弹性联轴器范文

弹性联轴器范文（精选6篇）

弹性联轴器 第1篇

齐齐哈尔二机床(集团)有限责任公司自主研制的XK2130型龙门铣床具有铣削、镗削、钻削(钻扩铰)攻螺纹等多种功能,避免了工件多次装夹定位、回零、找正、对刀等产生的误差,提高了加工精度和效率。该机床工作台快速移动机构的联轴器系弹性联轴器(装配结构及零件简图见图1)。这种弹性联轴器的优点是:对安装同轴度要求不高;正反车换向时吸震性好;由于采用的是8个橡胶圆柱联成一体的整体橡胶连接件,因此装拆比较方便,同时,制造也比较容易(联轴节上8个带锥度的盲孔都是精铸而成,橡胶连接件系模压成型)。但是这种弹性联轴器中的橡胶连接件强度偏低,损坏较快,在机床高负荷工作条件下,一般大约3个月就需要更换新的。频繁的拆装容易损坏机床,也会影响机加工生产周期。

机床在用户使用过程中,必须对外购的经过改进的带刚性骨架的橡胶连接件做备件,这样会严重影响机加工的生产计划进度。经过改进的带刚性骨架的橡胶连接件是在橡胶圆柱芯部设置一段薄壁钢管以增加橡胶圆柱的刚性(参见图1C中a-a)。经过实际生产使用证明,这种改进型的橡胶连接件的工作寿命有所延长,平均达5个月左右。但在外层橡胶磨损破裂后,内部钢管暴露出来,有时甚至将高速旋转的铸铁联轴节体蹩碎。而且这种改进型的橡胶连接件在寿命上也不太理想。

在原结构的基础上,设计制成了改进型的弹性联轴器,并已经成功地投入使用,在相同的工作负荷下,经过实际检验,其工作寿命长达18个月,超过了外购改进型的3倍多。

1 结构分析及改进原理

通过对原结构橡胶连接件的受力分析可知,其损坏主要是在两联轴节体的径向剪切力作用下造成的。为了延长橡胶连接件的工作寿命,最好的方法就是加大橡胶圆柱的径向尺寸,但这势必要加大整个联轴器的径向尺寸。因此,只能通过改变联轴器的内部结构来增加橡胶连接件的受剪面积,从而提高其抗剪能力,以达到延长工作寿命的目的。为此,设计制成了如图2所示的改进型弹性联轴器。改进后的弹性联轴器的外部尺寸和橡胶连接件的尺寸都没有加大。所不同的是改进前两个半联轴节的盲孔的孔深为橡胶圆柱长度的一半,而改进后的两个半联轴节(见图2b、c),虽然也分别有八等分半圆盲孔,但每个半圆盲孔的孔都加长了。另外,将腰鼓形的圆柱改成了直圆柱。原因是腰鼓形的圆柱对于改进后的结构已毫无意义,而且加工和装配都比较困难。

2 加工与装配工艺

对于加工问题,因为是单件生产,全部采用机械加工,八等分半圆盲孔是先在立铣上铣出整体孔,然后再车去多余部分,工艺并不复杂,仅需车、铣加工就能完成。装配程序和难易程度都与原结构基本相同。装配时,首先将半联轴节II装在变速箱的输入轴轴端,然后插入橡胶连接件,再将半联轴节I装到电机轴上,对好位置后,移动电机,使半联轴节I紧紧箍住橡胶连接件,装配即完成。这样大大提高了装配效率。

3 改进后效果

改进后的弹性联轴器投入使用后,在相同的工作负荷下能正常运转一年半至二年时间,它与原结构及外购的改进型结构相比,其使用寿命都提高了很多。用户反馈该改进后的弹性联轴器运行正常。

摘要：对弹性联轴器结构进行改进,使其在机加工和装配工艺性方面都得到了优化,并提高了其使用寿命。

一种特殊弹性柱销联轴器 第2篇

关键词：联轴器,传递扭矩,联接,特殊铰制螺栓,弹性柱销

0 引言

联轴器属于机械通用零部件范畴, 是用来联接不同机构中的两根轴 (主动轴和从动轴) 使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中, 有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成, 分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接, 是机械产品轴系传动最常用的联接部件。国内外联轴器产品发展很快, 在产品设计时如何从品种众多、性能各异的各种联轴器中选用能满足机器要求的联轴器, 对多数设计人员来讲, 始终是一个困扰的问题。随着工作环境越来越复杂, 应用于特定工况下的非标联轴器也越来越多。

目前, 通用联轴器都是两半部分组成, 而一些特定应用中两半部分的联轴器不能满足使用要求, 所以需要特殊结构的联轴器。

1 设计方案概述

笔者公司根据多年减速机设计经验, 研制成功了一种能承受较大扭矩、允许一定挠度、允许一定弹性变形的特殊应用弹性柱销联轴器。该联轴器设计独特新颖, 具有结构简单、布局合理、功能齐全、易于安装等特点。

如图1所示, 该弹性柱销联轴器由法兰盘、特殊铰制螺栓、尼龙套、螺母等部件组成。其特征在于采用1个法兰盘连接2个带法兰盘的出轴。使用特殊铰制孔螺栓来承受较大的扭矩, 尼龙套不但能补偿各种类型的安装偏差, 而且能够吸收偏差引起的振动和冲击, 安装或更换尼龙套和特殊铰制孔螺栓简单方便, 纠偏能力强。

