ВАЛЫ Частоты собственных колебаний-Влияние

Валы круглого сечения — Напряжения при скручивании 1 (2-я) — 205 Частоты собственных колебаний — Влияние поперечных сил 1 (2-я)—138 [c.29]

Обычно в качестве резонансной частоты рассматривают частоту собственных колебаний недемпфированного вала, хотя известно, что максимум перемещений получается под влиянием демпфирования при более низкой частоте колебаний. Однако различие между этими двумя частотами колебаний при обычном демпфировании незначительно. В главе (5.05) на одном примере колебаний демп- [c.267]

Влияние деформаций сдвига. Влияние этого фактора на частоту собственных колебаний или на критическую скорость вала существенно только для коротких валов или для высших форм колебаний длинных валов. Для случая вала с сосредоточенной массой между опорами (фиг. 83) приведен график поправки к критической скорости на влияние деформаций сдвига, (фиг. 83, 6) с кривыми [c.416]

Учет влияния поперечных сил имеет значение и для длинных валов при определении частот собственных колебаний высших порядков, когда между узловыми точками участки вала имеют небольшую длину. [c.343]

Влияние осевой силы, всегда приложенной к турбинному валу, на частоту собственных колебаний первого типа учитывается формулой [c.343]

Влияние различных факторов на частоты поперечных колебаний стержней и критические скорости валов. Влияние податливости опор. Выше принималось, что опоры являются абсолютно жесткими. Податливость опор приводит к понижению частот собственных колебаний. [c.372]

Из возможных крутильных колебаний основное значение обычно имеют колебания привода в целом. При определении частот собственных колебаний рассчитываемую систему или вал приводят к валу постоянного диаметра с сосредоточенными массами. При определении податливости необходимо учитывать контактные деформации в шпоночных и шлицевых соединениях, а также влияние прогибов валов, несущих передачи, на угол закручивания системы. Мелкие массы заменяют одной равнодействующей, приложенной в их центре тяжести. Систему по возможности сводят к двух- или трехмассовой, позволяющей использовать для определения частот колебаний формулы, приведенные в табл. 74. [c.439]

В результате расчета определены частоты собственных колебаний системы, изменение обобщенных координат дг= ( ), динамические усилия Pz в зубьях передачи, крутящий момент на торсионном валу и др. По амплитудно-частотным характеристикам оценивалось влияние различных конструктивных факторов тягового привода, определялись его показатели качества. Сопоставлены АЧХ следующих вариантов исполнения привода 1) исходный 2) с увеличенным статическим прогибом второй ступени рессорного подвешивания до 80 мм при /о = 149 мм 3) с увеличенной жесткостью упругого венца зубчатого колеса до СфЗ = =20,4-10 Н-м/рад 4) то же, муфты до Сф5=2,9-10 Н-м/рад . 5) то же, торсиона до Сфб=3,4-10 Н-м/рад. [c.86]

Силы, периодически изменяющиеся по величине или направлению, являются основной причиной возникновения вынужденных колебаний валов и осей. Однако колебательные процессы могут возникать и от действия постоянных по величине, а иногда и по направлению сил. Свободное колебательное движение валов и осей может быть изгибным (поперечным) или крутильным (угловым). Период и частота этих колебаний зависят от жесткости вала, распределения масс, формы упругой линии вала, гироскопического эффекта от вращающихся масс вала и деталей, расположенных на валу, влияния перерезывающих сил, осевых сил и т. д. Уточненные расчеты многомассовых систем довольно сложны и разрабатываются теорией колебаний. Свободные (собственные) колебания происходят только под действием сил упругости самой системы и не представляют опасности для прочности вала, так как внутренние сопротивления трения в материале приводят к их затуханию. Когда частота или период вынужденных и свободных колебании со- [c.286]

Податливость и нелинейное расположение опор увеличивают практические прогибы вала, что приводит к уменьшению частоты его собственных колебаний. По некоторым данным, это уменьшение может достигать 30%. Влияние податливости и нелинейного рас положения опор, в большой мере можно учесть и в методе Рэлея, если значение прогибов в уравнении представить как сумму [c.203]

