差速器工程机械（共11篇）
差速器工程机械 篇1
0 引言
带式无级变速器由主从动锥(带)轮、紧套在两轮上的带、调速操纵机构和加压装置等组成。当主动轮转动时,带与锥轮间的摩擦力驱动从动轮并传递动力;通过调速操纵机构改变带在锥轮上的位置,使主、从动轮的工作半径改变,以达到无级变速的目的。通过实例,介绍用变频器与变频电机实现对机械带式无级调速器的改造。
1 存在的问题
带锯床GZK4050主要用于切割各种棒料钢、铝等金属材料。其锯削范围:圆材500mm、方材500 mm×450mm;锯削速度:18~90m/min,无级可调。
系统传动链:主电机—无级调速装置—蜗轮蜗杆副—锯带轮。
主电机输出功率5.5kW、转速960r/min,带式无级调速器通过同时改变主、从皮带轮的直径,使输出轴的转速和转矩也跟随发生变化,动力传递给蜗杆蜗轮,蜗轮直接带动锯带轮工作。
此机床在投入生产两年多的时间里,调速装置出现以下故障:主带轮上键槽与键完全磨损,与带轮孔配合的轴也磨损严重;从动带轮链轮孔磨损严重。因此,借维修机会对其进行改造。
2 改造方案
2.1 设计要点
机床恒功率负载实现变频调速的主要问题是控制性能及系统容量或负载能力。系统特点:在低速段,机床最大进刀量都是一定的,因此,最大切削力并无变化,属于恒转矩调速范围;在高速段,受机床机械强度和刀具耐用程度等因素的限制,要求转速越高,进刀量越小,但切削功率相同,属于恒功率区。所需的电动机容量必须使电动机的额定转矩能满足负载最大转矩的要求;电动机的转速必须能满足负载的最高转速。电机容量与机床特性匹配如图1所示。
2.2 原设备主要数据
主电机:额定功率PN=5.5kW、额定转速nN=960r min;无级调速器:传动比i=0.4~2;蜗轮蜗杆副:传动比i=48;锯带轮:直径Φ=600mm;锯削速度V=18~90m/min。
根据机床厂家提供的数据,考虑锯削速度V≤30m/min为恒转矩区,则电机转矩与速度折算到蜗杆的计算结果见表1。
2.3 电机与变频器型号选择
原电动机的容许最高频率为120Hz以下,其对应最高转速为2304r/min以下。为使电动机的额定转矩能满足负载最大转矩的要求,设计皮带轮传动比i为1.3,54.7×1.3≥68Nm,满足负载最大转矩的要求,此时负载折算到电机最高转速要求为2293×1.3=2981r/min,显然原电机无法满足其调速范围要求。故选择型号为VFG132M-1000-5.5-B3、机座号为132M的4极基频制调速电机,额定功率5.5kW、额定电流11.5A、额定转矩55.5Nm、基准频率33Hz、基准转速1000r/min、最高转速6000r/min。设计皮带轮传动比i为2,因此,55.5×2≥68Nm,满足负载最大转矩的要求,此时负载折算到电机最高转速要求为2293×2=4586r/min,电机最高转速满足要求并有很大余量。另外,该电机与原主电机的机座号相同,方便安装。
通用变频器选择的原则:功能特性能保证可靠地实现工艺要求,并有较好的性价比。通用变频器类型的选择要根据负载特性进行。通过资料调研,佳灵JP6C-T9系列高性能数字变频器能够适应机械调速及自动控制要求,可应用于金属机床。电动机的额定电流不超过通用变频器的额定电流是选择变频器容量的基本原则,电动机的额定功率只能作为参考。电机额定电流11.5A,因此变频器选择型号JP6C-T9-7.5,额定电流18A、适用电机功率7.5kW、额定容量14kVA、输出电压三相0~440V、频率0.5~400Hz。
3 安装调试
3.1 变频改造电路
变频改造电路如图2所示,考虑自动控制要求,使用原来控制主电机运行的接触器KM1的一个常开触点作为变频器运行信号;为使调速操作方便,使用一个旋钮电位器作为频率给定信号。变频器关键参数设置见表2。
3.2 调试
对刚买回来的变频器和电机进行通电试运行。试运行时,以5.00Hz低频率进行,检查以下几点:运转方向是否正确;电机运行是否平稳,有无异常震动现象;是否平稳加减速。
试运行无异常,则开始进行在系统所需调速范围内的运行,从低到高再从高到低,检查变频器和电机是否正常工作。运行确认正常后,将其安装于机床,在机床上开始进行空载运行,检查电机以及其传动链在整个调速范围内是否正常工作。最后进行加载运行,检查电机电流和温升是否正常。
4 改造效果
机床改造后,投入生产运行,到目前为止整个系统运行良好。
摘要：通过实例,介绍采用变频器与变频电机实现对机械带式无级调速器的改造。
关键词：无级调速器,变频器,改造
参考文献
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差速器工程机械 篇2
关键词：电梯；定期检验；限速器；安全钳；故障
引言
电梯是现代高层建筑交通中不可缺少的交通工具，电梯因其独特的优点广泛应用于高层建筑、商场、医院等场合。电梯是机电一体化的精密设备，由许多安全保护装置为其保驾护航，若任何一个安全保护装置失效，都将导致电梯发生安全事故，后果不可想象。电梯可能发生的危险通常有挤压、剪切、撞击、坠落、电击等，所以电梯在设计、制造和安装等各个 环节都要考虑防止危险的发生[1]。限速器-安全钳联动装置就是众多保护装置之一，它能够防止电梯超速和因断绳而造成的坠落事故，其中限速器是速度检测装置，测量的是轿厢速度；安全钳是执行装置，一旦限速器检测到超速，将提拉安全钳动作，从而使轿厢制停在导轨上，所以必须对限速器-安全钳联动装置的工作原理以及检验方法有深入的了解。
1.限速器-安全钳联动机构工作原理分析
限速器-安全钳是电梯最重要的安全保护装置，通常被称为断绳保护和超速保护。限速器的钢丝绳围绕着绳轮和底坑中的涨紧轮形成一个闭环，其绳头部与轿厢紧固在一起，并通过机械连杆与安全钳连起来，在涨紧轮上有验证限速器绳断裂或是松绳电气开关。如果轿厢超速并达到了限速器的动作值，限速器立即动作，触发夹绳装置夹紧钢丝绳。当轿厢下降时，钢丝绳拉动安全钳运作使安全钳楔块与导轨之间产生摩擦力，把轿厢迅速制动在导轨上，停止运动。限速器-安全钳联动机构如图1所示：
图1 限速器-安全钳联动装置示意图
限速器是检测和限制轿厢运行速度的装置，一般安装在电梯的机房内，对于无机房电梯，限速器安装在井道上部，当轿厢上行或下行超速时，限速器的电气安全装置首先动作，使电梯停止运行，若电气触点动作仍不能使电梯停止，电梯将继续向下运行，当轿厢速度达到额定速度的1.15倍后，限速器上的棘爪卡入限速器上的制动轮，从而使制动轮和限速器绳轮一起制停，使限速器绳不再随着轿厢一起运动，若此时轿厢仍不能停止下行，通过限速器-安全钳的提拉杆拉动安全钳，使轿厢制停在导轨上。当轿厢因为曳引钢丝绳断裂而发生坠落时，也是由限速器的机械动作拉动安全钳，使轿厢制停在导轨上。不管何中原因引起限速器-安全钳动作，复位时必须将轿厢或对重提起，并经专业人员调整后方可恢复使用。
安全钳是当轿厢在下行方向超速时，保护电梯轿厢内人员安全的重要部件，安全钳是使轿厢制停在导轨上的执行机构，它由安全钳提拉杆和电气安全开关组成，其动作是由限速器绳所产生的接力触发的。安全钳是轿厢下行超速，甚至自由坠落时对乘客、电梯设备的终极保护，因此安全钳的可靠性是极其重要的。
2.限速器-安全钳联动机构故障探讨
限速器-安全钳联动机构是由限速器和安全钳组成，因此，联动装置的故障也就是由限速器故障和安全钳的故障所致。只要分析了两个部件的故障，再结构两者的联系，就可以分析出联动装置所存在的故障。
2.1限速器常见故障的分析
限速器通常所存在的机械故障主要包括以下几个方面：
（1）限速器不能动作。也即当轿厢运行速度超过设定值时，限速器的电气不动作。
（2）限速器机械部件不动作。由于限速器的甩块部件锈蚀，在达到动作速度时，无法触发机械棘爪动作。
（3）限速器绳打滑。如果限速器的工作环境比较恶劣，则可能会在绳槽内积聚灰尘油泥等，造成限速器绳在绳槽内打滑，不能产生足够的张力提拉安全钳装置。限速器绳打滑的另一种可能是夹紧装置不能夹紧限速器绳[2]。
（4）限速器的动作速度发生改变。限速器在使用过程中可能会因各种因素的影响，而使其动作速度发生改变，如果动作速度变大，则不能实现最初设计时所设定的超速保护；如动作速度变小，虽然可以防止轿厢超速，但可能会经常发生误动作。
2.2安全钳常见故障分析
（1）安全钳联动杆装置锈蚀，导致不能拉动钳块动作；此外，如果限速绳所产生的提拉力达不到300N，或是是安全钳动作所需拉力的两倍时，安全钳也不会被有效触发[3]。
（2）安全钳触点不能动作，无法切断安全回路，因此不能使轿厢制停。
（3）安全钳钳块与导轨工作面间的间隙过大，当限速器-安全钳联动杆被提起时，钳块夹不住导轨，不能使轿厢制停。
3.总结
本文通过对电梯的限速器-安全钳的动作原理进行了深入的分析，并对可能会发生的机械故障进行了深入的研究，并对避免这些故障的措施进行了深入的探讨，从而能够避免限速器-安全钳的失效，能够更好的为电梯的安全运行保驾护航。
参考文献：
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[2]彭啸亚.电梯检验中的限速器-安全钳联动常见故障及原因分析[J].广州：机电工程技术，2013.07.15
差速器工程机械 篇3
传统轮式工程机械用机械差速器来完成差速。机械差速器的工作原理是无论转弯行驶或直线行驶, 两侧驱动车轮的转速之和始终等于转速器壳转速的两倍。常用的对称式锥齿轮差速器, 其内摩擦力矩很小, 实际上可以认为无论左右驱动轮转速是否相等, 两边扭矩总是平均分配, 这样的分配比例对于车辆在良好附着路面上直线或转弯行驶时, 其运行状态都是满意的[1,2,3,4,5,6,7]。
轮边电力驱动系统中, 各电动轮之间无机械差速器连接, 其差速功能则主要通过电子差速控制技术来实现。目前, 研究较多的电子差速控制策略有3种:以驱动轮转速为控制变量、以驱动轮转矩为控制变量、以各驱动轮滑转率相等为控制目标。在理想情况下, 转速控制策略可以实现差速控制, 但现有理论模型很难适应车辆的实际路面[8,9]。使用BP神经元网络的控制方式对于路况固定的路段具有一定的实用性, 但是无法适应没有学习过的路况[10]。转矩控制策略以驱动轮转矩为控制变量, 具有较好的差速功能, 但此方法除受限于车辆模型的精确度外, 还受限于路面的实际情况 (附着系数、滚动阻力系数、坡度等) 的影响, 理论转矩很难精确计算[11]。滑转率控制策略是以驱动轮滑转率相等为控制目标, 是对转矩控制策略的改进, 将计算理论转矩的问题转变成为如何控制滑转率相同。此方法虽然克服了理论转矩的计算难题, 但是滑移率的实时监测和控制, 也比较困难[12]。
