Расчет на жесткость и колебания

РАСЧЕТ НА ЖЕСТКОСТЬ И КОЛЕБАНИЯ [c.388]

Глава 4. РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА ЖЕСТКОСТЬ И КОЛЕБАНИЯ [c.118]

При расчете станков на жесткость фундаментальные результаты получены Д. Н. Решетовым, В. В. Каминской и 3. М. Левиной. На этих результатах строится расчет собственной жесткости, контактной жесткости и местных деформаций деталей станков практически во всех отечественных и многих зарубежных работах, посвященных исследованиям станков на жесткость и колебания. [c.9]

Анализ результатов расчетов на ЭЦВМ и моделирование на АВМ показал, что характеристика муфты оказывает значительное влияние на неравномерность вращения рабочего органа в установившемся режиме периодического нагружения. При этом весьма эффективным средством уменьшения неравномерности вращения является применение муфты с ограничителями деформаций. В иных случаях неравномерность вращения рабочего органа в установившемся режиме не только не уменьшается за счет постановки муфты, а иногда и возрастает. Указанное можно объяснить отчасти уменьшением результирующей жесткости соединения при встройке муфты, отчасти — параметрическим возбуждением колебаний при переключениях муфты. Влияние переходных процессов в приводном двигателе на неравномерность хода машинного агрегата в значительной степени уменьшается при встройке муфты в соединение двигателя с рабочей машиной. [c.232]

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой являются моменты Т и М, вызывающие кручение и изгиб. Влияние сжимающих или растягивающих сил обычно мало и не учитывается. Расчет осей является частным случаем расчета валов при 7 =0. [c.315]

В настоящее время применяются следующие виды расчетов деталей автомобильных и тракторных двигателей расчет на прочность, расчет на жесткость, расчет на износ, расчет на упругие колебания, расчет деталей двигателя на тепловую напряженность. [c.50]

Для расчета оси или вала на прочность, жесткость и колебания надо, прежде всего, составить расчетную схему. [c.360]

При расчете оси вала на прочность, жесткость и колебания составляют расчетную схему. Силы, действующие на оси и валы со стороны расположенных на них деталей, определяют так же, как в передачах. При составлении расчетной схемы принимают, что детали передают осям и валам силы и моменты посередине своей ширины. При расчете осей и валов на прочность и жесткость собственную массу их, массу расположенных на них деталей (за исключением тяжелых маховиков и т. п.), а также силы трения, возникающие в опорах не учитывают. [c.273]

Колебания. Расчеты станков на вибрации, т. е. на колебания, ограничиваются приближенным подсчетом периода собственных колебаний деталей и систем во избежание явления резонанса, т. е. когда происходит совпадение периода собственных колебаний и периода возмущающей силы, а также для устранения причин дроблений и возможности борьбы с ними. Расчет вибрации станков должен был бы быть подобен расчету на жесткость, т. е. определение амплитуд колебания инструмента и детали и сравнение полученных величин с допустимыми из условий точности и класса чистоты обрабатываемой поверхности. Расчет колебания ограничивается вычислением периода собственных колебаний деталей, чтобы избежать явления резонанса. [c.401]

Расчет на жесткость в условиях динамической наг р у з к и сводится к определению периода т собственных колебаний конструкций и времени затухания колебаний t = пх, где п — число колебаний до затухания (см. раздел первый, п. 8). При этом расчет на жесткость сводится к удовлетворению условий т [т] или < [/]. [c.258]

При проектировании механизмов вращательного движения дереворежущих станков обычно ограничиваются вьшолнением расчетов на жесткость рабочих валов и щпиндельных узлов с учетом податливостей валов, шпинделей и подшипниковых опор. Кроме того, осуществляется выбор подшипников качения с проверкой их долговечности [15, 18]. Динамические расчеты амплитудно-частотных и амплитудно-фазово-частотных характеристик, форм колебаний и др. выполняются ддя ответственных тяжелонагруженных и скоростных механизмов при повышенных требованиях к качественным характеристикам обработки. Расчетные схемы, соотношения и зависимости аналогичны используемым при проектировании валов и щпиндельных узлов металлорежущих станков с учетом высокого частотного уровня внешних возмущений. [c.763]

Расчеты на жесткость ступенчатых валов трудоемки, поэтому целесообразно в качестве критерия необходимости проведения уточненного расчета оценить прогибы у и углы наклона е приближенным методом (см. [33]). Расчет частот колебаний и виброустойчивости — см. [30]. [c.106]

