传动参数

传动参数（精选八篇）

传动参数 篇1

链啮合冲击是采用正时链系统的发动机的噪声源之一。由于链条与链轮的啮合属非共轭啮合,链条中心线的位置存在着周期性的变化,每个链节与链轮的接触及脱离是在瞬间完成的[1],因此链传动具有独特的动力传递特性,链条在与链轮啮合的过程中呈现交替相切和相割的多边形传动效应并产生冲击力,也就出现了传递过程中相应的转动半径的变特性,导致了链传动过程中从动轮转动角速度的波动性[2]。由于多边形链轮在工作中是近似挠性传递的,因此导致了传递过程中从动轮角速度的变化。结构参数的不同会产生不同的从动轮转动角速度波动曲线和导致链传动不均系数Kk的变化。在汽车发动机上的正时链会出现链条啮合冲击噪声[3],并导致发动机使用性能的降低和寿命的缩短。

通常发动机转速为4800r/min,特殊发动机转速可达15 000r/min[4],因此发动机正时链设计时,应尽可能减小传动的不均系数Kk,减小链条啮合时的冲击,提高发动机的使用性能。多体动力学软件ADAMS中的子模块Engine Chain比较适用于发动机正时系统的设计,可进行阻尼系数等变量的模拟设计,根据不同参量的变化演示不同参数结果,但参数初始的设计和选择仍需要通过基本理论确认才能更好地符合软件内的专家系统。国内正时链自行设计尚处于探索阶段,对于参数的选择和确定尚无依据可循,减振器导板参数设计、张紧器结构确定多来自对国外同类机型的仿制,正时链设计还缺少指导性的设计方法。

1 链传动的基本特性

传统的链传动运动分析中,根据从动轮在传动过程中半径的变化,得到从动轮运动方程:

y=Rcos α=Rcos ω t

式中,α为初始相位角;R为回转半径。

啮合点位置(以初始相位角α来衡量)的周期变化范围为[-φ/2,φ/2],从动轮瞬时转速ω2在0～φ范围内呈余弦函数规律变化。其中,φ为节距角(弦节距所对应的圆心角),φ=360°/z;z为链轮齿数。

实际上链传动过程中链轮的齿数、中心距及链节长度间的关系都会影响到从动轮角速度的波动特性。在不考虑转速、链条质量、振动等因素的影响[5],传动比i=z1/z2≠1,即主从链轮半径不同(r1≠r2)的情况下,分析不同中心距a0时的链传动特性。正时链系统的基本参数一旦确定,正时链系统的传动特性也随之确定。

单级链传动结构示意图见图1,r1<r2,初始位置时的啮合点为m、n,m点与主动轮圆心O1的连线与铅垂线的初始夹角为α。可以看到,不同的初始角位置有着不同的中心距:

$a{}_0=\sqrt{(np+r{}_1\sin \alpha ){}^2+(r{}_2-r{}_1\cos \alpha ){}^2}$ (1)

式中,n为对应链轮中心距链节的倍数;p为链节长度。

设定初始变量为α,变化范围为0～φ,为便于分析,中心距也可以表示为:a0=pn+x,x为参数变量,取值范围为0～p。

不考虑啮合点之间的链节振动和弹性变形等因素的影响[6],依据平面运动学虚位移原理分析[7],可得到啮合点m、n处的链传动方程参量。

(1)主动轮啮合点m的水平与垂直方向速度分量:

v1x=ω1r1cos (ω1t-α+λ)

v1y=ω1r1sin (ω1t-α+λ)

(2)从动轮啮合点n的水平与垂直方向速度分量:

v2x=ω2r2cos (ῶ2t+λ)

v2y=ω2r2sin (ῶ2t+λ)

$\tan \lambda =\frac{r{}_1\cos (\omega {}_{1}t-\alpha )+(r{}_2-r{}_1\cos \alpha )-r{}_2\cos \text{ϖ}{}_{2}t}{np+r{}_1\sin \alpha -r{}_2\sin \text{ϖ}{}_{2}t+r{}_1\sin (\omega {}_{1}t-\alpha )}$

式中,ῶ2为ω2在0～t时间内的平均值;λ为啮合点m与点n的连线与水平线之间的夹角。

又有v1x=v2x,将ω1t、ῶ2t分别用β、δ表示,则有:

v1x=ω1r1cos (β-α+λ)

v2x=ω2r2cos (δ+λ)

$\tan \lambda =\frac{r{}_1\cos (\beta -\alpha )+(r{}_2-r{}_1\cos \alpha )-r{}_2\cos \delta }{np+r{}_1\sin \alpha -r{}_2\sin \delta -r{}_1\sin (\beta -\alpha )}$(2)

则从动轮角速度:

$\omega {}_2=\frac{r{}_1}{r{}_2}\frac{\cos (\beta -\alpha +\lambda )}{\cos (\delta +\lambda )}\omega {}_1$(3)

链传动不均系数:

${\rm K}{}_{\text{k}}=\frac{\omega {}_{2\max }-\omega {}_{2\min }}{\omega {}_{2\text{m}}}=2\frac{\omega {}_{2\max }-\omega {}_{2\text{m}\text{i}\text{x}}}{\omega {}_{2\max }+\omega {}_{2\text{m}\text{i}\text{x}}}$(4)

ω2m=(ω2max+ω2min)/2

式中,ω2m为从动轮平均角速度。

1.1 相同参数链轮的传递特性

(1)当中心距a0=np时,状态如图2a所示。传动比i=z1/z2=1,即r1=r2,n为整数时,初始情况下的α、β、δ、λ均为0°,则可得到:

ω2=ω1Kk=0

这种传动在链传动过程中,角速度没有变化,是理想的“同步传动”,但实际传动中链条啮合点在回转半径的交替变化过程中会发生速度的波动[8]与链条的振动[9]。通过振动分析后可以看到,这种传动用于低速、大扭矩、近距离情况下比较理想,但链传动中的啮合冲击和噪声依然存在[10]。

(2)当中心距a0=np+x,0<x<p,x≠0.5p时,状态如图2b所示。其他参数不变时,传动比i=z1/z2=1,r1=r2=r,主动轮初始相位角为α,变量λ≠0°,由式(3)可得

$\omega {}_2=\frac{\cos (\beta -\alpha +\lambda )}{\cos (\delta +\lambda )}\omega {}_1$ (5)

初始位置β、δ均为0°时,由式(2)得

$\tan \lambda {}_0=\frac{r{}_2-r{}_1\cos \alpha }{np+r{}_1\sin \alpha }=\frac{r(1-\cos \alpha )}{np+r\text{s}\text{i}\text{n}\alpha }$ (6)

这种传动在传递过程中从动轮角速度ω2是时间t的变量,随着初始角α的变化而有不同值。由式(5)可得从动轮角速度ω2的变化趋势,链传动不均系数Kk随着α值的增大而增大。

(3)当中心距a0=(n+0.5)p时,状态如图2c所示。其他参数不变,传动比i=z1/z2=1,r1=r2,x=0.5p时,主动轮初始相位角为α=φ/2,变量λ≠0°,则有

$\omega {}_2=\frac{\cos \alpha (\beta -\frac{\phi }{2}+\lambda )}{\cos (\frac{\phi }{2}+\lambda )}\omega {}_1$ (7)

啮合点m、n之间的连线与初始位置的夹角λ是在0°位置上下波动,当np大于一定值时,λ值趋近于0°。β变化范围为$-\frac{\phi }{2}\le \beta \le \frac{\phi }{2}$,从动轮角速度ω2的Kk值最大。

1.2 不同链轮尺寸的传递特性

链轮直径的不同,即r1≠r2,也会影响从动轮角速度ω2的瞬时值和链传动不均系数Kk,如图3所示。

(1)取初始状态主动轮与从动轮的啮合点都处于最高的水平线上,如图3a所示,且啮合点与中心连线都处于垂直状态,即α=0°。则初始位置的中心距为

$a{}_0=\sqrt{(np){}^2+(r{}_2-r{}_1){}^2}$(8)

