分級變速主傳動系統(tǒng)設計【Nmin=35.5rmin Nmax=560rmin Z=9 φ=1.41 P=3kW n=1430rmin】,Nmin=35.5rmin Nmax=560rmin Z=9 φ=1.41 P=3kW n=1430rmin,分級變速主傳動系統(tǒng)設計【Nmin=35.5rmin,Nmax=560rmin,Z=9,φ=1.41,分級 附件1：外文資料翻譯譯文 主軸平衡力和曲軸彎曲應力的研究 關鍵詞： 平衡力 曲軸模型 平衡率 軸承負荷 彎曲應力 摘要： 在這項研究中，使用了多體系統(tǒng)仿真程序ADAMS。研究同軸6缸柴油發(fā)動機上平衡物的質(zhì)量和位置對主軸負荷和彎曲應力的影響，在分析中，用剛性，梁和曲軸三維實體模型對主軸承負荷和三維實體模型進行了比較，在平衡力的分析中使用了橫梁模型。平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，它們的平衡率認為是0％，50％和100％。而且研究結果發(fā)現(xiàn)，隨著最大主軸承負荷和彎曲應力增加，平衡率的增加和平均主軸承平衡率隨負載隨之減少。兩種結構都表現(xiàn)出同樣的趨勢。從軸承負載和網(wǎng)站彎曲應力的表列中可以看出來，與慣性力的負荷相比氣體壓力對曲軸設計的影響更為顯著。 2007科學版權有 1 . 導言 新的內(nèi)燃機引擎必須具有很高的電力，燃油經(jīng)濟性好，體積小的發(fā)動機，能減少對環(huán)境的污染。因此，引擎每個部分的整體性能和效果都需要仔細的調(diào)查改進。內(nèi)燃機曲軸系統(tǒng)發(fā)動機作為主要負責為電力生產(chǎn)對發(fā)動機性能有著重要的影響。 曲軸系統(tǒng)主要由活塞銷，活塞連接連桿，曲軸，扭轉振動阻尼器和飛輪構成的。平衡物放置在每個曲柄的對面用來平衡旋轉慣性力。一般而言，平衡物的設計其平衡率為50％至100％。為了可承受最大值和平均主軸承載力，平衡物的質(zhì)量和他們的位置很重要。最大值和平均發(fā)動機主軸承載力取決于氣缸的壓力，平衡物的質(zhì)量，發(fā)動機轉速和其他曲軸幾何參數(shù)。 對內(nèi)燃機曲軸的研究主要集中振動和應力分析上。盡管曲軸壓力分析可以查看文獻資料，但是沒有平衡物對主軸負載和曲軸壓力的影響這方面的研究文獻資料。夏普采用剛性模型研究了V - 8發(fā)動機曲軸的平衡，優(yōu)化了平衡力來盡量減少主軸的承載負荷。斯坦利和塔拉扎采用剛性曲軸模型和理想通過研究獲得的4到6缸對稱行發(fā)動機的最高和平均主軸承的負荷，估算出理想的平衡物質(zhì)量，和在可接受范圍內(nèi)的最大負載所造成得影響。在用剛性曲軸模型分析平衡力時，如果不考慮對曲軸主軸承的彈性效應會導致極大的錯誤。因此，廣泛對平衡物在主軸負載和曲軸壓力所產(chǎn)生的影響的研究仍然是很重要的。 在這項研究中，對軸向六缸柴油機曲軸系統(tǒng)上的平衡物的位置和質(zhì)量進行了研究。在對平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，其配重平衡率為0％，50％和100％的的主軸的承載負荷和曲軸彎曲應力的最大值和平均值計算中，使用多體系統(tǒng)仿真程序， ADAMS/引擎，進行了分析。模擬平均轉速在1000-2000范圍內(nèi)的發(fā)動機。 2. 發(fā)動機規(guī)格 表1給出直列6缸柴油發(fā)動機的規(guī)格。 9.0升發(fā)動機的曲軸有8個平衡物在曲柄上1，2，5，6，7，8，11和12。用Pro / E繪制三維曲軸實體模型如圖1所示，圖中給出了曲軸的示意圖。表2中給出曲柄行程的性質(zhì)。表3給出曲柄的系統(tǒng)數(shù)據(jù)。 表1 發(fā)動機規(guī)格 單位 9.0升發(fā)動機 孔徑 mm 115 沖程 mm 144 氣缸軸向距離 Mm 134 峰值發(fā)射壓力 MPa 19 額定功率轉速 kw/rpm 295/2200 最大轉矩轉速 Nm/rpm 1600/1200-1700 主要雜志/針直徑 mm 95/81 點火順序 - 1-5-3-6-2-4 飛輪質(zhì)量 kg 47.84 飛輪轉動慣量 Kg mm2 1.57E+9 TV阻尼環(huán)的質(zhì)量 kg 4.94 TV damper housing質(zhì)量 kg 6.86 Moment of inertia of the ring kg mm2 1.27E+9 Moment of inertia of the housing Kg mm2 0.56E+9 表2 曲柄行程性質(zhì) 1 2 3 4 5 6 質(zhì)量（kg） 12.50 9.25 12.50 12.50 9.28 12.55 重心位置的曲柄旋轉軸(mm) 12.423 31.435 11.967 11.966 31.027 11.702 靜態(tài)不平衡(kg mm) 155.265 290.767 149.734 149.734 287.871 146.856 表3 曲軸系統(tǒng)數(shù)據(jù) 曲柄半徑（mm） 72 連桿長度(ｍｍ) 239 質(zhì)量完全活塞(ｋｇ ) 3.42 連桿往復質(zhì)量( ｋｇ ) 0.92 往復式質(zhì)量（每個氣缸總） (ｋｇ　　) 4.32 連桿轉動質(zhì)量（?。