Колебания валов собственные - Частота Изменение

Свойства машины с регулятором при резких изменениях нагрузки были предметом многих исследований. Можно сказать, что основы теории регулирования были заложены в трудах И. А. Вышнеградского в 1876—1877 гг. [52]. Машина, находящаяся под нагрузкой, и ее регулятор образуют систему с двумя степенями свободы, если регулирование является прямым (непосредственным). В качестве обобщенных координат Лагранжа обычно выбираются ход втулки регулятора h и угол поворота маховика ф. При расчетах вал принимается абсолютно жестким, так как частота колебаний вала в процессе регулирования бывает значительно ниже частоты собственных крутильных колебаний вала, В основе исследования лежит рассмотрение кинетической и потенциальной энергии регулятора и машины, выраженных через /г и ф. Для большей общности анализа предположим, что кинетическая энергия определяется выражением [c.375]

Одному обороту вала соответствуют два цикла изменения жесткости. Основное значение на практике имеют критические состояния, возникающие при условии, что угловая скорость вала равна его угловой частоте собственных колебаний и вдвое меньше нее (для горизонтальных валов). [c.347]

Фиг. 63. Изменение частоты собственных колебаний вала постоянного сечения в зависимости от положения дополнительной опоры.

В результате периодических изменений передаваемой нагрузки, неуравновешенности вращающихся масс, неравномерности распределения нагрузок в местах сопряжения валов с другими деталями возникают колебания. Расчет на колебания проводится для высокоскоростных валов турбин, осей железнодорожных вагонов, трансмиссионных валов авиа- и автомашин и др. Расчет сводится к определению частот собственных и вынужденных колебаний, определению критических частот вращения с целью исключения возможных резонансных колебаний вала при эксплуатации. [c.289]

O—угловая скорость г — расстояние от центра тяжести Сила Ри направлена от центра вращения О по радиусу ОС. Эта сила вызывает добавочное инерционное усилие, изгибающее вал. Через вал действие силы инерции передается на подшипники и далее на корпус прибора. Неуравновешенные силы опасны тем, что при вращении тела они непрерывно изменяют свое направление (вращаются вместе с телом) и тем самым способствуют вибрации как самого тела, так и всего устройства. Когда частота изменения центробежной силы совпадает с собственной частотой колебаний установки, возникает опасное явление резонанса. Неуравновешенность балансов карманных, наручных, настольных, автомобильных и других видов балансовых часов и часовых механизмов является одной из основных причин, вызывающих неточность хода этих приборов. [c.185]

Когда угловая скорость вращения и, следовательно, частота изменения сил инерции неуравновешенного вала приблизится к собственной частоте (в нашем примере — к низшей собственной частоте), наступит резонансное состояние. Другими словами, система возбуждается с частотой, которую она имеет при свободных колебаниях. Вал остро реагирует на такое совпадение и начинает сильно вибрировать. То же происходит при совпадении угловой скорости вращения вала с любой из его собственных частот, Форма, которую принимает ось вала, зависит от собственной частоты, с которой совпадает скорость вращения. Скорости вращения, совпадающие с собственными частотами вала, называются критическими скоростями формы колебаний, соответствующие нескольким пер [c.66]

Для уменьшения амплитуд углов поворота масс при резонансных частотах в двигателях применяют демпферы, а для изменения частот собственных колебаний валопровода — антивибраторы. Демпферы создают сопротивления крутильным колебаниям и гасят их энергию. Антивибраторы изменяют частоты собственных колебаний вала так, чтобы они не совпадали с гармоническими составляющими возбуждающих моментов. [c.234]

Для анализа поведения механизма в случае, когда ведомое звено выстаивает, следует общую модель разделить на две независимые, одна из которых будет представлять систему батана с моментами инерции /3, /4, /5 /7, а другая с моментами инерции, расположенными на главном валу и /5. Жесткости промежуточных участков между массами останутся такими же, как для общей динамической модели (рис. 5.2). В этом случае поведение механизма будет определяться колебаниями на собственной частоте, если они протекают в пределах зазоров в паре кулачок - ролик. Если конструкция выполнена с предварительным натягом или с монтажными нагрузками, то следует воспользоваться данными, приведенными в главе 3. В любом случае при рассмотрении свободных колебаний надо обращать внимание на характер изменения сил, вызывающих как крутильные, так и изгибные колебания. О наличии колебательного процесса ведомых масс можно судить по результатам расчетов, приведенных в виде графика на рис. 5.4. [c.73]

