Частота собственных колебаний диска лопатки

Рис. 7, 8 изображают влияние углов закрутки и установки на диск лопатки (в градусах) на собственные частоты для первых шести форм колебаний. Рис. 9, 10 показывают влияние размера (а/Ь) на частоты собственных колебаний системы лопатка-диск для первых восьми форм колебаний. Наблюдается качественное и количественное изменение частотных диаграмм рабочего колеса, что подтверждает возможность использования данных результатов для частотной отстройки и доводки исследуемого класса конструкций. [c.350]

Вследствие периодичности нагружения отдельные лопатки и их пакеты приходят в колебательное состояние, в связи с чем необходимо определение спектра частот собственных колебаний. Ввиду наличия вращения колес или дисков, на которых расположены лопатки, последние находятся в поле центробежных растягивающих сил, повышающих частоты собственных колебаний лопатки. [c.423]

Резонансное состояние лопатки. Резонансное состояние лопатки наступает при равенстве или кратности частоты собственных колебаний лопатки скорости вращения диска, т. е. [c.425]

Если, например, частота собственных колебаний лопатки составляет приблизительно 500 гц, а число оборотов турбины 50 в секунду, то частоты 450, 500 и 550 гц являются резонансными. Нерезонансными, наиболее удаленными от указанных выше, будут частоты 475 и 525 гц. Разница между резонансными (450, 500 и 550 гц) и нерезонансными (475 и 525 гц) частотами составляет всего 5—5,5%, в то время как разброс частот отдельных лопаток на диске может доходить до 8—10 % Следовательно, на диске всегда найдутся лопатки, работающие в резонансе. [c.150]

Упругий диск с жесткими лопатками. Рассмотрение такой системы позволяет дать качественное толкование появлению в основной системе упругий диск — упругие лопатки дополнительных собственных частот, связанных с перемещением лопаток как жестких тел и с вовлечением в колебания масс, принадлежащих диску. Предполагается, что диски рабочих колес осевых турбомашин не-деформируемы в своей срединной плоскости частоты собственных колебаний, связанные с перемещениями их масс в радиальном и окружном направлениях, из рассмотрения исключаются. Реально эти частоты весьма велики и обычно лежат вне диапазона частот, представляющего практический интерес. [c.94]

Собственные частоты лопаток зависят от многих факторов материала лопатки, жесткости, т.е. сопротивления изгибу, плотности набора на рабочем колесе, наличия проволочных связей и бандажа, частоты вращения. Поэтому, если в условиях эксплуатации лопатки теряют бандаж или проволоку, если ослабляется посадка на диске, то лопатки приобретают другую частоту вращения. При этом действует простое правило если конструкция облопачивания становится более жесткой, то частота собственных колебаний конструкции увеличивается и наоборот. [c.432]

И В проволочных СВЯЗЯХ. Во всех этих случаях жесткость пакетов уменьшается, и их частота колебаний становится ниже и может возникнуть резонанс некачественная притирка контактирующих торцевых поверхностей рабочих лопаток, особенно замковых, некачественная припайка бандажей и скрепляющих проволок к лопаткам, некачественная расклепка, плохое закрепление замковых лопаток на диске — все это частые причины уменьшения частоты собственных колебаний пакетов и лопаток [c.445]

Пример 17.9. В практике эксплуатации французских турбин мощностью 125 МВт было более 20 случаев (на 18 турбинах) появления трещин в узком сечении щеки обода диска (рис. 17.19). Причинами появления трещин явились постепенное ослабление крепления лопатки в пазе диска, снижение частоты собственных колебаний, усиление вибрации лопаток и появление знакопеременных напряжений в ободе диска. Одновременно с трещинами в ободе возникли трещины и в узком сечении хвостовиков лопаток. [c.490]

Собственные частоты колебаний рабочего колеса в стационарных условиях приведены в табл. 3. На рис. 7-10 представлены некоторые из исследованных результатов по влиянию геометрических параметров системы диск-лопатка на частоты собственных колебаний. [c.348]

Для повышения частоты собственных колебаний используется посадка лопаток с натягом до 0,015 мм. Такая сравнительно небольшая величина натяга выбирается для того, чтобы не допустить перенапряжений в ободе при монтаже лопаток и разрушение диска (с началом от паза) при работе двигателя. Для устранения надиров на поверхностях и лучшего монтажа и демонтажа лопатки ее хвостовик покрывается слоем меди или серебра толщиной 0,003. .. 0,005 мм, который при запрессовке служит смазкой. [c.74]

Наибольшее внимание уделено конструктивному выполнению деталей ротора турбины — лопаткам, дискам, валам,— как наиболее ответственным и специфичным деталям. Кроме расчета этих деталей на прочность дано определение частоты их собственных колебаний. [c.3]

Рис. 8. К учету влияния на частоту колебаний диска собственного прогиба лопатки.

