Деформации Колебании изгибные

В качестве второго типа конструкций рассмотрим набор из подкрепленных стрингерами тонкостенных панелей фюзеляжа самолета. Нами было показано экспериментально [5.26] и аналитически [5.27], что большинство наиболее опасных форм колебаний соответствуют частотам, примыкающим снизу к частоте, при которой происходят колебания стрингеров по первой крутильной форме, и сверху—к частоте, соответствующей первой изгибной форме колебаний стрингеров. Эти две крайние формы колебаний часто появляются при частотах, отличающихся не более чем на октаву, поэтому и энергии, соответствующие этим формам колебаний, также довольно близки друг другу. В действительности энергия деформации при изгибных формах колебаний стрингеров примерно в четыре раза больше энергии крутильных колебаний. Поэтому подобные формы колебаний можно демпфировать с помощью одиночного настроенного демпфера. [c.229]

При этих предположениях можно говорить о двух типах колебаний. К первому типу относятся случаи, когда любая точка срединной плоскости диска колеблется в той же плоскости, т. е. совершает плоские колебания в свою очередь, их можно подразделить на радиальные и тангенциальные колебания. Второй тип колебаний — изгибные колебания диска, которые характеризуются пространственной картиной деформаций и перемещениями точек срединной плоскости по перпендикуляру к этой плоскости. Установлено, что центробежные эффекты, связанные с вращением диска, практически не влияют на формы и частоты свободных плоских колебаний поэтому вращение диска учитывают только при исследовании изгибных колебаний. [c.141]

Сопоставление скорости распространения волны изгибной деформации в балке Тимошенко со скоростью распространения поверхностных волн Релея (т. е. волн изгибной деформации в полупространстве). По этому методу получается значение К, зависящее от коэффициента Пуассона (в частности, при р, = 0,3 К = 0,86), которое применяется в задачах о низкочастотных колебаниях [102]. [c.195]

Уравнения движения привода выписаны на основе уравнений Лагранжа, а рассеяние энергии в системе учтено в виде модели вязкого трения. Численные значения коэффициентов затухания колебаний определили расчетным путем с последующим уточнением в процессе экспериментального исследования. При расчете параметров дифференциальных уравнений движения учли, что баланс крутильной податливости складывается из податливостей валов па кручение, контактных деформаций сопряженных деталей, податливостей опор и изгибных деформаций валов, приведенных к крутильной податливости. Уравнения движения главного привода, имеющего переменные массы и жесткости, представили [c.131]

Крутильная система машинного агрегата обычно образуется некоторым числом сосредоточенных масс, упругим валопроводом, рядом передач (ременных, зубчатых, червячных и пр.), упругих и жестких муфт и других соединений (шпоночных, шлицевых и др.). При неточном центрировании муфт или под воздействием усилий со стороны передач возникают поперечные, а иногда и осевые деформации валов, что может явиться причиной появления наряду с крутильными, также изгибных и продольных колебаний. [c.58]

Рассмотрение совокупности всех колебаний связано с большими трудностями, что заставляет в практике инженерных расчетов машинных агрегатов ограничиваться анализом доминирующих крутильных колебаний [21, 64, 107]. Это упрош,ение в известной степени оправдано тем, что кинетическая энергия масс в их поступательном перемещении при изгибных и продольных колебаниях, как правило, значительно меньше, чем при крутильных колебаниях. Потенциальная энергия деформации валопровода при [c.58]

Примем в качестве обобщенных координат угловую координату абсолютного движения на входе 9i = 7i, крутильную деформацию вала фг — 4>i Qi и деформацию упругого элемента с коэффициентом жесткости с , равную ijs. В качестве лишней координаты примем 74 = 11 (q + q ). На первом этапе будем условно считать, что изгибные колебания в сечении кулака нам известны. Тогда можно записать, что абсолютная координата массы ведомого звена Шз равна q + + з- Запишем кинетическую и потенциальную энергии, связанные с поворотом вала и движением массы т -. [c.70]

Детали, облицованные покрытием, при достаточно жестком соединении будут вести себя в отношении возбуждения, как детали из материала с более высоким внутренним трением. Демпфирующие покрытия ослабляют колебания в любом направлении. При изгибных колебаниях детали покрытие испытывает деформацию сжатия или растяжения в направлении, параллельном поверхности детали. [c.223]

