Эффективных жесткостей динамическая

Эффективных жесткостей динамическая теория 375—380 [c.557]

При свободных и вынужденных колебаниях амортизированного объекта на амортизаторах с резиновыми упругими элементами эффективными жесткостями амортизаторов являются их так называемые вибрационные жесткости (динамические жесткости в вибрационном режиме). Их зависимостью от амплитуды деформации упругого элемента можно в первом приближении пренебречь, если нелинейность упругой характеристики элемента невелика. [c.339]

Для оценки эффективности нелинейных динамических гасителей помимо информации о динамической податливости или жесткости демпфируемых элементов необходимо знать уровень их колебаний до установки гасителей. Таким образом, в случае экспериментального определения характеристик демпфируемой системы нужно произвести соответствующие измерения колебаний в условиях нормального функционирования объекта. [c.351]

Повышение эффективности и надежности машин при уменьшении материалоемкости, создание новой техники, рассчитанной на эксплуатацию в экстремальных условиях при больших нагрузках (статических и динамических, детерминированных и случайных), высоких температурах, импульсных и ударных воздействиях требует глубоких знаний в области прочности. Без глубокого понимания физики поведения элементов конструкций, нагруженных силами или находящихся в силовых полях, рассчитать конструкцию с требуемыми прочностью, жесткостью и надежностью невозможно. [c.8]

Как видно из рис. 94, изменение жесткости образца мало влияет, на частоту собственных колебаний динамической системы машин с упругими преобразователями. Следовательно, большого повышения эффективности возбуждения и разгрузки деталей возбудителя можно достичь без специальной аппаратурной стабилизации режима испытаний, которая необходима только в области значительных коэффициентов динамического усиления и для машин, работающих в режиме резонансных колебаний (см. гл. VII). [c.155]

Исследование технологического процесса во времени требуется для решения многих важных производственных задач. Так известно, что наиболее распространенные методы контроля качества продукции, основанные на проверке годности ее после изготовления, не обеспечивают условий для контроля самого хода технологического процесса и воздействия на качество деталей в процессе обработки, т. е. решения задачи регулирования процесса. Знание же закономерностей течения процесса во времени позволяет перейти к более эффективным, например, статистическим методам контроля и регулирования. Известно также, что проверка станков на точность, без учета их жесткости под нагрузкой и возникающих при этом динамических погрешностей, не дает возможности правильно оценить точность оборудования и влияния ее на точность обработки. Изучение же хода процесса во времени позволяет сделать это с наибольшей полнотой. [c.35]

Зависимость погрешности измерения, вызванной нестабильностью входного давления воздуха, от параметров измерительной ветви пневматических приборов исследовалась в ряде работ [1—4]. Рекомендации по выбору параметров ветви противодавления имеются лишь в отношении быстродействия пневматических приборов [5] Известно, что одним из наиболее эффективных способов повышения быстродействия является применение чувствительного элемента с пониженной жесткостью [5, 6] Увеличенная чувствительность механического преобразователя позволяет уменьшить пневматическое передаточное отношение, а следовательно, увеличить быстродействие прибора и уменьшить динамическую погрешность измерения. В этом случае основной составляющей погрешности измерения может стать ошибка от нестабильности входного давления воздуха. [c.154]

Если в конструкции возникает одна или несколько форм колебаний (рис. 1.13, г и д) при наложении внешнего возмущения, то комбинация спектров податливости конструкции, которая сама может иметь случайный характер для ряда однотипных конструкций, и спектр возбуждения могут породить большое разнообразие во взаимодействии. Например, если жесткость и масса системы подобраны соответствующим образом, то частота резонансного пика может совпасть с частотой дискретного пика возбуждающей колебание силы, что соответствует особенно большим перемещениям. На рис. 1.13, в показано, как влияет на передаточную функцию изменение жесткости и массы видно, что, увеличивая жесткость k динамическую реакцию в окрестности резонанса, но это не может уменьшить влияние отдельных всплесков в спектре возбуждения до тех пор, пока резонансная частота лежит в области одного из этих всплесков (что в любом случае нежелательно). Уменьшение всплесков и широкополосного спектра путем варьирования возмущениями эффективно сказывается на уменьшении амплитуды динамических перемещений при колебаниях, но это дело отнюдь не простое. [c.42]