依据式(4)、式(5)分析,得到不同初始相位角α对ω2的影响曲线,如图4所示。

1.主动轮角速度 2.从动轮瞬时角速度 3.从动轮平均角速度

(2)当中心距为任意值时,如图3b所示,此时主动轮初始相位角为α,中心距a0为式(1)参数。在该状况下的传递过程中,从动轮角速度ω2是时间t的变量,随着初始角α的变化而有不同值。从上述分析及图3中可以看到,在其他参数确定后,初始相位角α在一定程度上影响着从动轮的传递性能。当两轮的直径确定时,只有当(β-α+λ)与(δ+λ)接近时,从动轮的角速度ω2和不均系数Kk才最小。

(3)当啮合点处于最高点且主动轮的两个啮合点都处于最高位置时,状态如图3c所示,有:

$a{}_0=\sqrt{(np+0.5p){}^2+(r{}_2-r{}_1\cos \frac{\phi }{2}){}^2}$

$\omega {}_2=\frac{r{}_1}{r{}_2}\frac{\cos (\beta -\frac{\phi }{z}+\lambda )}{\cos (\delta +\lambda )}\omega {}_1$

这时的从动轮角速度ω2和不均系数Kk的值最大。依据该公式及式(3)、式(4)分析不同初始相位角α对ω2和Kk的影响,并绘制瞬时从动轮角速度ω2的变化曲线,得到主动轮与从动轮瞬时角速度变化曲线,如图4所示。

1.3 链传动不均系数的影响因素

在链传动设计中,链节距p、中心距a0、链轮齿数z、主动轮或从动轮与两啮合点连线之间的夹角λ都对传动的不均系数产生影响。

(1)两啮合点与两圆心的夹角ε对从动轮的ω2没有显著影响,它只是结构设计上的参数,由链轮的直径和中心距决定,是传动分析时的参照量。

(2)影响不均系数Kk的另一个因素是中心距a0,中心距大比中心距小的效果更好,即中心距增大时,ω2与Kk变化的相对波动减小,这个值也是根据链轮的结构确定的。

(3)在其他参数确定后,夹角λ对ω2与Kk的影响及振动的影响最为显著。当λ=0°时,ω2和Kk的波动和变化最小,同时振动也最弱。

(4)分析图4可以验证,p越小其连杆效应越弱;中心距a0相对较大时,链条紧边的振动角度变化及啮合的波动相对较小。

可以看到,当其他参数不变,夹角λ=0°时,ω2的波动与Kk的变化最小,也就是近似于“同步传动”的“同相位”传动,此种传动中,结构参数的主要特征是中心距与链轮结构之间的关系符合式(8)的表达。

设计过程中,由于结构参数的限制,中心距通常不能改变,且链条传递功率限制了链条的参数(型号、节距、排数、传动比及齿数),所以在链传动系统设计中需依据减振器或阻尼器导板弧度及压入量调整啮合参数以使波动系数Kk最小。

2 发动机正时链设计中参数的确定

2.1 链传动的几何特征与约束

在设计正时链系统时,两轴中心距a0和两驱动轮半径r1、r2不一定能够完全满足式(8)中的参数要求,因此在设计阻尼器导板的圆弧曲率与压入量参数时需达到“同相位传动”的条件。

链传动设计中,当初始条件r1、r2及中心距a0参数都已确定时,如果采用直边传动可能会出现较大的波动系数Kk,因此在设计阻尼器的圆弧曲率半径和适当的压入量Δ时,需保证最佳的设计效果以达到最小的波动系数Kk。

设计路线如下:

(1)由于发动机正时链系统工作转速比较高,故工作的紧边需有起到消除振动作用[11]的阻尼器减振导板。图5a结构中没有阻尼器的传动。如果两个啮合点都可以处于最高的位置,即理想的“同相位传动”状况下,可加直板的阻尼器减振导板;如果啮合点达不到理想的传动初相位角,则需设计一个一定压入量的弧状减振阻尼器导板,如图5b所示。

(2)导板弧度设计依据压入量Δ来确定,在使弧度最大的同时,保证两啮合点的法线通过各自链轮中心,以达到“同相位传动”效果。压入量过大会导致链条与导板的磨损,后期偏离最佳传动效果,较小的压入量可保证不会出现因导板磨损后而导致的啮合较大的变化。导板表面的耐磨材料通常采用尼龙制品,其特点是在有润滑状态下摩擦因数小,耐磨性优于橡胶材料。

(3)导板的圆弧可采用单一圆弧也可根据需要采用分段圆弧设计,但其设计后要进行实际安装并测试其参数[12]。

采用单一圆弧曲线的设计见图6。已知中心距a0和两驱动轮半径r1、r2,简化后几何图的啮合点为m、n,虚拟圆心O3,具体计算可采用如下步骤。

(1)依据图6的几何关系可得以下方程式:

其中,R为虚拟啮合圆半径,虚拟啮合圆对应的齿数也可以是非整数值。式(9)中含有3个未知数,即解不是唯一解而是多解,故该方程是确定设计结果的条件验证式而非求解式。

(2)确定初始边界条件。

初始确定链轮齿数z3时,可以参照mn直线所对应的θ角,并依此确定所对应的圆弧曲线,最终确定虚拟圆半径:

$R=\frac{p}{2\sin (180°/z{}_3)}$(10)

求解对应的θ角并确定mn圆弧对应的链节数,并取整数值。依据边界条件,验证是否满足约束方程:

$\theta =t\frac{360°}{z{}_3}$(11)

式(11)验证最终确定的几何参数是否满足“同相位传动”的特征方程,这也是保证链传动最小不均系数Kk的条件。

2.2 阻尼器导板压入量Δ与弧度的确定

采用式(9)求解的R是多解,最终仍然要依据减振器压入量来确定其他参数。链传动松边张紧器可以根据结构的最终参数确定,但减振器压入量则根据导板表面材料的强度、耐磨特性以及加工制造等因素设计[13]。

当啮合点mn连线距离为e,压入量为Δ,改变后的啮合点m′n′连线距离为b,依据直线啮合点mn的链节数z计算分析阻尼器压入后的链节数 z′。取z临近数来确定m′n′啮合点的弧长,以此弧长并参照压入量Δ求解虚拟圆弧直径R:

$R=\frac{c}{2}+\frac{b{}^2}{8c}$ (12)

由于压入量在R值确定后可自行产生,故式(12)为压入量与对应的圆弧半径的初级求解方程,并以此来确定边界条件Rmin与Rmax,R值的确定还要依据中心距和发动机正时链的结构来决定。

对应张紧器圆弧半径的计算需根据直线啮合点mn的链节数t′,t′={t,t-1,t-2,…},参照图5为例,mn直线啮合点之间对应的链节数为t,取t=int(t),图6中对应角度θ的链节数为t′,代入式(9)和式(12)中求得R与c,最终设计m′n′两啮合点落于啮合圆的切点。

初始求得的R值需进行迭代以最终求得精确值,并结合实际限制确定压入量Δ和半径R。

减振导板也可以设计成“直线+圆弧+直线”、“圆弧+直线+圆弧”、“3圆弧”等多种结构形式,如图7所示。不论怎样布局最终要保证调整后的啮合点m′、n′静态位置在虚拟圆与链轮啮合点上。

设计中只分析了实际设计参数,没有考虑因为链条高速冲击磨损伸长后传递参数[14,15]的变化,在设计中可考虑以预留量来补偿磨损伸长后的影响,这个补偿量可以由阻尼器导板的压入量来调整。

3 结论

(1)从动轮角速度波动曲线并不是简单的正弦曲线,通过对不同链轮结构尺寸以及不同的传动初始角度变化的分析,可以看出从动轮角速度的波动曲线是变化且不规律的曲线。

(2)在高速发动机正时链设计中应尽可能地设计“同相位传动”以减小从动轮角速度ω2的波动与链传动不均系数Kk。

(3)进行高速链传动设计时,可安装阻尼器导板,并合理地选择压入量和虚拟圆半径以达到“同相位传动”效果。

摘要：用几何法及虚位移原理分析了不同结构参数及不同初始相位角下链的传递特性,并分析了链轮中心距对从动轮角速度变化和链传动不均系数的影响规律,绘制了链传动初始相位几何特征参数对从动轮角速度和链传动不均系数影响的变化趋势。依此分析在其他参数确定的情况下,通过设计阻尼器导板压入量与曲率半径等参数来改变啮合特性以达到最小的角速度波动及变化参量,提出了高速链设计的辅助公式及验证约束方程,为发动机正时链系统设计提供思路和方法。

