Системы Коэффициент демпфирования

Зависимость (10.23) описывает линейную характеристику простого безынерционного виброизолятора коэффициенты с я Ь называются соответственно жесткостью и коэффициентом демпфирования. При Ь=--0 (10.23) описывает характеристику линейного идеального упругого элемента (пружины) при с = 0 — характеристику линейного вязкого демпфера. Таким образом, модель виброизолятора с характеристикой (10.23) определяет собственную частоту системы [c.284]

Функцию а (t, X, х) можно трактовать как нелинейный, зависящий явно от времени обобщенный коэффициент демпфирования, а функцию 5 (г, х, ) — как нелинейную, зависящую явно от времени обобщенную жесткость системы. [c.225]

Численное решение системы (3) с учетом (4) методом Рунге— Кутта показывает (см. рис. 2), что система при больших коэффициентах демпфирования элементов автоматики ( — 10 кгс-с/см) работает в автоколебательном режиме, а при уменьшении демпфирования переходный процесс становится затухающим. [c.77]

Сравнивая результаты эксперимента и теоретического расчета, можно сделать вывод, что система работает вблизи границы устойчивости и случайное небольшое изменение коэффициентов демпфирования приводит к тому, что колебательность от пуска к пуску то появляется, то исчезает. Увеличить запас устойчивости можно, увеличивая жесткость пружины с или уменьшая демпфирование [c.78]

Следовательно, в случае равенства коэффициентов вязкого трения соотношения ортогональности при растяжении и сдвиге такие же, как и для системы без демпфирования [c.29]

Из формулы видно, что высокочастотная усредненная колебательная скорость сложной системы обратно пропорциональна корню квадратному из коэффициента демпфирования. Если амплитуды дискретных резонансных низкочастотных вибраций при увеличении демпфирования в два раза уменьшаются на 6 дБ, то в сплошном спектре амплитуда высокочастотной вибрации уменьшается на 3 дБ. [c.229]

Для решения задачи используется модель системы (рис. V-.22), где mj — масса картера, коленчатого вала и шатунно-поршневых групп m2, тз—массы моноблока и фундаментной рамы соответственно l, j, Сз— коэффициенты демпфирования амортизаторов, анкерных шпилек, фундаментной рамы k , [c.233]

На основании описанных вычислений можно сделать вывод о сильном сдвиге максимальных колебаний упругой нелинейной системы при относительно небольшом изменении коэффициента демпфирования. Напомним, что в линейных системах, наоборот, трение очень слабо смеш,ает максимум. Как отмечалось выше, этот вывод может быть интересным для пояснения особенностей колебаний некоторых элементов конструкции, в частности лопаток турбомашин со свободной посадкой в замке, имеющих разброс напряжения в 200—300%. [c.52]

Следует еще учесть то обстоятельство, что помимо внешнего демпфирования, вызываемого демпфером, каждая укрепленная на валу масса имеет свое внутреннее демпфирование. Система становится более сложной, и кривые, показывающие зависимость углов закручивания демпфируемой массы от частоты при различном коэффициенте демпфирования, не имеют общих точек пересечения (точек Р м К на фиг. 140). В связи с этим условия оптимальной настройки, отношение масс и оптимальный коэффициент демпфирования отчасти теряют свое значение. Тем более важно испытать демпфер самым тщ-ательны-м образом. [c.326]

Задача отыскания областей Oj (а) и (а) решалась проведением математических экспериментов на ЭВМ методом ПЛП-поиска [5]. По результатам экспериментов рассчитывались исходные значения параметров системы (5)—(10) и назначались диапазоны изменения параметров. Параметры следующие жесткости системы j и Са, коэффициенты демпфирования и линейные и квадратичные потери в гидросистеме pj и сра, площадь проходного сечения щели золотника /о. На первом этапе идентификации параметры и /3, априори наиболее сильно влияющие на характер движения руки робота, приняты постоянными. В табл. 1 приведены первоначальные диапазоны изменения параметров относительно исходных значений [c.71]

