Трехмассовая система

Рис. 20. Представление балки в виде трехмассовой системы при случайных колебаниях

Найдем дисперсии прогиба посредине балки. Заменим балку трехмассовой системой, как показано на рис. 20, [c.77]

Численный пример. Определим переходный процесс в трехмассовой системе с упруго-пластическими звеньями, представленной на рис. 3. [c.65]

Рис. 3. Схема трехмассовой системы

Например, для трехмассовой системы п = 3) характеристический определитель записывается в виде [c.63]

Например, для трехмассовой системы получим [c.63]

Рассмотрим также трехмассовые системы с самотормозящимися передачами п = 3) а) для k = — при наличии массы, упруго связанной со звеном й + 1 б) для = 2 — при наличии массы, упруго связанной со звеном k. Необходимые условия колебательности движения механизма в режиме оттормаживания получим в виде [c.270]

Схема моделирования системы уравнений (52.2) показана на рис. 95, в на примере трехмассовой системы, где I — решаюш ий блок, воспроизводящий динамическую характеристику двигателя II—IV — решающие блоки, соответствующие уравнениям движения масс (в разностных координатах). Блоки, соответствующие уравнениям промежуточных масс, структурно однородные и образуются двумя интегрирующими и двумя масштабными решающими усилителями. [c.348]

Привод схематизирован в виде трехмассовой системы с двигателем и самотормозящимся механизмом, встроенным в соединение между массами — J3 (рис. 100, а). Параметры привода приняты следующими = 7,14 кГ-см-сек , 2 = 3,82 кГ-см-сек , /д = 0,22 кГ-см-сек -, Схз = 16,82-10 кГ-см Pi2 = = 61,7 кГ-см-сек = 4,39- кГ-см, = 1,07-10 кГ-см Р23 = 5 кГ-см-сек — для тягового режима, Ргз = 7 кГ-см-сек — для режима оттормаживания. [c.328]

Трудности расчета переходных процессов в машинах, представляющих многомассовые разветвленные схемы, заключаются прежде всего в том, что теория колебаний систем с многими степенями свободы, а следовательно, и классические методы решения систем обыкновенных дифференциальных уравнений все еще сложны для целей инженерного применения не столько с вычислительной стороны, сколько со стороны анализа упругих сил и синтеза параметров машин в целях получения наиболее благоприятного переходного процесса. При это.м необходимо отметить, что трудности инженерных расчетов переходного процесса растут гораздо в большей степени, чем сложность машины. Поэтому сделать полный и особенно наглядный анализ, например трехмассовой системы, так, чтобы он содержал конкретные ее параметры и в простой связи, в настоящее время трудно. [c.4]

Так, например, механическая модель многих машин может быть представлена в виде двух- или трехмассовой системы (фиг. 2), где 1 — ротор электрического двигателя 2 — зубчатая передача 3 — рабочий орган машины. Переходный процесс в машинах такого типа характеризуется крутильными колебаниями линий передач основного (коренного) вала машины 4 и моторного вала 5. Фиг. 3. [c.9]

Пусть заданная трехмассовая система имеет следующие параметры Ji = 30 кГм сек , Уо = 15 кГм сек . Уд = 25 кГм сек i2 = 3,117 103 е,384 102 [c.85]

В трехмассовой системе процесс формирования упругих моментов более сложен, так как в нем участвует большее число гармоник. [c.130]

Например, для трехмассовой системы, изображенной на фиг. 6. при условии [c.130]

Поскольку для трехмассовой системы всегда к>0, то единственным решением, обращающим в минимум у (к), будет 1 = 2. Подтвердим, что это действительно минимум. Находим [c.136]

Таким образом, максимальное значение упругого момента при трехмассовой системе, с заданными условиями нагружения, дости-1 2 [c.136]

Фиг. 1. 12. Амплитуды перемещений, деформаций и их фазы у свободной трехмассовой системы.

Для выбора параметров зубчато-рычажных механизмов использовалась математическая модель, при составлении которой механизм рассматривался как трехмассовая система (рис. 26). Предполагалось, что выходной вал электродвигателя вращается с постоянной скоростью, момент трения и зазоры в кинематической цепи посто- [c.107]

При моделировании механизма поворота за основные критерии качества были приняты быстродействие и быстроходность, динамические нагрузки оценивались с помощью коэффициентов динамичности Кд- Рассматривалась трехмассовая система с учетом зазоров, упругости и сил трения в направляющих выходного звена. При этом как исходная была использована ранее разработанная методика [64, 65]. [c.119]

Для трехмассовой системы, развернув определитель (11.150), получим [c.94]

Объем выкладок может быть уменьшен, если известны ориентировочные значения частот для их определения часто пользуются заменой заданной системы упрощенной трехмассовой системой. [c.98]

С Приведенным моментом инерции Уз ведущей системы поводка и приведенного момента инерции Л ведомой системы звездочки. Обойма неподвижна, так как при ведущей поводковой вилке трехмассовая система обгонного механизма сводится к механизму с двумя степенями подвижности, и максимальные моменты, действующие на обгонный механизм, определяются так же, как и для обгонных механизмов одностороннего действия. [c.263]

Авторы рассматривают [1] фрикционные крутильные автоколебания, возникающие в трансмиссиях, приводящихся к трехмассовой системе (рис. 1), если [c.68]