При повышенных требованиях к жесткости валов и осей она проверяется расчетом. Для быстроходных машин, в которых валы могут выходить из строя в результат недопустимых вибраций, производится расчет на колебания. [c.46]

Вибро устойчивостью называется способность механизмов нормально работать при вибрации. Под вибрацией имеют в виду механические колебания с относительно малой амплитудой и высокой частотой. Вибрация обычно является следствием недостаточной уравновешенности масс звеньев механизмов и недостаточной их жесткости. Вибрация влияет на точность работы механизмов, изменяет потери на трение, вызывает усталостное разрушение деталей, особенно в случае механического резонанса. В связи с этим и ряде случаев необходимы специальные расчеты на виброустойчивость. [c.171]

При работе механизма изменяются направления и нагрузки на звенья (см. гл. 22). Это приводит к переменным значениям деформаций, что, в свою очередь, вызывает изменение нагрузок на звенья. Периодические колебания нагрузок, связанные с непостоянной жесткостью звеньев, могут привести к их вибрации. При кинематических расчетах механизмов (см. гл. 21) исходили из того нереального положения, что все звенья находятся в одной плоскости, в то время как в плоских механизмах звенья расположены в параллельных плоскостях (рис. 23.7). При перераспределении нагрузки между элементами кинематических пар происходит внецентренное приложение ее к звеньям, а следовательно, возникает продольный изгиб, кручение, что, в свою очередь, влияет на реакции в кинематических парах. В быстроходных механизмах вследствие этого возможно возникновение дополнительных динамических нагрузок. [c.299]

Окончательный расчет валов. Проверочный расчет валов выполняется на усталость и жесткость (расчеты на колебания мы рассматривать не будем). [c.216]

В книге излагаются структурный и кинематический анализы, динамика и точность механизмов, рассматриваются вопросы движения механизмов под действием заданных сил, погрешности механизмов и причины их возникновения. Даются основы расчетов на прочность, жесткость и устойчивость деталей механизмов и приборов, методы проектирования основных передаточных механизмов и защиты механизмов и приборов от колебаний изложены принципы их конструирования. [c.2]

Поверочный расчет валов производится на усталостную прочность, статическую прочность и жесткость, а в отдельных случаях на колебания. Такой расчет выполняется на основе проектного расчета, конструирования вала и подбора подшипников. Для этой цели составляется расчетная схема. Валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах. При этом при составлении расчетных схем учитывают соответствующие разновидности опор цапф валов. [c.387]

В предыдущих двух главах рассматривались волны и колебания конструкций, состоящих из распределенных масс и податливостей (жесткостей), без учета демпфирования — важного параметра, характеризующего затухание волн и колебаний. Этот параметр обусловлен внутренним и внешним трением, излучением и другими причинами, вызывающими убывание акустической энергии в рассматриваемой конструкции. Во многих случаях эффекты потерь пренебрежимо малы, по в некоторых случаях пренебрежение ими ведет к большим ошибкам в расчетах. Так, амплитуда вынужденных колебаний на резонансной частоте существенно зависит от потерь (см. рис. 3.14). Так же сильно зависят от потерь и отклики произвольной колебательной системы на кратковременные нагрузки. Вследствие демпфирования часть энергии колеблющейся конструкции превращается в тепло и предоставленные самим себе колебания затухают со временем. Аналогичная картина наблюдается и при распространении волны в среде. Из-за внутренних потерь часть энергии волны идет на нагревание среды и амплитуда волнового движения уменьшается с расстоянием по мере распространения волны. [c.207]

Теория расчета тонкостенных конструкций столь обширна, что осветить в одной книге все ее аспекты невозможно. В этой книге рассмотрены основы расчета упругих тонкостенных конструкций на прочность и жесткость. Вопросам устойчивости и колебаний этих конструкций будут посвящены специальные выпуски Библиотеки расчетчика . [c.5]

Следовательно, овальность в 1 мкм вызывает ускорение ротора порядка 9 см/с и реакцию в подшипнике 40 кгс. Расчеты, выполненные на ЭЦВМ для ротора, установленного на упругую амортизированную раму общей массой 100 т, показывают, что такая овальность вызывает ускорение порядка 7 см/с , т. е. несколько меньшее, чем ускорение ротора при его колебаниях на жесткости масляного слоя. [c.160]

Эквивалентная схема шахтного подъемника для расчета на колебания, составленная по его механической модели, может быть представлена в таком виде, как это изображено на фиг. 10, где Jl и — приведенные к главному валу момент инерции ротора электродвигателя и жесткость участка между двигателем и зубчатым редуктором Уа — момент инерции зубчатого редуктора Уд и J —моменты инерции барабанов и Ша — массы концевых грузов. [c.15]

