Силовое возмущение колебаний

Рис. 1-17. Силовое возмущение колебаний в системе по рис. 1-14 а—коэффициент динамичности в зависимости от со/сос при различном затухании б — сдвиг фаз возмущающей силы и колебательного смещения, в зависимости от тех же величин

Силовое возмущение колебаний [c.28]

В механической системе тел 1—2 с одной степенью свободы возникают вынужденные колебания под действием силового возмущения. Схемы механических систем в положении покоя показаны на рис. 243 — 245. Необходимые сведения о параметрах системы и силового возмущения приведены в табл. 63. Диссипативные свойства системы заданы логарифмическим декрементом колебаний системы. [c.352]

Влияние гистерезиса на вынужденные периодические колебания. Введём периодическое силовое возмущение в правую часть уравнения (10) [c.196]

Динамические гасители колебаний с трением (рис. 19, в) в этих устройствах дополнительная масса присоединяется к основной механической системе при помощи упругого и вязкого элементов. При этом может быть достигнуто уменьшение (или даже исключение) колебаний основной механической системы как при действии на нее возмущающей силы (силовое возмущение, рис. 20, а), так и при заданных колебаниях ее опор (кинематическое возмущение, рис. 20, б). [c.331]

При наличии локальных колебаний [133, 134] в кристалле с изолированным изотопическим дефектом мы имеем дело с пространственно локализованными смещениями, привязанными в основном к примеси эти колебания сосуществуют с зонными колебаниями, представляющими собой слегка возмущенные колебания идеального кристалла. Полное число нормальных колебаний, разумеется, сохраняется равным ЗгЫ. Локализация возмущенных колебаний около примеси означает, что мы можем рассматривать подмножество у возмущенных нормальных колебаний отдельно от остальных (ЗгЛ — у) слабо возмущенных зонных колебаний. Если дефект представляет собой изотопическую примесь без изменения силовых постоянных, мы можем проанализировать ситуацию, рассматривая молекулу, состоящую только из примеси и ее ближайшего окружения. В данном параграфе мы изучим симметрию таких локальных колебаний. [c.230]

Для возбуждения вынужденных колебаний необходимо действие Eia точки механической системы возмущения в той или иной форме. Наиболее часто встречаются случаи силового и кинематического возбуждений. Рассмотрим эти случаи на примере прямолинейных колебаний груза массой т по горизонтальной гладкой плоскости (рис. II8,а) под действием пружины, жесткость которой с. [c.446]

Исследовать вынужденные колебания механической системы с одной степенью свободы при силовом (варианты 2 — 5, 7 — 9, 12-15, 17, 18, 20, 22-25, 27, 28, 30) или кинематическом (варианты 1, 6, 10, 11, 16, 19, 21, 26, 29) возмущении. [c.329]

Всякая система, находящаяся в силовом поле, может быть охарактеризована частотой k так называемых свободных, или собственных, колебаний, возникающих в этой системе, если она выведена из состояния устойчивого равновесия, т. е. если ей сообщены некоторые (достаточно малые) возмущения. Свободные колебания системы не могут происходить с другой частотой и с другим периодом, частота собственных колебаний присуща данной системе, как ее масса и размеры. [c.275]

Механическая система с двумя степенями свободы находится под действием силового гармонического возмущения в виде силы Р = = Рц os pt или момента М os р(. Пренебрегая сопротивлением, исследовать вынужденные колебания системы. [c.373]

Во-первых, резонанс силового происхождения представляет собой вынужденные колебания устойчивой системы, которые, в частности, могут иметь место и при нулевых начальных условиях. Параметрический резонанс — это проявление неустойчивости равновесного состояния, в силу чего система при нулевых начальных условиях остается в положении равновесия и только неизбежные начальные возмущения приводят к раскачке. Так, для системы, описываемой линейным дифференциальным уравнением второго порядка с периодическими коэффициентами, при параметрическом резонансе общее решение без учета диссипации имеет вид [c.245]

ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ ПРИ СОВМЕСТНОМ УЧЕТЕ СИЛОВЫХ И ПАРАМЕТРИЧЕСКИХ ВОЗМУЩЕНИЙ [c.266]