Очевидно, что настроенный на одну определенную частоту дополнительный упруго прикрепленный диск окажется гасителем колебаний только этой частоты, а при других частотах возбуждения может оказаться неэффективным или даже стать причиной резонанса. Это особенно важно для валов двигателей внутреннего сгорания, поскольку с изменением частоты вращения пропорционально меняется и частота возбуждения. Поэтому в подобных случаях желательно обеспечить гаситель следящей настройкой, чтобы при изменении частоты возбуждения соответственно менялась и собственная частота гасителя. Так как упругое крепление дополнительного диска не в состоянии обеспечить следящую настройку, то для гашения колебаний вращающихся валов применяют маятниковые гасители. [c.261]

Общая схема расчета системы на крутильные колебания и внесения изменений может быть представлена в следующей последовательности 1) определение моментов инерции деталей (по чертежам или из опыта) 2) определение крутильной жесткости участков валов (по чертежам или из опыта) 3) составление эквивалентной системы 4) расчет частот собственных колебаний для первых трех — пяти форм 5) зная формы колебаний, оценивают MSa,- гармоник, дающих резонансы в рабочем диапазоне оборотов 6) для нескольких самых больших значений /М2а, задавшись или Р, находят амплитуду А и масштаб формы — [c.391]

В качестве расчетной схемы принят ротор (вал с сосредоточенной массой М в середине), вращающийся ка двух подшипниках (рис. 58). Нагрузка каждого подшипника принята P=Mg/2. Ротор вращается на упругих масляных пленках, жесткость которых при нагрузке Р равна Сп. Исходными формулами для вывода зависимости между изменением критической частоты собственных колебаний ротора при изменении нагрузки подшипников являются [c.133]

Уменьшение амплитуды угловых колебаний является одним из средств предотвращения раскрытия торцового стыка в динамике. Эта цель достигается сведением к минимуму амплитуды радиальных биений вала, отстройкой системы плавающее кольцо — жидкостный слой от резонансных частот, введением дополнительного демпфирования перемещений кольца. Изменение (обычна увеличение) собственной частоты плавающего кольца можно обеспечить введением радиальной упругой подвески кольца (рис. 11.23, в). Одним из способов повышения демпфирования является установка плавающего [c.397]

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]

В двигателях внутреннего сгорания используются также динамические гасители, частота настройки которых меняется автоматически с изменением частоты возбуждения. Принцип работы этих гасителей основан на том, что собственная частота маятника в поле центробежных сил пропорциональна скорости вращения. Поэтому, подвесив маятник к диску, закрепленному на коленчатом валу двигателя и выбрав соответствующим образом радиус качения, можно добиться того, чтобы собственная частота колебаний маятника была в 2,3,...,п раз больше, чем угловая скорость диска. Такой виброгаситель устраняет крутильные колебания, вызываемые второй, третьей,..., п-ной гармониками возмущающих моментов. [c.301]

При резонансе колебаний трехузловой формы с частотой изменения мажорных гармоник крутящего момента двигателя возникает стук шестерен в редукторах трансмиссии частота собственных колебаний трансмиссии уменьшается с увели-чением масс вращающихся ча-стей коробки передач (например, при установке центрального тормоза) и главной передачи заднего моста. Уменьшение жесткости первичного вала мало влияет на снижение частоты. Необходимо значительно уменьшить жесткость этого узла, установив гаситель крутильных колебаний в сцеплении. [c.94]

Критическое число оборотов вала. Расчет вала на поперечные колебания сводится к проверке условия ненаступления резонанса, при котором амплитуда колебаний резко возрастает и может достигнуть таких значений, при которых вал разрушится. Резонанс наступает при критическом числе оборотов вала, при котором частота изменения внешних сил совпадает с частотой собственных колебаний системы. Резонанс может наступить и тогда, когда частота изменений внешних сил кратна частоте собственных колебаний системы. [c.390]

Параметрические колебания возбуждаются в системе только при определенном соотношении между частотой изменения параметра систе.мы и частотой собственных колебаний системы, и в этом отношении они сходны с явлением резонанса.. В примере с маятником частота изменения его длины вдвое превышала частоту собственных колебаний, так как полупериоду колебания маятника еоответство-вал полный период изменения его длины. В примере с качелями частота изменения параметра также вдвое превышала частоту собственных колебаний системы. [c.192]

ВЫХОДНОГО момента, кинематики шарнира и деформации вала в плоскости OXiZj. Первый член уравнения (24) —Т sin а sin в /А соответствует изгибающему моменту для системы с абсолютно жесткими звеньями. Периодическое изменение величины изгибающего момента даже при постоянном моменте на выходе вызывает колебательные явления в выходном валу, что создает опасность возникновения резонанса в случае совпадения частот вынужденных и собственных колебаний вала. [c.197]