Когда в конструкцию намеренно вводится демпфирование, то несколько изменяются и отдельные узлы, поскольку при колебаниях конструкции ее части деформируются и в свою очередь воздействуют на присоединенные вязкоупругие элементы, рассеивающие энергию. Если для того, чтобы успешно решать задачи колебаний конструкции, используются демпфирующие материалы, то необходимо понимать не только поведение демпфирующих материалов, но также и связанную с этим задачу динамики конструкции. Для облегчения понимания часто оказывается эффективнее с точки зрения затрат исследовать математическую модель, дающую упрощенное представление о динамических характеристиках конструкции. Это могут быть математические модели самой разной сложности, начиная от системы с одной степенью свободы, соответствующей телу единичной массы, соединенному с пружиной, и кончая тонкими аналитическими представлениями о непрерывной системе с распределенными массой, жесткостью и демпфирующими свойствами, на которую действует распределенная возмущающая силовая функция. Степень сложности модели, используемой в процессе решения задачи, зависит не только от сложности конструкции, но и от времени и других ресурсов, которыми располагает инженер для решения задачи. [c.136]

Можно проследить, например, по всему диапазону частот какой-либо гармоники двигателя (т. е. по всему диапазону оборотов), каковы будут вынужденные колебания части системы, имея кривые ее динамической жесткости и динамической жесткости системы вала, не находя и не заменяя для данной частоты рассматриваемую часть системы соответствующим ее динамической жесткости эффективным моментом инерции. [c.379]

Вынужденные колебания машины, вызываемые неуравновешенностью роторов, определяются, таким образом, амплитудами прогибов и динамических опорных усилий, которые возникают от той же неуравновешенности в роторах на абсолютно жестких опорах, и с другой стороны, динамическими жесткостями системы корпус—роторы в узловых точках (на шейках роторов). Поэтому при сравнительной оценке эффективности различных способов балансировки ротора достаточно ограничиться рассмотрением его движения на жестких опорах. Отсюда, в частности, вытекает, что снижение уровней вибраций корпуса машины, которое нередко достигается уменьшением жесткости опор роторов путем установки под подшипники эластичных втулок, связано с перестройкой инерционно-жесткостных характеристик системы в рабочем диапазоне оборотов, а не с повышением эффективности балансировки за счет самоцентрирования ротора, как это иногда объясняют. Повышение жесткости ротора приводит не только к изменению инерционно-жесткостных характеристик системы, но может повысить эффективность балансировки ротора. [c.223]

Контактное возбуждение. Объект эксперимента, закрепленный на неподвижном основании, нагружается вибратором в той или иной точке с помощью механической связи. Главным недостатком такого возбуждения может быть существенное искажение упруго-массовых характеристик объекта эксперимента (новая система объект — подвижная часть вибратора). Чтобы искажение было меньшим, точку контакта желательно располагать там, где динамическая жесткость на данной собственной форме максимальна. Но это влечет снижение эффективности возбуждения. [c.212]

На рис. 1 приведен ряд типовых динамических моделей механизмов и их приводов. Принятые в этих моделях инерционные характеристики /, коэффициенты жесткости с и коэффициенты поглощения ф следует трактовать как приведенные значения. Помимо кинетостатической модели (рис. I, а) могут оказаться эффективными динамические модели при учете податливости ведомой части и абсолютно жесткой ведущей части механизма (рис. 1, б) или при податливой ведущей и абсолютно жесткой ведомой части (рис. 1, в). Эти модели являются частными случаями модели более общего типа (рнс. 1, г), которая позволяет описать сложные колебательные явления, возникающие при взаимном влиянии двух подсистем, связанных функцией положения. [c.84]

