Опоры Жесткость — Влияние на частоту

Отрыв в опорах сателлитов (Сз), При анализе вибрационных характеристик редукторов планетарного типа значительный интерес представляет рассмотрение влияния собственных частот, связанных с колебаниями сателлитов на упругих опорах. Именно такие колебания представляют наибольшую опасность, поскольку они могут передаваться на корпус и опоры редуктора. В динамической модели исследуемой планетарной зубчатой передачи собственной частотой, наиболее зависящей от жесткости опор сателлитов Сд, является частота Д 1900 гц 1,2-10 сек" ). Поэтому частотный диапазон для последующего построения амплитудно-частотных характеристик колебаний деталей редуктора выбран равным (1,0 ч- 1,4)-10 сек . [c.14]

Эффективность виброгасителей максимальна при рабочей скорости, совпадающей с собственными частотами системы, показанной на рис. 12, и минимальна при скорости, равной парциальной частоте ротора на абсолютно жестких опора (р = 1). Влияние массы корпуса, жесткости амортизаторов и силы трения в нн незначительно. [c.146]

Влияние жесткости переднего подшипника на динамику шпиндельного узла (системы в целом) определено с помощью аналоговой ЭВМ. На рис. 65 показаны амплитудно-частотные характеристики системы с двумя опорами для различной жесткости переднего подшипника Сз. Постоянная (вязкого) демпфирования /го подшипника на основании экспериментов выбрана так, что система при жесткости переднего подшипника Сз = = 100 кгс/мкм и жесткости заднего подшипника Св = 60 кгс/мкм имеет демпфирование 0 = 3- 10- . В дорезонансной области частот амплитуда колебаний тем меньше, чем выше жесткость подшипника. На резонансной частоте и в зарезонансной области амплитуда колебаний увеличивается с возрастанием жесткости переднего подшипника. [c.71]

Для некоторых типов машин можно считать абсолютно жесткими все элементы, кроме опор. При такой схематизации колебательной системы удается определить влияние на спектр собственных частот упругой податливости подшипников. Исследование [36], проведенное для двигателя на сплошном упругом основании при учете нелинейного характера жесткости радиально-упорных шарикоподшипников, позволило выявить такие факты, как завязка всех видов колебаний, раздвоение частоты радиальных колебаний, сдвиг частот и появление интервалов, свободных от собственных частот. Частотное уравнение для удобства качественного анализа представлено в виде отношения полиномов [c.82]

В первой задаче вьшолнен расчет собственных колебаний сложной разветвленной трубопроводной системы (рис. 3.14) при различных схемах конечноэлементной аппроксимации, включающих в себя соответственно 37 узлов и 36 элементов и 78 узлов и 77 элементов. Рассчитывались первые 6 частот и форм собственных колебаний, две из которых вместе с расчетной схемой МКЭ приведены на том же рисунке. При этом оценивалось влияние подробностей сетки МКЭ и поперечного сдвига в трубопроводе на результаты расчета, которые сведены в табл. 3.6. Из таблицы следует, что учет сдвигов оказывается существенным для элементов с меньшими относительными размерами (сетка 2) и приводит к снижению, как это должно быть, более высоких частот собственных колебаний. Использование принципа вложенных сеток позволяет заключить о достаточной точности первой из двух схем конечноэлементной аппроксимации. Исследования выполнены для следующих характеристик трубопровода. Температура протекающей в нем жидкости 270° С, коэффициент Пуассона для материала труб -0,3, модуль Юнга при температуре 300° С - 1,91 10 МПА, при 20° С -2,1 10 МПА. Наружный диаметр тройника В на участке АВ - 0,46 м при толщине стенки 0,04 м, а на участке BF - соответственно 0,328 м и 0,024 м. Наружный диаметр тройника С - 0,475 м, толщина стенки 0,048 м. Наружный диаметр трубопроводной ветки BF — 0,325 м, толщина стенки — 0,019 м, на остальных участках трубы имеют наружный диаметр 0,426 м и толщину стенки 0,024 м. Остальные размеры и характеристики жесткостей опор приведены на рис. 3.14. Решение этой задачи и других [48, 49] по- [c.109]

Следует отметить, что коэффициенты жесткостей опор k , изменяются в зависимости от положения центра тяжести системы по линейному закону, почти следуя очертаниям линий влияния опорных реакций (фиг. 6). При полной разгрузке одной подвижной опоры машины, когда центр тяжести системы с ротором находится на другой опоре, величина жесткости ненагруженной опоры характеризуется только жесткостью на изгиб двух стальных лент и весом подвижной опоры. В связи с этим круговые частоты pi и р , являясь почти постоянными по длине ротора, т. е. независимыми от положения центра тяжести с ротором, около опор резко растут и делаются при = = О или /а = О равными бесконечности (фиг. 6). Эго обстоятельство показывает, что характер изменения выражений (11) около опор машины аналогичен резонансным кривым системы с одной степенью свободы при наличии затухания, быстрота изменения которых уси- [c.60]

Исследованию подлежат спектр критических скоростей, амплитуды вынужденных колебаний и реакции в опорах, спектр частот всех возмущающих сил, действующих на шпиндель, влияние различных факторов (характеристик жесткости, демпфирования опор и т. д.), а также различные виды нелинейности, субгармонические колебания и автоколебания. [c.210]

