軸段
- 一級蝸桿減速器設(shè)計(jì)方法及步驟
割斷參數(shù)：因?yàn)?軸段上面要安裝半聯(lián)軸器，所以1 軸段有段需要有軸肩來定位半聯(lián)軸器，防止其軸向移動(dòng)[6]，所以2 軸段的直徑要大于1 軸端3~5 mm，所以取2 軸段直徑d2=30 mm。由上述半聯(lián)軸器與軸配合的長度[4]L=82 mm 可以推算出1 軸段的長度應(yīng)小于配合長度L 1~2 mm，原因是使軸端擋圈可以牢牢地頂在半聯(lián)軸器上，所以取1 軸段長度L1=80 mm。因?yàn)? 軸段上需要安裝密封圈防止軸承潤滑油或者潤滑脂泄漏，同時(shí)2 軸段左端是半聯(lián)軸器的軸肩
科技創(chuàng)新與應(yīng)用 2023年26期2023-09-18
- 大型船舶軸帶發(fā)電機(jī)加裝設(shè)計(jì)
盡量做短。初步的軸段直徑設(shè)計(jì)中,中間軸保持目標(biāo)船型的原有設(shè)計(jì)不變。因需裝配電極組件,轉(zhuǎn)子軸對應(yīng)軸段直徑應(yīng)按軸帶發(fā)電機(jī)型號選取,轉(zhuǎn)子軸其他軸段直徑暫同中間軸直徑,初步軸設(shè)計(jì)見圖3。圖3 中間軸、轉(zhuǎn)子軸初步設(shè)計(jì)與目標(biāo)船型原有軸設(shè)計(jì)對比可知,差異主要在轉(zhuǎn)子軸處。因轉(zhuǎn)子軸的部分軸段直徑增大且需安裝電極組件,轉(zhuǎn)子軸的實(shí)際重量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量均會(huì)大幅增加。這就不可避免影響到工作中軸系各軸段內(nèi)的扭應(yīng)力以及靜態(tài)對中時(shí)軸系各軸段內(nèi)的彎曲應(yīng)力,因此需通過扭振計(jì)算、校中計(jì)算對相關(guān)影響
船海工程 2023年3期2023-06-25
- 基于DDAM 的套筒式液壓聯(lián)軸器抗沖擊性能及影響因素分析
筒式液壓聯(lián)軸器及軸段裝配體幾何模型Fig.1 Geometric model of sleeve hydraulic coupling and shaft assembly2.2 網(wǎng)格劃分在進(jìn)行計(jì)算網(wǎng)格劃分前，首先進(jìn)行幾何模型的簡化處理。在此基礎(chǔ)上，對套筒式液壓聯(lián)軸器各部件進(jìn)行網(wǎng)格劃分采用六面體單元C3D8R 進(jìn)行網(wǎng)格劃分并對內(nèi)、外套和活塞等部件相互接觸的關(guān)鍵部位網(wǎng)格進(jìn)行合理加密。套筒式液壓聯(lián)軸器裝配體網(wǎng)格信息如表1所示，網(wǎng)格模型如圖2 所示。表1 套筒式
艦船科學(xué)技術(shù) 2023年10期2023-06-15
- 基于ANSYS 和ADMAS 吊裝輸送機(jī)構(gòu)傳動(dòng)軸的分析與優(yōu)化
圖1 所示，其各軸段參數(shù)如表1 所示。該傳動(dòng)軸是輸送設(shè)備中的最關(guān)鍵部件，起到傳遞電動(dòng)機(jī)扭矩、完成吊裝輸送的作用。表1 傳動(dòng)軸參數(shù)Tab.1 Drive shaft parameters圖1 傳動(dòng)軸Fig.1 Transmission shaft圖2 所示為該傳動(dòng)軸上所安裝的部件。第1 個(gè)軸段通過鍵連接與一個(gè)摩擦制動(dòng)機(jī)構(gòu)相連。當(dāng)電機(jī)正常工作時(shí)，吊裝的最大速度為3 m/min。當(dāng)?shù)跹b速度超過最大值時(shí)，系統(tǒng)默認(rèn)電機(jī)失效，摩擦機(jī)構(gòu)會(huì)在摩擦片的作用下在0.2 s 內(nèi)
農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程 2022年11期2022-12-01
- 復(fù)雜受力軸上軸承正裝與反裝選擇探究
將方程中兩軸承間軸段長度與兩軸承外軸段長度替換為Ln+x，Lm-x，x＜0時(shí)為正裝，x＞0時(shí)為反裝，規(guī)定好x范圍，將方程輸入maple，使用圖像生成器生成直觀的圖像，觀察隨著x變化，最大撓度將如何變化。下面通過實(shí)例分析過程得出有關(guān)方程和圖像。2 實(shí)例分析2.1 對軸受力情況化簡對于輸出軸的受力可以簡化為圖3。圖3 輸出軸的受力簡圖圖3中已知參數(shù)見表1。表1 已知參數(shù)2.2 繪制軸彎矩圖，求出各軸段彎矩方程據(jù)此畫出軸的彎矩圖（圖4）。備參數(shù)關(guān)系見表2。圖4
裝備制造技術(shù) 2022年7期2022-10-21
- 基于積木式傳遞矩陣法雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算
質(zhì)量等截面的彈性軸段無質(zhì)量等截面的彈性軸段的傳遞矩陣為：式中：l為軸段的質(zhì)量，E為材料的彈性模量；J為軸段的截面距；γ為考慮剪切影響的系數(shù)。2.3 圓盤和軸段的組合件圓盤和軸段的組合件的傳遞矩陣為：2.4 點(diǎn)質(zhì)量點(diǎn)質(zhì)量的傳遞矩陣為：3 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算3.1 雙轉(zhuǎn)子模擬實(shí)驗(yàn)器雙轉(zhuǎn)子模擬實(shí)驗(yàn)器結(jié)構(gòu)如圖1所示，由內(nèi)、外兩個(gè)轉(zhuǎn)子組成，其中：內(nèi)轉(zhuǎn)子支承形式為1-2-1，外轉(zhuǎn)子支承形式為1-0-1，外轉(zhuǎn)子的后端采用了軸間軸承。圖1 雙轉(zhuǎn)子模擬實(shí)驗(yàn)器結(jié)構(gòu)圖3.
