传动轴系（精选7篇）
传动轴系 篇1
0 引言
多支承传动轴系在直升机尾传动轴中有广泛的应用,为了提高直升机传动系的维护性、可靠性和综合性,减少传动轴系中轴承支座的数目,减轻直升机质量,超临界多支承轴系设计成为一种趋势。工作在超临界状态的轴系需要跨越第一阶临界转速,当传动轴系在通过临界转速时,横向振幅突然增大,甚至造成振动过载。在传动轴轴承支座中安装粘弹性减振器是提高轴系安全裕度,降低临界转速振幅的有效措施。一般情况下,减小支承刚度不仅可以降低一阶临界转速,还能降低一阶振幅,而增大支承阻尼,可以减小振动幅值。
B.Kang等研究了三支承弹性轴的弯曲振动和支承对轴系动力学的影响[1],梅庆提出了弹性支承对直升机传动轴系临界转速设计的影响[2],许兆棠等用解析法分别研究了刚性和弹性多支承传动轴的主共振分析。[3,4]对多支承传动轴系来说,支承刚度和阻尼对稳态不平衡响应的研究分析很少。本文通过基于经典理论梁模型推导的传递矩阵分析直升机水平传动轴系的稳态不平衡响应,研究各支承刚度和阻尼对水平传动轴系中各元件一阶临界转速振幅的影响。
1 基于经典梁理论的传递矩阵
Bernoulli-Euler梁是最简单、经典的梁理论,Rayleigh梁考虑了轴的转动惯量和陀螺力矩,Timoshenko梁考虑了轴的转动惯量和剪切变形。当转速很高时,轴的转动惯量、剪切变形和陀螺力矩对转轴影响都较大[5,6]。同时考虑轴转动惯量、剪切变形和陀螺力矩的基于经典梁理论的模型微段(x,z)平面的受力如图1所示。
根据Newton第二定律和动量矩定理,基于经典理论的梁的弯曲振动微分方程为[7,8]:
EIundefined(1)
EIundefined(2)
式中,W=x+iy,
ϑ=ϑy-iϑx,
κ ——轴的截面剪切系数[9],
E ——弹性模量,
I ——轴的转动惯量,
ρ ——密度,
G ——剪切模量,
A ——横截面面积,
Ω ——公转转速,
Ip ——极惯性矩。
令弯矩M=My+iMx,剪力Q=Qx+iQy,根据式(1)、(2)有:
undefined(3)
undefined(4)
根据式(1)～(4)的解得到基于经典理论梁模型的传递矩阵为[10]:
式中,
其中,μundefined和μundefined为方程(1)和(2)的根,a0和b0为μ1和μ2的关系式,B=a0μ1-b0μ2,D=a0μ2+b0μ1。
2 传递矩阵法分析稳态不平衡响应
图2所示的某型直升机水平传动轴示意图,其中轴段均是铝合金薄壁材料,轴1长1 m,外径76 mm,厚1.2 mm,不平衡量为6.317 g·cm;轴2长0.2 m,外径50 mm,厚1.1 mm,不平衡量为0.473 g·cm。传动轴系还包括3个支承和3个膜片联轴器,膜片联轴器用图2中N表示的径向刚度Kr=1.02×108 N/m,角向刚度Kα=1.89×108 Nm/rad,不安装粘弹性减振器的支承刚度为5×108N/m,阻尼为10 Ns/m,安装减振器后的支承刚度为1×106 N/m,阻尼为100 Ns/m。
使用基于经典理论梁的传递矩阵,通过传递矩阵法对图2所示的水平传动轴进行稳态不平衡响应的计算。水平传动轴系中第一段轴1的幅频曲线的对比如图3所示,图中转轴安装粘弹性减振器后,第一阶临界转速降低,第一阶临界转速的振幅减小。水平传动轴中其余转轴、支承和联轴器在安装粘弹性减振器后幅频响应曲线都有明显的变化,以下将详细分析减振器刚度、阻尼对水平传动轴系稳态不平衡响应的影响。
2.1 支承刚度对稳态不平衡响应的影响
在稳态不平衡响应的计算中,支承刚度越小,转子系统的第一阶临界转速越小,而且水平传动轴系中各部件的幅频响应曲线中临界转速值相同。工作在超临界状态的传动轴系,其工作转速必须满足
1.4nck
式中,n为工作转速,nck为前一阶临界转速,nck+1为下一阶临界转速。
当直升机水平传动轴系的支承刚度大于5×106 N/m,支承刚度对临界转速的影响很小;当支承刚度小于4×105 N/m时,二阶临界转速不满足式(6)。表1所示是减振器支承刚度在4×105～5×106 N/m范围内变化,而阻尼为50 Ns/m时水平传动轴系中各部件在一阶临界转速时的振幅。表中刚性支承指支承中不安装粘弹性减振器的情况,其支承刚度为5×108 N/m,阻尼为10 Ns/m。
由表1可知:1) 轴和联轴器的临界转速振幅都随着支承刚度的降低而减小,并且当支承刚度小于4×106 N/m时,刚度对振幅的影响较小,当支承刚度大于5×106 N/m后,刚度对一阶临界转速振幅较大;2) 当支承刚度小于4×106 N/m时,各支承处的振幅随着支承刚度的增加呈波动变化,总体来说,各支承处的一阶临界转速振幅随着支承刚度的减小而减小,但是弹性支承时支承处的临界转速振幅要比刚性支承时大;3) 支承1和支承2处安装减振器后,一阶临界转速振幅大幅增大,而刚性支承振幅较大的支承3处安装减振器后,一阶临界转速振幅减小;4) 当支承刚度较大时,安装减振后水平传动轴系各元件不仅没有减振,临界转速振幅比刚性支承更大。
2.2 支承阻尼对稳态不平衡响应的影响
阻尼消振将振动动能转化为热能,势必对整个转子系统的振幅具有减小的作用。以下分析当支承阻尼发生改变时,水平传动轴各部件的一阶临界转速振幅的变化情况。表2所示,减振支承的支承刚度为1×106 N/m,改变支承处的阻尼时各部件的一阶临界转速振幅。