При расчете на колебания обычно пользуются эквивалентной схемой, в которой совершаются либо одни крутильные, либо одни линейные колебания. Такое приведение выполняется несложно. Умно жая жесткость каната при растяжении и массу концевых грузов на квадрат радиуса барабана подъемной машины, получим жесткость [c.15]

В номинальных режимах эксплуатации АЭС рабочие параметры установки сохраняются примерно постоянными (для ВВЭР-440 с учетом данных 1 гл. 2 давление и температура на входе составляют 12,7 МПа и 265 °С, а на выходе - 12,4 МПа и 296 °С). Расход теплоносителя через реактор составляет около 43000 м /ч, Давление в контуре, стационарные температурные смещения и напряжения от весовых нагрузок определяются с использованием общей расчетной схемы. Весовые нагрузки из-за массивности оборудования АЭУ оказьшаются весьма значительными. Суммарная масса оборудования составляет около 10% от массы бетонных сооружений, заключающих в себя установку, Эта характеристика АЭУ важна для проектирования опор, анализа отклика на сейсмические воздействия и нагрузки, обусловленные аварийными режимами эксплуатации АЭС. Опорные конструкции должны допускать температурные расширения и быть достаточно жесткими, поскольку они строго влияют на собственные колебания всей системы АЭС, даже контролируя их, что также важно для учета влияния землетрясений и аварийных нагрузок. Жесткостные свойства опор, возможные (заложенные в проекте) их особенности рассеяния (диссипации) энергии колебаний учитываются в расчетах введением соответствующих матриц жесткости и демпфирования. [c.90]

В связи с этим расчеты на жесткость и колебания-для металлоконструкций роторых экскаваторов являются одними из важнейших, не только предупреждающих разрушение конструкций, но и обеспечивающих стабильность рабочего процесса машины. [c.80]

Для обеспечения нормальной работы элементов передач и подшипников валы и оси должны иметь достаточную жесткость. При недостаточной жесткости даже относительно неболь Г ие нагрузки вызывают недопустимые деформации валов и осей, нарушающие нормальную работу машин. Кроме того, при малой жесткости валов и осей возможно появление интенсивных колебаний, опасных не только для элементов данной машины, но и для окружающих сооружений. связи с этим быстроходные оси, валы и червяки, кроме расчетов на прочность и выносливость, как правило, подвергаьэтся проверке на жесткость, а в отдельных конструкциях и на виброустойчивость. При недостаточной жесткости их размеры приходится увеличивать, хотя это и ведет к излишкам материала, не требуемым по условиям прочности. [c.516]

Современный, основанный на методе конечных элементов подход является перспективным при исследовании динамических характеристик сложных конструкций, в которых могут возникать колебания различных форм. Многоцелевые пакеты программ NASTRAN, ANSYS и MAR [4.12] давно используются многими исследователями для решения задач о колебаниях конструкций. Обычно метод конечных элементов используется для определения резонансных частот и нормальных форм колебаний. Многие из этих пакетов программ позволяют учитывать в той или иной форме демпфирование. Однако если метод конечных элементов используется для получения количественных оценок влияния вязкоупругих материалов, имеющихся в рассматриваемой конструкции, то следует быть очень внимательным, чтобы не попасть в ловушку. Опасность здесь таят как необозримо большое время расчета на ЭВМ и высокие требования при работе с комплексными числами, характеризующими жесткости, так и чрезмерное упрощение задачи при попытке получить решаемую систему уравнений, поскольку эти уравнения будут неправильно моделировать реальную задачу. [c.187]

В сборнике прнведены расчеты на прочность и жесткость рабочего колеса центробежной турбомашины, сильфонов, манометрических пружин, резино-метал-лических амортизаторов, деталей прессовых соединений, пластин, подкрепленных ребрами жесткости. Даны статистический анализ деформаций цилиндрических оболочек, результаты исследований ползучести специальных сталей, устойчивости и колебаний стержней, наполненных жидкостью, устойчивости гофрированных панелей, температурных деформаций поршней и гильз двигателей внутреннего сгорания. [c.2]

Т а р а б а с о в Н. Д. Определение напряже1гий в станинах и пластинах с круглым отверстием, вблизи которого запрессованы диски , Сб. Расчеты на прочность, устойчивость, жесткость и колебания, Машгиз, 1955. [c.171]