Основным источником колебаний в турбомашинах, наиболее существенно влияющим на общий уровень вибрации на их лапах, являются неуравновешенные силы инерции, возбуждающие поперечные колебания роторов. Поэтому вопросы динамики вращающихся роторов составляют основное содержание этой главы. В частности, здесь рассмотрены различные аспекты задачи о нахождении критических скоростей вращения валов (влияние упругости опор, несимметрии упругих и инерционных свойств ротора, влияние гироскопического эффекта дисков и т. п.) и дана общая постановка задачи об исследовании устойчивости их вращения и р вынужденных колебаниях роторов (влияние внутреннего и внешнего трений, условия самовозбуждения автоколебаний на масляной пленке подшипников скольжения и т. д.). Описаны также различные методы расчета собственных частот изгибных колебаний и критических скоростей валов и, в частности, современные методы, ориентированные на применение ЭВМ. [c.42]

Наличие разнообразных источников возбуждения колебаний различной интенсивности и частоты, а также влияние фактора рассеяния энергии требуют анализа, в котором были бы связаны между собой действующие нагрузки (в том числе и силы трения) с колебательным процессом, с одной стороны, и колебательный процесс с напряжениями вала, — с другой стороны. Начиная приблизительно с 50-х годов, в литературе появляются работы, в которых освещаются вопросы собственно движения вала, его устойчивости, нестационарного перехода через критические скорости, влияние на этот переход характеристики двигателя, роль упругой податливости опор и ряд других вопросов. Одновременно с этим не ослабевает внимание к вопросу разработки эффективных методов расчета критических скоростей валов сложной конфигурации и со сложной нагрузкой, а также многоопорных валов (список основной литературы приведен в конце главы). [c.111]

Прежде всего укажем, на то, что даже не меняющаяся по времени осевая сила, оказывает влияние на поперечные и крутильные колебания стержня. В качестве примера приведем приближенное вычисление частоты собственных крутильных колебаний призматического вала (фиг. 41, а), шарнирно опертого по концам, с массой т, сконцентрированной посредине его длины и сжимаемого осевой силой S. [c.114]

Формула (2) точнее, чем формула (1), так как в ней учитывается распределенная масса вала. Однако частотное уравнение (3) было выведено для точечной массы М ш яе дает возможности учитывать размеры этой массы (размеры диска), а уравнение (4) является частотным уравнением для кососимметричных колебаний вала постоянного сечения и вообще не учитывает влияния сосредоточенной массы на частоту этих колебаний. Очевидно, что пренебрежение размерами массы может привести к ошибкам при расчете собственных частот с помощью уравнений (3) и (4). [c.23]

При малой толщине диска (е > 0,9) влияние последнего на частоту кососимметричных колебаний практически не проявляется до величины отношения диаметров б 0,7. При увеличении разницы диаметров (при уменьшении 6) влияние диска на частоту сказывается все больше. При этом значение второй собственной частоты уменьшается по сравнению с величиной частоты кососимметричных колебаний вала постоянного сечения, вычисляемой по формуле (4). Так, при б = 0,04 вторая собственная частота получается вдвое меньше рассчитанной по уравнению (7). [c.25]

Поперечные колебания стержней и критические скорости валов. Определение частот собственных поперечных колебаний стержней и критических скоростей валов производится по одинаковым формулам. Некоторое различие, связанное с действием гироскопических моментов, показано ниже, при рассмотрении влияния различных факторов (стр. 374). [c.366]

