Колебания вращающихся дисков

При исследовании колебаний вращающихся дисков обычно считают, что диск представляет собой тело вращения и что существует плоскость симметрии диска, перпендикулярная к оси вращения (срединная плоскость). Кроме того, принимают, что наклон боковых поверхностей диска к этой плоскости весьма мал, а толщина диска мала по сравнению с его диаметром. [c.141]

КОЛЕБАНИЯ ВРАЩАЮЩИХСЯ ДИСКОВ [c.268]

Колебания вращающегося диска исследуют на сложной мощной установке, в которой испытуемый диск приводится во вращение рядом с ним помещается другой диск значительной толщины, и следовательно, жесткости, на котором помещается индукционная катушка, служащая датчиком для записи колебаний. Так как относительно испытуемого диска эта катушка неподвижна, она может записать только частоту собственных колебаний диска тэ- [c.269]

Частота собственных колебаний вращающегося диска [c.272]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТЫ КОЛЕБАНИИ ВРАЩАЮЩЕГОСЯ ДИСКА. ДИАГРАММА КОЛЕБАНИЙ [c.291]

А. В. Левин показал, что в качестве кривой прогиба при колебании вращающегося диска с достаточной степенью точности может быть принята кривая статического прогиба, т. е. показатель q может быть принят одинаковым как для вращающегося, так и для неподвижного диска. Величина д может быть определена методом, указанным в 66. Это дает возможность найти величину р и использовать ее для расчета вращающегося диска. [c.291]

Зная статическую частоту колебаний и коэффициент В, нетрудно определить по формуле (337) частоту колебаний вращающегося диска для любого числа к узловых диаметров и для любого числа оборотов. [c.291]

Поэтому, утверждает Кэмпбелл, для возбуждения и поддержания резонансных колебаний вращающегося диска в виде назад бегущей волны достаточно приложить к нему неподвижную, например сосредоточенную, силу, величина которой во времени не изменяется. Так Кэмпбеллом разъясняется понятие критической частоты вращения диска. Вперед бегущая волна в соответствии с (2.42) при критической Частоте вращения диска Q = p/m вращается [c.39]

Расчет колебаний вращающихся дисков постоянной толщины при отсутствии на их периферии дополнительных масс показал, что использование как уравнений (6.4), так и уравнений (4.21) дает практически один и тот же результат. Однако размещение на наружном радиусе диска дополнительных масс (лопаток) приводит к существенному различию в результатах расчетной оценки влияния вращения на собственные частоты. На рис. 6.35 представлены результаты расчетов, выполненных для диска постоянной толшины с жесткими лопатками, которые имитировали недеформируемыми стержнями с сосредоточенными массами на свободных концах. Как видно, использование уравнений (4.21) приводит к более высоким значениям частот, особенно при малых т. [c.118]

Во всех известных нам как отечественных, так и зарубежных работах, где составлялись дифференциальные уравнения изгибных колебаний вращающихся дисков, использованы уравнения равновесия в виде (6.4). Это приводит к занижению расчетных собственных частот дисков, несущих лопатки, в большей степени для дисковых и в меиьшей для лопаточных форм их колебаний. [c.119]

Неподвижный датчик начнет передавать две частоты одну возрастающую с увеличением числа оборотов диска, другую убывающую. Как уже отмечалось в 1, первая частота колебаний возникает от вперед бегущей волны, вторая — от назад бегущей волны. Таким образом, эксперимент подтверждает, что колебания вращающегося диска могут рассматриваться как наложение двух одинаковых цепей волн, вращающихся в разные стороны вокруг оси диска. Параметры этих волн рассмотрены в предыдущем параграфе. [c.15]

Задаваясь различными значениями параметра S, вычисляем частоты свободных колебаний диска при m = 2 и m = 3, пренебрегая для простоты влиянием ступицы. Результаты расчета приведены в табл. 5. При вычислении частот свободных колебаний вращающегося диска необходимо вычислить по формуле (50) увеличение потенциальной энергии полотна диска в поле центробежных сил. Для решения интеграла, входящего в эту формулу, применен численный метод интегрирования. Пример вычисления этого интеграла для = щ = 2 приведен в табл. 6. [c.25]