1.工作机中带法兰盘的轴2.特殊联轴器法兰盘3.螺母4.铰制螺栓5.尼龙套

2 特殊弹性柱销联轴器的优点

1) 采用1个法兰盘实现2个带法兰盘出轴的连接, 实现特殊的轴向连接。有效地解决了由两半部分组成的通用联轴器不能实现的功能。

2) 法兰盘中间挖孔, 做成环状结构, 节省材料, 降低成本。

3) 法兰盘中的连接孔设计成阶梯孔, 并且成相反方向相间分布的独特设计结构。

4) 采用特殊铰制螺栓连接, 用来承受较大的扭矩, 螺栓一端通过螺母固定在法兰盘里, 另一端通过尼龙套联接在工作机出轴的法兰盘中。由于工作机出轴部分空间狭小, 该种联接改变了传统的联接方式, 提供了一种可行方便又能传递较大扭矩的结构形式。

5) 采用尼龙套联接, 尼龙套内孔安装特殊铰制螺栓, 外圆安装在法兰盘里。尼龙套不但能补偿各种类型的安装偏差, 而且能够吸收偏差引起的振动和冲击, 安装或更换尼龙套和特殊铰制孔螺栓简单方便, 纠偏能力强。

3 具体实施方式

如图1为一种特殊弹性柱销联轴器, 包括:法兰盘2通过螺母3把铰制螺栓4和尼龙套5拧紧固定, 铰制螺栓4和尼龙套5与工作机中带法兰盘的轴1联接, 铰制螺栓4、尼龙套5和螺母3在法兰盘2中的分布是:在法兰盘2的两个端面均布的孔中成相间分布, 用来联接左右两端工作机中带法兰盘的轴1。

安装时, 先把法兰盘2通过螺母3把铰制螺栓4和尼龙套5拧紧固定, 然后把固定好的法兰盘2通过螺栓4和尼龙套5安装在其中一个工作机带法兰盘的轴1上, 最后另一个工作机带法兰盘的轴1靠近法兰盘2, 通过另一端的螺栓4和尼龙套5连接到位。

安装的间隙值:为了补偿加工误差和装配误差, 需要给定零件之间的间隙值。

δ1为工作机法兰盘1端面与联轴器法兰盘2端面之间的间隙值, δ1主要是为了避免运转过程中工作机因轴向的窜动而与联轴器法兰盘2干涉。

δ2为尼龙套5的外圆与工作机法兰盘中的孔之间的间隙值, 工作机法兰盘1的若干连接孔存在着加工误差和位置度误差, δ2给定便于安装和运转。

δ3为尼龙套5的外圆与铰制螺栓4头部的外圆之间的间隙值, 主要是在运转过程中, 避免螺栓4与工作机法兰盘1中连接孔的硬接触。

δ4为螺栓4头部的端面与工作机法兰盘端面之间的间隙值, 主要是为了安全。

δ5为螺栓5尾部与联轴器法兰盘端面之间的间隙值, 主要是为了安全。

联轴器法兰盘2中的内孔Фd1一定要预留足够的空间, 主要是考虑螺母3拧紧扳手空间, L1的尺寸必须根据螺母规格给定。

法兰盘2中的n1×Фd1与n2×Фd2:数量n1=n2, 并且内孔结构相同, 只是n1的孔与n2的孔方向相反, 在一个端面内成相间分布。法兰盘2外圆需要设计有起吊孔。为了减少重量, 法兰盘2中间挖空。

铰制螺栓4:螺栓头Фd6尺寸必须小于尼龙套5中Фd3, 螺栓头B尺寸符合扳手规格, 铰制螺杆Фd5与尼龙套4中的Фd4有一定的配合关系。

尼龙套5:挠性元件, 受力后会变形, 减少冲击, 补偿加工和装配过程中的不对中, 安装方便、价格便宜。

4 结论

弹性联轴器 第3篇

目前直驱式工业缝纫机用弹性联轴器 (以下称联轴器) 主要由主动轴半联轴器、从动轴半联轴器和橡胶垫三部分组成, 起到传递扭矩、缓冲减振和位移补偿等作用, 但也存在稳定性差和使用寿命短的缺陷。为提高联轴器性能, 国内一些厂商对其结构进行了改进, 但优化效果有限。利用台州地区缝纫机制造企业众多的优势, 通过前期市场调研和产品测试, 发现导致联轴器稳定性差和使用寿命短的原因大致概括为:1) 联轴器与轴承相互独立, 装配过程中存在同轴度误差[1];2) 橡胶垫、主动轴半联轴器和从动轴半联轴器三者相互独立, 存在配合间隙。受同轴度误差和配合间隙的影响, 高负荷运行条件下橡胶垫一直处于交替挤压和干摩擦[2]状态, 易疲劳磨损甚至产生金属/金属界面摩擦, 破坏联轴器整体结构。

在研究已知联轴器结构[3,4]的基础上, 设计了一种基于结构一体化和金属橡胶复合技术[5,6,7]的联轴器, 并开展理论和实验研究。

1 新型联轴器结构设计

1.1 设计方案

新型联轴器结构设计如图1所示。图1中联轴器结构主要由从动轴半联轴器和主动轴半联轴器两部分组成。从动轴半联轴器和轴承采用一体化设计:加长深沟球轴承内圈轴向长度, 一端开设内花键, 另一端开设若干从动轴紧定螺纹孔。主动轴半联轴器采用金属橡胶复合结构:外花键齿面复合橡胶垫, 齿顶开设若干主动轴紧定螺纹孔。