Для сложных и существенно упругих объектов, таких как авиационные двигатели, тяжелые многомашинные судовые агрегаты, установленные на общую раму, и др., невозможно с достаточной точностью определить усилия, действующие на амортизаторы-антивибраторы, и поэтому силовое воздействие объекта целесообразно заменить некоторым эквивалентным кинематическим возмущением, как это сделано в пп. 7, 8 при описании однокомпонентного амортизатора-антивибратора. При этом за амплитуду кинематического возмущения принимается максимальная амплитуда колебаний объекта, определяемая по паспорту машины или из рас- [c.385]

Рис. 11.114. Поглотители крутильных колебаний. В пружинном поглотителе (рис. 11.114, а) упруго подвешенный маховичок I свободно вращается" на хвостовике вала 2. Поглотитель может быть настроен только на одну фиксированную частоту возмущения. В маятниковом поглотителе (рис. 11.114, б) центробежное силовое поле подобно гравитационному для обычного маятника. Если в формуле

Многие технологические процессы требуют применения современных средств управления, включая самонастраивающиеся системы управления, обеспечивающие оптимальный ход технологического процесса даже при случайных колебаниях характеристик обрабатываемости материала и интенсивности износа инструмента, а также при температурных, силовых и других возмущениях. [c.5]

Интенсивность вибраций агрегата и его элементов зависит от амплитуды изменения величины силы, действующей на зубьях сопряженных колес, элементах сопряженных жестких муфт. Так как взаимодействие зубьев сопряженных колес или элементов жестких муфт обусловливается силовым замыканием от статической нагрузки, то возможны такие сочетания амплитуды, частот возмущения и инерционно-жесткостных параметров агрегата, при которых амплитуда колебаний величины окружной силы в местах сопряжений деталей привода (зацепление, муфты) будет превышать статическую нагрузку на эти детали. В этом случае сопрягающиеся детали могут работать в режимах чередующихся соударений и отрывов взаимодействующих деталей. В таком режиме работы окружная сила в сопрягающихся и передающих деталях (зубья, кулаки, валы) будет меняться от нуля до величины, значительно превышающей статическую нагрузку, и может даже изменяться знак окружной силы. [c.285]

При колебательном характере изменения моментов и угловых скоростей на входном и выходном валах ГДТ на всем рабочем диапазоне угловых ускорений (вплоть до 900 с- ) можно приближенно считать, что статические и динамические характеристики ГДТ совпадают [1, 9, 10]. Это дает возможность при расчетах крутильных колебаний в системах с ГДТ с достаточной для практических целей точностью в уравнениях (52) использовать статические характеристики ГДТ. Для вывода уравнения движения такой системы при возмущении силового потока со стороны выходного звена [c.51]

При возмущении силового потока со стороны выходного звена переходные процессы в трансмиссии с комплексным ГДТ могут носить сложный монотонно-колебательный характер (разгонные процессы в большей степени подвержены колебаниям, чем тормозные). [c.90]

Применение теории для обработки данных по температурному уширению БФЛ. Температурное уширение БФЛ исследовалось экспериментально во многих работах. Однако в большинстве из них экспериментальное исследование сводилось лишь к измерению температурного закона уширения БФЛ с подгонкой теоретических параметров, которые полагались свободными. Было установлено, что при низких температурах уширение, как правило, подчиняется активационному закону ехр(-Ео/ Т ), а при высоких температурах следует закону близкому к Т . Экспериментальные данные такого рода качественно согласуются с теоретической моделью, согласно которой за уширение БФЛ ответственно квадратичное взаимодействие с квазилокальным колебанием, имеющим энергию Ео- Это квазилокальное колебание скорее всего порождается тем возмущением, которое примесная молекула вносит в силовую матрицу растворителя. В низкотемпературной области, где уширение подчиняется активационному закону ехр -Ео/кТ), логарифм полуширины БФЛ как функция обратной температуры описывается прямой линией, наклон которой позволяет сразу определить из опыта энергию Ео = huQ квазилокального колебания. [c.156]

Вынужденные продольные колебания. Возмущение может иметь силовой, кинематический или инерционный характер обозначим через F (/) функцию, описывающую закон возмущения. В табл. 3 приведены основные расчетные величины и функции Н (i) — переменная высота пружины N= No Ni (i) — суммарное усилие, действующее на пружину Nq — предварительное усилие Qe — возмущающее усилие. [c.44]

