課題組工作總結(jié)

課題組主要從事機(jī)械傳動系統(tǒng)、零部件的結(jié)構(gòu)分析和車輛性能測試及優(yōu)化設(shè)計的研究工作。

機(jī)械傳動系統(tǒng)

1.以某提升機(jī)兩級行星減速器為研究對象，研究多級行星減速器動態(tài)特性。

減速器箱體、齒輪傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)固有特性研究二階十階三階一階二階八階兩級行星減速器3D模型行星輪系動力學(xué)特性研究進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析得到輪齒應(yīng)力分布、均載特性、振動特性分析、不同轉(zhuǎn)速、幾何偏心以及太陽輪浮動對減速器動態(tài)特性影響。應(yīng)力分布均載特性振動特性不同轉(zhuǎn)速下一級太陽輪齒根處應(yīng)力變化曲線太陽輪存在幾何偏心誤差太陽輪無幾何偏心誤差行星輪系動力學(xué)特性研究對減速器進(jìn)行振動、噪聲實驗研究。測點2（Z）時域圖

測點2（Z）頻譜圖500rpm空載工況下測點布置測點2（Z）時域圖

測點2（Z）頻譜圖500rpm20%載荷工況測量值與計算結(jié)果對比行星輪系動力學(xué)特性研究

2.以某風(fēng)力發(fā)電傳動系統(tǒng)核心部件-增速齒輪箱為研究對象，研究了風(fēng)電齒輪傳動特性及齒輪傳動系統(tǒng)振動和沖擊問題。從時、頻域的角度分析了齒輪嚙合力、齒輪傳動的均載特性和嚙合力對齒輪振動的影響規(guī)律。齒輪箱模型一級行星輪嚙合力時域圖一級行星輪嚙合力頻域圖齒輪嚙合力沖擊變化二級行星輪嚙合力時域圖二級行星輪嚙合力的頻域圖輸出端接觸力時域圖輸出端接觸力頻域圖二級行星傳動均載系數(shù)曲線一級行星傳動均載系數(shù)曲線行星輪系動力學(xué)特性研究

研究了安裝誤差、外載、偏心誤差對齒輪系統(tǒng)傳動的影響規(guī)律。一級行星輪20um齒側(cè)間隙二級行星輪30um齒側(cè)間隙一級行星輪齒圈0.02°安裝誤差二級行星輪齒圈0.03°安裝誤差一級太陽輪20um齒側(cè)間隙二級太陽輪30um齒側(cè)間隙一級太陽輪軸線方向20um誤差二級太陽輪軸線方向20um誤差行星輪系動力學(xué)特性研究諧波減速器動力學(xué)特性及疲勞壽命研究諧波齒輪傳動利用柔性單元的彈性變形波進(jìn)行動力傳遞，具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、傳動比大及實現(xiàn)無側(cè)隙傳動等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于精密傳動領(lǐng)域。以諧波減速器為研究對象，研究諧波齒輪傳動動力學(xué)仿真，揭示柔輪應(yīng)力、應(yīng)變及變形規(guī)律。柔輪等效應(yīng)力云圖柔輪等效應(yīng)變云圖柔輪應(yīng)力隨時間變化曲線諧波減速器結(jié)構(gòu)圖諧波減速器在工作中柔輪受交變載荷的作用，所以減速器的使用壽命取決于柔輪的疲勞壽命。柔輪的Damage值柔輪的LogofDamage值柔輪的Life值柔輪的LogofLife值仿真結(jié)果表明柔輪最開始出現(xiàn)疲勞損傷的部位在齒端和齒根部位，并沿著柔輪軸線方向由輪齒內(nèi)側(cè)向尾部延伸，在柔輪杯口內(nèi)壁與波發(fā)生器接觸區(qū)域損傷最嚴(yán)重。諧波減速器動力學(xué)特性及疲勞壽命研究研究復(fù)合材料鋪層尺寸對減速器柔輪應(yīng)力分布及疲勞壽命影響。未添加復(fù)合材料時柔輪危險截面應(yīng)力變化曲線b=10mm時柔輪危險截面應(yīng)力變化曲線b=16.7mm時柔輪危險截面應(yīng)力變化曲線b=25mm時柔輪危險截面應(yīng)力變化曲線柔輪最大等效應(yīng)力與復(fù)合材料層尺寸的關(guān)系曲線柔輪最大等效應(yīng)變與復(fù)合材料層尺寸的關(guān)系曲線柔輪的Damage值柔輪的LogofDamage值柔輪的Life值柔輪的LogofLife值添加復(fù)合材料鋪層后柔輪疲勞壽命有536.7h提高到725h，壽命有顯著改善。諧波減速器動力學(xué)特性及疲勞壽命研究以某離合器摩擦片和對偶鋼片為研究對象，重點分析離合器接合過程兩者的溫度場分布以及熱應(yīng)力分布。濕式多片摩擦離合器的熱-機(jī)耦合特性分析t=0.3st=1.05st=1.75st=2.55s不同時間摩擦片溫度場分布，外部溫度高于內(nèi)部溫度，徑向油槽附近溫度較低。離合器摩擦副徑向油槽的溫度場摩擦接觸區(qū)域徑向油槽為了獲得摩擦片不同點的溫度隨時間變化規(guī)律，選取徑向7個節(jié)點和軸向5個節(jié)點測量。徑向測點軸向測點t/sT/℃摩擦片不同徑向節(jié)點處的溫度時間曲線摩擦片不同軸向節(jié)點處的溫度時間曲線t/sT/℃濕式多片摩擦離合器的熱-機(jī)耦合特性分析摩擦片的vonmises熱應(yīng)力分布情況。