Решение уравнений движения этой системы методом гармонической линеаризации в сочетании с полученными из эксперимента данными на резонансе величины амплитуд ускорения, скорости и перемещений, амплитуды вынуждающей силы и фазовых соотношений по осциллограммам — позволило определить численное значение величины жесткости масляного слоя в радиальном направлении и коэффициента демпфирования. [c.78]

Исходное значение коэффициента демпфирования системы принималось равным примерно 0,02, [c.378]

Варьируя знаки и величины коэффициентов обратной связи y4j, В , l, можно влиять на динамические характеристики системы в нужном направлении. При этом следует иметь в виду, что положительная обратная связь как бы уменьшает соответствующий параметр системы (момент инерции, коэффициент демпфирования, жесткость), а отрицательная увеличивает. [c.63]

Прежде всего заметим, что электромеханическая обратная связь может быть использована не только для изменения (коррекции) коэффициентов колебательной системы, но и для воспроизведения коэффициентов демпфирования и жесткости, если у исходной системы они равны нулю. [c.63]

При проведении расчета амплитуд колебаний зубчатых колес отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования и возбуждения колебаний для всех масс рассчитываемой системы. [c.83]

Таким образом, для определения резонансных амплитуд колебаний шестерен I ж II ступеней 4, 6, 11 — по рис. 4) редуктора по ветвям турбин высокого и низкого давления достаточно решить дифференциальные уравнения типа (14). В силу специфики структуры дифференциальных уравнений (14) отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования всех масс системы. Оказывается достаточным найти коэффициенты демпфирования лишь тех масс, амплитуды колебаний которых определяются для резонансного режима. В том случае, если зацепления колес и шестерен редуктора были бы выполнены с идеальной точностью и звенья зубчатого механизма были бы абсолютно жесткими, не наблюдалась бы неравномерность вращения колес и шестерен. Однако благодаря неизбежно возникающим при изготовлении периодическим погрешностям шага и профилей зубьев, а также вследствие деформаций зубьев под нагрузкой при работе зубчатой передачи возникают периодические нарушения равномерности вращения и, следовательно, аналогичные изменения передаваемого системой момента. Вследствие этого все вращающиеся элементы системы находятся под воздействием переменных по времени сил, которые и могут в этом случае рассматриваться как возбуждающие. [c.85]

Также ограничено число степеней свободы при выборе параметров системы, обеспечивающих желаемое значение коэффициента демпфирования. Так, из третьего и четвертого равенств (6) можно записать [c.125]

Постоянную времени Т и коэффициент демпфирования в уравнении (VII. 116) будем определять по кривой переходного процесса в системе (VII. 115). [c.296]

Из анализа второго уравнения системы (8) видно, что 02 = = 02 (т, 0з) является периодической функцией 0з. Это приводит к модуляции коэффициента демпфирования в первом уравнении системы (8). Введем следующую замену [c.293]

Модуляция коэффициента демпфирования второго уравнения системы (19) приведет к периодическому изменению амплитуд обеих гармоник продольных высокочастотных колебаний скорости рабочей жидкости в системе. В связи с этим введем следующую замену переменных [c.296]

При расчетах коэффициент демпфирования в первом приближении принимается равным нулю. Круговую частоту собственных колебаний системы в этом случае определяют по формуле [c.229]

При вращении несбалансированного ротора в МП с нелинейной характеристикой восстанавливающей силы могут возникнуть вынужденные ультра- и субгармонические колебания. Однако, как показано в работе [1], такие колебания не возникают, если коэффициент демпфирования в системе больше некоторой величины [c.40]

Для определения относительных коэффициентов демпфирования и gx просчитаны коэффициенты уравнений (84) и (85) для системы с ГДТ марки ЛГ-400-35 в диапазоне го = 0,94. .. 0,13, У = = 0,7. .. 5 (табл. 1 и 2). Во всем диапазоне варьирования параметрами I o и J коэффициенты уравнений (84) и (85) имеют положительные значения, а коэффициенты н>1 и т>1. [c.84]