由表2中的数据分析可知:1) 增加支承阻尼,水平传动轴系中各部件的临界转速振幅均明显减小。当阻尼系数在10～100 Ns/m之间,临界转速振幅减小速度较快,而当阻尼系数大于100 Ns/m时,临界转速幅值减小速度较缓。2) 当阻尼大于300 Ns/m后,第三个支承和第三段轴2的一阶振幅逐渐增大。3) 随着支承阻尼的增大,最后两个部件——第三段轴2、第三个联轴器的临界转速振幅的峰值逐渐减小,甚至在阻尼达到500 Ns/m后,幅频响应中的一阶共振振幅的峰值消失。如图4所示,当支承阻尼为800 Ns/m时,第三段轴2在第一阶临界转速区的振幅过渡为平滑曲线,而第二阶临界转速的峰值仍然存在。
3 结论
基于经典理论梁的模型考虑了轴的转动惯量、剪切变形和陀螺力矩,通过传递矩阵法分析了在直升机尾传动轴系支承刚度和阻尼对水平传动轴各元件通过一阶临界转速时振幅的影响。分析可知:1) 安装粘弹性减振器后,减小支承刚度,轴系的第一阶临界转速降低,提高了系统的安全裕度;2) 支承刚度越小,水平传动轴系各元件的一阶临界转速振幅越小。3) 刚性支承振幅较小的支承1和支承2处安装减振器,振幅增大,刚性支承振幅较大的支承3处安装减振器后振幅减小。4) 安装减振器后,当支承刚度较大时,水平传动轴系的一阶临界转速振幅比刚性支承时大。5)支承的阻尼越大,水平传动轴系各元件的一阶临界转速振幅越小,但是减小速度逐渐变缓。因此,在多支承传动轴系中安装粘弹性减振器,不仅可以提高安全裕度,还能减小临界转速振幅,但是安装减振器的支承处要求轴承的性能更好。
参考文献
[1]B.Kang,C.A.Tan.Transverse model Localization in a dual-span rotating shaft[J].Journal of Sound and Vibration.1999,219(1):133-155.
[2]梅庆.直升机传动轴系的动力学设计[J].机械传动,2005,29(5):19-22.
[3]许兆棠,朱如鹏.刚性多支点传动轴主共振分析[J].东南大学学报,2006,36(1):71-76.
[4]许兆棠,朱如鹏.直升机弹性多支点传动轴的主共振分岔分析[J].应用力学学报,2006,21(2):342-348.
[5]杨贵通,张善元.弹性动力学[M].北京:中国铁道出版社,1988.
[6]胡海岩,孙久厚,陈怀海.机械振动与冲击[M].南京:南京航空航天大学,1997.
[7]Graziano Curti,Franceso A.Raffa,Furio Vatta.An AnalyticalApproach to the Dynamics of Rotating Shafts[J].Meccanica.1992,27(4):285-292.
[8]F.A.Raffa,F.Vatta.The Dynamic Stiffness Method for LinearRotor-Bearing Systems[J].Transactions of the ASME.1996,118(7):332-339.
[9]J.R.Hutchinson.Shear coefficients for Timoshenko beam theory[J].Journal of Applied Mechanics.2001,68:87-92.
[10]张小龙,何洪庆.涡轮泵转子的临界转速研究(Ⅳ)分布质量轴的传递矩阵法[J].推进技术,2000,21(2):52-55.
传动轴系 篇2
在当前技术和理论条件下，人们通过各种方式，掌握了技术工程领域内很多物理问题和力学问题的基本方程（常微分方程或偏微分方程），并且还获得了相应的定解条件。对于一些几何形状比较规则的问题或性质较为简单的方程，可以采用解析方法进行求解，但是很多问题的方程具有非线性性质，或者几何形状比较复杂，解析方法就无法满足需要。为了解决这类问题，可以考虑从两个方法入手。一种方法是对几何边界和方程进行简化假设，将其简化到可以处理的情况，并在这种简化状态下求得解答。但由于过度的简化可能会带来很大的误差，甚至会得出错误的解答，所以这种方法的应用范围受到一定限制。针对这种情况，人们寻找了另一种方法———数值解法。在当今计算机技术得到广泛普及的背景下，该方法已成为求解科学技术问题的主要工具。
1 有限元的特点与基本原理
有限单元法是一个具有巩固理论基础和广泛应用效力的数值分析工具。该方法以加权余量法和变分原理为基础，其思路是对计算域进行分割，将其划分为几个单元，单元与单元之间互不重叠。经过合理选择，将每个单元内的一些节点作为插值点以求解函数，并对微分方程中的变量进行改写，将其改写成一种线性表达式，该表达式的组成内容是各变量或其导数的节点值以及所选用的插值函数。接下来，就可以利用加权余量法或变分原理对微分方程求解。权函数和插值函数形式的不同，有限元方法也就不同。
几十年来，有限单元法在应用范围上得到了扩展，它应经不只是局限于解决弹性力学的平面问题，而且还应用于空间问题、板壳问题。与此同时，它也由解决静力平衡问题扩展到动力问题、稳定问题和波动问题。在这个趋势下，其分析对象的范围也得到扩展，不只是弹性材料，粘塑性、粘弹性、复合材料等都成为它的分析对象。从学科领域来看，有限单元法突破了固体力学的范围，被应用到了传热学、流体力学等领域。在工程分析中，该方法已经实现了计算机辅助设计技术与优化设计的有机结合。可以预计，在未来的科学技术发展中，有限单元法必将发挥越来越重要的作用。
