带式传动（精选6篇）
带式传动 篇1
0 引言
Hertz理论、实验法及有限元法是目前齿轮接触强度研究的主要方法。齿轮在国内外一直是机械工业的重要基础件, 被公认为是一个国家工业技术水平的象征。带式啮合介质齿轮传动是一种新型的齿轮传动, 其特征是在传统齿轮副中的一个齿轮上活套一封闭环状的柔性平带, 在齿轮运转过程中, 由齿轮的轮齿自然地将柔性带依次地嵌入两啮合齿面间, 成为一对金属轮齿的啮合介质[1]。这种齿轮传动由于轮齿间非金属介质带的存在, 两金属表面不直接接触, 齿轮副的接触转化为“高模量 (齿轮) -低模量 (带) ”的接触。正是这种接触副类型的改变使得轮齿齿面不易损坏、减振降噪, 轮齿的制造精度要求随之降低, 制造成本也大大降低。
轮齿齿面接触强度不够, 齿面将产生点蚀、剥落和塑性变形等损伤。为使齿轮能在预定的使用寿命内正常工作, 应该保证轮齿齿面具有一定的抗点蚀能力。目前对带式啮合介质齿轮传动的接触强度研究还是一个薄弱环节。本文从接触角度入手研究分析带式啮合介质齿轮传动的接触特性。
1 带式啮合介质齿轮传动接触模型
图1所示为Merritt设计的模拟一对渐开线正齿轮轮齿接触啮合的圆盘机械[2], 在啮合周期中的某一给定瞬时, 滚动和滑动运动可以用两个半径为I1K、I2K的圆盘来模拟, 这两个圆盘绕固定中心I1和I2以角速度-ω1、-ω2旋转, 因渐开线轮齿在K处的曲率半径与圆盘的半径相同, 所以给定载荷下的接触应力可以由圆盘机械模拟。基于此, 把带式啮合介质齿轮传动中轮齿的接触转化为两圆柱体与介质带的接触, 如图2所示。图2a为两圆柱体与介质带接触未受力的情形, 其中Ⅰ、Ⅱ是圆柱体, Ⅲ是厚度为t的介质带;图2b表示厚度为t的介质带与半径为R1、R2的圆柱体接触, 受集中载荷后, 接触区产生弹性变形, 接触区宽度为2a。
在图2模型中, 若介质带的厚度t与接触宽度2a相比数值较大, 圆柱与介质带之间的接触应力可以由Hertz理论得到[3];当介质带厚度t与接触宽度2a相当或小于2a时, 圆柱与介质带之间的接触应力就不能用Hertz理论得到, 带式啮合介质齿轮传动接触属于这种情况。这类情形多假定接触无摩擦, 局限于线接触的平面应变条件[4]。故在介质带齿轮传动接触分析中, 也假设接触无摩擦, 且限于线接触的平面应变条件。因为介质带的弹性模量远小于金属的弹性模量, 故在介质带与齿面的接触分析过程中, 可以忽略金属齿面的弹性变形, 只考虑介质带变形, 将模型简化为弹性层介质带被刚性当量圆柱压入[3]。
简化接触模型的建立, 为这种传动金属轮齿与非金属带构成的摩擦副之间的摩擦特性与润滑机理研究奠定了基础。图3所示为无摩擦情况下, 简化的刚性当量圆柱与一弹性薄层的接触。
2 带式啮合介质齿轮传动接触有限元分析
取齿轮齿数z1=16, z2=24, 模数m=4.5mm, 进行渐开线齿轮传动与带式啮合介质齿轮传动的有限元接触对比分析, 研究带式啮合介质齿轮传动的接触性能。
2.1 齿轮物理模型的建立
(1) 普通渐开线齿轮实体模型。直齿圆柱齿轮的齿廓曲线为渐开线, 建模的关键是精确绘制齿轮的渐开线齿廓曲线。利用Pro/E的方程式曲线绘制功能, 在记事本中添加渐开线方程, 绘制精确渐开线。然后绘制过渡曲线, 最后绘制出具有精确齿廓曲线的渐开线直齿圆柱齿轮, 如图4所示。
(2) 带式啮合介质齿轮实体模型。首先对带式啮合介质齿轮传动中的大齿轮进行径向负变位, 然后活套介质带, 与标准小齿轮进行啮合。为防止轮齿齿顶在啮合过程中刮伤介质带, 用R铣刀对轮齿齿顶进行倒圆角。在渐开线齿轮的基础上, 对带式啮合介质齿轮进行实体建模。介质带是柔性体, 轮齿啮合时, 无法准确地模拟其弯折状态, 建模时假设介质带包覆在大齿轮轮齿上。图5所示为带式啮合介质大齿轮的轮齿端面齿廓及轮齿啮合实体模型。
2.2 齿轮接触有限元模型的建立
(1) 材料特性。小齿轮、大齿轮材料分别为40Cr和45钢, 其物理特性分别为:弹性模量E1=211GPa, E2=209GPa, 泊松比μ1=0.277, μ2=0.269, 材料按线弹性处理。
介质带选用聚氨酯复合材料。其变形规律符合胡克定律[5], 材料的弹性模量为E3=1656MPa, 泊松比μ3=0.49。
(2) 接触对的设置。选取面—面接触单元。根据ANSYS Workbench中接触面、目标面的选择准则[6,7,8], 借助普通渐开线齿轮传动的接触分析, 设置一对接触对, 其中大齿轮齿面为目标面, 小齿轮齿面为接触面, 接触类型为摩擦接触, 摩擦因数为0.1。借助带式啮合介质齿轮传动的接触分析, 设置两对接触对, 其中, 大齿轮与带之间设置为bonded接触, 带与小齿轮之间设置为摩擦接触, 小齿轮齿面为目标面, 介质带表面为接触面, 摩擦因数为0.2[9,10]。接触算法选择增广拉格朗日法, 选取的接触刚度因子为kKFN=1.0, 渗透量为γFTOLN=0.1。