综上所述, 现有的3种电子差速控制策略均不能很好地适应轮式工程机械轮边电力驱动系统, 因此有必要研究设计出一套满足此系统使用要求的电子差速控制技术。
1 基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术
车轮要实现平稳转向, 需满足下式:
式中, vj为第j个车轮的速度;ωj、rj分别为第j个车轮的旋转角速度和车轮的滚动半径;Sj为车轮轮心沿平行于行驶路面的轨迹移动的距离。
采用弱磁控制策略的永磁同步电机 (permanent magnet synchronous motor, PMSM) 在恒功率区的输出转矩必定与外负载平衡, 而电机转速随其受力状态沿弱磁控制曲线随动。因此可将弱磁控制策略归类为上述转矩控制策略, 但不同的是省去了繁琐困难的理论转矩计算部分, 控制更简洁。与滑转率控制策略不同, 弱磁控制策略无须控制滑转率, 能够自适应不同的路面, 虽然这在一定程度上影响了能量的利用率, 但非常简便。笔者对PMSM采用弱磁控制策略, 以实现各车轮的自适应差速控制。整机控制系统只根据车辆运动状态, 输出驱动电机的转矩指令信号。电动轮系统的转速由电机转矩与电动轮系统的受力平衡点决定。电机转矩采用开环控制。现分析证明如下:
轮式工程机械受力方程为
其中, Tz、Ff、Fa、Fw、Fs、Fr分别为驱动力、滚动阻力、惯性力、风载荷、斜坡阻力和作业阻力, N;f为滚动阻力系数;m为整机质量, kg;g为重力加速度, m/s2;α为坡度角, (°) ;v为整机速度, km/h;CD为空气阻力系数;A为迎风面积, m2;ρ为空气密度, kg/m3;Fz为全部阻力之和, N。
若该轮式工程机械由k个电动轮驱动, 则受力方程为
其中, ij为第j个电动轮中行星减速器的传动比;Tj为第j个电动轮中PMSM的输出转矩, N·m;rj为第j个电动轮中车轮的动力半径, m。
根据能量守恒原则, 由式 (3) 可得
其中, nj为第j个电动轮中PMSM的输出转速, r/min;ηj为第j个电动轮中PMSM的传动效率。
根据弱磁控制算法, 当整机运行平稳后, PMSM运行在恒功率模式, 则有
其中, P为PMSM理论额定功率, W。
由式 (4) 、式 (5) 可得整机速度:
设第j个电动轮的滑转率为δj, 则直行过程中电动轮的轮心速度为
转向过程中电动轮的轮心速度为
其中, R为整机的转弯半径, m;Rj为第j个电动轮的转弯半径, m。
分别将式 (7) 、式 (8) 和nj=30ijvj/ (πrj) 代入式 (3) 得
由式 (9) 、式 (10) 可知, 在行驶和转弯工况中, 各驱动轮均能克服各自阻力矩的变化、行走减速器传动比和车轮动力半径的差异、转弯半径的差异等问题, 可以自适应差速工作。
由此可见, 基于弱磁控制算法的电动轮之间能自适应差速, 而不需要任何基于理论模型或理论计算的额外控制策略, 简单方便, 实用可靠。
2 基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真
下面以改装为轮边电力驱动的ZLM15B装载机为原型, 进行基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真。
轮边电力驱动ZLM15B装载机采用永磁同步电动轮进行前轮驱动, 其仿真模型主要由整机控制器 (vehicle control unit, VCU) 模块、牵引力控制系统 (traction control system, TCS) 模块、电机及其控制器模块、电源模块、超级电容系统模块和机械系统模块等组成, 如图1所示。
忽略坡度和风载, 整个模型仿真参数如下, 整机质量mv=7000kg, 负载和质心折算到前轴的轴荷系数k=0.8, 整机的转弯半径R=3.17m, 车轮半径r=0.5m, 车轮轮距b=1.49m, 滚动阻力系数f=0.1, 超级电容的电容C=3.3F, 电机转动惯量Jm=0.15kg·m2, 质心高度h=0.7m, 车轮数量ntyre=4, 电机数量nmotor=2, 重力加速度g=9.8m/s2, 电感L=4mH。自适应差速仿真分为两种工况:转弯工况和不同滚动半径直行工况。
2.1 转弯工况
0s给予电机90N·m的转矩指令使之启动, 稳定后在10s给予转向指令使之右转, 质心转弯半径R=3.17m, 16s时仿真结束。
图2所示为左右驱动车轮的轮速, 由于向右转向, 左侧车轮轮速大于右侧车轮轮速;图3所示为左右驱动电机转矩, 右驱动电机转矩大于左驱动电机转矩;图4所示为左右驱动车轮的滑转率。由图4可以看出, 滑移率在10s转向时有个跳变后, 马上自适应路面而稳定在轮胎附着系数的稳定区。采用弱磁控制的左右电机在转弯过程中, 能自适应向心力负载, 很好地满足转向时转矩与转速的需要, 保证转弯时的稳定行驶。
2.2 不同滚动半径直行工况
仿真时, 左右驱动轮滚动半径分别为0.4m和0.6m, 转矩指令均为90N·m。
图5所示为左右轮轮速和车速的变化, 可以看出, 左轮滚动半径小于右轮滚动半径, 导致左轮轮速慢, 右轮轮速快;图6所示为左右轮电机转矩, 右轮电机转矩大于左轮电机转矩;图7所示为左右轮滑转率变化, 由滑转率曲线可以看出, 虽然车轮滚动半径不同, 但左右车轮加速和匀速过程中均没有出现打滑现象, 左右车轮在该工况可实现自适应差速。
3 轮边电力驱动装载机的转向工况试验
轮式装载机转向时, 由于内外侧驱动轮在同样的时间内行驶的路程不一样, 所以内外侧驱动轮的转速不一样。传统的液力机械传动系统通过驱动桥中的差速器解决差速问题, 采用轮边电力驱动的装载机则是通过转矩控制转速自适应的电子差速进行差速。
轮边电力驱动装载机在水泥路面上进行转向试验 (重载和空载) 。试验中, 装载机以固定转向角全速运行。根据内外侧驱动轮的滑转率, 研究装载机电力驱动系统的转向差速特性。
图8为装载机转向示意图, 实测转向半径R=3.195m, 外侧轮的转向半径R1=4.055m, 内侧车轮的转向半径R2=2.335m。点O为装载机转向的瞬时速度中心, 外侧驱动轮车速、整车车速、内侧驱动轮车速的关系如图8b所示。
由图8可知, 内外侧驱动轮的实际速度分别为
3.1 空载转向
图9、图10所示为空载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。
经测量可知, 装载机的实际转向速度v=3.85km/h, 根据式 (11) 可知, 外侧驱动轮的实际线速度v1=4.9km/h, 内侧驱动轮的实际线速度v2=2.81km/h。当装载机运行稳定时, 取8.4~17.8s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2466.29r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1414.83r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.4km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.1km/h。外侧车轮和内侧车轮的滑转率, 见表1。
3.2 重载转向
图11、图12所示为重载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。
经测量计算可知, 装载机的实际转向速度v=4.5km/h, 根据式 (11) 计算得, 外侧驱动轮的实际速度v1=5.69km/h, 内侧驱动轮的实际速度v2=3.31km/h。计算驱动轮的理论速度, 当装载机运行稳定时, 取13~21s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。计算得, 外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2705.63r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1665.15r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.93km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.65km/h。外侧驱动轮和内侧驱动轮的滑转率见表2。可见, 转向差速性能良好。
图9、图11中, 由于采用弱磁控制, 内外侧电机恒功率运行, 从而导致内侧电机的转速小于外侧电机。图10、图12中, 装载机稳定运行时, 内侧电机 (前左轮) 输出的扭矩大于外侧电机 (前右轮) 输出的扭矩, 这是因为装载机在向左转向行驶时, 离心力会造成内侧驱动轮的承重增大, 外侧驱动轮的承重减小。
由表1、表2可知, 无论在空载转向还是在重载转向, 内外侧驱动轮的滑转率都在轮胎与地面附着特性的稳定区域内, 充分表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能自适应差速, 实现平稳转向。另外, 在重载转向试验 (图12) 中, 外侧驱动轮 (前右轮) 输出的扭矩跳动比较明显, 这是由装载机运行过程中的振动引起的。装载机运行得越快, 驱动轮上的载荷越大, 电机输出的扭矩跳动就越明显。
4 结语
在现有的电子差速控制策略的基础上, 介绍了基于弱磁控制算法的自适应电子差速控制技术。通过搭建轮边电力驱动装载机模型, 对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究。轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向, 验证了该方法在理论上和实际应用中的可行性。