Увеличение количества амортизаторов практически не влияет на резонансные формы колебаний, но несколько снижает резонансные частоты за счет присоединения к балке дополнительных масс верхних плит амортизаторов (см. табл. 3). Такое же снижение частот получается при расчете колебаний балки с повышенной погонной массой. Из табл. 5 видно, что основная энергия затрачивается на деформацию амортизаторов, причем определяющими являются вертикальные перемещения. С повышением частоты доля потерь в амортизаторах убывает. Так как в рассматриваемой области частот формы и резонансные частоты колебаний мало нависят от жесткости амортизированного крепления, расчет вынужденных колебаний системы можно производить в два этапа. Первоначально рассчитываются собственные частоты и формы колебаний неамортизированной системы. По форме колебаний определяются относительные амплитуды колебаний системы в местах крепления амортизаторов и относительные суммарные потери в амортизаторах 2Д < где — потери в г-м [c.91]

Матрица А" позволяет представить вектор ч хИ) в форхме метода начального параметра г] хИ)=А" (х11) А" (0) т (0), или т] [хН)=ЬА [хИ) Ь ч (0). Если условия на опорах определяются с помощью матриц жесткости опоры 1 " (0) = еоТ1 (0) и т]" (1) = — Ч Ч (1)1 вместе с уравнением Х Р (Х)=0 имеем систему, определяющую собственные колебания оболочки. Такая задача была рассмотрена в работах [49, 51]. Упрощения, которые были приняты для исходных уравнений в работах [49, 50], где оболочки считают пологими, приводят, как показали расчеты, к завышению минимальной собственной частоты, достигающему 30%. На других частотах разность между результатами расчета по [49] и [51] остается постоянной, т. е. погрешность быстро уменьшается с ростом частоты. [c.124]

Следует отметить, что при проектировании конструкций таких систем необходимо руководствоваться не только одними конструктивными соображениями, но и осуществлять такую конструкцию, чтобы для нее можно было составить достаточно четкую расчетную динамическую модель. Это дает возможность выполнять ее виброакустический расчет в зоне хотя бы низких частот, несущих основную долю колебательной энергии. Для примера будем рассматривать только вертикальные колебания. Исследуемую конструкцию представим в виде двух балок (рис. VIII.2) первой балки 2 (верхней платформы), имеющей прогибы (х), жесткость E J2 и погонную массу jiai полученную с учетом размазывания масс агрегатов, установленных на ней, и второй балки I (промежуточной рамы), имеющей соответствующие параметры (х), [c.357]

В тех случаях, когда роторы являются тяжелыми и когда они имеют (по своей природе) большой и нестабильный в процессе длительной эксплуатации дисбаланс, и особенно в случае, когда машина работает на закритическом режиме и без применения специальных упругих элементов (например, за счет большой длины ротора), тогда обычная внутренняя амортизация на низких частотах не может быть осуществлена эффективной на частоте вращения из-за большой потребной жесткости упругих элементов, ибо им приходится в данном случае воспринимать большую статическую силу (силу веса ротора). Такое положение имеет место, например, во многих электрических машинах, турбинах. В этом случае остаточная периодическая сила, передающаяся через достаточно жесткую упругую связь, расположенную под опорами ротора, является достаточно большой. Выполненные нами исследования показывают, что эту силу можно существенно ослабить с помощью применения двухкаскадной амортизации с промежуточной массой, часть которой является настроенным антивибратором (на частоту вращения). Этот антивибратор создает (без учета сил трения) на промежуточной массе узел колебаний у вертикальной и горизонтальной компонент движения следовательно, динамические усилия локализуются на промежуточном теле и не передаются далее на корпус и опоры машины. Этот метод борьбы с колебаниями вблизи с источником мы назвали внутренней упругоинерционной виброзащитой. Она почти не изменяет габаритов и веса машины. Ее расчет описан нами ранее. [c.452]

Полученные при расчете спектры собственных частот колебаний при последовательном изменении каждого из инерционноупругих параметров или, исходя из особенностей конструкции редуктора, группы параметров системы, позволяют 1) уточнить численные значения коэффициентов инерции и жесткостей, а также первоначально принятую расчетную схему путем сопоставления результатов расчета и эксперимента 2) установить те инерционноупругие параметры или их сочетания, которые в наибольшей степени влияют на каждую иа собственных частот системы, и тем самым наметить наименьшие конструктивные изменения для вывода резонансов из рабочего диапазона оборотов или уменьшения уровня вибрации. [c.73]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...