与传统联轴器的对比如图2所示。图2中左图为传统联轴器, 右图为新型联轴器。从单一结构上来讲, 新型联轴器要更加复杂, 但从运动传递上, 其将联轴器和轴承合二为一, 简化了缝纫机整体结构和减少了轴系间同轴度误差。

1.2 有限元分析

在确定新型联轴器最终结构前, 为验证金属橡胶复合结构是否具备减少橡胶垫磨损并延长联轴器使用寿命的功能, 采用ANSYS软件进行有限元分析。材料属性取值如表1所示。

联轴器本体采用轴承钢, 按各向同性的线性材料处理;橡胶垫采用丁腈橡胶, 按物理非线性材料处理, 采用Mooney-Rivlin模型[8]描述, 取参数C10=1.2和C01=0.3。去掉轴承外圈、保持架、倒角和螺钉孔等细节, 联轴器简化模型如图3所示。

在分析过程中设定主动轴半联轴器与橡胶垫接触面处于绑定约束[9]条件, 模拟主动轴半联轴器采用金属橡胶复合结构;反之, 则模拟橡胶垫、主动轴半联轴器和从动轴半联轴器三者相互独立。施加0.4 N·m的扭矩, 两种约束条件下联轴器应力和位移如图4所示。

对比图4中的色差带, 可知绑定约束条件下联轴器应力和位移变化要优于未绑定约束条件, 前者节点最小等效应力、节点最大等效应力和最大位移分别约为后者的0.35倍、0.74倍和0.84倍, 这表明采用金属橡胶复合结构有利于延长联轴器使用寿命。

2 极限工况试验

2.1 试验方案

通过上述理论分析可知, 采用结构一体化和金属橡胶复合的设计方案具有可行性。为验证实际工作效果, 设计了如下试验方案:

为消除磨合期的不利影响, 试验前联轴器先磨合24 h。试验平台选用电脑控制高速平缝缝纫机, 最高转速3 500 r/min, 交替开停机各5 s, 空载运行时长共计1 500 h (不含磨合期24 h) 。检测项目为试验前后联轴器附近位置振动位移和缝纫噪声;参考现行标准[10]中检测方法, 振动位移测量点为联轴器处水平方向和垂直方向上缝纫机外壳, 缝纫噪声测量点为距联轴器300 mm周围空间;检测设备为VM-82型振动测量仪、B&K2238型Ⅰ级精密声级计和DT2234A型转速表;检测场地为半消音试验室本底噪声低于19.4 d B (A) 。检查项目为联轴器破坏情况。联轴器安装位置如图5所示。

2.2性能比较分析

试验前后振动位移和缝纫噪声性能对比情况如表2所示。由表2可知, 试验前后振动位移和缝纫噪声较为平稳, 无异常变化。

经1 500 h极限工况试验后联轴器破坏情况如图6所示。图6 (b) 、 (d) 、 (f) 分别为试验后从动轴半联轴器、主动轴半联轴器和装配情况。与试验前相比, 联轴器主要破坏区域集中在从动轴半联轴器内花键顶部 (图6 (b) ) 和主动轴半联轴器上靠近外花键顶部的橡胶垫 (见图6 (d) ) , 装配后破坏区配合间隙较为明显, 见图6 (f) 。

由图6可知, 经1 500 h极限工况试验后联轴器整体结构完整, 只发生部分破坏, 能满足工业缝纫机高负荷运转要求。综合表2和图6的结果, 可知试验期间工业缝纫机运转平稳, 联轴器结构的破坏对其缝纫性能影响较小。从实用性角度考虑, 这种破坏属于可接受范围。

3 结语

通过理论和实验研究证实, 直驱式工业缝纫机用新型弹性联轴器在稳定性、使用寿命和实用性方面具有优势, 已获得多家缝纫机制造企业的认可并产生经济效益;同时从有限元分析结果可知, 联轴器结构还有改进空间, 可做进一步深入研究。

参考文献

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浅析带中间轴弹性联轴器的找正方法 第4篇

关键词：中间轴,钢片挠性联轴器,角向偏盖,轴向偏差

1、概述

图一所示为中间轴的挠性联轴器,它由两组不锈钢组装的挠性元件传递功率,它具有:(1)能够有效进行多方向偏移补偿;(2)联轴器在轴向、角向位移和角向偏转时所受反力小;(3)能够传递大力矩且能有效隔离振动;(4)无磨损、不需润滑、结构简单等特点,使它在运转过程中传动轴不可避免出现不对中的旋转机械中使用更为广泛,如大型火力发电厂锅炉烟气系统中的用到的轴流风机。

虽然这种形式的挠性联轴器能有效吸收多方向的偏移,但是还需要在安装时将联轴器进行找正。找正的目的是使机器在正常工作时主动轴和从动轴两轴中心线在同一直线上,找正的精度关系到机器是否能正常运转,找正的方法不对或找正结果的不精确,会引起转动设备的振动值超标,严重的威胁着转动设备的正常运行和联轴器的使用寿命,尤其是高转速设备,对联轴器找正的数据要求极为严格。由于有些如大型轴流风机的联轴器中间轴长度能达四米,电机重量也能达到近四十吨,所以找正方法如果还是按老经验进行则较困难,本文结合笔者在找正联轴器的经验,介绍了用公式来表述带中间长轴挠性联轴器找正。

