Academic literature on the topic 'Крутильний момент'

Цель - разработка научно-обоснованной методики расчета буровых станков типа СБШ-250, позволяющей определить критические нагрузки бурового става, вызывающие динамически неустойчивые состояния системы: буровой инструмент – став – вращатель – мачта – машинное отделение. Кроме того, наметить пути по уменьшению динамических составляющих крутящего момента на вращателе и усилия прижатия бурового става.Методика исследований. Для обоснования причин динамически неустойчивой работы станка принято представление о том, что вращающийся буровой став под действием крутящего момента и усилия подачи при бурении скважины приобретает форму винтовой линии, который находится в динамически неустойчивом состоянии, вызванным моментом сил трения между буровым инструментом и забоем. Составлены соответствующие системы дифференциальных уравнений и уравнения баланса кинетической и потенциальной энергий системы станка при колебаниях.Результаты. В работе установлено, что в результате действия на буровой став крутящего момента и усилия подачи став деформируется и при определенных значениях силовых факторов став теряет продольную устойчивость и приобретает форму винтовой линии, «навитой» на скважину. В этом случае работа става и всего станка сопровождается значительными вибрациями. Проведенные исследования позволили определить, что источником как крутильных, продольных, так и изгибных колебаний става является нелинейное трение между инструментом и забоем. Кроме того, авторами выявлены зоны динамической неустойчивости при работе става и намечен ряд практических рекомендаций для стабилизации работы става и всего станка в целом.Научная новизна работы заключается в том, что выявлен источник сложных продольно-изгибно-крутильных колебаний бурового става, которым является нелинейная характеристика трения между забоем и инструментом, обладающая ниспадающим участком. В этой связи фрикционные крутильные автоколебания вызывают продольно-изгибные параметрические колебания, которые возбуждаются с частотой собственных колебаний крутильной системы. Кроме того, установлено, что совпадение собственных частот изгибных колебаний с частотой вращения является причиной неустойчивости при работе става.Практическая ценность работы заключается в том, что выявлены зоны динамической неустойчивости продольно-изгибных колебаний бурового става, которые соответствуют собственным частотам и формам изгибных колебаний под действием приращения продольного усилия подачи. В случае совпадения одной из собственных частот изгибных колебаний с угловой частотой вращения става наступает неограниченное возрастание амплитуд изгибных колебаний, рост которых сдерживается зазором между диаметрами скважины и штанги. Рассматривая отдельно энергетику крутильных и продольных колебаний, получены выражения для коэффициентов динамичности. Установлено, что продольный коэффициент динамичности при одинаковом статическом укорочении става примерно пропорционален корню квадратному из величины свободного хода бурового става (т.е. свободный ход става необходимо ограничить).Рекомендовано с целью снижения виброактивности бурового става применять самонастраивающуюся систему автоматического регулирования угловой частоты вращения совместно с усилием подачи става. Кроме того, рекомендуется снижение виброактивности за счет применения наложенных вибраций в зоне взаимодействия инструмента с забоем.

Наводяться рекомендації щодо підвищення достовірності оцінювання загального технічного стану дизельних та бензинових двигунів внутрішнього згоряння електроагрегатів військових електростанції при використанні в якості діагностичного параметри коефіцієнта корисної дії або питомого розходу палива. Основна увага приділяється способам оцінювання технічного стану окремих циліндрів багатоциліндрових двигунів. Пропонується при оцінюванні ступеня нерівномірності роботи циліндрів двигуна в якості діагностичного параметра використовувати ступінь нерівномірності кутової частоти обертання його вала, пояснюється, як слід вимірювати цю величину, вказується, що на достовірність результатів вимірювань впливають крутильні коливання пружної системи «колінчатий вал – циліндро-поршнева група». Наводяться варіанти технічних рішень, використання яких дозволить усунути вплив крутильних коливань на результати діагностування. Визначено, що дієвим засобом врахування крутильних коливань пружної системи «колінчатий вал – циліндро-поршнева група» при визначенні ступеня нерівномірності частоти обертання вала є використання змінної частоти генерування імпульсів, за допомогою яких здійснюють визначення часу повороту вала на зазначений кут, або визначення кута між спалахами в сусідніх за порядком роботи циліндрів за допомогою індикатора моменту вприскування палива в циліндр двигуна та датчика верхньої мертвої точки.

