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机械系统中三个动力学案例第一节作用在机械上的力及机械运转过程第二节机械系统的等效动力学模型第三节机械系统的运动方程及其求解第四节周期性速度波动及其调节第五节非周期性速度波动及其调节作用在机械上的力及机械运转过程一、作用在机械上的力二、机械的运转过程一、作用在机械上的力1.作用在机械上的工作阻力2.作用在机械上的驱动力1.作用在机械上的工作阻力（1）工作阻力是常量（2）工作阻力随位移而变化（3）工作阻力随速度而变化（4）工作阻力随时间而变化2.作用在机械上的驱动力（1）驱动力为常量（2）驱动力是位移的函数（3）驱动力是速度的函数解析法研究异步电动机驱动力矩特性二、机械的运转过程1.启动阶段2.机械的稳定运转阶段3.机械的停车阶段1.机械的启动阶段机械的启动阶段指机械由零转数逐渐上升到正常的工作转数的过程。
动能增量?E=wd-wr 2.机械的稳定运转阶段动能增量?E=0 3.机械的停车阶段停车阶段是指机械由稳定运转的工作转数下降到零转数的过程。
第二节机械系统的等效动力学模型一、等效动力学模型的建立二、等效构件三、等效参量的计算四、实例与分析一、等效动力学模型的建立机械的运转与作用在机械上的力及各力的作功情况密切相关。
二、等效构件名词术语：1.等效转动惯量2.等效质量3.等效力矩4.等效力二、等效构件二、等效构件等效构件的特点：1.能代替整个机械系统的运动。
2.等效构件的运动和机械系统中该构件的真实运动一致，等效构件具有的动能应和整个机械系统的动能相等。
3.等效构件上的外力在单位时间内所作的功也应等于整个机械系统中各外力在单位时间内所作的功。
三、等效参量的计算1.作定轴转动的等效构件的等效参量的计算2.作直线移动的等效构件的等效参量的计算1.作定轴转动的等效构件的等效参量的计算等效转动惯量的计算:动能：各类不同运动形式的构件动能：1.作定轴转动的等效构件的等效参量的计算整个机械系统的动能：1.作定轴转动的等效构件的等效参量的计算因等效构件的动能与机械系统的动能相等，则：方程两边统除以，可求解等效转动惯量。
运动学工程实例分析例1已知：刨床的急回机构如图所示。
曲柄OA的一端A与滑块用铰链连接。
当曲柄OA以匀ω绕固定轴O转动时，滑块在摇杆B上滑动，并带动摇杆B绕固定轴摆动。
设曲柄长OA=r，两轴间距离比O=l。
试求：当曲柄在水平位置时摇杆的。
解：选取曲柄端点A为动点，把x'y'固定在摇杆B上。
点A的绝对运动是以点O为圆心的圆周运动，绝对速度的大小和方向都是已知的，它的大小等于rω，而方向与曲柄OA垂直；是沿B方向的直线运动，的方向是已知的，即沿B；则是摇杆绕轴的摆动，是杆B上与点A重合的那一点的速度，它的方向垂直于B，也是已知的。
共计有四个要素已知。
由于的大小和方向都已知，因此，这是一个速度分解的问题。
如图所示做出速度平行四边形。
由其中的直角三角形可求得又所以设摇杆在此瞬时的为，则其中由此得出此瞬时摇杆的为例2已知：如图所示，半径为R，偏心距为e的凸轮，以匀ω绕O轴转动，杆AB能在滑槽中上下平移，杆的端点A始终与凸轮接触，且OAB成一直线。
试求：在图示位置时，杆AB的速度。
解：因为杆AB作平移，各点速度相同，因此只要求出其上任一点的速度即可。
选取杆AB的端点A为动点，随凸轮一起绕O轴转动。
点A的绝对运动是直线运动，绝对速度方向沿AB；是以凸轮中心C为圆心的圆周运动，方向沿凸轮圆周的切线；则是凸轮绕O轴的转动，为凸轮上与杆端A点重合的那一点的速度，它的方向垂直于OA，它的大小为。
根据速度合成定理，己知四个要素，即可做出速度平行四边形，如图所示。
由三角关系求得杆的绝对速度为例3已知：矿砂从传送带A落到另一传送带B上，如图所示。