Чем меньше значение коэффициента демпфирования гидропривода (чем больше добротность системы), т. е. чем ближе гидропривод к томсоновской системе, тем больше диапазон изменения Q, при котором автоколебания близки к гармоническим, и тем более точно они могут аппроксимироваться гармоническими колебаниями. [c.236]

Анализ спектра отклика используется для оценки максимума динамического отклика конструкции. Процедура анализа включает в себя два этапа. На первом выполняется анализ переходного процесса с учетом приложенной нагрузки или возбуждения основания конструкции. На втором этапе результат анализа переходного процесса преобразуется в спектральную таблицу, содержащую пиковые значения откликов набора осцилляторов (рис. 12.17). Каждый осциллятор является скалярной колебательной системой с одной степенью свободы, для которой заданна собственная частота колебаний и коэффициент демпфирования. Этот набор помещается в узлы конечно-элементной модели, заданные пользователем перед выполнением анализа. Массы осцилляторов малы по сравнению с массой конструкции и поэтому не влияют на ее динамическую реакцию. Откликами, которые раскладываются в спектр, могут быть перемещения, скорости и ускорения узлов по поступательным и вращательным степеням свободы в общей системе координат модели. Спектр откликов вычисляется либо для абсолютного движения, либо для движения узлов относительно основания конструкции. Для набора осцилляторов должен быть задан один или более коэффициентов демпфирования. Для [c.456]

Определение величины и положения дисбаланса является одной из наиболее сложных задач, возникающих при уравновешивании гибких роторов. Одним из перспективных методов, применяемых для данных целей, является метод, приведенный в работе [1]. На основе анализа АФЧХ, снятых в окрестности критической скорости, определяют величину и положение дисбаланса и динамические характеристики системы (коэффициент демпфирования, собственные формы и частоты колебаний). Для снятия экспериментальных АФЧХ по существующей методике необходима длительная работа динамической системы на стационарном или квази-стационарном режиме в окрестности критической скорости. Длительная работа в области резонанса опасна из-за появления значительных динамических нагрузок и при большом начальном дисбалансе не всегда представляется возможной. [c.120]

Расчетная модель простейшей виброзащитной системы с одной степенью свободы дана на рис. 10.13 здесь т, j — соответственно масса и координата несомого тела F — сила, приложенная к несомому телу i — координата основания с, Ь — соответственно жесткость и коэффициент демпфирования виброизолятора. Демпфирующие свойства такой системы характеризуются коэффициентом демпфирования [c.284]

Жесткость системы постоянна (р = onst). В этом случае В = Ьш оба неравенства (7.42) будут выполнены, если верхний предел функции а (t, х, х) конечен. Действительно, первое неравенство (7.42) при В Ъ выполняется для всех а 0. Если взять число достаточно малым, то второе неравенство будет также удовлетворено при любом Ь > О и любом конечном А = = sup а t, X, х). Таким образом, при постоянной жесткости системы (Р = onst) невозмущенное движение ж = О и, г = О асимптотически устойчиво при любом переменном, но ограниченном коэффициенте демпфирования а (г, X, х). [c.230]

