一种减振联轴器的设计方法技术

本发明专利技术公开了一种减振联轴器设计方法。包括以下步骤：S1、根据传动系统的工况确定传动轴系的主振频率ω；S2、建立减振机构的多目标优化模型，确定滑块最大转动半径Rmax、减振滚子转动半径r和减振滚子半径rc的值；本发明专利技术根据传动系统工况和自身结构条件，给出了一种减振联轴器的设计方法，使减振联轴器可在最大转速变化范围内减小传动轴系的扭转振动，保证电机和传动系统平稳运行。

【技术实现步骤摘要】

本专利技术涉及传动机械设备中联轴器的设计方法，具体为一种减振联轴器的设计方法。
技术介绍
联轴器是用来联接不同机构中两根轴(输入轴和输出轴)，使之共同旋转以传递转矩的机械零件，是传动机械设备中的重要部件，广泛应用于各领域的传动系统中。然而由于传动系统工作环境复杂，常常在变转速、变载荷工况下工作，加上传动系统本身受到诸如时变啮合刚度、齿轮啮合误差等非线性因素影响，传动系统会产生扭转振动，这将对轴系零部件造成附加动应力，影响传动系统平稳运行并减少零件使用寿命，严重时甚至会导致零件失效。因此，为了减小传动系统的扭转振动，联轴器还应具有一定的缓冲减振性能。在传动系统负载、转速变化较大的工况下，多采用具有弹性元件的挠性联轴器即弹性联轴器以减振，改善传动系统工作性能。对于弹性联轴器的设计，一般是在联轴器周向布置橡胶、尼龙等非金属弹性元件或弹簧、膜片等金属弹性元件缓冲传动系统的扭转振动。但是由于弹性联轴器的动态特性参数与弹性元件本身的硬度、弹性和阻尼等性能有关，各参数之间相互制约，关系复杂，动态特性参数的获取较困难，减振效果受多方面因素制约。因此，弹性联轴器的设计方法并不能准确地针对特定频率的外部激励进行减振。同时，与刚性联轴器相比，由于受到动态载荷的作用，弹性联轴器输入轴与输出轴之间存在转角和转速偏差，无法满足高精度传动的要求。因此，在刚性联轴器的基础上，研究一种能够针对不同转速工况，减小特定频率扭转振动r>的减振联轴器设计方法十分必要。
技术实现思路
本专利技术的目的是针对传动系统扭转振动问题，提供一种减振联轴器的设计方法。该方法根据离心摆式减振器原理，在刚性联轴器的基础上增加减振机构，通过调节滑块的径向移动距离改变减振机构的固有频率，利用减振滚子在滚动槽中自由滑动使得振动能量最大程度的耗散在减振机构中，本专利技术对所涉及的滑块最大转动半径Rmax、减振滚子的转动半径r以及减振滚子的半径rc进行了设计。为实现上述目的，本专利技术采用的技术方案是：一种减振联轴器的设计方法，所述减振联轴器包括安装在输入法兰和输出法兰之间的减振机构，所述减振机构包括：转接盘、滑块和减振滚子；所述转接盘的两侧分别与输入法兰和输出法兰固定，所述转接盘与输入法兰连接的侧面上圆周均布有n个滑槽，其中n≥2，所述滑槽的延伸方向为转接盘的径向，所述滑块设置在滑槽内，沿所述滑槽移动；所述滑块的正面具有半圆形滚动槽，所述减振滚子设置在滚动槽内，与所述滚动槽间隙配合；其特征在于，所述减振联轴器的设计方法包括确定滑块最大转动半径Rmax、减振滚子的转动半径r以及减振滚子的半径rc；其中，设定转接盘的中心为O1，滑块靠近转接盘中心的面的中心为O2，减振滚子的中心为O3，则R为O1O2的距离，Rmax为R能取到的最大值，r为O2O3的距离，具体包括以下步骤：S1、根据传动系统的工况确定传动轴系的主振频率ω；(1)在易检测轴系扭转振动的情况下，直接利用扭振传感器对传动轴系的振动角位移进行测量，经FFT分析得出主振频率ω；(2)在不易检测轴系扭转振动的情况下，建立传动轴系扭振动力学方程： [ M ] δ ·· + [ K ] δ + [ C ] δ · = [ F ] - - - ( 1 ) ]]>式中，[M]为等效质量矩阵，[K]为等效刚度矩阵，[C]为等效阻尼矩阵，[F]为等效外部激励矩阵，δ为传动轴系的振动角位移；求解上述振动力学方程，得出振动角位移δ，经FFT分析得出主振频率ω；S2、建立减振机构的多目标优化模型，确定滑块最大转动半径Rmax、减振滚子转动半径r和减振滚子半径rc的值，使减振联轴器可以在最大转速变化范围内减小传动轴系的扭转振动；S21、列出减振机构优化设计问题的多目标函数，由如下公式确定： m a x x ∈ D y = f ( x ) = ( f 1 ( x ) , f 2 ( x ) ) - - - ( 2 ) ]]>式中，x＝{x1,x2,x3本文档来自技高网...