Излагаются аналитические методы и результаты решения большого круга неклассических задач механики контактных взаимодействий упругих тел. Рассмотрены статические и динамические контактные задачи теории упругости для тел сложной конфигурации, неоднородных тел и контактные задачи с усложненными условиями в зоне контакта. Для решения указанных задач разработаны эффективные аналитические методы решения парных рядов-уравнений, интегральных уравнений и бесконечных систем линейных алгебраических уравнений. Получен ряд качественно новых и важных результатов, касающихся зависимости контактных напряжений, жесткости системы штамп-упругое тело, размеров области контакта и деформации свободной поверхности от параметров задач. [c.1]

Создание систем автоматического управления роботами с использованием принципов автоматического регулирования, самообучения и т. д. Чем выше число степеней свободы системы, тем сложнее задачи обеспечения, с одной стороны, быстродействия, с другой стороны — высокой стабильности конечных перемещений (точности позиционирования), без чего функционирование промышленных роботов не может быть эффективным. При этом системы управления должны учитывать все динамические факторы, связанные с жесткостью звеньев и наличием зазоров, инерционными нагрузками, нестабильностью рабочих усилий при перемещении объектов. Закономерным представляется и следующий этап — переход в управлении роботами от средств локальной автоматики по жестко заданной программе к прямому управлению от ЭВМ, с оптимизацией выполняемых функций. Именно этим вопросам посвящено в настоящее время большинство работ, связанных с созданием промышленных роботов. [c.304]

Для определения частот собственных колебаний системы весьма эффективным оказывается метод динамических жесткостей. [c.416]

Снижение динамических усилий может быть достигнуто и за счет факторов, способствующих снижению инерционных нагрузок. Это возможно посредством уменьшения движущихся масс или скоростей их движения, а также путем снижения жесткости конструкции. Так как массы движущихся элементов определяются необходимым запасом прочности, то уменьшение их возможно только за счет применения более качественных и более легких материалов. Эффективно применение сдвоенных, строенных и т. д. приводов механизмов мощных машин, а также использование тихоходных двигателей с безредукторным приводом. Однако последнее увеличивает общую массу машины. Снижение рабочих скоростей движения требует снижения производительности машин и поэтому, как правило, неприемлемо. [c.87]

Для сокращения погрешностей, возникающих в кинематических цепях системы СПИД, можно использовать также систему адаптивного управления размером динамической настройки фд. Стабилизировать размер динамической настройки фд кинематической цепи можно, как это выше было рассмотрено, за счет сохранения крутящего момента, действующего во время обработки. Это может быть достигнуто путем изменения рабочей подачи. В тех случаях, когда изменение величины рабочей подачи вызывает опасное увеличение нагрузки на зуб фрезы или большую шероховатость обрабатываемой поверхности, одновременно с возрастанием рабочей подачи повышается и скорость резания. Управляя размером динамической настройки фд кинематической цепи системы СПИД, одновременно с повышением точности достигается и увеличение производительности обработки. Это дало наиболее эффективные результаты при нарезке косозубых зубчатых колес, при которой момент резания в период врезания непрерывно возрастает, а в период выхода фрезы убывает до величины момента холостого хода. Следовательно, обработка с увеличенной подачей в момент начала обработки (и надлежащей скоростью резания) и постоянно убывающей до величины, установленной для периода установившегося резания, а затем с постепенно. возрастающей подачей до первоначальной величины, позволяет сократить машинное время в среднем до 30%. Стабилизация размера динамической настройки фд позволяет при этом повысить точность обработки на один класс и увеличить размерную стойкость фрез до 30%. Управлять размером динамической настройки фд кинематической цепи можно также и путем изменения жесткости или упругого закручивания ее звеньев. [c.30]

