双传动轴系

2024-06-09

双传动轴系（精选七篇）

双传动轴系篇1

关键词：双圆盘割草机,传动系,ANSYS Workbench,虚拟设计,拓扑优化

0 引言

随着内蒙古自治区草原畜牧业的发展, 人工种植草场数量稳步提高。配套的牧草收获机械虽然种类繁多[1], 但设计相对笨重、制造精度低, 在农牧民的使用过程中存在着能耗大、产品质量不稳定等问题。

传统的农业机械产品开发要经过理论设计、样机试制、田间试验、改进定型和批量生产[2-3]等步骤。随着计算机科学技术的发展, 现代的虚拟样机技术可以代替物理样机对产品进行创新设计、测试和评估, 可以缩短开发周期、降低成本、改进产品设计质量。

针对双圆盘割草机传统设计方法中存在的设计周期过长、机构精度不高并且无法进行动态装配检验等问题, 首先应用Solid Works软件对双圆盘割草机第1 级传动系主要零部件及传动支架进行了三维实体虚拟设计并装配; 然后通过接口导入ANSYS Workbenc中, 利用ANSYS Workbench软件建立了装配体的有限元分析模型, 对传动支架进行了结构的强度、刚度校核及模态分析, 使样机缺陷在设计阶段就能被及时发现, 实现设计与检验同步进行[4]。因此, 对其传动系进行有限元分析和优化设计具有重大意义, 可为农业机械的虚拟样机优化设计提供参考依据。

1 总体方案设计

9YG-130 型前置式双圆盘割草机结构示意图如图1 所示。

割草机工作时, 动力传递依靠皮带传动, 通过皮带和一级锥齿轮传动直接把动力传给切割器, 带动切割圆盘转动, 进行切割作业。第1 级传动系的变形及振动大小严重影响割草机的传动平稳性, 为使皮带具有合适的张紧度, 在主、从动带轮之间装有张紧轮, 其位置可调。机架主梁采用槽钢制成, 机架一端与悬挂架铰接, 可通过四连杆机构上下运动, 使切割具有良好的割茬调整范围。在1 级传动中, 装有自动离合器, 在机架主梁外侧装有主动皮带轮和牙嵌式离合器, 机具的提升是通过液压系统使机架向上转动实现的。

2 双圆盘割草机第一级传动系的设计

2. 1 有限元分析理论基础

根据有限元分析理论, 可得平面单元 ( i , j) 结点的虚位移为[5]

单元内相应的虚应变应为

由虚功原理有

由于结点虚位移{ ε*}e具有任意性, 因此上式可写成

上式称为局部坐标下的平面刚架单元的刚度方程, 简称为单刚。

平面桁架的单元刚度矩阵为

2. 2 第1 级传动系三维模型的建立

根据设计尺寸建立第1 级传动系三维模型, 在依据零件设计尺寸绘制完草图之后, 通过旋转和切割等指令完成9YG—130 型前置式双圆盘割草机张紧轮部件、飞块架焊合、传动支架等标准与非标准组件, 具体如图2 所示。

根据已完成的三维零部件模型, 采用自下向上设计方法, 将各个组件的装配体通过约束、配合关系及先后次序装配在一起, 最后利用各部分组件装配建成整个传动系的三维实体模型。最终的9YG-130 型双圆盘割草机的第1 级传动系的装配图如图3 所示。

3 双圆盘割草机传动支架的有限元分析

3.1传动支架的有限元分析

3.1.1有限元分析前处理

首先, 确定模型材料为灰口铸铁, 弹性模量E =113MPa, 密度 ρ = 7. 25 + e3kg / m3, 泊松比为0. 25。网格生成有限元预处理, 网格质量优劣的主要工作将在很大程度上影响分析结果。ANSYS Workbench的自动划分功能更加智能, 有多种控制方式, 本文采用大小的控制方法生成网格。通过智能大小调整值的划分, 网格尺寸为10mm, 分为24 362 和11 156 个节点。网格划分模型如图4 所示。

施加约束: 在支架底座的4 个螺栓孔上设置固定约束, 在传动支架的内表面施加计算出的中心接触轴承等效负载。

3. 1. 2 有限元分析结果

有限元分析结果显示: 由于为灰铸铁材料, 同时生产小批量的生产成本太高, 本设计安全系数设计过大, 因而使用普通碳素钢的焊接部件作为替代, 从而降低生产成本。节点等效应力等值线显示图及总位移分布等值线图显示最大应力为174. 03MPa, 可以看到应力和应变均小于最大许用值, 疲劳寿命影响以及灵敏度响应面轮廓为随后的拓扑优化奠定了基础, 具体分析结果如图5 ~ 图8 所示。

3. 2 传动支架的模态分析

模态分析技术用于确定设计机构或机器部件的振动特性, 是承受动态载荷结构设计中的重要参数, 也是动力学分析领域中不可缺少的手段[6]。割草机传动支架作为前置式双圆盘割草机的重要构件, 强烈的振动会造成结构的共振或疲劳, 严重影响了割草机的传动性能。利用计算机ANSYS Workbench软件进行模态分析, 得到了双圆盘割草机传动支架的固有频率和振型特征, 分析了固有频率及各阶频率位移云图, 可以提前避开来自旋转主轴的激励频率范围, 从而避开共振, 有效预估结构的振动特性, 找出传动支架设计的薄弱环节, 为以后的设计与研究提供理论依据。

图9 ~ 图14 分别为第1、2、3、4、5、6 阶固有频率位移云图。可以看到, 传动支架的固有频率是在463. 83 ~ 2369. 5Hz之间变化, 随着模态阶次的增加, 固有频率也随之增加。第1、第2 阶振型是整体弯曲振动, 整体振幅较小; 第3 阶振型是传动支架左端肋板左右振动, 肋板处振幅较大; 第4 阶振型是传动支架右端部分呈现弯曲振动, 振幅不大; 第5、第6 阶振型是传动支架呈现弯曲振动, 多数是局部振动。局部振型说明其结构局部刚度偏低, 在外部激励作用下产生的弯曲、扭转振动, 不但造成主立轴的支撑结构的疲劳损伤, 而且还影响传动系统整体的平顺性。如果结构设计不合理, 可适当加厚板筋来加大结构刚强度, 使结构局部振型转换为整体振型, 改善传动支架的振动特性。

4 结论

通过对前置式双圆盘割草机的传动支架精确的三维实体建模的建立, 导入ANSYS Workbench中建立了有限元分析模型, 对传动支架进行了结构的强度、刚度校核及模态分析; 利用模态参数的变化诊断和预报结构的故障, 确定了切割圆盘的固有频率和振型特征, 分析了固有频率及各阶频率位移云图, 可以提前避开来自旋转主轴的激励频率范围, 从而避开共振, 有效预估结构的振动特性, 为农业机械优化结构设计和虚拟样机设计提供了条件。通过对有限元计算结果的分析, 得到传动支架应力应变分布情况在设计阶段判断疲劳寿命的薄弱位置, 通过修改设计可预先避免不合理的疲劳寿命分布。

分析结果表明, 虚拟样机技术创造性地开发了新的理论分析方法, 完美地解决了多目标优化要求下针对多变量调整设计物理样机所无法替代的手段, 对农业机械新产品的开发设计有一定的参考价值。采用虚拟设计可以显著加快设计进度, 改进产品设计质量, 为农业机械的后续拓扑设计和减振分析提供了理论依据。

参考文献

[1]赵满全, 刘伟峰.前置式双圆盘割草机的研制与试验[J].中国农机化, 2004 (5) :28-30.

