Колебания Силы возбуждения

Си ювое возбуждение колебаний (силовое возбуждение)— возбуждение колебательной системы вынуждающей силой. [c.138]

На рис. 5 представлены расчетный модуль действительной и мнимой частей ускорения (кривые 1 1x2 соответственно) в точке возбуждения корпуса редуктора (рис. 6) массой порядка 10 т. Две вертикальные силы возбуждения по 0,5 кгс приложены симметрично на середине боковых стенок. На резонансных частотах 280, 460 и 680 Гц видно, как действительная часть резонирующей формы колебания стремится к нулю. Относительная ширина ре- [c.37]

С увеличением силы возбуждения резонансная частота уменьшалась на 1—2%, а зависимость между амплитудами силы возбуждения и перемещения системы становилась нелинейной, что выражалось в повышении уровня ускорений кратных гармоник, особенно если они совпадали с собственными частотами системы. В сухом контакте при амплитудах силы возбуждения до 1 кгс наибольшие уровни колебаний стержень имел на третьей гармонике частоты возбуждения, а с увеличением силы преобладающей становилась пятая гармоника. Однако потери энергии на высоких гармониках в сравнении с общими потерями незначительны, так как амплитуды перемещения не превышают 10% от перемещения на частоте возбуждения. [c.84]

Потери за цикл колебаний на резонансной частоте определялись по работе силы возбуждения где Ff , щ — амплитуда [c.84]

В окрестности резонансных частот колебаний при постоянной амплитуде силы возбуждения измерялись амплитудно-частотные и фазовые характеристики колебаний. На резонансных частотах измерялись формы поперечных и осевых колебаний. Демпфирование оценивалось по ширине резонансного пика и потерям энергии, равным работе силы возбуждения за цикл колебаний на резонансной частоте. [c.86]

Нагруженное зубчатое соединение создает в системе нелинейности, которые вызывают негармонические колебания элементов муфты при возбуждении ее гармонической силой. При увеличении силы возбуждения до 0,5 кгс смещения изменяются непропорционально силе, а разности отношений сил и смещений достигают примерно 39%. Спектральный анализ ускорений, возбуждаемых гармонической силой на частоте 340 Гц, показывает, что амплитуды ускорений первой, второй и даже третьей гармоник соизмеримы (рис. 36). [c.87]

В области средних и высших частот необходимая амплитуда силы возбуждения Р определяется произведением эквивалентной массы формы колебаний на коэффициент поглощения [c.146]

Максимумы распределений резонансных форм колебаний располагаются преимущественно в окрестностях точки приложения силы возбуждения также и на средних частотах, где преобладают балочные формы колебаний. Это объясняется слабостью связей между расположенными на опорной раме механизмами или подшипниками. На рис. 68 представлено распределение амплитуд колебаний рамы (кривые 1, 2, 3) ж ротора (кривые 4, 5, 6) трехопорного турбогенератора соответственно на резонансных частотах порядка fl, 2 1 и 8 1 при возбуждении конца рамы. Если на частоте колебания распространяются на всю систему, то на 5/ они не выходят практически дальше первого подшипника, а уровни их значительно повышаются. Эквивалентная масса формы колебаний, приведенная к точке с максимальной амплитудой, сохраняет примерно постоянное значение, а изменяются только переходные динамические податливости. Это связано с неравномерным распределением масс и жесткостей вдоль рамы. Участки между подшипниками значительно жестче вследствие усиления их корпусами турбины и генератора. При равномерном распределении жесткости вдоль балки или рамы балочные формы колебаний сохраняют сравнительно равномерное распределение амплитуд вплоть до появления высокочастотных форм колебаний пластин (см. рис. 7). [c.153]

Вынужденные колебания системы, возбужденные периодическими возмущающими силами, всегда можно отождествлять с так называемыми чисто вынужденными колебаниями, не зависящими от начальных условий, поскольку начальные возмущения из-за наличия трения быстро затухают. С другой стороны, малые силы трения оказывают заметное влияние на развитие вынужденных колебаний только в непосредственной близости от резонансов, а во всех остальных случаях этими силами можно пренебречь. щ [c.43]