(3) 网格的划分。采用六面体映射网格法划分实体模型[11], 细化参与接触的轮齿及介质带网格, 网格划分效果图如图6。
(4) 约束及加载。任意瞬时, 齿轮的啮合传动可以被看作准静态, 对从动大齿轮添加Cylindrical support全约束。对主动小齿轮, 约束其径向、轴向自由度, 只保留其切向旋转自由度。小齿轮输入功率为P=5k W、转速为n1=500r/min、加载转矩为M=95.5N·m。
2.3 接触分析结果
图7所示为两种齿轮传动接触应力云图, 从中可见, 在节点啮合处, 普通渐开线齿轮传动中的最大接触应力为144.2MPa, 而带式啮合介质齿轮传动中的最大接触应力仅为111.64MPa, 这表明由于介质带的存在, 使得带式啮合介质齿轮传动中的接触应力降低, 与理论预测一致[1]。
图8所示为两种传动在同载荷、不同啮合位置下的齿面最大接触应力有限元分析结果, 从中可见, 在任意啮合位置, 带式啮合介质齿轮的齿面最大接触应力始终小于普通渐开线齿轮。图9所示为两种传动在不同加载转矩、相同啮合位置下的最大接触应力对比, 从中可见, 随着加载转矩的增大, 齿面最大接触应力也随之增大, 但带式啮合介质齿轮的最大接触应力始终小于普通渐开线齿轮的最大接触应力。
由上述分析可知, 在相同工况下, 带式啮合介质齿轮传动的接触应力始终小于普通渐开线齿轮传动的接触应力, 说明在带式啮合介质齿轮传动中齿轮齿面不易发生点蚀破坏, 与普通渐开线齿轮传动相比, 该传动有较高的接触疲劳强度。
3 介质带参数对齿轮传动强度的影响
介质带的性能对带式啮合介质齿轮传动性能具有重要的影响。介质带的性能是由自身的参数决定的, 通过改变介质带的弹性模量、泊松比和厚度等参数, 探求介质带参数对该齿轮传动强度性能的影响程度和规律, 有利于指导该传动中介质带的合成与制备。
3.1 介质带弹性模量和泊松比
分别选取不同的弹性模量和泊松比介质带参数, 施加相同的载荷边界条件, 对带式啮合介质齿轮传动进行接触有限元分析, 结果如表1所示。由表1可知, 随着介质带弹性模量和泊松比的增大, 轮齿所受最大接触应力也随之增大, 表明弹性模量和泊松比小的介质带有利于减小轮齿齿面间的接触应力。
刘红旗等[12]在环块试验机上用不同弹性模量的材料与钢环做摩擦试验, 实验结果表明, 材料的弹性模量越小, 其摩擦因数也越小, 采用低模量工程材料, 能提高蜗轮传动的效率;刘文庆等[13]设计制作了两组不同泊松比的复合材料, 通过试验比较它们的断裂韧性, 实验发现泊松比小的一组材料比泊松比大的一组材料断裂韧性高。其结论与表1中的数据相吻合。
低弹性模量和小泊松比可以减小介质带的接触应力, 带式啮合介质齿轮的传动振动小、频谱特性好, 并且对齿轮短周期误差极不敏感;当介质带的弹性模量、泊松比及厚度参数取值适当时, 介质带在传动过程中产生的受压变形不但不会产生反弹作用, 而且还能填补轮齿表面的不平度, 对传动精度有改善作用[1]。
3.2 摩擦因数
轮齿工作面在交变载荷作用下, 会产生点蚀失效, 润滑剂及润滑状况的好坏是影响点蚀扩展的重要因素。齿面摩擦力对接触应力的影响幅度与一个量纲一参数S有关[14,15], 普通渐开线齿轮传动, 摩擦因数对其接触强度的影响不大[16]。图10所示为带式啮合齿轮在不同摩擦因数下节点啮合处的接触应力变化规律, 从中可见, 随着摩擦因数的增大, 轮齿齿面最大接触应力稍有增大, 但变化平稳, 说明摩擦因数对带式啮合齿轮的接触强度影响不大。具体影响程度还需考虑齿轮的油膜厚度、转速、功率、模数、齿数等因素, 但润滑状况良好时, 其接触状态也随之变好。
随着摩擦因数增大, 介质带最高温度值也随之上升。张光辉等[1]的试验表明:介质带的温度随着齿轮转速的增大而明显上升。本文对带式啮合介质齿轮传动进行的三维稳态温度场模拟分析也发现, 高转速下, 介质带温升较高。在齿顶与齿根啮合处, 相对滑动速度大, 金属轮齿与介质带摩擦会产生大量的热, 若介质带温度过高, 带会发生软化产生较大变形, 影响齿轮传动的稳定性;过高的温度也会加快带的老化, 导致带的损坏, 使传动失效, 故带式啮合介质齿轮传动适合在中低转速下运行。
3.3 介质带厚度
介质带的厚度不同, 受挤压后的变形程度也不同, 对齿轮接触疲劳强度的影响也不同。为此, 在同一工况下, 选取介质带厚度分别为0.6mm、0.8mm、1.0mm、1.2mm、1.4mm、1.6mm进行有限元接触分析。
图11所示为不同介质带厚度时的齿面最大接触应力和轮齿最大弯曲应力的有限元分析结果, 从中可见, 随着介质带厚度的增大, 轮齿所受最大接触应力随之减小, 这对改善齿面接触疲劳强度有利;但介质带也不能过厚, 过厚会导致轮齿所受最大弯曲应力变大, 使其发生弯曲折断的可能性增大, 传动精度变差。因此应全面考虑传动综合性能, 合理选取介质带厚度。