Хотя, как уже подчеркивалось, главные формы и собственные частоты не зависят от того, колеблется лопатка или нет, на практике можно создать свободные колебания соответствующей формы. Если, например, установленную на диске лопатку предварительно изогнуть так, чтобы форма ее изгиба соответствовала в любом масштабе Л-й главной форме, а затем лопатку мгновенно и без ускорения отпус- [c.432]

Подобно тому, как рабочие лопатки имеют различные тона колебаний, характеризующиеся соответствующими значениями собственных частот и форм колебаний, диски турбин также имеют бесконечное число собственных частот и форм колебаний. Из них наибольшее значение имеют две формы колебаний зонтичная и веерная. [c.489]

Собственная частота лопаток на диске зависит от профиля и конструктивных размеров лопатки, от жесткости закрепления их в диске, а также от бандажа. В длинных лопатках ступеней части низкого давления для придания им большей жесткости, повышения частоты и изменения формы колебаний устанавливаются проволочные бандажи (фиг. 5-15). [c.310]

Наряду со статическими нагрузками рабочие лопатки и диски подвержены воздействию динамических нагрузок, приводящих к вынужденным изгибным колебаниям самих лопаток и дисков и передающихся другим элементам ТНА, таким, как валы, элементы корпусов. В ТНА существенны динамические силы, обусловленные парциальным подводом газа и наличием конечного числа сопловых, направляющих и рабочих лопаток. Изгибные колебания лопаток и дисков сопровождаются знакопеременными напряжениями, что при наличии большого числа циклов может привести к усталостному разрушению. Особенно опасными являются так называемые резонансные режимы, когда частота вынужденных колебаний лопаток и дисков совпадает с частотами их собственных колебаний. Резонансные [c.262]

Вариант этой же конструкции -описывает сегментный бандаж, укрепленный на осевых лопатках, с телом полотна, имеющим в радиальной части некоторый наклон к плоскости ги. Тело полотна бандажа образует щель с боковыми кромками лопаток радиальной решетки, увеличивающуюся к периферии. На периферии сегменты снабжены упрочняющим буртом. При достижении расчетной частоты вращения РК момент от центробежных сил отгибает полотно сегмента к плоскости ги и сильно прижимает к кромкам лопаток радиальной решетки. Конструкция должна работать в области упругой деформации материала бандажа. Необходимо отметить, что идея создания покрывающего диска РК РОС, изгибающегося под действием центробежных сил и прижимающегося к боковым кромкам радиальной части лопаток РК, предложена Р. Бирманом в 1962 г. Отдельно стоящий, укрепленный на роторе, покрывающий оболочковый диск приставлен к задней стенке РК открытого типа и образует внутренний меридиональный обвод межлопаточных каналов. Для устранения зазора между диском и боковыми кромками лопаток радиальной решетки РК собственно тело полотна диска выполнено конусным, несколько отклоняющимся от радиальной плоскости. При вращении центробежные силы изгибают диск и прижимают его полотно к боковым кромкам, устраняя зазор, обеспечивая свободу взаимного расширения и демпфируя колебания элементов конструкции. Вопрос возможности применения такой конструкции весьма дискуссионный. Оценки прочности применительно к РК ДРОС [c.74]

Экспериментально зависимость собственных частот лопаток от частоты вращения обычно устанавливается путем фиксации моментов резонанса лопаток при возбуждении их различными гармониками. Если бы связанность колебаний лопаток отсутствовала (жесткий диск), то резонансы наблюдались бы на пересечении лучей гармоник с линией I (рис. 6.33) и результаты эксперимента соответствовали бы теоретическим представлениям. Если между лопатками имеется упругая связанность, то при эксперименте за зависимость их собственных частот от частоты вращения может быть ошибочно принята кривая II. Левая ветвь этой кривой в рассматриваемом примере свидетельствует о падении собственной частоты лопатки с увеличением частоты вращения. С теоретической точки зрения это выглядит парадоксально, и может сложиться представление о качественном несоответствии теории и эксперимента, если возможность упругого взаимодействия консольных лопаток не принята во внимание. [c.115]

