Колебания крутильные вала с дисками

Крутильные колебании невесомых валов с дисками [c.334]

О физическом подобии крутильных колебаний вала мы расскажем лишь вкратце. Частота собственных колебаний Q вала с дисками, моменты инерции которых 0i, 02.. . 0уу и коэффициенты жесткости отдельных участков вала ki2, /223-.. й w-i, м является обычно функцией этих параметров. Таким образом, получаем [c.358]

Фрикционные демпферы в последнее время вытесняются более простыми резонансными демпферами. Резонансный демпфер для погашения крутильных колебаний представляет собой массивный диск 0< (фиг. 140, а), укрепленный на валу с коэффициентом жесткости k t и соединен этим валом с диском 0 колеблющейся системы. [c.323]

Крутильные колебания валов с дисками [c.91]

Выбор тех обобщенных координат, которые должны учитываться (или которыми можно пренебречь), зависит также от характера действующих сил. Если, например, известно, что на некоторый вал с дисками, передающий вращающий момент, изгибающие силы не будут действовать, то изгибными колебаниями и, следовательно, соответствующими им координатами можно пренебречь, так как эти колебания не будут возбуждаться, и для вала останутся только крутильные колебания. В другом случае, наоборот, может оказаться, что в некотором диапазоне частот действующих сил существенны изгибные колебания, а крутильные колебания, частоты которых оказываются за пределами этого диапазона, не будут играть роли в рассматриваемой задаче тогда расчетная схема будет отражать только изгибные колебания. [c.13]

Собственную массу вала учитывают, прибавляя к сосредоточенной массе приведенную массу вала. Коэффициент приведения собственной массы при изгибных колебаниях консольной оси постоянного сечения с массой на конце -33/140 для двухопорного вала или оси с массой посредине - 16/35 при крутильных колебаниях для защемленного одним концом вала с диском на другом - 1/3. [c.128]

Основная частота собственных колебаний вала с сосредоточенной массой при учете собственной массы вала наиболее просто определяется, если к сосредоточенной массе прибавить приведенную массу вала. Коэффициент приведения при поперечных колебаниях для консольной оси постоянного сечения с массой на конце 33/140 для двухопорного вала или оси с массой посредине 17/35 при крутильных колебаниях для защемленного одним концом вала с диском на другом 1/3. [c.438]

Рассмотрим еще одну задачу, имеющую важное практическое значение, а именно крутильные колебания незакрепленного вала с двумя дисками (фиг. 134, а). Эта задача отличается от предыдущей тем, что вал в целом может вращаться, как жесткое тело. [c.253]

Пример. 4. Предположим, что в представленном на рис. 1.8 (п. 1.2) вале с дисками второй диск с моментом инерции 21 присоединен в середине вала. Используя метод Релея, определить круговую частоту основного тона крутильных колебаний. [c.51]

Рассмотрим теперь случай вала с закрепленными на его концах дисками (см. рис. 5.9). Вал может свободно вращаться, а моменты инерции дисков относительно оси х вала обозначены через /j для диска на левом конце (л = 0) и через /а для диска на правом конце (х = I). Подобная конструкция уже рассматривалась выше, в п. 1.2, как система только с одной формой крутильных колебаний, при этом пренебрегалось влияние распределенной массы вала. С учетом этой массы система имеет уже бесконечное число собственных форм колебаний, поэтому при таком подходе можно получить более точные результаты. Для исследования поведения вала с дисками, прикрепленными к обоим его концам, будет применен подход, описанный выше, в п. 5.5, для призматического стержня с пружиной или массой, прикрепленной к одному концу. [c.361]

Кроме простейшей задачи о колебании системы с одной степенью свободы, уже со времен Лагранжа стали рассматривать колебания связанных систем. Сюда относятся, например, крутильные и поперечные колебания валов с дисками, колебания локомотивов, гироскопов и т. д. [c.9]

Крутильные колебания. Рассмотрим вертикальный вал, к нижнему концу которого прикреплен круглый горизонтальный диск (рнс. И). Если в плоскости диска приложить крутящий момент, а затем его внезапно снять, то возникнут свободные крутильные колебания вала с диском. Положение диска в любой момент может быть определено углом ф, который составляет радиус колеблющегося диска с направлением того же радиуса, когда диск находится в покое. В этом случае за коэффициент жесткости примем крутящий момент к, который необходим, чтобы вызвать угол закручивания вала, равный одному радиану. В случае круглого вала длиной I и диаметром ё найдем из известной формулы для угла закручивания [c.17]

ВЫНУЖДЕННЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛА С ДИСКАМИ [c.249]

УРАВНЕНИЯ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ПРИВЕДЕННОГО ВАЛА С ПЯТЬЮ ДИСКАМИ (рис. 27)1>. Обозначим моменты инерции дисков относительно оси вала через [кГ м с2], г = 1, 2, 3, 4, 5, и погонную жесткость на кручение участков вала между двумя следовательными дисками через , г = 1, 2, 3, 4, причем [c.110]

Пример 2. СОСТАВИТЬ УРАВНЕНИЯ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ПРИВЕДЕННОГО ВАЛА С ПЯТЬЮ МАХОВЫМИ МАССАМИ (дисками) в прямой и обратной форме. Даны моменты инерции дисков 7, [кГ м с ] и жесткости с,- [кГ м] участков вала. [c.117]

Пример 8. Найти амплитуды вынужденных крутильных колебаний приведенного вала с пятью дисками от единичного гармонического момента, приложенного на первом участке. Числовые данные те же, что и в примере 2 (с. 117). Частота возмущающего момента со = 100 1/с. [c.163]

Первое соответствует общему вращению вала с дисками второе дает собственную частоту крутильных колебаний. [c.241]

Определить частоты главных крутильных колебаний системы, состоящей из вала с насаженными на него тремя одинаковыми дисками. Два диска закреплены на концах вала, а третий — посредине. Момент инерции каждого диска относительно осп вала У жесткость на кручение участков вала С = [c.417]

Типичными колебательными системами такого рода, часто встречающимися в машиностроении, являются вал с несколькими дисками (рис. 532), совершающий крутильные колебания, балка с несколькими сосредоточенными массами (рис. 533), совершающая поперечные колебания, и т. п. В первом случае движение описывается [c.552]

Представим себе механическую систему, состоящую из упругого вала с насаженными на него дисками (рис. 536, а), совершающую крутильные колебания. Пусть J , J , J ,. .., J — моменты инерции масс дисков относительно оси вала, а pi, фз, Фз.....Фя — углы [c.557]

Типичными колебательными системами такого рода, часто встречающимися в машиностроении, являются вал с несколькими дисками (рис. 554), совершающий крутильные колебания, балка с несколькими сосредоточенными массами (рис. 555), совершающая поперечные колебания, и т. п. В первом случае движение описывается углом поворота вокруг продольной оси вала, а во втором — вертикальным перемещением сосредоточенных масс в направлении, перпендикулярном к оси балки. Примером колебательной системы, в которой движение массы определяется одновременно линейным смещением и углом поворота, может служить кузов автомобиля, схема которого приведена на рис. 556. [c.614]

Представим себе механическую систему, состоящую из упругого вала с насаженными на него дисками (рис. 558, а), совершающую крутильные колебания. Пусть /i, /г, /з, / — моменты инерции масс дисков относительно оси вала, а ф , ф2, фз, фп — углы поворота дисков при колебании i, Ся, Сз,. .., Сп — жесткости различных участков вала при кручении [c.620]

Способ Релея. При рассмотрении колебаний упругих систем с одной и с несколькими степенями свободы мы, как правило, пренебрегали массой упругого элемента по сравнению с колеблющейся сосредоточенной массой. Это имело место и в случае вертикальных колебаний груза, подвешенного на пружине (см. рис. 537), и в случае крутильных колебаний диска на валу (рис. 545), и в случае поперечных колебаний грузов, расположенных на балке (рис. 555), и в других случаях. Хотя эти упрош,ения во многих практических случаях не вносят особых погрешностей в получаемые решения, тем не менее для некоторых технических задач желательно более детально рассмотреть точность этих приближений. Чтобы оценить влияние принятых упрощений на получаемое значение частоты колебаний упругой системы, воспользуемся приближенным методом Релея. [c.641]

Рассмотрим свободные и вынужденные крутильные колебания цилиндрического вала постоянного поперечного сечения с закрепленными на нем п дисками. Так как положение этой системы в любой момент времени определяется углами поворота каждого из дисков, т. е. п независимыми друг от друга параметрами, то эта система имеет п степеней свободы (рис. 78). [c.188]

