Значение расчетов на вынужденные колебания

ЗНАЧЕНИЕ РАСЧЕТОВ НА ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ [c.21]

Так, если для определения численных значений указанных коэффициентов воспользоваться данными измерения свободных колебаний какого-нибудь фундамента, а затем принять эти значения для его расчета на вынужденные колебания того же вида, то результаты расчета будут хорошо согласовываться с данными соответствующей экспериментальной проверки. Например, оказалось необходимым измерить свободные колебания массивного фундамента под горизонтальный поршневой [c.44]

Д. Д. Баркан в своей работе [Л. 20], освещая вопросы расчета фундаментов турбогенераторов, приходит к Выводу, что накопленные материалы по балансировке роторов паровых турбин позволяют с достаточной точностью установить расчетные значения возмущающих сил, что дает возможность перейти к расчету фундаментов на вынужденные колебания. [c.14]

Развились методы расчета станков на вынужденные колебания. Накоплен опыт по составлению расчетных схем станков. Станки рассчитываются на электронных вычислительных машинах, их расчетные схемы описываются системами дифференциальных уравнений высокого порядка. При составлении уравнений движения необходимо знать числовые значения их коэффициентов, определяющих жесткость, затухание и массу. [c.9]

Основываясь на информации Шага 0.9, сделайте заключение что произойдет с деталью, если в процессе работы температура будет выше предельно допустимой , 0.10. Под виброустойчивостью понимают способность деталей и узлов работать в нужном режиме без недопустимых колебаний (вибраций). Вибрации вызывают дополнительные переменные напряжения и могут привести к усталостному разрушению деталей. Особенно опасными являются резонансные колебания. В связи с повышением скоростей движения машин опасность вибрации возрастает, поэтому расчеты параметров вынужденных колебаний приобретают все большее значение. [c.13]

В действительности при наличии больших сопротивлений амплитуда вынужденных колебаний при резонансе не растет пропорционально времени, но все же может достичь больших абсолютных значений. Важность подобного рода вопросов в расчетах на дина- [c.344]

Таким образом, на идеальный закон ускорений накладывается сложный колебательный процесс, в котором представлены помимо чисто вынужденных колебаний (Ух , Fjs) и сопровождающие колебания с частотами kx и ki- Расчет коэффициентов накопления возмущений fii и и фазовых смещений 71/, 72/ производится по формулам (3.38), (3.39) исходя из значений = [c.123]

В настоящее время обычно определяются только резонансные частоты амортизированного насоса и первая собственная частота ротора. Исследования показывают, что в ряде случаев, особенно в многоступенчатых центробежных насосах, расчеты графо-ана-литическим методом [89] приводят к существенно завышенным значениям собственных частот. В связи с этим рекомендуется использовать более точные методы [19, 94]. При этом целесообразно рассчитывать несколько первых собственных частот ротора и не допускать их близости как к частоте вращения, так и к лопастной частоте. На практике наблюдались случаи усиленной вибрации роторов с лопастной частотой при невыполнении этого условия. Наиболее полные методы расчета системы ротор—корпус на свободные и вынужденные колебания изложены в работах [128, 1291. [c.177]

Уравнение (IX.22) может с успехом использоваться для теоретических расчетов вынужденных колебаний на низких частотах, когда машина колеблется как целое. В этом случае довольно четко определяются силы Q , развиваемые в рабочих узлах у таких машин, как дизели, компрессоры, помпы, электрические машины и т, д. Система действующих в машине сил приводится к ее центру тяжести с учетом фазовых и амплитудных значений, [c.403]

Для анализа влияния формы механической характеристики двигателя на затухание сводных колебаний и амплитуды моментов от вынужденных колебаний были проведены применительно к системе (7. 20) примерные расчеты, результаты которых представлены в табл. 7. 5 [14]. Для сравнения в таблице указаны также значения собственных частот свободных незатухающих колебаний [c.268]

Практическая ценность уравнения (11.66) состоит не столько в том, что, с его помощью без труда можно построить огибающую виброграммы свободных затухающих колебаний при известных значениях постоянных Ь и п, сколько в том, что, опираясь на это уравнение, можно вычислить значения Ь и п по опытным виброграммам. Эти постоянные могут быть далее использованы для расчетов вынужденных колебаний с трением. [c.56]