- 滾筒干燥機(jī)在磷鉀肥干燥系統(tǒng)中的應(yīng)用及改進(jìn)
設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)如下：軸段1與皮帶輪連接，采用圓柱形伸軸d=70 mm，長度略長于皮帶輪輪轂，取L=85 mm。軸段2屬過渡段，軸徑d=80 mm，長度L=50 mm。軸段3與軸承配合，軸徑d=90 mm，長度L=110 mm，軸承選用調(diào)心滾子軸承23218。軸段4屬過渡段，軸徑d=100，長度L=50 mm。軸段5與空心軸于插入的方式連接，軸徑d=123 mm，插入深度L=50 mm。軸段6為空心軸，選用20#無縫鋼管φ159×20 mm，長度略小于筒體長度，
云南化工 2022年9期2022-10-12
- 高速電主軸拉桿車削加工工藝研究
成零件彎曲，且各軸段彎曲變形導(dǎo)致軸段切削過程中加工量不一致，所以軸段切削不均勻[1]。使用一夾一頂裝夾方式，可以通過調(diào)整三爪夾持拉桿的位置提高拉桿裝夾的同軸度。另一端頂尖使用活動(dòng)頂尖，在拉桿受力變形時(shí)，活動(dòng)頂尖可以釋放一部分彎曲變形的應(yīng)力，保證拉桿的裝夾精度。經(jīng)驗(yàn)證，一夾一頂裝夾方式加工出來的零件質(zhì)量較好。在掉頭加工另一端時(shí)，通過打表確認(rèn)裝夾精度。2.2.2 切削力導(dǎo)致變形連續(xù)車削加工過程中，由于零件自身結(jié)構(gòu)發(fā)生持續(xù)振動(dòng)，切削力使被加工位置的拉桿軸段產(chǎn)生彎
現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備 2022年4期2022-05-28
- 基于有限單元和模型降階的儲(chǔ)能飛輪轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)建模及分析
和陀螺矩陣以及各軸段的抗彎剛度，然后利用有限單元法計(jì)算各軸段的剛度矩陣，再依據(jù)飛輪轉(zhuǎn)子剛體假設(shè)，采用模型降階轉(zhuǎn)換矩陣對模型進(jìn)行簡化，得到最終的飛輪轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)模型。為驗(yàn)證建模方法的適用性，筆者以飛輪轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)為對象，基于Jeffcott轉(zhuǎn)子集中質(zhì)量建模方法、本文的建模方法以及有限元建模方法進(jìn)行動(dòng)特性計(jì)算，求解飛輪轉(zhuǎn)子在不同輪盤厚度下的固有頻率，對比3種建模方法的計(jì)算結(jié)果，以有限元模型計(jì)算結(jié)果作為基準(zhǔn)，探究3種建模方法在不同轉(zhuǎn)子輪盤厚度情況下的計(jì)算誤差
動(dòng)力工程學(xué)報(bào) 2022年2期2022-02-22
- 減速器軸的快速設(shè)計(jì)系統(tǒng)研究與開發(fā)*
載情況等完成每個(gè)軸段的長度和軸徑計(jì)算。另外，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝和運(yùn)輸?shù)纫蛩匾矔?huì)影響到軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，總的設(shè)計(jì)原則是要保證軸上零件的位置準(zhǔn)確、固定可靠、裝拆方便，加工簡便。減速器軸在設(shè)計(jì)過程中，涉及到鍵連接、滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器等的選型與校核，應(yīng)一并考慮，減速器軸的快速設(shè)計(jì)流程如圖1所示。對于既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的轉(zhuǎn)軸，可用設(shè)計(jì)公式初步估算軸的直徑，但必須把軸的許用扭切應(yīng)力[]適當(dāng)降低，以補(bǔ)償彎矩對軸的影響。計(jì)算公式為(1)式中：C為由軸的材料和承載情
制造技術(shù)與機(jī)床 2022年2期2022-02-22
- 壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)釋能環(huán)節(jié)軸系建模與振蕩分析
耦合齒輪箱的不同軸段上，機(jī)械功率實(shí)際上是通過各軸段兩端發(fā)生相對扭轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)傳遞的[21]。當(dāng)整個(gè)機(jī)電系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，不同軸段傳遞的扭矩也是穩(wěn)定的，其兩端相對扭轉(zhuǎn)角保持不變。而當(dāng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)不平衡時(shí)，各軸段兩端相對扭轉(zhuǎn)角會(huì)隨之進(jìn)行調(diào)整直至穩(wěn)定。因此，在對CAES系統(tǒng)機(jī)電耦合機(jī)理和潛在的振蕩形式進(jìn)行研究時(shí)，不能簡單地將整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)等效為一個(gè)剛性集中質(zhì)量塊，而應(yīng)當(dāng)考慮各軸段的扭轉(zhuǎn)，建立起對應(yīng)的軸系模型。本工作采用經(jīng)典的分段集中質(zhì)量彈簧模型[22]，該模型將各
儲(chǔ)能科學(xué)與技術(shù) 2022年2期2022-02-19
- 基于改進(jìn)粒子群算法的非對稱傳動(dòng)主軸多目標(biāo)優(yōu)化
顯差別，導(dǎo)致左右軸段抗振能力存在較大差別，同時(shí)系統(tǒng)輸入載荷也會(huì)不被左右兩側(cè)輸出均分[16]。有鑒于此，本文綜合考慮傳動(dòng)主軸-軸承系統(tǒng)內(nèi)外多源激勵(lì)，采用集中質(zhì)量法建立系統(tǒng)非線性振動(dòng)模型，利用Runge-Kutta法進(jìn)行數(shù)值求解，獲得穩(wěn)態(tài)工況下系統(tǒng)彎扭耦合振動(dòng)響應(yīng)以及動(dòng)載荷和振動(dòng)能量的分布特點(diǎn)?；诟倪M(jìn)的粒子群優(yōu)化 (particle swarm optimization，PSO)算法，以系統(tǒng)的振動(dòng)載荷和振動(dòng)能量為優(yōu)化目標(biāo)對系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，并通過仿
振動(dòng)與沖擊 2022年2期2022-02-16
- 基于本體的軸類零件外圓工序尺寸參數(shù)的自動(dòng)生成方法
提取零件及其外圓軸段相關(guān)設(shè)計(jì)特征,并描述零件及其外圓軸段與設(shè)計(jì)特征間的從屬關(guān)系。零件相關(guān)設(shè)計(jì)特征包括毛坯類型(BT)、公稱零件總長度(NTL)、零件材料(Ma)、熱處理(HT)、最大毛坯直徑(MBD)和外圓軸段數(shù)量(CPSN)。零件設(shè)計(jì)特征的集合DPD可表示為其中:毛坯類型分為棒料(Bar)、鍛件(Forging)和鑄件(Casting)等;零件材料分為鋼 (Steel)、鑄鐵(Cast-Iron)和有色金屬(Non-f Metal)等;熱處理分為預(yù)備熱處
桂林電子科技大學(xué)學(xué)報(bào) 2022年6期2022-02-14
- 高速永磁同步電機(jī)轉(zhuǎn)子模態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)研究
向離散為n個(gè)彈性軸段單元、n+1個(gè)節(jié)點(diǎn)，然后對有限個(gè)單元的連續(xù)系統(tǒng)求解，其中每節(jié)點(diǎn)4個(gè)自由度。系統(tǒng)離散的單元個(gè)數(shù)越多計(jì)算精度越高，但單元個(gè)數(shù)過多會(huì)耗費(fèi)大量計(jì)算時(shí)間，應(yīng)適當(dāng)劃分單元數(shù)量。系統(tǒng)中第i-1至第i+1個(gè)節(jié)點(diǎn)之間的離散化單元如圖2所示。圖2 離散化單元模型1.2 系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程的建立通常有阻尼柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程可表示為(1)(2)設(shè)系統(tǒng)作簡諧振動(dòng)，u(t)=Xsin(ωt)，則式(2)可表示為(K-Mω2)X=0(3)矩陣求解即轉(zhuǎn)化為特征值的求解問
機(jī)床與液壓 2022年24期2022-02-02
- 高速汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子平衡盤減重研究