В области малых нагрузок и малых колебаний винтовая передача с натягом будет самотормозящей, и продольные колебания суппорта не смогут возбудить крутильных колебаний винта. В связи с этим благодаря меньшей частоте собственных кол аний возбуждаться будут в первую очередь продольные колебания суппорта. Эксперименты, выполненные на стенде [22], показали, что увеличение инерционной нагрузки не влияет существенно на резонансные частоты крутильных колебаний и амплитуды крутильных колебаний, измеренные на выходном валу привода подач. Таким образом, можем ограничиться исследованием влияния на точность перемещений лишь поступательно-движущихся элементов, продольные колебания которых целесообразно рассматривать непосредственно, не приводя их к крутильным. Следует отметить, что колебания высоких частот (до 1—2 кГц) могут проходить на суппорт и вызывать еле заметную на глаз рябь на поверхности детали, но существенно повлиять на качество обрабатываемой детали эти колебания не могут. Для расчетной схемы (см. рис. 55) и характеристики процесса резания, заданной в виде дифференцирующего звена, амплитуда суппорта в резонансе будет [c.168]

Крутильные колебания коленчатого вала. Если носок вала закрепить неподвижно, а к маховику приложить силу, коленчатый вал будет скручен на некоторый угол. Если прекратить действие скручивающей силы, то вал под влиянием сил упругости и сил инерции маховика будет раскручиваться и начнет колебаться с частотой, зависящей от его длины, поперечного сечения и материала. Такие колебания носят название свободных, упругих колебаний кручения, а их частота — собственной частоты. При работе двигателя переменные силы 5 (см. рис. 5) в течение цикла создают второй вид колебаний вала — вынужденные колебания, частота которых зависит от числа оборотов вала, числа цилиндров и тактности двигателя. [c.26]

В работе исследуются собственные и вынужденные колебания ротора от неуравновешенности. Показано влияние негироскопической распределенной массы вала на зависимость собственных частот ротора от его скорости враш ения. Построены первые три собственные формы колебаний, причем вторая и третья соответствуют так называемой узловой точке частотной характеристики. По результатам исследования вынужденных колебаний построены формы упругих линий ротора при двух значениях скорости вращения. [c.48]

ВЛИЯНИЕ ГИРОСКОПИЧЕСКОГО МОМЕНТА ДИСКОВ НА СОБСТВЕННЫЕ ЧАСТОТЫ КОЛЕБАНИИ ВАЛА [c.322]

Влияние массы опор на собственную функцию однородного вала. Расчет резонансной частоты карданного вала в мягких (податливых) опорах, а также определение собственной функции по третьей форме колебаний вала в зависимости от величины массы на концах имеет непосредственное отношение к о,в-расчету колебательной системы карданного вала в изотропных опорах с конечной массой опор М. Как и в предыдущем о,2-случае, собственная функция пх [c.65]

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]

Выполнение расчетов, о которых говорилось выше, к сожалению, для многоопорных роторов невозможно из-за отсутствия необходимых сведений по динамическим коэффициентам смазочного слоя для реальных подшипников, но приближенную оценку влияния смазочного слоя на величину критических угловых скоростей можно сделать. Для этого нужно рассматривать раздельно вертикальные и горизонтальные колебания вала, заменяя при этом смазочный слой пружинами, хотя это, как указывалось выше, принципиально недопустимо, однако дает возможность на практике уточнить значения собственных частот колебаний ротора. [c.304]

Таким образом, компенсатор взмаха позволяет уменьшить амплитуду махового движения относительно вала винта. Заметим, что при отрицательной величине Кр компенсация взмаха столь же эффективна, что и при положительной, так как влияние компенсатора заключается в удалении собственной частоты махового движения от резонансной. Знак обратной связи влияет на фазу вынужденных колебаний. При положительной обратной связи с большими значениями коэффициента усиления ком- [c.234]

На собственную частоту колебаний сопряженных колес определенное влияние оказывает также податливость обода и тела колес, упругость валов и масляного слоя, податливость опор. Поэтому расчет при использовании формулы (93) дает лишь ориентировочное значение частоты, которое может быть уточнено экспериментально. [c.205]

Если гироскопические влияния невелики, то уравнения, определяющие критические скорости вращения, точно совпадают с уравнениями, которые определяют собственные частоты колебаний того же вала (при отсутствии его вращения). Соответственно этому, число критических угловых скоростей равно числу дисков, связанных с валом. Для определения критических угловых скоростей удобно пользоваться уравнением (161), гл. 4, заменив там обозначение собственной частоты р обозначением критической скорости со р [c.327]

