Системы упругие с малой собственной

Системы упругие с малой собственной массой 431, 432 Скалывание 24 [c.644]

В ряде случаев момент приема груза рабочим органом вертикального толкателя сопровождается явлением удара, который следует учитывать при прочностных расчетах конструкции толкателя. В практических расчетах процесс удара упрощают, рассматривая его как удар абсолютно жесткого груза по упругой системе с малой собственной массой. При таком допущении сила удара может быть найдена по формуле [c.51]

Явление резонанса представляет собой один из наиболее удобных способов измерения частоты колебаний. Располагая набором резонаторов (колебательных систем с малым затуханием), частота которых заранее известна, можно определить частоту внешней силы. Частота эта совпадает с собственной частотой того из резонаторов, который наиболее сильно колеблется под действием внешней силы. Этот принцип используется, например, в язычковом частотомере,.который представляет собой набор упругих пластинок с массами на концах. Каждая пластинка является колебательной системой, собственная частота которой определяется массой и упругостью пластинки. Частоты собственных колебаний этих пластинок заранее известны. При колебаниях [c.607]

Как видно из рис. 94, изменение жесткости образца мало влияет, на частоту собственных колебаний динамической системы машин с упругими преобразователями. Следовательно, большого повышения эффективности возбуждения и разгрузки деталей возбудителя можно достичь без специальной аппаратурной стабилизации режима испытаний, которая необходима только в области значительных коэффициентов динамического усиления и для машин, работающих в режиме резонансных колебаний (см. гл. VII). [c.155]

УДАР ЖЕСТКОГО ГРУЗА ПО УПРУГОЙ СИСТЕМЕ С ВЕСЬМА МАЛОЙ СОБСТВЕННОЙ МАССОЙ [c.391]

В соответствии с предположениями о малости отклонений параметров системы A i ,, А/Пз., . .. и о выполнении условия (15), эти силы и моменты малы по сравнению с основными возмущениями. А малые гармонические силы и моменты могут вызвать существенные упругие колебания только тогда, когда рабочая частота ш близка к какой-либо из частот собственных колебаний системы. Исключение составляет лишь собственная частота, на работу вблизи которой резонансная машина специально рассчитана этой частоте при соблюдении условия (15) отвечает форма колебаний балки, близкая к прямолинейным поступательным колебаниям, как твердого тела. Указанную частоту для краткости в дальнейшем условимся называть ведущей. [c.142]

Статическая жесткость пассивного гидравлического возбудителя высока в связи с малой сжимаемостью рабочей жидкости. Поэтому между изолируемым объектом и штоком гидроцилиндра устанавливают упругую прокладку 9. Динамическая жесткость системы мала в связи с уменьшением гидравлического сопротивления потоку рабочей жидкости через дросселирующие отверстия колеблющегося золотника. При замыкании цепи обратной связи можно получить собственную частоту системы, значительно меньшую 1 Гц. [c.250]

Колебания валов с присоединенными деталями и узлами возникают под действием внешних постоянно действующих и периодически изменяющихся сил и обусловлены, главным образом, упругими деформациями валов. Малые колебания около положения равновесия становятся опасными для вала и конструкции в целом, когда частота возмущающей силы совпадает с частотой собственных колебаний системы или кратна ей, т.е. наступает резонанс. При этом напряжения в вале существенно возрастают, их значение определяется не столько внешней нагрузкой, сколько силами инерции колеблющихся масс. [c.126]

При резонансе система совершает как бы собственные колебания, а внешняя сила только подталкивает колеблющееся тело. Восстанавливающая сила при резонансе, так же как и при собственных колебаниях, сообщает нужное ускорение массе, а внешняя сила уравновешивает только силу трения. Вдали от резонанса внешняя сила уравновешивает не только силу трения, поэтому колебания слабее. Например, если частота колебаний внешней силы очень мала по сравнению с собственной частотой, то внешняя сила практически уравновешивается силой упругости пружины, т. е. внешняя сила растягивает и сжимает пружину в такт со своими изменениями. Но всю картину гораздо яснее можно представить себе после теоретического анализа колебаний под воздействием внешней гармонической силы. [c.440]

Для тех случаев, когда известен закон нарастания силы во времени и период его мал по сравнению с периодом собственных колебаний, деформации и напряжения в упругой конструкции получаются из анализа движения системы (см. гл. Viu). [c.382]