Таким образом, исследования изменения динамической жесткости системы СПИД показали, что в ряде случаев (когда речь идет об обработке деталей с точностью в несколько десятков микро-метров) следует считаться с такого рода погрешностью. Возможно вносить коррективы в ход технологического процесса на основании полученных экспериментальных зависимостей. Однако такой путь не является лучшим, если к тому же учесть, что характер изменения жесткости во времени незакономерен, что связано с различного рода случайными причинами (неритмичная обработка деталей, непредусмотренные перерывы в работе, установка различных источников тепла и т. п.). Наиболее эффективно компенсировать погрешности, порождаемые изменением динамической жесткости системы СПИД, можно использованием систем автоматического управления упругими перемещениями. [c.270]

Теория, известная под названием теория эффективных жесткостей , по-видимому, впервые использовала континуальную модель слоистой среды и волокнистого композита, учитывающую такой типично динамический эффект как геометрическая дисперсия. Простейший вариант этой теории для волокнистого композита был предложен в статье Ахенбаха и Геррмана [4]. В данной работе мы дадим краткое описание более современной теории типа теории эффективных жесткостей, использующей непрерывную однородную модель волокнистого композита полностью и со всеми деталями она изложена в статье Ахенбаха и Сана [6]. [c.375]

Имея разложения (38) — (39), вычисляем энергию деформации и кинетическую энергию для каждой отдельной ячейки. Последующее осреднение по ячейке дает среднюю энергию, полностью определяемую своим значением в центре волокна. После этого осуществляется завершающий этап перехода от системы дискретных ячеек к однородной континуальной модели, который состоит во введении полей кинематических и динамических переменных, непрерывных по всем координатам. Значения этих переменных на средних линиях волокон совпадают со значениями соответствующих параметров, вычисленными для системы дискретных ячеек. Следовательно, кинетическую энергию и энергию деформации, подсчитываемые так, как это описано выше, можно интерпретировать как плотности энергий для вновь введенной непрерывной и однородной среды. Плотность энергии деформации содержит не только члены, зависящие от эффективных модулей, но и члены, зависящие от некоторых констант, включающих характеристики как физических, так и геометрических свойств компонентов композита (т. е. от эффективных жесткостей ). Этим и объясняется название теории — теория эффективных жесткостей . Определяющие уравнения этой теории были получены при помощи принципа Гамильтона в совокупности с условиями непрерывности и с использованием множителей Лагранжа. Аналогичная теория для композитов, армированных упорядоченной системой прямоугольных волокон, была разработана Бартоломью и Торвиком [11]. [c.377]

Многие динамические теории континуума типа теории эффективных жесткостей весьма близки к теориям линейно упругих сред со сложной микроструктурой, развитым Миндли-ном [48]. Новые материальные константы, появляющиеся в таких теориях, в случае направленно армированных композитов определяются непосредственно в виде функций параметров, характеризующих расположение компонентов, и классических упругих постоянных компонентов. Вид такой зависимости в про-стейщей теории слоистой среды был указан в работе Геррмана и Ахенбаха 34]. [c.380]

Таким образом, задаваясь для первого пролета любой произвольной угловой скоростью (частотой), можно найти по соответствующему точному частотному уравнению и величину соответствующей жесткости на изгиб и его внутренней опоры. Ясно, что она не будет совпадать с действительной жесткостью, которая получилась бы только при созпадении выбранной скорости и действительной критической скорости. Эту эффективную жесткость часто называют динамической жесткостью. [c.133]

При проектировании длиннобазных установок с ДВС неравенство, обеспечивающее эффективность в указанном смысле применения маховика (увеличения часто не выполняется. Кроме того, возможности увеличения параметра с н обычно существенно ограничены вследствие конструктивно-технологических особенностей установки, например, при использовании унифицированных элементов валопровода. В таких случаях для борьбы с опасными по характеру эффекта Зоммерфельда низкочастотными нестационарными колебаниями в пусковых резонансных зонах длиннобазных установок эффективно используется динамический гаситель [3, 6, 16]. Специальная настройка динамического гасителя показана в табл. 12, где приняты обозначения g, — соответственно коэффициент жесткости упругого соединения и момент инерции маховика гасителя. [c.377]