尤其在机械设计中，对机构的动态特征进行分析，更少不了对有限元的应用。而作为机械设计的主要的能量传递的轴的设计，为保证能量传递的效率，对其的分析是必不可少的。
2 本文就将传动轴系扭振分析展开讨论
2.1 传动轴系扭振分析计算步骤如图1。
2.2 数学模型的创建系统扭振的数学模型为：[I]{准咬}+[C]{准觶}+{K}{准}={MF}
当不计阻尼时，上式简化为：[I]{准咬}+[K]{准}={MF}。
其中转动惯量矩阵、刚度矩阵和外扭矩向量分别为：
2.3 数值积分方法的选择
用于动力响应计算的主要数值积分方法有很多，如龙格-库塔法、有限差分法、NEWMARK法、增量法、威尔逊法、精细积分法。本文主要讨论有限差分法：
有限差分法（finite difference method）有限差分法以求解差分方程的方式来解决微分方程问题，是一种微分方程和积分微分方程数值解的方法。它用有限个离散点———网格节点———构成的网格替代了连续的定解区域；用网格上定义的离散变量函数来近似连续定解区域上的连续变量的函数；用差商来近似原方程和定解条件中的微商；积分则用积分和来近似。在这种情况下，就实现了用代数方程组近似地代替原微分方程和定解条件，这个代数方程组就是有限差分方程组，原问题在离散点上的近似解就可以通过解该方程组获得。接下来，定解问题在整个区域上的近似解就可以通过应用插值方法，从离散解得到。除此之外，通过对差分方程组的性态进行理论分析，可以确保计算结果的准确，并且使计算过程具备可行性。这种理论分析包括了解的存在性和差分格式的相容性、唯一性、收敛性和稳定性。为了让微分方程建立的各种差分格式具有实用意义，相容性要求它们要实现可以任意逼近微分方程。这里需要注意两个概念，一是差分格式的收敛性，另一则是稳定性。前者是指差分方程的精确解能否实现对微分方程解的任意接近，决定了差分格式的有用性。而稳定性的意义在于，差分格式是逐层计算的，每层近似值的计算都要与前面一层相关联，如果前面各层存在误差，则之后的近似值就会出现偏差，导致差分格式的精确解失效，使得格式不稳定。只有保证对逐层计算过程中的误差进行有效控制，才能使差分格式得近似解任意逼近差分方程的精确解。
摘要：本文针对机械设计中传动轴的的运动特点与设计需要, 提出了一种利用有限元原理, 对其实际运作时因轴系扭振而产生对轴的磨损与能量损耗问题的解决办法, 并举一实例, 为传动轴的合理设计提供了参考。
关键词：有限元,传动轴系,扭振分析,数值积分法
参考文献
[1][美]G.R布查南.全美经典-有限元分析[M].董文军, 谢伟松译.北京:科学出版社, 麦格劳-希尔教育出版集团.
[2]龚曙光.ANSYS工程应用实例解析[M].北京:机械工业出版社, 2003.
齿轮传动系总成测试 篇3
试验台形式
根据试验要求制定试验台形式, 试验台按载荷分为两种:空载和加载试验。空载一般用于磨合试验, 通过磨合后, 测试不同转速条件下的齿轮噪声或异响等是否符合设计要求 (见图1) 。加载试验主要用于模拟试验, 测试产品各项性能是否符合设计要求, 包括承载强度试验、耐久性试验、温升试验、噪声试验、振动试验及传动效率试验等。
加载试验台按加载大小分为轻载试验及重载试验。轻载试验一般有机械加载和磁粉加载两种形式。由于磁粉加载具有调整方便、结构小、易于控制、投资小等优点而得到广泛应用。重载加载试验一般有通过水力、电涡流或电反馈 (见图2) 几种主要形式。由于前两种属开式试验台, 存在能源浪费的问题。随着人们节能环保意识提升, 这两种试验方法使用受限。近几年, 通过电反馈加载试验得到越来越多的应用。
电反馈加载有两种形式:直流和交流。前者投入小, 但占地大, 维护成本高, 后者与前者相反。在10年前基本以直流加载为主, 随着技术的日臻成熟及成本下降, 近几年交流反馈加载开始得到广泛应用。
交流反馈加载又分为交流外反馈及交流内反馈。外反馈是将加载电动机发出的电通过电回馈系统送到电网, 而内反馈则是电制动原理, 将加载电动机发出的电通过系统自动反馈到驱动电动机, 从而减少能量损失。内反馈电加载对电网影响降到最小, 该技术已通过国家863认证, 在工业领域得到推广, 由于节能环保的优点, 是未来加载试验台技术发展方向。
试验台加载技术分析
1.电制动原理
该控制系统以专用伺服控制系统为核心, 具有转矩控制、速度控制、能量自动回馈、正反向拖动自动切换等功能, 与磁粉制动器加载方式相比具有技术先进、发热小、无需循环水冷却、节能效果显著等优点, 其构成简述如下:
(1) 输入端驱动单元采用专用伺服控制系统 (控制器+电动机+其他选配件) 驱动变频电动机, 通过传动机构与传动系总成对接驱动。
(2) 输出端电制动加载单元采用专用伺服控制系统 (控制器+电动机+其他选配件) 控制的变频电动机作为负载, 通过传动机构与车桥总成对接实现加载检测功能。控制系统通过控制策略定制, 采用转矩控制方式控制负载电动机产生负载转矩, 负载电动机的能耗通过专用伺服控制系统自动回馈到驱动电动机, 实现能量回馈, 达到显著的节能效果 (见图3) 。
2.电制动与磁粉制动器的比较