Стаття присвячена проблемі скручування вала трансмісії автомобілів, що мають блокований привід переднього і заднього (задніх ведучих мостів, відбувається перерозподіл через трансмісію гальмівних моментів між колесами відповідно до припадає на них нормальним навантаженням і коефіцієнтом зчеплення з дорогою. Зазначене явище супроводжується додатковою завантаженістю елементів ходової частини, їх зносом і, як наслідок, додатковими втратами потужності двигуна і витратою палива. Крім того, при русі тягово-транспортних засобів (ТТС) по криволінійній траєкторії кінематична невідповідність обумовлюється ще й тим, що його осі повинні одночасно проходити різні шляхи, тоді як, будучи з блокованими, вони прагнуть рухатися з однаковими поступальними швидкостями. Отримано вираз, що показує характер розвитку коливань в трансмісії повнопривідного ТТС. Знайдено рішення отриманого рівняння з урахуванням початкових і граничних умов параметрів трансмісії і коліс. Отримано графік зміни енергії крутильних коливань в трансмісії автомобіля при максимально можливій різниці радіусів коліс. Обчислена енергія коливань при різних законах зміни моменту опору руху ТТС. Доведено, що зміна закону моменту опору руху не впливає на коливання трансмісії. Розрахунки на моделі показали, що при зміні радіусів коліс в 30 разів і більше призводить до помітних коливань у трансмісії, що неможливо при експлуатації автомобіля. Отримані теоретичні результати, пов'язані з вивченням динаміки трансмісії, дозволяють зробити висновок про те, що необхідно встановити фактори, що впливають на додаткові втрати палива в автомобілі при його експлуатації в повнопривідному режимі.

На основе теории балок Эйлера—Бернулли предложено аналитическое решение для определения критического момента изгибно-крутильной формы потери устойчивости двунаправленной экспоненциально функционально-градиентной моносимметричной С-образной балки. Модули Юнга и сдвига балки изменяются по высоте и длине. Для описания изменения свойств материала в обоих направлениях использованы экспоненциальные функции. Для расчета эффективных свойств материала в этих направлениях применено правило смеси. В представленном решении учтено влияние распределенных боковых связей. Для демонстрации высокой точности и производительности решения решено несколько численных примеров.

Актуальность работы подтверждается тем, что в ней разработан визуальный метод определения опасных частот и моментов при резонансе в гребном валу судна, позволяющий наглядно и быстро определить необходимые для надежной работы параметры пропульсивной устано

Рассматриваются структуры разрывов в решениях гиперболической системы уравнений. Система уравнений имеет достаточно общий вид и, в частности, может описывать в простейшей постановке продольно-крутильные нелинейные волны в упругих стержнях, а также одномерные волны в неограниченной упругой среде. Ранее свойства разрывов в решениях этих уравнений изучались в предположении, что на разрывах выполняются только соотношения, следующие из законов сохранения продольного импульса и момента импульса вокруг оси стержня, а также условие непрерывности перемещений. Была изучена ударная адиабата. В данной работе исследуется стационарная структура разрывов в предположении, что главным, определяющим механизмом внутри структуры является вязкость. Показано, что некоторые части ударной адиабаты соответствуют эволюционным разрывам, не имеющим структуры. Кроме того, показано, что существуют особые разрывы, на которых должно выполняться дополнительное соотношение, которое находится как условие существования структуры разрыва. Дополнительное соотношение зависит от процессов, происходящих в структуре. Особый разрыв удовлетворяет условиям эволюционности, которые отличаются от известных условий Лакса. Обсуждаются выводы, которые могут представлять интерес также для других систем гиперболических уравнений. Библиография: 58 названий.

Для совершенствования и развития практических методов расчета стержневых элементов легких стальных тонкостенных конструкций предложен обратный численно-аналитический метод, позволяющий сократить время расчета на несколько порядков по сравнению с существующими методами. По заданному предельному напряженному состоянию в нередуцированном сечении при совместном действии продольной силы и изгибающих моментов в двух плоскостях определяется редукция, позволяющая численно, с помощью алгоритма "сечение", установить фактически воспринимаемые этим сечением усилия - обратное решение задач прочности. В задачах пространственной устойчивости полученные таким образом усилия принимаются в наиболее нагруженном сечении за деформационные. При этом влияние редукции компенсируется догружением фиктивными усилиями. Затем, задаваясь гибкостью стержня, обратным аналитическим решением деформационной задачи вычисляют соответствующие условия загружения: концевые двухосные эксцентриситеты фактически действующей силы. Таким же образом решаются более простые задачи устойчивости по изгибной и изгибно-крутильной формам. С целью практического применения решения построены в безразмерных параметрах с использованием коэффициентов продольной силы, относительных эксцентриситетов и приведенных гибкостей. Сопоставления многочисленных результатов расчета по предложенному методу и методу конечных элементов по программе ANSYS показало их достаточно хорошую согласованность, а сопоставление с еврокодом выявило, что последний существенно занижает пространственную устойчивость. В примерах расчета иллюстрируется также влияние фактической редукции сечения на несущую способность, которая может быть учтена коэффициентом потери местной устойчивости и формы сечения, что позволяет сохранить традиционные проверки прочности и общей устойчивости.

