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        機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)軸系的軸向振動(dòng)研究及優(yōu)化設(shè)計(jì)

        2018-10-30 04:56:02張小嬋陸丹丹李友峰薛良君仲懷清
        傳動(dòng)技術(shù) 2018年3期
        關(guān)鍵詞:聯(lián)軸節(jié)傳動(dòng)軸軸系

        張小嬋 陸丹丹 李 鋼 李友峰 薛良君 仲懷清

        (1. 江蘇城鄉(xiāng)建設(shè)職業(yè)學(xué)院, 常州 213147;2. 中車戚墅堰機(jī)車有限公司, 常州 213011)

        0 引言

        機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組的傳動(dòng)軸系是核心部件,包括活塞組、連桿組、曲軸本體、齒輪系、減振器、曲軸后端聯(lián)軸節(jié)和電機(jī)轉(zhuǎn)子等。傳動(dòng)軸系在復(fù)雜的、周期性變化的氣體力和力矩、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)引起的慣性力,以及它們所引起的彎扭矩共同作用下,對(duì)外輸出扭矩,且工作負(fù)荷大,有可能在柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)發(fā)生強(qiáng)烈的振動(dòng),使軸系動(dòng)應(yīng)力急劇增大,導(dǎo)致其過早出現(xiàn)破壞[1-2]。因此,有必要對(duì)軸系的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析研究,找到軸系產(chǎn)生振動(dòng)的原因,為軸系的有效減振提供可靠依據(jù)。本文對(duì)機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組的傳動(dòng)軸系進(jìn)行有限元建模和固有特性分析,利用動(dòng)態(tài)有限元法建立柴油機(jī)整機(jī)的柔性體動(dòng)力學(xué)模型,對(duì)機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行多柔體動(dòng)力學(xué)仿真。

        1 傳動(dòng)軸系的固有特性分析

        某機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組的傳動(dòng)軸系包括安裝在曲軸前端的減振器、曲軸本體、傳動(dòng)齒輪、聯(lián)軸節(jié)和電機(jī)轉(zhuǎn)子,由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜,為了提高計(jì)算效率,建模時(shí)省略細(xì)小結(jié)構(gòu)[3]。坐標(biāo)系的x向?yàn)檩S向,軸系前端為正向,軸系后端為負(fù)向;y向?yàn)闄M向,垂直紙面向外為正向;z向?yàn)榇瓜?,垂直向上為正向。為了確定傳動(dòng)軸系的固有特性,利用有限元軟件模擬軸系的工作情況,在所有曲軸主軸頸和電機(jī)轉(zhuǎn)子后端軸承支承處的中心設(shè)參考點(diǎn),軸系中與軸承的接觸面耦合到相應(yīng)的參考點(diǎn)上。部件與部件的連接處施加綁定約束。對(duì)建立的參考點(diǎn)在y和z向施加移動(dòng)約束,x向自由。用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格,定義不同材料的密度、彈性模量和泊松比。傳動(dòng)軸系的網(wǎng)格及邊界條件模型如圖1所示。

        本文分析的柴油機(jī)為12缸V型布置,曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)一圈點(diǎn)火6次,額定工況下的轉(zhuǎn)速為1 000 r/min,那么柴油機(jī)額定工況下的點(diǎn)火頻率為:

        1 000×660=100 Hz

        (1)

        對(duì)傳動(dòng)軸系進(jìn)行固有模態(tài)[4]仿真分析,得到固有頻率和振型。傳動(dòng)軸系7階模態(tài)及以上的頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出柴油機(jī)額定工況下的點(diǎn)火頻率,在工作轉(zhuǎn)速內(nèi)不易被激勵(lì),此處暫不考慮。表1給出了傳動(dòng)軸系的前7階模態(tài)。其中第6階的振型圖如圖2所示。

        圖1 傳動(dòng)軸系的網(wǎng)格及邊界條件模型
        Fig.1 Meshing and boundary condition model of drive shafts

        表1 傳動(dòng)軸系的前7階模態(tài)Table 1 The first 7 modes of the drive shafts

        圖2 傳動(dòng)軸系的第6階振型Fig.2 The sixth-order mode of drive shafts

        傳動(dòng)軸系的第6階陣型為明顯的軸向移動(dòng),以曲軸后端為中心,分別向兩邊移動(dòng)。第6階的固有頻率為119Hz,而額定工況時(shí)點(diǎn)火頻率為100Hz,考慮到軸系建模時(shí)模型簡(jiǎn)化及有限元處理對(duì)固有頻率計(jì)算值的影響,第6階固有頻率和額定工況下的點(diǎn)火頻率比較接近,可能引起軸向共振,導(dǎo)致軸向力過大。為了研究額定工況下軸系軸向振動(dòng)情況,需要對(duì)軸系的動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行分析。本文考慮建立柴油機(jī)的整機(jī)模型,對(duì)柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行多柔體動(dòng)力學(xué)分析,更真實(shí)的模擬傳動(dòng)軸系的工作,為后續(xù)軸系的動(dòng)力學(xué)優(yōu)化提供可靠的依據(jù)。