Так же, как и при вибрации рабочих лопаток, вибрация рабочих дисков опасна тогда, когда наблюдается резонанс, т.е. совпадение частоты собственных колебаний вращающегося диска с частотой возмущающей силы, и когда возмущающие силы достаточно велики. Опасным вибрациям подвержены только тонкие диски, частота собственных колебаний которых мала. Для исключения возможности резонанса диск настраивают , снимая с его боковых поверхностей часть металла (без снижения его сопротивления разрыву) для изменения частоты собственных колебаний. [c.490]

Теперь вернемся к вынужденным колебаниям вращающегося диска на спице. Допустим на минуту, что колебаний нет, а диск массы М вращается с угловой скоростью р тогда центробежная сила (см. сноску [c.447]

Частота собственных колебаний вращающегося диска Шдр возрастает вследствие действия центробежных сил [c.377]

Определив р и р по формулам (1) и (]), найдем частоту колебаний вращающегося диска по формуле (Ь) ). [c.442]

Полученный результат применим также и к системам с двумя вращающимися дисками (рис. 524). Действительно, если закрутить диски один относительно другого, а затем мгновенно снять приложенные внешние моменты, то диски начнут совершать крутильные колебания навстречу друг другу. При этом некоторое промежуточное сечение вала останется неподвижным. [c.537]

Из формулы (24.24) следует, что вращение звена не будет сопровождаться поперечными колебаниями, если оно будет вращаться с частотой, как меньшей критической, так и большей. Если связать ось ординат у с вращающимся диском так, чтобы она проходила через его центр масс, то получим [c.308]

Резонанс. Рассмотрим теперь вынужденные колебания. Их амплитуда, согласно формуле (8.16), зависит от отношения частот q и р, как это видно из графика рис. 8.17, который похож на изображенный на рис. 8.14. Сходство это не случайно. Вектор центробежной силы вращающегося диска (рис. 8.18) можно разложить по координатам л и на два [c.224]

Рассмотрение колебаний вращающегося вала независимо в двух его главных плоскостях становится невозможным, если главные плоскости жесткости некруглого вала не совпадают с главными плоскостями инерции диска в этом случае, аналогично случаю, когда ротор осесимметричен и расположен на произвольных упругих опорах, четыре уравнения для амплитуд колебаний ротора не распадаются на две независимые группы и задача принципиально не сводится к рассмотрению колебаний в одной плоскости. [c.125]

Отмеченные здесь особенности задачи о возбужденных силами небаланса вынужденных колебаниях вращающегося однодискового ротора следующим образом распространяются на ротор с п дисками [50]. [c.126]

Изучение изгибных колебаний вращающихся валов начинается с рассмотрения движения сечения, в котором прикреплена деталь (диск). Это движение происходит вследствие деформаций вала и вследствие его вращения. [c.112]

Задача о колебаниях вала с диском, расположенным симметрично по отношению к опорам, была первой задачей в области изгибных колебаний вращающихся валов, разрешавшейся теоретически и экспериментально. В 1869 г. Рэнкиным [10] впервые был сделан теоретический анализ колебательного движения гибкого вала с диском, а в 1889 г. Лавалем была построена турбина с гибким валом, рабочая угловая скорость которого была выше его критической скорости. Применение такого вала было основано на использовании обнаруженного эффекта самоцентрирования вала, проявляющегося в закритической области вращения. Если при скорости вращения ниже критической всякая неуравновешенность детали (диска), прикрепленной к валу, вызывает большие колебания и динамические реакции подшипников, то при скорости вращения выше критической, как показали теория и опыт, колебания успокаиваются и практически почти уничтожаются при дальнейшем возрастании скорости. В этом, собственно, и состоит явление самоцентрирования, удачно использованное для создания новой для того времени конструкции вала турбины. [c.118]

Вычисляя потенциальную энергию изогнутого вала и кинетическую энергию вращающегося диска, получаем в комплексной форме дифференциальные уравнения колебаний вала в неподвижной системе координат с учетом внешнего трения (при фо = 0) [c.257]

Генератор с дискретным спектром частот. Основным элементом (рис. 6), генерирующим звуковые колебания, является вращающийся диск 2 с отверстиями, установленный в струе воздуха, истекающего из сопл форкамеры I. Число сопл в форкамере и шаг распределения по окружности соответственно равны числу и шагу распределения аналогичных отверстий в рабочем колесе (диске 2). При вращении диска площадь сечения струи воздуха, истекающего из сопл, периодически изменяется от минимальной (когда отверстия полностью закрыты) до максимальной (когда они полностью открыты). Попеременное открывание и закрывание отверстий приводит к резкому изменению газодинамических параметров струи и, следовательно, к возникновению пульсаций давления в горле рупора, которые возмущают звуковые колебания воздушной среды. [c.451]