Обычно перевозимый объект прикрепляется при помощи упругой системы так, чтобы его собственные частоты колебаний были малы по сравнению с частотами вибра-цнй основания. Рассмотрим колебания массы т на пружине с жесткостью с и внутренним рассеянием г(з (или коэффициентом неупругого сопротивления ym). которая прикреплена к вибрирующему в вертикальном направлении основанию (рис. 5-1). [c.134]

При использовании тензометрических датчиков для контроля упругих перемещений в системе СПИД чаще используют динамометрические устройства, так как величины растягивающих и сжимающих деформаций невелики. Это обстоятельство приводит к тому, что изменение длины датчика (ее иногда называют базой датчика) относительно мало, и сигнал, получаемый на измерительной диагонали мостовой схемы, измеряется микровольтами, что требует использования усилителей низкой частоты с малым уровнем собственных шумев и большим коэффициентом усиления. [c.453]

В предыдущих исследованиях, где определялось упругое перемещение, его измеряли после обработки детали как расстояние между участком поверхности детали, полученной выхаживанием с малыми режимами, и участком обработанной поверхности. Такой способ определения величины Лд, кроме того что вносит определенную ошибку в измерение, не позволяет измерять Лд в момент его образования, т. е. одновременно с другими величинами, действующими во время резания. В связи с этим было решено измерять величину упругого перемещения Лд через измерение смещения технологической оси обрабатываемой детали и вершины режущего инструмента относительно независимой системы отсчета и путем последующего вычисления значений Лд. Реализация независимой системы отсчета, устанавливаемой вне станка, вызвала определенные затруднения, в связи с чем в качестве системы отсчета была принята координатная система, связанная со станиной станка. Путем выбора соответствующего места расположения датчиков относительно зоны резания погрешность измерения, как показали эксперименты, вызванная собственными деформациями станины, не превышала 3 мкм при нагружении системы СПИД силой резания в 2500 Н (250 кгс). Выбор режимов резания при экспериментах определялся с учетом того, чтобы сила резания не превышала 2500 Н (250 кгс). [c.457]

Система, изображенная на фиг. 104, а и состоящая из двух грузов и двух пружин с пренебрежимо малой собственной массой, представляет собой систему с двумя степенями свободы. На фиг. 104, бив представлены еще два примера системы с двумя степенями свободы. Первая из них представляет собой нерастяжимую балку с двумя грузами, могущую колебаться в плоскости чертежа, вторая — раму с одним грузом. В обоих случаях предполагается, что собственная масса упругой системы мала по сравнению с массами грузов. [c.207]

Рассмотренный выше случай удара, когда тяжелый груз непосредственно ударяется об упругую систему с весьма малой собственной массой, сравнительно редко встречается на практике. Значительно чаще в ударе участвует еще одна промежуточная деталь — буфер, связанная с упругой системой. [c.488]

При зарезонансной настройке упругой системы общий коэффициент ее жесткости невысокий, пусковые усилия снижаются, но повышается расход энергии при установившейся работе конвейера возможна длительная устойчивая работа машины при различных изменениях нагрузки. Основной недостаток зарезонансной настройки — возможность значительного увеличения напряжений в упругих элементах из-за кратковременного увеличения амплитуды колебаний при проходе системы через область резонанса при пуске и главным образом при остановке конвейера (в периоды нарастания и снижения частоты возмущающей силы и ее совпадения с частотой собственных колебаний системы). Для ликвидации этого недостатка разработан ряд специальных устройств. Кроме того, малая жесткость упругих элементов вызывает их значительные деформации (осадку) от собственного веса. Поэтому зарезонансную настройку применяют главным образом для подвесных конструкций и опорных конвейеров сравнительно легкого типа. Дорезонансная настройка имеет малое распространение. [c.377]

Не так давно появилась и получила значительное развитие новая система, в которой отрицательная упругость принципиально от--сутствует, а потому действующая упругость подвижной системы, а с нею и собственная частота последней могут быть сделаны практически сколь угодно малыми не. в ущерб прочим свойствам прибора. [c.130]

Рассмотрим в качестве примера определения собственных значений прямолинейный участок трубопровода с упругой опорой (рис. 9.3). Если в уравнении (9.27) малых колебаний прямолинейного трубопровода положить 1с = 0, то получим уравнение колебаний стержня, показанного на рис. 9.3. Можно воспользоваться и системой уравнений первого порядка (9.25), что более удобно при численном счете. Полагая [c.267]

