考虑轴颈倾斜的水润滑橡胶径向轴承的动力学特性

针对轴颈倾斜下水润滑橡胶径向轴承动力学建模问题,提出了32系数动力学模型,建立了弹流润滑模型,采用差分求解方法求解了8系数模型和32系数模型下的轴承动特性,分析了偏心率和倾斜角的变化对轴承动特性系数的影响。研究结果表明:轴承的8系数模型下刚度和阻尼系数随偏心率的增大而增大,且在大偏心率下呈指数式增大;轴承的32系数模型下角刚度和角阻尼系数也随偏心率的增大而增大;随着轴颈倾斜角增大,32系数模型下轴承的位移刚度系数、位移阻尼系数、角刚度系数、角阻尼系数、角-力交叉刚度系数、角-力交叉刚度阻尼系数、位移-力矩交叉刚度及位移-力矩交叉阻尼系数都相继增大。该研究对水润滑橡胶径向轴承的润滑性能优化设计提供了一定的参考。     

滚珠丝杠进给系统轴向动态特性参数识别

针对滚珠丝杠进给系统轴向动态特性参数识别问题,提出在装配状态下辨识滚动结合部参数的新方法.首先,将左、右轴承副和丝杠螺母副简化为集中弹簧-阻尼单元,滚珠丝杠简化为弹性杆件,建立简谐激振力作用下系统的轴向刚度和阻尼参数辨识方程组.然后,根据激振力幅值、频率、各支撑点之间的距离和测量处的振幅等参数建立优化目标函数,采用粒子群遗传混合算法识别出轴向动态特性参数.研究结果表明,进给系统刚度和阻尼参数的辨识误差在2.56%以内,从而验证了该方法的正确性和有效性.     

主轴系统支承六参数识别

本文提出了支承六参数识别原理。根据激振试验所获得的动柔度,便可求得轴承参数(径向刚度、径向阻尼、角刚度、角阻尼)。     

高速滚动轴承-转子系统动力学特性分析

为研究高速滚动轴承-转子系统的非线性动力学特性,分析了高速滚动轴承刚度和阻尼参数的推导方式,得到滚动轴承刚度-阻尼值的变化与轴承滚动体的位置角的关系,及其变化幅与转速的关系;并对轴承-转子系统动力学特性进行了分析,得到阻尼系数的变化对轴承-转子系统动力学特性的影响.通过分析得出转速越大,刚度与阻尼值的变化周期越短,而轴承-转子系统的动力学特性随阻尼增大成非线性减弱.     

挤压油膜阻尼器动力特性系数的试验研究

设计并搭建了挤压油膜阻尼器(SFD)动力特性识别试验台,对试验台各系统的组成和功能进行阐述,分析试验台的动力学特性.在此基础上提出一套可行的油膜动力特性系数的计算方法,测量了试验台的系统刚度和阻尼,研究了进动频率对挤压油膜阻尼器阻尼特性的影响规律.分析发现,油膜的阻尼系数不随涡动频率变化.该结果与经典短轴承假设相符,证明该试验台在识别挤压油膜阻尼器动力特性系数方面是高度可靠的.     

箔片非线性结构刚度对转子瞬态冲击的影响

弹性箔片轴承支承的转子在高速旋转时,转子可能会和轴承发生碰摩。为了揭示当转子采用不同结构刚度箔片支承时,该冲击对转子振动的影响机理,针对2个径向GFBs支承的刚性转子系统模型,应用龙格库塔法求解转子动力学状态方程,获得3种结构刚度箔片(均匀刚度箔片、软箔片、硬箔片)下的轴颈位移。推导出箔片轴承的等效刚度和等效阻尼系数,发现当轴颈无涡动时,箔片轴承的等效刚度正好是气膜刚度和箔片结构刚度的串联;而当轴颈有涡动时,箔片轴承的等效刚度和等效阻尼均是结构刚度、结构阻尼和涡动频率的函数,且当轴颈涡动频率趋于无穷大时,上述等效刚度和等效阻尼趋于无涡动时的值。计算表明,当采用恒定刚度箔片时,转子稳态振幅最小,但是瞬态响应时间较长;当采用非线性软箔片时,转子稳态振幅最大,但是瞬态响应时间最短。当增大非线性箔片的结构刚度时,转子稳态振幅会减小,瞬态响应时间会增加。因此,箔片的设计需要辅以轴承-转子动力学特性的考量,以获得箔片结构刚度和结构阻尼的合理匹配。     