(1) 负载电动机:22k W M D S P225M—8;磁粉制动器:2000N·m, 具体比较见附表所示。
(2) 节能磁粉制动器是在定子和转子之间的工作间隙中填充磁粉, 借助电磁吸力产生的磁粉间的结合力和磁粉与工作面之间摩擦力传递动力和运动, 并能控制调节转矩的制动装置, 在工作过程中的摩擦会产生大量热量, 必须通过水冷却的方法散发, 能量白白消耗。其能量流程为:外部电源→驱动电能→机械能→摩擦→热能→水冷。
电制动方式是伺服控制系统用转矩控制方式控制负载电动机产生负载转矩, 被拖动的负载电动机处于发电状态, 其电能通过控制系统自动回馈到驱动电动机端, 作为驱动电动机的电源。其能量流程如图4所示。
外部电源只要补充在机械运转时损耗的能量以及电动机自身的运转损耗, 系统就可以正常运行。节省了大量电能, 也不需消耗循环冷却水。据测试, 采用电制动方式, 一台22k W电动机在满载的情况下, 外部电源输入电能不超过5k W, 节能效果达到75% (中间无机械传动系) 。
(3) 反拖功能由于磁粉制动器是无源器件, 只能被动地被拖动, 不可能具有反向拖动功能。采用电制动方式的驱动和加载单元都是由专用伺服控制器控制变频电动机构成的, 通过系统设计及硬件扩展, 具备正反向拖动自动切换功能, 即当控制器接收到上位机发出的反拖指令后, 加载单元的伺服控制器将自动控制变频电动机处于驱动状态, 而驱动单元的伺服控制器自动控制变频电动机处于加载状态, 从而使系统的能量自动从原来的输出端流向输入端, 进入反拖状态, 可以模拟车桥处于下坡或制动时的运行状态。
试验台基本功能及特点
针对不同的试验对象, 可以方便地在工控机里设置转速、转矩、温度、时间等报警和失效参数。当上述信号超出设定范围时, 系统会自动报警然后停机。测控软件基于泰诚信公司虚拟软件平台开发, 人机界面友好, 可扩性强。可在任何时候, 根据新的实际需要搭建新的测控服务软件。
通过工控及测控系统可以实现多通道信号的数据自动采集处理及数据、曲线、报表的打印, 并能自动绘出在不同转速、转矩下的效率和温升曲线, 可建立试验数据库。
(1) 试验方式按照试验要求的转速进行无级控制, 在不同转速条件下加不同载荷后运转试验。
(2) 试验条件设定及模式切换通过计算机界面对各种试验模式下的试验条件如转速、载荷进行设定。通过控制面板上的按钮进行试验模式切换和显示。快速更换工作台上的夹具后, 即可在规定的柔性范围内, 转换为同类结构产品的检测。
(3) 数据采集与处理试验过程中由PLC对电动机转速、加载器等进行自动控制、自动模拟各种运行工况 (如正反转, 升降速, 低、中、高速稳定运行, 不同的两侧阻力矩、反向拖动等) 。可进行实时数据采集、处理和保存。
(4) 安全保护试验台具有以下安全保护功能:断电保护 (断电时不能对设备及产品造成损害, 来电后设备保持断电报警状态, 不会自动启动) 、旋转装置保护;超速保护 (驱动装置超过最高转速时进入报警状态) ;过载保护 (驱动装置超过最大转矩时进入报警状态) ;硬线路操控 (PLC、伺服控制器等出现故障不能停车时, 通过硬线路强迫停车) ;触电保护 (可靠接地或接零, 防止无意接触带电部分) ;自诊断功能 (能提示主要部位故障信号) 。
试验台使用注意
根据测试的目的, 选择相应功能的试验台, 一般分为生产现场用及实验室用。
生产现场试验台主要检查完成装配后的传动系部件是否合格, 当装配过程控制不好, 装配部件有的在试验台试验无法通过, 造成大量返工 (5%~10%) 。虽然试验台起到一定防止不合格品流入市场作用, 但也易造成返工、对返工件造成伤害等。因此, 我们认为现场配备试验台有必要, 但解决问题的根本是解决装配中存在的问题。
对实验室用试验台, 数据主要用来分析, 被试工件测试数据的准确性通过试验台可以做到, 但是产品装配是否合格, 是试验数据发挥作用的关键。装配不合格的产品测试数据会大打折扣, 无法判定产生的原因, 甚至误导产品的研发, 造成设计、制造、装配三个部门永不停息的战争, 产品的质量时好时坏, 严重影响市场品牌声誉。所以真正关键在于解决装配中存在的问题, 然后使用试验台, 才能充分发挥试验台的作用。
汽车传动系参数的优化匹配 篇4
汽车整车性能的好坏不仅仅取决于发动机和传动系各自单独的性能, 而是在很大程度上取决于二者匹配得如何。在评价汽车的整车性能时, 往往要用到一些特定的指标, 如衡量汽车动力性的主要指标是其最高车速、爬坡性能和加速性能等, 衡量燃油经济性和排放特性的主要指标是汽车在标准试验循环下的百公里油耗和每公里排放量。这些指标除了反映发动机本身的动力性、燃油经济性和排放特性外, 还体现了整车驱动系统 (包括发动机、变速器、主减速器以及驱动轮等) 的相互配合及优化程度。一台发动机即使具有良好的性能, 如果没有与之合理匹配的传动系, 也不可能充分发挥其最佳性能。
2 汽车动力性评价指标的确定
2.1 汽车动力性评价指标
车的动力性主要由以下几方面的指标来评定: (1) 最高车速。 (2) 爬坡性能。 (3) 加速性能。
2.2 汽车动力性优化指标
装有理想变速器的汽车和四档变速器汽车驱动力特性曲线如图1所示。可以看出, 发动机匹配了四档动特性有了较大变化, 在一定程度上接近了理想传动系。阴影部分的面积越小, 就越接近理想的传动系。若变速器的传动比可以无级变化, 则阴影部分可以完全消除。但对于机械变速器而言, 变速器只有几个挡位, 所以, 阴影区不可能完全消除, 但可以通过选择适当的传动比, 使阴影部分的面积最小, 这就是动力传动系的优化问题。