2、联轴器找正分析

2.1联轴器找正测量方法

对于电动机轴承为滚动轴承的电机,由于电机轴在转动过程中几乎没有窜动量,可在每个联轴器法兰面只设一块百分表来测量联轴器的角向偏差,如图二所示。

对于电动机轴承为滑动轴承的电机,由于电机轴在转动过程中轴的窜动量很大,必须用二块表才能正确表示出联轴器的角向偏差情况(如图三所示)。

按图三A,在联轴器的正上方(表S,读数为B图的外圆S1-S4)和正下方各架一块表(表S',读数为B图的内圆S1'-S4'),分别同时测量联轴器的角向偏差(为了计算方便,可以把两块表读数先均调为“0”)。

假设联轴器转动180°后电机轴向风机侧窜动距离为X,并假设此联轴器为上开口,且上下角向偏差值为α(左右角向偏差值设为b),如图三A所示。

则:表S自上转到下方可得式:

表S'自下转到上方可得式:

由式(2)-式(1)得联轴器上下角向偏差:

同理可得:联轴器左右角向偏差:

从式(3)和式(4)中可以看到,电机轴向窜动距离X对角向偏差已没有影响,所以,用两块表测得的数据在四个方向的数值(B图)最终记录可用图C所示来表示(同一方向上的平均值),并最终用此图中的数据分析联轴器的偏移情况。

2.2带中间轴的钢片挠性联轴器找正时两轴偏移情况的分析

2.2.1挠性联轴器理想状态下结构可用简图四表示。

2.2.2挠性联轴器找正过程中可能的位置

由于风机轴是固定的,找正时需移动电机,当电机位置变化时,联轴器位置如图五所示。

从图五可以看出,电机轴位置的变化决定了两侧半联轴器法兰的张角,当两侧联轴器的张角均为“0”时,风机主轴与电机主轴在同一直线上(如图四所示),此时两个半联轴器的轴向偏差应该是相等的(如果中间轴的重量造成中间轴向下沉,那么轴向偏差值不一定是“0”,但由于连接的挠性钢片强度很大,这个值会很小。),这是联轴器找正的理想状态,所以带中间轴的钢片挠性联轴器找正时,只需在两个半联轴器上各对称架两块表,只同时测量联轴器法兰的角向偏差即可,轴向偏差值可作为角向找正结束对联轴器的复核数据。

2.2.3联轴器找正分析计算

选图五中有代表性的B、C示图进行分析。

2.2.3.1对图B分析

对于图六,为了将电机移到与风机轴在同一直线的OE上,可分为两步:

第一步:将电机以电机侧B半联轴器法兰中心O'为圆心,转到与中间轴中心线相重合的直线OO'上,即转动后的电机中心线O'E'与直线OO,重合。

此时,电机C、D支点分别向上移动的距离分别为X2、Y2,设百分表测点位置转动一圈所形成的直径为D',若百分表架设在法兰外缘,可用联轴器法兰直径为D代替,设A、B处半联轴器处上张口各为α、b,则由图可近似得:

第二步:将电机轴与中间轴一同以A半联轴器法兰中心O圆心,转到与风机轴中心线相重合的直线OE上,此时就是联轴器的最终找正状态。

此时,电机C、D支点自线O'E'上再分别向上移动的距离分别为X,、Y1,由图可近似得:

所以综上二步,实际上要将电机轴中心与风机轴中心线重合,只需要将电机C、D点一次性向上移动的距离分别为X、Y即可:

2.2.3.2对图C分析

对图七,要将电机轴中心与风机轴中心线重合,需先将电机向下移到OA',再将电机现中间轴移到与风机轴同中心的OA线上,所以要将电机一次移到同风机轴同一中心的位置时,而要分别将电机C、D点一次性向上移动为X、Y:

综合上述两种情况,可将二者统一起来成:

若有因风机热膨胀向上需将电机预抬高,可对得出的X、Y值数据后再加需抬高的值H即可。

2.3、对式(1 3)(1 4)说明:

[1]若A联轴器角向开口向上a前取“+”,向下a前符号取“一”;

[2]若B联轴器角向开口向上b前取“+”,向下b前符号取“—”;

[3]式(13)、(14)得正值表示需将电机向上移(加垫),得负值表示为电机需向下移(减垫);

2.4、式(1 3)(1 4)特殊情况:

[1]若a=0,b≠0,如图三中E、J所示,中间轴与风机轴中心在一条线上,用a=0代入上式得:

[2]若a≠0,b=0,如图三中A、F所示,电机轴与中间轴中心在一条线上,用b=0代入上式得:

[3]若a=b≠0且a、b前符号相反,如图三中D、I所示,电机轴与风机轴中心线平行,用b=a代入上式得:

2.5、联轴器左右角向开口参照公式(1 3)、(1 4)和说明

2.6、电机初次安装时的找正

将电机四角的地脚螺栓紧固,在A、B联轴器法兰处按图一所示各安装两块百分表,转动联轴器,同时记录两处联轴器的读数并记录成图一中B所示,计算后记录成C图所示。

按图一中C图计算出两联轴器的上下角向偏差a、b和左右偏差c、d,将值代入公式(13)(14),注意偏差值前的符号,得出电机需要上下或左右需移动的量。对于符号易混,可按得出的偏差值画出示意图,就很易知道公式中的符号是正还是负。