Пассивная опора пресса (рис. 25, е) сферическая. Центр сферы расположен не на поверхности опорной плиты, а ближе к внутренней части опоры. Сфера крепится к траверсе через центральную шаровую опору и периферийные подпружиненные болты. Особенность сферической опоры — смазка под высоким давлением, сохраняющим жидкостное трение между полусферами независимо от действующей нагрузки. Смазка поступает через специальный золотник, открывающий доступ масла в полость между сферами при уменьшении зазора. Для предотвращения утечек масла по периферии подвижной полусферы установлено резиновое уплотнительное кольцо, распираемое внутренним давлением. Сферическая пассивная опора в значительной мере сужает возможности пресса, поскольку при любых режимах, осуществляемых на активной опоре, равнодействующая сил реакции образца будет проходить через центр пассивной опоры. Таким образом, эксцентрпситет, а также наклон поверхности пассивной опоры, оказывается неуправляемым. Для гашения энергии, освобождаемой при разрушении образца, предусмотрены пружинная подвеска пассивной сферической опоры и пружинное крепление фундаментного блока, на котором установлен пресс. Масса пресса около 150 т, масса фундаментного блока около 100 т. Последний подвешивают на четырех болтах через тарельчатые пружины. Собственная частота колебаний системы около 5 Гц, а коэффициент демпфирования более 90%. Для демпфирования служит специальное устройство гпдроцилиндров пресса (рис. 25, д), торцы штока плунжеров превращены в гидравлические, связанные между собой демпфирующие оппозитные цилиндры. Эффектив1юСть демпфирования последних такова, что внезапное разрушение образца при нагрузке 20 МН вызывает реактивную силу плунжера не выше 100 кН. [c.76]

Анализ АФЧХ деформаций дает возможность получить данные о динамических характеристиках системы собственных формах и частотах колебаний, коэффициентах демпфирования. [c.61]

Демпфирование упругой системы акселерометра рассматриваемой конструкции является жидкостным. В качестве демпфирующей обычно применяется кремнийорганическая жидкость типа ПМС. Для обеспечения критического или близкого к нему значения коэффициента демпфирования, являюш егося оптимальным 160], необходимо правильно выбрать вязкость демпфирующей среды. Учитывая большое число влияющих факторов, сложность и нелинейность зависимостей от них коэффициента демпфирования, предлагается полуэмпирическая методика определения оптимального значения вязкости демпфирующей жидкости. Методика иллюстрируется на рис. 10.4 и заключается в следующем. Вначале с помоп] ью вибростенда экспериментально определяется резонансная частота изготовленной незадемпфированной упругой системы акселерометра. Далее снимается экспериментальная зависимость величины отклонения А реальной АЧХ от идеальной на резонан- сной частоте при различных, заранее известных значениях вязкости V демпфирующей жидкости. Причем вязкость постепенно увеличивается от значений, обеспечивающих малый коэффициент демпфирования, до значений с коэффициентом демпфирования больше критического. Следует отметить, что каждый раз уточняется резонансная частота, поскольку при увеличении вязкости ее значения смещаются в сторону понижения частоты вследствие эффекта присоединенной массы [60]. Зависимость А = / (v) имеет вид, показанный на рис. 10.4, а. Оптимальное значение вязкости -Vo обычно получается экстраполяцией в области значений Л О (рис. 10.4, б). Погрешность оценивания Vq определяется количеством экспериментально полученных точек и точностью измерения. Полученное значение Vq используется для выбора демпфирующей жидйости в случае, если оказывается достаточно близким к одному из стандартных значений вязкости. В противном случае Vo применяется совместно с номограммой для определения процентного состава двух или более жидкостей с различными значениями вязкости, обеспечивающими при смешивании между собой требуемую вязкость. После получения нужной вязкости упругая система акселерометра демпфируется, и затем снимаются па вибростенде все основные характеристики акселерометра — амплитудная характеристика, АЧХ и коэффициент поперечной чувствительности. Изготовленные и задемпфированные по предлагаемой методике акселерометры имели неравномерность АЧХ, не превы- [c.175]

