Возбуждающие силы
Cтраница 1
Возбуждающие силы имеют как детерминированные, так и случайные составляющие, характеризуемые широким спектральным составом и амплитудами, меняющимися по случайному закону. В этом случае колебательная система станка достаточно хорошо определяется конечным числом сосредоточенных параметров. Расчет упругой системы станка проводится в три этапа. Первый этап включает в себя идеализацию конструкции, построение динамической модели и расчет ее упругих, инерционных и демпфирующих характеристик. [1]
На стадии проектирования турбомашины возбуждающие силы, действующие на ротор, неизвестны, в связи с чем ограничения на такие параметры, как переменные напряжения или соответствующие запасы, обычно не включаются в рассмотрение. Однако имеющийся опыт по созданию и последующей работе аналогичных конструкций может служить информацией о наиболее опасных диапазонах собственных частот колебаний ротора или ьрэектируе-мой ступени. В этом случае ограничения могут быть косвенными и накладываться на собственные частоты колебаний. В частности, по аналогии с ограничениями по запасам статической прочности, приведенными в § 19, может быть задано условие, чтобы частота вращения диска при колебаниях по данной форме не была ниже заданной. В роторах в основном встречаются связанные колебания систем, и, в частности, дисков с лопатками. В связи с этим при проектировании диска отстройку по частоте следует производить, учитывая этот фактор. [2]
Поскольку и бандажные, и венцовые возбуждающие силы прямо пропорциональны расходу пара, а следовательно и мощности, то отсюда следует, что возбуждающие силы, при которых возникает низкочастотная вибрация, составляют также 90 % их значения при номинальной нагрузке. Другими словами, демпфирующие силы компенсируют только 90 % возбуждающих сил, возникающих при номинальной нагрузке. Поэтому при уменьшении путем каких-либо мероприятий возбуждающих сил на 10 - 15 % их значение при номинальной нагрузке дало бы возможность повысить пороговую мощность и набрать номинальную мощность; при этом имеется в виду, что демпфирующие силы остаются постоянными. [3]
 |
Кругочпя диаграмма для нахождения собственных частот системы. [4] |
Если на изолируемую систему действуют периодические возбуждающие силы с широким спектром частот, то для обеспечения высокой эффективности виброизоляции желательно все шесть собственных частот изолируемой системы или те из них, которые могут причинить наибольшие неприятности при резонансе, сблизить между собой. Совмещение собственных частот может быть достигнуто соответствующим выбором жесткости амортизаторов и их взаимного расположения. [5]
 |
Подвеска конструктивов подобной. [6] |
Поскольку из условия (11.13.48) следует, что возбуждающие силы пропорциональны инерционным силам, любая внешняя сила должна подбираться пропорционально произведению амплитуды на соответствующую массу в данной точке конструкции. [7]
 |
Прибор для статического уравновешивания роторов. [8] |
Практически здесь требуется еще более точное уравновешивание, так как помимо неуравновешенных сил инерции на ротор действуют другие возбуждающие силы, остающиеся неустраненными. Поэтому такую расчетную величину допустимого эксцентриситета масс необходимо уменьшать в 2 - 3 раза. [9]
Таким образом, возникающий акустический эффект в процессе трения твердых тел действует совместно с термоэлектронным эффектом, усиливает возбуждающие силы в машинах и механизмах и оказывает весьма вредное влияние на работоспособность трущихся поверхностей. [10]
Поскольку и бандажные, и венцовые возбуждающие силы прямо пропорциональны расходу пара, а следовательно и мощности, то отсюда следует, что возбуждающие силы, при которых возникает низкочастотная вибрация, составляют также 90 % их значения при номинальной нагрузке. Другими словами, демпфирующие силы компенсируют только 90 % возбуждающих сил, возникающих при номинальной нагрузке. Поэтому при уменьшении путем каких-либо мероприятий возбуждающих сил на 10 - 15 % их значение при номинальной нагрузке дало бы возможность повысить пороговую мощность и набрать номинальную мощность; при этом имеется в виду, что демпфирующие силы остаются постоянными. [11]
Эти гармоники, учитывая обычно высокий порядок поворотной симметрии рабочих колес, имеют большие номера и практического интереса могут и не представлять, вызывая колебания рабочего колеса на весьма малых частотах вращения его, где возбуждающие силы чаще всего невелики. [12]
 |
Зависимости динамических усилий в машине от частоты внутренней возмущающей силы. [13] |
Совершенно аналогичный вывод следует из рассмотрения более сложных систем, где между массами тд и тр имеется еще ряд промежуточных масс. В таком случае переносные перемещения системы от внешнего возбуждения практически совпадают с перемещениями одномассовой приведенной системы при отсутствии существенных относительных колебаний масс системы. Внутренние же возбуждающие силы вызывают только относительные колебания как и в свободно движущейся многомассовой системе. [14]
У такого вибратора якорь / перемагничивается с частотой тока, проходящего по катушке 2, и попеременно притягивается к полюсам 3 и 4 постоянного магнита. Движение якоря близко к гармоническому, так как возбуждающие силы действуют поочередно с двух сторон. [15]
Страницы: 1 2