平衡盤外徑比相鄰軸段外徑大很多，因此平衡盤位置軸段剛性增加有限，但軸段重量急劇增加，兩者的綜合影響使轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速降低[3]。對綠色環(huán)保和節(jié)能減排的不懈追求使得汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子在增加通流級數(shù)的同時(shí)提高了工作轉(zhuǎn)速，高轉(zhuǎn)速汽輪機(jī)的工作轉(zhuǎn)速已接近其二階臨界轉(zhuǎn)速，軸系設(shè)計(jì)時(shí)需精益考慮轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)行為。因結(jié)構(gòu)緊湊高轉(zhuǎn)速汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子可供設(shè)計(jì)調(diào)整的空間有限，為滿足工作轉(zhuǎn)速和臨界轉(zhuǎn)速的安全避開率需研究轉(zhuǎn)子的合理減重。一方面平衡盤的減重需考慮自身的強(qiáng)度和剛性，高轉(zhuǎn)速下減重位置的變形
東方汽輪機(jī) 2021年4期2022-01-18
- 直升機(jī)減速器附件發(fā)電機(jī)軸系斷裂分析
集中質(zhì)量節(jié)點(diǎn)間的軸段的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量向兩端的集中質(zhì)量節(jié)點(diǎn)上分配；將相鄰兩節(jié)點(diǎn)之間的軸段視為無質(zhì)量，但是具有彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度的彈簧；根據(jù)以上原則建立傳動(dòng)系統(tǒng)的彎-扭耦合動(dòng)力學(xué)模型如圖2所示。如圖建立整體坐標(biāo)系xyz，其原點(diǎn)位于左側(cè)錐齒輪傳動(dòng)的錐頂，z軸與齒輪軸同軸。圖2 斷裂軸系動(dòng)力學(xué)模型在圖2中，m表示部件的質(zhì)量（單位：kg）；J表示部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（單位：kg·m2）；kbx、kby表示軸段x、y方向上的彎曲剛度（單位：N/m）；kt表示軸段的扭轉(zhuǎn)剛度（單位
中國科技縱橫 2021年20期2022-01-17
- 軸類零件的檢查與維修
形的檢查實(shí)質(zhì)上是軸段中心線直線度的檢查。軸直線度檢查可以利用車床兩頂尖或?qū)Ｓ猛屑埽箖奢S端中心等高(圖2)。用千分尺在軸段全長從一端向另一端推動(dòng)，通過千分尺指針在表盤上的最大讀數(shù)與最小讀數(shù)之差判定直線度值。通常在自然放置狀態(tài)下測定的直線度是軸彎曲變形的最大狀態(tài)。1.支承板;2.鋼球;3.堵頭;4.V形架; 5.主軸;6.檢驗(yàn)平臺(tái)圖2 軸各軸徑同軸度檢查2 軸類零件的維修2.1 軸頸磨損與表面拉傷維修軸頸磨損與表面拉傷根據(jù)是否有配合精度要求和損傷量大小情況進(jìn)
農(nóng)機(jī)使用與維修 2021年10期2021-10-15
- 基于集中質(zhì)量法發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)扭振特性分析
兩圓盤之間以彈性軸段連接，其剛度就是被連接兩圓盤間實(shí)際軸段的剛度或柔度[6]。所要分析的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)三維實(shí)體模型圖，如圖1（a）所示；該發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)的連桿圖型，如圖1（b）所示；該發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析力學(xué)模型，如圖1（c）所示。圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系模型Fig.1 Engine Crankshaft Model圖中：In—各個(gè)集中質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Cn—各個(gè)集中質(zhì)量的外阻尼；hn—系統(tǒng)中第（n-1，n）軸段的內(nèi)阻尼；kn—系統(tǒng)中第（n-1，n）軸段的剛度
機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 2021年8期2021-08-26
- 軸類零件實(shí)體模型重用方法研究
對模型所包含的如軸段、鍵槽等圖形單元及其拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)進(jìn)行更改。(2)尺寸變型，即保持模型拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)不變的前提下應(yīng)用參數(shù)化技術(shù)完成尺寸更新。尺寸變型設(shè)計(jì)的主要方法是通過參數(shù)化技術(shù)來完成模型尺寸參數(shù)的修改[4-6]。參數(shù)化技術(shù)本質(zhì)上是一種數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)機(jī)制，基于對二維或者三維圖形數(shù)據(jù)的操作，完成圖形幾何數(shù)據(jù)的參數(shù)化修改。目前，主流CAD平臺(tái)，例如Creo，都已實(shí)現(xiàn)了參數(shù)化設(shè)計(jì)。由于使用參數(shù)化技術(shù)來實(shí)現(xiàn)尺寸變型的解決方案已經(jīng)十分成熟，本文著重于軸類模型的結(jié)構(gòu)變型，也就是對模
機(jī)械工程與自動(dòng)化 2021年4期2021-07-30
- 霧化器轉(zhuǎn)軸振動(dòng)特性研究
點(diǎn)用無質(zhì)量的彈性軸段連接，上下軸承約束和陶瓷約束簡化為剛度分別為k1、k2和k3的支撐彈簧，上下軸承間距為L，霧化輪簡化為集中質(zhì)量m（d），如圖1（c）所示.圖1 霧化器轉(zhuǎn)軸結(jié)構(gòu)和簡化圖1—上軸承約束；2—轉(zhuǎn)軸；3—下軸承約束；4—陶瓷約束；5—霧化輪Fig.1 Atomizer shaft structure and simplified diagram1—Upper bearing constraint；2—Rotating shaft；3—Lower
動(dòng)力學(xué)與控制學(xué)報(bào) 2021年1期2021-05-20
- 聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度對潛油電泵細(xì)長串聯(lián)軸系扭振特性的影響研究
中軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、軸段扭轉(zhuǎn)剛度和聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度等參數(shù)對軸系扭振特性的影響較大［2-4］。針對軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對軸系扭振特性的影響，Yilmaz等［5］研究了軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與曲軸扭振響應(yīng)的關(guān)系，Xie等［6］對汽輪發(fā)電機(jī)組軸系扭振響應(yīng)對軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的敏感性進(jìn)行了研究。針對軸段扭轉(zhuǎn)剛度對軸系扭振特性的影響，Chen等［7］研究了軸段扭轉(zhuǎn)剛度對傳動(dòng)系統(tǒng)扭振固有頻率的影響，趙騫等［8］研究了汽車傳動(dòng)系部件扭轉(zhuǎn)剛度對后驅(qū)傳動(dòng)系扭振模態(tài)的影響。針對聯(lián)軸器剛度對軸系扭振特性的影
工程設(shè)計(jì)學(xué)報(bào) 2021年1期2021-03-22
- 基于ANSYS Workbench對核桃去皮機(jī)主軸的有限元分析
于機(jī)架上，最右側(cè)軸段通過聯(lián)軸器與減速器相連，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力輸入；去皮部件的2個(gè)安裝盤通過平鍵與主軸連接；清潔毛刷通過支架安裝在主軸左側(cè)軸段的安裝孔上。分析時(shí)，先利用繪圖軟件SolidWorks建立主軸的三維模型，導(dǎo)出為Parasolid格式[2]，再導(dǎo)入到ANSYS Workbench Design Modeler環(huán)境中進(jìn)行分析。由于軸階處的圓角等細(xì)節(jié)對分析結(jié)果影響不大，但在運(yùn)算過程中卻會(huì)增加計(jì)算量、耗費(fèi)大量時(shí)間，故建模過程中對主軸部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化[3]。1.