图2反映不同速度下发动机传到汽车驱动轮上的极限功率。驱动功率极限发挥率Pdlim反映了发动机输出的最大功率Pemax在驱动轮上得到发挥的极限程度, 其定义如式所示。优化时取Pdlim的最大值。
参照图2, 对上式中各变量作如下说明:
(1) 上式右边分母所代表的面积表示各种车速下发动机的最大功率Pemax全部传到了驱动轮上的理想状况, 而分子则代表驱动功率实际的可能极限。
(2) 用va表示车速, vmin为Ⅰ挡时, 发动机最大转矩点所对应发动机转速下的车速 (km/h) ;vmax为汽车的最高车速 (km/h) ;
(3) Ai为图2中各挡对应阴影部分的面积。 (4) wi为第i挡的利用率系数。考虑了汽车各挡利用率ui的不同。
(5) 为所有的均值, 即:
驱动功率极限发挥率考虑了各挡使用率的不同, 从而能够反映不同实际使用条件对速比的要求。所以本次对汽车动力传动系优化匹配的优化指标选择为驱动功率极限发挥率Pdlim。
3 汽车动力传动系数学建模
3.1 发动机的数学模型
发动机性能的基本假设:汽车在行驶过程中, 发动机经常在非稳定状态下工作。因此, 为了和实际情况一致, 在发动机性能的台架试验中, 应该测得非稳定工况的性能。但是, 到目前为止, 发动机非稳定工况下的性能测试还有较大困难。所以, 在汽车动力性、燃油经济性计算中, 一直采用稳定工况下的发动机性能试验数据。这种处理方法对于燃油经济性来说, 计算和测试结果的差异并不显著。
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。
本文采用数学模型法描述。对于已知试验数据的发动机, 其使用外特性可以看作发动机转速的一元函数, 由最小二乘法拟合获得。
3.2 发动机使用外特性数学模型
发动机使用外特性下发动机转矩Me可以看成是发动机转速ne的函数, 用以下多项式表示:
式中:ne——发动机转速ne/10 (r/m in) ;Ci——多项式中系数;k——多项式中阶数。
用最小二乘法拟合获得发动机外特性拟合曲线。
3.3 传动系效率的数学模型
发动机的净功率输出, 主要用于克离合器起步过程、动力传递的能量损失和行驶阻力, 均匀行驶时各种损失, 因此在大多情况下, 可以采用经验公式进行估算:ηT=ηksηibηmu
式中:k, i, m——分别为圆柱齿轮、圆锥齿轮和万向节数量;
ηs, ηb, ηu——分别为圆柱齿轮、圆锥齿轮和万向节的传动效率。
3.4 汽车行驶方程式
汽车的行驶方程式为:Ft=Ff+Fw+Fi+Fj
4 汽车动力传动系参数优化匹配
4.1 设计变量的确定
传动系主要设计参数就是各挡传动比, 传动系而言, 在其他条件相同的情况下, 最终影响汽车动力性及燃油经济性的参数是传动系的总传动比, 即变速器各挡的传动比与主减速器传动比的乘积。
4.2 目标函数的建立
4.2.1 汽车动力系统匹配程度评价指标
优化的目标函数采驱动功率极限发挥率Pdlim, 它反映了发动机输出的最大功率Pemax在驱动轮上得到发挥的极限程度。
4.2.2 约束条件
4.2.2. 1 变速器速比约束条件
(1) 反映相邻挡位间速比大小关系的约束条件:ig j+1-ig j<0 (j=1, 2, …n-1)
(2) 防止动力传递中断的约束条件: (nT/ig j+1) - (nemax/ig j) ≤0 (j=1, 2…n-1)
4.2.2. 2 汽车动力性约束条件
(1) 直接档最大动力因数D0max的要求:
(2) 最高车速vmax的要求
对于前进挡数为n的汽车, 且n为最高挡时, 应满足:Ft≥Ff+Fw
(3) 最大爬坡度imax (D1max) 的要求:Ft max≥Ff+Fimax
(4) 附着条件的要求:Ft max≤Fψ
5 最优参数的求解
目前对约束最优化问题的解法很多, 本文采用复合形法来解决汽车动力装置的最优化匹配的问题。
本优化过程的目标函数和约束条件较为复杂, 不适合求导和大量的求解过程。采用复合形法不必计算目标函数的梯度及二阶导数矩阵, 也不用一维最优化搜索, 需要的只是大量的数值计算, 这在程序上是比较简单的, 适用性也强, 容易掌握。Matlab具有强大的数值计算功能, 因此采用复合形法进行求解, 并取得了比较满意的结果。
6 总结
随着对汽车动力传动系匹配理论研究的不断深入和计算机性能的逐步提高, 模拟计算的结果将会更加精确, 在整车的开发研制中将会变得更有实用价值。
摘要：汽车的传动系对整车的动力性和燃油经济性有很大的影响, 故传动系参数的确定成为汽车设计中一个重要的组成部分。本论文主要研究的是如何将优化理论引入到汽车传动系参数设计当中, 以实现汽车发动机与传动系的最佳匹配, 达到充分发挥汽车整车性能的目的。本论文利用最小二乘法和线性回归原理建立了发动机的使用外特性, 并建立了传动系的数学模型, 提出评价汽车动力性的优化指标体系。
关键词：汽车,传动系参数,优化,匹配,优化指标
参考文献
[1]陈正江.《汽车动力传动系优化设计研究》.武汉理工大学.
[2]何仁, 刘星荣.《汽车动力传动系统最优匹配的研究和发展》.江苏理工大学学报.
