橡膠v帶式無障礙變速器抽油機皮帶傳動仿真分析

橡膠v帶式無障礙變速器抽油機皮帶傳動仿真分析

橡膠v型帶的特點是速度比連續(xù)變化，傳動穩(wěn)定，結構簡單，成本低，無需潤滑劑和緩沖吸震。廣泛應用于無換速器。近年來,對V帶式無級變速器的研究也變得越來越熱門。2000年Chen等討論了輪盤楔角、帶張力、帶厚、轉速、負載和傳動比等因素對傳動效率的影響,提出了提高橡膠帶式CVT傳動效率的改進措;2002年Shieh等通過一三維有限元程序分析了V型帶的變形、帶輪角速度對V型帶和皮帶輪凸緣接觸面上的法向和切向接觸力以及V型帶橫截面邊緣上接觸點的摩擦角隨動摩擦系數的變化;2005年Shen等建立了一三維有限元模型來分析V型皮帶輪的接觸機理,如皮帶楔面上的接觸壓力分配和皮帶楔部的剪切變形等。2006年王傳菲等在理論上對橡膠V帶式CVT進行了動力學和運動學分析,并對CVT進行靜態(tài)仿真,分析了工作半徑、軸向壓力和帶拉力之間的關系;2009年上官文斌等給出了橡膠V帶式無級變速器的性能評價與試驗方法;然后測試了一傳遞扭矩達120Nm的橡膠V帶式CVT的性能,給出了該CVT在不同輸入轉速與不同負載轉矩下的傳遞效率、轉矩損失、轉速損失和速比的變化特性。由上可見,國外針對V帶式無級變速器的研究主要集中在對CVT傳動效率和接觸特性等的研究,國內研究則主要集中在理論和試驗方面,而對CVT皮帶傳動過程中振動的動態(tài)特性研究還未見報道。為此,本文建立了V帶式無級變速器的力學分析模型,利用LS-DYNA軟件對某帶式無級變速器進行瞬態(tài)有限元仿真,根據計算結果分析了影響皮帶振動動態(tài)特性的因素。結果表明:軸向力2000N工況時皮帶振幅最大值小于軸向力1600N工況,說明增大軸向力有利于降低皮帶振動;簾線彈性模量26675MPa皮帶振幅最大值小于簾線彈性模量13000MPa,說明簾線彈性模量較大時有利于降低皮帶振動。該研究對于無級變速器V帶的設計有一定參考價值。1帶輪動盤5的改進圖1所示為電控CVT傳動原理,圖中直流伺服電機1的轉動經傳動齒輪2減速后,通過螺桿機構3驅動推力軸承4,進而推動主動帶輪動盤5沿軸向運動,改變主動皮帶輪5、9的V型槽寬度,從而實現對主動皮帶輪的有效工作直徑的調整。與此同時安裝在主動帶輪動盤5一側的位置感應器6可檢測主動帶輪動盤5所處的實際位置。從動皮帶輪動盤7則由預壓縮彈簧8壓合。在CVT設計中,軸向壓力的計算十分重要,它影響著傳動比變化,以及傳遞扭矩大小等;而皮帶的振動影響著傳動效率,所以對其的研究顯得很有意義。2接觸弧的軸向壓力和幾何關系在無級變速器的設計過程中,軸向壓力是一個十分重要的參變量,在設計過程中希望知道V形錐盤上多大的軸壓力。根據帶傳動理論,V帶在包角范圍內被分為動弧和靜弧兩部分,如圖2。且V帶在主動輪上和從動輪上的動弧角相等。在動弧內帶輪對V帶的軸向壓緊力為動弧軸向力,在靜弧內帶輪對V帶的軸向壓緊力為靜弧軸向力,而整個接觸弧內的軸向壓力等于動弧軸向力和靜弧軸向力之和。由于主、從動輪的分析方式相同,本文以主動輪為研究對象進行力學分析。圖2中,F1為緊邊拉力,F2為松邊拉力,θf為主動輪包角,θri為主動輪靜弧角,在其接觸部分的皮帶拉力始終為F1,θra為主動輪動弧角,在其接觸部分皮帶拉力由F1減小到F2。參考文獻,主動輪軸向力為:從動輪軸向力為:式中:α為皮帶楔角;?為摩擦角;μ為摩擦系數。圖3表示某傳動比下皮帶接觸包角幾何關系,圖中主、從帶輪中心距為235mm,皮帶原長為984mm。根據幾何關系得:式中:α為主動輪包角,β為從動輪包角,r為主動輪接觸半徑,R為從動輪接觸半徑,i為傳動比。已知此時的傳動比i=2.5,由式(3)-(6)得主動輪包角α1=146.62°,半徑r=45mm,從動輪α2=213.38°,半徑R=112.5mm。摩擦系數取0.6,從動輪輸出扭矩(負載)約為150Nm。由式(1)、式(2)得:主動輪軸向力Fr=1712N,從動輪軸向力Fn=1312N。3瞬態(tài)cpt模型的構建為了得到皮帶傳動過程的瞬態(tài)特性(本文中主要指皮帶振動特性),需要對其建立瞬態(tài)模型,并對建立模型進行瞬態(tài)計算。