摘要：传统轮式工程机械使用机械差速器来完成差速, 而轮边电力驱动系统的差速功能主要通过电子差速控制技术来实现。分析了常用的电子差速控制策略, 提出了基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术, 搭建了轮边电力驱动装载机模型, 并对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究, 进行了轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验。研究表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向。
关键词：工程机械,轮边电力驱动,弱磁控制,自适应电子差速
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差速器工程机械 篇4
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精度等级材料硬度
选小齿轮齿数z1初选螺旋角β 设计计算公式： 7级
45钢调质处理（大）40Cr（调质）（小）2402414 d 1≥ HBS 大齿轮齿数z20.244346095 28098.16074101 ⎫⎪⎪⎭ 2 2KT 1u ±1⎛z E z H d αu H ⎝试选Kt 区域系数ZH端面重合度εα
小齿轮转矩T1齿宽系数φd 应力循环次数N1
接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用接触应力许用弯曲应力小齿轮分度圆d1t圆周速度vh 1.62.433εα11.6226946.12965
1189.8
***00.910.85
0.961.4546537303.571428636.589045821.83916604136.589045821.4792581163.32833076110.993212051.9028713182.321741.423468131.67470892 0.78N.mm 图10-30εα2 表10-7
大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度238.8571429 m/s 载荷系数K 校正的分度圆直径d1 计算模数mn 计算齿根弯曲强度
m n ≥2.207251.9028713180.8826.27234788 2KT 1Y βcos 2β 2φd z 1εα ∙ Y Fa Y Sa σF β
计算当量齿轮Zv1 图10-28 计算当量齿轮Zv2
齿形系数应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 0.0136294041.220059343
2.5918295632.173301252 0.016347711 由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的
230.043478355.95652174（变位圆柱齿轮）3.1461775962.628001004 7级
45钢调质处理（大）大齿轮分度圆直径d2 齿宽低速级齿轮设计低速级传动比i2输入功率精度等级材料
硬度
初选小齿轮齿数Z1圆整55 小齿轮转速n1234.7170545 40Cr（调质）24024HBS 大齿轮齿数z228075.50826232 试选Kt 小齿轮转矩T1齿宽系数φd
应力循环次数N1
接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用弯曲应力1.3106926.2293 1189.8
***0
0.910.8511.4546303.5714286
大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度表10-7
h b/h载荷系数K校正的分度圆直径d1 计算模数m
n 计算齿根弯曲强度
66.613195160.81865993166.613195162.7755497986.24498704610.666666671.867687575.164692563.13186219 m/s
计算载荷系数K齿形系数
应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 2KT Y Y m ≥⋅2 φd Z 1[σF ]
0.0137226352.21192782
由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的 齿数Z1齿数Z2几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1大齿轮分度圆直径d2 齿宽中心距a变位后的压力角变位系数和小齿轮变位系数 25.0548975278.6544399***.50.389734615 0.65 0.48 圆整 2580 80 160 22.33014857大齿轮变位系数 0.17 轴的设计
轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 材料
选用弹性柱销联轴器
初选轴承轴结构设计周向定位键连接
2.70872088755.9565217445调质K A LT67209C 325810
转速(r/min 960963.1095292***计算转矩Tca 3245451950 min 1.3 半联轴器孔径d1 d 40458 载荷水平面垂直面
支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 大齿轮受力材料初选轴承轴结构设计
套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力大齿轮分度圆直径d2 材料初选轴承轴结构设计
套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力 720.2107603242.8987689311.9361432 32985.652826967.61260433713.5123932987.5 26946.12965 1.73100776安全2.628001004 75
转速(r/min 234.7170545 2851.366114 963.1095292 45调质d min 25.055994757210C d 50505581386280D 57d b 16h 水平面垂直面
1716.0314172.2251852223.859632893180.5050212365.76829-17933.90215 94890.62842106926.2293 9.16347184安全<602.54968657424045调质
62126040D 转速(r/min 74.603879572851.36611436.34626742 608212d min d 707260 水平面垂直面
919.09516881932.270946334.5232839 122699.20544658.8 130573.7667326383.9216
6.862099051安全<60 机械设计课程设计
转速(m/s1.25滚筒直径(mm320 1500 滚动轴承η30.99滚筒η40.96总效率η0.868029634 20.10619298 同步转速(r/min1000满载转速(r/min 中心高H132 960总传动比12.86796351 传动比4.0900308753.146177596 1 HBS 相差99 0.84 图10-26 550图10-21d380图10-20c 计算载荷系数K使用系数KA1.251.09 1.421.35
1.21.2 40 点1 ***7070 图10-2
图10-8表10-4表10-13 插值函数 点2 1.45802.627272.181501.791502802002.24801.75 80 2.571.62.141.833202.221.77 1.5951.463 1.5963617391.796698748 2 表10-5表10-5 计算的法面模数mn=2mm，d1=41.421mm 误差
0.005154053 0.89 60 HBS 相差76-40 550380图10-21c,d图10-20c,b图10-19图10-18 计算载荷系数K使用系数KA1.251.051.4231.3511 图10-2
图10-8表10-4 表10-13 1.59 1.773
表10-5表10-5 计算的法面模数mn=3mm，d1=75.16mm 误差 0.017107236 转矩(N.mm 26946.12965363.244041616.61772864 828560100 261.598203 加入键槽35029.96855长度LD 525 L1B 526060194510 a 5 18.219 垂直面
51.30789841-351.4501501987.52505 σ 0.6 转矩(N.mm
106926.2293
1037.812393363.2440416 261.598203 D 90B 20 5750***.54510 L 40 垂直面
450.708718232360.88597 σ0.6 转矩(N.mm 326383.92161037.812393 D 110B ***0 82 67 10 垂直面
703.2891087658.8584
σ0.6
跨距L距离X181.6135.8181.6135.8197133.5197133.5 a 19.4 da 69 351 轴外伸轴径38轴外伸长度80 横坐标 24 26.27234788 26.27234788 108.373435 108.373435 200 72 72值1.44482.591831.5963622.1733011.7966993202.2361.754 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!