[2]马颖, 李成华, 张国梁, 等.基于ANSYS的播种机牵引梁模态分析[J].农机化研究, 2010, 32 (6) :86-88.

[3]傅彩明, 毛文贵, 李建华.大型立式电动机特定边界条件下的振动特性仿真与实验[J].振动与冲击, 2010, 29 (6) :227-230.

[4]代伟峰, 樊文欣, 程志军.基于ANSYS的连杆模态特性分析[J].机械工程与自动化, 2007 (4) :40-42.

[5]傅志方, 华宏星.模态分析理论与应用[M].上海:上海交通大学出版社, 2000:17-19.

[6]吴晓枫, 王禹林, 冯虎田.大型数控螺纹磨床床身的模态分析与优化[J].机械设计与研究, 2010 (6) :115-117.

[7]郑磊, 尹健, 纪斌, 侯永伟.基于ANSYS的脱粒滚筒模态分析[J].农机化研究, 2013, 35 (4) :48-51.

[8]戴禹.重型卡车驾驶室数值模态分析与结构优化[D].长春:吉林大学, 2008.

[9]张宁, 赵满全, 史艳花, 等.基于SolidWorks前置式双圆盘割草机切割部件的设计[J].农机化研究, 2013, 35 (8) :100-103.

汽车传动轴系应力应变测试方法分析篇2

1 应变片电测法

应变片电测法主要是利用电阻应变计完成对汽车驱动轴系应变的测量, 之后根据应变与应力的关系确定汽车驱动轴系表面的应力状态。在测量过程中, 可将电阻应变片粘贴在汽车传动轴系的被测点表面, 一旦汽车驱动轴系的相关零件在荷载作用下发生应变, 电阻应变片的电阻值就会发生变化。这时, 就可以计算出汽车传驱动系被测点的应力应变情况。

应变片电测法具有灵敏度高、精度高、尺寸小等特点, 但是, 应变片的测量原理也决定了其固有的缺陷。具体包括以下2 点: (1) 应变片电测法属于一种接触式测量方法, 它只能测量汽车驱动轴系表面的应变, 不能测量其内部结构应变; (2) 应变片电测法是一种电测量方法, 需要使用带有导线的测量回路, 因此, 在利用应变片测试汽车驱动轴系应力应变时, 要采取特殊的增强系统措施抵御电磁的干扰。

2 光弹性法

光弹性法主要是利用双折射效应测试其应力应变情况。当非晶体材料受到荷载作用时, 会像晶体一样产生光学各向异性, 从而发生双折射现象。但是, 采用这种方法时, 一旦去掉荷载, 双折射现象就会消失。因此, 可以将具有双折射效应的透明塑料按照一定比例制成汽车驱动轴系模型, 或者直接在汽车驱动轴系上进行光贴片处理, 之后再将模型或汽车传动轴系置于偏振光场中。如果此时施加一定的荷载, 就会产生干涉条纹。施加的荷载越大, 产生的干涉条纹就越多。通过对条纹的观测可以定性分析汽车驱动轴系模型的应力应变情况。光弹性法是一种光学测量方法, 它可以测量汽车驱动轴系的内部应力应变, 也可以直观地反应汽车驱动轴系的应力集中现象, 进而确定应力部位和应力集中系数。但是, 光弹性法测量的周期比较长, 在测量汽车驱动轴系应力应变的情况时, 需要制作3D光弹性模型。这个模型的制作工艺十分复杂, 而且光弹性法的光学系统也较为复杂。

3 视觉测量法

视觉测量法是以2D计算机图像处理技术为基础, 它主要运用2 台高分辨率的摄像机、1 台计算机、1 个照明装置和一组图像分析软件完成测量工作。视觉测量法的优点是: (1) 测试量程较大, 成像精度能够达到亚像素级。因此, 使用它可以测量0.01%级别的微小应变, 同时, 也可以测试100%甚至高于100%的应变。 (2) 视觉测量法属于一种光学测量, 其测试结构相对简单, 能够移动, 而且方便测试。 (3) 运用视觉测量法能够测试汽车驱动轴系3D空间区域的力学特性。

视觉测量法也有一定的缺点: (1) 影响测试精度的因素比较多。 (2) 因为测量是在摄像机的视场范围内进行的, 而汽车驱动轴系的体积较大, 摄像机的视场范围也较大, 所以, 图像分辨率较低, 会影响汽车驱动轴系应力应变的测试精度。

4 测齿法

测齿法是当前使用最广泛的汽车驱动轴系应力应变测试方法。其测量装置主要是由传感器、信号齿轮、旋转轴、后续信号采集和处理环节组成的。信号齿轮是装在汽车驱动轴系的轴上, 当被测汽车传动轴系旋转, 信号齿轮在传感器上就会感应出信号, 之后数字电路就会将信号整形成矩形脉冲信号。如果汽车传动轴系不受外力的作用, 则会匀速转动, 不会发生变形, 两齿间距历经传感器的时间也相等, 因此, 输出的信号波形脉冲为齿形;如果汽车驱动轴系受到外力的作用而发生变形, 就会导致轴系齿轮的周向线速度不等。两齿轮通过传感器的时间不等, 传感器产生的信号波形脉冲为不均匀齿形, 而不均匀的齿形脉冲中则包括汽车驱动轴系的扭转信息。之后利用晶振高频计算相邻齿轮之间的间隔脉冲, 从而得到相邻齿轮脉冲的间隔时间, 这也是传感器扫过2 个相邻齿轮的间隔时间。利用这个时间能够计算出相邻齿轮脉冲间隔的角速度, 之后再处理后续信号, 以得到汽车驱动轴系的扭转变形信号, 最终完成对汽车驱动轴系应力应变的测试。

在传动轴两端各安装1 个60 个齿的测量齿盘, 并且要用轴承支撑, 确保其刚性。驱动轴材料为45 号钢, 平均直径为70 mm, 长度为820 mm, 剪切模量为80 GPa。对此驱动轴进行应力应变测试时, 测试条件为无负载、怠速, 发动机转速为800 r/min, 测试内容为驱动轴扭剪应力和扭矩的时域波形。

分析、计算2 个齿盘的脉冲周期, 可以得到驱动轴系的平均转速为84.215 r/min。由其扭转应力波形、扭转应变波形和扭矩波形可知, 此传驱动系的应力在4.45~4.80 MPa内波动, 而驱动轴系扭矩则在98~106 Nm之间波动。从频谱图中可以看出, 驱动轴系的扭剪应力应变和扭矩信号的峰值在1.4 Hz、5.6 Hz、9.8 Hz和15.4 Hz处。

测齿法之所以被广泛应用, 不仅因为它的测量装置价格较低, 还因为它适用于汽车驱动轴系应力应变测量。这种方法的转速测量范围比较广, 而且其可靠性和精度也比较高。

参考文献

[1]陈学文, 王博, 金春光.传动轴多工位锻造过程数值模拟及工艺优化[J].锻压技术, 2013 (04) :6-10.