Независимые силы, действующие на систему извне, являются для нее силами возбуждения. Если эти силы являются периодическими, они поддерживают состояние установившихся вынужденных колебаний, которые являются наиболее опасными и поэтому больше всего интересуют конструкторов. [c.23]

При линейной закономерности сил трения как внешних, так и внутренних, они выражаются через первую степень скорости перемещений q. Вынужденные колебания с линейными силами трения характеризуются полным соответствием гармонического состава сил возбуждения и движения. Другой важной характеристикой является рассеяние энергии за цикл АЛ, пропорциональное частоте со и квадрату амплитуд Q [c.82]

Решение задачи можно также искать в применении амортизации между трансмиссией и несущим корпусом и между корпусом и промежуточным фундаментом или корпусом машины и основной опорной системой (основным корпусом транспортной машины, основной станиной или фундаментом) амортизация может выполняться в одно-, двухкаскадном варианте и более. При этом следует иметь в виду, что любую систему можно представить набором масс и жесткостей и этим набором определяется спектр собственных частот. Максимальные уровни колебаний для систем, у которых силы возбуждения меняются в некотором диапазоне частот, достигаются на этих собственных частотах системы, и виброактивность машины определяется уровнями колебаний на резонансных частотах. [c.4]

Введение в систему дополнительных амортизирующих жесткостей как правило приводит к уплотнению спектра собственных частот, особенно в низкочастотной области. Силы, передаваемые такой системой на опорные связи при резонансных колебаниях, пропорциональны силам возбуждения и обратно пропорциональны потерям энергии в системе. Потери энергии в системе в свою очередь пропорциональны произведению эквивалентной массы на коэффициент потерь. Таким образом, резонансные амплитуды колебаний амортизированных систем определяются их демпфирующими свойствами в большей мере, чем жесткостными. [c.4]

На зарезонансных режимах работы силы возбуждения, передаваемые на фундамент, убывают примерно пропорционально со ", где п — число каскадов амортизации. Это позволяет считать, что при многокаскадной системе амортизации теоретические уровни колебаний на выходе системы на высоких частотах значительно меньше, чем у однокаскадной системы. В действительности снижение вибраций не столь значительно, так как с повышением частоты усложняется колебательная модель системы — система распадается на большое количество частей, появляются дополнительные пути передачи колебательной энергии на фундамент. [c.4]

Для проведения указанных выше вычислений необходимо, однако, чтобы были известны значения всех динамических параметров исходной колебательной системы. На практике же, особенно в процессе проектирования судна, может оказаться, что часть этих параметров неизвестна, а для части из них известен лишь диапазон возможных значений. В этом случае, как правило, возможен лишь приближенный расчет собственных частот /с продольных колебаний линии валопровода и определение вместе с этим ходовых режимов, соответствующих резонансам системы с отдельными гармоническими составляющими сил возбуждения. Выбор параметров РП в таких условиях приходится проводить, ориентируясь в основном на снижение амплитуд колебаний фз , вызываемых на данных режимах резонирующими составляющими сил, и связывая такое снижение со сдвигом первоначальных значений собственных частот. Оценить величину указанного сдвига можно исходя из экспериментальных данных по добротности исследуемой системы для судов аналогичного типа ориентировочно для первой частоты необходимы изменения в пределах 0,3—0,4 /с, для второй и более высоких — 0,1—0,2 /о. [c.98]

Если в конструкции возникает одна или несколько форм колебаний (рис. 1.13, г и д) при наложении внешнего возмущения, то комбинация спектров податливости конструкции, которая сама может иметь случайный характер для ряда однотипных конструкций, и спектр возбуждения могут породить большое разнообразие во взаимодействии. Например, если жесткость и масса системы подобраны соответствующим образом, то частота резонансного пика может совпасть с частотой дискретного пика возбуждающей колебание силы, что соответствует особенно большим перемещениям. На рис. 1.13, в показано, как влияет на передаточную функцию изменение жесткости и массы видно, что, увеличивая жесткость k динамическую реакцию в окрестности резонанса, но это не может уменьшить влияние отдельных всплесков в спектре возбуждения до тех пор, пока резонансная частота лежит в области одного из этих всплесков (что в любом случае нежелательно). Уменьшение всплесков и широкополосного спектра путем варьирования возмущениями эффективно сказывается на уменьшении амплитуды динамических перемещений при колебаниях, но это дело отнюдь не простое. [c.42]

