Двухмассовая колебательная система

Рис. 35. Динамическая модель механизма, у которого ведомая часть отображается двухмассовой колебательной системой (О—П—2)

На простейшем примере двухмассовой колебательной системы (рис 19.12) рассмотрим влияние упругой муфты с линейной характеристикой жесткости с и с демпфирующей способностью vji. Примем, что крутильная податливость валов пренебрежимо мала по сравнению с крутильной податливостью муфты. На массы с моментами инерции J, и J2 действуют [c.492]

Рис. 19.12. Двухмассовая колебательная система с упругой муфтой

ДВУХМАССОВАЯ КОЛЕБАТЕЛЬНАЯ СИСТЕМА [c.23]

На рис. 3-4—3-6 показаны двухмассовые колебательные системы и их электрические аналоги, к которым приводятся [c.23]

Для этого случая расчетную схему станка можно представить в виде двухмассовой колебательной системы, состоящей из шпиндельного узла и консоли со столом (рис. 31, б). [c.83]

МО больших напряжений. Благодаря этому возникает двухмассовая колебательная система (рис. У.З). [c.124]

Нормированные спектральные плотности s (со) имеют от одного до трех максимумов, расположенных в низкочастотной области (до (О < 40 с ). При со > 40 с s (со) заметных максимумов не имеет. Например, для рассматриваемого процесса (см. рис. 3.14) у нормированной спектральной плотности можно выделить три максимума. Первый максимум находится в "области частот со = О - 2 с и связан с нестационарностью процесса по среднему значению и плохим центрированием всей реализации относительно среднего значения М. Очевидно, используя алгоритм, позволяющий сглаживать процессы по среднему значению, можно исключить указанный максимум [15, 108]. Второй максимум наблюдается при со = б с , меньшей низших собственных частот трансмиссии и подвески третий —при со = 10 совпадает с низшей собственной частотой колебаний трансмиссии. Наличие других максимумов является следствием численного определения спектральной плотности по корреляционной функции. Подобный характер нормированных спектральных плотностей говорит о том, что формирование крутящих моментов при движении в тяжелых дорожных условиях определяется первыми низшими собственными частотами подвески и трансмиссии, поэтому эквивалентные колебательные системы могут быть описаны простейшими одно- и двухмассовыми системами. [c.113]

Рассмотрим колебания простейшей одноопорной двухмассовой системы с тем, чтобы выяснить, какие параметры системы оказывают наибольшее влияние на показатели колебательного процесса и каким образом можно улучшить плавность хода. Схема одноопорной колебательной системы представляет собой переднюю часть схемы рис. 67, для которой уравнения динамического равновесия масс т и гП] имеют вид [c.210]

Рис. УП.ЗО. Двухмассовая система верхняя лли га — нижняя плита. Графическое изображение колебательной системы при встречных колебаниях масс и при колебаниях обеих масс в одном направлении

Подобные уравнения с большей или меньшей детализацией и учетом различных факторов решаются только с помощью ЭВМ. При этом определяются в зависимости от целей исследования и расчета или параметры плавности хода, или нагрузки на автомобиль. Иногда для упрощения анализа колебаний автомобиль рассматривают в виде двух несвязанных колебательных систем, адекватных передней и задней частям автомобиля, или в виде одной (одноопорной) двухмассовой системы, совершающей только вертикальные колебания. Точность определения различных характеристик процесса в этом случае, естественно, снижается (однако качественная картина не меняется). Для большей достоверности иногда усложняют математическое описание колебательного процесса двухмассовой системы, учитывая ограничения, обусловленные реальным характером процесса [20], что позволяет аналитически решать задачу с достаточной степенью точности. [c.210]

Для подавления динамических помех, возникающих вследствие колебания системы вагон—весы, применяют различные методы [23]. Колебания системы вагон-весы могут быть получены из рассмотрения двухмассовой системы. Для разработки методов и устройств подавления динамических помех необходимо знать характер и параметры колебательного процесса железнодорожных вагонов. На основании исследований колебаний грузовых вагонов, выполненных в МИИТе, сделаны следующие вьшоды [c.199]