Расчет колебаний вращающихся дисков постоянной толщины при отсутствии на их периферии дополнительных масс показал, что использование как уравнений (6.4), так и уравнений (4.21) дает практически один и тот же результат. Однако размещение на наружном радиусе диска дополнительных масс (лопаток) приводит к существенному различию в результатах расчетной оценки влияния вращения на собственные частоты. На рис. 6.35 представлены результаты расчетов, выполненных для диска постоянной толшины с жесткими лопатками, которые имитировали недеформируемыми стержнями с сосредоточенными массами на свободных концах. Как видно, использование уравнений (4.21) приводит к более высоким значениям частот, особенно при малых т. [c.118]

Во всех известных нам как отечественных, так и зарубежных работах, где составлялись дифференциальные уравнения изгибных колебаний вращающихся дисков, использованы уравнения равновесия в виде (6.4). Это приводит к занижению расчетных собственных частот дисков, несущих лопатки, в большей степени для дисковых и в меиьшей для лопаточных форм их колебаний. [c.119]

Пусть собственные частоты S лопаток на жестком диске станут несколько различаться. При сохранившейся независимости свободных колебаний каждой из них в окрестности прел ней резонансной частоты способны проявиться уже S различных резонансных частот, разместившихся на луче данной гармоники возбуждения и соответствующих резонансным колебаниям различных лопаток [точки пересечения луча гармоники с 5 функциями pk — Ph Q), где k — Q, 1, 2,. .., (S—1)], которые при одинаковых лопатках слива- [c.145]

Если, кроме собственных частот колебаний, необходимо еще определить напряжения в диске и лопатках, можно воспользоваться методом последовательных приближений. Для сокращения [c.15]

Критическое число оборотов диска, определяемое по формуле (9.91), следует отличать от числа оборотов, критического для лопаток, при котором частота возмущающей силы, действующей на лопатку, становится равной собственной частоте колебаний лопатки. Так как периодическая возмущающая сила за один оборот диска пробегает целое число полных циклов своих изменений, критическая частота будет равна целому кратному секундного числа N оборотов диска, которое в этом случае и будет критическим для лопатки. Из формулы (8.35) [c.379]

Частоты собственных колебаний необлопаченного диска неограниченно возрастают с увеличением числа узловых диаметров. При аксиальных колебаниях облопаченного диска диск и лопатки вибрируют одновременно и при исследовании этих колебаний должны рассматриваться как одно целое. Частоты собственных колебаний диска с лопатками, возрастая с увеличением числа узловых диаметров, стремятся к пределу, равному аксиальной частоте колебаний лопаток [20]. [c.264]

Кроме колебаний с узловыми диаметрами возможны колебания с разным числом узловых колец. С увеличением числа узловых колец частота колебаний диска также возрастает. Опыт показывает, что колебания дисков с узловыми кольцами не представляют опасности. С увеличением числа узловых диаметров частоты собственных колебаний диска с лопатками увеличиваются, стремясь к пределу, равному аксиальной частоте колебаний лопатки (рис. 15). Поэтому частота аксиальной пибрацип лопаток пли их иакето 1-го тона есть пре- [c.32]

Так как лопатки регулирующей ступени турбины имеют небольшую длину и обладают высокой частотой собственных колебаний (несколько тысяч периодов в секунду), все лопатки диска (они всегда имеют несколько отличающуюся одна от другой собственную частоту) не могут быть отстроены от резонанса с возмущающими силами, частоты которых кратны числу оборотов. Поэтому, как правило, на диске регулирующей ступени всегда имеются лопатки, работающие в резонансе с частотами V = 1псек (где / — целое число), и напряжение в этих лопатках надо рассчитывать при работе их в резонансе (при первом тоне колебаний). [c.147]

Л е в и н А. В., Вычисление частот собственных колебаний облопачен-ных дисков с естественно закрученными лопатками, Энергомашиностроение , [c.290]