汽车动力传动系匹配方法的研究篇3

随着2008年下半年的全球金融危机的爆发,汽车工业也因此受到不小的冲击。汽车消费者在追求汽车动力性的同时,也越来越来注重汽车的经济性和排放性能;而汽车动力性,经济性的好坏很大程度上取决于汽车发动机和传动系型式及参数选择,亦即取决于汽车动力传动系统合理匹配的程度。合理匹配的发动机与传动系参数将显著降低汽车的燃油消耗并可获得较好的动力性,从而可以减少燃料消耗,减轻发动机磨损,提高发动机的寿命;而且还可取得良好的排放效果。多年以来很多研究人员对汽车动力传动系匹配方面进行了不同角度的研究,目前有关这方面研究资料有很多,本文将对常用的匹配方法进行总结,建立一个研究匹配的基本模式。

1 动力传动系匹配研究基本模式

笔者根据大量的研究资料总结了研究汽车动力传动系匹配的基本模式,如图1所示。

2 优化目标函数模型的建立

2.1 动力性目标函数建立

2.1.1 发动机数学模型建立

由于发动机特性具有不确定性,发动机的数学模型的建立需利用经验公式,把发动机性能特性看作是发动机性能指标和运行参数的函数[1],外特性曲线如图2所示,可表示为:

$Μ_{e} = \frac{Μ e_{\max} - Μ_{p}}{(n_{p} - n_{m})^{2}} (n_{m} - n_{e})^{2} (1)$

式(1)中: $n_{e} = \frac{v i_{g n} i_{0}}{0.377 r}$ ;

Me—发动机有效扭矩,N. m; Memax —发动机最大有效扭矩,N. m;MP—发动机最大功率对应的扭矩,N. m;nm—发动机最大扭矩对应的转速 r/ min;np—发动机最大功率对应的转速r/ min;ne—发动机转速, r/ min ;v—汽车行驶速度,km/h;ign—变速器的n档传动比;i0—主减速器的传动比;r——车轮半径,m。

nemin 为发动机最小稳定转速。随着发动机转速ne增加,发动机发出的功率Ne和扭矩Me都在增加,当达到最大扭矩Memax 时,发动机转速为nm。再增加发动机转速时,Me有所下降,但功率继续增加,一直到最大功率Nemax ,此时发动机转速为np,对应的扭矩为MP。继续增加转速,功率下降。允许的发动机最高转速为nemax 。一般汽油机的最高转速不大于最大功率时转速的10%—12%。

2.1.2 动力性目标函数

由于汽车原地起步加速时间能较为全面地反映汽车动力性,通常选用汽车原地起步加速时间作为汽车动力性目标函数。

根据汽车行驶方程式可得:

$\frac{d v}{d t} = \frac{g}{δ G} [F_{t} - (F_{f} + F_{w})] (2)$

积分得: $\int_{0}^{v_{2}} d t = \int_{0}^{v_{2}} \frac{δ G}{g \cdot [F_{t} - (F_{f} + F_{w})]} d v (3)$

因此汽车从0~v2连续换挡加速时间为:

$Δ t_{0 - v_{2}} = Τ_{0} + \sum_{v = v_{1}}^{v_{2}} \frac{G δ}{3.6 g} [\frac{Μ_{e} i_{g} i_{0} η_{Τ}}{r} - (G f + \frac{C_{D} A v^{2}}{21.15})]^{- 1} (4)$

式(4)中, $\frac{d v}{d t}$ —汽车原地起步的加速度,m/s2;Ft—汽车牵引力,N;Ff—汽车滚动阻力,N;Fw—汽车的空气阻力,N;G—汽车总质量,N;g—重力加速度,m/s2;CD—空气阻力系数;A—汽车迎风面积,m2;f—道路阻力系数;δ—汽车转动惯量换算系数;T0—汽车从起步到速度为v1时所需要的时间,s;v1、v2—分别是汽车换挡前、后所达到的速度,m/s。

2.2 经济性目标函数的建立

三种行驶工况下的燃油消耗量Q。

2.2.1 选用等速(汽车平均车速)行驶工况下燃油消耗量 $Q_{s} = \frac{p b}{367.1 γ} t (5)$

式(5)中,其中p—汽车的阻力功率,kW;b—燃油消耗率,g/(kW·h);γ—燃油重度,N/L;t—行驶时间,h。

2.2.2 选用等加速行驶工况的燃油消耗量

由汽车的行驶速度va1行驶至va2的燃油消耗量,计算时把加速过程分割为n个区间,每增1km/h为1个小区间。

$Q_{a} = \frac{1}{2} (Q_{t 0} + Q_{t n}) Δ t + Δ t \sum_{i = 1}^{n - 1} Q_{t i} (6)$

式(6)中 $Δ t = \frac{1}{3.6 \frac{d v_{j}}{d t}}$ ; $\frac{d v_{j}}{d t}$ ——汽车的加速度,m/s2;

—各个时刻的单位时间燃油消耗量,mL/s; $Q_{t i} = \frac{p b}{367.1 γ}$ ;Qt0—行驶初速度va1时,即t0时刻的单位时间燃油消耗量,mL/s;Qtn—车速为va1+n·1, km/h时,即tn时刻的单位时间燃油消耗量,mL/s。

2.2.3 选用等减速行驶工况燃油消耗量

$Q_{d} = \frac{v_{a 2} - v_{a 3}}{3.6 \frac{d v_{d}}{d t}} Q_{i} (7)$

式(7)中Qi—怠速工况燃油消耗量,mL/s;va2、va3—起始及减速终了的车速,km/h; $\frac{d v_{d}}{d t}$ —减速度,m/s2。

3 优化目标函数的确定

F(X)=c1Δt0-v2+c2Q (8)

式(8)中,c1、c2为加权因子;Δt0-v2为加速时间,s;Q为燃油消耗量,mL。

4 待优化参数的确定

待优化参数是研究人员针对其研究的侧重点,利用汽车的某些参数以达到优化匹配的目的。不同的侧重点多选择的待优化参数有所不同。

有些因为在汽车传动系参数中,影响传动系与发动机匹配的主要参数是传动系的传动比,包括变速器传动比和驱动桥传动比。因此,一种方法是选择变速器各挡传动比ign和主传动比i0为设计变量,则有