Как известно из теории колебаний, при таком соотношении частот амплитуды вынужденных изгибных колебаний будут относительно незначительно отличаться от статических деформаций, вызванных соответствующими возбуждающими силами. Поэтому, исследуя динамические процессы в аналогичных редукторах, можно ограничиться рассмотрением лишь крутильных колебаний вокруг оси Z, вводя необходимые поправки при вычислении приведенных моментов инерции колес К [c.247]

Изучение изгибных колебаний вращающихся валов начинается с рассмотрения движения сечения, в котором прикреплена деталь (диск). Это движение происходит вследствие деформаций вала и вследствие его вращения. [c.112]

Резонанс, соответствующий первой изгибной форме колебаний системы лопаток рабочих колес промышленных установок (рис. 5.55) с частотой, примерно равной 64 Гц, возникал при рабочих условиях эксплуатации при частоте вращения, равной 640 об/мин, что приводило к преждевременному разрушению лопаток. Хотя никаких измерений деформаций в лопатках при первоначальном исследовании задачи не проводилось, предполагалось, что было бы полезным демпфировать вынужденные колебания лопаток, с тем чтобы повлиять на их динамическое поведение в окрестности частоты резонанса. [c.266]

В таких условиях гибкие вертикальные роторы при изгибных колебаниях помимо обычных инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов и опор, испытывают воздействие сил, параллельных оси ротора, а также сил инерции и их моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника [1, 2]. Конструктивно вертикальные роторы можно разделить на подвесные и зонтичные. У подвесных роторов гибкий вал и сосредоточенные на нем массы располагаются ниже упорного подшипника (точки подвеса), а у зонтичных — по обе стороны от него или только выше. Теория изгибных колебаний в поле сил тяжести вертикальных роторов подвесного типа подробно изложена в работах [1, 3]. В меньшей степени изучались зонтичные схемы. [c.5]

Формы собственных колебаний гибкого вала, вращаюш,егося в подшипниках с зазорами, как это видно из решений (26), представляют собой пространственные кривые, содержащие тригонометрические и гиперболические функции. Каждой форме колебаний соответствует своя собственная частота колебаний, определяемая частотным уравнением (20). Оно является обш,им для любого вида закрепления концов гибкого ротора. Из этого уравнения получаются все известные частотные уравнения для частных случаев опирания гибкого ротора на подшипники. Корнями уравнения (20) являются величины к,/, зависяш,ие от квазиупругих коэффициентов щ и Кц опор ротора. Эти коэффициенты, в свою очередь, определяются также изгибной деформацией вала. Определение Kj и Кц из уравнений (25) и подстановка их в уравнение (20), а затем решение частотного уравнения относительно к1 вызывает большие трудности и громоздкость. Однако значительные упрощения в решении частотного уравнения (20) достигаются при рассмотрении частных случаев опирания ротора на подшипники. [c.206]

Вертикальные роторы многих машин при изгибных колебаниях, помимо инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов, подвержены действию сил, параллельных оси ротора (например, сил тяжести), а также сил инерции и моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника, Эти дополнительные силовые факторы особенно могут сказываться, когда ротор имеет податливые опоры, длинные консольные части со значительными сосредоточенными массами па конце, большие зазоры в подшипниках. При определенных условиях они могут оказать существенное влияние на собственные и вынужденные колебания вертикальных роторов. Поэтому независимо от принятого метода уравновешивания гибких роторов такого типа приходится считаться с появлением иных собственных частот, критических скоростей, форм упругих линий ц т. и. [c.170]

Опасные колебания дисков обусловлены их изгибной деформацией, сопровождающейся перемещениями масс в направлении оси системы. На рис. 6.11 показана схема спектра собственных частот [c.94]

