[发明专利]一种减振联轴器的设计方法

摘要

本发明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。

主权项

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：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：式中，x＝{x1,x2,x3}表示减振滚子转动半径、减振滚子半径、滑块最大转动半径这三个设计变量的向量，D表示减振滚子转动半径、减振滚子半径、滑块最大转动半径这三个设计变量的可行域，y表示减振联轴器适用的转速变化范围和减振滚子质量两个目标函数向量，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：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：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：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：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：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。