Перечисленные примеры относятся к широкому классу задач теории динамической ц тойчивоспш упругих систем. Во всех этих задачах причиной параметрического возбуждения колебаний служит периодическое изменение во времени нагрузок, которые, будучи приложены статически, могут вызвать потерю устойчивости путем разветвления форм равновесия. Параметрические колебания этих систем можно интерпретировать и как результат изменения во времени их эффективной жесткости под [c.246]

Различие скоростей распространения этих волн, как видим, связано только с различием упругих характеристик, которые как бы определяют жесткость среды по отношению к данному типу динамических деформаций. Можно поэтому ввести обобщен1юе понятие эффективной жесткости связанной со скоростью распространения соответствующей волны соотношением [c.211]

Уравнение (Х.74) описывает распространение одномерной волпы растяжения вдоль стержня со скоростью определяемой формулой (Х.75), в которой роль эффективной жесткости в данном случае играет модуль Юнга Е (динамический, конечно). Заметим, кстати, что поскольку мы рассматриваем одномерную задачу, то формула (Х.75) в равной мере относится и к стержню, вырезанному из анизотропного материала в некотором направлении, в котором его ynpvTo Tb характеризуется данным значением модуля Юнга Е. [c.234]

Поглотители колебаний широко используются в технике для гашения продольных и крутильных колебаний, изменяющихся по любым законам. При гашении периодических колебаний фиксированной частоты со они менее эффективны, чем динамические гасители с трением. Однако в этих случаях им часто отдают предпочтение из-за простоты и отсутствия упругого элемента, склонного к усталостным (из-за большого числа циклов нагружения — разгружения в процессе работы) поломкам. В качестве примера рассмотрим систему, изображенную на рис. 5.7.6, а. Защищаемый объект, имеющий момент инерции I и поворачивающийся на угол ф, через упругий элемент жесткости с посажен на валу, вращающемся с частотой со (со = oi, Oq = onst). На защищаемый объект действует внешнее воздействие — момент G(t) = СоеУ . К защищаемому объекту присоединен поглотитель колебаний — диск с моментом инерции 1 , поворачивающийся на угол фр и прикрепленный [c.866]

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]

Рассмотрим в качестве примера определение эффективности системы амортизации дизеля 12ЧН 18/20, установленного на восемь амортизаторов типа АКСС-400И. Экспериментально были определены величины динамической жесткости дизеля [c.231]

В тех случаях, когда роторы являются тяжелыми и когда они имеют (по своей природе) большой и нестабильный в процессе длительной эксплуатации дисбаланс, и особенно в случае, когда машина работает на закритическом режиме и без применения специальных упругих элементов (например, за счет большой длины ротора), тогда обычная внутренняя амортизация на низких частотах не может быть осуществлена эффективной на частоте вращения из-за большой потребной жесткости упругих элементов, ибо им приходится в данном случае воспринимать большую статическую силу (силу веса ротора). Такое положение имеет место, например, во многих электрических машинах, турбинах. В этом случае остаточная периодическая сила, передающаяся через достаточно жесткую упругую связь, расположенную под опорами ротора, является достаточно большой. Выполненные нами исследования показывают, что эту силу можно существенно ослабить с помощью применения двухкаскадной амортизации с промежуточной массой, часть которой является настроенным антивибратором (на частоту вращения). Этот антивибратор создает (без учета сил трения) на промежуточной массе узел колебаний у вертикальной и горизонтальной компонент движения следовательно, динамические усилия локализуются на промежуточном теле и не передаются далее на корпус и опоры машины. Этот метод борьбы с колебаниями вблизи с источником мы назвали внутренней упругоинерционной виброзащитой. Она почти не изменяет габаритов и веса машины. Ее расчет описан нами ранее. [c.452]

При выключенном РП динамическую модель стенда оказалось возможным представить трехмассовой системой (рис. 3, а, где — масса диска и половины длины валопровода — масса упорного вала, приводного шкива и половины длины валопровода — масса упорного подшипника и эффективная масса его фундамента, приведенная к оси валопровода, — жесткость валопровода Са — жесткость упорного гребня и внутренних элементов подшипника Сд — жесткость корпуса подшипника и его фундамента, приведенные к оси вала). Величины перечисленных масс и жесткостей составили 0,117 0,043 0,096 кг сек 1см и 0,317 -10 0,920 -10 0,236 -10 кПсм, при этом расчетное значение первой собственной частоты равнялось 42,3 гц и достаточно хорошо согласовалось с экспериментальным значением соответствующей резонансной частоты, составлявшей 44 гц. [c.91]