Деформация спектра рабочего колеса под воздействием центробежных сил. На рис. 6.29 приведен спектр рабочего колеса с консольными лопатками в условиях вращения (сплошные линги и при отсутствии его (штриховые линии). Влияние вращения при различных числах т, а также частотных функциях весьма раз.лпч-но. Это определяется конкретными формами колебаний системы. Например частоты, принадлежащие правой ветви частотной функции п=2, практически не изменяются с увеличением частоты вращения. Это понятно, поскольку им соответствуют формы колебаний, связанные в основном с крутильными деформациями лопаток при практически спокойном диске. Это вполне согласуется с хорошо известным фактом слабого влияния вращения на частоты крутильных колебаний изолированных лопаток. Напротив, частоты правых ветвей частотных функций п=0 и п— (см. рис. 6 12) сильно изменяются с возрастанием частоты вращения. Им соответствуют формы колебаний с преобладанием изгибных деформаций лопаток, на которые вращение сказывается больше. Для других фрагментов спектра степень влияния вращения определяется совместными колебаниями диска и лопаток. [c.112]

В качестве примера падения некоторых собственных частот с увеличением частоты вращения могут служить колебания системы, показанной на рис. 6.34. Здесь две группы радиальных консольных стержней закреплены на вращающемся кольце (оболочке). Первая группа — стержни, ориентированные свободными концами в сторону действия центробежных сил, а вторая — в противоположную. Увеличение частоты вращения приводит к росту собственных частот системы, характеризующихся преобладанием изгибных деформаций стержней первой группы и, напротив, вызывает падение частот системы, которым свойственно преобладание изгибных колебаний стержней второй группы, [c.116]

В процессе проектирования судового валопровода обычно производят расчет его поперечных колебаний для оценки динамических явлений, связанных с изгибными деформациями. При определенных числах оборотов эти колебания могут достигать недопустимого развития, приводя к нарушению нормальной работы системы и преждевременному выходу из строя отдельных ее элементов (подшипников, валов). Задачей расчета является определение этих чисел оборотов с обеспечением должного удаления их от рабочего диапазона. [c.224]

В гл. II было показано, что при определенной, так называемой критической скорости вращения вал теряет устойчивую, почти прямолинейную, форму и начинает бить . Это явление, связанное с некоторой неизбежной динамической неуравновешенностью вала, нельзя назвать поперечными колебаниями в полном смысле слова, так как форма изогнутой оси вала в процессе движения почти не меняется (некоторая переменная деформация может возникнуть за счет неполной изотропии системы, т. е. различия ее упругих характеристик в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и изгибные напряжения сохраняют в процессе движения почти постоянную величину. Тем не менее, представляя круговое (или в общем случае эллиптическое) движение вала в виде суммы поперечных колебаний в горизонтальной и вертикальной плоскостях, можно применить для его математического описания общие формулы поперечных колебаний. При таком представлении центробежные силы, сопровождающие вращение неуравновешенных элементов, играют роль возбудителя первого порядка относительно собственного вращения вала, т. е. такого возбудителя, частота которого равна скорости вращения вала (здесь и в дальнейшем под порядком возбудителя понимается отношение частоты его к скорости вращения вала). Совпадение частоты возбудителя с частотой свободных поперечных колебаний системы, имеющее место при вращении вала с критической скоростью, приводит к опасному росту изгибных деформаций и напряжений. [c.225]

В дальнейшем изложении мы будем уделять основное внимание усилиям, вызывающим изгибные деформации валопровода, и изгибающему моменту. Дополнительные составляющие упора и крутящего момента могут послужить источником соответственно продольных и крутильных колебаний системы, расчет которых составляет самостоятельную задачу. [c.226]

Правильный выбор действующих опор особенно важен при расчете валопроводов крупнотоннажных судов, валы которых, как указывалось ранее, отличаются большой изгибной жесткостью. В таких системах малейшая неточность монтажа или собственные деформации корпуса могут привести при чрезмерной близости соседних опор к отключению одной из них. В этом случае при составлении расчетной схемы следует выключать из рассмотрения ту из опор, устранение которой приводит к наиболее резкому снижению частоты свободных поперечных колебаний валопровода, а именно ближайшую к корме. Результат расчета определяет в этом случае наименьшую из возможных частот свободных поперечных колебаний реальной системы. Анализ нагрузок, воспринимаемых подшипниками валопровода, позволяет сделать вывод, что надежная загрузка опор промежуточного вала может быть достигнута [c.233]