差速器工程机械 篇5
【摘要】基于ABAQUS有限元分析软件，介绍某SUV车型后主减速器及差速器总成壳体强度分析方法。对模型施加主减速器最大输入扭矩，用ABAQUS软件进行求解计算，并对分析结果进行评价。此方法对于车辆主减速器及差速器壳体强度分析及结构优化具有一定参考作用。
【关键词】主减速器及差速器；壳体；强度；ABAQUS；有限元分析
1.引言
主减速器及差速器总成、整体式车桥作为车辆传动系统关键零部件，对保证发动机动力顺利传输起到关键作用。其壳体起到支撑、保护内部零件、承载动力及保存润滑油等作用，一旦壳体开裂，将严重影响主减速器及差速器总成的工作，甚至导致车辆的基本行驶功能丧失。故其壳体强度尤为重要。
以某款SUV车型主减速器及差速器总成壳体为例，在产品设计阶段应用ABAQUS有限元分析软件对其强度进行分析，识别应力集中部位，为其设计开发提供参考，避免后期产品因强度问题产生失效。
有限元分析法是一种运用各种数值计算方法在计算机上对产品结构的原理、功能、性能等进行前期预测或改进的一种仿真分析技术，在缩短产品开发周期，降低产品开发成本，提高产品的性能品质，提升企业的竞争力等方面起着非常重要的作用。
2.几何模型及有限元模型
运用三维设计软件CATIA建立后主减速器及差速器总成壳体三维模型，如图一所示。为方便有限元模型建立，对三维模型进行局部简化处理[1-2]：省略局部细小特征及花键、螺纹、部分倒角、圆角。完成后的有限元网格模型如图二所示。其中壳体采用四面体单元，轴承、主齿等机构采用六面体单元。最终得到体单元328924个。
3.边界条件及模型载荷加载
3.1边界条件
对于整体式后桥，约束安装螺栓孔及主齿螺母安装处的三向平移自由度，如图三所示。
3.2模型载荷加载
3.2.1后主减速及差速器总成输入扭矩计算
此款SUV车型由发动机计算的后主减速器及差速器总成最大输入扭矩为4911N·m，由单边车轮打滑计算的后主减速器及差速器总成打滑输入扭矩为1261.4N·m。两者取小值作为模型的输入计算扭矩。
3.2.2模型载荷加载[3-4]
由打滑扭矩计算出主、被齿受力，作为模型的载荷进行加载。主齿旋向为左旋，齿轮旋转方向为顺时针（从汽车前部向后看）。其中主齿受力如图四所示：
首先确定齿轮啮合点圆周力F：
式中T为被齿转矩；为被齿齿面宽中点处分度圆直径。
式中D2是被齿大端分度圆直径；b2被齿齿面宽；被齿节锥角。
对于螺旋锥齿轮副，作用在主、被齿的圆周力大小相等，方向相反，对于双曲面齿轮副。他们的圆周力关系如下：
式中、分别为主被齿螺旋角。
再确定轴向力及径向力。
式中Fap为主齿轴向力；FRp为主齿径向力；FaG为被齿轴向力；FRG为被齿径向力；α为法向压力角。γ為齿轮节锥角，在计算主齿时用齿顶面锥角代替，计算被齿时用齿根面锥角代替。主被齿受力计算结果见表一。
表一 主、被齿受力计算结果
主齿被齿
圆周力（N）4107853589
轴向力（N）335840856
径向力（N）538657688
4.有限元模型搭建注意点
为使计算结果容易收敛，节省计算时间，模型搭建过程中需注意以下几点[5-6]：
1.由于只考察壳体，内部的被齿及差速器等结构省略，用Coupling单元代替；
2.轴承与壳体接触的部位做接触，差速器的两个轴承做轴向定位；
3.轴承盖与轴承座用Tie连接；
4.主、被齿受力的坐标系用各自的局部坐标系。
搭建完成的有限元分析模型如图五所示。
5.计算结果
利用ABAQUS后处理模块进行后处理工作。不考虑由于加载应力集中造成应力过大的主齿应力分布。壳体应力分布云图如图六所示。
由上图可以看出，最大应力位于轴承座根部，最大应力146.1MPa。小于壳体材料QT-450-10的屈服强度310MPa，因此壳体设计结构满足强度要求。
6.结束语
上述介绍的应用ABAQUS有限元分析软件进行的主减速器及差速器总成壳体强度分析，提供了一种分析主减速器及差速器总成壳体强度的方法。对车辆主减速器及差速器总成壳体设计及优化具有一定参考作用。另外对于提高壳体设计水平，具有较强的实际指导意义。
读者还可以尝试其他加载方式，例如轴承位加载。将结果与在主、被齿加载时的桥壳应力分布情况进行对比，验证结果一致性。
参考文献
[1]孙辉.微型车驱动桥壳结构强度与模态分析[J].机械设计与制造，2011（8）：219-221.
[2]黄薇.汽车后桥有限元疲劳寿命分析[J].机械设计与制造.2007（4）：21-22.
[3]《汽车底盘设计》（王霄锋编著）-北京：清华大学出版社，2010.4.
[4]《汽车构造》（陈家瑞主编）-3版-北京：机械工业出版社，2009.2.
[5]《ABAQUS有限元分析实例详解》（石亦平 周玉蓉著）--北京：机械工业出版社，2006.6.
差速器工程机械 篇6
一、机械传动中齿轮噪音的产生原理
1、齿轮设备噪音的产生原理
一个简单物体的弹簧系统只有一个固有振动频率, 这在实际生活中是容易理解的, 但是, 作为机械传动的一个完整的齿轮箱是一个复杂的系统, 因为具有多种力与力的转化与传动往往具有高达50种固有频率。任何一个系统产生振动的基本原因是因为它被激励。就一个齿轮系统而言, 激励是由齿轮的误差引起的, 这就是众所周知的机械传动误差, 传动误差的定义是一个齿轮箱从输入端到输出端转角的实际变化与理论变化之间的差值。
2、齿轮设备噪音与齿轮传动误差
在实际生产与生活中齿轮传动误差与齿轮设备的噪音关系是非常密切的。如图所示, 图1显示了一个简单的齿轮副的传动误差曲线, 由波形可知齿轮副的传动误差曲线是一条非常复杂的曲线。利用傅立叶基数, 这个波形就能用一系列的正弦波来表示。关于传动误差非常重要的一点就是它也包含着幅度和频率之间的调整。幅度与频率的调整将产生更为复杂的传动误差频谱的响应, 这两种调整的基本原理是齿到齿的传动误差随着齿轮副每一次传动进而出现的累计误差的调整, 并在传动误差的整个频谱上产生谐和函数。
机械传动中齿轮的噪音主要是由渐开线误差或齿轮间相邻齿距误差而产生的。由上面论述我们可以得出这样一个结论, 就是幅度和频率调整的影响在齿轮噪音中起着更为重要的作用。用频率表示轴的转速一般情况下都是不会太高, 并且由于人耳的听觉对低频音的感觉不是太敏感, 因此我们可以认为在总的噪音里由于轴的转速带来的影响非常小。然而齿轮设备的机械响应是非常复杂的, 所以调整效应能够激励固有频率, 这些固有频率比每一转频率要高得多。总的噪音问题可总结为, 传动误差是作用在齿轮和齿轮箱上的扰动因素并使之响应, 进而产生了噪音并向外界传播。
二、机械传动中齿轮噪声的产生原因
1、设计影响
(1) 齿轮精度等级。在进行齿轮传动系统设计时, 设计者往往率先从经济的角度考虑, 在满足基本强度要求下尽可能选用经济效果更强地齿轮精度等级, 往往忽略了精度等级是齿轮产生噪声等级与侧隙的标记这一重要特征。美国齿轮制造协会曾经专门进行过大量关于齿轮精度的研究, 研究表明在产生噪音大小方面高精度等级齿轮远比低精度等级齿轮产生的噪声低。因此, 在满足经济条件的前提下, 应尽可能提高齿轮的精度等级, 由此减小齿轮噪声, 进而减少传动误差。
(2) 齿轮宽度。在齿轮传动系统允许时, 适当增大被动齿轮齿面宽, 有利于增大接触比, 从而提高齿轮的承载能力, 降低轮齿挠曲, 减少噪声激励, 达到降低传动噪声的目的。
(3) 齿距和压力角。小齿距可以保证有较多的轮齿在同一时间啮合, 减少单个齿轮挠曲, 齿轮重叠增多, 降低传动噪声的产生, 提高传动精度。较小的压力角由于齿轮接触角和横向重叠比都比较大, 因此运转时产生的噪声小、传动精度高。
2、加工影响
(1) 工作平稳性精度的影响。齿轮的工作平稳性精度就是对齿轮瞬时速比的变化进行限制, 其产生的误差即为齿轮运转一周多次出现的转角误差, 它使齿轮在啮合过程中由于瞬时传动比的变化产生撞击与振动从而使齿轮在运转过程中出现噪声。
(2) 齿轮的接触精度的影响。接触斑点是评定齿轮接触精度高低的综合指标, 接触不好的齿轮其产生噪声必然会很大。造成齿轮接触不好的原因主要是齿向误差影响齿长方向接触, 基节偏差与齿形误差影响齿高方向的接触。