Кроме тарировки весоизмерительного устройства ба-лансирной машины, часто приходится тарировать систему измерения момента при помощи тензодатчиков сопротивления, токосъема, усилителя, осциллографа (см. рис. 19). Тарировка момента обычно производится статическим методом, поскольку аппаратура подбирается таким образом, чтобы частота изменения момента была бы значительно меньше частоты собственных колебаний шлейфа, а несущая частота усилителя в 10—15 раз превышала частоту регистрируемого процесса. При тарировке момента на валу закрепляется рычаг, который нагружается грузами или гидроцилиндром. По величине максимального ожидаемого момента выбирается усиление и шлейф [c.66]

Во многих статьях и монографиях задачи о прохождении через резонанс рассматривались в предположении, что скорость вращения валов, несущих неуравновешенные массы, в процессе пуска или остановки машины изменяется по линейному закону, т. е. валы вращаются равномерно-ускоренно или равномерно-замедленно [4, 7, 9, 11, 12]. В указанных работах установлен ряд важных закономерностей процесса прохождения через резонанс, в частности, показано, что максимум амплитуды (размаха) колебаний достигается несколько позднее того момента, когда частота вращения становится равной соответствующей собственной частоте, а также, что указанный максимум убывает с ростом ускорения вала. Однако полученные в упомянутых работах количественные (а иногда н качественные) результаты не всегда применимы к вибрационным машинам, характеризующимся относительно большими массами дебалансов вибровозбудителей. В таких машинах вращение вала вблизи резонансных частот уже нельзя полагать равномерно-ускоренным или рав-номерно-замедленным здесь происходит весьма интенсивная и существешю зависящая от настройки перекачка энергии от вращающегося вала в колебательную систему. Поэтому ниже приведены результаты, полученные при более полном решении задачи, когда изменение частоты вращения дебалансного вала не считается равномерным, а учитывается степень свободы системы, соответствующая вращательной координате (углу поворота вала). [c.180]

Расчеты частот собственных колебаний валов. Наиболее часто резонанс предотвращают изменением частоты собственных колебаний. Поэтому основная задача расчета вала на колебания состоит в определении частоты собственных колебаний и установлении допустимого режима работы по частоте вращения, ограничиваемого частотой собственн1,1х колебаний системы. [c.126]

Расчет трансмиссионных валов. Трансмиссионные валы механизмов передвижения рассчитываются на кручение по величине передаваемого крутящего момента и на изгиб от собственного веса. Быстроходные трансмиссионные валы, соединенные муфтами, представляют собой колебательные системы, у которых при совпадении частоты собственных поперечных колебаний с частотой изменения внешних сил наступает явление резонанса, соответствующее определенному критическому числу оборотов Иь-р-Для предотвращения резонанса быстроходные трансмиссионные валы должны иметь скорость п, отличающуюся от критического числа оборотов, в следующих пределах при работе в докрити-ческой зоне 0,6 кр и 0,8 гкр и л 0,4лкр. и при работе в закри-тической зоне — 1,2пкр. [c.284]

Изменение в определенно последовательности сил, действующих в двигателе, обусловливает переменный характер крутяи],его момента на коленчатом валу. Крутящий момент, периодически меняющийся по углу поворота вала, возбуждает его колебания, которые в отличие от собственных называются вынужденными. Частота этих колебаний равна частоте изменений крутящего момента или частоте, кратной ей, и пропорциональна числу оборотов коленчатого вала. Возможны случаи, когда при некоторых числах оборотов вала частота собственных колебаний и частота одного из вынужденных колебаний вала совпадают. Такое состояние называется резонансньш, а число оборотов пала, при котором появляется резонанс, — критическим. Крутильные колебания при резонансе сопровождаются значительным увеличением напряжений в элементах коленчатого вала, они усиливают износ механизма отбора мощности и вибрацию двигателя. Работа двигателя при критическом числе оборотов может вызвать поломку коленчатого вала. [c.63]

Характерной особенностью системы двигатель — трансмиссия—винт является необходимость устранения резонансов ее крутильных колебаний. С этой целью проводятся расчеты собственных частот крутильных колебаний и экспериментальная их проверка на опытном вертолете перед началом полетов. Практика показывает, что нельзя оставлять без внимания различные ответвления системы — приводы агрегатов (насосов, генераторов и т. п.). По результатам расчетов и испытаний принимают решения по изменению параметров системы (в основном крутильных жесткостей валов) и установке гасителей колебаний (аналогичных рассмотренным в гл. 6 и др.). Также анализируют изгибные колебания валов, входящих в трансмиссию. Обяза- [c.198]