4 结论
(1) 针对相同工作条件下的普通渐开线齿轮传动及带式啮合介质齿轮传动, 进行了接触有限元分析, 发现带式啮合介质齿轮的轮齿在啮合点处所受到的接触应力明显小于普通齿轮在啮合点处所受到的接触应力。
(2) 介质带的弹性模量、泊松比和厚度以及轮齿与介质带之间的摩擦因数都会对轮齿上的接触应力产生影响, 故选取介质带参数时需要综合考虑这些因素。
(3) 带式啮合介质齿轮传动适合在中低转速下运行, 即适合用于低噪声、低振动、不允许油润滑的特殊环境, 以及连续工作时间不太长的领域运行。
(4) 带式啮合介质齿轮承载能力的大小与介质带参数的变化成非线性关系, 需综合考虑其接触强度、弯曲强度和传动的平稳性, 进行综合的选择优化, 才能制备出性能优异的介质带。
带式输送机传动系统改造分析 篇2
改造前的设备为CD-150P通用固定式胶带型输送机, 电机型号:DSB-75, 功率75×2 Kw, 减速机型号:P16, 采用液力偶合器传递动力。由于设备老化, 事故率高、维修量大, 从在诸多问题, 主要是:
1.1 故障较多, 主要表现在:
a.减速机输入轴 (伞齿轮轴) 经常出现断裂、抱死。
b.液力偶合器损坏多, 平均寿命不足一个月。
c.减速机与驱动滚筒之间的齿轮联轴器易损坏。
1.2 预防性检查困难:
a.检查伞齿轮轴时, 需要拆下电动机, 否则, 无法检查。
b.齿轮联轴器平时检查最困难, 需将减速机、电动机全部拆下, 否则无法检查维护, 造成维护检修困难、日常管理工作被动, 只能被动的等待故障, 无法超前维护, 只有停产检修, 才有机会拆下检查。
c.驱动滚筒内侧轴承无法打开检查。
1.3 传动效率低, 电耗较高:
在额定负载的80%工况下, 电动机、减速机均严重发热, 其热源均来自于第一级伞齿轮传动。有时, 被迫采用冷水浇灌减速机外壳, 强制冷却, 使部分电能转化为热能消耗掉了。根据局测试中心测试, 其设备运行效率近为40%左右, 在一定程度上造成电能的浪费。
1.4 更换零部件困难:
由于传动结构的不合理, 决定了更换零部件的困难, 如更换内外齿, 更换主驱动滚筒需用时间较长, 至少需要4个小时左右。浪费了大量人力、物力。
2 改进方案
为了有效扼制运转事故, 从根本上改善运转条件, 确保输送机能够安全高效运转、以最佳经济方式运行。经过多次现场观察、调研、慎重研究, 决定对其进行技术改造。将原来的垂直轴传动布置方式改造为平行轴布置传动方式, 传动位置保持不变, 采用南阳防爆集团生产的YBK280m-4型电机和山东淄博生产的ZLY280-20型硬齿面减速机, 电机与减速机采用棒销连接。减速机输入轴各安装制动器一套, 从而有效防止输送机胶带下滑。传动滚筒采用DTI-I-630×1150对双半开铸胶包皮滚筒, 滚筒与轴使用涨紧套式无键连接;轴承采用采用洛阳轴承厂生产的大规格轴承。传动架使用加强型钢板焊接, 凸体敞开式分体式结构, 滚筒与机头架使用直角轴承座连接。电机、减速机、滚筒与底盘联接处为机加工面。
具体方案如下:
a.保证原功率和输送量不变;
b.保持原有间机架和输送带不变;
c.保持原涨紧储带装置不变;
d.保持原长度和卸载高度不变;
e.改变传动方式:将原垂直传动方式改为平行传动方式;
f.改变减速机的硬面度, 采用硬齿面减速机, 以减少体积, 提高寿命;
g.所有联轴器均采用棒销式联轴器;
h.采用电气强压软启动器, 实现软启动, 并具有过载、过流、断相、漏电保护等功能;
i.传动机架加工为“凸”型分体敞开式, 各传动部件均相对独立, 轴承、滚筒、联轴器方便检查及注油, 能实现预防性的维护。
3 改造后的经济效益
改造后的传动效率大为提高, 所以不管是材料费还是电能消耗, 都有所降低, 经统计设备改造前运转电流为70A, 改造后运转电流为65A, 降低了5A。输送机每天运行约15小时, 则改造前后电能消耗对比为:
改造前:
改造后:
每年可节约电能:
结束语
带式传动 篇3
带式啮合介质齿轮传动是一种新型的齿轮传动, 其特征是在齿轮副中的从动大齿轮上活套一封闭环状的柔性平带, 在齿轮运转过程中, 由齿轮轮齿自然地将柔性带依次嵌入两啮合齿面间, 柔性带成为一对金属齿轮的啮合介质[1]。该齿轮传动把齿轮副的接触方式由“高模量 (齿轮) -高模量 (齿轮) ”转化为“高模量 (齿轮) -低模量 (带) -高模量 (齿轮) ”接触。接触方式的改变使轮齿齿面不易损坏, 减振降噪, 轮齿的制造精度要求降低, 制造成本也大大降低[2,3]。
但是带式啮合介质齿轮传动也存在问题, 即在内部激励和外部激励共同作用下, 齿轮副会发生机械振动[4], 振动将降低齿轮传动的精度和稳定性, 加剧构件的疲劳磨损, 缩短设备的使用寿命, 甚至引起共振, 造成人员和设备的巨大损失。
本研究利用ANSYS软件对带式啮合介质齿轮传动模型进行动力学性能分析, 研究其在变载荷作用下的动态性能, 为新型齿轮传动系统的设计提供理论支持。