(3) 齿轮的运动精度的影响。齿轮的运动精度代表传递运动的准确性, 即齿轮每运转一周的转角误差最大误差值不能超过一个限定值。齿轮运动精度是表示齿轮运转一周所造成的大周期性误差, 而由齿轮齿圈径向跳动在齿轮旋转一周内的周节累计误差产生的噪声是低频噪声, 但当周节累计误差不断增加时, 将造成齿轮啮合冲击并伴有角速度的变动, 此时噪声将明显增大。
3、装配影响
一方面是齿轮轴向装配间隙过小, 齿轮端面与前后端盖之间的滑动接合面由于齿轮在装配前所带有的毛刺没有及时清除, 从而运转时造成接合面的损坏, 使内泄漏大, 导致输出流量减少, 减低齿轮传动效率;另一方面由于污物进入泵内并楔入齿轮端面与前后端盖之间的间隙内造成配合面磨损, 导致高低压腔因出现径向拉伤的沟槽而连通, 使输出流量减小, 降低齿轮传动效率。对上述两种情况可以分别采用以下方法进行修复。将齿轮泵进行拆解, 适当地增大轴向间隙即研磨齿轮的端面;用平面磨床磨平前后盖端面和齿轮端面, 清除轮齿上的毛刺, 切记不能倒角;经平面磨削后的前后端盖其端面上卸荷槽的深度尺寸会发生一定的变化, 可以通过适当增加宽度来减小磨损。
三、降低机械传动中齿轮产生噪声的方法
1、合理优化齿轮的参数
首先, 增大主动齿轮的螺旋角。随着螺旋角的不断增大, 重合度也随之增大, 噪声降低。但是, 当螺旋角较大时, 其降噪效果反而比螺旋角较小时要差, 这是因为螺旋角大时, 加工和安装都困难, 影响了实际的重合度。其次, 增加被动齿轮齿面宽。齿宽变化引起噪声改变的原因在于能量衰减的不同。因此。齿轮的齿宽越大其衰减性能越好, 对噪声的降低程度越好。最后, 提高齿轮精度。如果将齿轮的传动等级由8级改为6级, 将能减少齿轮表面粗糙度, 提高齿轮的运转精度, 对降低噪声将起到和大作用。
2、正确控制齿轮的侧隙, 合理选择齿面硬度
没有侧隙或侧隙过小将增大齿轮副的噪声。实验表明一般情况下模数齿轮侧隙在0.04毫米以内, 噪声较低。因此在一定范围内适当增加侧隙可以降低噪声, 另一方面, 在材料与精度相同的条件下, 软齿面比硬齿面噪声小1.5~6dB (A) , 采用主动齿轮硬度比被动齿轮硬度高 (2~3) HRC, 可降低噪声。
3、改变齿轮的材料, 对齿面进行涂层处理
在齿轮强度允许的范围内, 尽可能采用高阻尼材料铸铁和非金属材料作为加工齿轮材料, 或者对齿面进行涂镀非金属材料处理, 因为这些材料具有良好塑性和韧性, 可以减少齿轮运行过程中的啮合冲力和节线冲力, 减少振动与冲力, 可以起到很好的降低噪声的效果。
4、改善齿轮润滑
根据齿轮的圆周速度, 选择齿轮传动的合适的润滑方式和理想的润滑油, 可以很好的降低噪声。对不同的减速器应根据实际情况选择合适的润滑方式。同时润滑油的使用不宜过多或过少, 减速器油池的容积可按每kw约需0.4~0.8L润滑油进行计算。对于工作平均温度在90℃以上的减速器, 纯粹的油池润滑将不再适用, 这时需采用循环油润滑或者油池润滑加风扇或其他冷却方法进行润滑。
5、改善减速箱箱体结构
在齿轮箱箱体设计过程中, 提高齿轮传动箱的密闭性可以很好的降低噪声, 设计时尽量不要将高速齿轮暴露在外;安装减振装置, 在薄壁构件的板材上加消声垫片;尽可能将机器安装在恰当的支撑或基础上, 这些方法都可以很好的降低噪声。在对噪声有严格要求的情况下, 可采用在箱体表面增设阻尼材料层如泡沫塑料, 然后在外层包扎约束板的方法来降低减速箱噪声。
参考文献
[1]李俊华:《工程机械齿轮传动噪声的产生及其控制》, 《科学技术与工程》, 2006 (6) 。
[2]池雯:《机械传动中齿轮产生振动与噪声的治理措施》, 《中国高新技术企业》, 2008 (10) 。
差速器工程机械 篇7
1 汽车机械变速器噪音产生的机理
1.1 齿轮系统振动噪声的产生机理
对于变速器噪音的出现, 主要是因为齿轮在实际应用的过程中, 由于轮齿的弹性、制作以及装配问题等影响因素引起一定的啮合压力, 以此产生一定的振动与声辐射, 并且依据相应的轴、轴承进行噪声的传递, 其中主要分为两个方面:第一, 是因为齿轮表面出现的招生将直接影响或是依据轴等进行间接传递, 向四周辐射噪声。第二, 是受到一定压力的影响, 促使齿轮系统产生振动, 促使再次噪声逐渐产生。因此, 齿轮传动系统的振动是变速器产生噪音的重要依据。
1.2 箱体振动噪声的产生机理
汽车变速器的振动在实际发展的过程中是一个较为复杂的工作。其中主要包括周期性旋转振动、齿轮啮合等产生的振动和轴承工作过程汇总出现的高频率振动, 所有在此振动的都将会传递到变速器箱体中, 促使变速器出现较为复杂的随机振动。
2 降低轻型汽车机械变速器的设计措施
2.1 齿轮的结构优化设计
对齿轮实施的优化策略主要分为以下几点:第一, 有效的控制齿轮可以影响齿轮副降低噪音的产生, 其中主要受到发动机扭矩波动的影响, 啮合的齿轮副彼此之间出现“拍击”状况, 以此出现敲击的声音。第二, 齿轮设计数据的改变可以增加相应的重合度, 以此降低齿轮传动的噪音。同时, 增大重合度主要是依据减少单对轮齿的负载, 以此让减少啮入和啮出的冲击压力, 以此降低齿轮的噪音。还有, 随着接触齿的不断增加, 单对轮齿的发展误差被平均化, 以此降低相应齿轮的动态化。第三, 齿轮轮齿的微观修正虽然通过了之前的管理, 齿轮副和侧隙和改变齿轮数据来提升重合度, 在一定的方面降低啮合压力, 降低噪声的出现。但在实际发展的过程中, 容易出现制造错误、装置错误以及齿轮、箱体等变形, 与理论很进步的轮齿在高速运转的过程中不能满足需求。依据齿顶和齿根修正、齿向修正后, 以此有效的改变轮齿的性能, 以此更好的减少齿轮噪声。
2.2 变速箱体降噪优化设计
依据上述可以发现汽车出现噪音的原因主要是变速器箱体, 同时依据改善齿轮结构优化, 得到了有效的改善, 但依据存在箱体构成对于整体变速器产生的噪音有一定的影响力。因此, 对箱体构成进行有效的优化, 可以有效的降低汽车产生的噪音, 特别是在变速器不断优化的过程中, 若是依据相关的构成进行升级, 以此实现降低噪音的目标, 从而获取完善的结果。其中优化的形式可以分为一下几个方面:第一, 不改变箱体结构, 主要是改变箱体的厚度、素材以及弹性属性等。第二, 构建完善的函数、定义, 依据相应的几何或是有限模型的坐标进行改变, 根据修改变速器箱体促使某一位置出现突起或是陷下去, 促使出现辐射声能力最小, 但同时这种方式具备的成本较高。第三, 对变速器箱体的质量或是强化进行升级, 从而促使质量的大小、点质量或是加强筋的优化设计, 以此依据加大延氏箱体侧面已有的加强筋。第四, 以变速器箱体的质量改变设置为目标函数, 以箱体的厚度等为设计变量, 以设计域点某一频率或是声音能量进行制约进行有效的改变。这种方式主要是依据成本管理和降低噪音的因素进行管理, 制定完善的优化方式, 并且在国内得到了有效的推广。第五, 以设计域点的声压进行优化方向, 以结构拓展为优化方式, 其中主要分为两个方面:一方面是指在所有研究领域点在一定的频率时的声压或是声能量最小化;另一方面就是在设计域点在一定的频段构成辐射能量平均值最小化。
3 结束语
综上所述, 在企业实施的过程中最重要的就是环境的安全和实施的安全, 同时企业在发展的过程中要明确相关的工作, 以此进行有效的监管工作。只有确保发展过程中的安全和环境管理工作, 以此促使工作者及时发现发展过程中的问题, 并且制定完善的解决方案, 从而避免出现不必要的问题, 有效的提升企业经济效益, 促使企业可以实施可持续发展战略战策。
摘要：随着社会经济和环境的不断发展, 促使国内交通事业得到有效的发展, 以此为汽车行业发展提供了依据。伴随着汽车行业的不断发展, 汽车产生的声音很容易影响人们的正常生活。因此, 在实际发展的过程中, 需要降低汽车的噪音, 而汽车产生噪音的原因就是汽车变速器噪音。
关键词：轻型汽车,变速器,降噪
参考文献
[1]孔德洋, 叶璐.轻型汽车机械变速器的降噪设计[J].机械管理开发, 2016, v.31.