橡胶阻尼式动力吸振器固有频率测试方法分析

考虑到橡胶元件的动刚度与激振振幅和激振频率有关,研究了不同激振形式下不同激励频率和激振幅值对橡胶阻尼式动力吸振器固有频率测试结果的影响.通常情况下,动力吸振器的固有频率的测试只考虑频率相关性,忽略了幅值相关性.文中分别采用恒振幅激振、恒加速度激振、随机加速度激振、脉冲激振和力锤敲击激振,对一橡胶阻尼式动力吸振器的固有频率进行了测试分析,给出了不同激振形式下动力吸振器的固有频率的测试值.结果表明:激振幅值对动力吸振器的固有频率的测试结果影响很大,目前一些企业采用的用力锤激振方法测试得到的橡胶阻尼式吸振器的固有频率并不能很好地表征动力吸振器的固有频率.文中结果为在真实振动工况下动力吸振器的固有频率的选择提供了依据.     

高进口预旋条件下迷宫密封转子动力特性实验研究

为获得高进口预旋条件下迷宫密封转子动力特性,阐明其气流激振失稳机制,本文基于西安交通大学动密封转子动力特性实验台,实验研究了高进口预旋条件下（预旋比μ₀>0.8）,压比以及转速对迷宫密封转子动力特性影响规律。实验测量了2种压比（π=3.0,4.0）、3种转速（n=3 000,6 000,12 000 r/min）下迷宫密封频率相关的转子动力特性系数。研究发现：高预旋条件下,迷宫密封交叉刚度始终为较大的正值,导致有效阻尼始终为负值,不利于转子系统稳定,容易诱发转子失稳;压比对迷宫密封转子动力特性影响显著,随压比增加,迷宫密封直接刚度幅值显著增大,交叉刚度始终为正值且幅值显著增大,有效阻尼明显降低;转速对迷宫密封转子动力特性影响较小,直接刚度、直接阻尼对转速变化不敏感,基本保持不变,交叉刚度随转速增加略微增加,进而导致有效阻尼略微减小。     

进口防旋板对孔型密封非定常气流激振特性的影响

为了展示透平机械密封系统设计中进口防旋板在改善密封转子动力特性和增强转子系统稳定性的止旋方面的性能,采用基于转子多频椭圆轨迹涡动模型和动网格技术的非定常数值方法,研究了进口防旋板对孔型密封非定常气流激振力和转子动力特性系数的影响,计算分析了进口预旋比分别为0和0.6时2种进口防旋板结构的孔型密封转子动力特性系数、非定常气流激振力和流场特性,并与实验结果进行了对比。研究表明:非定常数值方法能够准确预测与频率相关的孔型密封转子动力特性系数;进口预旋可显著减小孔型密封的有效阻尼、增大有效阻尼项的穿越频率,易诱发转子涡动失稳;进口防旋板能够有效减小孔型密封的进口旋流速度、孔型密封的交叉刚度和有效阻尼穿越频率,增大孔型密封的有效刚度和有效阻尼,进而提高转子系统的稳定性。     

考虑物料对称滞回性质的振动压路机振动轮响应特性分析

针对智能振动压路机在水平激振下恢复力与物料之间的对称滞回特性,采用双线性对称滞回模型,建立压实系统的二自由度动力学模型,一次近似的前提下,利用谐波线性法将非线性作用力线性化为等效刚度和等效阻尼.通过数值仿真方法,研究压实进程中土壤参数、激振力幅和激振频率对振动轮动响应的影响特性.结果表明:压实进程中应根据土壤实际压实状况,合理调整激振参数,从而减小压实力,抑制打滑现象,保证压实质量和提高压实效率.     