传动参数 篇2

压力角α的选择

由机械原理可知，增大压力角α,轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为α=20°。为增强航空用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25°的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2 ，压力角为16°～18°的齿轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。

小齿轮齿数z1的选择

若保持齿轮传动的中心距a不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。小齿轮的齿数可取为z1=20～40。开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z1=17～20。

为使轮齿免于根切，对于α=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取z1≥17。

齿宽系数φd的选择

由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力愈高;但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布趋不均匀，故齿宽系数应取得适当。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值见下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为，所以对于外啮合齿轮传动：。

φa的值规定为0.2,0.25,0.30,0.40,0.50,0.60,0.80,1.0,1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定φa后再用上式计算出相应的φd值。

圆柱齿轮的齿宽系数φd

装置状况两支承相对小齿轮作对称布置两支承相对小齿轮作不对称布置小齿轮作悬臂布置 φd0.9～1.4(1.2～1.9)0.7～1.15(1.1～1.65)0.4～0.6

注: 1)大、小齿轮皆为硬齿面时，φd取偏下限的数值;若皆为软齿面或仅大齿轮为软齿面时，φd取偏上限的数值;

2)括号内的数值用于人字齿轮，此时b为人字齿轮的总宽度;

3)金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，φd可小到0.2;

4)非金属齿轮可取φd≈0.5～1.2。

圆柱齿轮的计算齿宽b=φdd1，并加以圆整。为了防止两齿轮因装配后轴向稍有错位而导致啮合齿宽减小，常把小齿轮的齿宽在计算齿宽b的基础上人为地加宽约5～lOmm。

(二)齿轮传动的许用应力

本书荐用的齿轮的疲劳极限是用m=3～5mm、α=20°、b=10～50mm、v=10m/s、Ra约为0.8 的直齿圆柱齿轮副试件，按失效概率为1%，经持久疲劳试验确定的。对一般的齿轮传动，因绝对尺寸、齿面粗糙度、圆周速度及润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限的影响不大，通常都不予考虑，故只要考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。

齿轮的许用应力[σ]按下式计算：式中：

S—疲劳强度安全系数。对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=SH=1。但是，如果一旦发生断齿，就会引起严重的故事，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取S=SF=1.25～1.5，

KN—考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。弯曲疲劳寿命系数和接触疲劳寿命系数分别见下图。设n为齿轮的转速，r/min;j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数;Lh为齿轮的工作寿命，h，则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算：N=60njLh。

σlim—齿轮的疲劳极限。弯曲疲劳强度极限值用σFE带入，查图<齿轮的弯曲疲劳强度极限>，图中的σFE=σFlim·YST，YST为试验齿轮的应力校正系数;接触疲劳强度极限值σHlim查图<齿轮的接触疲劳强度极限>。

1—调质钢;球墨铸铁(珠光体、贝氏体);珠光体可锻铸铁

2—渗碳淬火的渗碳钢;全齿廓火焰或感应淬火的钢、球墨铸铁

3—渗氮的渗氮钢;球墨铸铁(铁素体);灰铸铁;结构钢。

4—氮碳共渗的调质钢、渗碳钢。

弯曲疲劳寿命系数

(当N>Nc时，可根据经验在网纹区内取值)

1—允许一定点蚀时的结构钢;调质钢;球墨铸铁(珠光体、贝氏体);珠光体可锻铸铁;渗碳淬火的渗碳钢

2— 结构钢;调质钢;渗碳淬火钢;火焰或感应淬火的钢、球墨铸铁;球墨铸铁(珠光体、贝氏体);珠光体可锻铸铁;

3— 灰铸铁;球墨铸铁(铁素体);渗氮的渗氮钢;调质钢、渗碳钢

4— 氮碳共渗的调质钢、渗碳钢

接触疲劳寿命系数

(当N>Nc时，可根据经验在网纹区内取值)

图<齿轮的弯曲疲劳强度极限>、图<齿轮的接触疲劳强度极限>所示极限应力值，一般选取其中间偏下值，即在MQ及ML中间选值。使用图<齿轮的弯曲疲劳强度极限>及图<齿轮的接触疲劳强度极限>时，若齿面硬度超出图中荐用的范围，可大体按外插法查取相应的极限应力值。图<齿轮的弯曲疲劳强度极限>所示为脉动循环应力的极限应力。对称循环应力的极限应力值仅为脉动循环应力的70%。

夹布塑料的弯曲疲劳许用应力=50MPa,接触疲劳许用应力=110MPa。

(三)齿轮精度的选择

各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列于下表中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如下图所示。

各类机器所用齿轮传动的精度等级范围

机 器 名 称精 度 等 级机 器 名 称精 度 等 级 汽轮机 3～6拖拉机 6～8 金属切削机床 3～8通用减速器 6～8 航空发动机 4～8锻压机床 6～9 轻型汽车 5～8起重机 7～10 载重汽车 7～9农业机器 8～11

传动参数 篇3

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

[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械上业出版社, 2009:75-87.

[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.

传动参数 篇4

整车的动力性和燃油经济性在很大程度上取决于发动机和变速器的匹配是否合理。本文针对整车的动力性和燃油经济性之间的相互作用, 研究能够综合考虑大型客车动力性和燃油经济性的匹配优化方法。通常优化目标选取时, 考虑了动力性与经济性指标, 动力性指标通常选为原地起步连续换挡加速时间, 经济性指标多取为多工况燃油消耗量。权值的确定通常采用各占50%的方式处理, 但存在加权采用的指标量纲不统一的缺点。

本文提出一种基于加权综合评价的大客车传动系参数优化方法。以某6109型客车为研究对象, 采用Matlab建立整车动力传动系统模型并进行验证。在此基础上, 应用OPTIMUS软件, 对动力传动系统匹配优化进行建模, 对目标中动力性分目标和燃油经济性分目标进行了量纲归一化, 确定综合优化目标。通过优化计算, 验证综合优化方法是可行的。

1 加权综合评价优化

1.1 设计变量

对于客车的动力传动系统, 在发动机和其它条件给定的情况下, 影响动力性和燃油经济性的参数主要是主减速比和变速器各挡的传动比。若选配6挡变速器, i5传动比通常等于1, 不需要进行优化。设计变量即为:

式中, i0为主减速比, ij为变速器j挡传动比。

1.2 约束条件

约束条件主要为与传动比相关的各挡速比间隔要求以及客车的动力性要求。变速器相邻两挡之间的传动比的比值主要影响变速器的使用性能, 其比值不宜大于1.7~1.8。若选配6挡变速器, 各挡间速比间隔约束条件如下:

此外, 直接挡最大动力因数约束在0.04和0.06之间;Ⅰ挡传动比应满足道路附着条件;最大传动比满足客车最大爬坡度的要求。

1.3 优化目标

优化目标选取的好坏直接影响到整个优化结果的合理与否。在进行动力传动系统匹配时, 其参数匹配程度对整车的动力性和燃油经济性有重要的影响。因此, 本文综合车辆的动力性与燃油经济性, 提出加权综合评价指标作为优化目标。

1.3.1 动力性能指标

表征汽车动力性的指标很多, 包括汽车的最高车速Vmax、最大爬坡度imax、以及加速时间t等。依据客车常规运行工况, 本文采用原地起步加速, 并以最大加速度逐步换挡至最高挡位后到某一预定的车速所需的时间, 作为汽车动力性的评价指标。本文将其归一化处理, 提出动力性影响因子λd作为动力性能指标。其定义为:

式中, tf为具体配置方案所得到的原地起步的加速时间;ti为动力性能最优配置的情况下, 达到理想的原地起步的加速时间。

1.3.2 燃油经济性指标

汽车的燃油经济性, 通常以百公里燃油消耗量来评价。本文采用《营运客车燃料消耗量限制及测量方法》 (JT 711-2008) 中规定的综合燃料消耗量指标作为燃油经济性评价指标。本文将其归一化处理, 提出燃油经济性影响因子λe作为经济性评价指标。其定义为:

式中, Qf为具体配置方案在综合燃料消耗量计算中得到的油耗;Qi为汽车的燃油经济性达到最佳, 达到理想 (最小) 的燃油经济性油耗。

1.3.3 加权综合评价指标

客车的动力性与燃油经济性是互相作用。需综合考虑动力性和燃油经济性因此, 本文提出加权综合评价, 其定义为:

式中, αd为动力性权系数;αe为燃油经济性权系数。权系数值的大小表现动力性指标和燃油经济性指标变化幅度对综合目标的影响程度, 本文取αd和αe均为0.5。λ值越接近1, 表明系统匹配程度越好。

2 计算实例分析

本文以某6109型客车为研究对象, 选配6挡变速器, 其技术参数如表1所示。

2.1 系统建模及验证

根据试验数据和车辆配置信息, 应用Matlab软件编制M文件方式, 建立了大型客车整车动力传动系统模型。根据发动机试验数据, 拟合了发动机的外特性曲线和万有特性曲线, 如图1和图2所示。

根据道路试验, 本文对试验车辆模型进行模拟计算, 并与试验结果进行对比。其结果比对如表2所示。通过比较可知, 所建立的模型0~80 km/h加速时间和综合燃油消耗量指标精度满足要求, 该模型可用于优化过程。

2.2 加权综合评价指标

经计算, 理想加速时间ti为43.614 24 s, 理想百公里油耗Qi为20.485 95 L/100km。依据式 (8) 、式 (9) 以及式 (10) , 本文综合优化目标为:

2.3 参数优化模型建模

本文应用OPTIMUS软件, 建立了大客车传动系参数优化模型。

左侧圆形为设计变量, 即变速器各挡传动比和主减速器速比。左侧圆柱体为输入文件, 即采用Matlab编写的大型客车动力传动系统模型文件, 用于计算车辆的动力性、经济性指标。模型中优化变量与车辆模型中参数相对应, 在设计变量输入中指定其变化范围, 其值如表3所示。

中间的方块为优化计算程序模块, 通过Matlab程序命令行对参数优化模型控制。其中, 指定采用加权综合评价指标作为优化目标, 设置与传动比相关的各挡速比间隔以及客车的动力性等约束条件。优化结果 (即txt文件) 输出至右侧的圆柱体。经过数学或逻辑处理, 最终发送给数据输出模块 (右侧的六边形) 记录。

2.5 优化结果

经OPTIMUS优化后, 其结果如表4所示。

通过优化前后比较, 设计变量主减速器传动比变化相对较大, 最高车速Vmax明显升高, 最大爬坡度αmax和t0-80 km/h有所减少, 但仍能满足功率要求, 综合燃料消耗量Qz下降为20.518 56 L/100 km。优化最终结果:综合优化目标由1.127 54变为1.10111, 更为接近于1, 表明优化后匹配效果更好。

3 结论

本文对动力传动系统匹配优化进行了建模求解。确定了优化设计变量, 提出了能够兼顾动力性与燃油经济性的加权综合优化目标, 对加速时间和油耗量进行了量纲归一化处理, 采用处理后的动力性影响因子和燃油经济性影响因子作为综合优化目标中动力性、燃油经济性分目标;应用OPTIMUS软件, 通过优化实例验证了综合优化目标的处理方法是可行的。

参考文献

[1]蒋华, 秦连城, 等.基于最小加权偏差法的多目标非线性优化应用研究[J].光学精密工程.2014, 12 (z1) .

[2]Mohamed EI-Sayed, Dong Song.Automotive Performance Optimization[J].SAE Paper NO.980825.

[3]He Ren, Wang Jian Feng.Interval Optimization of Automobile Transmission Parameters[J].SAE Paper, 1999 (01) .

[4]张京明, 周金宝.汽车动力性燃油经济性的综合评价[J].汽车工程, 1996, 1 (18) .

传动参数 篇5

1 电动汽车简述

1.1电动汽车发展意义。 随着人类文明的不断进步, 人类总是在不断地发明创造着各种各样有利于人类生活更加便利的物品, 在这些发明中, 汽车的发明更是将人类的生活提升到了一个新的高度。 汽车有效的缩短了人们出行所用的时间, 促进了人与人之间的交流, 促进了商品的流通, 更随着人流的移动人类的各种文明也在不断的交流和融合, 创造出更加灿烂丰富的文化。 汽车在人类的进步中起到了及其重要的推动作用。 但是汽车也并不是百利而无一害的, 汽车使用的能源都是不可再生的石油及其产品这类的能源, 使用汽车的人数不断增加, 汽车的数量也不断增加, 消耗的能源越来越多, 不仅是能源储量急剧减少, 还对环境造成非常严重的污染, 尤其是大气污染, 大气污染的主要污染物就是汽车的尾气排放物, 为了解决这一问题, 人们想出了两种方法, 一是寻找清洁能源代替, 二就是电动汽车的发明。 电动汽车可以有效的减少不可再生能源的消耗, 汽车使用电能作为驱动能源后也可以非常有效的减轻环境污染程度, 解决了一个环境污染的大源头。 所以发展电动汽车对于人类的生存和发展都有着及其重要的意义。

1.2电动汽车发展现状。 其实, 电动汽车的发明和发展都比我们想象的要早很多, 电动汽车最早是由西方的国家设计出来的。 直到1831年, 世界上第一台电动汽车由苏格兰人发明制造出来, 这一台电动车是一辆电动三轮车, 而且由于电池的限制, 只能行驶非常短的距离。 随后的几年, 也有其他人陆续的制造出来, 但是相差的并不多。直到1881年一位法国的工程师制造出了世界上第一辆以可充电电池为动力的电动汽车, 从此, 电动汽车开始流行起来, 并且在车辆运输中起着很重要的作用[1]。 相对于国外的电动汽车发展史来说, 我国国内的电动汽车行业的发展要晚很多。 直到1981年, 我国的电动汽车行业才正式开始发展。我国的电动汽车行业不仅发展的时间较短, 起步也较晚, 制造电动汽车的技术方面也要落后许多, 经过这些年的发展, 我国的电动汽车行业也已经初具规模, 但是在电动车的东路传动系统方面仍然需要进一步的发展, 接下来将为读者进一步介绍。

2 电动汽车动力传动系统参数匹配

2.1电动汽车动力传动系统参数指标。 电动汽车的驱动电机的工作状况与蓄电池的性能密切相关, 而驱动电机直接影响电动汽车的动力性, 传动系统设计的关键是确定合理的传动比。 这些动力传动系统参数均影响电动汽车动力性和经济性[2]。 根据这些内容我们就可以得出, 想要电动汽车的动力传动系统的参数指标设计合理, 既要保证电动汽车的蓄电池性能优良, 还要保证选用的驱动电机能够很好地应用于该汽车的动力传动系统, 三者能够密切的配合才能更有效的提高电动汽车的动力传动系统的性能。 当然这些都是硬件的配合方面, 电动汽车的动力传动系统的性能还可以从另外一个方面进行跳水, 那就是该系统的参数, 合理的设计动力传动系统的参数可以有效的帮助动力传动系统提高它的性能。 设计合理的参数就要严格的按照参数指标进行设计, 电动汽车的动力性指标主要包括: 最高速度、 最大爬坡速度和加速时间等。 在设计这些参数时都按照指标的具体要求进行设计才能保证其完美配合、共同作用。 当这些参数都达到相应的指标后才能保证电动汽车的动力传动系统保持在一个优良的状态, 达到一个更好的动力性能水平。 性能优良的电动汽车才能在节能环保的基础上给人们的生活提供更大的便利, 才能被广大的消费者所接受。

2.2电动汽车动力传动系统参数设计。 电动汽车的动力性能主要取决于动力系统参数匹配以及控制策略和各部件的特性等, 动力传动系统是电动汽车最主要的系统, 电动汽车运行性能主要由其动力传动系统的性能决定[3]。 所以, 做好电动汽车的动力传动系统的参数设计的是否合理对于电动汽车的成体性能的优劣起着很重要的作用。 在进行相关的参数设计时, 一定要根据上文所介绍的要求进行严格的设计, 俗话说“ 失之毫厘差之千里”不仅适用于建筑的设计建造方面, 在电动汽车的动力传动系统中同样适用。 该系统的参数设计是一个非常庞大的项目, 其中包含很多的计算过程, 所以在进行电动汽车的动力传动系统参数的设计时, 一定要根据上述的参数的设计要求, 并且严格的按照规定的公式的计算, 否则很容易在计算的过程中出现各种这样那样的失误导致最终的结果出现偏差。 严格的按照要求和设计步骤可以保证得出的参数拥有较高的准确度, 能够保证各个参数合理的整合在一起, 共同保证电动汽车动力传动系统的正常运转。 这样才可以达到电动汽车动力传动系统参数的合理设计。