$X = [\begin{matrix} i_{g 1} & i_{g 2} & \dots & i_{g n} & i_{0} \end{matrix}]^{Τ} (9)$

此外,由于仅改变主减速器速比也能够达到优化的效果,而且对于原车调整成本也比优化整个传动系的成本低,实验验证也相对简单。若选择主传动比i0为设计变量,则有

X=i0 (10)

5 约束条件的确立

针对你选择的待优化的参数,确定所需的优化条件。以下是分别是一些常用参数所确定各自参数的约束条件[2,3,4]。

5.1 发动机性能指标的要求

5.1.1 发动机扭矩适应性要求

1.1≤Memax /Me≤1.3 (11)

5.1.2 转速适应性要求

1.4≤nP/nm≤2.0 (12)

5.2 汽车动力性要求

5.2.1 最大爬坡度要求

$Μ_{e m a x} \geq \frac{G r (f c o s a_{\max} + \sin a_{\max})}{i_{0} i_{g 1} η_{t}} (13)$

式(13)中,amax —汽车最大爬坡角;ig1、i0—汽车一档传动和驱动桥速比,ηt—机械效率。

5.2.2 最高车速要求

最高车速应大于或等于所要求值vemax ,即:

$\frac{0.377 \cdot n_{e m a x} r}{i_{0} i_{g n}} \geq v_{e m a x} (14)$

式(14)中,nemax —发动机最高转速(r/min)。

5.2.3 直接档动力性要求

直接档的动力因素应大于或等于所要求的最大动力因素D0max ,即:

$(\frac{Μ_{e m a x} i_{0} i_{g 1} η_{t}}{r} - \frac{C_{D} A v^{2}}{21.15}) / G \geq D_{0 \max} (15)$

式(15)中,D0max —直接档时汽车最大的动力因数。

5.2.4 速比约束条件

传统的变速器各挡的传动比大体上是按照等比级数分配的。按等比级数分配速比的主要目的在于充分利用发动机的功率,提高汽车的动力性。但在实际中由于齿轮配置等原因,各挡传动比之间的比值并不正好相等。所以采用偏置等比级数法。具体的各挡速比分配规律因人而异,故不作归纳。

5.3 汽车燃油经济性要求

汽车在常用工况下经济负荷率要求:

0.7≤U≤0.9 (16)

式(16)中,U—发动机的负荷率。

$U = \frac{(G f + C_{D} A v_{a}^{2} / 21.15) v_{a} / 3 600}{Μ_{e} n_{e} η_{t} / 9 549} (17)$

6 优化程序的编写

先根据目标函数、待优化参数及其约束条件,为了达到某种优化匹配的效果,选择适合的优化算法,目前较为采用的算法主要有:模糊算法、遗传算法、区域算法[5]等,在确定算法后,将算法与优化对象相结合,利用计算机软件进行编程,目前主要基于VC、VB软件进行编程。

7 实例验证

针对具体的实例,利用编写好的程序进行优化,将优化结果与原来的性能指标进行比较,得出该优化方法的优越性。

8 结论

笔者对以往大量的有关汽车动力传动系优化匹配的研究进行[3,4]总结,得出研究汽车动力传动系优化匹配得一般模式,为以后从事汽车动力传动系优化匹配方面研究的人员提供方便。

参考文献

[1]余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社,1992

[2]刘惟信,戈平,李伟.汽车发动机与传动系参数最优匹配的研究.汽车工程,1991;(13):65—71

[3]文孝霞,杜子学,栾延龙.汽车动力传动系统匹配研究.重庆交通学院学报,2006;25(1):138—141

[4]王延卿.汽车动力传动系统最佳匹配的研究.世界汽车,1993;(3):15—17

车辆动力传动系建模与整车性能仿真篇4

随着我国道路交通运输业的发展,汽车货物运输逐渐成为货物运输的主要方式。动力传动系统匹配是在保障货运汽车动力性基础上改善燃油经济性的有效方法,是汽车运输和交通环境与安全领域研究的焦点问题之一[1]。

系统的数学建模与计算机仿真技术为研究重型载货汽车动力传动系统匹配问题提供了有效工具,文献[2,3]介绍了国外早期开发的汽车动力性与燃油经济性模拟软件。运用最小二乘法和曲面拟合法建立发动机外特性和万有特性数学模型,搭建整车动力性与燃油经济性计算机数值计算平台,为汽车运输信息化研究、交通运输节能与安全分析提供基础依据。

1 车辆动力传动系建模

在车辆动力性和燃油经济性数值计算中,对发动机使用性能的描述至关重要。发动机数学模型的描述,包括发动机外特性和发动机万有特性[4]。对于已知实验数据的发动机,其使用外特性可被描述为发动机转速的一元函数,用最小二乘拟合法获得;而万有特性可被看作发动机转速和发动机转矩的二元函数,用曲面拟合法获得[5]。

1.1 发动机外特性建模

为了防止计算溢出和加速收敛过程,在计算时将发动机转速进行归一化处理,使发动机转速处于[-1,1]范围之内[6]。归一化处理公式为

$y = 2 (x - \min x) / (\max x - \min x) (1)$

式中:y为归一化后数据;x为待归一化数据;minx为待归一化数据的最小值;maxx为待归一化数据的最大值。

将归一化后的n组试验数据(ni,Tei)代入发动机转矩公式中,并记入随机误差ei:

$[\begin{array}{l} Τ_{e 1} \\ Τ_{e 2} \\ ⋮ \\ Τ_{e n} \end{array}] = [\begin{matrix} 1 & n_{1} & n_{1}^{2} & \dots & n_{1}^{m} \\ ⋮ & ⋮ \\ 1 & n_{n} & n_{n}^{2} & \dots & n_{n}^{m} \end{matrix}] \times [\begin{array}{l} a_{1} \\ a_{2} \\ ⋮ \\ a_{n} \end{array}] + [\begin{array}{l} e_{1} \\ e_{2} \\ ⋮ \\ e_{n} \end{array}] (2)$

写成矩阵形式为:

$Τ_{e} = G \times A + E (3)$

假设

$J = \sum_{i = 1}^{n} e_{i}^{2} = E^{Τ} \times E (4)$

应用最小二乘法原理,按照极值理论有

$\frac{\partial J}{\partial A} |_{A - \hat{A}} = 0 (5)$

运用Matlab编程,采用曲线拟合方法对试验数据进行拟合,即可得到发动机外特性曲线的拟合系数。发动机外特性曲线一般被认为呈抛物线形状[7]。m值取决于计算的精度。m值过低时,拟合误差较大。随着m值的增加,拟合所得发动机外特性曲线在实测值点拟合精度有所提高,但观测点之外数值可能会变得极不稳定,不一定是发动机外特性的真实反映。某汽车的发动机拟合系数如表1所列,其拟合公式为:Te=-36.46n4+76.37n3-192.92n2-133.57n+1 474.93。图1为m=4时发动机数值仿真拟合数据与实验数据对比图。此时的试验数据和拟合数据具有很好的符合性。