气体轴承的动态特性分析及实验研究

针对气体静压主轴回转误差求解不准确的问题,提出了一种利用气膜阻尼模型预测气体轴承动态特性的计算方法,揭示了气膜阻尼影响气体轴承动态特性的内在机制。首先通过微扰动法和分离变量法对气体轴承的气膜阻尼系数建模并求解分析;然后将气膜阻尼系数引入轴承转子系统进行动力学建模,计算分析阻尼系数对气体轴承动态特性的影响;最后搭建气体轴承回转误差测量试验台,得到主轴实时回转跳动误差信号并与理论结果进行对比。实验结果表明:与未考虑气膜阻尼特性的回转跳动误差相比,考虑气膜阻尼特性计算的主轴回转跳动误差值更加接近实验测量值,考虑气膜阻尼特性使主轴跳动误差率减小了4.93%～8%。研究结果可为气体轴承动态特性的预测和精度控制提供理论参考。     

基于微动滑移模型的叶片阻尼结构参数研究

基于单边微动滑移的干摩擦阻尼模型，采用Timoshenko梁单元模化叶片，建立了带干摩擦阻尼结构叶片的动力学方程．针对该微分方程的非线性特点，采用一阶谐波平衡法，进行了动力响应的计算分析．研究了阻尼器的正压力、位置、截面拉伸刚度，以及激振力的位置和大小等阻尼结构参数对叶片系统响应的影响．研究结果表明：阻尼器的正压力和截面拉伸刚度存在一个最优值，使系统响应最小；阻尼器的位置对共振频率有较大的影响；激振力的大小和位置同样影响系统的动力特性．研究结果为叶片的最佳阻尼结构设计提供理论依据．     

手动变速箱空挡齿轮敲击问题的影响因素分析

齿轮敲击噪声会严重影响整车声品质,为研究该问题,建立手动变速箱空挡齿轮敲击问题的4自由度模型,模型包括2个非线性因子:离合器扭转刚度和轮齿弹性接触力.根据建立的动力学方程,讨论了齿轮敲击噪声的判定条件,分析了离合器参数的影响(扭转刚度、迟滞阻尼力矩、黏滞阻尼系数和刚度转变节点),发现第1级刚度和迟滞阻尼减小,敲击噪声降低,而随着离合器阻尼系数的增大,敲击噪声先减小后增大,存在1个最优解.分析了离合器以外的参数的影响(主从动轮阻尼系数、转动惯量、飞轮转速和扭矩波动幅值),发现主动轮阻尼系数、从动轮惯量减小,从动轮阻尼系数、主动轮惯量增大,更快的发动机转速和更小的发动机激振力矩有利于改善敲击.     

双气室油气悬挂特性研究

建立了具有优越的隔振特性的双气室油气悬挂的数学模型,基于谐波平衡法推导出了悬挂系统的等效刚度和等效阻尼表达式.公式表明等效刚度和等效阻尼是激振频率和响应振幅的函数.分析了悬挂系统的主副蓄能器刚度和节流阀阻尼系数等关键参数对于等效刚度和等效阻尼的影响,并通过双气室油气悬挂特性实验验证了数学模型的准确性.      

激振式纤维线密度测试中影响参数的研究

激振式纤维线密度测试仪器近年已扩大使用，但不少仪器在由共振频率计算纤维线 密度时，只按理想的、有质量无刚度柔韧线弦振动方程，忽视了纤维模量、纤维密度、纤维 截面形状的影响，测试结果误差较大．作者导出了考虑纤维刚度的激振方程，并得到了新 的由共振频率及各参数计算纤维线密度的公式．     

大型动压滑动轴承动特性系数辨识研究

为解决大型滑动轴承难以施加外部激励的难题,根据高速动平衡机摆架刚度可变且水平和垂直方向等刚度设计的特点,简化了轴承与摆架系统的物理模型,给出了一套基于动平衡实验的最小二乘辨识方法.该方法可在动平衡机上便捷地开展全尺寸实验,快速地辨识出大尺寸轴承油膜动特性系数,利用摆架动刚度测试一次性获取了摆架等效刚度和参振质量.通过300 MW汽轮机的测试数据进行了实验验证,结果表明,摆架固有参数的变化对识别结果有较大影响,尤其以摆架等效刚度的影响最为灵敏,而且固有参数变化的辨识结果与实验结果吻合较好,参数识别精度最大可提高17%.     