若电机需向一边移动,可在需移动的电机底板处架上一块百分表(如图六所示),一边移动一边看表,这样能保证移动的量和计算的量一致。

若上下移,同样可架上百分表检查上下移动的量,再将地脚螺栓垫铁垫实即可(上下移动需考虑放下电机后尺寸变小的量)。

若上下移动量很小,则可加减找正垫片。

对于增压风机,由于风机向上膨胀,电机底座应基本不动,所以,找正时可让电机这边略高于风机,但电机轴和风机轴要保持平行。

3、简单事例

淮南矿业集团谢桥煤矿东风井1#、2#主通风机联轴器找正示意图九所示:

根据图九套用公式(13)、(14)得公式:

根据图十得

所以架上表后将C点向上1.87mm,将D点向上2.14mm。将垫铁加上后偏差基本上都在0.05mm之内。

弹性联轴器 第5篇

尽管故障诊断技术已经取得了很多成绩和实际经验,并得到全面发展和广泛应用,但是水泵故障诊断在实际中的应用仍然缺乏系统、全面的研究。离心泵在长时间运行后,由于安装误差、地基沉降不均匀、水泵转子变形等造成联轴器不对中故障,致使水泵机组的使用寿命及效率受到极大影响[1,2,3]。

大型离心泵多用弹性柱销联轴器将电机和水泵连接,所以本文以弹性柱销联轴器为研究对象,探讨联轴器不对中的振动特性,建立符合联轴器不对中系统的振动模型,并推导其振动方程,从水泵特征频率、振动幅值等方面,分析其振动特性及频谱特征。然后通过卧式双吸离心泵试验台模拟故障,对所得结论加以验证,从而得出转子不对中的故障诊断方法。

1双吸离心泵机组联轴器不对中的振动数学模型及分析

1.1联轴器不对中类型

联轴器不对中,指联轴器连接的2根轴的中心线存在偏差值。如图1所示,联轴器不对中有3种类型:平行不对中,角度不对中,综合不对中。

平行不对中指半联轴器轴线与联轴器设计轴线平行,且2个半联轴器中心在径向上不重合;角度不对中指半联轴器轴线与联轴器设计轴线有一定的倾角,且2个半联轴器中心在径向上重合;综合不对中指半联轴器轴线与联轴器设计轴线有一定的倾角,且2个半联轴器中心在径向上不重合[4,5]。

1.2平行不对中振动机理分析

1.2.1弹性柱销联轴器平行不对中振动数学模型

弹性柱销联轴器平行不对中时的受力情况如图2所示。图2中:点O1,O2分别为主动轴和被动轴的旋转中心;e为2个半联轴节的偏心距;A为某一个螺杆的位置;ω为水泵轴的旋转角速度;ω t为A点的转角;x1为弹性体压缩量;x2为被动轴压缩量。

1.2.2弹性柱销联轴器振动机理分析

对于图2所示的力学模型,当2个半联轴节旋转时,在弹性柱销螺栓的作用下,有把2轴向中心拉伸的趋势。2轴旋转半径AO2≥AO1,拉力使主动轴受压缩,被动轴受拉伸。为了计算变形量,在AO2上取一点B,使AB=AO1,由于e量一般较小,可以近似有AB垂直于O1B,则:

$B{\rm O}{}_2=A{\rm O}{}_2-A{\rm O}{}_1=e\cos (\omega t)(1)$

2半联轴器变形量近似相等,则:

$l=\frac{B{\rm O}{}_2}{2}=\frac{e}{2}\cos (\omega t)(2)$

根据牛顿第3定律,水泵轴和弹性体上受到的力的大小相等,则:

$k{}_{1}x{}_1=k{}_{2}x{}_2(3)$

式中:k1为弹性体的弹性系数,N/mm;k2为水泵轴的弹性系数,N/mm;x1为弹性体的变形量,mm;x2为水泵轴的变形量,mm。

变项可得:

$x{}_1=\frac{k{}_2}{k{}_1}x{}_2(4)$

半联轴器的变形量等于弹性体的变形量与被动轴的变形量之和,即:

$l=x{}_1+x{}_2=\frac{k{}_2}{k{}_1}x{}_2+x{}_2=\frac{k{}_1+k{}_2}{k{}_1}x{}_2=\frac{e}{2}\cos (\omega t)(5)$

变项可得:

$x{}_2=\frac{ek{}_1}{2(k{}_1+k{}_2)}\cos (\omega t)(6)$

则AO1方向上的压缩力和AO2方向上的拉伸力大小为:

$F=k{}_{2}x{}_2=\frac{ek{}_{1}k{}_2}{2(k{}_1+k{}_2)}\cos (\omega t)(7)$

则F在水平方向上的分力为:

$F{}_x=F\cos (\omega t)=\frac{ek{}_{1}k{}_2}{4(k{}_1+k{}_2)}+\frac{ek{}_{1}k{}_2}{4(k{}_1+k{}_2)}\cos (2\omega t)(8)$

F在竖直方向上的分力为:

$F{}_y=F\sin (\omega t)=\frac{ek{}_{1}k{}_2}{4(k{}_1+k{}_2)}\sin (2\omega t)(9)$

1.2.3弹性柱销联轴器振动频谱特征分析

根据振动机理,对式(8)、式(9)进行分析,可以得出以下推论。

(1)在水平和垂直方向的分力是该方向的随转速变化的2 X激振力,轴系旋转1周,径向力交变2次,螺栓旋转半径拉伸和压缩交变1次,作用在轴系的力也交变1次,旋转1周交变2次,使得轴在径向方向产生2 X为主的振动分量。