Теперь обратимся к другому примеру, когда условия баланса кинетической энергии реализуются лишь приближенно. Рассмотрим крутильные колебания вала с заделкой на одном конце и диском J2 — на втором (рис. 9, а). Приведем распределенный по длине вала момент инерции Ji к сечению диска таким образом осуществляется переход к упрощенной динамической модели, в которой диск с приведенным моментом инерции / связан с заделкой безынерционным упругим элементом. Выделим элемен- [c.29]

Постановка задачи. Рассматриваются крутильные колебания системы приведенной к динамической модели вала с бесконечным числом элементарных дисков, каждый из которых имеет бесконечно [c.319]

РАСЧЕТ КРИТИЧЕСКОЙ СКОРОСТИ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ВАЛА С НЕСКОЛЬКИМИ ДИСКАМИ [c.50]

Валы поршневых двигателей и некоторых турбомашин, к которым присоединены сосредоточенные массы в виде дисков, гребных винтов, кривошипно-шатунных и других механизмов, подвергаются периодическим крутящим воздействиям и совершают вынужденные крутильные колебания. В связи с этим возникает необходимость расчета частот собственных колебаний и амплитуд вынужденных колебаний как в нерезонансной области, так и непосредственно при резонансе. При определении частот собственных колебаний и амплитуд вынужденных колебаний а нерезонансной области силы сопротивления трения не имеют существенного значения и не учитываются. При определении амплитуд колебаний при резонансе силы сопротивления, наоборот, весьма существенны н должны учитываться, так как при их отсутствии амплитуды колебаний неограниченно возрастали бы во времени. [c.359]

Рис. 3. Крутильные колебания вала с дву мя дисками

Ведомый диск 6 сцепления снабжен пружинно-фрикционным гасителем (демпфером) крутильных колебаний. К тонкому стальному диску 6 с обеих сторон приклепаны фрикционные накладки 18 из прессованной металлоасбестовой композиции. Диск соединен со ступицей 12, установленной на первичном валу 13 коробки передач, восемью пружинами 14 гасителя крутильных колебаний. Пружины размещены в совмещенных окнах диска и фланца ступицы (дисков 15 и 20) с предварительным сжатием. [c.139]

Испытуемый вал I сцепляется посредством муфты 2 с коническим колесом 3. Планетарные конические колеса (сателлиты) 4 сцепляются с колесами 3 и 5 и одновременно получают вращение от мотора 6 через колеса 7 и 3. При этом число оборотов мотора подбирается каждый раз так, что колесо 5 и вал 9 не вращаются, а совершают лишь колебания, равные крутильным колебаниям испытуемого вала 1, отмечаемые указателем 10 на диске вала 9 [c.338]

Частично повышению мягкости сцепления и уменьшению пиковых моментов способствуют тангенциально расположенные в ведомом диске пружины 2 (рис. У.5), хотя основным назначением пружин, работающих в сочетании с фрикционным элементом, является гашение крутильных колебаний системы вал двигателя — трансмиссия. [c.100]

Рассмотрим крутильные колебания вала с двумя дисками (фиг. 473, а). В процессе колебаний диски будут поворачиваться в разные стороны. Эпюра угловых перемещений сечений вала при колебаниях имеет вид, показанный на фиг. 473, б. Из эпюры видно, что на протяжении длины вала I существует сечение С, которое останется неподвижным при колебаниях. Это сечение назовем узловым сечением. [c.488]

Рассмотрим свободные крутильные колебания вала с тремя дисками (фиг. 475, а). [c.490]

В качестве примера составления уравнения частот с помощью метода деформаций рассмотрим крутильные колебания вала с двумя дисками (фиг. 131), один конец которого жестко защемлен. Моменты инерции массы дисков обозначим через и / , а углы поворота их при колебаниях и 2-Прежде всего выясним величины крутящих моментов, возникающих в частях вала при его закручивании. Участок вала АВ закручивается на угол (угол поворота первого диска), и в связи с этим в его поперечных сечениях возникает крутящий момент [c.252]

При расчете на крутильные колебания коленчатый вал обычно заменяют эквивалентным прямым валом. Жесткость эквивалентного вала должна быть такой же, как и жесткость коленчатого вала, а массы, связанные с коленчатым валом (включая и собственную массу), заменяются дисками, имеющими соответствующие моменты инерции. 1 [c.429]