1 带式啮合介质齿轮传动振动模型
柔性介质带的材料特性决定了新型齿轮传动系统适用在轻载、中低速工作条件下。介质带具有的弹簧和阻尼作用比齿轮本身要大得多, 传动系统中传动轴、支撑轴承和箱体等零件的刚度相对较大, 故假设:
(1) 与介质带相比, 齿轮副中一对齿轮的弹性变形和阻尼效应很微小, 可以被看作刚体, 忽略其弹性变形和阻尼;
(2) 把介质带简化为一个只有刚度和阻尼的弹性和阻尼元件, 忽略其质量, 且介质带弹性变形符合胡克定律;
(3) 忽略大齿轮与介质带之间的摩擦, 把介质带简化成固定在大齿轮轮齿齿面上的复合材料包层。
根据以上假设, 本研究建立了新型齿轮传动系统的非耦合型简化振动模型, 如图1所示。
齿轮副啮合过程当中, 若先不计阻尼, 则齿轮副的振动方程如下:
式中:J1, J2—主动、被动齿轮的惯性矩;θ1, θ2—主动、被动齿轮的角位移;T1, T2—主动齿轮上的输入扭矩, 被动齿轮上的载荷扭矩;M1, M2—作用在主动齿轮, 被动齿轮上的扭矩。
如图1所示, rb1, rb2分别是主动齿轮、被动齿轮的基圆半径, 则T1/rb1=T2/rb2=Ws (Ws是作用在齿面法向的静载荷) 。
若不计齿面摩擦, 则M1, M2的变换为:
其中, 动载荷Wdi可表示为:
式中:i—啮合轮齿的对数;ei (t) —齿轮啮合当量综合误差;Ki—齿轮副啮合综合刚度;x1, x2—主、被动齿轮的角位移变换成轮齿啮合线上的移动距离。
x1, x2的计算式为:
设M1=J1/r2b1, M2=J2/r2b2, 计入介质带阻尼C, 则式 (1) 经变换可得:
其中:
方程式 (5) 就是齿轮轮齿啮合过程中沿啮合线方向的直线振动方程, 它考虑了介质带的刚度和阻尼以及啮合齿轮的当量综合误差;等号右边为激振项, 并且F (t, x) 是交变的。
2 带式啮合介质齿轮传动有限元模型
取齿轮参数z1=16, z2=24, m=4.5 mm, 本研究建立了普通渐开线齿轮传动和带式啮合介质齿轮传动的几何模型。为节省计算资源, 提高计算精度, 简化齿轮模型, 笔者采用单齿分析模型[5]。
2.1 几何模型的建立
利用Solidworks软件, 笔者建立了渐开线齿轮和带式啮合介质齿轮的模型[6,7]。对轮齿齿顶进行倒圆角, 以防止介质带在啮合过程中被齿顶刮伤。介质带是柔性体, 建模时无法准确模拟其弯折状态, 故假设介质带完全包覆在大齿轮轮齿上。
两种齿轮传动的单齿几何模型如图2所示。
1—主动齿轮;2—从动齿轮;3—介质带
2.2 有限元模型的建立
小齿轮材料设定为40Cr, 材料弹性模量E=211 GPa, 泊松比μ=0.269, 密度d=7 900 kg/m3;大齿轮材料设定为45#钢, E=209 GPa, μ=0.277, d=7 850 kg/m3;介质带是聚氨酯复合材料, E=1 656 MPa, μ=0.49, d=1.23 kg/m3, 材料变形符合胡克定律[8]。
齿轮副需要设置接触对, 根据ANSYS中接触面目标面的选择原则[9,10,11], 选面-面接触单元。渐开线齿轮模型设置一对接触对, 大齿轮齿面为目标面, 小齿轮齿面为接触面, 接触类型为摩擦接触, 摩擦因数0.1。带式啮合介质齿轮模型设置两对接触对, 大齿轮和带之间设置为bonded接触;带与小齿轮之间设置为摩擦接触, 摩擦因数0.2[12], 介质带表面为接触面, 小齿轮齿面为目标面。接触算法为增广拉格朗日法。设置接触刚度因子KFN=1.0和渗透量FTOLN=0.1[13]。
本研究采用20节点的Solid186单元对模型进行网格划分, 网格划分效果如图3所示。
针对模型中参与接触的部分, 本研究通过尺寸控制进行了网格细化。
本研究在大齿轮和小齿轮内圆柱面上施加Cylindrical support约束, 以约束大、小齿轮Radial、Axial两个方向的自由度, 保留其Tangential方向自由度, 使其只能绕着齿轮轴线做旋转运动。在大齿轮上施加95.5 N·m的转矩, 在小齿轮上施加500 r/min的转速。
3 有限元计算结果及分析
两种齿轮传动的等效应力云图和应力变化曲线如图4、图5所示。
由图4、图5可知:
(1) 齿面接触应力在单齿对啮合上界点处最大, 齿轮齿根靠近节线处有应力集中现象, 说明柔性介质带没有改变齿轮传动过程中的应力变化规律, 带式啮合介质齿轮传动的结构设计是合理和正确的;
(2) 新型齿轮传动的应力最大幅值降低了, 是因为柔性介质带的存在改善了齿面工作压力, 从而降低了齿轮应力幅值, 起到保护齿面的作用;
(3) 新型齿轮传动的应力变化周期明显比普通渐开线齿轮传动的应力变化周期长, 是因为柔性介质带啮入啮出轮齿齿廓的应力变化周期比齿轮应力变化周期长, 从而导致整个传动系统应力变化周期延长。