[2]闫常禄.降低轻型汽车机械变速器噪声的设计措施[J].科技展望, 2015, v.25.
差速器工程机械 篇8
1 液压机械差速转向系统原理
该转向系统以方向盘进行操作。其内部构成有转向凸轮机构、电磁换向阀、伺服液压缸、方向盘、液压伺服阀等。其中, 方向盘刚性联接转向凸轮机构。当车辆发生转向时, 驾驶员会开始转动方向盘, 转向凸轮机构开始运行。随之, 液压先导阀杆发生摆动, 控制好输出油压力。在转向凸轮机构内, 液压先导阀杆介入。方向盘转角和先导阀杆摆角形成了固定式的对应。
车辆开始转向时, 会导致液压泵斜盘发生倾斜。发动机开始输出功率时, 会通过分流机构开展分流。一部分会沿着变速箱往左右行星排内的齿圈上传递, 还有一部分以液压马达、液压泵构成的回路系统传到太阳轮上。这两分路的功率, 通过左右行星流进左右的履带轮内。因为液压马达输进排齿圈有相反的转速, 车辆两边的履带会发生差速转向。由于液压转向内的液压泵可以调节排量, 因此驾驶员能依据实际情况调节好液压泵排量, 从而将回路系统内的排量比进行改变。如果是正排量比, 排量比增大, 差速系统左边的速度也会随之增大, 差速系统右边的速度会变小。这就达到了右转向的目的。小半径往其余半径转向。如果是负排量比, 则会发生左转向。车辆长驱直行时, 液压机械差速系统内的泵斜盘为零度倾角。液压系统不开始工作时, 发动机功率都会通过变速箱转进行星排, 再输进履带轮, 达到直驱向前。
2 液压机械差速转向系统运动建模
通过液压机械差速转向系统原理图, 我们可以得到了原理方块图。其中, 当系统转进转角α, 再通过机构传递, 从而输出了泵斜盘γ倾角。
液压先导阀杆和方向盘转角均是通过转向凸轮机完成。以系统要求和选择零部件, 得到凸轮机构的逆顺时针旋转值。液压先导阀杆来回摆动, 阀杆摆角和凸轮转角共为线性关系。若凸轮中心是O点, 阀杆支点是P点。那么若先导阀在中间位置, 阀柄在A点。凸轮旋转α度后, 先导阀杆左向摆角β。从A到B开始移杆柄。△ABO内, 用坐标中曲线、阀杆摆角关系和余弦定理得出极坐标方程
在整个关系式内, 凸轮中心0点和先导阀杆间的距离为a, 凸轮中心0点和B点的距离为ρ。先导阀杆为l长度。那么, 先导阀杆摆角和方向盘摆角关系式为:
3 液压机械差速转向系统控制策略与建模
车辆动力能源为发动机。转向控制器会把驾驶员加速踏板和方向盘信号作为履带轮转速, 并将其输进液压泵排量的控制器内。根据左右履带的转速差, 排量控制器可以得出马达的目标转速。除此之外, 排量控制器获得了转速传感器的转速信号, 利用差值得出马达转速。利用马达转速对液压泵排量进行调节, 使得目标转速和马达实际转速保持一致。另外, 转向控制时需严格把握车辆转向情况。若是在高速转向中, 车辆的离心力会比较大。离心力比附着力要高时, 车辆便会侧滑。为确保车辆的安全, 控制器需保证实际路况, 从中得到最高的车速。
其余的转动半径和方向盘角度能够在数据值中获得。液压泵排量选择PID控制器, 在其中输入控制电压信号。因为伺服系统的频率比液压泵控制频率要大, 便可把其看为比例环节。PID控制器各系数为, 0.32的比例系数、0.27的微分系数、0.06的微分系数。最终获得了系统转向的模型。
4 分析仿真结果
为了确认控制策略是否正确, 对车辆的小半径、大半径转向开展仿真。如果车辆是40km/h的速度直行。在1秒钟内开始转向。车辆履带有1.6m的距离。则可得到车辆的行星排特性和机构传动比。
等到车辆长驱直行时发生转向。转向控制器会认为内外侧部位的履带轮会将转速值输进液压泵中。排量控制器会依据内外侧履带的转速差和期望值改变液压泵倾角, 也就此改变泵排量。液压泵排量会改变内外侧履带。由于外侧履带上升了速度, 内侧履带下降了速度, 便形成了速度差, 达到了转向的目的。
车辆开始转向时, 大半径角度和小半径角度的车辆内外履带有着很明显的速度变化。大半径转向的期望转向半径是5m、2m。小半径转向是0.7m、0.5m。由此得到了车辆转向半径、系统油压变化的曲线。由此可得, 期望目标转向基本能实现, 车辆转向时并不会出现侧滑。
车辆内外侧的履带有着很不明显的超调量, 响应速度也比较快。车辆转向半径向是直行。通过调整之后便收在目标转向半径内。转向半径曲线很平稳。系统油压转向过程中会增加, 这是由于液压泵的倾角忽然间变化。液压泵流速发生改变。但随着车辆转向的继续, 系统压力开始逐步恢复, 达到恒定值。目标转向的半径如果越小, 系统获得的油压便会更大。除了油压的急剧增加, 响应过程并不存在超调。这就证实转向系统控制策略很适用于车辆的小大半径转向。
5 结束语
本文首先构建了液压机械差速转向系统的模型。根据该模型, 分析了履带车辆安全转向的问题, 并设计了转向系统的控制策略。此控制策略是液压泵排量和转向控制单元彼此的配合。选择了PID控制器, 成本低效率高。以仿真结果证实了控制系统能证实驾驶员转向的思想。为了更方便的进行分析, 仿真过程还没有涉及到液压元件的压力问题, 以及车辆转向系统匹配发动机问题。因此, 还要更进一步的研究车辆转向时液压元件压力问题。
摘要：液压机械差速转向系统是机械转动和液压传动相结合的履带式车辆转向系统。该转向系统有着高效率和无极调速的特点, 非常符合履带车辆驾驶员转向的需要。为了确保驾驶员有着准确的转向意图, 杜绝转向系统行使中的控制难题。文章就此构建了系统数学模型, 设计出转向系统的控制策略, 以此达到履带车辆液压机械差速转向系统的行驶要求。
关键词：履带车辆,液压机械,差速,转向,控制策略
参考文献
[1]王鹏, 周志立, 曹付义.履带车辆液压机械差速转向操纵系统性能分析[J].河南科技大学学报 (自然科学版) , 2009 (5) .
[2]伍迪, 姚进, 李华, 钱波.履带车辆液压机械差速转向系统控制策略[J].农业工程学报, 2012 (8) .