Показывается, что использование управляемого гидромотора вместо управляемого насоса в силовом гидроприводе с разомкнутой схемой управления, кроме существенного уменьшения веса и габаритов, приводит к значительному увеличению постоянной времени и коэффициента демпфирования на больших скоростях движения, делает параметры системы существенно зависимыми от значения параметра регулирования. Устанавливается, что по Отношению к стационарным случайным, воздействиям рассматриваемый гидропривод неустойчив в случае использования гидромотора, кинематика которого меняется с изменением значения параметра регулирования. Дается связь между основными конструктивными параметрами гидромашян и параметрами дифференциального уравнения. Зависимость коэффициентов динамической ошибки от нагрузки и значения параметра регулирования является причиной низкого качества управляемости системы. Динамические свойства на малых скоростях движения не отличаются от свойств традиционной системы. Рис. 2, библ. 16. [c.221]

На рис. 5 представлен пример такой записи при внешнем возбуждении F (t) (д = 2,5 0 = 0,2 Тз), изменении Сз (t) по варианту 2 и при постоянных коэффициентах демпфирования. На рис. 6 сопоставлены амплитудно-частотные характеристики поперечных (a i) и крутильных (г/) колебаний зубчатых колес, полученные как при раздельном, так и при общем воздействии на систему двух источников возбуждения. Здесь пунктирные линии соответствуют параметрическим колебаниям, обусловленным изменением жесткости Сз (t) по варианту 3 при Tj = 0,1 Тз, штрих-пунктирные линии — вынужденным колебаниям под действием возбуждения F (f) при q = 2,5 (0 = 0,27 з) сплошные линии соответствуют суммарным амплитудам колебаний. Индексы резонансных частот со,-у соответствуют г-й собственной частоте системы и/-й гармонике нересопряжения зубьев. Подробный анализ результатов решения рассматриваемой задачи дается в [3]. [c.42]

Первый способ заключается в том, что к системе прикладывается гармоническая возбуждающая сила, частота которой известна. Изменением частоты возбул дающей силы добиваются установления резонансных состоиний и измеряют соответствующие им частоты собственных колебаний. По величине резонансных амплитуд и форме резонансных кривых см формулы (16) и (23)] определяют коэффициенты усиления в резонансе и обратные им коэффициенты демпфирования. По распределению амплитуд получают формы колебаний. [c.383]

Если расчетные напряжения в резонансе превышают допустимый предел, то необходи.мо предусмотреть изменение системы. Вследствие того что расчеты со средними справочными значениями коэффициента демпфирования дают лишь приблизительные напряжения, обычно изменения вносят в систему после тор-сиографирования опытной крутильной, системы. [c.391]

СИЛЬНЫХ резонансов и на основных режимах работы системы 9) после торсио-графирования, если окажется необходимо, снова вносят изменения в систему, так как расчетная оценка резонансов может оказаться не вполне точной в смысле их расположения и силы. Чтобы избежать появления опасных резонансов при проведении первых расчетов, необходимо пользоваться минимально вероятными коэффициентами демпфирования или максимальными коэффициентами усиления 10) после отработки крутильной характеристики системы при известных параметрах подвесок элементов системы можно с достаточной степенью точности рассчитать связные колебания. При этом иногда приходится снова вносить изменения в систему, но их уже можно делать уверенно, располагая уточненными параметрами системы и опытными данными о динамическом усилении колебаний. [c.392]

Следовательно, регулирующими органами могут быть подвижная обмотка (изменение тока 1) и обмотка возбуждения (изменение магнитной индукции В). Обычно магнитная система вибровозбудителя работает в установившемся режиме и обеспечивает возможность только ступенчатого изменения тока в обмотке возбуждения. Основное регулирование уровня мощности достигается изменением силы тока в подвижной обмотке. Предельная мощность определяется максимальной силой тока. При определении мощности, расходуемой на возбуждение вибрации в электродинамическом возбудителе, необходимо предварительно исследовать динамическую структуру стенда. Для схемы с жесткой подвижной системон и неподвижным закреплением изделия этот расчет выполнен в работе [1 . Расчет максимальной мгновенной мощности может быть произведен в тех случаях, когда имеются достаточно определенные данные о коэффициентах демпфирования в системе. При проектировании вибровозбудителей обычно ограничиваются определением максимума средней мощности. [c.276]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...