農(nóng)產(chǎn)品加工 2020年13期2020-08-18
- 冰載荷沖擊下的推進(jìn)軸系扭振特性影響分析
擊時(shí)的推進(jìn)軸系各軸段附加扭矩和后軸系部分最大附加應(yīng)力如圖6和圖7所示。圖6 各軸段附加扭矩從圖中可以看出，由于是電機(jī)驅(qū)動(dòng)，所以推進(jìn)軸系各部分的扭矩和應(yīng)力值都較小。2.2 考慮冰載荷激勵(lì)時(shí)的結(jié)果圖7 后軸系部分各軸段最大應(yīng)力針對冰區(qū)加強(qiáng)條件下的3種不同工況，分別對其進(jìn)行仿真，考慮冰載荷加載的初始相位角對軸系瞬態(tài)扭振特性的影響。冰載荷在軸系運(yùn)行穩(wěn)定以后開始加載，從0°～360°以每1°為步長，加入冰載荷沖擊，找出對推進(jìn)軸系扭振影響最大的加載位置。在額定轉(zhuǎn)速條件
船舶 2020年3期2020-07-02
- 基于并聯(lián)式平臺(tái)的船舶軸段定位及工作空間分析
術(shù)，分析了各中間軸段的校中及中間軸承的定位要素。對于并聯(lián)機(jī)構(gòu)的正反解算法和空間運(yùn)動(dòng)方面的研究也有很多，張尚盈等［5］給出了正反解算法和Matlab/Simulink 實(shí)現(xiàn)的方法，并用具體的例子和數(shù)據(jù)來驗(yàn)證該算法的高效性；黃真等［6］系統(tǒng)地研究了并聯(lián)機(jī)器人機(jī)構(gòu)的空間結(jié)構(gòu)，形成了較為完整的理論體系。劉兆磊等［7］基于目標(biāo)位置估計(jì)的Cramer-Rao 界和幾何精度稀釋（GDOP），來研究組網(wǎng)的多異質(zhì)非線性傳感器系統(tǒng)中傳感器和目標(biāo)的相對位置對目標(biāo)跟蹤精度的影響；
中國艦船研究 2019年6期2020-01-10
- 基于梁變形微分方程與奇異函數(shù)的軸系校中計(jì)算研究
標(biāo)，如軸承負(fù)荷、軸段內(nèi)應(yīng)力、軸系截面轉(zhuǎn)角等，通過對這些性能參數(shù)進(jìn)行計(jì)算分析從而得出最佳的軸系校中方案。目前，關(guān)于軸系校中計(jì)算方法的研究較多，主要有三彎矩法、傳遞矩陣法及有限元法，周瑞平[2]，李冬梅[3]，楊勇等[4]采用三彎矩法對軸系校中進(jìn)行了分析；張輝等[5]將傳遞矩陣法與智能微群優(yōu)化算法相互結(jié)合，并運(yùn)用于軸系校中計(jì)算；尤國英等[6]用ALGOR FEAS軟件對某試驗(yàn)船舶軸系進(jìn)行了有限元校中計(jì)算。研究表明，三彎矩法對理論基礎(chǔ)的要求高且計(jì)算過程較為復(fù)雜，
艦船科學(xué)技術(shù) 2019年6期2019-07-16
- 一種安裝滾針軸承的變速器軸套公差尺寸設(shè)計(jì)方法
過過盈配合安裝在軸段上，軸套外面安裝滾針軸承，滾針軸承的外部安裝空轉(zhuǎn)齒輪（見圖1）。軸套作為滾針軸承的內(nèi)圈，空轉(zhuǎn)齒輪作為滾針軸承的外圈。在圖1的裝配關(guān)系中，滾針軸承的徑向安裝間隙不能太小，否則將會(huì)造成潤滑不良，滾針燒蝕；滾針軸承的徑向安裝間隙也不能太大，否則將造成空轉(zhuǎn)齒輪內(nèi)孔偏離軸心線太遠(yuǎn)，滾針軸承承受載荷的滾針數(shù)量減少，壽命降低[1]。軸承供應(yīng)商根據(jù)實(shí)際工況，通過大量實(shí)驗(yàn)研究論證，推薦了滾針軸承安裝后的徑向間隙范圍。在變速器公差與細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)保證滾針軸
裝備制造技術(shù) 2019年2期2019-06-03
- 轉(zhuǎn)子不對中非線性動(dòng)力學(xué)特性研究
求，除了連接兩個(gè)軸段，傳遞扭矩和動(dòng)力外，有時(shí)還要求其具有補(bǔ)償兩軸段的相對偏移，起到減振、緩沖的作用，不僅要求提高傳動(dòng)精度及效率，而且要求降低噪聲，達(dá)到節(jié)能的目的，還要優(yōu)化轉(zhuǎn)子系統(tǒng)工作性能。當(dāng)連聯(lián)軸器發(fā)生不對中故障時(shí)，轉(zhuǎn)子容易發(fā)生如下故障：振動(dòng)過大、軸變形、油膜振蕩和軸承損壞等，對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)危害較大。隨著旋轉(zhuǎn)機(jī)械的設(shè)計(jì)規(guī)范和設(shè)計(jì)要求的提高，轉(zhuǎn)子和靜子之間的間隙也逐漸變小，聯(lián)軸器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)發(fā)生不對中故障時(shí)，聯(lián)軸器-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)受到的影響也較大[7-13]。1 不對中
兵器裝備工程學(xué)報(bào) 2019年3期2019-04-11
- 帶傳扭銷的環(huán)形平面接觸軸段扭轉(zhuǎn)特性研究
弱了接觸界面所在軸段或轉(zhuǎn)子的剛度,從而使得轉(zhuǎn)子在傳扭銷承受扭矩階段,轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)特性勢必與連續(xù)轉(zhuǎn)子有所不同。因此,有必要對帶傳扭銷的環(huán)形平面接觸軸段的扭轉(zhuǎn)特性進(jìn)行深入研究。以往的研究中,學(xué)者們多關(guān)注于平面接觸面的法向剛度和切向剛度,對帶傳扭銷的環(huán)形平面接觸軸段的扭轉(zhuǎn)特性的研究一直未有報(bào)道。文獻(xiàn)[1]針對平面接觸表面提出了一種在微觀層面處理非光滑接觸表面的描述方法(GW模型),在彈性范圍獲得了剛性平面接觸的微凸體數(shù)目、平面接觸面積及載荷期望值與兩平面間距
西安交通大學(xué)學(xué)報(bào) 2018年9期2018-09-12
- 直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有特性分析
形態(tài)很復(fù)雜，每個(gè)軸段都是即有慣量又有彈性振動(dòng)體，這樣數(shù)學(xué)模型無法處理。依照經(jīng)典振動(dòng)理論，按照振動(dòng)特性不變原則，將一個(gè)實(shí)際曲軸簡化成可進(jìn)行數(shù)學(xué)運(yùn)算理想系統(tǒng)，假設(shè)曲軸只有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量無彈性變形的一些集中質(zhì)量和一些只有彈性而無轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的彈性軸段組成。對扭轉(zhuǎn)振動(dòng)研究：文獻(xiàn)[2]搭建發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸平面模型，采用傳遞矩陣法獲得曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和彎曲振動(dòng)解；文獻(xiàn)[3]搭建曲軸三維空間模型，采用傳遞矩陣法獲得曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、軸向振動(dòng)和兩個(gè)橫向振動(dòng)的解；文獻(xiàn)[4]分析基于實(shí)模態(tài)靈敏度分析
機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 2018年8期2018-08-28
- 空壓機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)碰摩故障仿真分析*
分布質(zhì)量及彈性的軸段和軸承座等部件組成，將系統(tǒng)離散成由剛性圓盤、軸段等單元連接成的模型，各個(gè)單元間在節(jié)點(diǎn)處聯(lián)接，忽略轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的軸向變形[2]。彈性軸段單元的廣義坐標(biāo)分別為兩端節(jié)點(diǎn)的位移的轉(zhuǎn)角，如圖1所示。圖1 軸段單元的有限元模型其復(fù)數(shù)表示為：μ=[xA-jyAθyA+jθxAxB-jyBθyB+jθxB(1)將多跨轉(zhuǎn)子系統(tǒng)離散成具有N個(gè)節(jié)點(diǎn)、N-1個(gè)由剛性圓盤、彈性軸段和軸承支承的有限元?jiǎng)恿W(xué)模型，其整體動(dòng)力學(xué)方程為：(2)其中：M為整體質(zhì)量矩陣；C=D