1.2 发动机万有特性建模

曲面拟合是对发动机万有特性的一种数学描述。该方法不仅具有较高的精度、不依赖于发动机的其它参数,而且便于使用计算机模拟实现,因此是一种较理想的方法。

发动机万有特性是把发动机的有效燃油消耗率b看作发动机的转速n与有效转矩Te的函数:

$b = g (n_{e}, Τ_{e}) (6)$

发动机万有特性的数学模型可以表示为:

$b = \sum_{j = 0}^{k} \sum_{i = 0}^{j} A_{\frac{1}{2} (j + 1) (j + 2) j 1 + i} Τ_{e}^{i} \times n_{e}^{j 1} (7)$

式中:b为发动机的燃油消耗率;A为模型中各项系数组;k为模型的阶数。

采用曲面拟合的方法,代入试验实验数据,解出相关系数即可得到发动机的万有特性模型,即:

$\begin{array}{l} b = [1, n, Τ_{e}, n^{2}, n \times Τ_{e}, Τ_{e}^{2}, n^{3}, n^{2} \times Τ_{e}, \\ n \times Τ_{e}^{2}, Τ_{e}^{3}, \dots, Τ_{e}^{k}] \times [a_{0}, a_{1}, \dots, a_{m}]^{Τ} (8) \end{array}$

用拟合度C来评价观测值b与拟合值 $\hat{b}$ 的拟合程度[8]:

$C = [1 - \frac{\sum_{i = 1}^{n} (\hat{b} - b_{i})^{2}}{\sum_{i = 1}^{n} (\bar{b} - b_{i})^{2}}] \times 100 % (9)$

式中:b为试验所得发动机有效燃油消耗数据的平均值; $\hat{b}$ 为试验所得发动机有效燃油消耗数据的拟合值。

根据某发动机万有特性的试验数据,采用曲面拟合方法确定发动机万有特性模型的参数。对归一化后发动机万有特性数据进行拟合、对比,当k=5时发动机万有特性拟合值与试验数据相比较理想。此时曲面拟合的拟合度为99.85%,均方差为0.730 98,残差平方和为75.341 5,相关系数为0.999 29。拟合精度较高,能够满足动力性与燃油经济性的数值模拟计算要求。拟合的发动机万有特性见图2。

1.3 传动系建模

车辆传动系数学建模主要包括变速器传动效率建模、驱动桥传动效率建模和变速器换档规律。

在一定档位下,变速器效率随传递转矩的增加,且随输入轴转速的升高而降低。通过变速器主要能量损失的分析,建立变速器效率数学模型:

$\begin{array}{l} η (i) = A_{0} - [\begin{array}{l} A_{1} (1 + \frac{1}{i_{i}^{A_{2}}}) \frac{n^{A_{2}}}{Τ} + \\ A_{3} \sum_{j = 1}^{m} (| \frac{1}{i_{j}} - \frac{1}{i_{i}} |)^{A_{4}} \frac{n^{A_{4}}}{Τ} \end{array}] + \\ [A_{5} \frac{n^{A_{6}}}{Τ} + A_{7} n^{A^{8}} Τ^{A_{9}} σ] (10) \end{array}$

式中:η(i)为变速器在i档工作时的传动效率;A0～A9为模型中的系数或指数;ii变速器第i档的传动比,i=1,2,3,…,n为变速器的输入转速;T为变速器的输入转矩;

$σ = {\begin{cases} 0, i_{i} = 1 \\ 1, i_{i} \neq 1 \end{cases}$

驱动桥的能量损失,主要是啮合齿轮副的摩擦损失和润滑油的搅动损失。建立驱动桥效率模型:

$η_{r} = 1 - (\frac{A_{0}}{Τ} + \frac{A_{1} n^{A_{2}^{2}}}{Τ} + A_{3} \frac{1}{n}) (11)$

式中:ηr为驱动桥的传动效率。

本文将变速器换档规律归纳为2种模式:即汽车动力性换档规律和经济性换档规律。

2 仿真计算与试验结果对比

根据已建立的数学模型运用Matlab建立计算机仿真平台,同时为验证模型的准确性和实用性,需对整车动力性与燃油经济性进行实车的道路测试工作以进行数据比对。

样车动力性能试验值与计算机数值计算值的对比结果见表2所列。

等速行驶与6工况燃油消耗量试验值与数值仿真计算结果对比如图3、4所示。对比结果表明,在一定精度要求范围内,数值仿真计算结果与试验值相吻合,证明了数学模型以及数值计算方法的正确性与有效性。

3 结论

动力传动系结构参数是影响车辆动力性和燃油经济性的重要因素,本文首先建立车辆动力传动系统部分的数学模型,根据汽车动力性与燃油经济性评价指标的计算方法,构建了计算机仿真计算平台。通过样车试验证明了数学模型及数值仿真的准确性和有效性,计算机数值仿真平台为整车的性能分析提供了依据。本方法为汽车运输信息化研究及交通节能与安全分析提供了参考。

参考文献

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[6]薛定宇,陈阳泉.高等应用数学问题的MATLAB求解[M].北京:清华大学出版社,2004

[7]张京明,唐宁亮,丁平.发动机特性计算模型的应用探讨[J].山东工程学院学报,1996(3):40

轮系传动比计算若干问题的探讨篇5

由一对齿轮所组成的机构是齿轮传动最简单的形式。但在机械传动中,为了获得很大的传动比或者为了将输入轴的一种转速变换为输出轴的多种转速,常将一系列互相啮合的齿轮的输入和输出轴连接起来,这种由一系列齿轮所组成的齿轮传动系统,称为轮系。[1]轮系传动比的计算不管是研究现有的传动系统还是设计新的传动系统都非常重要,笔者结合自己多年的经验,在此讨论几个关于轮系传动比计算过程中比较难懂的问题。