Жесткая связь лопаток центростремительных турбин с дисками и большие градиенты температур (до 125° С) на коротких участках перехода лопаток в диск играют большую роль. В отличие от осевых, в центростремительных турбинах напряженное состояние лопаток тесно связано с напряженным состоянием диска [9]. Необходимо отметить, что наличие асимметрии диска с лопатками. устанавливаемыми только на одной его стороне, приводит к увеличению доли изгибающих усилий в балансе нагрузок на рабочее колесо центростремительной турбины, а значит и на ее лопатки. Расчеты, проведенные на предприятиях Средне-Уральского совнархоза [9], показали, что пренебрежение учетом влияния изгиба приводит к существенному уменьшению расчетных максимальных напряжений и, следовательно, к ослаблению конструкции (в частности, расчеты турбокомпрессора ТКР-23 показали, что если не учитывать изгиб, то уменьшаются радиальные и тангенциальные напряжения диска около втулки примерно в 1,5 раза). Однако роль изгиба нельзя и преувеличивать. Несомненно, более важным является то, что вследствие многообразия форм и частот собственных колебаний лопаток центростремительных турбин очень трудно в рабочем диапазоне турбокомпрессора исключить приближение частоты возмущающей силы к частоте какой-либо из форм собственных колебаний. При совпадении этих частот возникает, как известно, резонанс. Если при этом переменные напряжения превысят допустимый уровень, то разрушения лопаток неизбежны. Они имели место, например, при испытаниях турбокомпрессора ТКР-23, а также опытной центростремительной турбины турбокомпрессора Моссовнархоза, у которой усталостные трещины появились на входных кромках радиальных лопаток у галтели (3—4 мм от места перехода лопатки в диск). Тензометрированием в рабочих условиях было установлено, что причиной появления трещин являются переменные напряжения от вибрации, которые достигали а =< 20 кПмм и превысили допустимые в 3—4 раза. Резонанс наступал при совпадении частоты собственных колебаний лопаток турбины с частотой возмущающих сил (кратность колебаний совпадала с количеством сопловых лопаток). Создать условия, при которых напряжения от вибраций в рабочем диапазоне не превышали бы уровень, допустимый для выбранного материала, оказалось весьма трудным. По-видимому, эти трудности сдерживают широкое [c.103]

Известно, что фирма Де-Лаваль, Средне-Уральский совнархоз [10], Моссовнархоз и другие организации провели ряд мероприятий, направленных на повышение вибрационной прочности лопаточного аппарата и дисков центростремительных турбин. Так, для упомянутой выше турбины турбокомпрессора Моссовнархоза пришлось утолстить лопатки в корневом сечении примерно в 1,6 раза. Этим удалось повысить частоту собственных колебаний лопаток примерно на 20%. В результате собственная частота колебаний лоиаток была выведена из рабочего диапазона оборотов ротора (рекомендуется > 1,15 [52]). Аналогичные мерс- [c.104]

Вместе с тем из спектра собственных колебаний рабочего колеса, рассматриваемого как единая упругая система, можно выделить части, которые в известной мере допустимо рассматривать как лопаточные или дисковые . Критерием такой допустимости может служить степень близости частотных функций основной системы к парциальным частотным функциям. К лопаточным участкам спектра могут быть отнесены части ветвей частотных функц,ий основной системы, располагающиеся по обе стороны от зон с сильной интерференцией и асимптотически приближающиеся к горизонталям, являющимся частотными функциями парциальной системы жесткий диск — упругие лопатки. На этих ветвях собственные частоты системы могут практически совпадать с собственными частотами изолированной лопатки, закрепленной замковой частью в неподвижном основании. Аналогично, собственные частоты, лежащие на участках частотных функций основной системы, практически совмещающихся с частотными функциями парциальной системы упругий диск — жесткие лопатки, рассматривают как собственные частоты дисковых колебаний. Собственные формы колебаний системы, отвечающие лопаточным и дисковым частотам, близки, по крайней мере качественно, к соответствующим собственным формам парциальных систем. [c.99]

При некоторых соотношениях жесткостей диска и лопаток необходимо, определяя частоту свободных колебаний облопачен-ного диска, учитывать еще собственный прогиб лопаток. На рис. 7 показана кривая, полученная при испытании большого количества дисков с лопатками разной длины. По оси абсцисс отложено отношение расчетной круговой частоты диска с лопатками рд = = 2я/д (без учета прогиба лопаток) к частоте жестко заделанной лопатки pj,. По оси ординат отложено отношение действительной [c.32]