3 电动汽车动力传动系统设计研究

电动汽车的动力传动系统性能的优劣并不只取决于该系统参数的设定, 还有硬件方面的影响。 例如蓄电池的质量以及电动机的驱动能力。 为了更好的研究电动汽车动力传动系统参数对该系统性能的影响, 我们在保证电动机和蓄电池都不变的情况下, 进行类似于对照实验的实验方式, 这样才能凸显出参数因素对于电动汽车性能的重要影响, 这样才能更加明确的了解到具体的参数对于电动汽车的动力传动系统会产生什么样的有利或者有害的影响, 这样才能在大范围的参数选取中找出具体的不利的参数元素范围加以修改, 或者是找到有利的参数选取范围加以应用促进电动汽车动力传动系统进一步发展, 加大参数的合适选取对电动汽车动力传动系统的有利影响, 促进电动汽车动力传动系统的进一步发展, 同时也促进电动汽车的顺利发展。 由此可见参数的正确选取对于动力系统的发展具有重要的影响, 电动汽车的进一步发展为人们的生活起到更加重要的作用, 使人们的生活更加便利。

结束语

动力传动系统对汽车的整体性能的好坏占有非常重要的决定性地位, 动力传动系统可以说是一部汽车的心脏。 对于上文所讲述的关于电动汽车的动力传动系统的参数匹配和设计研究方面的现状和下一步的发展问题, 主要是帮助大家对电动汽车加深了解, 同时给出电动汽车在动力传动系统需要改进和优化的问题。 本文旨在找出现阶段电动汽车行业的不足, 并解决这些问题为电动汽车的动力传动系统的进一步发展提供依据, 促进电动汽车行业的更好更快发展。

参考文献

[1]魏跃远.燃料电池混合动力汽车动力匹配与优化研究[D].北京:北京理工大学, 2007.

[2]姬芬竹, 高峰, 周荣.纯电动汽车传动系参数匹配的研究[J].汽车科技, 2010 (6) :35-37.

传动参数 篇6

带式输送机是现代最重要的散状物料输送设备,传动滚筒是带式输送机的重要传动部件,其作用有两个,一是传递动力,二是改变皮带运动方向。带式输送机滚筒的设计质量,关系到整个输送机系统的安全性和可靠性。在目前情况下,国内滚筒的设计一般是采用近似公式,设计出来的产品,其安全性、可靠性难以保证。本文运用Pro/E族表的参数化建模技术进行了滚筒的系列化研究,为对滚筒进行有限元分析提供了模型,有利于滚筒更进一步的合理设计。

1Pro/E参数化建模

Pro/E参数化的建模方法适用于产品设计所采用的数学模型及产品的结构都是固定不变的,只是产品的结构尺寸有所差异,而结构尺寸的差异是由于相同类型的已知条件在不同规格的产品设计中取不同的值造成的。对于这类产品,可以将已知条件及其他随着产品规格而变化的基本参数用相应的变量代替,然后根据这些已知条件和基本参数,由计算机自动查询图形数据库,或由相应的软件计算出绘图所需的全部数据,由软件在屏幕上自动设计出图形来。参数化建模是Pro/E软件的重要特点之一,在这个建模系统中,有两种方法可以迅速实现零件模型的自动化生成,这两种方法是Family Table(族表)和Program(程序)。族表的产生过程为:对具有相同特征结构而特征尺寸不同的零件或装配体,只需建立一个模型,则所有不同系列尺寸均以数据的形式存于数据表。本文是采用先将传动滚筒中已标准化的零部件进行参数化,通过参数来对零件形状进行控制。参数化完成后,对模型建立族表,并采用驱动参数的方式输入设计手册中的参数值,建立起零部件的数据库。

2族表的建立方法

2.1 族表的基本概念

族表是利用表格来驱动模型的工具,在制作某一类外形类似的零件时,设计人员不需要逐一建立每个零件的模型,只需明确该零件群的异同处,事先创建一个具有代表性的零件(通用零件),以编辑族表的方式将零件的尺寸、特征、参数等变化性项目填入族表中,系统就会自动读取此表的内容,并一一产生每个零件(子零件)。族表的建立过程如图1所示。

2.2 创建零件的族表

本文以传动滚筒的轴为例,建立轴的族表。首先,利用Pro/E的造型模块做出传动滚筒轴的基本模型,如图2所示;其次,选择“工具”→“族表”即可进入族表的定义对话框,单击“添加/删除表列”选项中的“添加项目”,即可依次添加零件的结构控制尺寸(直径、长度等);然后,选择“工具”→“族表”→“在所选行处插入新的实例”,添加不同的轴的实际尺寸,并依次对其命名;用“校验”选项确保每个实例的正确性并保存,如果校验不成功,则需要重新调整参数直到校验成功为止。最后,对传动滚筒的筒皮、连接盘、胀套都以上述方式建立零件族表。

2.3 装配传动滚筒的普通模型

对建好的筒皮、连接盘、胀套和传动轴的通用零件进行装配,形成装配体的普通模型。首先,以“组件”的类型创建一个新的文件,选择“插入”→“元件”→“装配”,从保存目录下选取一个普通零件模型。然后继续插入各个零部件,利用各种约束关系将它们装配在一起,最后完成传动滚筒的普通模型,如图3所示。

2.4 传动滚筒装配体族表的建立

首先,打开建好的传动滚筒普通模型,选择“工具”→“族表”即可进入族表的定义对话框,如图4所示,单击“添加/删除表列”选项中的“添加项目”,选择“元件”,然后分别选取轴、胀套、辐板、筒壳,单击“确定”返回族表对话框。其次,选择“在所选行处插入新的实例”,添加实例。利用该族表可以生成一系列装配实例。最后,在轴、胀套、辐板、筒壳列下分别输入4个元件的各实例,同零件族表一样,同样进行校验,校验成功后,即完成装配族表的建立,如图5所示。当装配参数族表化实现后,进入该组件只需选取相应名称便可得到该参数下的实体模型,从而有效地提高了实体的建模速度。

3结论

本文使用Pro/E的参数化设计思想,实现了带式输送机传动滚筒的系列化设计,大幅度地提高了设计速度。Pro/E族表的使用有以下几方面的优点:①可以产生大量的对象;②可以直接从族表中输入数据生成各种尺寸的系列零件,而无需重新构造;③避免了重复构造时出现的一些错误,简化了系列零件库的建立。模型系列化有效地运用了族表及其相关的工具,通过集合共同的可变尺寸,可生成一系列的模型库件。

摘要：主要介绍了使用Pro/E的族表实现传动滚筒的参数化建模方法。首先,对其各零部件进行建模,产生通用零件,然后把各零部件的控制参数建成族表,最后建立装配族表,完成滚筒的系列化。当组件参数族表化实现后,进入该组件,只需选取相应名称便可得到该参数下的实体模型,从而有效地提高了实体建模速度,缩短了设计周期,具有较高的实用价值。

关键词：Pro/E,族表,传动滚筒,参数化

参考文献

[1]唐增宝,常建娥.机械设计课程设计[M].第3版.武汉:华中科技大学出版社,2006.

[2]成大先.机械设计手册[M].第5版.北京:化学工业出版社,2008.

[3]詹友刚.Pro/E英文野火版教程———通用模块[M].北京:清华大学出版社,2003.