液压传动系故障的分析方法 篇5
当液压传动系出现故障时, 可采用以下分析方法:
1、观察法
看液压传动系外表的技术状态, 是否有漏油、漏气、松动、机件变形或损坏;看油箱油面高度和回油情况, 是否畅通或有气泡产生;看油的粘度质量与牌号是否符合标准;看油压表、温度表、真空度表的指示是否正常。
2、问询法
在分析诊断液压传动系故障时, 就象医生为人治病问诊一样, 维修人员也要首先了解机车购进时间、使用情况、出现故障前后征象等有关情况, 然后才能分析找出故障原因并予以排除。如购机后使用时间长, 则“慢性病”多。机车出现故障主要是机件磨损、配合间隙增大、橡胶密封件老化等原因造成泄漏, 使液体压力和流量不足, 从而输出功率减小。若购进后使用时间短, 则“急病”多。故障大多是由于阀孔、滤清器、阀座有脏物阻垫、控制阀门弹簧折断而阀门关闭不严、密封损坏等原因产生泄漏, 使液体压力和流量不足, 造成液压传动系输出功率不足。
另外, 还要询问机手有关机车保养和修理时间及技术状态, 若液压传动系出现故障是在保养和修理之前, 则故障原因主要是阀的小孔或滤清器堵塞或运动件配合间隙因磨损而增大, 使密封性能降低而产生泄漏。若液压传动系在保养和修理后出现故障, 则原因主要是安装不正确, 不符合技术和要求, 可能有的零件装错或漏装, 密封件装坏等, 造成泄漏, 并可能产生高温, 使油液粘度下降而密封性能降低, 或液压系中有空气都会造成输出功率减小。
3、理论分析
根据输出功率等于液体压力乘以液体流量除以612的这个公式, 研究输出功率、液体压力、液体流量三者的关系。液压传动系故障主要表现在输出功率不足, 即输出功率若是小, 说明液压传动系中液体压力小或液体流量小。若液体压力小, 马达不能转动或油缸不能提升;若液体流量小, 马达转速降低或油缸提升缓慢。而液体压力小或液体流量小一般是因泄漏、堵塞造成的。
4、仪器检测法
用流量表或压力表, 分系统、分段、分部位检查流量和压力, 看是否符合标准数值, 来判断故障原因所在部位。
5、听诊法
听发动机的声音变化情况来判断故障原因所在部位。例如:一台东方红—75型拖拉机后悬挂装置油缸不能提升, 判断其原因所在哪个部位的方法是:首先要提高发动机转速, 应在中等转速时按下油缸上的定位阀 (没有油缸定位阀的可把油缸下腔油等卸下, 用一个特制的螺堵堵上即可) , 关闭油缸下腔, 再把分配器手柄板到压降位置, 这时, 听发动机的声音是否有变化。
(1) 若是发动机声音满负荷, 故障原因在机械部位, 表示液压传动系工作正常:
(2) 发动机的声音有负荷, 同时分配器处发出尖锐的叫声 (吱、吱……) , 说明泵和分配器是好的, 故障原因在油缸;
(3) 发动机的声音无负荷, 故障原因在油泵或分配器部位, 则首先检查分配器回油阀是否关闭不严, 而后检查油泵。
6、试控反正法
判断液压传动系故障原因所在部位后, 可调试一下压力, 看其变化情况, 来验证所判断的准确性。
7、触摸法
用手摸各部位温度和振动情况, 以此判断故障原因所在部位。例如:摸整机温度及局部温度 (液压泵、马达、控制阀、油缸等) 是否正常。某一部位温度异常, 说明故障原因在此部位;摸液压油管脉动波是否一致。当压力流量不稳定时脉动波也不同, 可根据脉动波大小判断故障原因所在部位。
8、交叉对比法
利用某一部位的正常压力, 接在不正常部位上看是否正常。
传动系的齿轮噪声问题及其控制 篇6
齿轮在运行时, 不仅受到啮合的频率和振动因素的影响, 还受到齿轮材料本身固有频率产生振动的影响。在强度和刚度允许的条件下, 选择衰减性能好的材料, 对降低齿轮噪声具有明显效果。在大齿轮的轮辐上加金属阻尼环, 依靠阻尼环与轮辐之间的滑动摩擦, 耗散振动能量, 抑制噪声的辐射, 可以有效降低齿轮噪声。
一、齿轮噪声的特点
轮齿在啮合和脱离过程中产生的周期性冲击噪声的基频即为齿轮的啮合频率。改变齿轮的质量、刚度及尺寸能改变齿轮的固有频率, 从而改变其与外加激振力的频率的差值, 以防止谐振的发生。齿轮啮合频率计算公式如下:
式 (1) 中, n为转速, z为齿轮频数。
轮齿表面的粗糙度对齿轮噪声影响很大, 一般摩擦系数越小, 齿轮的噪声越小。噪声的声级与齿面的粗糙度近似于线性关系, 一个齿面粗糙度低的齿轮和一个齿面粗糙度高的齿轮噪声级约差4 d B。除此之外, 润滑也控制着摩擦系数, 因此, 保持齿轮具有良好的润滑, 也可以明显降低齿轮噪声。
二、影响齿轮噪声的主要因素
1. 齿轮留磨量。
齿顶二面倒角可以降低淬火后齿形误差对齿轮噪声的影响。齿轮淬火后, 齿根常常变肥, 致使啮合时发生干涉, 齿根部会发生亮带, 从而产生较大的噪声。磨小齿轮的齿顶圆、减小啮合系数、修磨齿顶倒角都是较好的解决办法。对于磨齿工序、齿面及齿根都有留磨量, 但是砂轮的齿顶容易磨损, 所以磨出的齿也容易出现齿根变肥;留磨量不当, 齿根还会产生凸台, 所以齿顶二面倒角对于减少根部干涉是一种很有效的措施。
2. 齿轮的齿宽。
齿宽与噪声也有密切关系, 齿宽大, 则齿上的单位载荷小, 弯曲变形就小, 噪声也就减小。同时, 齿宽较大还可改善齿轮的衰减性能。受齿向精度所制约, 齿宽也不能过大。如果齿轮的直径较大, 齿宽受到限制, 则设计时应增加轮辐的厚度, 以减少端面振动亦提高衰减性能。对于淬火的齿轮, 内径定心若可以保证精度, 则可根据齿圈定心找出正端面磨内孔。对剃齿后高频淬火的齿轮可以纠正以前工序的齿圈振摆, 并解决内孔淬火收缩问题。