В стержне кратковременный начальный импульс все время движется как целое, без изменения формы. В системе с одной степенью свободы такой кратковременный импульс не может распространяться без искажения формы, так как под действием пружины груз большой массы только постепенно набирает скорость, т. е. импульс размывается. Поэтому в системе с одной степенью свободы, где импульс не может двигаться как одно целое, представление о движении энергии становится мало наглядным, а понятие скорости движения энергии — не вполне определенным. Но, как показано выше, физическая картина качественно остается прежней собственные колебания в системе с одной степенью свободы сопровождаются перемещением энергии в пределах колебательной системы, и эти перемещения происходят со скоростями того же порядка, как в стержне, имеющем длину, массу и упругость, соответствующие свойствам рассматриваемой системы с одной степенью свободы. [c.703]

Для резонансного силовозбуждения используют инерционный силовозбудитель. Частота вынужденных колебаний машин с таким силовозбуждением яа рабочих режимах близка к частоте собственных колебаний их упругой системы. Это позволяет при малых нагрузках, развиваемых возбудителем, осуществлять испытания на усталость крупных деталей или образцов, требующих для разрушения значительных усилий. [c.194]

Эта сила инерции передается перекрытию. При упругом подвешивании барабана перекрытием воспринимаются сила инерции бандажей ат и изменение силы упругости амортизаторов, пропорциональное амплитуде возмущенного перемещения барабана. Эта последняя составляющая практически может быть доведена до весьма малой величины, поэтому динамическое воздействие массивного барабана на перекрытие может быть уменьшено. Если, кроме того, амортизировать ролики и раму, то динамическое воздействие барабана и бандажей на перекрытие можно вообще свести к минимуму, подбирая спектр частот собственных колебаний системы таким, чтобы время возмущенного движения было мало по сравнению с периодами колебаний соответствующих форм. [c.122]

Простейшая схема вибрографа показана на рис. 1У.26, а. Основной частью вибрографа является массивный груз 1 (сейсмическая масса), подвешенный в корпусе 3 на податливой упругой пружине 2. Корпус вибрографа укрепляют на конструкции, колебания которой изучают, и он колеблется вместе с последней. При этом система груз—пружина оказывается также в условиях колебаний, вызванных кинематическим возбуждением. Если собственная частота этой системы мала из-за малой жесткости пружины, то отношение /р велико и согласно формуле (1У.23) амплитуда колебаний груза составляет малую часть амплитуды колебаний корпуса прибора, так что практически можно считать груз 1 неподвижным. [c.234]

Рассмотрим уравнение (15.12) в приложении к колебаниям вала для простейшего случая (рис. 15.6). Здесь на валу, вращающемся с угловой скоростью со,, закреплен диск массой т с эксцентриситетом е. Собственную массу вала считаем малой по сравнению с т и в расчет не принимаем (упругая система с одной степенью свободы). На вал действует центробежная сила [c.325]

СВЯЗЯМИ. Например, при создании транспортирующих и многих технологических вибрационных машин необходимо сообщить колебания упругой балке или оболочке, мало отличающиеся от их прямолинейных поступательных колебаний как твердых тел. Данную проблему можно назвать проблемой создания (синтеза) заданного вибрационного поля. Ее особенности и трудности решения определяются в основном следующими обстоятельствами. Во-первых, применяемые в настоящее время вибровозбудители (см. часть третью) развивают вынуждающие силы, распределенные по некоторой небольшой части поверхности упругих тел, входящих в колебательную систему эти силы уместно считать сосредоточенными. Во-вторых, число вибровозбудителей практически всегда ограничено, более того, по экономическим и эксплуатационным соображениям желательно, чтобы их число было минимальным. В-третьих, действие реальных вибровозбудителей на колебательную систему далеко не всегда можно свести к действию заданных вынуждающих сил, как это обычно делается в теории вынужденных колебаний. Указанные силы существенно зависят от колебаний тех участков упругой системы, с которыми связаны возбудители, вследствие чего возбудители образуют с упругой системой единую колебательную систему с большим, нежели у исходной системы, числом степеней свободы за счет добавочных собственных степеней свободы вибровозбудителей. Уравнения движения совокупной системы оказываются при этом, как правило, нелинейными. [c.146]