(2)垂直方向和水平方向的激振力随着不对中偏心距e的增大而增大。

1.3角度不对中振动机理分析

1.3.1弹性柱销联轴器角度不对中振动数学模型

弹性柱销联轴器角度不对中时的情况如图3所示。弹性柱销联轴器发生角度不对中之后,2转子中心线夹角为α,螺栓力有使该角度变小的趋势,在2联轴器中存在一个力矩。主动轴和被动轴角速度分别为ω何ω2。

1.3.2弹性柱销联轴器角度不对中振动机理分析

主动轴转动角度为φ1,被动轴转动角度为φ2,将被动轴的转角向垂直于联轴器轴线的平面投影,则:

$\tan \phi {}_1=\tan \phi {}_2\cos \alpha (10)$

2边对t求导得:

$\begin{array}{l}\sec {}^2\phi {}_1=\sec {}^2\phi {}_2\frac{\text{d}\phi {}_2}{\text{d}t}\cos \alpha (11)\\ i=\frac{\omega {}_2}{\omega {}_1}=\frac{\text{d}\phi {}_1/\text{d}t}{\text{d}\phi {}_2/\text{d}t}=\frac{\sec {}^2\phi {}_1}{\sec {}^2\phi {}_2\cos \alpha }=\\ \frac{\frac{4\cos \alpha }{3+\cos (2\alpha )}}{1+\frac{\cos (2\alpha )-1}{3+\cos (2\alpha )}\cos (2\phi {}_1)}=\frac{m}{1+n\cos (2\phi {}_1)}(12)\end{array}$

由于主动轴连接电动机,其转速恒定,则:

$\phi {}_1=\omega {}_{1}t(13)$

将式(13)代入式(12),整理得:

$\omega {}_2=\frac{\cos \alpha }{1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)}\omega {}_1(14)$

对式(14)2边求导得到被动轴角加速度为:

$\epsilon {}_2=\frac{\cos \alpha \sin {}^2\alpha \sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}\omega {}_1^2(15)$

轴向方向产生的弯矩为:

${\rm T}{}_y=J\epsilon {}_2=J\frac{\cos \alpha \sin {}^2\alpha \sin (2\omega t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}\omega {}_1^2(16)$

式中:J为被动轴的转动惯量,N/mm;α为2转子中心线的夹角,rad;ω1为主动轴的角速度,rad/s;m,n为常数;Ty为对轴系轴向方向的一个力矩,会在轴向方向产生工频的轴向振动。

主动轴旋转1周,被动轴角速度变化2个周期,因此,产生2倍频的激振力。振动频率在工频的基础上产生2倍频振动分量。

1.3.3弹性柱销联轴器振动频谱特征分析

根据振动机理,对式(12)、式(16)进行分析,可以得出以下推论。

(1)转子旋转1周,轴向力矩的作用交变1次,从而轴系的弯曲变形变化1次,所以在轴向方向激发工频振动。

(2)偏角不对中容易引起工频振动,也存在有多倍频的振动成分,其中以2倍频振动分量为最大。

1.4综合不对中振动机理分析

1.4.1弹性柱销联轴器综合不对中振动数学模型

弹性柱销联轴器综合不对中时的情况如图4所示。综合不对中是水平不对中和角度不对中的组合,轴系一旦连成一个整体后,相互连接的格格转子之间会产生形变,2根转子的实际轴线不成一条直线,而是存在一定的夹角。

主动轴与被动轴中心线夹角为α,主动轴和被动轴所在平面与垂直平面的夹角为β,T是主动轴的输出扭矩,Tx、Ty、Tz是T在x、y、z3轴上的分量,其中Ty是引起被动轴转动的扭矩。螺栓力有使该角度变小的趋势,在2联轴器中存在一个力矩。主动轴和被动轴角速度分别为ω1何ω2。

1.4.2弹性柱销联轴器综合不对中振动机理分析

主动轴与被动轴的传动比为:

$i=\frac{\omega {}_2}{\omega {}_1}=\frac{\cos \alpha }{1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2\phi {}_1}(17)$

式中:φ1为主动轴转过的角度,φ1=ω1t。代入式(17)整理并2边求导可得:

$\epsilon {}_2=\frac{\cos \alpha \sin {}^2\alpha \sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}\omega {}_1^2(18)$

被动轴转动扭矩为:

${\rm T}{}_y=J\epsilon {}_2=J\frac{\cos \alpha \sin {}^2\alpha \sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}\omega {}_1^2(19)$

附加在被动轴的弯矩为:

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_z={\rm T}{}_b\cos \beta ={\rm T}{}_y\tan \alpha \cos \beta =\\ J\omega {}_1^2\sin {}^3\alpha \cos \beta \frac{\sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}(20)\end{array}$

同理可得:

${\rm T}{}_x=J\omega {}_1^2\sin {}^3\alpha \sin \beta \frac{\sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}(21)$

令:

$\{\begin{array}{l}f(t)=\frac{\sin (2\omega {}_{1}t)}{[1-\sin {}^2\alpha \cos {}^2(\omega {}_{1}t)]{}^2}\\ {\rm K}{}_x=J\omega {}_1^2\sin {}^3\alpha \sin \beta ‚{\rm K}{}_z=J\omega {}_1^2\sin {}^3\alpha \cos \beta \end{array}(22)$

将f(t)展开成傅里叶级数可得:

$f(t)=\frac{a{}_0}{2}+{\displaystyle \sum _{n=1}^{\infty }[}a{}_n\cos (2n\omega {}_{1}t)+b{}_n\sin (2n\omega {}_{1}t)](23)$