差速器工程机械 篇9
一般的机械调速器, 主要是通过飞重产生的离心力对喷油泵齿条进行驱动。这种机械调速器对喷油泵齿条进行驱动时, 需要较大作用力, 所需飞重体积也较大, 调速器外形尺寸也随之增加, 无法有效地用于一些大型的低速柴油机中。液压式调速器能够改善一般机械调速器存在的缺陷, 仅用飞重产生的离心力带动质量较小的滑阀, 通过滑阀对液压放大机构进行控制, 即控制动力活塞, 利用动力活塞产生较大的动力对喷油泵齿条进行驱动, 所以液压调速器也被称为间接作用式调速器。液压调速器具有使用寿命长、作用力大、便于遥控与自动控制以及调速精度高等特点, 在低速大功率柴油机与船用柴油发电机组中的应用围广泛。
二、船用机械液压式调速器概述
1. 转速调节机构概述
转速调节机构, 也称为同步调节机构, 主要由两个部分构成, 见图1所示。转速调节机构, 一部分主要由传动齿轮、同步旋钮、调速齿轮相互结合构成, 转动同步旋钮的时候, 传动齿轮的转动能够带动调速齿轮的转动, 并且使调速齿轮沿着螺柱上下移动, 调速弹簧处于放松状态或者压缩状态时, 产生的预紧力大小不同, 以此对柴油机转速进行有效调节。同步旋钮旋转方向为顺时针时, 代表着增速, 逆时针则代表减速。另一部分主要是船用机械液压式调速器顶杆中安装的含有蜗轮蜗杆减速机构的伺服电机, 利用摩擦离合器连接传动齿轮, 能够通过配电板中的控制开关对伺服电机进行操作, 以此对转速进行调节。在调节旋钮的下方装有转速指示牌, 能够反映调速弹簧的压缩状况, 从而指示柴油机的转速。但是转速指示牌上反映的信息数据只能用来参考, 需要进行测量来确定实际转速。如果转速指示牌中反映的转速与实际测量转速之间的差异较大, 可以对传动齿轮所处的位置进行适当的调节。
2. 调节稳定调速率
稳定调速率是调速器的静态指标, 稳定调速率用来衡量调速器的准确性, 其数值越小, 表示调速器的准确性越好, 又称速度降。参考图1, 速度差的稳定调速率调节机构主要由速度差凸轮1、速度差旋钮2、拉簧3、摇臂4、速度差指针5、支点销6以及连接叉7组成。速度差旋钮在转动的时候, 通过速度差凸轮与摇臂的运作, 支点销在连接叉中的位置会出现相应的变化。调速器输出轴在转动的时候, 通过连接叉能够对调速弹簧中的预紧力进行更改。如果支点销位于调速齿轮的螺柱中心线, 输出轴的转动对于调速弹簧的预紧力不会造成任何的影响, 所以无论外界负荷发生怎样的变化, 柴油机都会保持一定的转速。支点销在向左移动的时候, 连接叉右端在随着输出轴进行转动的时候, 行程会相应的增大, 稳定调速率也会变大。
1—速度差凸轮2—速度差旋钮3—拉簧4—摇臂5—速度差指针6—支点销7—连接叉8—负荷指针9—负荷指针10—齿条11—负荷极限指针12—负荷限制凸轮13—负荷限制旋钮14—连接杆15—压杆16—摇杆17—销18—滑阀19—调速弹簧20—传动齿轮21—同步旋钮22—传动齿轮23—调速齿轮24—大反馈弹簧25—传动轴26—滑阀弹簧27—传动轴28—阀套29—动力活塞30—示意油泵齿轮31—蓄压缸32—旁通孔33—蓄压缸弹簧34—输出轴
稳定调速率的作用, 主要体现在两个方面: (1) 对并联运行柴油发电机组之间存在的负荷进行自动分配。如果稳定调速率为零, 那么就无法正常的并联运行, 当稳定调速率较小的时候, 会导致柴油机负荷分配出现不稳定状态;所以, 单机运行的时候, 稳定调速率可以为零, 而并联运行过程中, 稳定调速率不能处于零位。功率容量相同且处于并联运行状态的柴油发电机组, 应当对这几台柴油发电机组稳定调速率差进行调整, 保证稳定调速率值处于一致的状态。 (2) 稳定调速率不仅能够改变并联运行机组之间的负荷分配, 还能够在很大程度上提升柴油机运行状态的稳定性, 稳定调速率的可调节范围与大小, 对于柴油机由空负荷转变为全负荷过程中所使用的输出轴转角有着一定的关系。当稳定调速率旋钮在同一个位置中的时候, 使用的输出轴转角就会变大, 稳定调速率也会增大;为了确保柴油机并联运行状态的稳定性, 柴油机发电机组的稳定调速率一般都应当≥2%。
三、船用机械液压调速器常见故障处理
1. 船用机械液压调速器中使用的油
为了确保船用机械液压调速器能够正常运行, 保证船用机械液压调速器的良好性能, 并且延长船用机械液压调速器的使用寿命, 对于调速器油的合理选择十分重要。调速器油必须具备几个条件: (1) 不沉淀。 (2) 不易产生泡沫。 (3) 内热性能好。 (4) 100℃以上保持不变质。 (5) 黏度变化小。 (6) 对于调速器的密封材料 (如脂类、脂橡胶、聚丙烯等) 无腐蚀性。
船用机械液压调速器滑油的污染, 是引发船用机械液压调速器故障的主要原因之一, 所以应当保证调速器油的清洁度。
(1) 在将调速器从柴油机上进行拆除之前, 应当在喷油泵齿条与调速器之间的连接机构中做好相应的标记。
(2) 对调速器的赃物进行清洗、清除, 清洗柴油在倒净之后, 在调速器中加入全新的调速器油。
(3) 直接在柴油机上对调速器进行换油处理, 主要有4个步骤: (1) 将底座上补偿节流针阀旁的放油塞进行拆除, 将调速器中的油放尽。 (2) 旋好放油塞, 在柴油机中放入干净的清柴油, 打开节流针阀2~3圈, 采取启动的方式运行柴油机, 让调速器波动运行30 s自行清洗) 。 (3) 将放油塞进行拆除, 然后放出柴油, 重复操作, 直到赃物被完全清除。 (4) 注入清洁的调速器油至规定油位。
2. 柴油机游车
船用机械液压调速器的故障, 主要通过柴油机游车现象反映。柴油机油门固定和无负荷时, 转速忽高忽低, 不能稳定在规定的范围内, 称为工作不平稳或转速不稳, 俗称游车。在全面检查船用机械液压调速器之前, 可以预先对进行以下几项检查。
(1) 检查反馈指针的位置与节流针阀开启的大小状况。
(2) 检查喷油泵齿条与喷油器之间的连接机构, 有没有出现松动或阻卡现象。
(3) 对柴油机负荷进行检查, 检测是否出现超出了柴油机标定负荷。
(4) 对柴油机各缸的工作情况进行检查, 判断是否处于正常工作状态以及喷油器雾化效果。
(5) 适当增加反馈机构的补偿量, 观察游车能不能终止。
通常情况下, 船用机械液压调速器的转速变化异常, 但是幅度并不是很大, 可能是因为船用机械液压调速器的驱动结构在配合上出现问题, 即齿轮啮合间隙过小或者过大。
对柴油机的快速游车, 消除方法包括4个方面: (1) 对补偿针阀采取关小措施。 (2) 检查调速器油面高度是不是符合标准。 (3) 加入黏度比较大的调速器油。 (4) 调整喷油泵齿条与调速器之间的传动比, 主要是扩大船用机械液压调速器的工作行程。调整后, 使用专用手柄对输出轴进行全程转动操作, 对喷油泵提供的油量是否足够以及能否断油进行检查, 若是无法达到这一标准, 则喷油泵不能继续使用。
柴油机的慢速游车, 消除方法包括3个方面: (1) 对补偿针阀的开度进行合理的调节。 (2) 检查油面高度。 (3) 使用黏度比较小的调速器油。
3. 负荷出现变化时转速回复时间增加
应该适当增大针阀开度, 一般可以消除此故障。
4. 柴油机在启动过程中出现飞车现象
(1) 对补偿针阀开度进行检查, 必须>1/8圈, 任何情况下不得关闭补偿针阀。
(2) 检查供油连接机构有没有出现阻卡现象。
(3) 检查调速机驱动轴有没有出现扭断现象。
(4) 检查调速器内动力活塞行程与喷油泵齿条的全油量位置、零油量位置之间的行程是不是相互对应, 还要检查喷油泵与调速器加油与减油方向是不是出于一致状态。
(5) 如果调速器的灵敏度较差, 就需要对调速器进行重新拆装与调整。
5. 柴油机无法停车
青春加速器 篇10
二年级的首发是：德隆·威廉姆斯、海德、格兰杰尔、大卫·李、博古特，五人在各自球队中都是先发。一年级的先发是：罗伊、盖伊、弗耶、莫里森、巴格纳尼。从阵容来看，二年级生占据了明显优势，他们不但多打一年，而且在实力上也高于对手。
大卫’李是新秀赛真正的主角，一开场他就轻松上篮得分，接着队友将球高高抛起，大卫．李跃起后在空中将球扣进。一年级生显得有些拘谨，开场后屡次投篮不中，以2比8落后。比赛开始后不久，莫里森在左侧得到空当投篮机会，但出手未能命中，盖伊抢到篮板后，补篮也未能命中，莫里森冲到篮下，再次抢到进攻篮板后终于将球补进。一年级生以15比21落后。
火箭小将海德也进入首发阵容。在火箭的比赛中，他的三分令对手畏惧，而在新秀对抗赛中。他出手时更是稳定。比赛开始了近5分钟后，他在中路接球后马上出手，轻松命中三分。上半场还有13分钟时，他又一次三分命中，二年级以26比15扩大优势，此后一年级队就再未能将分差缩小到个位数。海德本场9投6中拿下15分，三分球4投3中。
大卫·李越打越出色。上半场进入尾声后。他再次表演空中接力，二年级生在中场抢断成功，大卫·李在空中接球后扣篮得分，二年级生以49比31扩大优势。二年级生继续内外开花，连续得分。