機(jī)械研究與應(yīng)用 2018年3期2018-07-11
- 潛艇推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)模型與解析研究
的邊界條件以及各軸段之間的連續(xù)條件，分析潛艇推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)特性。然后建立推進(jìn)軸系有限元模型，通過有限元分析軟件Workbench進(jìn)行仿真，分析推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)特性，并將理論值與仿真值進(jìn)行對比，驗(yàn)證基于彈性波理論建立的推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。最后推導(dǎo)推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)固有頻率的無量綱方程。1 基于WPA法推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)模型的動(dòng)力學(xué)分析1.1 推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)簡化模型潛艇推進(jìn)軸系主要包括推力軸、中間軸、艉軸、螺旋槳和法蘭盤等部件。常規(guī)潛艇采用的直
中國艦船研究 2018年2期2018-04-18
- 兆瓦級超高速永磁電機(jī)軸剛性與模態(tài)分析
) 階梯軸相鄰的軸段之間直徑差別不大，可以將相鄰的幾段進(jìn)行合并；(3) 螺紋和鍵槽部分去除的材料很少，可以簡化為光軸；(4) 不考慮圓角和倒角。簡化后的軸如圖2所示。其中，d0=70 mm，d1=90 mm，d2=110 mm，d3=125 mm，d4=97 mm，l0=165 mm，l1=66 mm，l2=33 mm，l3=960 mm，l4=73 m，q=(G1+G2)/l=(1044.37+2261.13)/0.91=3632.42 N/m。由于軸兩
重型機(jī)械 2017年6期2018-01-19
- 船舶推進(jìn)軸系的扭轉(zhuǎn)-縱向沖擊響應(yīng)
推進(jìn)軸系，由于其軸段長，慣性元件多，運(yùn)動(dòng)方程數(shù)目大，因此采用有限元法建模更加方便。推進(jìn)軸系的扭縱有限元模型主要由三種原件組成：圓盤元件、推力軸承以及軸段元件。推進(jìn)軸系的柴油機(jī)各缸、飛輪、法蘭和螺旋槳等均簡化為勻質(zhì)圓盤，其質(zhì)量和極轉(zhuǎn)動(dòng)慣量集中于圓盤中心。每個(gè)圓盤均為單節(jié)點(diǎn)單元，具有扭轉(zhuǎn)和縱向兩個(gè)自由度，因此其質(zhì)量矩陣是由圓盤質(zhì)量m和極轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J構(gòu)成的對角陣。推力軸承簡化為油膜剛度、油膜阻尼、軸承座質(zhì)量和剛度以及船體梁參振質(zhì)量和剛度。由于上述參數(shù)一般很難確定，
振動(dòng)與沖擊 2017年13期2017-07-18
- 基于改進(jìn)的傳遞矩陣法的滑動(dòng)軸承動(dòng)態(tài)標(biāo)高的快速計(jì)算方法
考慮軸系為有質(zhì)量軸段，以外力的形式引入滑動(dòng)軸承油膜力，對Riccati傳遞矩陣法進(jìn)行改進(jìn)，獲得應(yīng)用于計(jì)算滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的撓度和載荷的傳遞矩陣.并基于改進(jìn)的Riccatii傳遞矩陣法獲得滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)標(biāo)高和動(dòng)態(tài)載荷.1 改進(jìn)的 Riccati 傳遞矩陣法轉(zhuǎn)子一般由多個(gè)滑動(dòng)軸承支撐.轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的靜態(tài)標(biāo)高及載荷分布計(jì)算方法已經(jīng)較成熟.但實(shí)際運(yùn)行中的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)由于軸承油膜的作用,存在著動(dòng)態(tài)高標(biāo),從而軸承承受的是動(dòng)態(tài)的載荷分布.為了得到作用在每個(gè)軸承上的真實(shí)載荷，一
- 分布質(zhì)量模型下的采煤機(jī)牽引部扭振系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性及優(yōu)化
振分析等效模型和軸段分布質(zhì)量扭振數(shù)學(xué)模型，得到分布質(zhì)量模型下采煤機(jī)扭振系統(tǒng)的傳遞矩陣、固有頻率及振動(dòng)模態(tài)。以各彈性軸段勢能分布均勻性作為優(yōu)化目標(biāo)，以各彈性勢能方差作為目標(biāo)函數(shù)，利用降梯度算法對扭振系統(tǒng)進(jìn)行了參數(shù)優(yōu)化。結(jié)果表明：該矩陣在軸系純扭系統(tǒng)中具有通用性，可以解決集中參數(shù)模型下扭振分析精度不足的問題；優(yōu)化后，行星減速器輸出軸和行走輪軸的彈性勢能占比分別由原來的40%、41%降低到23%、22%，彈性勢能均勻性明顯提高，系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性得到改善。研究結(jié)果為采
黑龍江科技大學(xué)學(xué)報(bào) 2017年2期2017-05-11
- 基于傳遞矩陣法的磁軸承轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性分析*
陣法，建立圓盤與軸段組合的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型，計(jì)算出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、截面矩等物理量，對盤軸單元矩陣進(jìn)行了推導(dǎo)。在轉(zhuǎn)子模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行了質(zhì)量離散。使用MATLAB編程得到了自由振動(dòng)下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有頻率和振型圖，分析了支撐剛度對固有頻率的影響。磁軸承轉(zhuǎn)子； 傳遞矩陣法； 振型圖； 固有頻率0 引 言隨著高科技的不斷發(fā)展，磁軸承轉(zhuǎn)子以無損耗、無摩擦、能效高等優(yōu)點(diǎn)逐步在航空、能源、交通等行業(yè)得到了認(rèn)可[1]。但是,由于轉(zhuǎn)子質(zhì)量偏心、磁場力分布不均勻等因素的存在，磁軸承轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定
電機(jī)與控制應(yīng)用 2017年3期2017-04-12
- 軸承潤滑特性對船舶推進(jìn)軸系校中的影響
及船體柔性以等效軸段撓度的形式計(jì)入軸系校中過程，并與剛性支承、彈性支承模型計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比分析；計(jì)算因推力軸段轉(zhuǎn)角、支承基座變形而引起的推力軸承附加力矩，并分析其對軸系校中的影響；建立軸承潤滑與軸系校中耦合計(jì)算方法。結(jié)果表明：由徑向軸承間隙、軸頸傾斜而引起的支點(diǎn)位置改變、潤滑油膜厚度、推力軸承處附加力矩對軸系校中具有重要影響。船舶推進(jìn)軸系；校中；軸承支承；潤滑油膜0 引 言船舶推進(jìn)軸系校中是設(shè)計(jì)軸承軸向間距、徑向變位以獲得運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下合理的軸段應(yīng)力及軸承反力
