不對中齒輪聯(lián)軸器的研究
　　不對中齒輪聯(lián)軸器連接的軸承—轉子系統(tǒng)進行了動力學分析,，討論了齒輪聯(lián)軸器不對中力的組成,。通過數(shù)值模擬，揭示了齒輪聯(lián)軸器不對中系統(tǒng)的振動特征,。主要結論如下：
　　1)由于齒輪聯(lián)軸器的不對中而產生的作用力是聯(lián)軸器內齒套的慣性力和聯(lián)軸器內阻尼共同作用的結果,。
　　2)轉子系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應振幅與齒輪聯(lián)軸器的不對中量、內阻尼,、轉子的轉速和齒輪聯(lián)軸器的結構參數(shù)有關,，齒輪聯(lián)軸器的不對中量和內阻尼愈大，則倍頻振動的振幅亦愈大,。
　　3)數(shù)值計算表明,，轉子系統(tǒng)在彎曲振動中具有工頻的2，4,，6，8,，…等偶數(shù)倍頻分量,，扭轉振動具有工頻的1，3,，5,，7，…等奇數(shù)倍頻分量,。這些頻率分量的出現(xiàn)是齒輪聯(lián)軸器不對中最典型的振動特征之一,。
　　4)對于彎曲振動,，靠近聯(lián)軸器軸承處的振幅要比遠離聯(lián)軸器軸承處的振幅大，在聯(lián)軸器處的振幅最大,。對于扭轉振動,，則靠近聯(lián)軸器軸承處的振幅要比遠離聯(lián)軸器軸承處的振幅小。在靠近聯(lián)軸器的軸承處,，倍頻振動明顯,。在遠離聯(lián)軸器軸承處，扭轉振動幾乎表現(xiàn)為1倍頻的單頻振動,，這也是齒輪聯(lián)軸器不對中的又一振動特征,。該振動特征可以在實際系統(tǒng)的狀態(tài)監(jiān)測中，對測試點的布置及對測量結果的分析提供理論指導,。
　　在實際系統(tǒng)中,，聯(lián)軸器的內阻尼系數(shù)和不對中量的具體數(shù)值是比較難確定的。在此主要討論某一不對中量和內阻尼作用下,，系統(tǒng)所表現(xiàn)出來的穩(wěn)態(tài)響應特征,。由于系統(tǒng)的參數(shù)較多，限于篇幅在此略去,；計算采用無量綱化,，具體的參數(shù)和無量綱化過程。由于系統(tǒng)對稱,，故僅列出左側轉子上各結點處x方向和扭轉方向穩(wěn)態(tài)響應的頻譜圖,。
　　通過計算可以看出，彎曲振動具有工頻的2,，4,，6，8,，…等偶數(shù)倍頻分量,，扭轉振動具有工頻的1，3,，5,，7，…等奇數(shù)倍頻分量,。對于彎曲振動,，靠近聯(lián)軸器軸承處的振幅要比遠離聯(lián)軸器軸承處的振幅大，而在聯(lián)軸器處的振幅最大,。對于扭轉振動,，靠近聯(lián)軸器軸承處的振幅要比遠離聯(lián)軸器軸承處的振幅小。在靠近聯(lián)軸器的軸承處，倍頻振動明顯,，在遠離聯(lián)軸器軸承處,，扭轉振動幾乎表現(xiàn)為1倍頻的單頻振動，-倍頻成分很小,。以上的倍頻振動分量以及在各結點處振動的振幅及成分特點是齒聯(lián)軸器不對中所表現(xiàn)出來的最典型的振動特征,，這一結論能夠為這類系統(tǒng)的故障提供更為完備的診斷信息。同時由于在各結點處倍頻成分的不同,，這樣可以在實際系統(tǒng)的振動測試中對傳感器位置的合理布置和在隨后的結果分析中提供理論依據,。
　　通過計算還可以發(fā)現(xiàn)：
　　1)隨著內阻尼的增加，振幅明顯增大,。
　　2)隨不對中量的增大,，振幅增大。
　　3)如果轉子存在不平衡,，則在系統(tǒng)的響應中還會出現(xiàn)1倍頻的彎曲振動分量,。
　　在以往討論齒輪聯(lián)軸器的內阻尼時，往往只注重其對轉子系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響,，從理論上講如果系統(tǒng)具有足夠的外阻尼,，那么在一定的范圍內內阻尼似乎對系統(tǒng)不起作用，但從上面的計算和分析可見,，齒輪聯(lián)軸器的內阻尼能使轉子系統(tǒng)產生倍頻振動,，倍頻振動的存在增大了系統(tǒng)出現(xiàn)諧波共振的可能性，在這種情況下齒輪聯(lián)軸器的內阻尼仍然是轉子系統(tǒng)一個潛在的不利因素,，因此對于這類系統(tǒng)的設計,、制造和安裝提出了更高的要求。
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