба вала в паправлеиии o eii у и г. Колебания от силы описываются уравнением (15.11), а [c.269]

Система уравнений (7.49) дает возможность исследовать из-гибно-крутильные колебания стержня переменного сечения. Уравнение (7.50) описывает изгибные колебания стержня в плоскости х Охз- При малых колебаниях прямолинейного стержня уравнение (7.50) независимо от уравнений (7.49). Напомним, что рассматривается стержень, сечение которого имеет ось симметрии и точки О] и Ог (центр масс и центр изгиба) принадлежат этой оси. Если сечение не имеет осей симметрии, то вектор а будет иметь в системе осей, связанных с центром масс элемента стержня, две компоненты, что приведет к системе трех уравнений изгиб-но-крутильных колебаний стержня. [c.175]

Из полученного выражения для чувствительности весов легко усмотреть, каковы пути П0ВЫН1СНИЯ чувствительности весов. Прежде всего для повышения чувствительности следует увеличивать длину коромысла и длину стрелки. Предел, однако, ставится тем, что очень длинное коромысло и очень длинная стрелка будут сами изгибаться, если не делать их достаточно массивными. Увеличение же их массивности, т. е. их веса Р , уменьшает чувствительность весов. Последняя возможность увеличения чувствительности весов — это уменьшение d, расстояния между центром тяжести и точкой подвеса. Для регулировки чувствительности весов в некоторых пределах обычно этим пользуются. На коромысле весов над или под точкой О помещается грузик, положение которого можно изменять при помощи винта. Поднимая грузик, мы приближаем центр тяжести весов к точке О и тем самым увеличиваем чувствительность весов. Однако и в этом направлении нельзя идти слишком далеко, поскольку весы представляют собой физический маятник и уменьшение d увеличивает период колебаний этого маятника, а вместе с тем и то время, которое необходимо, чтобы весы остановились в положении равновесия. Чтобы сократить это время, в чувствительных весах с большим периодом колебаний, не дожидаясь, пока весы установятся в положении равновесия, наблюдают наибольшие отклоне-иил весов при колебаниях. Из этих наблюдений определяют положение равновесия, около которого вссы колеблются. [c.417]

Колебания камертона (рис. 429) представляют собой также колебания изгиба ynpyi oio стержня, но при этом, в отличие от только что рассмотренного случая, сам [c.656]

Скорость распространения упругих волн в кварце по разным направлениям несколько различна (ввиду анизотропии — различия упругих свойств в разных направлениях), но близка к 5500 м1сек. Поэтому, например, для пластинки толщиной в 5 мм частота собственных упругих колебаний составит около 550 ООО гц. Вырезая пластинки разной толщины, можно получить различные частоты собственных колебаний. В пластинке могут происходить упругие колебания других типов (продольные колебания по другим направлениям, колебания изгиба и т. д.), но в ультраакустике обычно пользуются только рассмотренным выше типом колебаний — продольными колебаниями по толщине пластинки. [c.744]

Изгибиые колебания связаны с изгибнон деформацией стержней. Рассмотрим также одномассовую систему (рис. 14.12). Уравнение движения массы [c.242]

Рис. 8.4. Формы свободных изгибиых колебаний лопаток

Вибропоглощающие покрытия подразделяются на жесткие и мягкие покрытия. К жестким покрытиям относятся твердые пластмассы (часто с наполнителями) с динамическими модулями упругости, равными 10 —10 Действие этих вибропоглощающих покрытий обусловлено их деформациями в направлении, параллельном рабочей поверхности, на которую оно наносится. Ввиду их относительно большой жесткости они вызывают сдвиг нейтральной оси вибрирующего элемента машины при колебаниях изгиба. Действие подобных покрытий проявляется главным образом на низких и средних звуковых частотах. На вибропоглощение, в данном случае, кроме внутренних потерь, большое влияние оказывает жесткость или упругость материала. Чем больше упругость (жесткость), тем выше потери колебательной энергии. Покрытия такого типа могут быть выполнены в виде однослойных, двухслойных и многослойных конструкций. Последние более эффективны, чем однослойные. Иногда твердые вибропоглощаю-щие материалы применяют в виде комплексных систем (компаундов), состоящих из полимеров, пластификаторов, наполнителей. Каждый компонент придает поглощающему слою определенные свойства. [c.129]