Многоцикловая усталость. Справедливость мнения, что турбины подвержены действию многоцикловой усталости, впервые была признана в начале 20-х гг. Многоцикловая усталость рабочих лопаток и деталей камеры сгорания неизменно сопряжена с резонансными колебаниями. Поэтому первая задача конструкторов — определение собственной частоты колебания различных деталей, в первую очередь рабочих лопаток и камеры сгорания. Вторая задача— определить возбудители колебаний, подавить их и затем рассчитать результирующие напряжения. Поскольку форма деталей камеры сгорания и рабочих лопаток сложна, расчет частоты колебаний не так-то прост. Чтобы рассчитать частоту и моду колебаний, а затем и величину локальных напряжений, приходящихся на единичный подавитель и единичный возбудитель колебаний в лопатках, применяют компьютерную программу, в основу которой положена теория сложного пучка или метод анализа конечных элементов. Помимо сведений, необходимых для расчета температуры, конструктору нужны сведения о плотности, модуле Юнга и коэффициенте Пуассона материала. В некоторых конструкциях колебания настолько серьезны, что требуется расчет специальных подавляющих устройств. В качестве таковых используют механические приспособления в виде различного вида упоров распирающих комельные части соседних лопаток, установленных на диске данной ступени. Эффективность подобных устройств оценивают посредством испытаний. В паровых турбинах возбуждение колебаний на каждом обороте ротора может быть очень значительным при впуске пара не по всей окружности турбины. В крупных па- [c.73]

Лопатки предполагаются одинаковыми и равномерно распределенными по ободу диска. Собственные частоты колебаний диска с лопатками определяются из рловия [c.268]

Не только лопатки, но и целые облопаченные диски, насаженные на вал турбины, могут колебаться (аксиальные колебания) если собственная частота диска совпадет с частотой периодических возмущающих сил (числом оборотов турбины или кратной ему величиной), то возникает явление резонанса, и диски могут быть разрушены. Чтобы избежать этого, облопаченные диски крупных современных турбин до установки их на вал настраиваются , т. е. путем испытания и дополнительной обработки изменяют частоту их собственных колебаний. [c.310]

ЧтоОы учесть влияние лопаток на собственные частоты колебаний, интегрирование в выражениях (е) и f) для работы центробежных си-а и кинетической энергии нужно распространить от Ь до a-f/, гле / обозначает длину лопатки. При этих вычислениях лопатки можно считать остающимися прямыми в процессе колебаний диска, гак что не потребуется никакого дополнения к потенциальной энергии (с). [c.440]

Наконец, следует отметить, что для дисков с короткими лопатками существуют несколько более простые аналитические методы определения собственной частоты колебаний, чем изложенный выше [28]. В этих расчетах пренебрегают или прогибом лопаток, или их потенциальной энергией при изгибе. Применение упрощенного метода для расчета диска, облопаченного длинными лопатками, приводит к совершенно неверному результату, [c.293]

Выявление возможных опасных режимов работы турбомашины удобно производить с помощью построения резонансных диаграмм. На рис. 8.3 показана резонансная диаграмма для колебаний консольных рабочих лопаток компрессора, установленных на абсолютно жестком вращающемся диске (сплошные линии соответствуют собственным частотам лопаток, жестко закрепленных в диске штриховые — шарнирному креплению). Резонансные режимы, соответствующие пересеечниям функций p—p(Q), описывающих изменение собственных частот в зависимости от частоты вращения, с лучами (Оти==/ в 2, определяющими изменение частот возбуждения, отмечены кружками. Здесь каждая из собственных частот должна трактоваться как имеющая кратность, равную S, где S — порядок симметрии системы, совпадающей с числом одинаковых лопаток, установленных на диске. Поскольку в силу абсолютной жесткости диска каждая лопатка способна колебаться с данной собственной частотой независимо от других S степеней свободы), то точка пересечения линии собственной частоты с лучом любой гармоники соответствует 5 резонансам S лопаток. Соотношение фаз колебаний во времени различных лопаток определяется возбуждением. Относительный сдвиг фаз вынужденных колебаний двух соседних лопаток А-у= (2я/5)тв. [c.145]

Для лопаточных венцов, имеющих относительно жесткие диски и лопатки без дополнительных упругих связей между ними, характерна близость собственных частот, отвечающих различным т. Например, у рабочего колеса, результаты экспериментов для которого приведены на рис. 9.11, совокупность всех 39 собственных частот, принадлежащих к семейству лервой формы изгибных колебаний лопатки (семейство п — 0), укладывается на неврашаю-щемся колесе в диапазон 210. ..235 Гц, лри этом с увеличением т различие между соседними собственными частотами интенсивно убывает. Для этого рабочего колеса экопериментально установлено, что прит = 3 собственная частота/=225,5 Гц, при т = = 4 /=227 Гц, ири т = 5 /=227,5 Гц, а для больших т частоты выделить даже не удалось, так как они очень близки. [c.186]