3. 齿轮修缘的误差。
齿轮修缘时, 可修齿顶或齿根, 也可两者都修。齿轮修缘一般集中在小齿轮上, 这s样做工序比较简单;若考虑到小齿轮的强度问题, 也可以分配给2个齿轮。一般齿顶修缘, 可获得2 d B的降噪量;齿顶修缘量在0.02~0.04 mm。修缘量的大小取决于齿轮所承受的动载荷、静载荷、受热变形误差、加工误差等因素。理论计算的数值精确度不高, 一般由试验确定。在工程实际中, 为了提高齿轮的接触精度, 使齿面承受的载荷均匀, 避免轮齿单边接触或不规则的接触, 长在齿轮的宽度方向修缘, 称为齿向修缘。
三、传动系齿轮噪声的控制
1. 齿轮参数和结构形式。
增大齿轮的模数会增加制造难度, 增大齿轮的制造误差, 从而增加了工作时的噪声。此外, 齿轮压力角的增加也会造成啮合过程的径向力增加而增大噪声。在强度允许的条件下, 适当降低模数和压力角, 可以降低齿轮噪声。齿轮设计时, 还要考虑重叠系数;经验表明, 重叠系数为2时, 噪声水平比较低。测量齿轮运转过程中的噪声时, 可以找出频率较大的噪声, 联系相关机械运动, 可以找出噪声源, 从而确定解决措施。但是要找出发生噪声的确切频率, 则需用窄频程的滤波器确定, 常用的倍频程滤波器或1/3倍频程滤波器能有效地指出声能在各频带的分布, 但不能确定峰值频率。
2. 齿轮的制造和工艺。
通常在齿轮粗加工和热处理以后, 应进行剃齿或磨齿等精加工。为减少齿轮在承载后的弹性变形和制造误差 (主要是基节误差和齿形误差) 造成的齿顶和齿根处的干涉, 在齿轮加工时通常将干涉部分削去, 以降低齿轮工作时的噪声。
3. 材料和结构。
采用高分子材料取代传统的金属材料齿轮可以大大降低齿轮噪声。另外, 对金属齿轮进行阻尼处理, 如, 在齿轮两边涂上阻尼材料、在金属齿轮体内填充大阻尼橡胶等, 形成阻尼结构, 可以达到减振降噪目的。此外, 适当的润滑和合理的安装也能降低齿轮噪声。
四、结论
浅谈轮系传动比的辩证施教 篇7
根据运动特性和结构组成, 轮系分为定轴轮系、周转轮系和混合轮系三大类, 轮系的类型不同, 其传动比的计算方法也各不相同, 但是它们之间有一定的内在联系。其中, 定轴轮系的传动比计算是基础, 比较简单;周转轮系的传动比计算是在定轴轮系的基础上演化进行的, 有一定的难度;而混合轮系的传动比计算是对两者加以综合进行的。
在教学过程中, 笔者发现:学生在学习这部分内容时存在这样一些问题:对于定轴轮系的传动比计算, 有一些学生认为较简单, 对其不够重视, 容易马虎大意, 在计算时出现不应该出现的错误;在计算周转轮系的传动比时, 因对其计算方法的本质理解不够深刻, 有些概念比较模糊, 不能熟练掌握, 感到有一定的难度;而在计算混合轮系的传动比时, 因前面的基础知识未能熟练掌握, 在学习时感觉有一定困难, 不能正确地进行计算, 造成教学效果不理想。
要解决以上问题, 教师在授课时需要辩证施教, 讲清三种轮系传动比计算的关键和本质, 提高学生对计算方法的认知水平, 理清概念, 进而熟练地掌握计算方法, 提高教学效果。
重视定轴轮系传动比计算的基础
因为定轴轮系在工程实际中应用非常广泛, 而且, 定轴轮系的传动比计算是其他类型轮系的基础, 因此, 定轴轮系的传动比计算是轮系的重点教学内容之一, 在教学时, 需要告诉学生必须重视并熟练掌握它。
在计算轮系的传动比时, 不仅要计算传动比的大小, 还要确定首轮和末轮的转向关系。定轴轮系的传动比等于组成该轮系的各对啮合齿轮传动比的连乘积。其大小等于各对啮合齿轮中所有从动轮齿数的连乘积与所有主动轮齿数的连乘积之比。因此, 在计算时, 对轮系进行结构组成分析是关键。首先, 明确首轮和末轮;其次, 按传动路线分析从首轮至末轮轮系由几对齿轮组成, 确定各对齿轮中的主动轮、从动轮;最后, 再进行计算。在授课时, 教师要告诉学生对机构进行结构组成分析是计算传动比的基础, 针对轮系的机构简图, 能熟练正确地确定定轴轮系的结构组成。
确定轮系首轮和末轮的转向关系对计算轮系的传动比很重要。学生在学习时, 对其不够重视, 出现一些不应该出现的错误, 主要体现在对用齿数比前的“+”、“-”来表示首轮和末轮的转向关系的理解上。
在教学过程中, 首先, 教师要讲清, 对于平面定轴轮系和首末两轮轴线平行的空间定轴轮系, 为了在计算公式中能直观表明首轮和末轮的转向关系, 规定在齿数比前加上“+”、“-”来表示首轮和末轮的转向关系。若轮系的首轮和末轮分别为1和K, 则其传动比为:
对平面定轴轮系, 通常根据外啮合齿轮的对数m来判断, 即先由 (-1) m的计算结果得齿数比前的“+”、“-”, 然后再根据“+”、“-”来判断首轮和末轮的转向关系。而对于首末两轮轴线平行的空间轮系, 则用画箭头法先确定首轮和末轮的转向, 然后在齿数比前加上相应的“+”、“-”来代表两轮的转向关系。
最后, 教师要从辩证的角度, 强调首轮和末轮的转向关系是由轮系的结构决定的, 即是由轮系自身的内在因素决定的;明确这一点是非常重要的, 是后面学习周转轮系的传动比计算的基础。
认清周转轮系传动比计算的本质, 突破难点
周转轮系传动比的计算方法, 对于学生来说既是需要掌握的重点内容又是难点内容。要求教师在授课时讲清计算方法的本质, 使学生理清计算的基本思路和应注意的事项。
周转轮系与定轴轮系的根本差别在于周转轮系中有作定轴转动的系杆, 它使得行星轮既自转又公转, 因此, 周转轮系的传动比就不能直接用定轴轮系传动比的求法来计算。但是, 假如能使周转轮系中支承行星轮的系杆H固定不动, 周转轮系便转化为一个假想的定轴轮系, 就可以借用定轴轮系传动比的计算方法进行周转轮系传动比的计算, 这就是计算周转轮系传动比的基本思路。