В работе предложены процедуры для выполнения проектировочного расчета судовых валов из полимерных композиционных материалов. Рассматривалась цилиндрическая оболочка, являющаяся основным телом промежуточного судового вала. Она сформирована из пакетов монослоев, состоящих из армирующего волокна и связующей матрицы. Определяющей нагрузкой на судовой вал принят крутящий момент. Заданы ограничения на параметры напряженно-деформированного состояния, характеризующие формы отказов для оболочки в целом и пакета монослоев. Получены аналитические зависимости, связывающие параметры проектирования с крутильной жесткостью, касательными напряжениями потери устойчивости оболочки и нормальными напряжения в волокне. При заданных характеристиках материала проектирование сведено к определению радиуса и толщины оболочки вала. Выполнена серия проектировочных расчетов, различающихся типом активных ограничений. Полученные варианты проектирования проанализированы с помощью метода конечных элементов. Произведена проверка удовлетворения всех ограничений. Предложены условия проектирования, обеспечивающие приемлемые варианты проектов валов из ПКМ. The paper proposes procedures for performing the design calculation of ship shafts made of polymer composite materials. The cylindrical shell, which is the main body of the intermediate ship shaft, was considered. It is formed from packages of monolayers consisting of a reinforcing fiber and a binding matrix. The determining load on the ship's shaft is assumed to be the torque. Restrictions are set on the parameters of the stress-strain state that characterize the failure forms for the shell as a whole and the monolayer package. Analytical dependences linking the design parameters with torsional stiffness, tangential stresses of the shell loss of stability and normal stresses in the fiber are obtained. With the specified material characteristics, the design is reduced to determining the radius and thickness of the shaft shell. A series of design calculations, differing in the type of active constraints, has been performed. The obtained design options are analyzed using the finite element method. The check of satisfaction of all restrictions is made. The design conditions that provide acceptable variants of shaft designs from PCM are proposed.

Крутильные колебания упруго-массовых систем относятся к тем опасным динамическим нагрузкам, которые могут приводить к аварийным повреждениям валов, упругих муфт и других элементов энергетических установок с дизельным приводом. Указанные особенности побудили авторов на первом этапе аналитических и экспериментальных исследований крутильных колебаний универсальной дизель – генераторной установки ДГ-8,83 подготовить обоснованные исходные данные. Для этой цели определены моменты инерции и податливости элементов крутильной системы по известным эмпирическим формулам, по методу конечных элементов и частично экспериментально. Затем на основе анализа и обобщения полученных результатов проведен обоснованный выбор моментов инерции и податливостей в качестве уточненных исходных данных. На базе выбранных исходных данных авторы намерены приступить к расчету крутильных колебаний с жестким и упругим соединением дизеля с генератором. Для обеспечения точности аналитических и экспериментальных исследований крутильных колебаний других дизельных установок авторы рекомендуют, прежде всего, подготовки обоснованных исходных данных. orsional vibrations of elastic-mass systems belong to those dangerous dynamic loads that can lead to emergency damage to shafts, elastic couplings and other elements of power plants with a diesel drive. These features prompted the authors to prepare reasonable initial data at the first stage of analytical and experimental studies of torsional vibrations of the universal diesel generator set DG-8.83. For this purpose, the moments of inertia and pliability of the elements of the torsion system are determined using known empirical formulas, the finite element method, and partially experimentally. Then, based on the analysis and generalization of the results obtained, a reasonable choice of moments of inertia and pliability was made as updated initial data. Based on the selected initial data, the authors intend to start calculating torsional vibrations with a rigid and elastic connection of a diesel engine with a generator. To ensure the accuracy of analytical and experimental studies of torsional vibrations of other diesel installations, the authors recommend, first, the preparation of reasonable initial data.