Необходимо выдерживать постоянной и не зависящей от частоты колебаний амплитуду силы, задаваемой датчиком для возбуждения колебаний. Это особенно важно при выполнении широкополосных измерений для соответствующих форм колебаний при сильном демпфировании. Если силу не удается поддерживать на постоянном уровне, то динамические перемещения балки необходимо разделить на возбуждающую колебания силу, так что в результате будут получаться нормированные динамические реакции. Силу можно определять по величине электрического сигнала, подаваемого на датчик возбуждающей колебаний силы, поскольку они связаны линейной зависимостью. [c.323]

Рис. 6.73. Зависимость податливости а от частоты / при точечном возбуждении колебаний выхлопной трубы без демпфирования (крестиком отмечена точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 6.73. Зависимость податливости а от частоты / при точечном <a href="/info/461503">возбуждении колебаний</a> <a href="/info/588901">выхлопной трубы</a> без демпфирования (крестиком отмечена точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 6.74. Зависимость податливости а от частоты при точечном возбуждении колебаний выхлопных труб с демпфирующим покрытием и без него при комнатной температуре (крестиком отмечена точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 6.74. Зависимость податливости а от частоты при точечном <a href="/info/461503">возбуждении колебаний</a> <a href="/info/588901">выхлопных труб</a> с демпфирующим покрытием и без него при комнатной температуре (крестиком отмечена точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 6.79. Зависимость податливости а от частоты f при точечном возбуждении колебаний выхлопной трубы, когда демпфирующее покрытие покрывает 100% (сплошная линия) и 85 % (штриховая линия) поверхности (/—точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 6.79. Зависимость податливости а от частоты f при точечном <a href="/info/461503">возбуждении колебаний</a> <a href="/info/588901">выхлопной трубы</a>, когда демпфирующее покрытие покрывает 100% (<a href="/info/232485">сплошная линия</a>) и 85 % (<a href="/info/1024">штриховая линия</a>) поверхности (/—точка приложения возбуждающей колебания силы).

Рис. 3. Зависимость потерь энергии 2 в контакте за цикл колебаний и относительного сдвигового перемещения 3, 4 от амплитуды силы возбуждения

Рис. 3. Зависимость <a href="/info/27371">потерь энергии</a> 2 в контакте за цикл колебаний и относительного сдвигового перемещения 3, 4 от амплитуды силы возбуждения

В основном упругой деформацией выступов и дальнейшим сближением иоверхностей. Потери энергии в контакте соизмеримы с потерями на внутреннее трение в стержне. С увеличением амплитуды тангенциальной силы увеличиваются площадь контакта и доля проскальзывания (необратимой части деформации), а также связанные с ними потери на внешнее трение. При увеличении перемещения на порядок от 0,05 до 0,5 мкм потери энергии увеличиваются примерно на два порядка, и такое же увеличение потерь имеется при увеличении перемещений в 4 раза — от 0,5 до 2 мкм. При последовательном увеличении амплитуды силы возбуждения происходит незначительное уменьшение резонансной частоты колебаний. Амплитудно-частотные характеристики при перемещениях на резонансе выше 0,5 мкм имеют выраженный наклон в сторону меньших частот, а скелетная кривая соответствует мягкой характеристике жесткости. Жесткость контакта с сухими поверхностями составила —5-1Q5 кгс/см, со смазываемыми — 4-10 кгс/см. [c.78]

По данным обмера амплитуд колебаний при различных числах оборотов установки строятся резонансные кривые, показанные на фиг. 74. Стрелками отмечены резонансы соответствующих гармонических составляющих сил возбуждения. С точностью проведения эксперимента во всех случаях резонанса [c.383]

Сила возбуждения колебаний 347 [c.556]

Вообще говоря, каждому виду возбуждения соответствует особое оптимальное выполнение демпфера [3]. Однако оказывается, что оптимальные параметры демпфера для гашения различных распространенных в турбомашинах и возбуждающих колебания сил обычно [c.125]

