Прогиб системы упругой динамический

Таким образом, динамический прогиб (и ) превышает статический щ) вдвое. Так как упругая сила пропорциональна прогибу, то динамическая сила / д, возникающая в системе при мгновенном приложении внешней нагрузки, вдвое превосходит статическую Fo. [c.233]

Максимальный динамический прогиб упругой системы равен [c.391]

Метод основан на разложении упругой линии ротора и его начальной неуравновешенности (эксцентриситета) по формам собственных колебаний. Используется подобие функции эксцентриситета и динамического прогиба оси ротора в случае, когда функция эксцентриситета совпадает с формой собственных колебаний. Балансировка производится путем определения и компенсации отдельных составляющих исходной неуравновешенности в разложении по формам собственных колебаний. Предлагается использовать распределенные пробные и уравновешивающие системы грузов для компенсации составляющих неуравновешенности, которые соответствуют критическим скоростям, проявляющимся в рабочем диапазоне скоростей вращения электрической машины. [c.141]

Описание метода и последовательность операций при уравновешивании гибкого ротора распределенными системами даны в работе 14] на примере ротора постоянного сечения с жесткими шарнирными опорами. Однако полученные результаты с соответствующими изменениями остаются справедливыми и для более общих схем ротора с переменным по длине распределением жесткостей и масс, а также для других условий закрепления, в том числе и для упругих опор. Общий принцип охватывает все эти случаи, поскольку для них также возможно разложение проекций динамического прогиба ротора и эксцентриситета по формам [c.141]

Таким образом, при уравновешивании ротора переменного сечения с изотропными жесткими или упругими опорами необходимо расчетным путем (или экспериментально) определить формы собственных колебаний для учитываемых частот, т. е. тех частот, которые входят в заданный диапазон скоростей вращения. Закон распределения грузов в пробной системе получается путем перемножения ординат к-й формы собственных колебаний и ординат кривой распределения масс. Такая пробная система принимается за единицу. Устанавливая ее на вращающийся ротор, определяют коэффициент пропорциональности между кривой распределения грузов в пробной системе и соответствующей кривой динамических прогибов, а также сдвиг фазы между плоскостями прогиба и небаланса. Для определения влияния пробной системы достаточно, как и раньше, проводить измерения прогибов в одном сечении по длине ротора. [c.144]

Замечание. Формула (47) пригодна для любой упругой системы, если ее масса пренебрежимо мала по сравнению с массой груза, а форма динамического прогиба совпадаете формой статического прогиба. Формула (48) также допускает обобщение, если надлежащим образом вычислить приведенную массу. [c.265]

При изучении динамических напряжений в рельсах мы пока рассматривали движение одного колеса. Полагая, что рельс опирается на сплошное упругое основание, можно без особых затруднений распространить выводы и на случай действия системы грузов. Общий ход исследования покажем на случае действия на рельс системы, состоящей из двух грузов. Если на балку, лежащую на сплошном упругом основании, действуют две силы Л и Р , причем расстояние между этими силами равно а, то прогибы yi и Уг в точках приложения этих сил определятся формулами (см. 2) [c.351]

Приведение масс должно быть выполнено так, чтобы кинетическая энергия реальной системы равнялась кинетической энергии приведенной системы. Чтобы найти кинетическую энергию реальной системы, надо знать форму упругой линии балки при динамическом прогибе, а для этого нужно решить дифференциальное уравнение упругих колебаний балки с распределенной массой. Ввиду трудоемкости такого решения пользуются приближенными способами, например методом Рэлея [21], согласно которому фактическая динамическая форма деформации заменяется какой-либо другой формой, причем не обязательно очень близкой к ней. [c.217]

В результате расчета определены частоты собственных колебаний системы, изменение обобщенных координат дг= ( ), динамические усилия Pz в зубьях передачи, крутящий момент на торсионном валу и др. По амплитудно-частотным характеристикам оценивалось влияние различных конструктивных факторов тягового привода, определялись его показатели качества. Сопоставлены АЧХ следующих вариантов исполнения привода 1) исходный 2) с увеличенным статическим прогибом второй ступени рессорного подвешивания до 80 мм при /о = 149 мм 3) с увеличенной жесткостью упругого венца зубчатого колеса до СфЗ = =20,4-10 Н-м/рад 4) то же, муфты до Сф5=2,9-10 Н-м/рад . 5) то же, торсиона до Сфб=3,4-10 Н-м/рад. [c.86]

Демпфирующие свойства гасителя оценивают величиной силы трения, которая составляет 4,65—5,2 кН (0,465—0,52 тс), или 5—5,5 % к подрессоренной массе, приходящейся на буксовый узел. На основании динамических испытаний тепловоза рекомендуется принимать силы трения в подвешивании в диапазоне 5—6 %, что соответствует коэффициенту демпфирования 4—5, представляющему собой отношение работы сил трения гасителей к работе упругих сил системы рессорного подвешивания при изменении прогиба от нуля до статического. [c.177]

Существует также другое объяснение п р, которое ис.чодит из пропорциональности упругих и центробежных сил прогибу вала. При равенстве этих сил система теряет динамическую устойчивость [13]. Оба способа дают одинаковые результаты. [c.312]

Если же еще учесть ошибки собственно регулятора, проявляющиеся при астатической системе в виде лишь динамических ошибок, то окажется, что измерительная часть САУ должна позволять контролировать перемещения значительно меньшие, чем 0,5 мкм. В этом случае было принято решение о создании специального динамометрического узла, позволяющего линейно преобразовывать получающиеся перемещения центра в большие перемещения, действующие на входе датчика передаточный коэффициент выполненного устройства обеспечивал трехкратное увеличение перемещений, что оказалось достаточным при соответствующем исполнении собственно датчика для измерения отклонений прогиба центра, определяемых десятыми долями микрометра. Следует заметить, что предложенная Е. И. Луцковым конструкция динамометрического узла ни в коей мере не снижала эксплуатационных характеристик станка и, являясь по сути дела безынерционным звеном, не влияла на динамику системы автоматического управления. Сказанным подчеркивается тот факт, что в тех случаях, когда необходимо использование динамометрического узла, многое определяется правильно найденным конструктивным решением. При оценке возможности использования того или иного типа датчика в системе автоматического управления упругими перемещениями следует обратить внимание и на динамические характеристики датчика. Тут следует оговориться как правило, датчики, используемые в системах автоматического управления ходом технологического процесса, по своим свойствам могут быть отнесены к безынерционным звеньям, так как время переходного процесса для ких значительно меньше, а в ряде случаев практически равно нулю по сравнению с изменениями припуска, твердости и других возмущающих факторов во времени. Если же датчик работает на несущей частоте и информация о значении перемещения выглядит как модуляция по амплитуде, то выбор несущей частоты должен быть таким, чтобы не происходило заметных искажений информации. [c.444]

Жесткость и податливость динамической системы оказывает влияние на точность размеров и формы обрабатываемых заготовок. Например, при настройке токарного станка резец 1 (рис. 11.6, а) устанавливают в положение, при котором должно осуществляться точение заготовки 2 на некоторый радиус г с глубиной резания 1. Однако под действием сил и их моментов, возникающих при резании, происходят упругие отжатия ус узлов станка, у заготовки и у инструмента. В результате отжатий ус и Уз ось вращения заготовки смещается из первоначального положения О (через положение О1), в положение О2, а из-за прогиба и отжатия резца расстояние между его вершиной и осью вращения заготовки возрастает на величину (рис. 11.7,6). Вследст- [c.180]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...