t=0.3st=1.05st=1.75st=2.95s由于溫度場分布不均而產(chǎn)生熱應(yīng)力，在接合前1.5s熱應(yīng)力不高，1.5s后熱應(yīng)力顯著升高。離合器接合結(jié)束時刻不同半徑處的徑向熱應(yīng)力分布示意圖徑向熱應(yīng)力/MPa半徑/m不同半徑處的周向熱應(yīng)力周向熱應(yīng)力/MPa半徑/m濕式多片摩擦離合器的熱-機(jī)耦合特性分析對偶鋼片表面溫度場分布(a)t=0.35s(b)t=0.7s(c)t=1.1s(d)t=1.5s(e)t=1.9s(f)t=2.3s(g)t=2.7s(h)t=3.1s由圖可知內(nèi)沿溫度溫度比外沿溫度低，隨著接合時間的增加表面溫差增大。濕式多片摩擦離合器的熱-機(jī)耦合特性分析摩擦片的vonmises熱應(yīng)力分布情況。t=0.35st=1.1st=1.9st=2.7st=0.35st=1.9st=2.7s對偶鋼片橫截面的vonMises熱應(yīng)力t=0.35st=1.9st=2.7s對偶鋼片橫斷面的徑向熱應(yīng)力分布濕式多片摩擦離合器的熱-機(jī)耦合特性分析機(jī)械結(jié)構(gòu)部件性能分析液壓挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)件靜強(qiáng)度分析以液壓挖掘機(jī)主要結(jié)構(gòu)部件（鏟斗、主轉(zhuǎn)動裝置、斗桿和動臂）為研究對象，通過仿真分析得到四種姿勢（每種姿勢45種工況）下各部件最大應(yīng)力及位置.鏟斗最大等效應(yīng)力位置主轉(zhuǎn)動裝置最大等效應(yīng)力位置液壓挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)件靜強(qiáng)度分析斗桿最大等效應(yīng)力位置動臂最大等效應(yīng)力位置作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機(jī)瞬態(tài)動力學(xué)特性研究挖掘機(jī)作為現(xiàn)代重要的工程機(jī)械在各個領(lǐng)域有廣泛的應(yīng)用。保證挖掘機(jī)在作業(yè)過程中性能的可靠是首要問題。課題組開展了作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機(jī)瞬態(tài)動力學(xué)特性研究，重點分析了挖掘過程中關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力變化規(guī)律。