Рассмотрим колебания балки (фиг. 1) постоянного поперечного сечения, имеющей шарнирные опоры по концам, с двумя точечными массами /л, и гпо, которые расположены симметрично, т. е. li = L I3 к массе приложена сила возбуждения, действующая по закону [c.216]

О возбуждении резонансных колебаний. Эффективность возбуждения резонансных колебаний зависит от уровня возбуждающих сил и характера их распределения. Чтобы эффективно возбудить резонансные колебания а различных собственных форма.х, необходимо обеспечивать не только достаточный уровень возбуждающих сил, но и управлять их распределением. [c.210]

Большое значение при создании мощных поршневых и турбомашин имели исследования по колебаниям соответствующих упругих систем. Двигателестроительные заводы были пионерами разработки расчетов коленчатых валов и валопроводов на крутильные колебания. Наряду с применением способа конечных разностей был разработан метод цепных дробей, получивший развитие в научно-исследовательских институтах для расчета вынужденных и нелинейных колебаний, а также проектирования демпферов. Для крутильных, изгибных и связных колебаний успешно разрабатываются методы электромоделирования, позволившие заранее вычислять колебательную напряженность элементов конструкций при сложной структуре как самих упругих схем (например, свойственных вертолетным трансмиссиям), так и сил возбуждения, (например, характерных для многоцилиндровых поршневых машин). [c.38]

Критической скоростью вращения ротора называют такую скорость, при которой возможен значительный рост уровня колебаний ротора, возбужденных его неуравновешенностью (небалансом). Это увеличение амплитуд колебаний часто связывают с резонансом частоты возмущающих сил от небаланса с собственной частотой плоских изгибных колебаний невращающегося ротора. Такое толкование не отражает однако полностью существа явления. Дело заключается в том, что обычно в теории колебаний упругих систем рассматриваются малые колебания около поло- [c.42]

Совмещение кинематической и динамической диаграмм может рассматриваться как аналогия статической диаграммы сил стержневых систем, где векторы отдельных перемещений и деформаций представляют плоскую систему шарнирных стержней или звеньев, вращающуюся около полюса (аналогия Штиглица). Можно показать, что суммы моментов сил возбуждения и всех сил трения относительно начала также уравновешены, поскольку силы и Г не имеют плеч, а силы Уц взаимно-противоположны и моментов относительно начала не имеют. Это отображает баланс работ внешних сил и рассеяний в разных местах колеблющейся системы при устойчивых вынужденных колебаниях с любой частотой. [c.43]

Поскольку таблицы Холле рассчитываются без учета демпфирований в системе, они не могут служить для прямого определения величин амплитуд в резонансных зонах. Однако известно, что в самом резонансе в системе имеется раздельное уравновешивание группы значительных инерционных и упругих сил и группы относительно малых сил возбуждения и трений. Первая группа сил определяет основное сходство резонансных форм колебаний с собственными формами колебаний, т. е. приближенное равенство их относительных соотношений (так называемый принцип Видлера). Вторая же группа сил определяет при этом величину этих амплитуд. Это позволяет производить приближенную оценку их, с достаточной для практики точностью, по таблицам, использованным при нахождении форм собственных колебаний. Резонансные колебания отдельных масс считаются синфазными, что при строгом рассмотрении противоречит возможности передачи колебательной энергии от мест возбуждения к местам ее рассеяния, рассредоточенным по всей системе. [c.79]

При наличии тех же условий более точные данные получаются из опытов с вынужденными колебаниями, особенно в резонансных условиях. Здесь легче отделяется влияние других видов трения, исследуется их нелинейность, получаются более надежные и легко повторимые замкнутые петли гистерезиса при больших деформациях (вплоть до захода в пластическую зону), а при очень малых трение оценивается все же по измерениям самих деформаций, а не их малых разностей, более высшего порядка в методе затухающих колебаний. Искомые силы трения могут также измеряться в резонансных условиях и по величинам сил возбуждения, при возможности контроля близости к резонансам еще и путем оценки фаз колебаний. Фазы, силы и перемещения дают возможность определения рассеяния, а измерения мощности возбуждения могут дать еще дополнительные источники контрольных самостоятельных определений. Мало используемыми преимуществами являются возможности изучения промежуточных петель гистерезиса при нолигармоническом возбуждении и измерение выделяемого тепла, [c.87]