Учитывая, что при высокооборотных машинах наиболее близко расположенными к резонансной являются высшие частоты, резонансная зона которых очень узка, можно установить граничные значения резонансной зоны в пределах 10%- Вне этой зоны учитывать затухание нецелесообразно, так как, с одной стороны, оно оказывает незначительное влияние на величину амплитуды вынужденных колебаний, а, с другой стороны, в значительной степени усложняет расчет. Это в особенности относится к системе со многими степенями свободы. [c.132]

Расчеты показали, что максимумы вынужденных колебаний от неуравновешенности имеют место при следующих скоростях (основные критические скорости, об/мин) rti = 1250 2 = 2350 ц = 3450 щ = 4550 п,5 = 6100 (nj, = 950 -т--Ь 1200 23 = 2500). Эти скорости близки к собственным частотам для усредненных роторов, т. е. роторов со средними значениями изгибных жесткостей на бочке ротора. Эксперименты показали, что первые две критические скорости и зэ близки к расчетным. [c.186]

Крутящие нагрузки, действуюш,ие на коленчатый вал, состоят из суммарных (набегающих) моментов от периодических усилий, приложенных к шатунным шейкам, и динамических эффектов, связанных с крутильными колебаниями, возникающими в системе коленчатого вала совместно с вращающимися частями присоединенных агрегатов или валопроводом установки. Для уточненного определения величин действительных крутящих моментов в сечениях коленчатого вала должен выполняться расчет, вынужденных колебаний эквивалентной динамической системы с учетом ее демпфирующих свойств и особенностей возмущающих сил. Для определения величин переменных крутящих моментов упрощенно предполагалось, что моменты от периодических усилий и динамические моменты от резонирующих гармоник могут непосредственно суммироваться. В рассматриваемом случае коленчатый вал имеет настроенный маятниковый антивибратор крутильных колебаний, при котором на режиме полной мощности динамический момент Мац" 108 000 кгс см, амплитуда набегающих моментов на этом режиме для третьей шатунной шейки 365 ООО кгс см. Расчетное амплитудное значение момента для наиболее напряженной по кручению третьей шат)Шной шейки Мак = Л + М д = 365 000+, [c.344]

Введение главных координат, несмотря на сравнительную простоту формул для колебательной системы, практических выгод в проведении расчета колебательных систем не дает. Однако понятие о главных координатах имеет большое теоретическое значение, особенно при изучении вынужденных колебаний системы. [c.41]

Результаты расчета частотной характеристики для идеального регулятора показаны на рис. 77, из которых следует, что на этой характеристике можно выделить две характерные точки, в которых величина амплитуды вынужденных колебаний небольшая, например равняется 2т]. Значение частот, соответствующих этим точкам, обозначим Ил и причем соц > (йд. Частота является верхним пределом частот, амплитуды колебаний которых меньше 2у], а частота а> является нижним пределом частот, амплитуды колебаний которых также меньше 2т). [c.217]

Обработка опытных виброграмм на основе выражения (119) позволяет определить значения я и а, необходимые для расчета вынужденных колебаний. [c.265]

Если по выдавленной канавке вторично пройти индентором, то впереди вновь образуется валик, который индентор будет гнать перед собой. Каждая частица поверхности, лежащая на пути индентора (будем для простоты рассматривать цилиндрический индентор, движущийся перпендикулярно образующей), сначала поднимается вверх — за счет смятия материала перед индентором, а затем должна опуститься вниз, когда через нее пройдет индентор. Таким образом, поверхностный слой принужден совершать вынужденные колебания, которые не оставляют заметного следа на поверхности, однако имеют большое значение при расчете сопротивления. Это повторная деформация ответственна за износ материала. [c.173]

Для того чтобы избежать явления резонанса, необходимо, чтобы частота собственных колебаний шпинделя и частота возмущающей силы /в отличались на (25 30) %. Однако точность определения невелика, и поэтому для надежности расчета желательно, чтобы частоты и /в отличались в несколько раз, а частота собственных колебаний шпинделя была выше частоты вынужденных колебаний. Тогда при пусках и остановах станка нет прохождения через зону резонанса и, кроме того, амплитуда колебаний меньше. Но в высокооборотных шпинделях это не всегда возможно, и шпиндель может работать с числом оборотов выше критического значения, т. е. выше числа оборотов, соответствующего резонансу. [c.190]

По результатам расчета последнего приближения находим предельное значение высоты неровности, при котором не происходит пробоя подвески на неровностях с заданной длиной а волны и при расчетной частоте р вынужденных колебаний или скорости [c.154]