Во время работы ГТД его элементы совершают сильные колебания. Эти колебания — вибрации, с одной стороны, сами по себе могут привести к поломке отдельных частей двигателя ротора, лопаток, подшипников, трубопроводов, камер сгорания и пр., с другой стороны — они как бы сигнализируют о появлении у двигателя скрытых дефектов, являющихся причиной возникновения самой вибрации, например, повышенная вибрация создается ростом дисбаланса ротора, который, в свою очередь, может быть обусловлен вытяжкой лопаток, изменением веса лопаток и положения их центров тяжести из-за возникновения таких дефектов как изгиб забоины, эрозии и коррозии пера, изменения посадок обойм подшипников, изменение осевого люфта лопаток ротора турбины и др. Нарушения балансировки ротора часто создаются неисправностями соединительных муфт и особенно нарушениями взаимной центровки частей ротора. Таким образом, отмечая у двигателей быстрый рост вибрации, можно, в частности, обнаружить у него появление некоторых предпосылок к возникновению одного из опасных дефектов ГТД — обрыву лопатки турбины. Кроме отмеченных выше поломок деталей ГТД, вибрация вызывает и целый ряд других вредных последствий наклеп в соединениях (особенно подвижных), разбалансирование ротора, изменение зазоров в подшипниках и пр. Вибрация вредна и для сооружения, на котором установлен двигатель, так как оказывает вредное влияние на работу приборов, оборудования и обслуживающего персонала. [c.213]

Так как величины Y jm и У jm суть частоты собственных колебаний изгиба невращающегося вала в главных плоскостях изгиба, то можно прийти к выводу, что если угловая скорость вала лежит внутри интервала этих двух чисел, то колебательное движение вала будет неустойчивым. [c.140]

Применительно к машине на рис. 4, б элементы динамической схемы соответствуют — приведенной массе инерционных грузов 4 — жест-1ЮСТИ на изгиб балки 3 резонатора Ri — внутреннему сопротинлению в материале балки 3 и трению в соединениях между якорем 8, скобой 5, центральной частью балки 3 и захватом 9] ш, — приведенной массе якоря 8 возбудителя колебаний, части скобы 5, центральной части балки 3 резонатора и захвату 9 и Rg — соответственно жесткости и внутреннему сопротивлению материала образца, Сц п R соответственно жесткости и внутреннему сопротивлению упругого элемента датчика 11 силы — суммарной массе станины /, колонн 2, верхней траверсы 6 и возбудителя 7 колебаний и — соответственно жесткости и сопротивлению огюр (па рис. 4, 6 не показаны). Переменная сила электромагнитного возбудителя колебаний приложена к — захвату 9 (к центральной части балки 3 резонатора), и колебания резонатора возбуждают через заделку его упругого элемента. [c.38]

На рис. 7, в—с приведены динамические схемы машин для испытаний образцов при изгибе силовые схемы этих машин изображены на рис. 4, а и 5, б. На рис. 7, б и г изображены динамические схемы при возбуждении колебаний путем приложения переменной силы к свободному концу образца или к якорю, укрепленному на этом конце, а на рис. 7, д w е динамические схемы при возбуждении колебаний через датчик изгибающего момента Под следует понимать массу якоря укрепленного на конце образца, или (когда якоря не применяют) приведен ную массу, эквивалентную распредс ленной массе образца (или лопатки) при условии, что испытания проводят при колебании системы по первой форме, т. е. на основном тоне. Захват для образца, установленный на упругом элементе динамометра, имеет массу и момент инерции массы Уг-Под Шз подразумевается масса якоря электромагнитного возбудителя колебаний и крепежных устройств для датчика изгибающего момента или масса подвижной системы электродинамического возбудителя колебаний и кре-псжпых устройств датчика изгибающего момента, или масса аналогичных по назначению деталей при использовании возбудителей колебаний других типов. [c.141]