Роторы турбин и генераторов находятся под действием статических и повторно-статических (малоцикловых) напряжений, обусловленных центробежными силами и тепловыми нагрузками при испытаниях, эксплуатационных пусках и остановах, а также при изменении мощности. Число таких циклов может достигать 20—60 и более в год при общем числе за расчетный ресурс 500— 1000 и более. Повторяющаяся смена нагрузок вызывает в роторах (особенно в местах повышенной концентрации и значительных температурных напряжений) накопление малоцикловых повреждений. Сочетание повторных нагрузок с повышенными температурами в элементах конструкций высокого давления является причиной ускорения накопления повреждений за счет длительных статических повреждений. Кроме того, на низкочастотные (10- —10 Гц) циклы высоких напряжений накладываются высокочастотные (в диапазоне частот 10—150 Гц) циклы переменных напряжений, обусловленные действием нагрузок от силы тяжести на оборотных частотах , срывом масляного клина в подшипниках или вибрационных нагрузок за счет изгибных и крутильных колебаний роторов по соответствующим формам. Суммарное число циклов нагружения за расчетный ресурс достигает при этом 10 — 10 . Вибрационная составляющая циклических напряжений для роторов турбин и генераторов при современном уровне балансировки, предварительных доводочных работ и контроля вибраций при эксплуатации может быть снижена практически до безопасных уровней при нормальной эксплуатации. Но роль этой составляющей резко возрастает при изменении жесткости роторов на стадии развития в них макротрещин. Для роторов паровых турбин в интервале указанных низких и высоких частот могут иметь место циклы нагружения с промежуточными частотами (0,01 —10 Гц) в результате неравномерности давлений и температур потоков пара. Таким образом, фактический спектр механических и температурных напряжений для роторов турбин и турбогенераторов оказывается достаточно сложным. Сложность формы цикла возрастает по мере повышения температур (образуются деформации ползучести), а также за счет изменения асимметрии цикла при наличии остаточных напряжений. [c.7]

Ультразвуковые колебания прикладываются к инструменту в осевом направлении подачи. В зависимости от кинематики движений заготовки относительно режущей кромки они могут быть продольными, крутильными и изгибными. Механизм воздействия ультразвука на процесс обработки заключается в снижении сопротивления обрабатываемого материала пластической деформации в зоне стружкообразования, снижении трения в контактных зонах и облегчении поступления смазочно-охлаждающих веществ (СОВ). [c.622]

Изгибные колебания системы роторы—корпус—подвеска вызываются неуравновешенными центробежными нагрузками вращающихся роторов, несоосностями опор, технологическими несовершенствами соединительных деталей роторов, нарушениями центровок деталей, температурными деформациями и т. д. Эти колебания являются основными, а их частоты равны или кратны частотам вращения роторов. [c.282]

При составлении расчетной схемы диски при кручении можно считать абсолютно жесткими. Необходимо учитывать связанность в продольном направлении колебаний роторов, соединенных опорно-упорными подшипниками, изгибные податливости Дисков при деформациях зонтичного типа, податливости валов, цапф и деталей. Осуществляющих связь подшипников с корпусом, а также влияние лопаток, как естественно-закрученных стержней. [c.283]

Уравнения изгибно-крутильных колебаний стержней. Считаем, что стержень имеет прямолинейную ось и незакрученное поперечное сечение. На основе допущений элементарной теории изгиба и теории кручения и учета эффектов депланации получают следующие выражения для кинетической энергии и потенциальной энергии деформации [c.156]

Применение МКЭ к задачам колебаний оболочек. Каждый из конечных элементов иа которые разбита срединная поверхность оболочки, можно рассматривать как пластину с двумя системами напряжений и деформаций — мембранной и изгибной. Вектор узловых перемещений, отнесенный к локальной системе координат элемента с номером k, имеет шесть составляющих [c.189]

В задачах о продольных и изгибных колебаниях нормальные напряжения о связы вают с относительной деформацией е равенством [c.132]

Колебательные системы классифицируют по акустическим и технологическим параметрам. По первому признаку колебательные системы подразделяют в зависимости от места расположения очага деформации и тина колебаний инструмента. При работе колебательной системы в режиме стоячей волны имеются пучность колебаний (узел напряжений) и пучность напряжений (узел колебаний). Эти два сечения и определяют место расположения очага деформации. Колебания инструмента могут быть продольныхми, радиальными, крутильными, поперечными и реже изгибными. [c.112]