В соответствии с выражением (5.11) были рассчитаны амплитуды вынужденных колебаний для режимов, включающих частотный диапазон от 200 до 500 об/мин при амплитудных значениях вынуждающих сил, полученных разложением технологического усилия в ряд Фурье. Диссипативные характеристики определялись на основе экспериментальных данных осциллограмм. В результате проведенных расчетов построен график коэффициента динамичности (рис. 5.1), где по оси ординат показано значение коэффициента, а по оси абсцисс - отношение частот вынужденных и свободных колебаний остова (несущей системы) ткацкой машины (станка). [c.70]

СВОБОДНЫЕ КОЛЕБАНИЯ С СОПРОТИВЛЕНИЕМ. В классической теории линейных колебаний исследование влияния сопротивлений на свободные и вынужденные колебания основывалось на допущении, что силы сопротивления, действующие на колеблющуюся систему, являются линейными функциями обобщенных скоростей. Хотя такое допущение не оправдывается в действительности, тем не менее разработанные на его основе приемы некоторых расчетов и результаты этих расчетов имеют и в настоящее время большое практическое значение. Прежде всего, принимая такое допущение, мы остаемся в пределах линейной теории, а это приводит к значительному упрощению задачи в отношении математической ее трактовки, причем большей частью без существенного искажения качественной стороны общего направления вносимых сопротивлением изменений. Далее, уравнения с линейным сопротивлением получаются во многих случаях в результате линеаризации > некоторых реальных систем, а не каких-либо предположений о физической природе сопротивления. [c.141]

Однако следует заметить, что выбор минимального, максимального или среднего значения из всех значений текущего радиуса в качестве расчетного размера зависит от механизма образования размера и формы, т. е. от схемы того или иного метода механической обработки деталей. Например, в случае образования конусности вследствие быстрого износа инструмента в расчетную формулу следует подставлять минимальный размер, а для поперечного сечения с неровностями, образованными в результате вынужденных периодических колебаний, симметрично расположенных относительно некоторого заданного контактирования инструмента и детали, — размер средней линии профиля. Это служит дополнительным (см. п. 11.1) обоснованием того, что для расчета точности шлифования в качестве геометрического профиля принят средний профиль. Расчет точности формы производится на базе 490 [c.490]

Для процесса гармонических колебаний аналогичное значение а может быть получено в случае применения, например, преобразованной формы гипотезы Фойгта, данной И. Л. Корчинским [Л. 18]. По формуле (3-44) следует производить расчет на вынужденные колебания, когда система попадает в резонанс. Для получения правильных результатов расчета необходимо уточнить значение коэффициента поглощения г з. Как справедливо отмечает И. Л. Корчинский [Л. 75], несмотря на обилие опытных данных, выбор конкретного Значения для практического использования затруднителен, так как эти данные характеризуют либо материал, либо простейшую конструкцию. Данных, характеризующих затухание колебаний всего сооружения, значительно меньше. Поэтому нашей задачей было уточнение величины коэффициента затухания колебаний фундаментов паровых турбин, приведенного в [Л- 21]. Для решения этой задачи были использованы осциллограммы частот собственных колебаний, полученные в опытах, описанных в 2-2. [c.139]

Требование норм об удалении частоты собственных колебаний на 20% от зоны рабочих чисел оборотов машины по сути дела переводит работу фундамента из динамической области в статическую, так как динамический коэффициент в этом случае принимает значение, близкое к еяинице. Таким образом, фундамент, имеющий частоты собственных колебаний, удаленные от резонансной зоны, находится в нормальных условиях работы. Расчетом же на вынужденные колебания обеспечивается необходимая жесткость конструкции. [c.14]

Из рассмотрения резонансных кривых на рис. 19 обнаружи- вается следующий факт, имеющий значение в приближенных расчетах амплитуд вынужденных колебаний. В областях, достаточно далеких от резонанса, амплитуды при относительно малом сопротивлении почти не отличаются от соответствующих амплитуд вынужденных колебаний без сопротивления, определяемых более простой формулой [c.84]

Большое значение при создании мощных поршневых и турбомашин имели исследования по колебаниям соответствующих упругих систем. Двигателестроительные заводы были пионерами разработки расчетов коленчатых валов и валопроводов на крутильные колебания. Наряду с применением способа конечных разностей был разработан метод цепных дробей, получивший развитие в научно-исследовательских институтах для расчета вынужденных и нелинейных колебаний, а также проектирования демпферов. Для крутильных, изгибных и связных колебаний успешно разрабатываются методы электромоделирования, позволившие заранее вычислять колебательную напряженность элементов конструкций при сложной структуре как самих упругих схем (например, свойственных вертолетным трансмиссиям), так и сил возбуждения, (например, характерных для многоцилиндровых поршневых машин). [c.38]

