книги из ГПНТБ / Колебания и устойчивость упругих систем машин и приборов

Рис. 22

70

W’26, ГЧ

л

Рис. 22

71

Рис. 24 а

72

Рис. 24. б, в

73

Параметры остальных упругих систем, а также соответ­

а/а0 — представляет собой отношение переменной амплиту­ ды к амплитуде начала процесса; на рис. 22 и 24 приводятся соответствующие -осциллограммы, из которых хорошо видно раздвоение плоскости поперечных колебаний.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПАРАЗИТНЫХ КОЛЕБАНИИ ВИБРАТОРОВ, В КОТОРЫХ МАССА ПОМЕЩЕНА

МЕЖДУ ПРУЖИНАМИ '

§ 1. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА

Упругая система наиболее широко распространенная в конструкциях электромагнитных вибраторов, состоит из ком­ плекта винтовых пружин и закрепленного между ними твер­ дого тела. Примером использования этой системы, могут служить конструкции, приведенные на рис. 1, 3, 4.

Остановимся подробнее на исследовании вибратора С-920, выпускаемого цхинвальским заводом «Вибромашина», расчетная схема которого приведена на рис. 25. К этой сис­ теме с некоторыми конструктивными вариациями приводятся схемы многих электромагнитных вибраторов [4, 10, 38].

Креактивной массе Мг крепится якорь электромагнита,

ак активной Ма— статор и лоток (или какое-либо другое приспособление, выполняющее работу, связанную с назначе­ нием вибратора). Основными рабочими колебаниями этой системы являются продольные колебания, обусловленные направлением действия возмущающих сил.

Уравнения, описывающие колебания активной Ма и ре­

активной Мг масс, запишутся следующим образом [4];

75

Решение системы ищем в виде:

ны). Итак, основными рабочими колебаниями являются продольные, однако в силу причин, изложенных в гл. I. п.

1. § 1, в системе возникают и паразитные вибрации. Эт могут быть поперечные, крутильные либо поворотные коле бания.

Для расчета поперечных -колебаний мы получаем те же уравнения, что и (1.169), (1.171), но коэффициент «К», вхо-

76

К— крутильная или поворотная жесткость системы (рис. 26).

Таким образом, рассматриваемая двухмассная система имеет одну степень свободы ів каждом из видов .колебаний и, следовательно, расчет собственных частот колебаний может

Ьѵ b2, dv da, dg, d4 должны соответствовать жесткости рассма­ триваемой упругой системы.

§ 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ УПРУГОЙ СИСТЕМЫ

ВИБРАТОРА ПРИ РАСЧЕТЕ ПАРАЗИТНЫХ КОЛЕБАНИИ

Для расчета поперечной жесткости можно воспользо­ ваться формулами. Д,з или ВСЯ} но входящие в них Виз и Вм должны представлять собой жесткость комплекта пружин, т. е.

Вus Вт я,

(1.175)

Всл= Всд4 л,

где ВИЗі и ВСДі — сдвиговая и изгибкая жесткости сечения одной

пружины, я —число пружин в поперечном сечении комплекта.

Однако такой прием простого умножения изги-бной и сдвиговой жесткости (в данном случае удвоения) приемлем не всегда, т. к. расчет упругих систем с 'несколькими пружи­ нами при крутильных и поворотных .колебаниях имеет неко­ торые особенности.

77

а) Ж е с т к о с т ь к р у ч е ии я

Для определения крутильной жесткости, входящей в формулу (1.173), рассмотрим угловые перемещения тела в плоскости уог при приложении момента М 0 (рис. 26). Этот момент вызывает окручивание и изгиб пружин и, следова­ тельно,

Рнс. 26

ной силы R, приложенной к каждой из пружин, на плечо h, соответствующее расстоянию между центрами пружин, т. е.

78