在瞬态动力学分析结果中, 本研究利用Workbench的时程后处理功能, 提取两种齿轮传动的振动加速度时域曲线, 如图6所示。
由图6可见, 新型齿轮传动的振动幅值减小, 振动周期却延长了。这是因为相对金属齿轮, 聚氨酯材料的介质带是柔性体, 介质带使齿轮传动啮合刚度减小, 啮合阻尼增大, 啮合刚度减小引起振动周期增大, 啮合阻尼增大引起振动幅度减小[14]。
该结果说明, 带式啮合介质齿轮传动起到了减振降噪的作用, 通过有限元分析, 可以预测介质带参数以及齿轮传动结构设计参数对齿轮传动振动性能的影响程度。
4 结束语
带式啮合介质齿轮传动中的介质带工作环境恶劣、弯曲频繁、载荷多变, 势必会对整个传动系统的动力学性能造成一定程度的影响, 并导致传动系统产生冲击和振动。
本研究把理论研究和有限元仿真计算方法有机结合起来, 建立起了带式啮合介质齿轮传动系统的振动模型, 在有限元软件中对比分析两种齿轮传动系统的动力学性能, 得到了传动过程中系统的应力、应变、位移变化规律以及传动系统振动加速度时域曲线。分析结果表明, 带式啮合介质齿轮传动中齿轮应力幅值下降, 齿面工作压力得到改善, 介质带起到了保护轮齿齿面和减振降噪的作用。
由于分析是针对单目标问题的求解, 还存在有限元仿真算法在多目标优化问题上的求解和对算法参数研究不足的问题, 有待于在接下来的时间里作进一步的深入研究。
带式传动 篇4
利用专有的、标准的、模块化设计产品, 再依据不同用户特定的需求, 制定专业的解决方案, 这是物流自动化设备生产厂家成功的秘诀。为了适应市场日新月异的产品更新需求, 对现有的模块化产品性能进行不断提升, 更是成功企业立于不败之地的关键。在工业自动化行业领先的专业厂商, 正在将带式传动自动化输送技术在汽车生产线上进行推广和应用, 掀起了对传统链式输送系统的全面革新, 为汽车行业打开了实现高产能、低污染、低噪声和更柔性化生产线的全新局面。本文主要对带式传动输送技术在汽车自动化输送中应用最广的设备“带式传动辊子输送机”及“带式传动横移装置”的结构、性能特点进行介绍。
1带式传动辊子输送机的应用
图1为带式辊子输送机示意图。在汽车自动化输送系统中, 带式辊子输送方式即是针对原有的在汽车车身工位间使用的“链式传动辊子输送机”[1], 取消其链条、链轮、链条润滑器、链条张紧装置等部件, 代之以同步齿形带 (一根内表面设有等间距齿的封闭环形胶带) 和具有对应齿形的带轮。运转时, 通过同步带的凸齿与同步带轮的齿槽相啮合来传递运动和动力, 具有啮合准确、无滑动、传动比恒定、预紧力小等特点。通过对带式传动辊子输送机在汽车自动化输送系统中的性能考察, 同以往链式传动辊子输送机比较, 它具有结构简洁、输送速度快、传递效率高、无油污污染、噪声低、故障率低、造价便宜、适应更高产能的显著特点。选用的同步带 (为封闭圈、无接头带) 通常以钢丝绳或玻璃纤维绳为承载层, 氯丁橡胶或聚氨酯为基体, 具有厚度薄、重量轻、强度高、伸长率小、使用方便等特点, 其传动效率可达98%以上。为确保设备长期可靠、高效、连续运行, 带的合理选型特别重要, 多选用具有高扭力的同步齿形带HTD-8M或超高扭力的齿形带2GT-8MGT (美国GATES公司的产品型号) 系列产品, 宽度根据载荷进行计算, 通常为30 mm～50 mm。
2带式传动横移装置的应用
同样, 对于汽车自动化生产线上的其他传统链式传动输送设备, 也在被带式输送方式所代替, 如车身横移装置 (即移行机) 。传统形式为链式输送方式, 采用带式传动方式后, 由通轴式驱动装置直接驱动两侧皮带, 使皮带在支撑框架上运行, 皮带两侧采用非金属材料作导向块。新型带式移行机示意图见图2。运行时, 车身直接落在皮带上, 由皮带输送到对应的多个工位处。车身横移装置 (即移行机) 采用带式传动方式后, 同以往链式输送方式相比, 除具有前面带式传动辊子输送机的优点外, 还具有车身可直接落在皮带上进行输送, 工件接触面不会发生磕碰、损伤现象等优点。特别在高速运行的起、停阶段, 系统具有较大冲击, 但利用皮带和皮带轮、皮带和车身间的高摩擦系数, 能有效地防止工件由于惯性产生相对滑动、错位现象, 从而实现了准确对位、可靠传递、安全运行的自动化输送。
3结束语
带式传动 篇5
带式输送机是以输送带兼作牵引机构和承载机构的连续输送机械, 也是现代最重要的散装物料运输设备[1]。传动滚筒是将轴的输出扭矩传送到输送带的一个重要中转站。目前带式输送机的传动滚筒大多采用铸焊结构, 工作过程中, 传动滚筒主要损坏形式是筒壳在旋转时承受交替拉伸压缩变形[2]。滚筒的损坏会导致皮带倾斜, 严重时会导致皮带撕裂, 造成巨大的经济损失, 由于皮带输送机多处在恶劣的环境中作业, 昼夜温差较大, 温度变化对滚筒材料的损伤检测影响较为明显, 因此采用一种新的结构健康检测方法能够准确检测材料的真实损伤情况, 对提高皮带输送机使用率和指导维护设备的安全性具有重要意义[3]。