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]

Под статической частотой колебаний понимается частота колебаний лопатки на неподвижном колесе (или. лопатки, зажатой в тисках). Частота колебаний вращающейся на диске лопатки, как указывалось, имеет несколько большее значение, зависящее от числа оборотов ротора. [c.113]

Если обозначить через ц частоту колебаний идеально гибкой лопатки, не обладающей силами упругости, но находящейся под воздействием центробежной силы, то истинная частота колебаний лопатки на вращающемся диске, или так называемая динамическая частота колебаний, может быть определена по формуле [c.119]

Если тем или иным способом во вращающемся диске возбудить колебания, то частота их подчинится формуле (337). Эти колебания также обусловливаются наложением двух цепей, бегущих по диску в противоположных направлениях с угловой скоростью (по отнощению к диску) [c.268]

Как известно ( 62), частота колебаний va вращающегося диска определяется формулой [c.291]

Таким образом, расчет диска на вибрацию (определение п р) сводится к определению частоты свободных изгибных колебаний вращающегося диска при п узловых диаметрах. Причем практическое значение, как показывает опыт, имеют колебания, происходящие без узловых окружностей и при двух, трех, иногда четырех узловых диаметрах. Методы определения частоты свободных колебаний облопаченных турбинных дисков переменной толщины рассмотрены в 3. [c.13]

Колебания вращающегося диска рассматривались Ламбом и Саутуэллом ) и впоследствии Саутуэллом s), который подчеркивает следствия теории, касающиеся конструкции быстро вращающихся дисков < ). [c.518]

S. Н. Advani [2.671 (1965) вывел нелинейные уравнения, описывающие осесимметричные колебания вращающихся дисков и учитывающие деформацию поперечного сдвига, инерцию поворота нормального элемента, растяжение срединной плоскости и поверхностные силы. Рассматривается также распространение продольных и поперечных волн в неограниченной пластине. Задача решается в эллиптических функциях. [c.167]

Для подавления указанных колебаний к диску [нарнирно прикреплер маятник, имеющий массу 1п,, расположенную на конце невесомого стержня длиной / (рис. 10.21). Рассмотрим колебания маятника относительно диска во вращающейся с угловой скоростью Li системе координат, жестко связанной с диском (рис. 10.21, а). Прикладывая к центру масс маятника центробежную силу F = [c.291]

Проведенные нами исследования темнового сопротивления Rt фоторезисторов типа ФСА-Г1 в зависимости от времени хранения показали, что компенсация колебаний температуры окружающей среды дифференциальным включением двух фоторезисторов малоэффективна из-за большого разброса Ri, изменение которого является случайной величиной. Исследование изменения чувствительности приемников излучения в зависимости от изменения температуры окружающей среды проводилось на установке, которая помещалась в термокамеру. Поток излучения от электролампы, питание которой стабилизировалось, с помощью световода подавался на приемник излучения. Перед приемником располагался вращающийся диск с отверстиями, осуществляющий модуляцию потока излучения с частотой, оптимальной для исследуемого ти- [c.146]

В настоящей работе исследуется связь реакций опоры с энергетическими потерями и динамикой системы материальных точек. Рассмотрена модельЦая задача силового взаимодействия вращающегося диска с движущейся внутри него массой. К решению этой задачи приводит анализ энергетических соотношений и особенностей динамики ротационных измерителей ускорений [5], центробежных разгонных устройств механизмов типа [4] и ударных стендов, импульсаторов [2], динамических гасителей крутильных колебаний [3]. Задача представляет также интерес в связи с разработкой эффективных способов оценки виброактивности механизмов с неуравновешенными вращающимися звеньями. [c.3]

Найденный результат может быть использован для определения собственной частоты колебаний маятника с двойным подвесом (рис. 11.9). Подвес осуществлен при помощи двух роликов диаметром с1 , вложенных в несколько больщие отверстия диаметром 1, которые имеются в теле маятника и вращающемся диске. При таком способе подвеса относительное движение маятника (по отношению к вращающемуся диску) является поступательным и все его точки описывают дуги окружностей одного и того же радиуса. Этот радиус равен разности диаметров отверстия и ролика, т. е. I = — 2- Кроме того, [c.30]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...