Рис I. Схема трехмассовой системы и график амплитуд крутильных колебаний [c.68]

Решение было выполнено на примере трансмиссии ходовой части рудничного электровоза ЮКР аппроксимируемой симметричной трехмассовой системой (Ii = Ь у = 0). Приведены экспериментальные данные, подтверждающие теоретические расчеты. [c.69]

В настоящей статье этот метод обобщается на случай несимметричной (у ф 0) трехмассовой системы, ко да средняя масса принимает участие в колебаниях. [c.69]

Так же, как и для трехмассовой системы, можно образовать разности угловых ускорений каждой из пар масс, смежных с узлом, [c.30]

Решение полученных дифференциальных уравнений динамики механизмов, описываемых разветвленными цепями с упругими звеньями, можно было бы производить методом, использованным при анализе трехмассовой системы, определяя раздельно общее решение системы однородных уравнений и частные решения неоднородных уравнений, или же используя методы операционного исчисления. [c.35]

Пример 5. Исследовать вынужденные колебания трехмассовой системы, рассмотренной в примере 2, без учета демпфирования, полагая F t) = FQ mpt. [c.324]

Рис. 6.1.8. Зависимость коэффициентов О от для трехмассовой системы при вынужденных колебаниях

Как уже упоминалось, аналитическое исследование механизмов газораспределения с подвесными клапанами и нижним распределительным валом производится на упрощенной расчетной модели этого механизма. Упрощенная расчетная система может быть получена путем последовательных преобразований действительной системы. Так, на рис. 205 представлена упрощенная трехмассовая система механизма газораспределения, пружины которой считаются невесомыми, а жесткости их — соответствующими жесткостям деталей действительной системы. [c.285]

Для примера рассмотрим шпиндель, приводимый к трехмассовой системе. Матрицы коэффициентов влияния й масс примем равными [c.64]

Для расчета демпфирования нужна матрица коэффициентов влияния, вычисленных для всех масс и, кроме того, для опор шпинделя и точки приведения. Если шпиндель является статически неопределимым и имеет три опоры, то для нашего примера трехмассовой системы матрица коэффициентов влияния будет состоять из семи строк и семи столбцов. Поэтому расчет частот собственных колебаний и приведенного демпфирования для шпинделей с числом масс более двух-трех вручную непроизводителен. [c.65]

Одним из методов такого решения может служить прием, при котором массу J (рис. 65, е) искусственно делят на две — Ую и J 2, так что Jt = J o + 12 Одну массу относят к массе /о. которая становится равной У1 = Д + " 01 ДРУгую — к Уг. которая становится равной Уц = Уг + 12 (рис. 65, г). Этим трехмассовая система сводится к более простой двухмассовой с потерей, естественно, значений высших частот собственных колебаний. [c.160]

Из-за большого отверстия в средней части фундамента и относительно небольшой жесткости продольных балок III—IV можно принять для расчета, что верхняя плита состоит из двух частей, которые могут колебаться независимо друг от друга. Поэтому обе части исследуются в этом расчете как совершенно не связанные трехмассовые системы. Массы верхней плиты, машины и верхних половин колонн приняты сосредоточенными над колоннами. Так как оба продольных ригеля примерно одинаковы, достаточно провести расчет одного из них. [c.342]

Однако в трехмассовой системе возможны и такие колебания, при которых средняя масса движется противоположно крайним. Тогда узлов колебаний будет два, и колебания называются двухузловыми (рис. 210, б). [c.200]

Решая это уравнение относительно (jJ , можно получить два корня (0 и 0)2, соответствующие двум главным видам колебаний. Подставляя найденные значения ыт и шг в уравнения (21.72), получим значения отношений амплитуд к 11.2 и I.2/I.3 для двух главных видов колебаний и тем самым установим состояние системы во время колебаний. Указанные два вида колебаний для трехмассовой системы представлены на диаграммах / и // (рис. 559) соответственно для одноузловой и двухузловой форм колебаний. [c.622]

Структурная схема моделируемой системы представлена на рис. 1. На основании проведенных экспериментальных исследований [3] механизм позиционирования руки робота представлен в виде трехмассовой системы с упругими и демпфирующими свойствами. Движение руки описывалось при помощи уравнений Лагранжа. Система охвачена отрицательной обратной связью по положению, где — коэффициент обратной связи — задаваемое положение руки / — ток двухкаскадного электро-гидравлического преобразователя типа сопло—заслонка—золотник с упругой обратной связью (сервоклапан) q — расход масла, поступающего в цилиндр i — передаточное отношение механизма, преобразующего поступательное движение поршня гидроцилиндра во вращательное движение руки робота F —- приведенная сила трения. Амплитудно-частотные характеристики сервоклапанов, используемых л данной конструкции робота, показали, что они [c.67]

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]

Рис. 8-23. К расчету крутильных колебаний а, б — крутильные колебания двухмассовой системы в, г — крудильные колебания трехмассовой системы

Движение двухмассовой системы в неустановившихся режимах состоит из движения центра обеих масс и колебаний одной массы относительно другой, частота которых зависит только от параметров систем. Это характерно и для многомассовых систем, в которых колебания отдельных масс являются сложными, состоящими из гармонических колебаний нескольких частот в трехмассовой системе— двух частот, в четырехмассовой системе — трех частот. [c.210]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...