        2 多柔性體動(dòng)力學(xué)模型的建立及動(dòng)態(tài)載荷的計(jì)算和分析

        柴油機(jī)機(jī)體及主要附件、軸系后端聯(lián)軸節(jié)和電機(jī)轉(zhuǎn)子在有限元軟件中定義主節(jié)點(diǎn)及其自由度,進(jìn)行子結(jié)構(gòu)縮減。曲軸、活塞、連桿和減振器等部件在AVL軟件中進(jìn)行處理和子結(jié)構(gòu)縮減。然后將各部件的縮減模型在AVL軟件中通過相應(yīng)連接副連接。本文定義的連接副包括:軸承副(徑向軸承副和軸向止推軸承副)、活塞/缸套導(dǎo)向副、旋轉(zhuǎn)副等,各連接副的剛度、阻尼據(jù)同類機(jī)型的經(jīng)驗(yàn)選取。同時(shí)對(duì)柴油機(jī)和電機(jī)轉(zhuǎn)子的支承進(jìn)行模擬。由于柴油機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜,在不影響計(jì)算精度的前提下,對(duì)非關(guān)鍵承載部位的模型做如下簡(jiǎn)化:省略細(xì)小結(jié)構(gòu);螺栓聯(lián)結(jié)處進(jìn)行簡(jiǎn)化處理[3]。柴油發(fā)電機(jī)組多體動(dòng)力學(xué)縮減模型如圖3所示,為了清楚的顯示傳動(dòng)軸系的縮減模型,圖3中隱藏了柴油機(jī)機(jī)體及主要附件的模型,柴油發(fā)電機(jī)組模型已經(jīng)轉(zhuǎn)化為有特定自由度的各主節(jié)點(diǎn),及相關(guān)節(jié)點(diǎn)之間的連接副。

        圖3 柴油發(fā)電機(jī)組多體動(dòng)力學(xué)縮減模型Fig.3 The multi-body dynamics reduction model for diesel generator set

        在AVL軟件中導(dǎo)入柴油機(jī)額定工況下的缸壓曲線作為輸入載荷,設(shè)定計(jì)算控制參數(shù),仿真得到額定工況下軸系各部件的動(dòng)態(tài)載荷。對(duì)各部位的動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行評(píng)估,發(fā)現(xiàn)軸系后端零部件的受載偏大,且軸向力在柴油機(jī)的一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)呈周期性變化。下圖4為曲軸后端在x、y和z三個(gè)方向的動(dòng)態(tài)載荷。如圖4(a)第12曲柄臂的x向(軸向)載荷呈周期性變化,且最大值近400KN,據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)它會(huì)破壞安裝在此處的軸向止推軸承的正常工作,引起粘瓦等故障。如圖4(b)曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的載荷,在x、y和z三個(gè)方向的值均偏大,且x向(軸向)載荷呈周期性變化,而軸系的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)決定此部位主要用于傳遞扭矩,徑向(y、z向)和軸向(x向)載荷不會(huì)太大。

        曲軸后端載荷偏大,勢(shì)必會(huì)影響軸系軸承的正常工作和使用壽命,且會(huì)使軸系后端聯(lián)結(jié)結(jié)構(gòu)過早破壞,無法實(shí)現(xiàn)柴油機(jī)到發(fā)電機(jī)扭矩的正常傳遞。結(jié)合前面對(duì)軸系模態(tài)結(jié)果的分析,本文認(rèn)為曲軸后端動(dòng)態(tài)載荷偏大,且軸向載荷呈周期性變化形式,是由于傳動(dòng)軸系的第6階固有頻率和額定工況下點(diǎn)火頻率相近引起了軸向共振。

        (a) 第12曲柄臂的動(dòng)態(tài)載荷

        (b) 曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的動(dòng)態(tài)載荷

        3 傳動(dòng)軸系結(jié)構(gòu)改進(jìn)

        調(diào)整軸系的固有頻率,使其臨界轉(zhuǎn)速升高或降低到柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍之外,這種達(dá)到消振目的的方法稱為頻率調(diào)整法或避振法。因固有頻率完全取決于轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和柔度這兩個(gè)參量,所以改變軸系中任一部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和柔度,均可引起固有頻率的變化[5]。

        本文考慮通過改變傳動(dòng)軸系的固有特性,避免軸系在額定工況下的軸向共振。柴油發(fā)電機(jī)組傳動(dòng)軸系前端安裝的減振器、后端聯(lián)結(jié)的電機(jī)轉(zhuǎn)子是據(jù)軸系計(jì)算的結(jié)果,進(jìn)行選型而定;曲軸本體是據(jù)柴油機(jī)功率、結(jié)構(gòu)布置等要求而定,均不易改動(dòng)。本文通過改變聯(lián)軸節(jié)的結(jié)構(gòu)來解決軸向共振問題。在整個(gè)傳動(dòng)軸系中,聯(lián)軸節(jié)的主要功用是傳遞扭矩,在其它方向的承載并不高。因而,保證聯(lián)軸節(jié)傳遞扭矩的情況下,適當(dāng)改變聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu),使軸系的固有頻率避開柴油機(jī)在額定工況下的點(diǎn)火頻率,以避免出現(xiàn)軸向振動(dòng)。軸系中其他部件結(jié)構(gòu)參數(shù)保持不變。