传动参数 篇7

在齿轮传动系统性能检测中,传动误差检测法做为一种检测传动系统传动链传动精度的方法,常用于精密加工设备的精密传动检测领域。为了保证检测结果的高精度,传动误差检测常采用高分辨率角度编码器结合高频时钟进行插补细分的方法,通过提高硬件的高精度保证检测结果的高精度[1]。将传动误差检测法引入到齿轮传动系统的故障诊断领域,是否仍然需要上述方法才能保证故障诊断的精度,成为将其引入到故障诊断领域首要解决的关键问题。本文采用谱分析的方法,通过采用不同分辨率的角度编码器组对,研究了传动误差检测法中角度编码器分辨率对轮齿故障诊断精度的影响。

1 传动误差检测法及信号模型

齿轮传动系统工作时,并不是严格按照理想的设计传动比传递动力和位置的,而是受到系统传动链中各传动元件误差的影响,其实际传动比围绕理想名义值上下波动,其偏差即为齿轮传动系统的传动误差。因此,检测齿轮传动系统的传动误差,能够反映齿轮系统中各传动元件的特征规律,及早发现早期齿形故障。传动误差检测法是以传动系统的某一执行件(参考轴,通常取高速轴)的位置作为采样基准,采样另一执行件(低速轴)的位置。该方法能够直接测得系统的瞬时传动比。图1所示为传动误差检测法示意框图,在齿轮传动系统的高、低速端安装角度编码器用于测量系统的瞬时传动比。

在正常工作状态下,齿轮传动系统的传动误差主要受到传动系统内部各传动元件的加工、安装及装配等误差产生的激励影响,这类误差具有回转周期和渐变的特点,常将该类误差做为简谐性误差项[2,3]。当齿轮传动系统中含有轮齿齿面故障时,由于齿面故障会改变故障齿的啮合位置,使得故障齿入啮点脱离齿轮理论啮合线,从而改变齿轮传动系统的瞬时传动比,影响齿轮的传动误差。这类故障通常具有回转周期和冲击性质,本文将轮齿表面故障归纳为一类具有回转周期和冲击性质的非线性误差项。

假设传动系统中传动轴和轴承的刚度足够大,即传动轴的扭转变形以及齿轮的横向振动可以忽略不计。则齿轮系统的信号传递模型如式(1)所示。

$\{\begin{array}{c}i=\frac{\theta {}_{\text{i}\text{n}}}{\theta {}_{\text{o}\text{u}\text{t}}}=i{}_c+\Delta i=i{}_c+i{}_e+i{}_f\hfill \\ i{}_c=c\hfill \\ i{}_e={\displaystyle \sum _{j=1}^{k}A}{}_j\sin (\text{Ο}{}_j\theta {}_{\text{o}\text{u}\text{t}}+\phi {}_j)\hfill \\ i{}_f={\displaystyle \sum _{j=1}^{k}A}{}_j\delta {}_j\hfill \end{array}(1)$

式(1)中齿轮系统的传动比i有三项组成,ic为齿轮系统的设计传动比,即理想名义值;ie为齿轮传动系统的传动链各传动元件综合误差激励传动误差项[2] ;if为本文提出的齿轮传动系统中齿面故障引起的传动误差项。式(1)中各项参数分别为:

θin、θout为齿轮系统输入、输出轴角位移;

Aj、Οj、φj为各对应分量信号的幅值系数、阶次、初相位;

δj为具有回转周期的故障冲击信号;

Δi为齿轮传动系统传动链传动误差。

2 仿真信号分析

如图1中所示,在传动误差检测中,高、低速轴角度编码器的功能不同。高速轴角度编码器的功能是测量基准,其输出信号相当于采样时钟。低速轴编器作用类似于通常的传感器,用来拾取系统输出轴轴角信号。按照采样原理,只要高速轴角度编码器输出信号频率大于或等于低速轴角度编码器输出信号频率的两倍,就可以保证信号的正常采样。在仿真实验中,分别进行了高、低速轴角度编码器不同倍数关系和相同倍数关系不同分辨率的对比实验。用于考察如何合理选用角度编码器组,才能够准确的检测出传动系统的齿轮故障。

2.1 含故障二级齿轮箱传动误差信号模型

以含输出轴故障的二级齿轮传动系统为参考,建立了含输出轴齿轮单齿齿面磨损故障的二级齿轮箱传动系统传动比信号模型如式(2)所示。

$\Delta i=i{}_c+{\displaystyle \sum _{j=1}^{6}A}{}_j\sin ({\rm O}{}_j(\Delta \theta {}_{out})+\phi {}_j)+B{}_1\delta {}_1(2)$

式(2)中各参数取值分别为:ic=Οz1=81/19×50/25,Aj=1,B1=1,Δθout=2π/7 200,${\rm O}{}_{z2}={\rm O}{}_{z3}=\frac{81}{19}$,Οz4=1,Οz1z2=81/19×50,Οz3z4=81,δ1为仿真输出轴齿轮单齿齿面磨损故障的脉宽比为4∶7 200,阶次为Οz4,幅值为1的脉冲信号。

无故障和含故障仿真信号如图2所示。

从仿真信号参数及分析可以看出,在仿真信号中最大阶次分量οj2=213.158阶次。因此,低速轴角度编码器分辨率应满足的采样条件是οl≥2οj2=426.316阶次。即低速轴角度编码器分辨率取值要大于426.316线,在分组实验中,选用低速轴角度编码器分辨率最低值为1 200线,保证低速轴角度编码器对仿真信号最大阶次分量的采样率大于5倍,高速轴角度编码器分辨率最低值为1 200线,保证对低速轴角度编码器输出信号的采样率大于或等于ic=8.526倍。仿真实验角度编码器组分组如表1所示。

注:H、L分别代表高、低速轴角度编码器分辨率,h1、h2分别代表分组1和分组2中高速端角度编码器,l1、l2分别代表分组1和分组2中低速端角度编码器,各角度编码器组的采样率f=8.526 h/l。

2.2 高速轴角度编码器分辨率对检测结果的影响

为了考查高速轴角度编码器分辨率的变化对检测结果的影响,角度编码器组的分辨率采用了实验分组1的参数。各分组信号的阶次谱图及倒阶次谱图如图3所示。在分组1中,对应到图3中四组采样信号,高速轴角度编码器对低速轴角度编码器的采样倍率分别为4倍、3倍、2倍、1倍传动比ic,低速轴角度编码器对低速轴轴角信号的采样分辨率都为1 200线。从图3对仿真信号的阶次和倒阶次谱图可以看出,图3a中各分组采样信号阶次谱图差别不大,都能正确反映齿轮系统的特征阶次,但在图3b中都没有找到360°的故障倒阶次信号。分析认为:在分组1中,高、低速轴角度编码器分辨率都达到了能够分辨仿真信号特征阶次的要求,但低速轴角度编码器分辨率可能没有达到分辨故障的要求。

2.3 低速轴角度编码器分辨率对检测结果的影响

针对分组1信号分析结果,在分组2实验中选用的角度编码器组各组中高速轴角度编码器对低速轴角度编码器的采样倍率都为1倍传动比ic,低速轴角度编码器对低速轴轴角信号的采样分辨率分别为1 200线、2 400线、3 600线和7 200线。分组2各分组信号的阶次谱图及倒阶次谱图如图4所示。

图4 a中可以看出,由于低速轴角度编码器分辨率的不同,各分组所测信号的阶次谱图幅值发生了很大的变化,但各分组谱图都正确反映了齿轮系统的特征阶次,幅值的变化是由于采样率的变化引起的,具有一定的比率关系。在图4b中各分组信号的倒阶次谱图也反映了不同低速轴角度编码器的分辨率的识别能力,图中低速轴角度编码器分辨率为7 200线、3 600线的两组谱图中能够识别出360°的故障倒阶次信号,而2 400线、1 200线两组谱图中不能够识别故障倒阶次信号。分析认为:在分组2中,高、低速轴角度编码器分辨率都达到了能够分辨仿真信号特征阶次的要求,认为低速轴角度编码器的分辨率影响检测信号对轮齿故障的诊断准确度。

3 齿轮故障实测信号分析

综合仿真信号的两组分析结果,认为高、低速轴角度编码器分辨率在达到采样要求后,低速轴角度编码器的分辨率是能否判断齿轮传动系统中轮齿故障的关键参数。针对上述分析,在齿轮传动系统实验台上进行了实测信号分析。实验台各项参数如表2所示。