Хотя прочность при продольном растяжении зависит, главным образом, от класса, к которому принадлежит композитная система (например, псевдопервому или третьему), важную роль играет и другой фактор, а именно, способность волокна за счет собственной пластичности компенсировать образование хрупкого п ро-дукта реакции. Такой продукт определяет разрушение лишь в случае хрупких (упругих) волокон. Примером такой системы, относящейся к третьему классу, является система Ti—В, в которой образуется реакционный слой постоянной толщины с малой деформацией разрушения. Трещины в нем образуются раньше, чем в волокне, а дальнейшее влияние реакционного слоя зависит от его толщины. К этому классу относится и титан, армированный борными волокнами или такими же волокнами с покрытием карбидом кремния, хотя в последнем случае зависимость толщины продукта реакции от условий изготовления может привести к изменению деформации разрушения. В типичной системе псевдопервого класса А1—В продукт реакции, обладающий малой деформацией разрушения, образуется на отдельных участках. Его толщи- [c.182]

Отметим, что силовые цепи машинных агрегатов представляют собой динамические системы с малой диссипацией. Последнее означает, что норма матрицы В есть величина низшего порядка по отношению к нормам матриц и G. Тогда ключевым для проблемы собственных спектров является решение такой проблемы для упруго-ииерционного ядра этой модели [c.227]

В качестве примера таких испытаний можно привести методику снятия индикаторной диафрагмы насоса ИД № 10 [1]. Датчик давления (тензоманометр) установлен на блоке цилиндров (рис. 100) и соединен с полостью одного из цилиндров каналом. Объем канала и полости датчика увеличивают общий объем подпоршневого пространства, что приводит к увеличению упругости системы и ошибке при определении действующего давления, особенно при запертом объеме. Поэтому для уменьшения ошибки измерения давления необходимо применять датчики с малыми размерами и особенно с небольшим собственным объемом. [c.192]

Земным резонансом называют динамическую неустойчивость, проистекающую из-за взаимосвязи качания лопасти с движением втулки в плоскости вращения. Эта неустойчивость характеризуется совпадением собственной частоты качания лопасти (точнее, низшей частоты качания в невращающейся системе координат) с собственной частотой колебаний упругой опоры несущего винта. Поскольку собственная частота качания зависит от частоты вращения несущего винта, такому резонансу соответствует некоторый критический диапазон оборотов несущего винта. Неустойчивость возможна, если собственная частота качания лопасти во вращающейся системе коорди-. нат VJ ниже Q, как это имеет место для шарнирных и бес-шарнирных несущих винтов с малой жесткостью в плоскости вращения. У вертолета с шарнирным несущим винтом земной резонанс возникает обычно, когда шасси касается земли (откуда и название этого явления). Иногда такая неустойчивость может появиться и в воздухе, особенно у бесшарнирного винта в этом случае ее называют воздушным резонансом. [c.612]

Было показано (Б. 3. Брачковский, 1942 Г. Ю. Джанелидзе, 1953, и др.), что подстановка типа (12.1) приводит к разделяюш,имся уравнениям типа Матье — Хилла в том и только в том случае, если формы собственных колебаний упругой системы совпадают с формами потери устойчивости при статических нагрузках (собственными элементами задачи о бифуркациях). Уравнения для обш его случая впервые исследовались В. Н. Челомеем (1938). В. В. Болотин (1953) предложил метод для построения областей неустойчивости в обш,ем случае этот метод основан на разложении решения в матричные ряды. В. А. Якубович (1958), отправляясь от результатов М. Г. Крейна (1955), развил метод, основанный на введении малого параметра. Подозрительным с точки зрения устойчивости являются частоты, лежаш ие вблизи [c.354]

Для установления функциональной связи между собственной вибрацией ЭМММ и дефектами подшипников будем рассматривать двигатель как колебательную систему, имеющую ротор с жесткой осью, установленной на упругих радиальных или радиально-упорных шарикоподшипниках в жестком корпуса. Будем считать, что электродвигатель находится на упругом основании, которое не искажает высокочастотные колебания системы с малыми амплитудами. [c.106]

Заметим, что матрица коэффициентов Ф, ([/ ) остается симметричной, что обеспечивает действительность ее собственных значений а. Это значит, что характеристические скорости Ск могут быть только либо действительными, либо чисто мнимыми, но не комплексными. В то же время величины а приобретают за счет присутствия Ф ф О, ф j лишь малые добавки к своим основным значениям (3.6) и, следовательно, = рос1 остаются положительными, а с - действительными. Это значит, что система уравнений (3.3) нелинейной теории упругости при малых деформациях является гиперболической. Задачи с малыми возмущениями были подробно рассмотрены в (Гузь [1986]). [c.158]