Гонткевич В. С. О влиянии некоторых факторов па заглушающую способность основных материалов, применяемых в турбостроении при изгибиых колебаниях. — В кн. Сборник трудов лаборатории гидравлических машин АН УССР, Киев, АН УССР, вып. 6, 1956, с. 192—202. [c.217]

Если маятниковые колебания вращающегося ротора достаточно описаны в литературе (см., например, работу [1]), то сопротивление изгибиым колебаниям, на наш взгляд, изучено еще мало. В связи с этим кратко остановимся на оире-делении физического смысла коэффициента п из выражения (1) [2]. [c.358]

Вклад различных элементов конструкции рабочего колеса в образование общей асимметрии может быть различным. Понятно, например, что изготовить дисковую часть рабочего колеса с высокой степенью симметрии легче, чем обеспечить высокую степень идентичности больщого числа однотипных лопаток, крепящихся иа ней. Для достижения возможно большей динамической идентичности лопаток помимо допусков на геометрические размеры устанавливают жесткие допуски на некоторые их собственные частоты. Чаще всего это частоты первой формы изгибиых колебаний. Такие частоты контролируют, и лопатки, не соответствующие допуску на частоту, либо дорабатывают, либо бракуют. Монтаж на рабочем колесе лопаток с мало отличающимися собственными частотами способствует его общей динамической симметризации. [c.120]

Мощные электродинамические вибростенды, которыми оснащены многие лаборатории, способны вызывать усталостные разрушения лопаток, как правило, лишь по первой форме изгибиых колебаний. Получение усталостных разрушений лопаток на более сложных формах колебаний возможно с их помощью лишь в исключительных случаях. Возникают затруднения при необходимости эффективного возбуждения лопаток малых размеров и лопаток, изготовленных из материалов с низкой плотностью (лопаток, из стеклопластиков и некоторых других композитных материалов), даже когда колебания их должны быть возбуждены по первой изгибной форме. Эти стенды обладают ограниченными возможностями и при возбуждении таких сложных поворотно-сим-метричных систем, к которым относятся лопаточные венцы, крыльчатки компрессоров и насосов, шнеки и т. п. [c.209]

П. р. широко используются в радиотехнике, электронике, электроакустике и др. в качестве фильтров, резонаторов в задающих генераторах, резонансных пьезопреобразователей и пьезотрансформаторов. Пьезоэлектриком в П. р. служит кристалл кварца или пьезо-керамика с малыми потерями. Кварцевые резонаторы применяются в качестве резонансных контуров генераторов злектрич. ВЧ-колебаний. Высокая добротность (10 — 10 ) кварцевого резонатора определяет малый уход частоты генератора от её номинального значения 1(10 — Ю )%] при изменении окружающей темп-ры, давления и влажности. Разработаны микроминиатюрные кварцевые резонаторы на частоты колебаний 30 кГц — 8,4 МГц, нашедшие применение в электронных часах, системах электронного зажигания двигателей внутр. сгорания и др. П. р. на основе кварца используются в акустоэлектронных устройствах фильтрации и обработки сигналов монолитных ньезо-электрич. фильтрах, а также фильтрах и резонаторах на поверхностных акустических волнах (ПАВ). Оси. достоинство резонаторов на ПАВ — возможность использования в устройствах стабилизации частоты и узкополосной фильтрации в диапазоне частот 100— 1500 МГц. Пьезоэлектрич. фильтры из пьезокерамики, как правила, многозвенные, изготавливают на частоты 1 кГц — 10 МГц. При этом на частотах до 3,5 кГц используют биморфные пьезоэлементы, когда П. р. совершает резонансные колебания изгиба по грани в [c.192]

Позняк 3. Л,, Космачев Л. Н., Райхлина Б. Б. Демпфирование вынужденных изгибиых колебаний гибких роторов. — В кн. Колебания н прочность при переменных напряжениях. М, Наука, 1965. [c.188]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...