1 滚筒材料结构损伤检测系统设计
筒体是由不同结构材料进行铸焊和装配完成的, 本文主要对滚筒壳材料进行监测实验, 实验所需要的器材和检测设备如图1~图3所示。
由于滚筒尺寸较大, 在实验过程中选择了两块40cm见方的水平材料板进行实验, 一块材料用于升温过程的循环测试和升温过程对材料进行破坏测试, 另一块材料用于降温循环测试和降温过程对材料进行破坏测试, 采用8根传感器对材料的不同位置进行信号检测。
由于滚筒所处的环境温度变化较大, 采用温度环境控制箱对材料进行-20~20℃环境条件模拟, 采用LMS软件进行信号的接收, 电子动态振动器进行激励的施加, 接收器通过传感器的检测将材料的信号传输到软件中, 通过计算机显示材料受到激励后的振动频率曲线。
2 实验结果与理论分析
2.1 实验设备的调试
实验之前, 开通设备对室温20℃情况下进行滚筒材料的结构健康检测, 通过LMS窗口, 由图4可知, 选取谱线趋势一致的6个位置的传感器, 剔除有误差的两个传感器, 减少设备的误差对实验数据的影响, 通过这6个传感器接收的数据进行实验。
2.2 主成分分析法
主成分分析 (PCA) 是一种统计学算法, 执行一个正交变换将一组可能的相关变量观察值转变为一组线性无关的值。具体地说, 主成分分析是将数据投射到一组新的正交轴上, 将原始数据通过一个新的坐标轴表现出来, 即将所有成分的频率响应信号保证在不丢失任何重要信息的情况下, 将多指标化为少数的几个综合指标[4,5], 即能够降低数据集的维数。因此, 在信息损失最低的情况下, 余下的主成分可以被跳过。考虑到主成分分析的技术细节, 通过式 (1) 做如下转换, 假设X的每一列都有一个零均值, 协方差矩阵:
式中, X矩阵是一个b乘n阶矩阵, n列是观察值, 而b是行变量, 矩阵V列数是d, 协方差矩阵C的特征向量生成主元素的一个集合, 然后由如下公式分解计算:
式中, D是一个对角线元素为λi的对角矩阵, T表示矩阵的转置。通常情况下, 矩阵V的特征向量具有单位长度并且按特征值从大到小排序。假设q是表示主要数据变化的第一特征向量的数量, 然后P (d×q) 是一个第一特征向量按列排列形成的矩阵。最后, 一个数据矩阵X被P的特征向量旋转后在子空间的投影如下所示:
式中, Y是转换矩阵, 方程表示了X维度的减少, 考虑到工程的长久性, 主成分分析法是为了减少频率响应信号的维度收集来自未破坏和已破坏结构在不同温度变化之下的数据, 从而更可靠的推测其相关性。
实验通过对温度的控制分别对滚筒材料进行升温与降温两个循环, 在-20~20℃的温度区间内, 每隔5℃作为一个温度测试点, 为防止温度滞后现象的出现[6], 每一次升温或者降温过程都需要待温度稳定才可以采集传感器数据, 循环之后分别对材料用锯条进行损坏, 破坏的长度分别为3cm, 6cm, 9cm和12cm, 并且在材料损坏之后选择温度变化过程的几个温度点进行检测, 并通过传感器测试其频率变化曲线, 实验过程中传感器检测频率信号变化趋势一致, 所以选择传感器2作为最终检测数据信号传感器, 检测的曲线图如图5~图8所示。
由图5~图8中曲线的变化趋势可以看出, 温度循环频率变化曲线和随机选取几个温度点对材料进行损伤的变化曲线趋势一致, 并且有很多部分几乎处于重合状态, 因此通过主成分分析方法只能做到将曲线投放到二维空间, 很难区分出材料自身是否真正损伤。
2.3 异常值分析法
异常值是指一批数据中严重偏离整体数据的其余值[7], 通过主成分分析系统检测到频率响应信号的总趋势, 损伤和温度变化的敏感程度几乎一致, 因此异常值的影响是必须消除的[8,9], 需要异常值检测进行进一步的分析, 如果温度循环的数据集和损坏数据集可以被单独提取出来, 就可以排除温度变化的影响。异常值检测是一种可以通过提取结构的特征来表明在结构中是否存在损害的方法, 具有适用范围广和准确的特点[10], 也就是说, 这项技术可以通过其频率响应信号判断反馈信号是否属于损害或未损害的区域。
这个算法是只从数据中提取特征来定义材料正常的条件, 然后作为参考。实验中检测到的数据与参考值进行比较, 若出现偏离参考值较大的数据, 则被认为是异常值的信号或确定滚筒材料受损。本文通过实验选择80个组分 (频率段) 为实验区间, 用异常值分析来判断偏差信号, 确定滚筒材料是否被破坏。平均值和标准偏差用来表示材料反馈信号的评估结果是否准确。在离散变量的数据群中, 识别单变量数据是基于偏差统计给出的:
式中, Xζ是实验测得材料的频率值, 平均值和标准偏差S是根据实验测量值计算所得, 代表了相同数据群的标准差值不同。Zζ代表单个数据的离群衡量标准, 来评估临界值是否在所需的未损坏的范围内。在单变量数据的基础上, 利用多元数据的异常值检测马氏平方距离 (MSD) 衡量:
其中, {Xζ}是样本值向量, 是样品的平均向量, [S]-1表示样本值的协方差的逆矩阵。为了判断一个样本值是否为异常值, 需要给出一个临界值进行比较。马氏平方距离是用来确定温度变化过程中是否存在异常值。
研究发现, 通过对比第n个主要部分和第n+1个主要部分的评价曲线, 随着温度的改变而导致较大数值的马氏平方距离, 主要集中在前22个组分, 要通过异常值分析消除了这22个组分, 这22个组分所占比例为99.533%, 如表1所示。而剩下的58个组分被保留下来, 在后续的微量组分分析中使用, 在异常值测试过程中, 损坏材料12mm的情况下数据失真程度较大, 在之后的数据检测中, 忽略掉了此组数据。图9为第23个组分的马氏平方距离图, 通过对温度循环与逐步对滚筒材料损坏的过程, 明显看出温度循环1和循环2下的数据集在图表中心处发生重合, 而不同损坏程度下的数据集仅在相对不同的区域发生小面积的重合, 这表明, 不受损坏的数据集和损坏的数据集中温度变量的影响都被消除了。
2.4 微量组分分析法与异常值分析
根据计算与实验结合, 可以推出预期的图10, 无损坏温度循环和有损坏温度循环的马氏平方距离数据集。最理想的状态就是所有的无损坏温度循环的马氏平方距离数据都是低于临界值, 并且数据模型比较平缓没有较大的波动, 所有的损坏数据远远超过临界值, 因而被判定为异常值, 随着损坏程度的增加, 其马氏平方距离也随之增加, 这说明有损坏数据集的特征对温度变化不敏感。也就是说, 在有损坏的数据集中, 温度的影响被完全消除了。
对剩余的58个主成分进行异常值分析, 计算测试数据集的马氏平方距离, 如图11所示。实验之后测得几乎所有的无损坏条件下温度循环集都低于临界值, 滚筒材料马氏平方距离值为0.06×104, 并且数据模型相对平缓, 这与图10中我们所希望得到结果趋势相同。因此, 在无损坏条件下, 温度变量的绝大部分影响已经被消除, 即温度变化的影响并不占主导地位。滚筒材料受损的数据中, 数据集超过了临界值, 被定义为异常值, 并且数据模型是光滑平缓的。尽管损害1与损害3的一些数据集的马氏平方距离比其他的数据要大得多, 但是并不影响损坏和无损坏条件下的数据对损坏程度的敏感性和对温度变量的不敏感性。因此, 通过使用异常值分析技术和微量组分分析, 温度变量的影响可以被消除。
3 结论
本文结合主成分分析法、异常值分析方法、异常值分析和微量组分分析方法的特点, 彻底消除了温度变量对滚筒材料频率响应信号的影响, 通过马氏平方距离的计算, 得出滚筒材料马氏平方距离值为0.06×104, 滚筒损坏后其值高于临界值, 能够准确测量并实时检测滚筒的损伤情况, 为滚筒或其他材料健康程度的检测受温度影响的情况下提供了借鉴意义。
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带式传动 篇6
设施农业机械主要以柴油机作为动力,污染严重,噪声大,排放出的尾气危害人体健康[1,2,3]。因此,研发电动拖拉机具有十分重要的实际意义。由于动力电池的续驶时间和充电问题大大制约了电动拖拉机的发展,目前国内电动拖拉机的研究较少。山东的王元杰博士等人开发了微型遥控电动拖拉机,但其续驶时间较短[6,7]。如何合理地设计传动系参数,使其匹配达到最优,最大地延长拖拉机作业时间,一直是研究者们追求的目标。
基于上述考虑,依据整车技术性能要求、针对不同作业特点,对传动系进行了合理匹配; 并以整车经济性为目标,对传动比进行了初步优化。优化结果表明: 续驶时间得到提升,对样机的研制具有指导意义。
1 整机结构与主要技术参数
1. 1 主要技术参数
整机的主要技术性能参数如表1所示。整机有3个前进挡和1个倒退挡,Ⅰ挡为犁耕作业时的工作挡位,Ⅱ挡为旋耕和爬坡时的挡位,Ⅲ挡用于田间运输。
1. 2 电动拖拉机整机总体布置
电动拖拉机不同的结构安排、空间布置和控制策略所带来的整车性能也不一样。整机的结构不但要求紧凑且易于拆卸,还要求整机重心位置合理,满足整机的不同工作模式需求[4,7]。限于篇幅,整机动力传动系统方案和结构形式的确定不再详述,最终确定的整机总体布置示意图如图1所示。
2 电动拖拉机传动系统的参数选择
2. 1 电机功率的确定
电机功率必须满足拖拉机在田间各种工作模式下对能耗的需求。
2. 1. 1 田间运输
田间运输模式下,拖拉机的能量消耗主要来自正常行驶时的行走阻力,由此得电机所需功率为
其中,G为作业机组的重力( N) ; f1为车辆的重力和外部滚动阻力因数; ηm为电机效率; ηt为机械传动效率; β为电动机功率储备系数,一般为1. 2; uj3为拖拉机运输模式下速度( km /h) 。
2. 1. 2 犁耕作业
拖拉机犁耕作业时,行驶阻力由两部分构成: 一部分是农具在正常工作条件下所受到的平均阻力; 另一部分是正常行走时克服的行走阻力。由此得到电机所需功率为