Из Приведенных соотношений видно, что теория динамического поведения произвольной однопролетной балки, для которой с определенной точностью можно достаточно хорошо выделять резонансные частоты колебаний, может быть сведена к единственному соотношению, если для каждой системы полученных условий определены параметры эффективных масс и жесткостей. Для ряда случаев интегралы и ряды в выражении (5.18) можно вычислить с помощью таблиц нормальных форм колебаний, составленных Бишопом и Джонсоном [5.19]. Некоторые из этих интегралов и рядов приведены в табл. 5.1 для ряда концевых условий. [c.218]

Разработка конструкции выбранных механизмов и их критериальный анализ наиболее эффективно может проводиться с использованием дисплея. Разработка динамических моделей ведется с учетом заданных условий, которыми могут являться заданный тип привода, его автономность, конструктивные особенности передающих механизмов и др. В последующем динамические модели могут уточняться по результатам экспериментальных исследований и сопоставления их с результатами динамического синтеза. После разработки конструкции производится изготовление экспериментальных моделей, их экспериментальное исследование, а также определяются данные для динамического синтеза (жесткост-ные характеристики, зазоры, коэффициенты трения и др.) и пределы изменения переменных параметров. При этом используются результаты экспериментальной проверки исследуемых механизмов. Область изменения параметров может определяться ЛП-методом [4]. Динамический синтез ведется посредством аналоговых ЭВМ или устройств типа дисплея, что учитывается при разработке алгоритма синтеза. При динамическом синтезе используются данные экспериментов, а его результаты сопоставляются с ограничениями, принятыми при кинетостатическом синтезе и учитываются при окончательной отработке конструкции механизмов. [c.96]

Для суждения об эффективности упругой муфты, имеющей жесткость с и ко -фициент сопротивления 6, необходимо определить динамическую жесткость k (Ум) Или динамическую податливость У (Ум) мащины на валу 2 (см. гл. VIII). Дииамиче- [c.265]

Колебания всего крана вместе с грузом, возникающие при больших динамических нагрузках, затрудняют его эксплуатацию. Для снижения динамических нагрузок в конструкциях механизмов пЬдъема иногда применяют пружинные, пневматические, гидравлические или гидропневматические амортизаторы, смягчающие динамические нагрузки на грузозахватном устройстве или на гибком грузовом элементе. Пружинные амортизаторы эффективны только на кранах малой грузоподъемности, так как пружины имеют высокую жесткость. Поэтому лучше применять пневматические или гидравлические амортизаторы, они существенно уменьшают приведенную жесткость системы. [c.329]

В главе 6 на основе результатов глав 4 и 5 разработаны дву- и трехмерные дискретно-структурные модели динамики волокнистых композиционных сред и многослойных панелей при интенсивных импульсных нагрузках. При построении модели учитывается соотношение между макро-, микро- и мезомасшта-бами величин, характеризующих параметры слоев, структурой композиционного материала, уровнем дискретизации и характерной длиной волн динамического процесса. Определяющие уравнения используются для каждой компоненты композита. Предполагается полная адгезия волокон и связующего до разрушения. Мощность внутренних сил дискретного элемента определяется в виде суммы мощностей каждой его компоненты. Простые варианты моделирования разрушения позволяют достаточно эффективно описывать процессы расслоений в связующем, разрывы волокон, их взаимодействие и последующее деформирование. Приведены примеры численного моделирования развития процессов деформирования в двумерных сечениях слоистых композиционных панелей и панелей с ребрами жесткости при локализованной и распределенной импульсной нагрузке. Эти результаты подробно иллюстрируются рисунками, полученными при графической обработке численной информации. Выявлены общие закономерности развития процессов разрушения в слоистых композиционных панелях. [c.8]

