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经典图书 发表时间：2013/11/6
张坤
郑百林
李应生
0 引言
高速旋转的转子系统振动问题越来越受到关注，由质量不平衡带来的振动问题不容忽视，因此大型高速齿轮转子的质量不平衡响应分析已成为工程和设计人员重点分析的内容之一。对简单机构的质量不平衡响应分析可采用解析法，对复杂系统则必须借助数值法。目前，分析质量不平衡响应的数值算法主要有传递矩阵法和有限元法。采用传递矩阵法求解转子质量不平衡响应；LEE等采用有限元法分析航空燃气涡轮机上所用的齿轮耦合转子轴承系统的质量不平衡响应。这2种方法各有优缺点，对于复杂结构，传递矩阵法容易求解，编程容易且计算速度快，但不可进行时域求解；有限元法精度高，但对于复杂结构，自由度大大增加，编程求解需占用太多计算机资源且求解时间长。因此，本文基于多柔体动力学、有限元法及模态综合理论，借助多体动力学软件MSC Adams 求解复杂系统质量不平衡响应。
研究齿轮系统多采用动载因数模型、齿轮副扭转振动模型、传动系统模型和齿轮系统模型等。动载因数模型以单自由度模型确定轮齿的动载因数，现很少使用；齿轮系统模型同时考虑传动系统和结构系统，主要用于研究振动的传递问题。本文研究的质量不平衡转子系统，除考虑齿轮副的扭转振动外还考虑轴的横向弯曲振动及轴的柔性，建立的齿轮传动系统模型的相关参数见表1。
模态分析是计算柔性体变形的基础，在MSC Patran和MSC Nastran中对2轴分别进行自由模态分析，生成包含柔性体的几何信息、质量和转动惯量等信息的mnf文件；将其导入到MSC Adams中，在齿轮与轴之间施加固定副，在相应轴承处施加滑动副以模拟轴承，输入端施加恒定转速4000r/min驱动，输出端施加负载扭矩6068203N·mm，不平衡质量块用固定副附加在齿轮上。齿轮传动结构系统示意图及多柔体动力学分析步骤分别见图1和2。
图2 多柔体动力学分析步骤
2 仿真数据及分析 很难确定实际运行的转子质量不平衡量的大小和分布，因此质量不平衡响应分析的目的主要是确定转子在给定位置上的质量不平衡量的敏感程度，本文取质量不平衡量为0.4kg·m，初始相位均为0°。 2.1 未耦合与耦合的齿轮的质量不平衡响应比较 建立未考虑耦合的高速端齿轮转子动力学分析模型，施加质量不平衡量0.4kg·m，施加输入转速4000r/min，得高速端齿轮中心轨迹见图3(a)；考虑耦合时，高速齿轮与低速齿轮啮合，为研究耦合带来的影响，可在高速端齿轮上施加相同的质量不平衡量和输入转速，在低速端齿轮上施加负载扭矩6068230N·mm，得高速端齿轮中心轨迹见图3(b)。
图3 高速端齿轮中心轨迹 由图3可知，未考虑耦合时齿轮中心的轨迹为圆，与解析求解一致，涡动半径为0.03347mm；考虑耦合时，齿轮的啮合作用使齿轮中心的轨迹形状发生变化，但涡动幅值变化不大。 |
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发表于 2013-11-13 10:23:21
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