Вместе с тем наиболее типичным и у рабочих колес с консольными лопатками остается формирование канала обратной связи через неконсерватив-пое силовое взаимодействие различных лопаток, колеблящихся в движущемся потоке газа. При увеличении жесткости диска упругое взаимодействие консольных лопаток через него ослабевает, что отражается в сближении собственных частот единой упругой системы, соответствующих формам колебаний ее с различным числом волн. В предельном случае (абсолютно жесткий диск) эти собственные частоты совпадают, и каждая из одинаковых лопаток при отсутствии газодинамического взаимодействия между ними получает возможность колебаться независимо от других. Это способно влиять на возникновение и развитие автоколебаний. Каждая лопатка, совершая, например, колебания по первой изгибной форме и будучи независимой в упругом отношении от других, но взаимодействуя с ними через поток, способна находить такую свою относительную фазу колебаний, при которой энергия, поступающая из потока на развитие автоколебаний всей совокупности лопаток, становится максимальной. Можно ожидать, что уменьшение эффекта упругой связанности в колебаниях лопаток, при прочих равных условиях, будет способствовать дестабилизации рабочего колеса в потоке газа (по крайней мере в рамках концепции строгой поворотной симметрии), приводя одновременно к возможности более энергичного развития автоколебаний во времени, если сложились условия для их возникновения. [c.201]

На стадии проектирования турбомашины возбуждающие силы, действующие на ротор, неизвестны, в связи с чем ограничения на такие параметры, как переменные напряжения или соответствующие запасы, обычно не включаются в рассмотрение. Однако имеющийся опыт по созданию и последующей работе аналогичных конструкций может служить информацией о наиболее опасных диапазонах собственных частот колебаний ротора или ьрэектируе-мой ступени. В этом случае ограничения могут быть косвенными и накладываться на собственные частоты колебаний. В частности, по аналогии с ограничениями по запасам статической прочности, приведенными в 19, может быть задано условие, чтобы частота вращения диска при колебаниях по данной форме не была ниже заданной. В роторах в основном встречаются связанные колебания систем, й, в частности, дисков с лопатками. В связи с этим при проектировании диска отстройку по частоте следует производить, учитывая этот фактор. [c.215]

Как показала практика эксплуатации турбинных установок, надежность работы облопачивания зависит не только от механических напряжений, а и от вибрационной прочности. Дело в том, что отдельные лопатки или пакет лопаток представляют собой упругую систему, способную совершать колебания с определенной собственной частотой /,,, зависящей в основном от размеров лопаток и характера их крепления. Под воздействием парового потока из сопел лопатки могут совершать вынужденные колебания как в плоскости вращения (тангенци-.альные колебания), так и в плоскости, перпендикулярной вращению (осевые или аксиальные колебания). Аксиальные колебания лопаток практически встречаются весьма редко и связаны в основном с вибрацией рабочих дисков и легко устраняются соответствующей настройкой дисков путем их механической обработки. Тангенциальные колебания вызываются неравномерностью парового потока, проходящего через рабочую решетку. Причины неравномерности парового потока следующие [c.160]

В случае а) причиной неравномерности парового потока являются перегородки между соседними каналами. При протекании пара по каналам перегородки, разделяющие каналы, вызывают трение и тормозят поток. Поэтому скорость пара в сечении соплового канала неодинакова, а изменяется от минимума у стенок до максимума в средней части канала. Лопатки при вращении диска, встречая на своем пути различные по силе импульсы парового потока, вибргфуют. Если в этом случае собственная частота колебаний лопаток совпадает с частотой возмущающих сил, то такое явление называют резонансом. [c.234]

Пример 7. КОЛЕБАНИЯ ЛОПАТОК, СКРЕПЛЕННЫХ ПРОВОЛОКОЙ. Будем считать, что прилегающий к лопатке шаг проволоки действует иа лопатку в месте крепления А так же, как шаг бандажа на головку лопатки в примере 2, При таком предположении задача приводится к расчету свободных колебаний однородного стержня, жестко закрепленного концом j = О в ободе диска и свободного на конце х = 1 (рис. 76), нагруженного в месте крепления проволоки X = гармонически изменяющимися с собственной частотой лопаиси сосредоточенными силой и моментом [c.296]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...