其中,FTN为拖拉机额定牵引力,FTN= a FT=azb1hkk ; a为储备能力系数,一般为1. 1 ~ 1. 2 ; z为犁铧数; b1为单犁铧宽度( cm) ; hk为耕深( cm) ; k为土壤比阻( N /cm2) ; uj1为犁耕等作业下的速度( km /h) 。
2. 1. 3 旋耕作业
旋耕作业时,作业机组的功率消耗由履带克服的行走阻力功率和动力输出轴输出功率两部分构成,由此得到电机所需功率为
其中,Fx为旋耕机水平推力,因为可以推动作业机组,在这里可以忽略; P'd为旋耕刀轴功率( k W) ; η'c为电动机到动力输出轴的传动效率,一般为0. 9; uj2为旋耕时速度( km /h) ; η'c为动力输出轴到旋耕机刀轴的传动效率,一般为0. 9 ~ 0. 95。
2. 1. 4 转向
电动拖拉机转向时,切断一侧履带的动力并制动,靠另一侧的履带运动来实现转向[5],由此得电机所需功率为
其中,L为履带接地长度( m) ; f2为转向阻力系数,在软底路面上f2约为0. 8; B为履带轨距( m) 。
所以电机额定转速为上述模式中的最大值为
2. 1. 5 爬坡
爬坡时,行驶阻力由行走时的阻力和重力的水平分力组成,由此得到电机所需功率为
其中,uj2为爬坡时的速度( km /h) 。
2. 2 电池组数量确定
蓄电池组的数量则根据电动机最大功率和连续作业时间需求这两个指标来确定[7,11]。
2. 2. 1 由连续作业时间确定电池数
电池的实际放电能量为
其中,n为电池数; Cb为蓄电池额定容量( A·h) ; E0为电池初始电压( V) ; Dη为电池放电深度; Ib为额定放电电流( A) ; I为恒流放电电流( A) ; k为放电指数,一般为1. 3 ~ 1. 4。
由所需电池数目必须满足电动拖拉机犁耕作业时连续作业时间的要求,可得电池数为
其中,TN1为犁耕模式下连续作业时间( h) 。
2. 2. 2 由电机最大功率确定电池数
电动拖拉机工作时,蓄电池的最大输出功率必需满足电动机的最大功率需求,由此可以确定电池的数目为
其中,Pmax为电机的最大功率( k W) ; Pbmax为蓄电池的最大输出功率( k W) ,E为电池端电压( V) ; R0为电池内阻( Ω) 。
所以,电池数取二者的最大值,即
2. 3 传动比确定
传动比可根据电动拖拉机不同作业时设置的各挡理论速度计算,即
其中,ujn为各挡理论速度( km /h) ; r为履带行走系中驱动轮的动力半径( m) ; ne为额定转速( r /min) 。
2. 4 传动系参数匹配结果
通过调研电机与电池的生产厂家,得到履带式电动拖拉机驱动系的参数匹配结果如表2所示。
3 传动系统的优化
3. 1 电机效率拟合表达式确定
在进行优化设计之前,首先应根据电机及其控制器与电机转矩、转速的试验数据,通过Mat Lab曲面拟合,得到效率η与电机转速n和转矩T之间的拟合表达式为
其中,A为拟合系数组; s为拟合阶数,这里取4阶。
由于拖拉机在田间某一工况下作业时,车速基本保持不变,由此可得在uji速度下,速比为igi时,电机的转速n为
电机的需求转矩T为
其中,FT为拖拉机牵引阻力。
则电机在uji速度下,速比为igi时的效率η为
3. 2 优化变量
对于电动拖拉机传动系统,在电机、电池和其他条件给定的情况下,最终影响拖拉机动力性和经济性的参数是传动比。因此,对于3挡的拖拉机来说,优化设计变量为
其中,i1,i2,i3为1至3挡传动比。
3. 3 目标函数
由于拖拉机田间及温室作业时,要求的车速很小且基本不变,因此不考虑其动力性,而以经济性能作为目标函数。拖拉机常以续驶时间作为其经济性能评价指标。拖拉机某一工况下的连续作业时间为
由此得到拖拉机犁耕、旋耕和田间运输3种工况的续驶时间作为目标函数组成部分的表达式为
其中,TN1,TN2,TN3分别为犁耕、旋耕和田间运输续驶时间; λ1,λ2,λ3为加权系数,在优化过程中针对性的偏向犁耕和旋耕作业模式,
3. 4 约束条件
根据表1的整机技术性能参数,本文的约束主要有动力性能约束、续驶时间约束和传动比分配约束。传动比约束主要指相邻传动比比值不宜过大,一般在1. 4 ~ 1. 8之间,不然会造成换挡困难[10,12]。动力性能约束主要包括最高车速、和爬坡度要求; 同时,还要满足即各档的驱动力应大于或等于对应的行驶阻力。约束条件为
4 优化结果及仿真分析
在上述目标函数和约束条件确定后,本文选用Mat Lab优化工具箱中fmincon优化函数进行优化,在CRUISE下搭建整车仿真模型[13],进行优化前后的性能仿真分析,得到优化前后各档平均车速下的续驶时间。优化结果如表3所示。与优化前相比,犁耕和旋耕模式下续驶时间提高了0. 3h; 运输模式下续驶时间相比优化前提高了7% 。保持行驶阻力不变,通过多次仿真得到优化后不同车速和续驶时间的拟合曲线,如图2所示。
5 结论