Машина тарировалась при статическом весовом нагружении системы крутящим моментом. Использование результатов статической тарировки для определения нагруженнос>ти образца связано с возникновением динамической ошибки, обусловленной силами инерции массы зажимного устройства. Когда частота испытаний значительно ниже частоты собственных колебаний упругой системы машины, величина динамической ошибки весьма мала и для испытаний на кручение она определяется аналитически по формуле [c.135]

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]

Раздел четвертый обобщает материалы исследований, направленных на развитие аналитических методов, расчета упругих механических систем. При этом основное внимание авторов сосредоточено на простоте этих методов и их доступности для инженеров-конструкторов. Приведен, в частности, приближенный метод расчета динамических погрешностей приборов при действии внешнего возмущения в виде одиночных импульсов. Здесь же изложе1 [ простой метод определения коэффициентов внутреннего и внешнего рассеяния энергии при вынужденных колебаниях стержневой упругой системы, а также показано развитие метода А. Н. Крылова применительно к расчету поперечных колебаний балок с учетом малого внутреннего треетя. Приведены упрощенные методы определения собственных частот роторов и балок с учетом упругой податливости опор, даны предложения по уиравляемой виброзащите механических систем. [c.4]

Одним из перспективных способов виброизоляции на оборотной частоте и гармониках энергетического оборудования, в частности электрогенераторов, является перевод ротора в закритиче-ский режим работы путем установки подшипников на упругие опоры [1]. Поскольку податливость упругой подвески ограничена эксплуатационными требованиями, собственные частоты упруго подвешенного ротора оказываются лишь ненамного ниже частоты оборотов, и виброизолирующий эффект оказывается малым. Рассматривая упруго подвешенный ротор, подобно амортизированному механизму, можно существенно увеличить указанный эффект с помощью электромеханических виброкомпенсаторов [2]. Б данной статье приводятся результаты исследования модели роторного механизма с симметричной подвеской подшипников и активной внброзащитной системой (АБС). [c.58]

Рассмотрены две схемы для коррекдии характеристик вибраторов с упругой подвеской магнитной системы. Приведены принципиальные схемы. Пассивная цепь коррекции позволяет получить постоянные частотные характеристики активной виброзащитной системы в малой окрестности собственной частоты упругой подвески вибратора. Корректирующая схема с активными элементами предназначена для сглаживания частотных характеристик упруго закрепленного вибратора в широкой полосе. [c.116]

По мере перехода к более сложным формам колебаний собственно лопаток интенсивность динамического взаимодействия [х с дисковой частью рабочего колеса, имеющей обычно развитый обод, угасает. Это связано с возрастанием самоуравиовешениости колебаний лопаток в условиях относительно малой деформируемости корневых сечений, и соответственно, относительной малости общих неуравновешенных реакций с их стороны на закрепление (диск). Поэтому сложные высокочастотные колебания лопаток можно рассматривать как независящие от динамических свойств дисковой части. Таким колебаниям в основной системе достаточно хорошо соответствует часть спектра парциальной системы жесткий диск — упругие лопатки на всем интервале возможного изменения чисел т. [c.100]

Динамика колебаний. Свободные, пли собственные, К. являются движением системы, предоставленной самой себе, в отсутствие внеш. воздействий. При малых отклонениях от состояния равновесия движения системы удовлетворяют суперпозиции принципу, согласно к-рому сумма двух произвольных движений также составляет допустимое движение системы такие движения описываются линейными (в частности, дифференц.) ур-ниями. Если система ещё и консервативна (т. е. в ней нет потерь или притока энергии извне), а её параметры не изменяются во времени (о переменных параметрах будет сказано ниже), то любое собств. К. может быть однозначно представлено как сумма нормальных колебаний, синусоидально изменяющихся во времени с определ. собств. частотами. В колебат. системах с сосредоточенными параметрами, состоящих из JY связанных осцилляторов напр., цепочка из колебат, электрич. контуров или из соединённых упругими пружинками шариков), число нормальных К. (мод) равно 7V. В системах с распреде лёнными параметрами (струна, мембрана, полый или открытый резонатор) таких К. существует бескопечное множество. Напр,, для струны с закреплёнными концами длиной L моды отличаются числом полуволн , к-рые можно уложить на всей длине струны L — nX 2 (д=0, 1, 2,. . ., оо). Если скорость распространения волн вдоль струны равна v, то спектр собств. частот определится ф-лой [c.401]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...