Батанный брус представляет собой балку переменного сечения на двух опорах с двумя консолями, на которых размещены тяжелые челночные коробки. Передача движения батану осуществляется сравнительно нежестким коленчатый валом, податливость которого оказывает влияние на собственную частоту колебаний бруса. Поэтому расчет собственных частот колебаний бруса с учетом всех динамических факторов является сложной задачей, имеющей важное значение для конструкторской практики. Частота собственных Колебаний бруса катана ткацкого станка А7-100 приближенно определялась о помощью метода Рэлея в работе Б. А. Корбута [1]. При этом непосредственно экспериментальная проверка частоты собственных колебаний самого бруса при принятой расчетной схеме не производилась, и вопрос о погрешности определения частот остался невыясненным. Также не определялась форма колебаний. [c.196]

Конструктивные особенности станка. Шпиндель 10 (рис. 63) станка вращается на трех опорах, из них две опоры —конические роликовые подшипники, третья задняя — радиальный шариковый подшипник. У третьей опоры на шпинделе сидит маховик ф170 мм, позволяющий значительно снизить частоту собственных колебании 2-го порядка. Влияние его на процесс фрезерования чрезвычайно велико. Все остальные валы в коробке скоростей вращаются также в подшипниках качения. Часть валов коробки подач вращается в подшипниках скольжения. [c.102]

В настоящей статье исследуются изгибные колебания в поле сил тяжести ротора высокоскоростной ультрацентрифуги необычной конструкции. Ротор по-прежнему рассматривается как дискретная упругая гироскопическая система [3]. Однако динамическая модель помимо тяжелой массы на нижнем конце вала имеет такую же на верхнем и меньшую посредине, у точки подвеса, жесткий цилиндрический хвостовик. Центр инерции верхней массы и хвостовика расположены выше точки подвеса. Изгибные колебания такой системы исследуются методом, описанным в [1, 4]. Влияние поля сил тяжести, как ив [3], оценивается сравнением собственных частот, форм колебаний и других характеристик, вычисленных с учетом этого поля и без его воздействия. Численные расчеты иллюстрируются графиками. Отмечаются зоны в пространстве параметров рассматриваемой гиросистемы, где влияние поля сил тяжести на ее динамику существенно. [c.33]

Влиянием податливости опор на собственные частоты нзгпбных колебаний объясняется тот факт, что критические частоты вращения вала в вертикальном и горизонтальном направлениях не равны. [c.45]

Крутильные колебания коленчатого вала. Если носок вала закрепить неподвижно, а к маховику приложить силу, коленчатый вал будет скручен на некоторый угол. Если прекратить действие скручивающей силы, то вал гюд влиянием сил упругости и сил инерции маховика будет раскручиваться и начнет колебаться с частотой, зав1 сящей от его длины, поперечного сечения и материала. Такие колебания называют свободными, yнpyги ш коле-баниялш кручения, а их частоту — собственной частотой. При работе двигателя переменные силы 5 (сы. рнс. 4) Б течение цик- [c.26]

При послерезонансном режиме колебаний фундамента одно из критических чисел оборотов вала машины, меньшее рабочего числа оборотов, может совпасть с одной из собственных частот фундамента турбины. Неоднократно обсуждалось, насколько стоит при этом опасаться особенно сильного резонансного увеличения колебаний. Критические числа оборотов вала определяются в предположении несмещаемости опор, т. е. учитываются только упругие деформации вала таким образом, податливость опор во внимание не принимается. Собственные частоты фундамента турбины определяют, пренебрегая влиянием податливости вала машины. В действительности возникает двухмассовая система с двумя упругостями (ротор, вал, верхняя плита, колонны), так что расчетные собственные частоты (критические числа оборотов вала и собственные частоты фундамента) изменяются таким образом, что расстояние между ними несколько увеличивается. [c.254]