实验中设置的故障为输出轴81齿齿轮单齿面轻微磨损,中间轴50齿齿轮单齿面有轻微磕碰凸起,角度编码器组分辨率选用表1中分组2参数。实测的传动误差信号如图5所示。

从图5中可以看出,随着低速轴角度编码器分辨率的降低,所测传动误差信号所能反映的信号细节也在发生变化,高分辨率采样信号能够更清楚的还原传动系统的真实信号的细节。

图6是以对图5所测信号的阶次谱及倒阶次谱比较分析图。从图6a中可以看出,不同分辨率的各角度编码器组所测信号能够真实反映传动误差的各传动环节的阶次成份,图6b中,只有低速轴角度编码器采用7 200线、3 600线、2 400线分辨率的三组角度编码器组都能够识别出输出轴81齿齿轮单齿轻微磨损的360°的故障倒阶次信号,采用1 200线分辨率的一组角度编码器未能检测出该故障;四组不同分辨率的角度编码器组都能够识别出中间轴50齿齿轮单齿面轻微磕碰凸起故障的84.45°的故障倒阶次信号。但1 200线分辨率的一组角度编码器识别能力较弱。

4 结论

本文分析了传动误差检测法中高、低速轴角度编码器分辨率对齿轮传动系统的传动误差检测信号的影响。通过对仿真信号分析认为:

(1)对于实际应用中的齿轮传动系统,谱分析结果并不是随着角度编码器分辨率的提高而显著提高,而是在满足一定的采样要求后,其谱分析结果将不在随角度编码器分辨率的提高而提高;而在检测齿轮传动系统中存在的传递环节故障时,能否准确检测出故障与低速轴角度编码器分辨率存在一定的正比关系。实验台实测传动误差信号分析结果也验证了这一结论;

(2)从实测实验台传动误差信号分析图可以看出,传动误差检测法所测信号具有很高的信噪比。

参考文献

[1]彭东林.传动误差测量数学模型及FMT系统实践.制造机床与技术,1996;(6):32—35

[2]和子康.机床传动精度测量与提高.北京:中国计量出版社,1987

传动参数 篇8

关键词：机械设计,伺服压力机,二自由度九杆机构,曲柄,扭矩

1 引言

机械式精冲压力机的传动系统是一种二自由度九杆机构, 一般采用单台普通电机通过变速箱、带传动、蜗杆蜗轮和一对双边斜齿轮减速后驱动二自由度九杆机构。变速箱为无级变速, 压力机可在一定范围内获得不同的冲裁速度和相应的行程次数。但这样的精压机一旦结构尺寸和参数确定, 滑块的行程曲线就不能按照工艺要求任意改变[1]。

近年来, 随着伺服电机和伺服控制技术的发展, 在传统压力机基础上开发新型伺服压力机已渐成趋势[2,3]。Yan Hongsen等[4]在Watt压力机基础上利用伺服电机代替普通电机驱动传动机构, 开发出了新型伺服压力机。Yossifon S和Shivpuri R[5]等开发出了以伺服电机驱动双曲柄的双肘杆伺服压力机。黄海波提出了在传统精压机传动机构的基础上, 用两台伺服电机代替一台普通电机, 驱动二自由度九杆机构的方案。在两台电机同步控制时, 通过改变两台电机的起始相位差, 以获得多种形式的滑块运动曲线, 实现用户在现场可任意改变滑块运动规律的驱动柔性化[6]。

直接用伺服电机驱动传动机构, 因去掉了飞轮会导致功率增大问题。本文通过优选上述传动机构中三角板的尺寸, 以优化两台电机的扭矩分配, 使两台电机的功率分配趋于均衡, 解决单台电机功率过大的问题。

2 虚拟样机模型

根据瑞士GKP系列传统精压机九杆传动机构[7]及黄海波的模型[6], 建立如图1所示传动机构倒置的虚拟样机模型。由于去掉了飞轮等辅助传动机构, 传动部分整体重心得以降低, 所以本文采用上传动方式, 即滑块冲压方向为从上到下, 这样布置还有利于简化模具及送料装置设计。图1中各杆件尺寸如表1所示。

1.曲柄1 2.曲柄2 3.连杆1 4.连杆2 5.浮动杆6.三角肘杆7.连杆3 8.滑块

2.1 样机模型初始化定义

(1) 如图1a所示, 将滑块在下死点的位置设为样机初始位置。曲柄1的初始位置设在X1上, 曲柄1以180d/s的速度逆时针转动;曲柄2的初始位置设在与水平轴X2呈-125°夹角的轴上, 曲柄2以180d/s的速度顺时针转动。

(2) 曲柄转角的起始位置设为X1轴正方向, 为便于作图分析, 曲柄1与曲柄2的转角均规定为正角, 如曲柄1初始转角为0°, 曲柄2初始转角为125°。从下死点开始, 两曲柄各转动140°后到达上死点。

(3) 滑块处于下死点的位置定义为滑块行程的零点, 滑块从上死点到下死点的运动过程为冲压行程, 按照 (2) 中对曲柄转角的规定, 冲压行程开始时曲柄1的转角为140°, 曲柄2的转角为265°。

2.2 工艺参数设定

参照同等规格的瑞士GKP系列精冲压力机技术参数[7], 设定九杆机构样机模型的工艺参数如表2所示。

2.3 传动机构的压力放大曲线及扭矩曲线

完成上述九杆模型的建模及初始化工艺参数设定后, 运用ADAMS软件进行仿真计算。仿真时两曲柄同步转动, 且无起始相位差。考虑到要测量滑块回程时电机的扭矩曲线, 给滑块设定2t的重量。

由图1可知, 曲柄1、2和连杆1、2组成五杆机构将两台电机的运动和扭矩混合后经浮动杆CD传递给由三角板6和连杆3组成的肘杆机构, 最后传递给滑块, 从而输出所需运动和压力。为研究九杆机构放大特性, 假设在滑块由上死点到下死点全行程范围内加载1000k N公称压力, 获得滑块在整个行程中曲柄1、2扭矩曲线及载荷放大比曲线, 如图2所示。这里将载荷放大比定义为公称压力与浮动杆上所受载荷的比值, 即载荷放大比=1000k N/FC, FC为浮动杆CD输入端C点处受到的力。

图2中横坐标为滑块的位置, 左边纵轴依次为载荷放大比、曲柄转角, 两曲柄同步转动, 转角均为正, 转角始终相差125°。右边纵轴为曲柄扭矩。

由图2可知, 该九杆机构的载荷放大比曲线实际上与滑块压力输出曲线形状是一致的, 均为典型的肘杆机构压力输出曲线, 即在远离下死点时输出压力很小, 压力随着滑块逐渐接近下死点而增加, 理论上在下死点时输出压力是无穷大。

分析曲柄1的扭矩曲线可以看出, 在滑块向下行程中曲柄1上的扭矩先增大再逐渐减小, 下死点时减到最小, 整个过程扭矩方向保持不变, 其中峰值扭矩出现在曲柄1与连杆1相互垂直的位置, 此时曲柄转角为170°;分析曲柄2的扭矩曲线可知, 在下行过程中曲柄2上的扭矩不断减小, 一直减到0, 然后开始反向增加, 在接近下死点时又逐渐减小, 峰值扭矩出现在曲柄2与连杆2相互垂直的位置, 此时曲柄转角为265°。

图2中的曲线是在假设滑块在全行程均受到一恒定载荷时得到的曲线, 实际冲压过程中, 并不会出现上述分析中的峰值扭矩, 滑块只在公称压力行程内输出所需的压力。只要保证在公称压力行程内, 电机可提供曲柄所需的最大扭矩, 即可保证滑块在公称压力行程内输出公称压力。本文研究内容即降低公称压力行程内两曲柄上的最大扭矩, 并尽可能使其分配均衡, 从而降低单台电机所需最大功率。

3 传动机构力的放大原理

如图3所示, DO3E为图1中传动机构的三角板三个受力点的连线, F1为浮动杆CD作用到三角板上的力, F2为连杆3对三角板的反作用力。假设某一瞬间传动系统处于动态平衡状态, 以三角板为分析对象, 由力矩平衡得F1×l1=F2×l2, 变形得:

式中, l1为F1对O3的力臂, l2为F2对O3的力臂, 在冲压过程中连杆3将F2直接传递到滑块上。由式 (1) 知, 在输入端驱动不变的条件下, 通过改变DO3E的结构增加l2或者减小l1可以增加F1。由图可知, 增加O3D的长度可以增加l1, 减小O3E的长度可以增加l2, 所以通过改变DO3E的尺寸可提高机构的放大特性。