1复合轮系中基本轮系的划分

复合轮系传动比的计算,首要问题就是如何正确地划分复合轮系中的基本轮系,也就是划分成单一的定轴轮系和单一的周转轮系,其中最关键的是找出基本的周转轮系。周转轮系是由行星轮、行星架、太阳轮和机架组成,所以应该先找行星轮,即找出那些几何轴线不固定而是绕其他轴线转动的齿轮。当行星轮找到后,那么支持行星轮的构件就是行星架,然后找与行星轮啮合的太阳轮,行星轮、太阳轮及行星架便组成一个周转轮系。去掉这个周转轮系后,复合轮系中可能还存在其他的周转轮系,找出所有的周转轮系后,剩下的就是定轴轮系。复合轮系中到底含有几个周转轮系,其判断标准是解决问题的关键。大多数《机械原理》教材明确指出根据行星架的数目来判断,[2,3]但是也有的教材“若有行星轮存在,同样可以找出与此行星轮相对应的基本周转轮系”。[4,5]这种说法很容易让初学者误解,认为轮系中有几个行星轮就对应几个基本的周转轮系。如图1所示的轮系,按照行星架的数目确定单一周转轮系时只有1个周转轮系;若按照行星轮的数目确定时就有2个基本的周转轮系,即构件1、2、2′、3、H组成一个周转轮系,构件4、5、6、H组成另外一个周转轮系。笔者认为按照行星架的数目确定基本周转轮系的方法更为合理。因为对于周转轮系传动比的计算大都采用转化机构法,即给整个周转轮系加一个反方向的行星架转速,让周转轮系转化为定轴轮系,然后按照定轴轮系传动比的计算方法来计算转化轮系的传动比。对于图1所示的轮系来说,只要加一个反方向的行星架转速,周转轮系就转化为定轴轮系,就可以按照定轴轮系传动比的计算方法列出如下方程,求解轮系中的传动比。

undefined。 (1)

undefined。 (2)

undefined。 (3)

undefined。 (4)

undefined。 (5)

undefined。 (6)

其中:ni为各轮转速;zi为各轮齿数。

23K型周转轮系传动比的计算

3K型周转轮系是由太阳轮、行星轮、行星架以及机架组成,其中有3个齿轮都是太阳轮,如图2所示。对于3K型周转轮系传动比的计算有的参考书是把它分解成两个周转轮系,即构件1、2、2′、3、H组成一个周转轮系,构件1、2、2″、4、H组成一个周转轮系,然后分别列式子来计算轮系的传动比。[6]该做法很容易引起读者的误解,认为3K型周转轮系是由两个周转轮系组成的。笔者认为既然3K型周转轮系是一个周转轮系,即它只有一个行星架,在计算传动比的时候只需要给整个周转轮系加一个反方向的行星架转速,它就会成为定轴轮系。而转化机构法计算周转轮系的传动比时,iundefined中的A、B可以是周转轮系中的任意两个齿轮,可以是太阳轮,也可以是行星轮。因此针对3K型周转轮系传动比的计算,可以选3个太阳轮中的1和3、3和4列两个传动比的计算方程式,然后联立求解计算传动比,而不是把3K型周转轮系划分成两个周转轮系。

3K型周转轮系转化成定轴轮系以后,可以列出3个方程式,取其中2个就可以求出结果。然而选择不同的2个方程式,计算过程的繁简程度不同。图2所示的周转轮系中,已知z1=z2′=19,z2=57,z2″=20,z3=95,z4=96,以及主动轮1的转速n1=1 920 r/min,求轮4转速的大小和方向。根据轮系转化法可以列出以下3个方程式:

undefined。 (7)

undefined。 (8)

undefined。 (9)

代入各齿轮的齿数以及齿轮1的转速以后,由式(7)可得nH=120 r/min;由式(8)可得77nH=72n4+9 600;由式(9)可得nH=-24n4。显然通过方程式(7)和式(9)很容易求得n4=-5 r/min。所以在选择方程式时一定要选转速为零的太阳轮和另外两个太阳轮分别列方程式,使计算过程尽可能简单。

3双重系杆复合轮系传动比的计算

双重系杆复合轮系是一种较为复杂的组合轮系,其特点是主周转轮系的行星架内有一个副周转轮系,因此至少有1个行星轮同时绕着3条轴线转动。因为这种组合轮系包含了主、副两种周转轮系,所以称为双重系杆复合轮系。[7]双重系杆复合轮系传动比的计算方法有很多,这里只介绍便于初学者理解的机构转化法。通过二次转化把双重系杆复合轮系转化为周转轮系,然后再按周转轮系传动比的计算方法来计算。

在图3所示的轮系中,已知各轮均为标准齿轮,且模数相同,z1=160,z2=60,z2′=20,z3=40,z4=100,z5=20,z6=80,z7=120,求传动比i16。

在系杆4固定后,将此轮系视为由定轴轮系1、2,周转轮系2′、3、4、5及定轴轮系6、5、7组成的复合轮系,因此必须分别进行传动比计算,且只能对行星轮系2′、3、4、5再进行第二次转化。

(1) 齿轮1、2为定轴轮系,有:

undefined。 (10)

(2) 齿轮2′、3、4及系杆5组成行星轮系,直接利用周转轮系的转化机构传动比公式或再对其轮系二次转化(即给此行星轮系以-n5绕系杆5轴线回转),有:

undefined。 (11)

undefined。 (12)

(3) 齿轮6、5、7组成定轴轮系,有:

由于n7=0,联立式(11)～式(14)计算得i16=-5。

4结束语

本文对复合轮系中基本轮系的划分、3K型周转轮系传动比的计算以及双重系杆复合轮系传动比的计算进行了分析、讨论,希望对传动系统的设计者能有所帮助。

参考文献

[1]杨可桢,程光蕴,李仲生.机械设计基础[M].北京:高等教育出版社,2006.

[2]孙恒,陈作模,葛文杰.机械原理[M].北京:高等教育出版社,2006.

[3]邹慧君,傅祥志,张春林.机械原理[M].北京:高等教育出版社,1999.

[4]王知行,刘延荣.机械原理[M].北京:高等教育出版社,1999.

[5]张策.机械原理与机械设计(上册)[M].北京:机械工业出版社,2004.

[6]杨家军.机械原理[M].武汉:华中科技大学出版社,2009.

双传动轴系篇6

1 发动机使用的外特性

所谓发动机使用的外特性, 就是汽车发动机在进行工作时所产生的耗油量和输出动力之间的关系。发动机使用的外特性主要表现在发动机节气门全开时发动机的转矩和转速之间的关系。发动机使用的外特性能够用公式表现:

其中各项所代表的含义分别为:n表示发动机的转速, Ttq表示发动机的转矩, K表示曲线拟合的最大次数, ai表示待定系数。

通过上述的公式, 再结合相关的实验数据, 我们可以进一步利用MARLAB的polyfit函数对于汽车发动机使用的外特性进一步的进行拟合, 其公式可以表现为:

其中各项所代表的含义分别为:X表示采样点, Y表示采样点函数值, m表示次数, P表示多项式向量, S表示误差向量。

这一函数的应用原理在于最小二乘法。通过对汽车发动机使用的外特性不同的转矩和转速之间的变化关系进行采样, 得到的函数值, 就能够得到不同转矩下发动机不同的转速, 从而确定发动机使用的外特性。