Резонанс наступает при критической частоте вращения, при которой частота изменения внешних сил совпадает,или становится кратной частоте собственных колебаний системы, состоящей из вала и деталей, соединенных с ним. Если вал общей массой Q имеет начальный эка-иентриситет, равный а, и вращается со скоростью со, то под действие возникающей центробежной силы С образуется дополнительный прогиб у. При этом [c.294]

Расхождения в резонансных частотах эпицикла и водила, полученных экспериментально и расчетным путем и показанных на рис. 4, объясняются некоторыми отличиями принятой динамической модели от испытуемого редуктора. Они заключаются в том, что массы корпуса и нагруянающего устройства приняты неподвижными, водило редуктора считается абсолютно жестким, увеличена жесткость выходного вала (сд). В результате собственные частоты увеличились. Запись колебаний (рис. 5) производилась при медленном изменении частоты возбуждения. [c.10]

Изменяя квазиупругий коэффициент от О до со, получим частотное уравнение (34), которое в предельных случаях имеет вид уравнения (27). Это соответствует валу со свободными концами, т. е. случаю отсутствия опор вала или выражению (29), что соответствует валу, шарнирно опирающ,емуся на неподвижные опоры, т. е. случаю свободного опирания вала на подшипники опор. Следует отметить, что корни к 1 характеристических уравнений для этих предельных случаев опирания вала изменяются в достаточно узких пределах от значений (30) до значений (28), несмотря на изменение квазиупругих коэффициентов к, и / ji от О до со. пределы изменения корней к 1 еще больше сужаются для более высоких частот собственных колебаний. [c.207]

Поршень 1 индикатора передает двпжение шатуну 2 и далее коромыслу 3 вала 4. Вместо кривошипно-ша у 1кого механизма 1—2—3 можно применять механизм с поступательно двигающейся кулисой, даюигей гармонический закон движения. С помош.ью второго коромысла 5 на том же валу 4, шатуна 6 с пальцем 7, перемещающимся в вертикальной направляюшей звена 8, сообщается колебательное движение кулисе 9 (паз кулисы дан в разрезе), сидящей на валу 10. Зубчатый сектор 11, сидящий на том же валу 10, передает движение шестерне 12, сидящей на валу 13. На валу 13 находится также инерционный диск 14 со стрелкой 15, скользящей по шкале 16, указывающей среднее давление. Спиральная пружина 17 осуществляет упругое сопротивление. Сила инерщш диска 14, взаимодействуя с силами упругости спиральной пружины 17, определяет низкую частоту собственных колебаний кинематической цепи механизма и ее нечувствительность к быстрому изменению измеряемой величины. [c.311]

Расчет коленчатого вала на крутильные колебания, проводимый обычно независимо от его обычного расчета уа прочность, разделяется на следующие части 1) приведение крутильной системы коленчатого вала 2) определение формы и частоты собственных крутильных колебаний приведенной системы 3) гар.мояический анализ крутящего момента 4) определение резонансных критических оборотов 5) определение амплитуды колебаний при резонансе 6) определение дополнительных напряжений при резонансе 7) расчет необходимых изменений конструкции двигателя и (в случае необходимости) гасителя крутильных колебаний. [c.76]

Изменение системы коленчатого вала, достигаемое путем варьирования элементами системы (моментами инерции масс основных деталей и жесткостью участков вала). Это изменение позволяет сместить частоты собственных колебаний системы и тем са- ibiM вывести обусловленные этими колебаниями критические числа оборотов И З интервала рабочих чисел оборотов коленчатого вала дв 1гателя. [c.85]

Ко второй группе гасителей колебаний относятся различные динамические и маятниковые демпферы, устраняющие опасные резонансы путем изменения частот собственных колебаний коленчатого вала. В эту группу входит также антивибратор дизеля ЮДЮО, который установлен на переднем конце нижнего коленчатого вала. [c.150]

Периодические колебания масс, вызывающие закручивание отдельных участков вала, называются крутильными колебаниями. Кру-тйльные колебания, возникающие в момент прекращения действия внешних сил (или моментов), называются собственными или свободными. Крутильные колебания, вызываемые и поддерживаемые периодически меняющимися внешними силами или моментами, называются вынужденными. Частота вынужденных колебаний зависит от характера изменения действующей нагрузки. [c.408]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...