Cтраница 1
Собственные колебания действительных упругих систем очень быстро затухают. [1]
Расчеты собственных колебаний упругих систем иллюстрируются примерами. Выведенные на основании точных методов трансцендентные уравнения частот изгибных и крутильных колебаний стержней сопровождаются графиками корней этих уравнений. Много примеров расчета частот собственных колебаний систем с переменной жесткостью выполнено по методу последовательных приближений. Специальный раздел посвящен расчетам собственных крутильных колебаний валов с сосредоточенными массами, а также разветвленных валов, соединенных зубчатыми передачами. [2]
Частота собственных колебаний упругой системы является функцией жесткости системы и ее массы. [3]
Классическим примером собственных колебаний упругой системы являются вертикальные колебания груза, подвешенного к концу пружины ( рис. 515), если верхний конец ее закреплен, а груз первоначально оттянут вниз и затем отпущен. [4]
Классическим примером собственных колебаний упругой системы являются вертикальные колебания груза, подвешенного к концу пружины ( рис. 537), если верхний конец ее закреплен, а груз первоначально оттянут вниз и затем отпущен. [5]
Классическим примером собственных колебаний упругой системы являются вертикальные колебания груза, подвешенного к концу пружины ( рис. 515), если верхний конец ее закреплен, а груз первоначально оттянут вниз и затем отпущен. [6]
Как вычисляется частота собственных колебаний упругой системы с одной степенью свободы. [7]
При зарезонансном режиме частота возмущающей силы значительно больше частоты собственных колебаний упругой системы. Резонансный режим работы требует малого расхода энергии при установившейся работе конвейера, но значительных пусковых усилий; кроме того, возможна некоторая неустойчивость работы вблизи условий резонанса. При зарезонансном режиме работы пусковые усилия снижаются, однако повышается расход энергии при установившейся работе. Выбор рационального режима работы конвейера обусловливается его конструкцией. [8]
Рассмотрим несколько примеров применения метода Рэлея к определению частот собственных колебаний упругих систем. [9]
Как показывает анализ факторов, влияющих на точность определения характеристик собственных колебаний упругой системы при резонансных испытаниях с многоточечным возбуждением, погрешности результатов могут быть сведены до приемлемых значений. [10]
Конструктивные соображения, стремление сократить габаритные размеры, необходимость обеспечить требуемую частоту собственных колебаний упругой системы, получить пружины с нелинейной характеристикой приводят к применению так называемых фасонных пружин, работающих преимущественно как пружины сжатия. [11]
При этом высокочастотная составляющая оказалась в резонансной области, так как частота собственных колебаний упругой системы машины составляла 6050 - 6100 циклов в минуту. Такое явление неблагоприятно сказывается на стабильности режима нагружения образца - как в процессе испытаний, так и в особенности при переходе через резонанс. В связи с этим большое внимание авторы вынуждены были уделить вопросам исследования динамических характеристик машины и стабилизации амплитуды напряжений. [12]
Следовательно, скорость резания, при которой достигается наименьшая величина предельной стружки, возрастает с ростом частоты собственных колебаний упругой системы, подачи и угла в плане. [13]
Часто, особенно когда упругая система имеет распределенную массу, учет дополнительной степени свободы, соответствующей местным деформациям, очень затрудняет определение частот и форм собственных колебаний упругой системы. В этих случаях проще использовать численнный метод решения задачи, который применим и тогда, когда связь между местным смятием и контактным давлением нелинейна. [14]
Здесь необходимо отметить, что при анализе вынужденных колебаний, которые обычно наблюдаются при движении кранов по рельсовым путям, очень важно знать весь спектр возможных частот собственных колебаний многомассовой упругой системы. Однако очевидно, что возможность резонанса в случае высших гармоник маловероятна вследствие быстрого затухания колебаний. Обычно пятая и последующие более высокие частоты собственных колебаний значительно превышают возможные частоты вынужденных колебаний крановых механизмов и конструкций. [15]