将式(22)和式(23)代入式(20)和式(21)中得:

$\begin{array}{l}{\rm T}{}_z=\frac{a{}_0{\rm K}{}_z}{2}+{\rm K}{}_z{\displaystyle \sum _{n=1}^{\infty }}[a{}_n\cos (2n\omega {}_{1}t)+b{}_n\sin (2n\omega {}_{1}t)]=\\ A+{\displaystyle \sum _{n=1}^{\infty }}B{}_n\sin (2n\omega {}_{1}t+\phi {}_n)(24)\\ {\rm T}{}_x=\frac{a{}_0{\rm K}{}_x}{2}+{\rm K}{}_x{\displaystyle \sum _{n=1}^{\infty }}[a{}_n\cos (2n\omega {}_{1}t)+b{}_n\sin (2n\omega {}_{1}t)]=\\ C+{\displaystyle \sum _{n=1}^{\infty }}D{}_n\sin (2n\omega {}_{1}t+\phi {}_n)(25)\end{array}$

式(24)和式(25)中:$A=\frac{a{}_0{\rm K}{}_z}{2}‚B{}_n={\rm K}{}_z\sqrt{a{}_n^2+b{}_n^2}‚C=\frac{a{}_0{\rm K}{}_x}{2}‚D{}_n={\rm K}{}_x\sqrt{a{}_n^2+b{}_n^2}‚\phi {}_n$都是常数。

Tx,Tz相互垂直,且垂直于被动轴的弯矩分量,是引起被动轴径向振动的力矩分量,频率是转子转速的偶倍频。

1.4.3弹性柱销联轴器综合振动频谱特征分析

根据振动机理,对式(20)、式(24)和式(25)进行分析,可以得出以下推论。

(1)激振频率以转速频率的2倍为主要振动频率,激振力的大小随着偏心距e和偏角α的增大而增大。

(2)从振动信号频谱图上可以看出工频的高次分量,例如3 X和4 X等振动。

2双吸离心泵机组联轴器不对中振动实验及数据分析

2.1离心泵联轴器不对中破坏对比实验方法

(1)步骤1。

将离心泵联轴器调试对中,作为比较基准点。

(2)步骤2。

将加速度传感器分别置于水泵轴径向和轴向方向,并采集轴不对中破坏前的振动数据。

(3)步骤3。

将电动机靠近联轴器的一个机脚垫高并紧固,造成联轴器综合不对中。

(4)步骤4。

将加速度传感器分别置于水泵轴径向和轴向方向,并采集轴不对中破坏后的振动数据。

(5)步骤5。

将所采集的数据进行比较分析,并将联轴器调试对中。

2.2离心泵联轴器不对中破坏前后振动参数比较

2.2.1径向振动破坏前后振动参数比较

保持水泵转速为1 500 r/min,采集离心泵联轴器不对中破坏前后的振动参数,见图5。由图5中数据可以得出以下结论。

(1)联轴器不对中破坏前,竖直方向1

X和6 X振幅较大,1 X可能是由于叶轮质量不平衡等原因引起的振动,6 X是由于离心泵叶片数为6片,水流冲击叶片而引起的振动。

(2)联轴器不对中破坏后,竖直方向1

X和6 X变化不大,2 X和4 X振幅变大,其中2 X变化明显。

2.2.2轴向振动破坏前后振动参数比较

保持水泵转速为1 500 r/min,采集离心泵联轴器不对中破坏前后的振动参数,见图6。

由图6中数据可以得出以下结论。

(1)联轴器不对中破坏前,泵轴向1

X振幅较大,1X可能是由于转子轴向摩擦等原因引起的振动。

(2)联轴器不对中破坏以后,轴向1

X变化不大,轴向2X、3X、4X振幅变大,其中2X变化明显。

3结语

本文通过抽象简化,建立了离心泵机组联轴器不对中的振动模型,依据动力学基础知识简化推导,并获得模型的振动方程。进一步分析了联轴器轴不对中时的特征频率及振幅的变化规律。

诊断联轴器不对中振动时,将传感器分别置于水泵轴承座的径向及轴向方向采集振动数据,如果水泵轴的径向振动频谱图上以转子转速频率的两倍为主要振动频率,且存在工频的高次分量,则可能发生了联轴器平行不对中振动;如果水泵轴的轴向存在明显的2倍转频,则可能发生了联轴器角度不对中振动;如果同时存在以上2种状况,则可能发生了联轴器综合不对中振动[6]。

实测振动特性曲线与数学模型所得结论大致相吻合,验证了模型的正确性,也验证了弹性联轴器松动时故障诊断方法的正确性。

参考文献

[1]易良榘.简易振动诊断现场实用技术[M].北京:机械工业出版社,2003.

[2]杨建刚.旋转机械振动分析与工程应用[M].北京:中国电力出版社,2007.

[3]任兴民,秦卫阳,文立华.工程振动基础[M].北京:机械工业出版社,2006.

[4]潘再兵.立式导叶式泵振动问题的探讨[J].中国农村水利水电,2008,(7).

[5]翟建平.红岩水电站机组异常振动的处理[J].中国农村水利水电,2011,(12).