Выражения (6.13), (6.14) позволяют достаточно просто на основе результатов расчета свободных колебаний консервативной системы оценить максимальные значения динамических характеристик системы (смещений и скоростей звеньев, моментов от сил упругости) при установившихся вынужденных колебаниях. Из формул (6.13), (6.14) следует, что если частота fe o/ = близка к одной из собственных частот системы ps = рс, то соответствующий этим частотам член в выражении для ф значительно превосходит остальные. В этом случае уравнения для динамических смещений сосредоточенных масс системы можно записать в виде [c.169]

Возникает вопрос, насколько правомерной является оценка с помощью этих параметров диссипативных свойств системы при неодночастотных колебаниях и какие коррективы следует внести при этом в инженерный расчет. Применительно к задачам динамики цикловых механизмов этот вопрос имеет особое значение, так как затухание периодически возбуждаемых сопровождающих колебаний происходит на фоне вынужденных колебаний. Необходимость в уточнении коэффициентов диссипации может возникнуть также при резонансе на определенной гармонике возмущения при одновременном воздействии достаточно интенсивного возмущения другой частоты. Такие условия в цикловых механизмах иногда возникают при одновременном силовом и кинематическом возбуждении системы. Кроме того, коррективы коэффициентов диссипации могут играть весьма важную роль при определении условий подавления параметрических резонансов. [c.41]

Ввиду того что ни одна из частот не попадает в рёзонансяукз зону, определение амплитуд вынужденных колебаний производится при помощи формулы (3-42) способом. разложения в ряд по формам собственных колебаний. Этот способ был рассмотрен при определении амплитуд поперечных колебаний и поэтому здесь не приводится. На рис. 3-28 показаны формы продольных колебаний. Направление возмущающих сил принято соответствующим четвертой форме. В результате расчета получены следующие значения амплитуд [c.181]

Из-за погрешностей в определении спектра частот получился практически резонансный режим, когда амплитуды неограниченно растут. В этом случае объективно может наступить неустойчивость решения системы уравнений А X = - В, так как определитель А - 0 и параметры напряженно-деформированного состояния получаются недостоверными. Результаты расчета параметров в резонансном режиме и для других значений частоты вынужденных колебаний представлены в таблице 3.3. Использовалась программа на языке Pas al примера 2.7, матрицы А, В вводились с помош,ью операторов присваивания. [c.152]

Система паротурбоагрегат — фундамент расчленяется на две подсистемы I) собственно валопровод 2) подсистему статор—фундамент (см. рис. 2). Связь между подсистемами осуществляется через масляную пленку подшипников, через аэродинамическое взаимодействие ротора и статора в проточной части турбин и электродинамическое взаимодействие ротора и статора генератора. При вынужденных колебаниях главное значение имеет взаимодействие через масляную пленку подшипников. Аэродинамическое взаимодействие необходимо учитывать при расчете устойчивости. [c.312]

Если молекула обладает несколькими активными в комбинационном рассеянии колебаниями, то наиболее быстро сформируется стоксова волна с наибольшим коэффициентом усиления, т. е. вообще образуется линия, для которой 1хл1 имеет максимальное значение. Согласно сказанному в 2.4, восприимчивость принимает наибольшие значения для тех колебаний молекулы, для которых наиболее велики значения отношения 1 к константе трения Гм- Именно таким колебаниям соответствуют самые интенсивные и узкие линии в спектре спонтанного комбинационного рассеяния. Во многих веществах стоксовы волны с наибольшим усилением успевают сильно уменьшить интенсивность лазерного света раньше, чем интенсивности других волн достигнут экспериментально наблюдаемых пределов. Поэтому в спектре появляются только линии, соответствующие одному колебательному переходу (см. разд. 4.213). Если обобщить проведенные в настоящем разделе расчеты на произвольные углы между направлениями распространения лазерной и стоксовой волн, то при возбуждении бесконечно протяженной плоской лазерной волной получится непрерывное угловое распределение вынужденного стоксова излучения, сходное с картиной при спонтанном комбинационном рассеянии. Если же стоксово излучение возбуждается пучком лазерного света с конечным поперечным сечением, то определяющая интенсивность стоксовой волны длина, на которой взаимо- [c.211]