Н. Н. Яценко и В. С. Шупляковым [120, 116]. Для расчета дисперсии крутящего момента трансмиссия автомобиля с колесной формулой 4x2 была представлена трехмассовой, а подвеска —двухмассовой колебательной системой возникающий момент ( вход ) определен в виде динамического прогиба шины, а микропрофиль дороги задан спектральной плотностью. В работах [3, 13, 4, 55] расчетные модели для оценки нагруженности трансмиссии от микропрофиля дороги получили дальнейшее развитие. В работе [55] были учтены оба входа в трансмиссию динамический прогиб шины н угловые колебания картера ведущего моста, а также взаимная спектральная плотность этих входов. [c.109]

Виброплощадка СМЖ-198 с горизонтальнонаправленными колебаниями грузоподъемностью 15 т (рис. 327) представляет собой двухмассовую систему, в которой одной массой является виброгруппа с вибраторами, другой — рама виброплощадки с формой и бетонной смесью. Суммарная жесткость пружин колебательной системы подобрана так, чтобы можно было использовать резонансный эффект. [c.331]

Динамика механизмов с последовательно соединенными упругими звеньями. На рис. -67, а была показана схема зубчатого механизма, который можно рассматривать как последовательное соединение жестких звеньев (зубчатых колес, маховиков и т. п.), соединенных упругими элементами (упругими валами и муфтами). Такое соединение иногда называют цепной системой. Общее число степеней свободы цепной системы с упругими элементами равно сумме числа степеней свободы механизма с жесткими звеньями и числа упругих элементов. Если воспользоваться методом приведенных жесткостей, то можно уменьшить общее число степеней свободы. Например, число степеней свободы механизма, показанного на рис. 67, а, при трех упругих валах равно 4. Если при рассмотрении условий передачи сил от од1ГОго звена к смежному с ним пренебречь инерцией зубчатых колес, то можно выполнеть приведение последовательно соединенных жесткостей и рассматривать двухмассовую динамическую модель (см. рис. 67, 6), которая при постоянной скорости вала двигате-яя имеет одну колебательную степень свободы и, соответственно, одну собственную частоту. При анализе резонансных рел имов такое рассмотрение недопустимо, так как резонанс может наступить при других значениях собственных частот, число которых равно числу степеней свободы. [c.243]

Избыточный момент, определяемый по формулам (482)—(486), вызывает колебательные движения машинного агрегата и дополнительные динамические нагрузки. Для определения фактически действующих динамических нагрузок на обгонный механизм в период пуска воспользуемся известным приближенным методом сведения схемы машинного агрегата к двухмассовой системе, соединенной механизмом ббгона и гибкими звеньями с приведенной жесткостью и (рис. 118). В период пуска ведущая и ведомая [c.207]

В предыдущих параграфах на базе двухмассовой модели был проведен анализ демпфирующих свойств системы с ГДТ без учета упругой податливости ее элементов. В реальных же условиях работы системы детали гидромеханической трансмиссии вместе с вращающимися и поступательно-движущимися частями двигателя образуют многомассовую упругую систему, которая при определенных условиях может войти в колебательное движение, приводящее к увеличени10 нагрузок в деталях трансмиссии и двигателя. Поэтому выявление влияния упругой податливости на частотные характеристики системы с ГДТ представляет большой практический интерес. [c.65]

Поскольку при нерезонансных колебаниях основная роль в суммарном колебательном движении крутильной системы принадлежит колебаниям первых двух - трех частот п и изменении упругих сил и колебаниям низшей частоты при изменении перемещений, динамическую модель можно упростить, разделив ее на три парциальные системы двухмассовую односвязную (рис. 5.39, а), где момент + Мг + Мз + четырехмассовую цепную (рис. 5.39, б), где момент = Мг + + Мп, и пятимассовую разветвленную [c.344]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...