2 CA7204MT汽车整车性能模拟计算

2.1 汽车整车性能概述

在对于一辆汽车性能进行评价时, 人们往往侧重于汽车的某一特定方面的性能, 比如汽车的安全性能、汽车的动力性能等方面。但是对于汽车整车性能的评价时, 往往根据不同类型的汽车会有不同整车性能评价方法, 所以对于汽车的整车性能的好坏评价是不能够特别说明问题的。但是, 我们根据不同类型或者不同级别的车辆对汽车进行分类, 然后按照汽车的性能加权系统, 对汽车的整体性能进行分层次的解析。通过统计的方法, 根据汽车的各层次性能进行加权处理, 从而确定出最具有代表性的评价关系式, 通过评价的关系式对汽车的整车性能做出一个大概的判断。

2.2 CA7204MT汽车性能仿真与模型验证

CA7204MT汽车是前轮驱动式汽车, 本文通过对于CA7204MT汽车进行建模, 根据已经建立好的模型, 我们选择了不同的模拟情况和实验方式对于CA7204MT汽车的整车性能进行仿真计算。通过对于CA7204MT汽车进行的不同任务计算, 我们得到了关于CA7204MT汽车的各层次的性能以及燃油消耗性能的模拟计算结果。再结合实际厂商的原车经济数据和动力参数进行的比对分析, 我们可以得出这样的结论, 在相对误差不超过3.7%的时候, 我们根据Cruise建立的传动系模型, 而且能够真实的反应出CA7204MT汽车的实际动力性与燃油经济性。在对于CA7204MT汽车进一步的研究分析, 我们可以得出结论, 当爬坡度达到52.85%时, CA7204MT汽车的燃油消耗量达到最大, 油耗偏高。产生这样的问题在于发动机的排量偏高或者传动比偏高。所以我们可以再实际的生产过程中选择小排量的发动机或者减低减速比。如图1所示。

2.3 传统系统参数对整车动力经济性的影响规律

根据上述的试验结论我们可以得出如下的传统系统参数对于整车动力经济性的影响规律:

主减速比对动力性和燃油经济性起到直接的影响作用。主减速比越大, 动力性越大, 但是油耗增加。

六档超速档传动比对于整车高速行驶时的超车性能起到主要作用, 对于于燃油经济性不起作用。由此可见, 当超速档不是比传动比越小越好, 如果传动比过小甚至会对整车的超车性能产生影响。

当一档传动比发生变化时, 而油耗保持不变的情况下, 如果加速时间可能提高3.1%, 这样就足以说明一档传动比对于循环工况的整车经济性能不产生影响, 但是会对于整车的动力性能产生比较大的影响。

3 传动系统参数优化

3.1 传动系统参数优化方案

我们对于传动系统的参数进行优化的主要的优化方案主要表现为调整汽车的主减速器的主减速比与变速器之间的各个档位的传动比。通过这样的调整优化, 我们就能够进行调整整车的行驶过程中发动机最常使用的工况点的位置, 从而实现优化整车动力性和经济性能的要求。

3.2 传动系统参数优化的仿真结果

基于Cruise的模拟计算, 我们将系统优化之后的传动系统的实验数据作为参考数据, 将参数代入到模拟公式中, 就可以得出传动系统参数优化之后的整车燃油经济性和加速性的的实验结果, 在与优化之前的模拟计算结果相比较, 就可以得出以下的结论, 当汽车的传动系统优化之后, 各个档位的油耗下降明显, 但是加速性能的提升并不明显。

4 结束语

从汽车整车性能来看, 影响汽车整车性能的方面不仅在于汽车的发动机的性能, 也在于汽车传动系统的性能。对于汽车整车性能提升, 最主要的问题在于汽车的发动机与传动系统之间配合的默契程度, 可以说两者之间配合的默契程度越高, 那么汽车的整车性能越好。

参考文献

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[2]杨连生.内燃机性能及其与传动装置的优化匹配[M].北京:学术期刊出版社, 1988:12-26.

双传动轴系篇7

由于行星齿轮在传递动力时合理地应用了内啮合齿轮副,可以进行功率分流,而且其输入轴与输出轴具有同轴性。因此,行星齿轮传动被人们用来代替普通齿轮传动作为各种机械传动系统中的减速、增速和变速装置。行星齿轮传动几乎可适用于一切功率和转速范围,行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。目前,借助于计算机辅助技术,对于行星轮系的设计正在逐渐向现代设计方法过渡。从行星齿轮的三维精确建模优化设计、齿轮强度的有限元分析计算到行星传动的噪声、振动控制,乃至动态载荷计算等多方面都取得长足进展。本文以某型矿用绞车采用行星轮系传动为例,讨论基于UG NX5.0软件环境下,利用其CAE功能中的运动分析模块和有限元分析模块,建立运动机构的模型,分析其运动规律。通过创建连杆、运动副和载荷等对象,对机构进行运动学和动力学仿真,分析UGCAE环境下对其进行运动仿真和有限元分析以确定该行星轮系是否满足工作的需要。

1 行星轮系运动仿真建模及解算

1.1 行星轮系的运动仿真建模

打开行星轮系的装配模型,进入UGNX5.0的运动分析模块。要对行星轮系进行运动分析,首先要建立行星轮系的运动仿真模型。根据矿用绞车中行星轮系的工作状况,分别创建连杆、运动副和旋转副。在UGNX5.0中不能直接在连杆之间建立齿轮副,需要通过旋转副来建立,并且要根据实际情况来指定速度比率,可用啮合齿轮的齿数比来表示。对于外啮合齿轮副,比率取正值,对于内啮合的齿轮副,比率取负值。

隐藏行星轮系实体模型,建立好的行星轮系运动仿真模型如图1所示。

1.2 行星轮系运动仿真解算方案设定

对行星轮系进行运动仿真的目的主要是为了直观了解行星轮系在实际的工作状态下能否正常的工作,为了方便了解行星轮系的工作情况,可分别设定两个时间长度来进行仿真。一个是行星轮系运转一周的时间长度,主要用于验证行星轮系的建模情况;另一个是行星轮系运转一段时间,包括速度的上升、稳定和下降三个阶段,用于反映行星轮系在实际工况下的运行能否满足设计要求。因此,可分别在UG NX5.0运动分析模块中设定相应的解算方案。

1.3 行星轮系运转一周的运动仿真结果分析

1.3.1 行星架、齿圈、太阳轮的速度分析

高速档时齿圈固定不转,转矩从行星架输入,从太阳轮中心轴输出,整个机构是作升速变换。从图2可以看出,行星轮系在运转过程中速度平稳,齿圈速度为零,与实际情况相符合。太阳轮的设计转速为582.74rpm,即61.024rad/sec(弧度每秒),仿真值为6.102E+001rad/sec,而且行星架的速度与太阳轮的实际速度比率为0.35831,仿真速度比率为0.35841,可见符合程度是非常好的。

1.3.2 行星轮的位移轨迹分析

当行星架为输入轴时,行星轮在工作时即有绕本身圆心的自转,也有绕太阳轮圆心的公转,其公转轨迹为一个圆,圆的直径为太阳轮直径加上行星轮直径或者齿圈直径减去行星轮直径。行星轮的位移轨迹能否与其轨迹圆精确重合对行星轮系传动的平稳有较大的影响,因此作运动进行仿真时需要获取行星轮的位移轨迹进行分析。行星轮的轨迹如图3、图4所示。