Неоднозначное влияние момента на изгибную жесткость вала приводит к тому, что значения собственных частот колебаний прецессирующего ротора существенно зависят от угловой скорости со. Зависимость между собственной частотой изгибных колебаний ротора X и угловой скоростью со называется частотной характеристикой ротора, а ее графическое представление - частотной диаграммой. [c.308]

Если конструкция имеет вращающиеся узлы, как, например, ротор в газотурбинном двигателе (рис. 1.4), то начинают действовать другие силы, порой оказывая определяющее влияние на поведение системы. Они зависят от центробежного и корио-лисового ускорений и не только могут влиять на формы колебаний и собственные частоты, но также приводят к неустойчивости, наблюдаемой у вращающихся валов. Эта неустойчивость возникает, когда силы и моменты, обусловленные ускорениями при вращении, перекачивают энергию от внешнего привода, который вращает систему, в одну или несколько собственных форм 1 еб айТгй. неустойчивости являются очень [c.17]

Данные рекомендации обеспечивают снижение уровней вибрации, особенно существенное при распределении исходного дисбаланса, близком к линейному. Окончательное подавление первой собственной формы происходит на втором этапе уравновешивания, выполняемом на рабочих скоростях с использованием самоуравновешенных блоков из трех грузов, укрепленных в тех же сечениях по длине вала. При этом нужно найти три груза (статические моменты крайних грузов равны половине статического момента среднего и направлены в противоположную сторону), которые, не нарушая полученной ранее уравновешенности в зоне низких оборотов, минимизировали бы опорные реакции на верхней балансировочной скорости. Искомые величины и угловое положение грузов соответствуют устранению векторной суммы амплитуд реакций или перемещений опор (замеренных в выбранном неподвижном направлении) в координатах, связанных с вращающимся валом. Задача решается с помощью динамических коэффициентов влияния, представляющих в данном случае векторную сумму амплитуд перемещений или реакций опор в тех же координатах от единичной самоуравновешенной системы трех грузов при заданной скорости. В машинах с большими отклонениями от линейных зависимостей придется прибегать к методу последовательных приближений и выделять колебания с частотой вращения вала. [c.89]

Более заметна взаимосвязь характеристик пути и АЧХ колебаний колесной пары (рис. 20,6). При континуальной модели основания пути четвертый резонанс, так же как и для полого вала, имеет место при частоте 26,7 Гц, однако амплитуда на этой частоте меньше в 2 раза. Пятый резонансный режим, зависящий в йсновном от упругости основания, при дискретной модели имеет место при частоте 31,3 Гц и значительно увеличивает динамическое воздействие на путь. При континуальной модели пути резонансные колебания на частоте более 30 Гц не наблюдаются. В этом случае на частоте до 7—10 Гц резонансы АЧХ прогиба рельса и перемещения колеса от действия силы в контакте колеса с рельсом совпадают. Определено влияние учета массы пути как сосредоточенной (приведенной по Релею) или как распределенной на низшую собственную частоту колебаний колесной пары на упругом пути. В первом случае квадрат угловой частоты [c.67]

Уравнениями типа (7.50), как и соображениями, положенными основу их вывода, пользовался С. А. Гершгорин в своих исследов ниях влияния наложения дополнительных масс на колебания маяч риальной системы [96]. В этих исследованиях им установлен крит рий, с помощью которого можно отделять корни уравнения (7.50 когда известны частоты колебаний вала без сосредоточенных масс Уравнение (7.50) по форме не отличается от векового уравн ния поперечных колебаний безмассового стержня, несущего п т( чечных масс т ,. .., тп . Из гармонических коэффициентов вли1 ния Гу уравнение (7.50) составлено так же, как уравнение (4.1 из статических а ,. Эта замечательная аналогия открывает во можность построения рационального метода разноса собственно массы вала по закрепленным на нем сосредоточенным массам, Ч1 обычно выполняется по недостаточно обоснованным правилам Если вал имеет промежуточную опору и эта опора типа нирной (вращающийся подшипник), то, обозначив реакцию это опоры через Д, присоединяем ее к внешним (в данном случае -инерционным) силам, а к исходным уравнениям (7.49) добавляв уравнение [c.300]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...