激振摆参数振动中非稳定区运动特性的探讨

为了研究激振摆参数振动中非稳定区的幅时特性和幅频特性,采用matelab软件求解激振摆非线性动力学方程。数值解结果表明,小振幅的激励可诱导大的响应——运动失稳、共振发生。激振摆共振条件是激振频率为固有频率的两倍,是否发生共振以及共振的强度与激振信号的初相位无关,初相位的不同仅导致共振的初始时刻不同。激振信号的振幅、激振摆的阻力系数和固有频率对共振的幅时特性都有影响,加大激振振幅和固有频率都可增加共振强度,而阻力系数增加则抑制共振强度,当阻力系数超过临界值时共振被完全抑制。非稳定区的临界频宽与固有频率无关,但与激振信号的振幅和阻力系数有关,它随激振振幅线性增加,但随阻力系数非线性指数减小。研究结果对于了解参数振动的特性以及防治参数共振的危害具有一定的参考作用。     

滑动摩擦和啮合相位对齿轮中心双流传动动力学的影响

为了研究滑动摩擦和相位调谐对齿轮中心双流传动动力学的影响,建立了考虑时变啮合刚度、阻尼、滑动摩擦、相位及支承刚度和阻尼的齿轮中心双流传动系统扭转－横向振动耦合模型。通过对渐开线直齿轮副啮合过程的分析,推导了系统中与摩擦有关的计算公式,并采用数值仿真法研究了滑动摩擦、相位调谐对齿轮动态传动误差和支承动载荷的影响,研究结果表明滑动摩擦对齿轮支承动载荷影响很大,采用相位调谐可有效地降低系统动态传动误差及中心轮的支承动载荷。     

嵌入弹簧式气体箔片轴承动态特性实验研究

对嵌入弹簧式气体箔片轴承（NSFBs）的动态特性进行实验研究. 首先,设计搭建了NSFBs动态特性测试平台,分别对NSFBs进行转子静止和旋转（24.00 kr/min）状态下的冲击实验,从冲击实验结果中识别出轴承的动态刚度和等效黏性阻尼系数,并研究了轴承动态系数随弹簧个数的变化规律. 在测试过程中,为保证冲击载荷下不同弹簧数实验轴承的名义间隙相同,将轴承组装后进行静态推拉实验以测量实验轴承的名义间隙,然后根据测试的实际轴承间隙计算敲击实验中转子的直径. 实验结果表明：无论转子旋转还是静止,轴承的直接刚度系数、等效黏性阻尼系数和损耗因子都随着弹簧数量的增加而增加,并且,转子旋转状态下的直接刚度和等效黏性阻尼系数小于转子静止状态下的结果.     

考虑轴柔性的二级齿轮减速器振动噪声研究

针对齿轮箱在实际运行过程中存在的轴系变形问题,提出了一种二级齿轮减速器在多源时变激励作用下振动噪声的计算方法。综合考虑齿轮、轴承时变刚度以及误差激励的影响,并引入二级齿轮相位关系,采用有限元法建立了计入轴柔性的二级直齿轮-轴-轴承系统耦合动力学模型。通过Newmark时域积分法求解系统动力学方程,得到各轴承动载荷,并分析了传动系统的固有特性及轴的静变形特征。采用有限元法对齿轮箱进行模态分析,提取箱体各阶固有频率与振型。以轴承频域动载荷为齿轮箱激励,利用模态叠加法计算得到齿轮箱的振动响应,并采用声学边界元法对齿轮箱的辐射噪声进行了计算。分析了轴柔性和转速对轴承动载荷与箱体辐射噪声的影响。仿真结果表明:计入轴柔性后,轴承动载荷波动幅值降低,激励频率成分也随之减少;在低频段200～900Hz与高频段1 800Hz附近,箱体的主要共振模式发生改变,顶部场点噪声有所降低;随着转速的升高,激起了传动系统轴系弯曲振动模式,并引起传动系统振动幅值增大,且齿轮箱顶部场点噪声明显大于两侧场点噪声。研究结果可为减速器的减振降噪设计提供理论参考。