Колебание - рама
Cтраница 3
Поперечные рамы во всех трех плоскостях могут колебаться в различных фазах по отношению друг к другу, уподобляясь колебаниям отдельно стоящих рам. [31]
Поперечные рамы во всех трех плоскостях могут колебаться в различных фазах по отношению друг к другу, уподобляясь колебаниям отдельно стоящих рам. [32]
Полагая, что дисбаланс уравновешиваемого звена 1 ( рис. 13.11 6) пропорционален максимальной ( соответствующей моменту резонанса) амплитуде колебаний рамы 3, по величине измеряемой амплитуды можно судить о величине дисбаланса. [33]
Качание масс передачи веса G и вращение эксцентричных масс веса Gc ( поршень, поршневый палец, часть шатуна) вызывают противоположные колебания рамы покоящегося веса двигателя Gm, причем размах последней меньше в отношении GkjGm. За счет возможного увеличения Gm ( тяжелые рамы, фундаменты, связь с прочным грунтом), как равно уменьшения Gk, размах двигателя может быть уменьшен но допустимой величины. [34]
 |
Характерные формы колебаний продольной рамы. [35] |
Таким образом, описанная картина колебаний позволяет заключить, что продольные рамы фундамента уподобляются ло своим формам колебаний в продольном направлении колебаниям отдельно стоящих рам. [36]
Уменьшение на порядок жесткости только крайних подшипников снижает максимальные уровни колебаний рамы приблизительно на 6 - 8 дБ, при этом минимум амплитуды колебаний рамы смещается к ее середине. Поэтому для значительного снижения уровней вибрации, вызываемых небалансом ротора, необходимо уменьшить жесткость всех подшипников, расположенных в пучностях формы колебаний рамы. Необходимо отметить, что уменьшение уровней вибраций при снижении жесткости подшипников может достигаться также за счет уменьшения влияния перекоса валов и несоосности шеек, улучшения балансировки и других эффектов. [37]
Уменьшение жесткости только крайних подшипников на порядок снижает максимальные уровни колебания рамы примерно на 6 - 8 дБ, при этом минимум амплитуды колебания рамы смещается к ее середине. Поэтому для значительного снижения уровней вибрации, вызываемых небалансом ротора, необходимо уменьшать жесткость всех подшипников, расположенных в пучностях формы колебания рамы. Необходимо отметить, что уменьшение уровней вибрации при снижении жесткости подшипников может достигаться также за счет уменьшения перекосов валов, меньшего влияния несоосности шеек, улучшения балансировки и других эффектов. [38]
После этого переносят противовес в положение, противоположное первоначальному, что равносильно повороту вектора дисбаланса гд на 180, и снова регистрируют максимальную амплитуду Л3 колебаний рамы. [39]
В этом случае передачу тягового усилия от двигателя к зубчатым колесам ( редуктору) осуществляют с помощью карданного вала, который допускает перемещение двигателя при колебаниях рамы тележки относительно редуктора, жестко укрепленного на оси колесной пары. [40]
При выполнении условий ( а) и ( Ь) центробежные силы противовесов будут статически эквивалентны и противоположны главному вектору сил инерции, приведенному к точке О, лежащей непосредственно над динамической осью дд колебаний рамы станка. [41]
На рис. 56 показана схема балансировочного станка рамного типа, в котором ось ротора вместе с рамой может колебаться вокруг оси О под действием неуравновешенных масс. Балансируемый ротор устанавливается на раме так, чтобы одна из плоскостей коррекции ( например, плоскость / /) совпала с плоскостью, содержащей ось колебаний рамы О. [42]
На рис. 93 показана схема балансировочного станка рамного тина, в котором ось ротора вместе с рамой может колебаться вокруг оси О под действием неуравновешенных масс; Балансируемый ротор устанавливается на раме так, чтобы одна из плоскостей коррекции ( например, плоскость / /) совпала с плоскостью, содержащей ось колебаний рамы О. [43]
Варьирование жесткости среднего подшипника в широких пределах ( рис. 8, А - распределение мнимой составляющей амплитуды ускорения на частоте 50 Гц, рис. 9 - аналогично для действительной составляющей, а - исходный вариант расчета, б - д соответствуют жесткостям среднего подшипника 10е, 105, 104 и 102 кгс / см) практически не приводит к снижению уровней колебания рамы. Уровни колебаний ротора при этом значительно снижаются, а форма прогиба стремится к двухузловой. [44]
Собственные частоты колебаний кузовов автомобилей можно ориентировочно разбить на три диапазона; первый диапазон, 2 - 5 Гц связан с собственными колебаниями подрессоренных масс передней и задней подвески, зависит от загрузки автомобиля и жесткости рессор и не зависит от скорости движения и профиля дороги; второй диапазон, 6 - 14 Гц обусловлен собственной частотой неподрессоренных масс ( передний и задний мост, колеса, рессоры и др.); третий диапазон частот, от 10 Гц до нескольких сотен герц связан с возбуждением колебаний рамы и элементов кузова. [45]
Страницы: 1 2 3 4