При наличии мягких покрытий вибропоглощающий слой почти не вызывает сдвига нейтральной оси пластины при изгибных колебаниях. Поглощение энергии происходит в основном за счет деформации вибропоглощающего слоя. Так как модуль упругости мягкого покрытия мал, то длина упругой волны в покрытии также мала и уже на относительно низких звуковых частотах (порядка нескольких сот герц) соизмерима с толщиной покрытия. Вследствие этого имеют место интенсивные колебания по толщине вибропоглощающего слоя, нормальные к его поверхности. Потенциальная энергия деформации этого слоя мала по сравнению с потенциальной энергией в металле, но коэффициент потерь покрытия для применяемых материалов относительно велик (т = 0,5), поэтому коэффициент внутренних потерь пластины с покрытием может достигнуть десятых долей единицы. Максимумы поглощения колебательной энергии будут наблюдаться на частотах, где по толщине вибропоглощающего слоя укладывается несколько полуволн, поэтому полоса частот вибропоглощепия достаточно широка. Уровень уменьшения шума в случае мягких вибропоглощающих покрытий можно рассчитывать при помощи выражения (193). [c.130]

В результате анализа изгибных колебаний вязкоупругих слоистых балок Николас [57] показал, что деформация поперечного сдвига может оказывать существенное влияние на демпфи-руюЩ ие свойства балки. В этой же работе установлено, что инерцию вращения при анализе колебаний большинства трехслойных балок можно не учитывать. [c.144]

Донг [811 получил решение уравнений обобщенной теории Доннелла, определяющее собственные частоты цилиндрических оболочек с произвольным набором ортотропных слоев и с различными граничными условиями. Узловые линии, так же как и в изотропных оболочках, образуют прямоугольную сетку. Берт и др. [37] рассмотрели аналогичную задачу на основе более точной теории первого приближения Лява. Найденные ими значения частот в общем достаточно хорошо согласовались с рерчльтатами Донга, за исключением низших частот, которые у Донга оказались завышенными. В работе Берта и др . на примере двухслойной ортогонально-армированной цилиндрической оболочки из боро-пластика проиллюстрировано влияние эффекта связанности мембранных и изгибных деформаций. Рассматривались также различные ортогонально-армированные структуры, включающие три слоя одинаковой толщины. Было установлено, что поведение оболочек, армированных по схемам О—К—О и О—О—О (О соответствует слою, уложенному в осевом направлении, К — слою, уложенному в кольцевом направлении), почти не различается. Также Мало отличаются друг от друга оболочки, армированные по схемам К—К—О и К—К—К. При всех четырех схемах армирования оболочка имеет,примерно одинаковую собственную частоту, соответствующую первому тону колебаний в осевом направлении и второму (п = 2) в окружном. При п = 1 армирование по схемам О,—О—О и О—К—О приводит к более высоким значениям частоты, а при относительно более высокие значения [c.239]

Н. С. Кондрашова [68] решен класс задач о параметрических колебаниях трубопроводов с протекающей внутри них жидкостью. Было, в частности, показано, что собственная частота изгибных колебаний трубопроводов зависит от скорости протекающей через него жидкости. Эта зависимость обусловлена центробежными и кориолисовыми силами, возникающими в жидкости при деформации трубопровода. Если жидкость, протекаюп ая через трубопровод, пульсирует, то частота колебаний трубопровода периодически меняется и, следовательно, приводит при определенных условиях к параметрическим колебаниям. Близкая задача о параметрических коле- [c.14]

В этом эксперименте кольцевая изгибная жесткость определялась динамическим методом, суть которого состоит в определении собственной частоты колебаний исследуемой системы и пересчете найденной частоты в жесткость. Оболочка устанавливалась в горизонтальном положении на столе электродинамического вибратора ВЭДС-400, оболочка закреплялась между двумя призмами (рис. 2). Собственная частота колебаний такой системы определялась как частота резонанса, соответствующего эллиптической деформации поперечного сечения оболочки. Расчет низших собственных частот производился по формуле [c.215]