上半场后段比赛成为勇士健将蒙塔·埃利斯的扣篮表演，他在3分半钟内5次完成空中接力灌篮，半场时他也以7投7中的表现做到弹无虚发。本节快结束时，德隆·威廉姆斯自己带球，到三分外线后他马上出手，三分命中，二年级生以77比48扩大优势。此后两队各有一次投篮未能命中。大卫‘李上半场9投9中拿下了18分，他还抢下6个篮板。在保罗出场11分钟就送出11次助攻的导演下，二年级队半场45次出手命中35球。
下半场易边再战，大卫·李又频频投篮命中，而外线火力也更为猛烈，威廉姆斯和格兰杰尔相继三分命中后，二年级生以95比65扩大优势。二年级生接着抢断得手，后场长传，早跑到自己篮下的海德接球后双手扣篮，二年级生以97比65领先。在大卫·李又有抢眼表现后，保罗与法尔顿半分钟内连续命中三分球完成13比0攻势，下半场14分钟时分差已拉开到105比65。
火箭弃将鲁迪·盖伊个人连得6分终于带动一年级队在下半场中段送出一波10比2的积极攻势，但分差刚有缩小就再度遭到师兄们弹压，德隆·威廉姆斯三分球之后，蒙塔·埃利斯紧接着打三分，二年级重新将优势扩大到40分。在比赛还有14分钟时，一年级生好不容易罚球得了2分，但二年级生马上还以4比0，大卫·李再次扣篮得分后，他们以1Dg比67领先。
格兰杰尔连投带罚拿下3分后。二年级生以112比69领先。比赛胜负失去悬念，两队球员的表演欲望更加强烈。比赛还有8分20秒时，盖伊表演单手大风车式扣篮惊艳全场，不过一年级生仍然以85比123落后。此后双方频频表现精彩的扣篮，令场边观众大饱眼福。
比赛中多次表演灌篮的蒙塔·埃利斯16投13中砍下28分；克里斯·保罗则贡献了16分17次助攻9次抢断的准三双数据，德隆·威廉姆斯和法尔顿分别得到19分和17分，并各有7次和6次助攻。灰熊鲁迪·盖伊与爵士米尔萨普均为一年级队贡献22分，全场比赛菜鸟师弟们始终落后，最多时落后达到43分。莫里森得到16分，新科状元巴格纳尼11投5中拿下12分。二年级生上半场得了77分。全场155分，两个数据都创下了新秀对抗赛的纪录。
差速器工程机械 篇11
09G是由大众公司和日本AISIN公司合作研发生产的1款手自一体6速自动变速器,广泛应用在高尔夫、途安、新甲壳虫、帕萨特、波罗、朗逸、迈腾、宝来、明锐、昊锐等车型上。09G具有质量轻、总速比大、结构紧凑、换挡舒适性高等优点,是1款技术成熟、性能优良的自动变速器。09G变速器在行驶里程超过10万km后有时会出现一些机械、液压方面的故障,对待这些故障也应遵循正确的诊断分析方法,不应盲目拆解和修理。下面通过2个案例对09G变速器机械液压故障诊断与排除做经验分享。
一、例1
1. 故障现象
有1辆2008年款1.8T途安轿车,装有09G自动变速器,已行驶16万km。行驶过程中无法进入4挡。
2. 故障诊断
首先用诊断仪V.A.S 6150读取故障码,发现变速器系统有故障码P0734:4挡传动比错误———偶发。经路试发现车辆在车速在50~60km/h时,3挡升4挡时出现发动机空转现象,说明4挡离合器打滑。
接着检查了ATF的油位和油质,油位正常,油液无明显的色泽变化及烧焦气味。根据故障现象及电脑检测结果,决定从分析09G自动变速器3挡升4挡工作原理开始,结合原理分析故障原因。
4挡时离合器K1连接单排行星齿轮组行星齿轮架PT1和小太阳轮S3,并将扭矩传递到双排行星齿轮组(拉维娜式)。离合器K2连接涡轮输出轴和双排行星齿轮组行星齿轮架PT2,并将扭矩传到双行星齿轮组。双排行星齿轮组的2个输入转速不同。
从4挡动力传递路线图(如图1所示)可以看出,4挡时执行元件分别是离合器K1和离合器K2,通过电磁阀工作分配表(如表1所示)可以看出相关的控制电磁阀分别是N92和N282。电磁阀N92调节离合器K1的工作压力,电磁阀N282调节离合器K2的工作压力。2个电磁阀都属于常闭电磁阀,电磁阀开度受控制单元占空比控制,占空比大时泄油量大,油压较低,占空比小时泄油量较小,系统油压高,占空比为0即无电流时电磁阀关闭,这时压力接近主油压,离合器上的工作压力最大,离合器可传递最大扭矩。
使用诊断仪V.A.S 6150查看变速器控制单元007组数据,在急加速和缓加速工况下,N92和N282工作电流处于正常状态,在满足3挡升4挡条件时,N282电磁阀瞬时的控制数据也是正常的,这说明控制系统有控制输出,只是不能升入4挡,并出现发动机空转现象,这时可以看到N282控制电流减小,也就是说K2离合器油压可以增大。
结合结构原理和以上操作,分析有以下原因可导致出现打滑不能升入4挡:
1)ATF油量不足,在换挡时油路压力不足,导致传递到K2离合器的压力不足;
2)K2离合器控制电磁阀N282或限压阀工作不良,虽然数据流显示工作正常但输出油压不正常;
3)K2离合器控制油路油封、活塞密封有泄漏,K2离合器摩擦片烧毁,无法有效接合传递动力。
因前期已进行过变速器油位、油质检查,并且1、2、3挡工作正常,所以排除了油量不足和油泵等部件原因。拆卸油底壳和阀体,检查相关电磁阀,未发现异常。对K2离合器进行打压测试,测试时发现离合器K2保持压力比K1、K3低很多。至此基本判定离合器K2存在机械故障。
3. 故障排除
拆检离合器K2时发现,K2活塞密封已破损。更换K2离合器总成,装复,经压力实验,装复变速器。做基础设定后试车,故障现象消失,故障排除。
4. 故障诊断总结
在该案例当中,当车速达到3挡升4挡的换挡时机时,变速器控制单元已经发出了油压控制指令,但由于K2活塞密封不良,液压油泄漏,离合器片不能有效接合,发生打滑现象,在瞬间变速器电脑会进一步调整N282的电流(减小电流以增大K2工作压力,直至断开电流),如果这时K2离合器片仍处于打滑状态时(由控制单元检测分析),则控制单元会增大电流,以减小油压,直至完全泄压。因为变速器电脑备有失效控制逻辑,这样可防止时间过长烧毁离合器片,所以便不能升入4挡,只能处于低速挡3挡以下行驶。同时变速器控制单元根据输入轴、输出轴转速出现异常,储存并报出故障码。
二、例2
1. 故障现象
有1辆1.8T途安轿车,装有09G自动变速器,已行驶13万km。客户反映变速器油泄漏后又行驶了20多km,变速器油底壳破损,在更换过油底壳、滤清器和ATF后,出现换挡打滑、变速器锁挡(紧急运行)现象。
接车后试车。热车后前进挡起步时感觉车辆似乎阻力较大,加速不是很顺畅。当变速器挡位达到3挡后,只要稍稍深踩加速踏板,变速器在切换到4挡的同时就会出现打滑现象。如果采用手动模式操作,则发现3挡升4挡也有不同程度的打滑现象。深踩加速踏板操作时,故障指示灯偶尔会点亮,同时系统启动应急模式锁在3挡上。
2. 故障诊断
用诊断仪V.A.S 6150读取故障码,发现在变速器故障存储器中记录了2个偶发性故障,分别是P0730和P0741(01192)。P0730———传动比错误,实际上就是变速器内部元件打滑所致,确切地讲,应该是在缺少ATF的条件下使用,导致系统压力不足而引起的部件打滑(离合器或制动器受损),当然也不排除这种情况是由液压控制部分出现问题导致。P0741(01192)———变矩器锁止离合器机械故障,则有2种可能:一个是变矩器锁止离合器控制系统或变矩器锁止离合器本身因使用不当而损坏;另一个有可能是系统随意记录了1个偶发性的故障码。
结合以上的故障码及车辆的维修情况分析,该车的故障原因可能是由于油底壳破损后在ATF缺少的情况下继续行驶造成变速器内部机械部件异常磨损而损坏,需进一步分解变速器检查。
分解变速器后发现4/5/6挡离合器K2和2/6挡制动器B1(如表1所示),有轻微的烧损迹象,而其它执行元件完好无损。经更换相关离合器及制动器,并对变矩器锁止离合器作了切割修复处理,维修完毕后进行路试发现:升降挡均有不同程度的冲击感;3挡升4挡打滑和掉挡故障仍然存在;深踩加速踏板操作时故障指示灯偶尔会点亮,锁挡现象明显减少。
考虑到变速器大修后需要匹配和学习适应,在行驶一定里程后,变速器的换挡冲击现象消失,但依然还存在3-4挡打滑。根据该变速器的控制特点及换挡执行元件在各挡位的分配情况进行分析,导致该故障的可能原因有:
1)电子控制方面,4/5/6挡时变速器控制单元对4/5/6挡换挡电磁阀N282的指令数据有误或这几个换挡点上的油压调制存在问题;
2)液压控制系统,电磁阀或相应控制阀存在泄漏情况;
3)K2离合器油路存在泄漏情况。
用诊断仪查看数据流,电控系统的指令控制信息基本上不存在问题,可以排除电子控制方面问题。因先前已经更换了离合器和制动器,也基本排除这些部件再次出现问题的可能。那么剩下的问题就是液压控制单元或油路上存在泄漏,考虑到变速器壳体油路出现故障的概率极小,这样便把故障点基本锁定在阀体,也就是说,要么是阀体电磁阀故障,要么是阀体内的油路故障。
3. 故障排除
分解阀体,发现N282的电磁阀及阀孔由于润滑不良有磨损的现象,修复后3挡升入4挡打滑的故障彻底排除,清除故障码后锁挡也随之消除。
4. 故障诊断总结