中國艦船研究 2016年6期2016-12-12
- 渦輪泵葉輪/轉(zhuǎn)子配合間隙對穩(wěn)定性的影響
立一級葉輪與相應(yīng)軸段的裝配模型，在有限元軟件中對接觸面的定義如圖2所示。給定一級葉輪與軸配合的實(shí)際設(shè)計(jì)精度，其中葉輪前后配合均為過盈配合。此處將與葉輪相配合的軸段截出，實(shí)際上其余軸段對該段軸在連接面上有約束作用，因此將計(jì)算的邊界條件設(shè)置為軸段端面約束x，y及z 3個(gè)方向的線位移自由度，并對軸段和葉輪施加相同的離心力載荷，如圖3所示。圖2 一級葉輪與軸接觸狀態(tài)定義Fig.2 Definition for contact status of first-sta
火箭推進(jìn) 2016年4期2016-12-12
- 基于虛擬樣機(jī)的液壓齒輪泵設(shè)計(jì)
m。綜合考慮軸各軸段安裝軸承或齒輪的需求，軸的結(jié)構(gòu)如圖3所示。圖3 主動(dòng)軸軸段1：此軸段用于安裝滾動(dòng)軸承，選擇深溝球軸承（6203）。軸段L1=18mm，d1=17mm；軸段2：此軸段用于安裝齒輪，取L2略長于齒輪齒寬，L2=20mm，d2為齒輪軸孔直徑，d2=25mm；軸段3：此軸段用于安裝滾動(dòng)軸承及過渡至電機(jī)輸入段，選擇深溝球軸承（6203）。軸段L3=60mm，d3=17mm；軸段4：此軸段為電機(jī)動(dòng)力輸入段，考慮到聯(lián)軸器的長度，設(shè)計(jì)L4=70mm，d
山東工業(yè)技術(shù) 2016年21期2016-12-06
- 一種旋轉(zhuǎn)機(jī)械彎曲轉(zhuǎn)軸平衡配重補(bǔ)償方法
變形的特點(diǎn)，認(rèn)為軸段截面上彎曲值與角度之間的關(guān)系以及彎曲沿軸向的分布可以分別用三角函數(shù)和多項(xiàng)式來擬合。為了考慮彎曲截面位置對振動(dòng)的影響，依據(jù)力和力矩平衡方法，把不同軸段上的力分解到兩個(gè)端面上，在兩個(gè)端面上保留反對稱分量力并將對稱分量力修正后移到轉(zhuǎn)軸中部。結(jié)合某臺(tái)135 MW汽輪機(jī)高壓轉(zhuǎn)子彎軸實(shí)例進(jìn)行了分析。旋轉(zhuǎn)機(jī)械;振動(dòng);平衡;彎曲轉(zhuǎn)子在動(dòng)靜部件摩擦、熱變形、中心孔進(jìn)油、上下缸溫差、非對稱截面溫差等因素作用下，旋轉(zhuǎn)機(jī)械的轉(zhuǎn)軸會(huì)因圓周截面上的非均勻溫度分布和
振動(dòng)與沖擊 2016年11期2016-08-04
- 考慮齒輪嚙合激勵(lì)的齒輪傳動(dòng)軸系扭振特性分析*
動(dòng)慣量的一些彈性軸段組成［14］.圖10 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖Fig.10 The structure of the shaft system按照簡化原則對軸系簡化的當(dāng)量參數(shù)見表2.軸系當(dāng)量模型見圖如圖11所示.表2 軸系扭振當(dāng)量參數(shù)Table 2 Torsional vibration parameters of shaft equivalentmodel圖11 軸系扭振當(dāng)量模型Fig.11 The torsional equivalentmodel of th
動(dòng)力學(xué)與控制學(xué)報(bào) 2016年5期2016-05-24
- 液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)氫渦輪泵轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性研究
在其對應(yīng)中心線與軸段相交處，將其附加質(zhì)量和附加轉(zhuǎn)動(dòng)慣量施加在對應(yīng)的軸段節(jié)點(diǎn)處，進(jìn)行等效處理。軸系總長380.6 mm，共劃分為29個(gè)梁單元及10個(gè)附加質(zhì)量單元，由4個(gè)滾動(dòng)軸承共同支撐軸系。軸段材料為GH4169，密度為8 240 kg/m2，軸系泊松比均為0.3。2 軸段彈性模量等效轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中一級葉輪、二級葉輪及渦輪等結(jié)構(gòu)與軸過盈配合，誘導(dǎo)輪、葉輪及渦輪的擰緊螺母力矩作用在軸上，對轉(zhuǎn)子起到一定的強(qiáng)化作用，使軸段彎曲剛度增大，臨界轉(zhuǎn)速升高。在建立軸系有限元模
導(dǎo)彈與航天運(yùn)載技術(shù) 2016年4期2016-04-13
- 船用往復(fù)空壓機(jī)軸系扭振優(yōu)化分析
i，i+1為對應(yīng)軸段的剛度設(shè)方程（2）解的形式為則可以得到矩陣方程式中K——扭轉(zhuǎn)剛度矩陣λ——自由振動(dòng)角頻率的平方，ω2求出矩陣的特征值和特征向量，所求得的特征值λ開方即為自由振動(dòng)的角頻率。即扭振角頻率轉(zhuǎn)換為轉(zhuǎn)速則根據(jù)如下公式在計(jì)算出軸系的扭振角頻率或者轉(zhuǎn)速后，可以計(jì)算出振型。先求出各質(zhì)量點(diǎn)的振幅，然后進(jìn)行歸一化處理；每個(gè)質(zhì)量點(diǎn)的振幅除以第一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)的振幅，形成振幅之比。（2）自由振動(dòng)計(jì)算結(jié)果自由振動(dòng)按照無阻尼狀態(tài)進(jìn)行，分析上述模型，根據(jù)表1數(shù)據(jù)計(jì)算可得前
壓縮機(jī)技術(shù) 2015年2期2015-10-27
- 一種軸頸電子束焊的解決方案
軸頸組成前軸頸由軸段、安裝邊組成（如圖1所示）。軸段、安裝邊在鍛件狀態(tài)下經(jīng)過粗加工，僅將焊接止口部位加工到待焊狀態(tài)，其它部位均留有機(jī)械加工余量。焊成組件后，經(jīng)過機(jī)械加工完成各配合表面、花鍵套齒等高精尺寸的加工。焊接部位止口結(jié)構(gòu)形式如圖1所示。3 焊接存在問題及解決措施3.1 焊接存在問題由于更換了電子束焊設(shè)備，受焊槍可達(dá)性限制，必須改變焊接方向，即由軸段→安裝邊的焊接方向（圖1），改為由安裝邊→軸段的焊接方向（圖2）。焊接遇到的困難：當(dāng)時(shí)待焊軸段和安裝邊已
中國新技術(shù)新產(chǎn)品 2015年24期2015-07-19
- Z型舵槳軸系回旋振動(dòng)計(jì)算
螺旋槳——錐齒輪軸段的回旋振動(dòng)簡化模型圖具體的簡化原則是[5]：1) 螺旋槳簡化為均質(zhì)剛性圓盤元件，其質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量作為集總參數(shù)，應(yīng)考慮附連水作用；2) 螺旋槳軸、中間軸按自然分段為等截面均質(zhì)軸段元件；3) 軸承按彈性鉸支處理；4) 軸系尾端螺旋槳的邊界為自由端。首端邊界條件按其首端元件為飛輪、齒輪或高彈分別取為固定端、鉸支端和自由端。在計(jì)算回旋振動(dòng)時(shí)，一般不考慮支承元件各向異性，各元件傳遞矩陣如下：1)均質(zhì)剛性圓盤元件的傳遞矩陣Tp(1)式中：j=Jp/
機(jī)械制造與自動(dòng)化 2015年5期2015-07-01
- 基于Morris方法的車軸結(jié)構(gòu)參數(shù)靈敏度分析*
工況下，車軸各個(gè)軸段半徑大小的變化對其在服役環(huán)境中所受最大應(yīng)力值的影響，車軸截面如圖2所示?！鴪D2 車軸截面圖該車軸為階梯空心軸，共由11段組成，其中車軸在第3、9段處分別與左右車輪裝配，在第6段處與齒輪箱裝配。軸段 1、2、3 分別與軸段 11、10、9 對稱。根據(jù)裝配要求，軸段6的半徑應(yīng)當(dāng)大于軸段5、7的半徑，軸段3的半徑大于軸段1、2、4的半徑，軸段9的半徑大于軸段8、10、11的半徑。各軸段半徑參數(shù)及相關(guān)關(guān)系見表1。表1 各軸段半徑參數(shù)表/mm3.