При колебаниях плунжера с такой амплитудой все движущиеся силовые узлы гидросистемы будут подвержены частотным знакопеременным нагрузкам (возмущениям), вызываемым знакопеременными силами давления жидкости на поршень силового цилиндра, благодаря чему снижается трение во всех этих узлах. Частота колебаний в этом случае должна быть такой, чтобы поршень силового цилиндра не реагировал на импульсы, вызываемые частотными колебаниями подачи жидкости в цилиндр. Подобной частотой является частота 40—50 гц. [c.348]

Моделирование возмущений. При моделировании сил и моментов, возбуждающих вибрацию, необходимо установить зависимость между амплитудой и частотой возмущающей силы и параметрами погрешности. Различают силовое и кинематическое возбуждение вибрации. В первом случае источником колебаний являются силы или моменты сил инерции элементов. Например, при вращении неуравновешенного ротора возникают периодические силы инерции [c.637]

Вынужденные колебания зубчатой передачи являются результатом силовых воздействий, вызванных неравномерностью работы двигателя и переменным сопротивлением движению, а также кинематического возмущения в зацеплении, обусловленного погрешностью изготовления зубчатых колес. [c.252]

Образование водородной связи приводит к возмущению электронных оболочек донорной и акцепторной групп молекул. Участвующий в этой связи протон благодаря малой массе характеризуется большой подвижностью и, взаимодействуя одновременно с двумя ближайшими атомами, приводит к перераспределению электронной плотности и изменению конфигурации ядер ближайшего окружения. Практически наличие ВС отражается и на всех остальных элементах структуры взаимодействующих молекул. Поскольку характеристические частоты определяются силовыми постоянными связей, геометрией и массой атомов, взаимодействия с участием протона сопровождаются значительными изменениями параметров внутримолекулярных колебаний и искажениями соответствующих полос поглощения и рассеяния. [c.152]

Силовое возмущение. Необходимые сведения о параметрах системы и силового возмундения приведены в табл. 62. Диссипативные свойства системы заданы логарифмическим декрементом колебаний системы. [c.329]

На рис..6, а nii — масса, приве денная к свободному концу иснытуе мого образца с перемещением Xi l — жесткость испытуемого образца — неупругое сопротивление мате риала образца и трение в соединитель ных элементах. Колебания рассма триваемой системы возбуждаются ста тическпм биением образца, зависящим от точности изготовления образца, захвата и его опор. Анализ сводится к расчету одномассной колебательной системы с возмущением колебаний путем гармонического перемещения свободного конца образца. Если нагружение рычага 7 (см. рис. 1, б) происходит через пружину, в динамической схеме необходимо учесть приведенную жесткость С2 (рис. 6, б) механизма нагружения и внешнее и внутреннее трение 2 в элементах соединения механизма нагружения. Если силовая схема машины содержит демпфер, сочлененный с рычагом 7 (см. рис. 1,6), то / 2 — неупругое сопротивление демпфера. Во время работы машины захват участвует в колебательном движении, описывая некоторую замкнутую кривую в плоскости, перпендикулярной оси образца. Так как жесткость упругой системы определяется главным образом жесткостью образца, которая обычно значительно [c.140]

Поскольку предположение об отсутствии внешних силовых возмущений на практике почти не реализуемо, а известно, что колебания от внешних возмущений наиболее интенсивны на частотах возмущений, то эти частоты при определении АФЧХ из рассмотрения должны быть исключены. [c.59]

Вынужденными называют колебания, происходящие под действием заданных внешних сил (силовое возмущение, рис. 8, а) или заданных движений отдельных точек системы (кинелштическое возмуш,ение, рис. 8, б). [c.245]

На рис. 10.51 приведена схема гидравлической виброзащитной системы кресла I человека-оператора, содержащая упругий элемент 2, гидроцилиндр J, силовой стабилизатор 4 н виде датчика пульсации давления рабочей жидкости и элемента типа сопло -заслонка, обратные связи. 5, 6 по положению и по ускорению. Обратная связь по положению обеспечивает стабилизацию кресла от-носи1ельно фундамента. Обратная связь по ускорению введена для предсказания возмущающего воздействия с опережением, необходимым для компенсации возмущения и [ювышения эффективности системы в резонансных зонах тела человека-оператора. Система позволяет свести до минимума вертикальные колебания кресла с оператором. [c.306]