Пусть геометрическая форма лопаток н их установка на диске таковы, что система имеет прямую поворотную симметрию, обладая одновременно плоскостью зеркальной симметрии, нормальной к оси системы. Тогда взаимодействие между изгибными колебаниями лопаток в окружном направлении и колебаниями жестко закрепленного диска, недеформируемого в своей срединной плоскости, отсутствует. В этих условиях параметр связи равен нулю, взаимная интерференция частотных функций отсутствует, пересечения их сохранятся, и эта часть спектря основной системы качественно совпадет с соответствующей частью объединенного спектра парциальных систем. В то же время, связанность семейств изгибных колебаний лопаток в направлении оси системы с изгибными колебаниями диска сохранится, четко проявится взаимная интерференция соответствующих парциальных частотных функций. Сохранится она и для семейства крутильных колебаний лопаток. На рис. 6.13 приведен спектр собственных частот упругого диска, несущего радиально расположенные консольные стержни постоянного (прямоугольного) сечения. Здесь хорошо видна деформация спектра при изменении ориентации главных осей сечения стержней относительно оси системы. При (3=0 и 90" система приобретает прямую поворотную симметрию. При Р = 0° изгибная податливость жестко закрепленного в центре и недеформируемого в своей плоскости диска не сказывается на частотах изгибных колебаний стержней в направлении их минимальной жесткости, и частотные функции имеют точки взаимного пересечения (точки А и В, рис. 6.13). Здес -, взаимодействие колебаний стержней и диска отсутствует (х = 0), однако наблюдается сильная связанность колебаний диска и стержней в направлении максимальной жесткости последних. При р = 90 наблюдаются сильная связан- [c.97]

К. к. возникают в разнообразных упругих системах в нек-рых случаях возможны совместные колебания с разл. видами деформации элементов системы, наир, изгибно-крутильные колебания. Так, при определ. условиях полёта под действием азродинамич. сил иногда возникают самовозбуждающиеся изгибно-крутильные колебания крыла самолёта (т, н, флаттер), к-рые могут вызывать разрушение крыла. [c.531]

Испытания соединений должны проводиться при одновременном воздействии изгибных деформаций, обусловленных кинематикой механизма с реальными амплитудами, а также пульсирующего давления жидкости. Амплитуда колебаний давления при номинале 280 кПсм обычно выбирается равной от 42 до 420 кПсм [c.580]

Динамическое состояние зубчатой передачи характеризуется в общем случае поведением ее как колебательной системы со многими степенями свободы. Зубчатое колесо, сидящее на валу, имеет три степени свободы и, следовательно, возможны следующие колебания крутильные колебания колеса вокруг оси изгибные колебания (смещение) зубчатого колеса в плоскости зацепления, вызывающие деформации валов смещение зубчатого колеса в направлении, перпендикулярном к плоскости зацепления. В расчетах учитывают в основном крутильные колебания. С учетом степеней свободы связано число учитываемых при расчете колебательной системы сосредоточенных масс. Так как зубчатая передача обладает двумя или больпшм числом степеней свободы, то упрощенный расчет, использующий одномассовую заменяющую систему, только в некоторых случаях, может дать приемлемое решение. [c.293]

Собственные частоты продольных колебаний системы предполагаются гораздо более высокими, чем изгибные, поэтому продольные деформации ротора не учиты-ваю ся. [c.190]

Интегральное уравиенне колебаний лопатки. Для коротких жестких лопаток расчетная частота изгибных колебаний оказывается существенно выше экспериментальной. Это объясняется влиянием деформаций сдвига н погрешностью предположения об абсолютной жесткости заделки. [c.235]

Учет изгибно-крутильиой связанности колебаний лопаток. При наличии изгибно-крутильной связанности гармонические смещения основания лопатки вызывают ее крутильную деформацию, и наоборот. [c.277]

Признаком сильной связанности парциальных кооебаний является близость парциальных частот, полученных для систем с искусственным выделением лишь одного вида деформаций. Расчеты свободных связанных крутильно-изгибно-продольных. колебаний используют а) для оценки необходимости учета связанности определенных видов колебаний б) при исследовании влияния на степень связанности тех параметров системы, определение которых производится с большой погрешностью (жесткости щек в разных направлениях, жесткости опор коленчатого вала). [c.336]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...