弹性联轴器 第6篇

16V240ZJD型柴油机为国内准高速机车DF4D型的动力装置, 其弹性联轴节是传递动力的重要部件。在实际运用中, 弹性联轴节的甩油问题一直困扰着运用部门。由于弹性联轴节在工作状态中高速转动, 内部充满机油, 一旦密封出现问题产生漏油, 就会形成甩油现象, 影响机车清洁, 大量损耗机油, 影响机车正常运用。且弹性联轴节一旦出现甩油问题, 只能拆下弹性联轴节并解体检修, 耗时耗力, 大大增加检修成本。

郑州机务段以往每年都要发生几起齿轮盘与支承体联接螺栓断裂问题, 造成螺栓螺头与齿轮盘的配合面密封失效, 机油由此处泄露, 造成甩油问题。检查断裂的螺栓发现, 断裂部位均为六角螺头根部。

2 齿轮盘与支承体联接螺栓断裂的原因分析

2.1 螺栓本身设计存在问题

齿轮盘、支承体和联接螺栓的装配关系如图1所示, 螺栓的作用为限制支承体的扭转变形并辅助密封机油。弹性联轴节处于工作状态时, 支承体不断受到簧片的冲击和振动作用。齿轮盘与支承体的结合面 (间隙0.1～0.3 mm) 间充满机油, 采用O形橡胶密封圈进行密封, 防止机油从螺栓与螺孔间隙泄露, 螺栓紧固后, 螺头与齿轮盘密贴, 起到密封O形橡胶密封圈密封不良泄露的机油的作用。齿轮盘与支承体联接螺栓为非标准设计, 采用变截面环腰形式 (见图2) , 这样可以降低螺栓的刚度以增强螺栓联接强度, 大大降低了弯曲应力。

1-螺栓;2-齿轮盘; 3-O形密封圈;4-支承体。

检查产品图纸, 其材质为18Cr2Ni4WA的合金钢, 螺纹规格为M16×1.5, 要求紧固力矩为210 N·m。齿轮盘与支承体的螺孔尺寸为⌀18 mm, 螺栓杆身最大直径为⌀16 mm, 这样就避免了齿轮盘和支承体的剪切作用力, 而螺栓的弯曲应力也很小, 主要是扭转紧固所产生的拉力, 理论上拉应力最大的部位为⌀12 mm的杆身。

螺栓强度校核:螺栓⌀12 mm的杆身所受正应力σ=F0/A, F0为预紧力, F0=T/Kd。式中:T为扳手扭矩 (T=210 N·m) ;K为拧紧力矩系数, 查机械设计手册, 取0.2;d为螺纹公称直径 (d=16mm) , 计算得预紧力F0=65 625 N;A为螺栓⌀12 mm的杆身截面积, A=3.142×62×10-6 m2, 代入公式得σ=580.18 MPa。查机械设计手册, 18Cr2Ni4WA合金钢的屈服强度σs≥835 MPa, 合金钢螺栓一般取许用应力[σ]= (0.5～0.7) σs, 即[σ] =417.5 MPa～584.5 MPa。由于螺栓材料的特性、润滑条件、拧紧速度、螺纹状态、螺母与支承面状态等因素均会影响拧紧力矩系数K, 加上拧紧力矩的误差较大, 此外还要考虑应力集中对螺栓强度的影响, 可见⌀12 mm的杆身强度略不足。

2.2 螺栓加工质量存在问题

螺栓加工厂商未严格按设计技术要求进行加工。对断裂的螺栓进行测量, 发现⌀12 mm的杆身杆径只有11.7～11.8 mm, 这就使得杆身强度更加不足。检查螺栓的过渡圆角发现R0.6 mm的过渡圆角连R0.2 mm都不到。受力杆件截面突变处存在应力集中, 截面突变越大应力也就越大, 图2中的螺头根部应力集中最大, 而过渡圆角取的太小, 从而加剧了应力集中, 加之杆身尺寸偏小, 这就是螺栓断裂部位在此处的主要原因。

2.3 检修过程存在问题

①段修时缺乏检测手段, 对螺栓没有更换要求, 存在螺栓螺头根部因应力疲劳或者锈蚀产生裂纹而不被检出的情况, 再次装上使用致使断裂;②检修作业时, 未按技术要求在螺纹上涂MoS2或其他合适的润滑剂, 存在紧固不良情况;③有时未按技术要求使用210 N·m的紧固力矩紧固, 存在过紧情况。

3 改进措施

3.1 改进螺栓设计

考虑到⌀12 mm的杆身强度不足以同时兼顾螺栓的刚度要求和抗弯曲应力要求, 将⌀12 mm的杆身改为⌀13 mm, 这样原来⌀12 mm的杆身所受正应力减小到494.35 MPa。增大螺头根部的过渡圆角, R0.6 mm改为R1.2 mm, 这将大大降低螺头根部的应力集中。此外, 为使加工方便, ⌀16 mm的杆身过渡圆角都改为R0.8 mm, 如图3所示。

3.2 严格控制螺栓加工质量

生产厂商必须严格按照改进后螺栓的尺寸和技术要求进行加工, 保证加工质量, 特别是保证螺头根部的过渡圆角为R1.2 mm。

3.3 对检修过程中存在问题进行整改

①外观检查螺栓的螺纹上不得有锈蚀烂牙、断扣或严重磨损, 螺头根部不得有明显锈蚀和应力裂纹, 状态不良须直接更换;②检查螺头底面, 不得有毛刺和突起, 齿轮盘螺孔安装面干净平整;③紧固螺栓时按要求在螺栓的螺纹上涂MoS2或其他润滑剂;④紧固力矩要求为210 N·m, 不可盲目随意紧固, 定期校验力矩扳手。

4 结束语