Особенно интересным является эффект снижения динамической жесткости в определенном частотном диапазоне, что позволяет в этой области резко увеличить эффект виброизоляции (на 6-20 дБ), сохраняя необходимую величину статической жесткости и, следовательно, устойчивость объектов при установке на виброизоляторы. Эти виброизоляторы дополняются управляемыми системами с использованием электро-и магнитореологических жидкостей или могут быть превращены в активные устройства при управлении от внешних источников энергии с помощью приводных устройств, воздействующих на жидкость через мембраны. Эти устройства эффективно применяются в автомобильной и другой мобильной технике, а также в авиакосмической технике и получили в российской технической литературе название гидроопор. [c.6]

Причинами колебаний, возникающих в подшипниках скольжения, являются наличие обязательного бокового зазора между подшипником и цапфой вала, а также наличие динамических сил в пульсирующем потоке смазочной жидкости в зазоре, определяемых гидродинамическими свойствами смазки и толщиной смазочного слоя. В связи с этим подшипники скольжения являются сложным объектом для вибродиагностики. Эталонный спектр колебаний бездефектных подшипников скольжения не имеет характеристических частот и устанавливается экспериментально. В дальнейшем развивающиеся дефекты диагностируются по изменению спектральных составляющих. Дополнительно эффективным методом оценки состояния подшипников скольжения является также анализ формы траектории движения вала. Форма траектории зависит от многих факторов, в том числе от количества и качества смазки, наличия дефектов подшипника и вала. При отсутствии дефектов траектория обычно представляет собой замкнутый эллипс, что связано с различной жесткостью подшипника в вертикальном и горизонтальном направлениях. Анализ отклонения от эталонной формы траектории позволяет определить наличие и качество смазки, обнаружить дисбаланс ротора, вьмвить основные дефекты подшипника и оценить степень их опасности. [c.42]

Применяя различные способы, можно уменьшить вредное влияние автоколебаний. Например, правильным выбором характеристик режима резания, выбором оптимальных геометрических параметров инструментов, повышением жесткости технологической системы, применением различных виброгася-гцих и демпфирующих устройств (динамические виброгасители, ультразвуковой способ демпфирования и др.), применением виброгасящих фасок на передней поверхности инструментов, тщательной доводкой поверхностей инструмента, рациональным выбором марки инструментального материала, эффективным подводом СОЖ к зоне резания и другими способами. [c.60]

При построении алгоритмов вычислений особое развитие получили матричные формы метода начальных параметров, а также методов динамических жесткостей и податливостей. Особенно эффективными эти методы оказались для так называемых цепных многосвязных систем, к которым, в частности, относятся роторы, лопатки турбин, коленчатые валы, связанные системы типа ротор — статор — опоры , большинство плоских и многие пространственные стержневые системы. Применение указанных методов к цепным системам позволяет свести расчет к различного рода рекуррентным соотношениям. Понятие цепной упругой системы впервые появилось в уже цитированных работах В, П. Терских (1930, 1955), Затем в исследованиях Ф, М. Диментберга (1948), М. Л. Кемпнера (1950), [c.168]

Погрешности, вызываемые температурными деформациями системы СПИД, с одной стороны сказываются на изменении размера статической настройки, а с другой — на изменении размера динамической настройки системы СПИД, что связано с изменением динамической жесткости системы СПИД. Кроме того, к изменению точностных показателей деталей приводят температурные деформации самих деталей. Наиболее радикальным средством борьбы с такого рода погрешностями следует считать применение систем автоматического управления, которые позволяют на всех этапах операции технологического процесса управлять точностными параметрами обрабатываемых деталей. Для того чтобы наиболее эффективно использовать САУ, необходимо прав йльно встраивать в систему СПИД соответствующие чувствительные элементы (датчики), что позволит наиболее полно оценить температурные деформации и внести соответствующие поправки в ход технологического процесса. [c.257]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...