在教学过程中, 对于将周转轮系转化为一个假想的定轴轮系 (转化轮系) , 除了从给整个轮系加上一个-ωH的公共角速度的角度介绍之外, 还可以从哲学对运动的辩证描述的角度进行介绍。在哲学范畴中, 运动是绝对的, 但我们观察物体的运动却有相对性, 所选的参考体不同, 那么物体相对于不同参考体的运动也不同。若取系杆H为参考体, 当观察者站在系杆H的轴上观看轮系的运动时, 对观察者来说系杆H固定不动, 这时, 行星轮相对于系杆H只作定轴转动, 于是, 周转轮系便转化为一个假想的定轴轮系。从这个角度对转化轮系进行介绍有助于清晰地理解计算过程中涉及的“+”、“-”。根据上述原理, 就可以得出周转轮系的转化机构传动比的一般公式。设周转轮系的两个中心轮分别为1和K, 则其转化轮系的传动比为:
在学习过程中, 学生感到对计算公式的理解有一定的难度, 主要体现在对计算过程中涉及的两套“+”、“-”的理解上。因此教师在授课时, 需要从辩证的角度讲清所涉及“+”、“-”的含义, 认清两者的本质区别。
一方面, 首先明确公式 (2) 中齿数比前的“±”号表明的是在转化轮系中齿轮1、K的转向之间的关系。若相对角速度ω1H、ωkH的方向相同, 在齿数比前为“+”号, 而转向相反则为“-”号, 判断两者转向关系的方法与定轴轮系相同。在此, 教师需要强调, 转化轮系中齿轮1、K之间的转向关系, 相当于观察者站在系杆H的轴上观看轮系的运动时, 所看到的齿轮1、K的转向关系, 是由轮系自身的结构这一内在因素决定的, 明确了这一点, 学生对齿数比前的“±”号就有了清晰的认识。
另一方面, 公式 (2) 仅适用于齿轮1、K和系杆H的轴线平行或重合的周转轮系。对于差动轮系, 在计算时需要表明轮系中齿轮1、K和系杆H之间的实际转向关系。在此, 教师需要讲清, 为了反映差动轮系中齿轮1、K和系杆H之间的实际转向关系, 设定齿轮1、K和系杆H的绝对角速度ω1、ωk、ωH均为代数量, 用其值的符号来表示转向关系, 规定:对于绝对角速度已知的两构件, 若两构件的转向相反, 一个角速度取正值, 另一个则取负值代入公式中;若两构件的转向相同, 两角速度可皆取正值 (或负值) 代入公式中;所求出的第三个构件的角速度, 其值的正、负则表明该构件与其他两个构件间的转向关系, 符号相同的两者转向相同, 符号不相同的则转向相反。需要强调的是, 两主动构件的角速度是从外界输入的, 其实际转向是根据使用情况人为指定的, 即两主动构件的角速度值的正、负值是由外在因素决定的, 这就是与前述的齿数比前“±”号的本质区别。
分清混合轮系, 综合应用
混合轮系是由基本周转轮系和定轴轮系组成, 或者由两个以上的周转轮系组成。对于混合轮系传动比的计算, 既不能直接套用定轴轮系的公式, 也不能直接套用周转轮系的公式。
计算混合轮系传动比的正确方法是首先正确地划分出各个基本轮系, 分别计算各基本轮系的传动比, 找出各个基本轮系之间的联系, 然后联立求解。其中, 最重要的一步是正确地划分出各个基本轮系。
学生在学习混合轮系传动比的计算时, 感觉有一定困难, 不能熟练地掌握计算方法。出现这一问题的主要根源在于学生对正确地划分出各个基本轮系不够重视, 没有搞清划分轮系的顺序和步骤。因此, 教师在授课时, 首先, 要强调正确地划分轮系的重要性, 它是计算混合轮系传动比的基础, 是正确解题的关键;其次, 讲清划分轮系的正确顺序是一定要先划分出各个基本周转轮系, 最后再找定轴轮系。
在划分单一的周转轮系时, 首先找出行星轮。从结构上来说, 行星轮是由作定轴转动的构件支承的齿轮, 行星轮和支承它的构件组成活动铰链。接下来找出系杆, 支承行星轮的构件就是系杆。 (注意:有时系杆不一定是杆状!) 最后找出中心轮, 中心轮是直接与行星轮啮合且几何轴线与系杆的轴线重合的定轴齿轮。这一由行星轮、系杆、中心轮组成的轮系就是一个基本周转轮系。一般情况下, 混合轮系中有几个系杆, 就包含几个基本周转轮系。在上述过程中, 根据结构特点找出行星轮、中心轮是正确地找出周转轮系的关键。
当把所有的基本周转轮系找出来之后, 剩下的互相啮合的定轴齿轮就组成定轴轮系。正确地划分出各个基本轮系后, 就可以按混合轮系传动比的计算方法进行计算了。
结论
综上所述, 教师在轮系传动比计算的教学过程中, 引入哲学的方法讲解难点和重点, 学生感到概念清楚了, 思路清晰了, 有助于更好地掌握计算方法, 普遍反映效果很好。比如, 有学生说:“老师用哲学讲课, 能引起学生的注意力, 同时, 也提高学生学习的兴趣。用哲学讲复杂的问题时, 能给我一个清晰的思路, 有恍然大悟的感觉。”因此, 在教学过程中, 教师要善于从辩证的角度进行教学, 以便更好地激发学生的学习兴趣, 进一步加强对学生分析问题和解决问题能力的培养, 有效地提高教学效果。
摘要：轮系是生产实际中应用很广泛的传动装置, 计算轮系的传动比是轮系的重点教学内容。这个教学内容需要教师在授课时辩证施教, 讲清各种轮系传动比计算方法的关键和本质, 激发学生的学习兴趣, 使学生熟练地掌握传动比的计算方法, 以实现良好的教学效果。
关键词：轮系,传动比,辨证施教
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