耄?） 2.01 3. 曲軸系統(tǒng)建模 用ADAMS/發(fā)動機，曲軸，可以建立四個不同的模型方式：剛性曲軸，扭靈活的曲軸，橫梁曲軸和曲軸三維實體。剛性曲軸模型主要用于獲取自由的力和力矩，來達到平衡的目的。扭靈活的曲軸模型用于研究扭轉振動。橫梁曲軸模型是代表扭轉和彎曲剛度曲軸，用梁模型可以計算出彎曲應力。彈性曲軸三維實體模型，可使用額外的有限元程序。該過程是漫長的而費時，通常自由度以百萬計的。為了簡化有限元模型，我們使用模態(tài)疊加技術。彈性變形結構是近似的線性組合可表現(xiàn)為模式如下： U=∮q (1) 其中q是模態(tài)向量的坐標和∮是形狀函數(shù)矩陣。 彈性體包含兩種類型的節(jié)點，在多體仿真系統(tǒng)（MMS）結構的邊界和焦點的交換處的接口節(jié)點，和內(nèi)部節(jié)點。在MSS中對彈性體的位置和彈性變形是由疊加法計算的。在ADAMS，是用以Craig–Bampton 方法為基礎的模態(tài)綜合技術。這種組件模式包含了靜態(tài)和動態(tài)特性的結構。這些模式的約束模式是通過給每個DOF一個位移而發(fā)生靜態(tài)變形，同時保持其他所有接口自由度固定，固定邊界是解決方案的特征值，我們用固定整個界面的自由度來解決這個問題。模態(tài)在物理自由度和Craig–Bampton模式之間轉換，這種模型是通過他們的模態(tài)坐標來描述： 式中的UB和U1分別代表著邊界自由度和內(nèi)部自由度的列向量，Ｉ﹑Ｏ分別表示恒等式和零矩陣，∮C表示在約束模式中物理位移的內(nèi)部自由度的矩陣，∮n表示在正常模式中物理位移的內(nèi)部自由度的矩陣，qc表示在約束模式中列向量的模態(tài)坐標，qn表示在固定邊界的正常模式中列向量的模態(tài)坐標，我們?yōu)榱四艿玫椒蛛x設置的模式，通常將約束模式和正常模式正交。 在MSC.Nastran利用模態(tài)疊加技術可以得到9.0升發(fā)動機的彈性曲軸三維實體模型。首先，圖中所示是曲軸的三維實體模型，1是曲軸的有限元模型，特點是它有30萬十節(jié)點四面體和5000000節(jié)點。曲軸的模態(tài)模式具有三十二個邊界自由度和十六個接口節(jié)點。從靜態(tài)分析中得到的模態(tài)模式與這些自由度相符合。 獲得柔性曲軸模型是通過模態(tài)綜合考慮了40個固定邊界正常模式。因此靈活曲軸模式的特點是它總共有72個自由度，這種模式出口到ADAMS/引擎和曲軸系統(tǒng)模型，如圖。 4. 曲軸系統(tǒng)和平衡力 在內(nèi)燃機里的作用力可以分為慣性力和壓力，而慣性力可以進一步劃分為兩大類：旋轉慣性力和往復式慣性力。每個氣缸的旋轉慣性力可以用下面的公式表示： 式中的mR 表示旋轉質(zhì)量其中包括了曲柄的質(zhì)量和旋轉連桿的部分質(zhì)量； rR從曲軸的旋轉中心到旋轉質(zhì)量的重心的這段距離；W曲軸的角速度，h表示與TDC有關的曲柄行程的角位置。如果每個曲柄行程有兩個平衡力，每個平衡力的作用力由下式給出； 式中的yi,j表示偏移角；每個行程有兩個平衡力。“i”表示了平衡力的數(shù)目。我們要完成對平衡率的評估才能得到配重的大小。如下： 式中的UCW表示每個配重的靜態(tài)不平衡量；UCrank_throw表示每個曲柄行程的靜態(tài)不平衡量；mcr-r表示連桿轉動部分的質(zhì)量;r表示曲柄半徑；K表示一對內(nèi)部旋轉力的不平衡率。下面這個公式表示在已知曲軸和平衡力大小情況下的平衡率： 對于一個軸向的六缸發(fā)動機曲軸，它的三對曲柄行程分布在對稱軸中心的一百二十度處，旋轉力和一﹑二階往復力處于平衡狀態(tài)。這可以用一﹑二階的向量坐標來解釋，如圖4所示。六缸曲軸產(chǎn)生的旋轉力和往復力相互平衡，但是這也導致了內(nèi)部彎矩的產(chǎn)生。高速運轉，兩個相同的定向曲柄行程導致中心軸上產(chǎn)生一個旋轉載荷。氣缸的旋轉慣性力通常可以抵消部分曲軸對面的平衡力。一般來說，設計平衡物時平衡率在50%到100%之間。 附件2：外文原文