t=100mst=350mst=700mst=1000mst=1100ms作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機(jī)瞬態(tài)動力學(xué)特性研究研究了挖掘機(jī)在作業(yè)過程中其主要結(jié)構(gòu)（鏟斗、斗桿、動臂和轉(zhuǎn)動平臺）的等效應(yīng)力分布，并找到其最大等效應(yīng)力區(qū)。動臂最大應(yīng)力區(qū)斗桿最大應(yīng)力區(qū)鏟斗最大應(yīng)力區(qū)轉(zhuǎn)動平臺最大應(yīng)力區(qū)研究了土壤變形過程中應(yīng)力的分布規(guī)律。土壤變形過程土壤應(yīng)力分布作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機(jī)瞬態(tài)動力學(xué)特性研究數(shù)控支腿、平臺性能分析針對兩種數(shù)控支腿的設(shè)計方案進(jìn)行靜強(qiáng)度、固有特性進(jìn)行對比。方案一方案二對兩種方案的數(shù)控支腿進(jìn)行模態(tài)分析得到1-5階的固有頻率和振型圖。方案一一階模態(tài)圖方案一五階模態(tài)圖方案二一階模態(tài)圖方案二五階模態(tài)圖數(shù)控支腿、平臺性能分析支腿固有頻率最后進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到平臺及支腿的應(yīng)力、應(yīng)變分布情況。數(shù)控支腿、平臺性能分析方案二靜力分析應(yīng)力圖方案二靜力分析位移圖方案一靜力分析應(yīng)力圖方案一靜力分析位移圖對比結(jié)果車輛及其部件性能測試與優(yōu)化設(shè)計東風(fēng)小康行駛車外噪聲測試分析依據(jù)GB/T1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》，分別用第二檔和第三檔對加速行駛車輛進(jìn)行外噪聲測量。對測量的數(shù)據(jù)進(jìn)行處理得到噪聲為77.5dB(A)。然后選用兩組代表性數(shù)據(jù)進(jìn)行分析得到聲壓頻譜圖。1.噪聲測量二檔左側(cè)聲壓頻譜圖二檔右側(cè)聲壓頻譜圖三檔左側(cè)聲壓頻譜圖三檔右側(cè)聲壓頻譜圖對下列六種工況進(jìn)行噪聲測試并進(jìn)行頻譜圖進(jìn)行分析，通過對比頻譜圖可以清晰看出在不同頻率段的降噪效果。工況一：油底殼和消聲器均用鉛板及玻纖覆蓋，二檔汽車加速行駛；工況二：除去油底殼覆蓋物，消聲器用鉛板及玻纖覆蓋，二檔汽車加速行駛；工況三：除去油底殼和消聲器覆蓋物，二檔汽車加速行駛；工況四：油底殼和消聲器均用鉛板及玻纖覆蓋，三檔汽車加速行駛；工況五：除去油底殼覆蓋物，消聲器用鉛板及玻纖覆蓋，三檔汽車加速行駛；工況六：除去油底殼和消聲器覆蓋物，三檔汽車加速行駛。東風(fēng)小康行駛車外噪聲測試分析2.頻譜分析工況五、六加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況四、五加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況二、三加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況一、二加速行駛車外噪聲對比頻譜圖東風(fēng)小康行駛車外噪聲測試分析結(jié)論：1.采用油底殼的鉛板覆蓋方式，對油底殼的結(jié)構(gòu)輻射噪聲以及發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動頻率為基頻引起的油底殼和發(fā)動機(jī)的共振噪聲有較明顯的降噪效果。2.采用消聲器的鉛板覆蓋方式，對消聲器的結(jié)構(gòu)輻射噪聲和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動頻率為基頻引起的周期排氣噪聲有較明顯的降噪效果。3.對正副駕駛員座墊處、消聲器和油底殼采用鉛板及玻纖的覆蓋方式，對汽車勻速行駛時車內(nèi)噪聲的降噪效果不明顯。工況三、四均勻行駛車內(nèi)噪聲對比頻譜圖工況一、二均勻行駛車內(nèi)噪聲對比頻譜圖工況二、三均勻行駛車內(nèi)噪聲對比頻譜圖摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析重點分析了摩托車車輪、后叉、方向柱系統(tǒng)在不同跌落高度時力學(xué)性能。跌落1m時摩托車各部件均未發(fā)生破壞。335dieluo1m.avi跌落2m時方向柱發(fā)生塑性變形。335dieluo2m.avi跌落2m時方向柱應(yīng)力云圖1.性能測試跌落3m時方向柱和輻條發(fā)生塑性變形。335dieluo3m.avi跌落3m時方向柱應(yīng)力云圖跌落3m時輻條應(yīng)力云圖摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析2.疲勞分析通過對摩托車在不同路況（坑洼路、大小鵝卵石路、比利時路、石塊路、大小搓衣板路、大小波路面）下行駛得到各測量點的應(yīng)變變化范圍。前輪輪圈內(nèi)側(cè)后輪輪圈內(nèi)側(cè)前輪輪轂后輪輪轂大小鵝卵石路大小波路面石板路面坑洼路面后叉搖架后輪轂前輪轂方向柱連接板后輪前輻條后輻條結(jié)論：摩托車搖架和輪圈的材料分別換成35鋼和鋁合金7005后，它的后叉、搖架、方向柱和前后輪部件在40km/h鵝卵石路和60km/h坑洼路工況下的沒有疲勞裂紋產(chǎn)生。摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析首先對割草機(jī)車架進(jìn)行有限元分析得到在三種工況下最大等效應(yīng)力及位置。割草機(jī)車架結(jié)構(gòu)性能分析及靈敏度優(yōu)化設(shè)計車架有限元模型1.車架有限元分析水平彎曲工況最大等效應(yīng)力90.1Mpa，位于前懸架擺臂連接處極限扭轉(zhuǎn)工況最大等效應(yīng)力212Mpa，位于前立柱與車架連接處。割草機(jī)車架結(jié)構(gòu)性能分析及靈敏度優(yōu)化設(shè)計緊急制動工況下最大等效應(yīng)力101Mpa，位于發(fā)電機(jī)組與車架的安裝處。對車架進(jìn)行自由模態(tài)分析，得到割草機(jī)前十階固有頻率及振型。割草機(jī)車架結(jié)構(gòu)性能分析及靈敏度優(yōu)化設(shè)計一階模態(tài)圖五階模態(tài)圖七階模態(tài)圖九階模態(tài)圖2.車架動力學(xué)分析分析割草機(jī)車架在通過100mm高度臺階時瞬態(tài)應(yīng)力分布情況。zj\image_1.avi割草機(jī)車架結(jié)構(gòu)性能分析及靈敏度優(yōu)化設(shè)計前輪接觸臺階最大應(yīng)力處后輪接觸臺階最大應(yīng)力處3.靈敏度分析