站在地面上观察矿砂下落的速度为，方向与铅直线成角。
传送带B水平传动速度。
试求：矿砂相对于传送带B的速度。
解：选矿砂M为动点，固定在传送带B上。
矿砂相对地面的速度为绝对速度；应为上与动点相重合的那一点的速度。
可设想为无限大，由于它作平移，各点速度都等于。
于是等于动点M的。
1倍频振动大除了动平衡还应检查什么750KW异步电机3000V工频2极轴长2M6轴瓦档轴颈80mm端盖式滑动轴承中心高500mm。
检修后空载试车垂直4.6mm/s水平6.5mm/s轴向1.2mm/s振动较大振感很强。
振动频谱1倍频4-5mm/s2倍频1-2mm/s断电后1倍频2倍频值一点点降下来的。
据维修技师反应3年前空载试车也是振动大到现场连上机械接手在转就好了于是到现场安装试车结果振动还是大。
重新拆回车间转子在动平衡机上做了动平衡装配时轴瓦间隙也重新复测了。
再试车振动比原来还大了点频谱和原来一样。
我问了维修人员动平衡配重2面都加了轴瓦间隙都在标准里面。
请问做动平衡时是在1300-1500左右做的有无可能在3000转时平衡改变了除了动平衡还要检查其他什么可能是共振问题这个规格的电机转子固有频率接近5ohz 本案例中应大于50hz 动平衡后单机试转仍大是由于加重后固有频率下降更接近转频所以振动有升无减请注意动平衡的速度不是工频平衡本身可能是合格的联合运行振动值更大是由于连接上了被驱动设备形成转子副电机转子带载后固有频率下降较多更接近工频。
所以振动愈发的大其实就一句话组合转子的固有频率小于原来单体的好像这么说的原话不记得了据统计有19的设备振动来自动不平衡即一倍频而产生动不平衡有很多原因。
现场测量的许多频谱结果也多与机器的一倍频有关系下面仅就一倍频振动增大的原因进行分析。
一、单一一倍频信号转子不平衡振动的时域波形为正弦波频率为转子工作频率径向振动大。
频谱图中基频有稳定的高峰谐波能量集中于基频其他倍频振幅较小。
当振动频率小于固有频率时基频振幅随转速增大而增大当振动频率大于固有频率时转速增加振幅趋于一个较小的稳定值当振动频率接近固有频率时机器发生共振振幅具有最大峰值。
由于通常轴承水平方向的刚度小振动幅值较大使轴心轨迹成为椭圆形。
振动强烈程度对工作转速的变化很敏感。
1力不平衡频谱特征为振动波形接近正弦波轴心轨迹近似圆形振动以径向为主一般水平方向幅值大于垂直方向振幅与转速平方成正比振动频率为一倍频相位稳定两个轴承处相位接近同一轴承水平方向和垂直方向的相位差接近90度。
J 19JB/T 5901－1991十字轴万向联轴器1991-12-25 发布1992-07-01 实施中华人民共和国机械电子工业部发布11范围本标准规定了十字轴万向联轴器（以下简称联轴器）的分类，技术要求，检验规则，标志、包装和贮存等。
本标准适用于联接两轴轴线夹角β≤45°的传动轴系；传递公称转矩11.2~1120N·m 的单十字轴万向联轴器和双十字轴万向联轴器。
2引用标准GB 117圆锥销GB 119圆柱销GB 191包装储运图示标志GB 3078优质结构钢冷拉钢材技术条件GB 3507机械式联轴器公称扭矩系列GB 3852联轴器轴孔和键槽型式及尺寸GB 3931机械式联轴器名词术语GB 4879防锈包装GB 6388运输包装收发货标志GB 6543瓦楞纸箱GB 12458机械式联轴器分类3 分类3. 1 型式3. 1. 1 联轴器结构型式分为：a. 单十字轴万向联轴器（见图1）；b. 双十字轴万向联轴器（见图2）。
3. 1. 2 联轴器两端联接型式3. 1. 2. 1 两端采用相同孔形：a. 圆柱孔（按GB 3852的规定）；b. 带键槽的圆柱孔（按GB 3852的规定）；c. 四方孔形（见附录B ）。