На уровне 1-го ранга СПУ формируется информация с помощью соответствующих преобразователей о положении исполнительных opianoH, о состоянии системы механизмов и параметрах возмущений, действующих в системе, о правильном ходе рабочих процессов и возникающих неполадках и способах их устранения. Паиример, па металлорежущих станках по информационным каналам l-1 о ранга передается информация датчика обратной связи о положении ис11о. нительных органов датчиков, измеряющих температурные и силовые деформации, силовые параметры процесса резания, текущий износ инструмента, колебания в системе станок приспособление инструмент заготовка, колебания припуска на за отовке, колебания твердости материала. [c.478]

Вопросами колебаний механических систем начал заниматься еще Лагранж. Дифференциальные уравнения возмущенных движений ири возмущениях силами Лагранж получил методом изменения произвольных постоянных. Пусть механпческая система стеснена идеальными голономными связями и находится под действием сил с силовой функцией пусть q р, — ее координаты и импульсы, а Ho t, q р,)—функция Гамильтона для невозмущенного движения. [c.233]

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]

Известно [1], что в силовых гидравлических системах в результате действия демпфирующих сил резонансные максимумы частотных характеристик при продольных колебаниях рабочей жидкости в магистралях существенно уменьшаются, начиная со второго. Рассмотрим одночастотный режим колебаний для случая основного разонанса, пренебрегая в первом приближении влиянием малых гармоник. Пользуясь решением (5) уравнения (4), а также имея в виду малость параметра е, будем считать, что формы колебаний для решения уравнения возмущенного движения с достаточной точностью определяются функциями sin Поэтому решение уравнения (2) с учетом равенств (6) будем искать в виде [c.292]

Если возмущение AU — О, то связь 0-1 может активно колебаться со всеми частотами. Это показывает кривая / на рис. 2.1 о. При ли < О силовая константа, связьшающая примесную молекулу с соседней молекулой растворителя, ослабевает и в низкочастотной области появляется пик с частотой u)q, а колебания связи 0-1 с другими частотами подавляются в соответствие с интегральным соотношением (5.53). Появление такого пика и означает возникновение квазилокальной моды. Чем меньше частота квазилокального колебания, тем уже пик. [c.68]

Динамический анализ силовых установок обычно имеет многовариантный характер с целью выяснения влияния отдельных параметров на формирование исследуемых динамических характеристик установки. Для придания обозримости результатам сравнительного анализа число одновременно варьируемых параметров, как правило, не превышает одного-двух. Наиболее трудоемкие задачи анализа силовых установок с ДВС связаны с оценками их нагрулсенности при колебаниях, вызываемых регулярными возмущениями. Такие оценки требуют обычно многократного определения собственных частот н форм цепной динамической модели силовой установки на калсдом шаге вариаций упругоинерционных параметров. [c.365]

Постановка задачи о защите от ударных воздействий. В механике силовым (или жестким) ударом называют результат воздействия на тело сил бесконечно малой продолжительности, вызывающих мгновенное изменение его скорости на конечную величину. В технике и, в частности, в теории виброзащитных систем понятие удара трактуется более широко. Ударом или ударным воздействием называют силовое или кинематическое возмущение относителыю малой продолжительности и отпо-сительно большой интенсивности. В качестве эталона интенсивности при этом выбирают нормативную величину, снижение или увеличение которой составляет цель защиты в качестве эталона длительности принимают период собственных колебаний виброизолируемого объекта. Таким образом, одно и то же воздействие в зависимости от конкретных условии может считаться и ударным, и неударным. [c.267]

Второе направление, тесно связанное с первым, представлено работами по теории возмущений небесной механики. Наибольшее значение здесь имели исследования Ж. Лагранжа и П. С. Лапласа. Математический аппарат и методы теоретического исследования тут по сути те же, что и в теории малых колебаний. Однако в идейном отношении существенно то, что рассматривается устойчивость некоторого состояния движения и что само содержание понятия устойчивости в связи с этим изменялось. Сдвиг в сторону динамики демонстрирует нам и еще один важный результат, полученный механикой XVIII в.,— теорема Лагранжа об устойчивости положения равновесия механической системы, соответствующего максимуму силовой (или минимуму потенциальной) функции. Доказательство теоремы, логически проведенное небезупречно, основано на применении интеграла живых сил. [c.119]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...