Уравнения свободных колебаний лопаток

Рассмотрим уравнение свободных колебаний лопатки. В этом случае уравнение (48) принимает следующий вид [c.36]

Сила Р, действующая на лопатку, может меняться также при прохождении стыков диафрагмы и вследствие неточностей изготовления лопаток с периодом, кратным, поэтому совпадение частоты свободных колебаний пакета лопаток с числом, кратным я ек., надо считать также опасным. Скорости вращения, при которых выполняется равенство = = кп , называются критическими (не следует смешивать их с критическими скоростями вала). Подстановка в это уравнение значения/ [c.170]

Из уравнения (133) может быть найдена амплитуда колебаний на свободном конце лопатки [c.117]

Собственную частоту колебаний лопатки постоянного профиля, с жестко заделанным хвостовиком и свободно опертой головкой (при наличии бандажа), можно определить по уравнениям (130) — (133), но для других граничных условий. [c.117]

Уравнение для кривой прогиба лопатки при свободных колебаниях, без участия сил сопротивления имеет следующий вид [c.49]

Первый тон колебаний пакета лопаток. Рассмотрим пакет лопаток, связанный двумя проволоками (рис. 83). Форма тангенциальных колебаний лопатки пакета в плоскости минимальной жесткости определяется уравнением (108). Полагаем, что лопатки пакета в корневом сечении жестко защемлены, а на вершине они свободны. Проволоки в местах соединения с лопатками припаяны к ним. Массы проволок, приходящиеся на одну лопатку, отнесем к соответствующим сечениям лопатки. [c.156]

В. И. Коваленко [1.33] (1968) исследовал свободные колебания основной частоты короткого стержня применительно к лопаткам турбин. Уравнения балки Тимошенко решаются при довольно сложных граничных условиях. На одном конце заданы граничные условия, соответствующие защемлению, но с учетом упругой податливости поворота. На свободном конце учитываются поперечная сила инерции сосредоточенной массы (бандажа) и изгибающий момент, обусловленный упругим креплением бандажа. Построены графики изменения относительной частоты il)=io/(i)o (здесь о и ыо — частоты, соответствующие уточненной и классической теориям) в зависимости о т относительной длины I. Одна из таких кривых [c.85]

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]

Первый тон колебаний отдельной лопатки со свободной вершиной. При определении частоты первого тона крутильных колебаний отдельной лопатки со свободной вершиной нет надобности в решении дифференциального уравнения (89). В этом случае можно с достаточной для практических целей точностью найти частоту тем же методом, что и для тангенциальных колебаний отдельной лопатки со свободной вершиной, поскольку все выводы выполнены по существу для обобщенных сил и обобщенных перемещений. В случае крутильных колебаний обобщенной силой будет крутящий момент, а обобщенным перемещением — угол поворота. Поэтому не повторяя выкладок, укажем только, что силы должны быть заменены моментами, прогибы — углами поворота, а массы участков — массовыми моментами инерции. [c.201]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...