Задачи, связанные с изучением движения жидкости, возникающего после кавитационного разрыва, вызванного процессами, сопровождающими отражение волн гидроудара, исследовались рядом авторов. В частности свободные разрывные кавитационные колебания, сходные с только что описанными, рассмотрены в работе [6]. Там же приведены с ссылкой на работу Ланжевена осциллограммы свободных кавитационных колебаний. Вынужденные колебания жидкости, сопровождающиеся возникновением кавитации в области сравнительно высоких частот, рассматривались в работе [15]. Из этой и других подобных работ, в частности, следует, что если вынужденные колебания жидкости сопровождаются периодическим возникновением кавитационных разрывов, то применение обычного подхода становится неэффективным. Последнее связано с тем, что точное решение подобных задач не приводит к строго периодическим решениям и уже через несколько периодов поправки, обуаювленные отклонением от строгой периодичности, приобретают столь сложный характер, что практически исключают возможность анализа общего характера. (Указанная особенность, в частности, хорошо иллюстрируется результатами расчетов, приведенными в работе [15]). Запутанный, с плохо прослеживаемой периодичностью характер решений, возникающих при больших значениях частот вынуждающей силы, отражает, по всей вероятности, реальную физическую ситуацию, сводящукх я к тому, что для описания возникающего в этом случае движения более подходит статистический подход. При сравнительно низких значениях частоты, как это будет показано ниже, картина явления меняется нерегулярные поправки к решениям становятся несущественными или вообще отсутствуют. Для того чтобы лри изучении колебаний в этой области частот выделить строго нериодическую сосгавляющую процесса, отбросив несущественные поправки, необходимо прибегнуть к некоторой физической идеализации явления, соответствующей в определенном смысле рассмотрению асимптотического поведения [c.150]

Мы видели, что резонапспые вынужденные колеоания иногда могут быть полезнымп, а иногда безусловно вредными. Рассмотрим раму, показанную иа фото XI, и представим себе, что она является опорой какой-нибудь машины. Если строитель установит большую неуравновешенную машину на такую ра. шую опору, то, как мы уже видели, могут возникнуть резонансные колебания. Ясно, что если конструктор знает собственные частоты конструкции и частоту возбуждения, создаваемого машиной, то он может предвидеть возможность возникновения резонанса. Следовательно, определение собственных частот конструкций имеет важное значение. Сказанное является аргументом в пользу расчета собственных частот, но зачем нужно определять собственные формы колебаний Ответ заключается отчасти в том, что оба расчета обычно ведутся одновременно, а отчасти в том, что интенсивность резонансных колебаний зависит от расположения источника колебаний по отношению к собственной форме колебаний, [c.61]

Когда рассматривается влияние акустической мощности на скорость массообмена прежде всего встает вопрос о пороговой для начала процесса величине, характеризующей звуковое поле, — давлении, интенсивности, объемной плотности энергии и т. п. В этом отношении в известных нам работах имеется некоторая путаница. Дело в том, что ряд авторов [70, 87, 88) рассматривает явление вынужденного выделения газа из жидкости в прямой связи с процессом кавитации, и в соответствии с этим предлагает считать порог кавитации одновременно и порогом дегазации жидкостей. В работе [89] даже приведены кривые зависимости пороговой амплитуды звукового давления Р , нри которой в дистиллированной воде наблюдалось образование маленьких газовых пузырьков. Однако, судя по описанным в той же работе химическим эффектам, сопровождавшим появление пузырьков, как и в работе [87], речь идет о кавитационном пороге. В работе [77] концентрация газа изменялась только при превышении некоторой величины акустической мощности. Однако обусловлено это разрешающей способностью методики измерения газосодержания, так как визуально выделение газовых пузырьков происходило и при значительно меньших, чем IVд, величинах акустической мощности. Поскольку в перенасыщенной жидкости выделение растворенного газа в колеблющиеся пузырьки происходит при любой амплитуде звукового давления, понятие о пороге дегазации здесь неприменимо. Если же речь идет о жидкости в недонасыщенном состоянии, то, как указывалось в гл. 2, для каждого пузырька существует критическая величина звукового давления Ра ,,, зависящего от относительной концентрации Сд/Ср, нри которой растворенный газ поступает в пузырек. Поскольку при данной частоте звука минимальным значением Ра обладают пузырьки резонансного размера, она является одновременно и порогом дегазации. Следует заметить, что с повышением частоты колебаний, как показывают расчеты, значение Ра также увеличивается (см. рис. 20, стр. 280, Со/Ср = 0,8, Д = Лр,з). [c.304]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...