【技术保护点】
一种减振联轴器的设计方法，所述减振联轴器包括安装在输入法兰和输出法兰之间的减振机构，所述减振机构包括：转接盘、滑块和减振滚子；所述转接盘的两侧分别与输入法兰和输出法兰固定，所述转接盘与输入法兰连接的侧面上圆周均布有n个滑槽，其中n≥2，所述滑槽的延伸方向为转接盘的径向，所述滑块设置在滑槽内，沿所述滑槽移动；所述滑块的正面具有半圆形滚动槽，所述减振滚子设置在滚动槽内，与所述滚动槽间隙配合；其特征在于，所述减振联轴器的设计方法包括：确定滑块最大转动半径Rmax、减振滚子的转动半径r以及减振滚子的半径rc；其中，设定转接盘的中心为O1，滑块靠近转接盘中心的面的中心为O2，减振滚子的中心为O3，则R为O1O2的距离，Rmax为R能取到的最大值，r为O2O3的距离，具体包括以下步骤：S1、根据传动系统的工况确定传动轴系的主振频率ω；(1)在易检测轴系扭转振动的情况下，直接利用扭振传感器对传动轴系的振动角位移进行测量，经FFT分析得出主振频率ω；(2)在不易检测轴系扭转振动的情况下，建立传动轴系扭振动力学方程：[M]δ··+&lsqb;K]δ+[C]δ·=[F]---(1)]]>式中，[M]为等效质量矩阵，[K]为等效刚度矩阵，[C]为等效阻尼矩阵，[F]为等效外部激励矩阵，δ为传动轴系的振动角位移；求解上述振动力学方程，得出振动角位移δ，经FFT分析得出主振频率ω；S2、建立减振机构的多目标优化模型，确定滑块最大转动半径Rmax、减振滚子转动半径r和减振滚子半径rc的值，使减振联轴器可以在最大转速变化范围内减小传动轴系的扭转振动；S21、列出减振机构优化设计问题的多目标函数，由如下公式确定：maxx∈Dy=f(x)=(f1(x),f2(x))---(2)]]>式中，x＝{x1,x2,x3}表示设计变量的向量，D表示设计变量的可行域，y表示目标函数向量，f1(x)为减振联轴器适用的转速变化范围Δn，f2(x)为减振滚子质量m；在目标函数向量中，f1(x)由如下公式确定：f1(x)=Δn=30ωπrΔR=30ωπrRmax-Rs---(3)]]>式中，Δn为减振联轴器适用的转速变化范围，ω为传动轴系的主振频率，r为设计变量，即减振滚子转动半径，ΔR为滑块转动半径变化范围，Rmax为设计变量，即滑块最大转动半径，Rs为传动轴系半径，即联轴器所连接的输入轴/输出轴的半径；在目标函数向量中，f2(x)由如下公式确定：f2(x)=m=43πrc3ρ---(4)]]>式中，m为减振滚子质量，rc为设计变量，即减振滚子半径，ρ为减振滚子材料密度；S22、列出减振机构优化设计问题的约束条件，由如下公式确定：减振滚子振幅约束：0<3A8πrc3ρ(Rmax+r)rω2≤arcsina-2rc2r---(5)]]>式中，A为外部激励幅值，rc为设计变量，即减振滚子半径，ρ为减振滚子材料密度，Rmax为设计变量，即滑块最大转动半径，r为设计变量，即减振滚子转动半径，ω为传动轴系的主振频率，a为滑块正面边长，rc为设计变量，即减振滚子半径；滑块最大转动半径Rmax约束：Rs≤Rmax＜R*  (6)式中，Rs为传动轴系半径，Rmax为设计变量，即滑块最大转动半径，R*为工况允许的联轴器最大半径；减振滚子转动半径r约束：a2-rc<r<a-rc---(7)]]>式中，a为滑块正面边长，rc为设计变量，即减振滚子半径，r为设计变量，即减振滚子转动半径；减振滚子半径rc约束：r*≤rc<a2---(8)]]>式中，r*为减振滚子不发生非线跳跃的最小半径，rc为设计变量，即减振滚子半径，a为滑块正面边长；S23、联立式(2)至式(8)，对减振机构的多目标优化模型进行求解，得到设计变量滑块最大转动半径Rmax、减振滚子转动半径r和减振滚子半径rc的值。...

【技术特征摘要】
1.一种减振联轴器的设计方法，所述减振联轴器包括安装在输入法兰
和输出法兰之间的减振机构，所述减振机构包括：转接盘、滑块和减振滚
子；所述转接盘的两侧分别与输入法兰和输出法兰固定，所述转接盘与输
入法兰连接的侧面上圆周均布有n个滑槽，其中n≥2，所述滑槽的延伸方向
为转接盘的径向，所述滑块设置在滑槽内，沿所述滑槽移动；所述滑块的
正面具有半圆形滚动槽，所述减振滚子设置在滚动槽内，与所述滚动槽间
隙配合；其特征在于，所述减振联轴器的设计方法包括：确定滑块最大转
动半径Rmax、减振滚子的转动半径r以及减振滚子的半径rc；其中，设定转
接盘的中心为O1，滑块靠近转接盘中心的面的中心为O2，减振滚子的中心
为O3，则R为O1O2的距离，Rmax为R能取到的最大值，r为O2O3的距离，
具体包括以下步骤：
S1、根据传动系统的工况确定传动轴系的主振频率ω；
(1)在易检测轴系扭转振动的情况下，直接利用扭振传感器对传动轴
系的振动角位移进行测量，经FFT分析得出主振频率ω；
(2)在不易检测轴系扭转振动的情况下，建立传动轴系扭振动力学方
程：
[ M ] δ ·· + [ K ] δ + [ C ] &delt...

【专利技术属性】
技术研发人员：马宏辉，王林涛，孙伟，穆晓凯，李震，孙清超，
申请(专利权)人：大连理工大学，
类型：发明
国别省市：辽宁;21