4 传动机构的仿真

为验证上述图3中通过改变DO3E尺寸可提高机构放大特性的设想, 建模时将三角板参数化, 并设O3D为L1, O3E为L2。仿真时双曲柄同步转动的条件不变, 且转速为180d/s, 这样滑块的行程次数保持30min-1不变。

4.1 增加L1长度对行程和扭矩的影响

L1原长为245mm, 通过增加L1得到一组不同的仿真结果, 仿真中用到的L1的值如表3所示。

4.1.1 滑块行程及速度曲线

由图4可知, 在下行行程内, 开始时滑块以较大的速度快速合模, 在接近下死点的冲裁阶段滑块速度逐渐减小, 完成冲裁后滑块快速回程, 滑块的这种运动特性符合精冲工艺对滑块速度特性的要求。进一步研究可知, 随着L1增加, 滑块的行程降低, 当L1增加到334mm时, 滑块行程减小到70mm。同时, 随着L1增加, 回程阶段的最大回程速度也在降低, 但由于滑块的行程次数不变, 所以并不会影响到压力机的工作效率。

4.1.2 全行程负载下曲柄1、2的扭矩曲线

图5为增加L1后得到的一组仿真结果, L1长度与滑块行程的对照见表3。在全行程负载下, 随着L1增加, 两曲柄上的峰值扭矩都减小, 扭矩整体表现出减小的趋势。在公称压力行程内, 曲柄1的扭矩随着L1增加逐渐增大, 且对于某一确定的L1值, 扭矩是单调减小的;曲柄2的扭矩随着L1增加逐渐减小, 对于某一确定的L1值, 扭矩不是单调变化的, 反向的最大扭矩可能落在公称压力行程内, 也可能在公称压力行程外, 即反向最大扭矩的位置可能在10mm的左侧, 也可能在10mm的右侧。

取曲柄1、2在公称压力行程内各自的最大扭矩。对于曲柄1即取10mm处的扭矩值;对于曲柄2取10mm处扭矩值与反向最大扭矩值两者中较大的一个, 具体见表3。表中扭矩的正负只反映方向, 扭矩和为扭矩1和扭矩2绝对值之和。

由表1知, 随着L1的增加, 行程减小, 扭矩和逐渐减小, 这表明增加L1, 可以提高机构的放大性能。单独分析两曲柄上的扭矩变化, 可知随着L1增加, 扭矩1呈增大趋势, 而扭矩2逐渐减小, 所以从电机选择的角度考虑, 并不是扭矩和越小越好, 需要兼顾两曲柄上的扭矩, 使其尽可能均衡, 不至出现其中一个电机扭矩很小, 另一个电机扭矩却很大的情况。通过计算将曲柄端扭矩换算为电机功率对比更为明显。计算公式如下:

式 (2) 为电机功率与输出扭矩之间的关系, 其中P单位k W, T单位N·m, n单位min-1;式 (3) 为在不考虑能量损失的前提下减速器输入扭矩与输出扭矩间的关系, 其中T1为输入端扭矩, 与电机输出扭矩相等;T2为输出端扭矩, 与曲柄承受的扭矩相等。曲柄转速为30r/min, 计算得到不同行程下所需电机功率, 如表4所示。

当行程为105mm时, 单台电机最大功率为52.82k W, 当增加L1使行程为80mm时, 单台电机最大功率可降为32.15k W。如果行程继续减小到70mm, 则单台电机功率最大变为40.96k W。所以选择合适的L1长度可降低单台电机的最大功率, 使电机功率分配均衡。

4.1.3 回程扭矩分布

图6为滑块空载状况下的回程扭矩曲线。随着L1的增加, 曲柄1、2的扭矩总体呈减小趋势, 各自的峰值扭矩都减小。取各自的峰值扭矩, 如表5所示。

由表5可知, 曲柄2峰值扭矩比曲柄1峰值降低趋势明显。与表3中数据比较, 可知两曲柄回程峰值扭矩明显小于公称压力行程内的最大扭矩值, 因此根据公称压力行程内曲柄最大扭矩计算出的电机功率完全可以满足滑块回程时对电机功率的需求。

4.2 增加L2长度对行程和扭矩的影响

L2原长为245mm, 通过减小L2可得到一组不同的仿真结果, 仿真中用到L2的值如表6所示。

4.2.1 滑块行程及速度曲线

图7为减小L2得到的一组滑块行程和速度曲线, 与图4中增加L1对滑块的行程和速度的影响类似, 随着L2减小, 滑块行程减小, 最大回程速度减小。

4.2.2 全行程负载下曲柄1、2的扭矩

图8为减小L2得到的一组仿真结果, 随着L2减小, 曲柄1、2扭矩总体在减小。在公称压力行程内变化规律也与图5中相似, 不同的是扭矩1、2的变化幅度没有图5中大, 取公称压力行程内扭矩1、2的最大值, 见表6。

由表6知, 随着L2减小, 滑块行程减小, 扭矩1增加, 扭矩2减小, 总的扭矩和减小, 这表明, 减小L2可以增加机构的放大性。为更直观地分析这种变化, 按照公式 (2) 和 (3) 将扭矩换算为电机功率作进一步比较, 见表7。

分析表7中电机1、2的功率变化, 可知其变化趋势明显小于表4中电机功率的变化趋势。以同为80mm行程时为例, 表4中电机1、2功率分别为32.15k W、27.1k W, 而表7中分别为19.04k W, 42.59k W, 表4中电机功率的增幅和降幅明显大于表7中。所以通过减小L1增加机构放大性, 在滑块行程比较小的时候效果明显, 如行程为40mm时, 总功率与原行程为105mm相比降低很多, 同时单台电机功率也不是很大且分配比较均衡。查阅国内外精冲压力机的技术标准[7], 可知这种小行程的传动设计方案是可以接受的。

4.2.3 回程扭矩曲线

图9为不同L2下滑块空载时回程扭矩曲线, 随着L2减小, 曲柄1、2的回程扭矩都减小, 这与4.1.3中增加L1对回程扭矩的影响是一致的。从图中还可以看出曲柄1的峰值扭矩没有超过1.5E6N·mm, 曲柄2的峰值未超过-1.0E6N·mm, 即曲柄1、2的回程峰值扭矩小于表6中任一扭矩值, 所以表7中给出的电机功率一定可以满足滑块快速回程时对电机功率的需求。

4.3 同时改变L1和L2对扭矩的影响

综合考虑L1和L2对曲柄扭矩分布的影响。仔细分析表7中电机功率的变化情况, 可知当L2减小, 使滑块行程每下降10mm, 电机1的功率约增加1k W, 电机2的功率约减小5k W;再看表4中数据, 当L1增加, 使滑块行程每下降10mm, 电机1功率约增加8k W, 电机2功率约减小10k W。根据此规律可以对表4和表7中选定的功率分配比较均衡的方案, 通过改变三角板的另一条边长来使功率分配更为均衡。

以表4中行程为80mm的方案为例, 电机1功率略大于电机2功率, 根据以上分析, 可以通过减小L2来使功率分布更为均衡。仿真结果表明, 当L2=260mm时, 滑块行程为90mm, 此时得到的电机1功率为31.58k W, 电机2为30.4k W, 扭矩曲线见图10。由表可见, 同时改变L1和L2比表4和表7中行程同为90mm的两种方案中单台电机功率更小。

5 结论

(1) 仿真结果表明增加L1或减小L2都可使在公称压力行程内曲柄1上扭矩增加, 曲柄2上扭矩减小。通过单独改变L1或L2可使双曲柄上扭矩趋于均衡, 从而避免驱动双曲柄的单台伺服电机功率过大。改变L1和L2其效果差别在于, 在得到理想的扭矩分配时, 得到的滑块行程不同;同时改变L1和L2也可使双曲柄扭矩分配趋于均衡。

(2) 在虚拟样机模型中给滑块施加全行程的公称压力, 然后分析公称压力行程内曲柄扭矩的变化, 这为进一步选取合适功率的伺服电机提供了一种分析方法。

参考文献

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