設(shè)計靈敏度分析是優(yōu)化設(shè)計的重要環(huán)節(jié)，是提高優(yōu)化效率的重要手段。研究主體車架矩形管厚度對車架等效應(yīng)力、應(yīng)變的影響。割草機(jī)車架結(jié)構(gòu)性能分析及靈敏度優(yōu)化設(shè)計

水平工況下D=1.25mm時應(yīng)力超過屈服極限極限扭轉(zhuǎn)工況左前輪懸空時D=1.5mm時應(yīng)力超過屈服極限極限扭轉(zhuǎn)工況左后輪懸空時D=2.2mm時應(yīng)力超過屈服極限在緊急制動工況下D=1mm車架應(yīng)力超過屈服極限水平工況下應(yīng)力隨D變化規(guī)律極限扭轉(zhuǎn)前輪懸空應(yīng)力隨D變化規(guī)律緊急制動工況應(yīng)力隨D變化規(guī)律極限扭轉(zhuǎn)工況應(yīng)力隨D變化規(guī)律摩托車發(fā)動機(jī)動態(tài)激振力識別的實驗技術(shù)研究以摩托車發(fā)動機(jī)為研究對象，重點研究了在試驗基礎(chǔ)上對發(fā)動機(jī)動態(tài)激振力測試與識別技術(shù)。利用頻響函數(shù)質(zhì)量線理論計算得到發(fā)動機(jī)剛體慣性參數(shù)并與計算值進(jìn)行比較。指出了響應(yīng)點和激勵點的選擇是剛體慣性參數(shù)識別的關(guān)鍵。摩托車發(fā)動機(jī)動態(tài)激振力識別的實驗技術(shù)研究

在發(fā)動機(jī)點燃工況和測功機(jī)反拖工況下，對激振力測試臺架支撐處布置的測點進(jìn)行了動態(tài)激振力的測試。把測點的激振力轉(zhuǎn)換到發(fā)動機(jī)重心位置得到發(fā)動機(jī)激振力。點燃工況不同轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)激振力測功機(jī)反拖不同轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)激振力不同工況微車變速器聲學(xué)優(yōu)化技術(shù)研究以汽車變速器為研究對象，重點運用有限元、邊界數(shù)值計算和實驗分析對變速箱進(jìn)行振動和噪聲輻射進(jìn)行了分析研究。首先對變速器進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，通過實驗測得各軸承座附近的振動加速度信號。三