Пренебрегая переуениостью кинетической энергии кривошипного механизма, мы допускаем некоторую ошибку. Н. Е. Кочин [24] показал, что под влиянием переменных значений кинетической энергии низшая полоса резонанса расширяется примерно на 5% [1]. Расчет крутильных колебаний с учетом переменности кинетической энергии обычно довольно сложный. Можно достичь некоторого упрощения, если предположить, что при резонансе форма колебаний вала с кривошипным механизмом будет примерно такой же, как у вала с дисками, момент инерции которых был вычислен по средней кинетической энергии. Выведем основную формулу движения, основываясь на этом предположении. Кинетическая энергия всего вала лриолиженно определяется формулой [c.296]

Крутильн э1е колебания однородных весомых Крутильные колебании невесомых валов валов с дисками [c.545]

Фильтр крутильных колебаний схематизируется в виде длинного вала с насаженными на него дисками. Считая заданным закон движения левого диска в форме = до sin oi, определить вынужденные колебания системы и вычислить амплитуды колебаний отдельных дисков. Моменты инерции дисков /, жесткости участков вала между дисками одинаковы и равны с. Исследовать полученное решение и показать, что система является фильтром низких частот. [c.430]

Главы в томе расположены в соответствии с принципом перехода от простого к сложному. Сначала расспотрены колебания отдельных элементов (криволинейных стержней, пружин, сосудов с жидкостью, зубчатых передач, технологических элементов—станок—инструмент—деталь), а затем колебания гибких валов-роторов современных турбомашин с подшипниками (скольжения и качения). Далее рассмотрена непосредственно турбинная техника (лопатки, диски, турбинный ротор-корпус, электрические машины и их фундаменты, турбоагрегаты). Две главы посвящены колебаниям систем, связанным с двигателем внутреннего сгорания, причем в первой из них проанализированы крутильные колебания, а во второй—колебания агрегата при ограниченной мощности двигателя. Затем рассмотрены колебания специальных машин, применяемых в горном деле, и колебания объектов транспортной техники — железнодорожного состава, судовых конструкций, автомобилей и гусеничных машин, летательных аппаратов. Одна из глав посвящена анализу выносливости деталей машин и конструкций, подверн<енных колебаниям, т. е. анализу усталостной прочности при колебательных воздействиях. Глава Колебания электрических машин в связи с поздним поступлением помещена в конце тома. [c.9]

Пример. Упругий вал с двумя дисками (рис. 3) свободно вращаетсн в подшипниках и может веошать крутильные колебания. Квазиупругий коэффициент вала с жесткостью на кручение 0J1 и расстоянием между дисками I равен Моменты инерции дисков обозначим через J, и Уг, их углы поворота — через (pi и ш. Кинетическая и потенциаль ая энергия системы соответственно равны [c.69]

Требования ежедневной практики в отношении прочности конструкции не укладываются в рамки суп1 ествуюш его уровня научных достижений, и Борису Сергеевичу приходится решать ряд задач по вопросам прочности. Им дано определение размеров диска турбины с учетом температурных напряжений. В работе по определению формы вынужденных крутильных колебаний коленчатых валов при резонансе он показывает, с какой степенью приближения можно считать, что амплитуда вынужденных колебаний пропорциональна амплитуде свободных. [c.11]

Двухвальный вибратор (рпс. 184, г) состоит из корпуса 1, внутри которого размещены два параллельных вала 2 с дисками, имеющими неуравновешенные грузы (дебалансы) 3. Валы, соединенные друг с другом зубчатыми передачами 4, получают вращение от электродвигателя. Известны также конструкции двухвального вибратора без зубчатой передачи, с приводом от двух самосинхронизированных электродвигателей. При вращении дисков с дебалансами возникают центробежные силы вертикальные составляющие этих сил складываются и создают продольные колебания, а горизонтальные, направленные в разные стороны, образуют переменный по величине момент, создающий крутильные колебания конвейера. Наклонное положение электромагнитных вибраторов или мотор-вибраторов на каркасе конвейера обеспечивает ему продольные и крутильные колебания. Теория и конструкция вертикальных виброконвейеров с самосинхронизированными мотор-вибраторами разработана в институте Механобр [20]. [c.324]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...