        本文對(duì)聯(lián)軸節(jié)的剛度進(jìn)行調(diào)整,重新計(jì)算軸系的動(dòng)態(tài)載荷,曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的最大軸向力隨聯(lián)軸節(jié)剛度調(diào)整的變化情況如表2所示。相較原聯(lián)軸節(jié)剛度,剛度增加或減小都會(huì)使曲軸后端聯(lián)軸節(jié)處軸向力減小。而聯(lián)軸節(jié)剛度減小時(shí),軸向力減小更多。本文通過改變聯(lián)軸節(jié)的結(jié)構(gòu)使其剛度減小,以優(yōu)化聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)。

        表2曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的最大軸向力隨聯(lián)軸節(jié)剛度調(diào)整的變化情況

        Table2Thevariationofthemaximumaxialforceoftheconnectionbetweentherearendofcrankshaftandcouplingadjustingwiththecouplingstiffness

        聯(lián)軸節(jié)剛度原聯(lián)軸節(jié)剛度的10倍剛度原聯(lián)軸節(jié)剛度原聯(lián)軸節(jié)剛度的1/10剛度曲軸后端聯(lián)軸節(jié)處最大軸向力180 kN400 kN50 kN

        圖5(a)是原聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)圖,圖5(b)是新設(shè)計(jì)的聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)圖,聯(lián)軸節(jié)包含零件1和2,零件1用于連接曲軸后端和零件2,零件2右側(cè)連接電機(jī)轉(zhuǎn)子。新設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)使零件2 在軸向減薄,與電機(jī)轉(zhuǎn)子接口不變,同時(shí)零件1結(jié)構(gòu)做相應(yīng)調(diào)整。

        (a) 原聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)(b) 新設(shè)計(jì)的聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)

        圖5 兩種聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)對(duì)比圖
        Fig.5 The structure comparison of the two types couplings

        對(duì)新的聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元處理,導(dǎo)入多體動(dòng)力學(xué)模型中計(jì)算軸系新的動(dòng)態(tài)載荷。圖6為新聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)時(shí)曲軸后端在x、y、z三個(gè)方向的動(dòng)態(tài)載荷。

        由圖6(a)可見,第12曲柄臂的x向(軸向)動(dòng)態(tài)載荷已明顯降低,最大值為75KN,且沒有呈現(xiàn)周期性變化形式。這樣的載荷在軸向止推軸承的承載范圍內(nèi),軸系可以正常工作。由圖6(b)可見,曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的載荷,在x、y和z三個(gè)方向的值與原結(jié)構(gòu)相比均明顯減小,x向 (軸向)最大值為58KN,y向(橫向)和z向(垂向)最大值分別為66KN和104KN,且軸向載荷沒有呈現(xiàn)周期性變化形式。這樣的載荷在軸系后端軸承的承載范圍內(nèi),且能保證軸系后端聯(lián)結(jié)結(jié)構(gòu)的正常工作。對(duì)新設(shè)計(jì)的聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析,滿足使用要求。匹配新設(shè)計(jì)聯(lián)軸節(jié)的傳動(dòng)軸系在機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組的考核試驗(yàn)中,運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn),滿足額定工況下的工作要求。

        解決傳動(dòng)軸系出現(xiàn)軸向振動(dòng)問題的另一個(gè)途徑為:原聯(lián)軸節(jié)改用碳纖維材料,但碳纖維材料的聯(lián)軸節(jié)工藝復(fù)雜、價(jià)格昂貴。本文采用的新聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)在成本變化不大的情況下,解決了軸向振動(dòng)的問題。

        (a) 第12曲柄臂的動(dòng)態(tài)載荷

        (b) 曲軸后端與聯(lián)軸節(jié)相聯(lián)處的動(dòng)態(tài)載荷

        4 結(jié)論

        (1) 研究機(jī)車柴油發(fā)電機(jī)組的整個(gè)傳動(dòng)軸系的固有特性,確定其固有頻率和振型。為更準(zhǔn)確的模擬傳動(dòng)軸系的真實(shí)受載,對(duì)整個(gè)柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行多柔體動(dòng)力學(xué)仿真,得到軸系的動(dòng)態(tài)載荷,為研究軸系的軸向振動(dòng)提供可靠的依據(jù)。

        (2) 通過對(duì)傳動(dòng)軸系固有特性和動(dòng)態(tài)載荷的分析,找到解決軸系軸向振動(dòng)的方法。對(duì)聯(lián)軸節(jié)進(jìn)行有針對(duì)性的結(jié)構(gòu)改進(jìn),避免在額定工況時(shí)出現(xiàn)軸向共振,保證軸系工作的可靠性。對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的傳動(dòng)軸系,進(jìn)行多柔體動(dòng)力學(xué)仿真,及動(dòng)態(tài)特性的研究是非常有必要的,它為后續(xù)的動(dòng)力學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供可靠、有效的依據(jù)。

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