3.1t韌帶模型建立皮帶是CVT傳動系統(tǒng)中的關鍵傳動部件,本文中皮帶模型是以某CVT皮帶實物模型建立,二維模型如圖4。皮帶幾何模型按傳動比為2.5建立,其總長為984mm,主動輪節(jié)線半徑為45mm,從動輪節(jié)線半徑為112.5mm,三維幾何模型如圖5,帶輪幾何模型如圖6。3.2帶模型材料模型將上面建立的皮帶模型和帶輪模型導入ANSA中進行單元離散化,建立如圖7、圖8所示的有限元模型。本文建立的CVT有限元模型中,主、從動輪材料設置為剛體,皮帶為橡膠材料,采用MAT_HYPERELASTIC_RUBBER材料進行模擬,該材料模型是一種粘彈性模型,其輸入數據均采用試驗數據。簾線采用MAT_CABLE_DISCRETE_BEAM材料進行模擬,該材料模型是一種繩索單元模型。載荷的施加包括主動輪軸向力施加,從動輪軸向力施加,主動輪轉速的施加、從動輪負載的施加如圖8所示,在整個系統(tǒng)仿真中,本文共建立了皮帶與主動輪固盤、主動輪移動盤、從動輪固定盤、從動輪移動盤的4對接觸,摩擦系數設置為0.6。為了研究CVT皮帶振動特性,本文對CVT有限元模型進行瞬態(tài)計算,分別計算了轉速為3500r/min時,不同軸向力:軸向力1600N工況、軸向力2000N工況;不同簾線彈性模量26675、13000MPa。4帶以不同點的振幅值作為振幅值的加標比法為了盡可能得到皮帶橫向振動位移的最大值,我們分別選取了皮帶上可能出現較大振動的4個位置(點18153、點32376、點58741、點100511),通過讀取皮帶在運動過程中,這4個點的運動軌跡,通過坐標變換,求得皮帶上4個點在緊邊和松邊的振幅,并且選取4個點在相應段的最大振幅值,作為振幅的評價值。圖10為各段位置與各點位置示意圖。4.1軸向力對內環(huán)境質量的影響軸向力控制是帶式CVT調速特性優(yōu)化的關鍵。對于橡膠帶式CVT,如何良好地匹配主、從動輪部件結構參數以獲取合適的軸向力來適應不同工況,是CVT零部件參數調整的目標。軸向力對傳動效率有影響,軸向力過大時,多余的軸向力會作為負載,從而造成功率損失。本文中主要研究軸向力對皮帶振動的影響,計算的工況分別為1600N工況和2000N工況,彈性模量都為13000MPa。不同軸向力下,各點振動情況如下圖11～14所示。將圖11～14中各點松邊振幅最大值列于圖15。將圖11～14中各點緊邊振幅最大值列于圖16。由圖15、16知,各選取點在軸向力為2000N的工況時,緊邊和松邊的振幅最大值都要小于軸向力為1600N的工況,這說明在負載一定時,增大軸向力有利于降低皮帶振動的幅值,從而提高皮帶傳動的可靠性和壽命。4.2彈性模量的影響簾線材料影響帶的張力、伸長率和彈性,從而影響皮帶振動,實際中簾線材料通常為玻璃纖維,有聚氯乙烯,酚醛樹脂,e-glass彈性模量為1350～80000MPa。本文計算中選取彈性模量從兩個方面考慮:1)材料彈性模量在上述常用材料范圍內;2)皮帶伸長率不能超過6%,所以選取彈性模量分別取13000MPa和26775MPa,軸向力都為1600N。不同簾線彈性模量下,各點振動如圖17～20所示。將圖17～20中各點松邊振幅最大值列于圖21。將圖17～20中各點緊邊振幅最大值列于圖22。由圖21、22知,各選取點在簾線彈性模量為26675MPa的緊邊和松邊振幅最大值都小于簾線彈性模量為13000MPa,說明負載一定時,較大的簾線彈性模量有利于減小皮帶振動,從而提高皮帶傳動的可靠性和壽命。5軸向力影響著韌帶張力,影響韌帶振動1)負載一定時,軸向力2000N工況緊邊和松邊振幅最大值都小于軸向力1600N工況,說明振大軸向力有利于減小皮帶振動?？紤]到軸向力過大時,由于部分軸向力會作為負載,從而降低傳動效率。所以在一定范圍內,可提高軸向力。2)簾線材料影響皮帶張力,伸長率和彈性,從而影響皮帶振動,負載一定時,簾線彈性模量為26675MPa的緊邊和松邊振幅最大值都小于簾線彈性模量為13000MPa,說明較大的簾線彈性模量有利于減小皮帶振動,從而提高皮帶傳動的可靠性和壽命。3)軸向