从图3、图4可以看出,行星轮的轨迹与其理论的轨迹圆重合度非常高,只有0.1mm的细小偏差,因此可以依据该模型进一步进行下一步的运动仿真。

1.4 行星轮系运转20秒的运动仿真结果分析

高速档行星轮系运转20秒的运动仿真包括加速、稳速和减速三个阶段。为模拟实际的工作情况,假设行星架输入转速的变化为开始以4.3731rad/sec2的角加速度线性加速运转5秒达到稳定转速21.8655rad/sec,即设计输入转速208.8rpm,然后保持匀速运转10秒,再以4.3731rad/sec2的角加速度线性减速运转5秒使转速回归零,完成一个仿真周期。为此需要在行星架上加载以函数规律定义的角加速度,表达式为:

对应的转速及加速度变化规律如图5、图6所示,与实际情况是吻合的。因此所设计的行星轮系能够实现工作所需的转速。

2 行星传动齿轮的有限元分析

2.1 行星传动齿轮载荷的确定

行星轮系的力学模型如图7所示,根据图7及已知条件可作如下计算,确定行星轮系的载荷。

考虑到主电机功率输出以及绞车高速级的传动比,行星架的输入扭矩

因为共有三个行星轮,所以每个行星轮承载三分之一的输入扭矩,则行星轮切向力

行星轮径向力

内齿圈切向力

内齿圈径向力

内齿圈扭矩

太阳轮切向力

太阳轮径向力

太阳轮扭矩

2.2 弯曲应力的有限元分析

对行星轮系的传动性能有较大影响,在设计中需要密切注意的主要是接触应力和弯曲应力。事实上,这两个应力就是直接用于确定齿宽和齿轮模数的关键指标。因此,对行星传动齿轮进行有限元分析最为关注的就是对弯曲应力和接触应力进行分析。

2.2.1 建立弯曲应力有限元分析的模型及方案

进行有限元分析首先要建立有限元分析模型,主要就是去除实体模型上不影响分析结果的细节特征并赋予材料属性,然后在模型上施加齿轮所受的载荷及定义边界条件,最后进行网格划分就得到了有限元分析模型。不过此处需要注意的一点是并不是所有的结构细节都可以去除,比如齿轮的齿根圆角就应该予以保留,否则会在该处产生不正确的应力集中。根据齿轮的形状和齿轮的受力情况采用UG自带的3D四面体10节点网格进行自动网格划分,这样生成的有限元分析模型有助于最终获得准确的分析结果。行星轮系的有限元分析模型如图8所示。

有限元分析模型建立好之后,需要编辑一个分析方案以提交解算。分析方案主要包括选择解算器,通常选择NX NASTRAN DESIGN;确定分析类型为结构分析。因为分析的是行星轮系在正常工作状态下的受力情况,各构件应该处于弹性变性的范围内,因此解算类型选为线性静力学。此外根据需要还要设定材料的温变时便特性等,本次分析不涉及这些内容。分析方案建立好之后,根据系统的设置,UGNX5.0会自动调用其内置的NX NASTRAN解算器进行解算。解算成功进入后处理就可以看到所需要的分析结果了。UGNX5.0有限元分析模块提供了较为强大的后处理功能,可以根据不同的意图察看不同的分析结果。行星轮系的有限元分析结果云图如下所示。

2.2.2 太阳轮的有限元分析结果

通过云图可以看见,太阳轮发生了变形,最大变形量发生在齿冠上,但是只有0.002392mm,对结构的影响非常小,不会造成行星轮系的运转故障。最大应力发生在齿根处,最大值为30.88MPa,在许可应力的安全范围内,不会造成结构的破坏。从切应力云图和应变云图可以看出,在轮齿和轴空周围产生较大的切应力,这些地方的应变相对来说也比较大,虽然数值在安全的范围内,但要注意齿根、键槽等地方,避免产生应力集中造成结构破坏。

2.2.3 行星轮的有限元分析结果

行星轮的受力与太阳轮相比较有些不同,太阳轮是在对称的三处承受齿轮啮合力,三个力的方向旋向一致。而行星轮是在大致相对称的两处分别于太阳轮和齿圈啮合,这两处的啮合力旋向是相反的,与行星架所施加的作用力相平衡。因此从应变云图来看,与太阳轮和齿圈相啮合的两处轮齿变形是最严重的地方,且方向相向。这也直接导致了应力和应变的不对称性,在和啮合力相向的一侧受压应力,应力水平较高,而与啮合力相悖的一侧则受拉应力,应力数值较小。此外,应力最大的地方仍然是齿根,不过与太阳轮不同的是,行星轮的轴孔附近应力水平明显低于太阳轮。

2.2.4 齿圈的有限元分析结果

相对来说,齿圈是行星轮系中受力最为安全的构件,这可以从齿圈的应力云图看出来。齿圈的应力最大的地方仍然发生在齿根,最大应力只有14.73MPa,是全部构件里最小的,相应的,其变形也都是最小的。

2.3 接触应力的有限元分析

2.3.1 建立行星轮系的接触应力有限元分析的模型及

方案

进行接触应力分析会耗用大量的计算机资源,为了保证分析的正常进行,本文只取了三个行星轮的一个与太阳轮啮合,如图15所示。根据图示的位置,可知有两对轮齿啮合,分别以太阳轮的两个齿面为源接触面,以相对应的行星轮齿面为目标面建立两对接触面如图16。在行星轮的轴孔加上固定约束,在太阳轮的轴孔加上圆柱约束,使太阳轮具有绕轴转动的自由度,然后给太阳轮施加转矩载荷。划分网格后接触应力的有限元分析模型即建立完毕。

2.3.2 行星轮系的接触应力分析结果

经过约一小时的计算(不同的计算机配置所需的计算时间也不同),UG完成接触应力的计算,进入后处理功能,即可得到如图17所示的分析云图。

从图示可以看出,接触应力发生在两个轮齿接触区域的附近,最大应力发生在节点,最大值为497.7MPa。接触应力对齿轮的疲劳点蚀有极大的影响,不过该处的接触应力值在许可的应力范围内,因此是可以保证齿轮寿命的。此外,应该看到,选择不同的啮合状态,则可得到不同时刻的接触应力,因此要详尽的了解啮合过程中接触应力的变化规律,可分别选取几个有代表性的啮合位置分析进行分析,这对于齿形的修整具有重要意义。本文的目的是确认齿轮的最大接触应力在安全的许可范围内,故未作这方面的探究。

3 结论

通过在UG、CAE环境下对行星轮系模型进行运动仿真和有限元分析可知,所设计的行星传动轮系在运动学方面能够满足矿用绞车的使用要求,也不会因应力问题而造成不良事故。

参考文献

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