Изложен прак1ический подход к выбору основных параметров гидросистемы резонансного преобразователя. Приводятся выражения, связывающие амплитуды колебаний корпуса упорного подшипника с величиной сил возбуждения и указанными параметрами. Приводится методика выбора последних, основанная на предварительной оценке необходимого сдвига значений собственных частот исходной системы. [c.112]

Когда колебания в системе с одной степенью свободы возбуждаются случайной силой, возбуждающая колебания сила F(t) непрерывно изменяется во времени непредсказуемым образом (рис. 4.25, а), и точное детерминированное определение динамических перемещений становится либо невозможным, либо бессмысленным. Если для зависящей от времени функции F t) выполняется преобразование Фурье, то временной интервал ЛГ, по которому выполняется интегрирование, на практике не может быть бесконечным, поэтому его следует каким-либо образом ограничить. Выбор максимальной необходимой длины интервала а/ зависит от минимальной частоты, при которой возникают значительные возбуждения в колеблющейся системе, и Д7 выбирают так, чтобы этот интервал имел значение порядка 1/сомин. Например, при сОмин=10 Гц имеем Д7 = 10- с, при Юмин = = 1 Гц —АТ = 1 с, при шмин - 100 Гц —А7 = 10- с. Если пре- [c.167]

Рис. 5. Изменение реаснанснсй амплитуды колебаний от величины силы возбуждения

Рис. 5. Изменение реаснанснсй <a href="/info/6145">амплитуды колебаний</a> от <a href="/info/244552">величины силы</a> возбуждения

Потери энергии измерялись на резонансах по работе W силы возбуждения за цикл колебаний W = = n/ oUosine, где — амплитуда силы возбуждения — амплитуда перемещения в точке приложения силы возбуждения е — сдвиг фазы между силой возбуждения и перемещением. На резонансах е = я/2. [c.76]

Тангенциальная сила возбуждения прикладывалась с помощью электродинамического вибратора 5 в центре тяжести стержня, лежащем в контактной плоскости, и контролировалась пьезодатчиком силы 4. Вибратор питался от синтезатора частоты, поддерживающего частоту колебаний с точностью до 0,01 Гц. Перемещения в контакте определялись но разности ускорений контактирующих деталей, измеренных с помощью пьезоакселерометра. Сигналы с датчиков ускорения и силы подавались на фильтры, имеющие ширину полосы 3,16 Гц, и электронные вольтметры. Сдвиг фазы между этими сигналами измерялся с помощью прецизионного фазометра и контролировался по фигуре Лиссажу на экране катодного осциллографа. Вклад потерь на высших гармониках в общие [c.76]

Силы возбуждения. 1. Периодическое возбум дение создается иод действием сил инерции движущихся частей механизмов, как, например, показано на фиг. 26. а, где при вращении неуравновешенной массы / о реакция в точке закрепления О периодически изменяет свое направление и дает изменяющуюся по синусоиде составляющую в направлении колебании. [c.347]

В ряде случаев, особенно в условия.х точного приборостроения, центровка машин в статике по результатам замеров не соответствует предъявляемым требованиям и возникает необходимость проводить операцию центровки в условиях, наиболее отвечающих условиям работы агрегата. Нами предложен способ определения параметров песоосности валов, отвечающий этим требованиям. Суть способа состоит в том, что центрируемый агрегат (с предварительно сбалансированными в сборе роторами каждого агрегата в отдельности) помещают на уиру-го-подвешенную платформу, обладающую несколькими степенями свободы, и, используя амплитуды и фазы колебаний платформы при работающем агрегате, определяют параметры иесоосности. В этом отношении предлагаемый способ центровки валов машин агрегата и способы динамической балансировки машин внешне сходны, так как используются аналогичные критерии и средства (амплитуды, фазы, подвижная платформа и т. п.). Но в сущности имеется принципиальная разница, заключающаяся в постановке задачи и в природе сил возбуждения. [c.122]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...