3. 1. 2. 2 两端采用不同孔形：a. 圆柱孔和带键槽圆柱孔；b. 圆柱孔和方孔；机械电子工业部1991-12-25 批准中华人民共和国机械行业标准十字轴万向联轴器JB/T 5901－19911992-07-01 实施2c. 带键槽圆柱孔和方孔。
3. 2 型号表示方法联轴器型号应符合GB 12458的规定。
WS □ ×规格代号（按表1的规定）单十字轴万向联轴器用D 表示型式代号双十字轴万向联轴器不表示十字轴万向联轴器代号联轴器型号示例：例1：公称转矩为45N ·m 的双十字轴万向联轴器型号为：WS3例2：公称转矩为560N ·m 的单十字轴万向联轴器型号为：WSD73. 3 标记3. 3. 1 联轴器标记应符合GB 12458的规定。
同步器设计实例[1] 2同步器设计实例[1]2已知条件：离合器从动片结构尺寸。
变速器档位数、档位排列及各档速比。
变速器各档位齿轮的结构尺寸。
变速器中心距。
相匹配发动机最小功率时输出功率。
1．同步器理论设计排序：1）转动惯量的计算：换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、一轴、中间轴、与中间轴齿轮相啮合的主轴上的常啮齿轮。
统称为同步过程的输入端。
（见同步系统简图）而输入端的转动惯量jc的计算步骤是：首先计算上述相关零部件的转动惯量，而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。
园柱体盘式零件的转动惯量计算公式为;实心j=q×d2/8g=（γ×π/32g）×d4×l空心j=q×（d2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（d2+d2）×（d2-d2）式中：q―零件重量（克）d―零件外径（厘米）d―零件内径（厘米）g―重力加速度（980厘米/秒2）γ―材料比重（钢：7.85克/厘米3）l―零件厚度（厘米）转动惯量的切换：基本公式为j换=j×i=j×主动齿轮齿数/从动齿轮齿数各档的总转动惯量σj，须要将各适当零件的转动惯量转至被同步的零件上。
σj=j+j 换2）角速度差δω的计算：在理论设计计算中，一般是按角速度差的最大值计算。
所以只有假设在两个角速度中有一个是相当为发动机最大功率时的转速的值，才是同步过程中的最大角速度差。
a.低档换高档：此时汽车处在快速过程，可以假设与整车相连的输入端的（二轴及同步器齿套）换挡时输出功率维持不变，仍为换挡前的低档输出功率。
而输出端的（被同步齿轮）的输出功率则低于输入端的输出功率。
输出端的须要失速就可以同步。
只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速nn，才能得到角速度差的最大值δωmax。
所以：ω出=（2×π×nn/60）/i低ω入=（2×π×nn/60）/i高δωmax=ω进-ω出来=2×π×nn/60×（1/i低-1/i高）b）高档换低档：此时汽车处于减速过程，亦可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的高档转速。
该车型采用双万向节传动。万向节的布置影响传动的平稳性。转向柱管任何
相邻两端的夹角均必须小于40°转向柱管力矩波动率要求在10％以下。传动装
置在整车上的布置状态见下图。
转向传动机构等效夹角的计算公式如下：
)(2sin2)(2cos21242222
e
β1―――第一段管柱与第二段管柱夹角＝12.8°
β2―――第二段管柱与转向机夹角＝6.4°
α―――输入轴和中间轴所在平面与中间轴和输出轴所在平面的夹角＝
14°
ψ―――中间轴的相位角＝166°
计算出：
βe―――等效夹角＝11.0°
整个管柱的力矩波动范围为cosβe～1/cosβe，
因此计算出的输出力矩波动范围为：0.982～1.018，即波动率为3.8%,在10％
的允许范围之内，传动平顺。