機(jī)械制造 2015年7期2015-06-14
- 雙作用往復(fù)泵的擾力分析
分析，推導(dǎo)了不同軸段的擾力計(jì)算方程，得到了總的擾力計(jì)算方法.通過實(shí)例計(jì)算仿真，得到了雙作用往復(fù)泵擾力的變化規(guī)律.仿真結(jié)果表明：雙作用往復(fù)泵具有自身的平衡，不會(huì)對基礎(chǔ)帶來擾力引起的振動(dòng)，不需要對基礎(chǔ)進(jìn)行特別加固.雙作用往復(fù)泵；擾力；計(jì)算仿真往復(fù)泵是通過工作腔內(nèi)柱塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)改變工作腔的容積，從而將液體排出的一種流體機(jī)械，其結(jié)構(gòu)簡單，在農(nóng)業(yè)、石油、礦山和建筑行業(yè)中均得到廣泛應(yīng)用.往復(fù)泵主要采用圓形配置，國內(nèi)許多學(xué)者對其運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了研究[1-4].往復(fù)
- 一種無縫鋼管管端在線超聲檢測時(shí)端部水密封裝置
依次分為主密封件軸段、滑動(dòng)導(dǎo)向軸段、退刀槽軸段、花鍵軸段、彈性件軸段、推力球軸承軸段、第一軸承軸段、非器件軸段、第二軸承軸段和探頭盒；主密封件軸段伸入鋼管端部孔內(nèi)，軸段上裝有階梯形導(dǎo)套，其大端面與芯軸滑動(dòng)導(dǎo)向軸段的軸肩之間裝有螺旋彈簧，端面頂蓋裝在階梯形導(dǎo)套的臺(tái)肩上，在伸入到被測鋼管端部孔內(nèi)的密封圈定位座的軸向螺釘上，依次套有盤狀密封圈、密封圈擋板和錐形導(dǎo)向塊，與盤狀密封圈接觸的密封圈擋板端面貼合在階梯形導(dǎo)套小端螺紋段的軸肩上。該裝置將超聲探頭盒的導(dǎo)向和密
鋼管 2015年2期2015-03-21
- 車輛傳動(dòng)系統(tǒng)非線性平移扭轉(zhuǎn)耦合振動(dòng)響應(yīng)靈敏度研究
線性動(dòng)力學(xué)響應(yīng)對軸段扭轉(zhuǎn)剛度、質(zhì)量點(diǎn)慣量以及輪齒嚙合誤差的靈敏度。將某車輛傳動(dòng)系統(tǒng)樣機(jī)作為研究對象，以發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)作為輸入，建立平移扭轉(zhuǎn)耦合集中參數(shù)動(dòng)力學(xué)模型。模型中考慮時(shí)變嚙合剛度、齒側(cè)間隙、輪齒制造、安裝誤差以及質(zhì)量偏心等非線性因素，通過直接求導(dǎo)法建立靈敏度方程，利用數(shù)值求解的方法獲得動(dòng)力學(xué)響應(yīng)對設(shè)計(jì)參數(shù)的相對靈敏度并進(jìn)一步將其轉(zhuǎn)化成工程中有實(shí)際意義的物理量的靈敏度結(jié)果，為齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)基于動(dòng)態(tài)響應(yīng)的參數(shù)修改、模型修正和參數(shù)優(yōu)化等方面提供理論依據(jù)。車輛傳動(dòng)
振動(dòng)與沖擊 2014年23期2014-05-16
- 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之探討
由圖1分析可知，軸段①只受扭矩作用，且直徑最小，故可以應(yīng)用強(qiáng)度計(jì)算公式確定其直徑：其中：T為工作轉(zhuǎn)矩，N·mm；P為軸傳遞的功率，k W；n為 軸的轉(zhuǎn)速，r／min；C1為與材料有關(guān)的系數(shù)；［τ］為考慮彎曲影響后的材料許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，MPa，其值見《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》。根據(jù)公式（1）計(jì)算出最小直徑，考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的削弱程度，在計(jì)算出的最小直徑基礎(chǔ)上增加3%～5%，并圓整至標(biāo)準(zhǔn)直徑，同時(shí)兼顧聯(lián)軸器的內(nèi)孔直徑。圖1 單級減速器輸出軸2.2.2 軸的外形設(shè)計(jì)軸的外
機(jī)械工程與自動(dòng)化 2014年3期2014-05-15
- 車輛傳動(dòng)系統(tǒng)線性彎扭耦合振動(dòng)響應(yīng)靈敏度研究
導(dǎo)了扭振角位移和軸段附加扭振應(yīng)力對軸系剛度的靈敏度計(jì)算公式。但并未考慮彎曲方向?qū)εまD(zhuǎn)自由度的影響和耦合作用。在很多情況下，振動(dòng)能量是在彎曲方向上通過軸承傳到箱體引起振動(dòng)和噪聲。本文在純扭轉(zhuǎn)模型的基礎(chǔ)上考慮了軸和齒輪在彎曲方向上的彈性以及軸承的彈性作用，以線性彎扭耦合模型為基礎(chǔ)，進(jìn)行附加扭轉(zhuǎn)力矩和軸承支反力對設(shè)計(jì)參數(shù)靈敏度研究，以獲得更為精確的計(jì)算結(jié)果，并對實(shí)際問題中基于響應(yīng)靈敏度進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化和動(dòng)力學(xué)修改等應(yīng)用提供理論依據(jù)。1 動(dòng)力學(xué)方程組的建立車輛傳動(dòng)系統(tǒng)
振動(dòng)工程學(xué)報(bào) 2014年3期2014-04-02
- 基于傳遞矩陣法的磁懸浮軸承轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)分析*
子系統(tǒng)離散為N個(gè)軸段，簡化為具有若干集中質(zhì)量的多自由度系統(tǒng)[1]。該系統(tǒng)由帶彈性支承的多剛性薄圓盤和無質(zhì)量等截面的彈性軸段組成。以該磁懸浮軸承系統(tǒng)為例，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)主要包括飛輪、兩徑向磁懸浮軸承、主軸變頻電機(jī)及主軸本體。磁懸浮轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速通常狀態(tài)比一般轉(zhuǎn)軸快很多，應(yīng)對固有頻率進(jìn)行精細(xì)的計(jì)算，考慮到簡化模型質(zhì)量塊越多結(jié)果越精細(xì)，故不妨簡化為圖1所示多圓盤等截面軸段結(jié)構(gòu)示意圖。圖1 多圓盤等截面軸段結(jié)構(gòu)示意圖根據(jù)圖1所示結(jié)構(gòu)示意圖，再考慮到由于軸系的固有頻率（臨界轉(zhuǎn)速
機(jī)電工程技術(shù) 2014年11期2014-02-10
- 1 100 MW級汽輪發(fā)電機(jī)軸系動(dòng)力特性計(jì)算分析
及計(jì)算規(guī)則對于各軸段，需計(jì)算以下參數(shù):L——軸段長度;W——軸段重量;I——軸段慣性矩;Di——軸段內(nèi)徑;Do——軸段外徑;ρ——軸密度。1.1 規(guī)格化軸段的計(jì)算對于規(guī)格化軸段，如圖2所示:圖2 規(guī)格化軸段計(jì)算圖1.2 非規(guī)格化軸段的計(jì)算對非規(guī)格化軸段，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采取不同模型化方法。如風(fēng)扇段、繞組段，需考慮附加重量;本體段，需考慮垂直方向和水平方向的慣性矩I。2 臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算通過計(jì)算得到小軸系臨界轉(zhuǎn)速，見表1。表1 小軸系臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算結(jié)果根據(jù)GB/T
上海大中型電機(jī) 2013年1期2013-12-10
- 減速裝置的動(dòng)力學(xué)建模及應(yīng)用研究