Динамическая жесткость шпиндельных опор практически не уступала статической при постоянном направлении действия нагрузки. Влияние нагрузки оценивали при установке на фланец шпинделя диаметром 205 мм груза массой 10 кг, центр тяжести которого смещен с оси на 70 мм. При вращении шпинделя с частотой 1000 мин" центробежная сила достигала 8 кН. Минимальная жесткость при частоте вращения 750 мин- уступала статической в 2,5 раза. [c.51]

В качестве математической модели принята напряженная струна, перемещающая на двух вращающихся дисках и получающая гармоническое возбуждение на одной или обеих опорах. Предложены достаточно простые критерии, позволяющие определить, при каких условиях жесткость на изгиб оказывает влияние на собственную частоту струны. Рис. 4. Лит. 1 наав. [c.274]

Признаком сильной связанности парциальных кооебаний является близость парциальных частот, полученных для систем с искусственным выделением лишь одного вида деформаций. Расчеты свободных связанных крутильно-изгибно-продольных. колебаний используют а) для оценки необходимости учета связанности определенных видов колебаний б) при исследовании влияния на степень связанности тех параметров системы, определение которых производится с большой погрешностью (жесткости щек в разных направлениях, жесткости опор коленчатого вала). [c.336]

Многочисленные графики, приведенные в книге, позволяют судить о влиянии на собственные колебания конструкции различного рода параметров, например сосредоточенных масс и степени жесткости опор. Графики корней больщого количества трансцендентных уравнений дают возможность быстро определять частоты [c.3]

Самолет на вибрирующей палубе в общем случае является нелинейной динамической системой. Входными сигналами системы являются перемещения палубы Лк в-точках контакта с самолетом (шасси самолета), а выходными — реакции опор нагружающие планер. Если самолет имеет трехопорную систему, то — реакция носовой опоры, Я2 — сумма реакций главных опор шасси, Н — перемещение палубы в точке контакта с пневматиком носовой опоры, а Лг — в точках контакта с пневматиками главных опор. Частотный диапазон амплитудно-частотных характеристик можно разделить на следующие зоны дорезонансную, низкочастотного резонанса, межрезонансную, высокочастотного резонанса и зарезонансную. Расчеты, выполненные И. А. Лобаревым, показывают, что на резонансную частоту амплитуды значительное влияние оказывает жесткость амортизаторов и пневматиков. Снижение жесткости амортизаторов и пневматиков в 10 раз уменьшает резонансную частоту, низкочастотного резонанса в 3... 4 раза и на порядок уменьшает амплитуду низкочастотного резонанса. Существенное влияние на амплитудно-частотные характеристики динамической системы планер — шасси оказывают демпфирующие свойства амортизаторов. [c.56]

Изложенный способ определения частот вертикальных колебаний построен В предположении, что влияние продольной балки на колебания поперечных рам незначительно и поперечные рамы могут колебаться независимо друг от друга. Это соответствует жестким опорам, связанным относительно гибкой продольной балкой, что справедливо для случая, когда податливость продольных балок превосходит податливость стоек. При наличии гибких стоек, связанных жесткой продольной балкой, как это имеет место в низконастроенных системах, где частота собственных колебаний ниже частоты, кратной рабочему числу оборотов, жесткость продольной балки приобретает ощутимое значение. Поэтому предлагается учитывать их влияние яа колебания рам. [c.201]

К числу таких условий следует отнести степень отстройки колеблюш,ейся системы ротор — опоры — фундамент (или отдельных ее члементов) от резонанса на рабочей частоте состояние центровки осей агрегата правильность работы соединительных муфт влияние тепловых деформаций роторов (в частности, тепловой нестабильности ротора генератора), подшипниковых опор и цилиндров машины условия работы шипа и масляного клина в расточке вкладыша подшипника (устойчивость роторов на масляной пленке) нестабильная жесткость отдельных элементов установки, их демпфирующие свойства и ряд других обстоятельств. [c.162]

В отличие от линейной задачи расположение резонансных пиков, которые определяют истинные критические скорости, оказывается зависящим главным образом от нагруженности подшипника (от параметра if) и относительного зазора в подшипнике х- При этом для малых значений параметра критические скорости могут быть существенно меньше собственной частоты ротора на абсолютно жестких опорах (Роо = 1). Увеличение зазоров в подшипнике также понижает критические скорости, в Этом случае резонансный пик раздваивается и имеются четко выраженные резонансы как в вертикальном, так и в горизонтальном направлениях, причем резонансы в горизонтальном направлении наступают при меньших скоростях, чем в вертикальном. Из рис. 42 видно, что при квазистатическом подходе учитывается лишь влияние статической нагрузки на жесткость подшипников. Поэтому квазистатнческий подход может быть полезен при оценке критических скоростей, когда зазоры в подшипниках не очень велики. [c.175]

При упругой установке станок изолирован от внешней среды. При этом влияние внешних возмущений на работоспособность сганка меньше, но уровень перемещений и колебаний от возмущений, действующих в станке - больше. Разные способы установки обеспечивают различную степень чувствительности сганка к колебаниям основания и возмущениям, действующим в станке. Чем ниже частоты собственных колебаний, определяемые жесткостью опор и массой системы, тем вьппе степень виброизоляции. При одних и тех же частотах собственных колебаний системы виброизоляции чем больше масса системы и жесткость опор, тем ниже уровень колебаний, вызываемых работой механизмов станка. В соответствии с этим наиболее эффективным, но и наиболее дорогим средством виброизоляции, применяемым для особо точных станков, являются фундаменты на пружинах, а наиболее дешевым, обеспечивающим удовлетворительную степень виброизоляции для большинства станков средних размеров, упругие виброизолирующие опоры. [c.703]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...