剛性圓盤之間所有軸段的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，再將各軸段圖1減速裝置機(jī)構(gòu)簡圖的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量迭加到軸的兩慣性元件上，把各軸段的扭轉(zhuǎn)剛度轉(zhuǎn)換成一個(gè)彈性軸段的扭轉(zhuǎn)剛度，其值應(yīng)與兩慣性元件之間實(shí)際軸段的扭轉(zhuǎn)剛度相等。最后把各軸上的兩剛性圓盤和彈性軸段，轉(zhuǎn)換到同一軸線上，構(gòu)成單一軸線的當(dāng)量圓盤系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型。1.1 慣性元件的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量由于齒輪表面經(jīng)過滲碳淬火，彈性變形很小（嚙合處的彈性元件可以忽略），所以相互嚙合的齒輪可合并成一個(gè)慣量元件，轉(zhuǎn)換后按動(dòng)能相等原則得到
機(jī)械制造與自動(dòng)化 2013年1期2013-10-14
- 滾珠絲杠副臨界轉(zhuǎn)速研究
量分布均勻的均質(zhì)軸段單元以及軸段間具有集中質(zhì)量的彈性支撐單元兩種。下面首先給出這兩種單元的傳遞矩陣，然后運(yùn)用Riccati傳遞函數(shù)矩陣法建立絲杠副等效轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)模型，并施加與絲杠實(shí)際約束相符的邊界條件，最終求得螺母在不同位置時(shí)絲杠的臨界轉(zhuǎn)速。1.1 考慮質(zhì)量的均質(zhì)軸段的傳遞矩陣對于旋轉(zhuǎn)的滾珠絲杠副，其長度與截面直徑的比值通常較大，所以在對其進(jìn)行旋轉(zhuǎn)振動(dòng)的研究過程中常忽略旋轉(zhuǎn)效應(yīng)與剪切效應(yīng)對絲杠臨界轉(zhuǎn)速的影響，僅考慮各軸段截面承受的撓度、轉(zhuǎn)角、彎矩和剪力等力
制造技術(shù)與機(jī)床 2012年9期2012-10-23
- 基于iSIGHT平臺(tái)的車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)軸器剛度優(yōu)化研究
約束條件，以多個(gè)軸段的附加扭振應(yīng)力的加權(quán)和最小化為優(yōu)化目標(biāo)，實(shí)現(xiàn)了聯(lián)軸器剛度的合理匹配，減低了車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振響應(yīng)。1 動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)分析模型本文采用集中參數(shù)法對車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行多自由度離散化分析，以發(fā)動(dòng)機(jī)波動(dòng)轉(zhuǎn)矩為激勵(lì)，建立系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)模型［8－9］。車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振動(dòng)力學(xué)模型如圖1所示。圖中n 為集中質(zhì)量個(gè)數(shù)，也就是系統(tǒng)自由度個(gè)數(shù)，Ji為各集中質(zhì)量點(diǎn)的慣量(i =1，2，…，m，…，p，…，n)，kl(l =1，2，…，n－1)為各
兵工學(xué)報(bào) 2012年2期2012-02-22
- 某型船軸系異常振動(dòng)問題處理及啟示
左右軸系的配油器軸段存在明顯的回旋振動(dòng)，配油器殼體振動(dòng)很大，兩者之間又以右槳更為嚴(yán)重。2 原因分析問題發(fā)生后，領(lǐng)導(dǎo)機(jī)關(guān)組織了專題質(zhì)量問題處理會(huì)。專家分析：造成配油器軸段異常振動(dòng)的主要原因是本船軸系在前水潤滑軸承和中間支撐軸承間的跨距過大（軸徑400 mm，跨距達(dá)到7 600 mm），且有兩個(gè)大的集中質(zhì)量負(fù)荷 （液壓聯(lián)軸器和配油器），其中配油器又是偏心的懸掛質(zhì)量，致使該軸段產(chǎn)生了較大撓度，在軸系高速運(yùn)轉(zhuǎn)下（額定轉(zhuǎn)速達(dá)171.4 r/min）引起了該軸段的局部
船舶 2012年4期2012-01-13
- 大傳動(dòng)比減速器動(dòng)力學(xué)建模及分析
剛性圓盤之間所有軸段的扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，將各軸段的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量迭加到該軸的兩慣性元件上，各軸段的扭轉(zhuǎn)剛度轉(zhuǎn)換成一個(gè)彈性軸段的扭轉(zhuǎn)剛度，其值應(yīng)與兩慣性元件之間實(shí)際軸段的扭轉(zhuǎn)剛度相等。C.將各軸上的兩剛性圓盤和彈性軸段,轉(zhuǎn)換到同一軸線上，構(gòu)成單一軸線的當(dāng)量圓盤系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型。圖1 減速器傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)構(gòu)簡圖1.1 慣性元件的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量假設(shè)輸入軸上齒輪的角速度為ω1,外齒輪2，3的自轉(zhuǎn)速度為ωz2、公轉(zhuǎn)速度為ωg2,J’1表示外齒輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，J’2表示外齒
中國科技信息 2011年19期2011-10-27
- 車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)靈敏度研究
學(xué)公式，可得忽略軸段材料阻尼時(shí)，第l 軸段(l=1，2，…，n-1)的附加扭振應(yīng)力為式中:θl為第l 軸段的綜合角位移響應(yīng);Wl為第l 軸段的抗扭截面模量;kl為第l 軸段的扭轉(zhuǎn)剛度。2 強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)靈敏度分析2.1 靈敏度分析方法引入廣義力則(3)式可表示為2.2 扭轉(zhuǎn)角位移對設(shè)計(jì)參數(shù)的靈敏度取扭轉(zhuǎn)剛度kl為設(shè)計(jì)變量，則(3)式化為2.3 軸段附加扭振應(yīng)力對設(shè)計(jì)參數(shù)的靈敏度取扭轉(zhuǎn)剛度kh為設(shè)計(jì)變量，將(2)式對kh求導(dǎo)得當(dāng)h≠l 時(shí)，當(dāng)h=l 時(shí)，為便于
兵工學(xué)報(bào) 2011年8期2011-02-22
- 采煤機(jī)減速器設(shè)計(jì)原理初探
向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段①：軸段①與聯(lián)軸器通過鍵相連，查手冊，凸緣式聯(lián)軸器因軸的最小直徑為40，因此選用內(nèi)孔為40mm的聯(lián)軸器，因此初步設(shè)定①段直徑為40mm，長度為60mm。軸段②：為了便于安裝，應(yīng)使軸段①右端制出軸肩取軸肩高度h=2.5mm（h＞0.07d）所以軸段②直徑為d=45mm，根據(jù)減速器與一軸壓蓋的結(jié)構(gòu)，一軸壓蓋右端面，通過調(diào)整螺母固定在減速器右端面上，一軸壓蓋最小內(nèi)孔設(shè)計(jì)成47mm，總長設(shè)計(jì)為65mm。其中包括②段和③段，②段長度
科技傳播 2010年19期2010-08-15