齿形带传动装置在不同角速度下的研究-外文文献.pdf
机械毕业设计1051108-HD200多向运动混合机的设计 李祚智
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机械毕业设计1051108-HD200多向运动混合机的设计 李祚智,机械毕业设计论文
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湘潭大学兴湘学院 毕业论文 题 目： HD200 多向运动混合机的设计学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2007964229 姓 名： 李 祚 智 指导教师： 文 美 纯 完成日期： 2011 年 6 月 nts 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）任务书 论文（设计）题目： HD200 多向运动混合机的 设计及运动仿真 学号： 2007964229 姓名： 李祚智 专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 文美纯 系主任： 周友行 一、主要内容及基本要求 1、结构分析与设计 主要是对 HD200型多向运动混合机的运动结构进行分析与设计； 2、 6R机构的运动分析； 3、设计图纸 HD200 多向运动混合机图纸折合成 0图纸一张； 1图纸一张； 3图纸4张； 4、说明书 要求 8000字以上，要求有传动系统设计和主要零部件的设计的详细过； 5、外文翻译（包含原文） 原文要求 7000字符以上，中文翻译要求通顺。 二、重点研究的问题 1、 HD200多向运动混合机的传动方案的设计； 2、 6R机构的运动分析； 三、主要技术指标 1、混合桶容积 200L；最大装料容积 160L；最大 装料重量 100kg； 整机重量 800kg； 2、 电机功率 2.2kw ; 电机转速 1430r/min； 3、 外形尺寸 1800 1400 1600； 4、工作速度： 12r/min 5、工作寿命： 10 年。 nts 四、进度安排 序号 各阶段完成的内容 完成时间 1 资料调研 第 3 4 周 2 结构原理研究分析 第 5 周 3 结构设计及控制系统的研究设计 第 6 14 周 4 翻译和整理说明书 第 15 周 5 答辩 第 16 周 五、应收集的资料及主要参考文献 1孙恒陈作模主编机械原理第六版北京高等教育出版社 2000 2张启新编著空间机构的分析与综合北京机械工业出版社 1984 3 秦长海、夏素民、白乔、杨方飞等编著 Pro/ENGINEER Wildfire 3.0 中文版范例教程北京 :清华大学出版社 ,2007 4纪名刚主编机械设计（第七版）北京高等教育出版社 2001 5徐灏主编机械设计手册第四卷北京机械工业出版社 1991 6 陈志平，章序文，林文华等编著搅拌与 混合设备选用手册北京：化学工出版社，2004 7徐学林主编互换性与测量技术基础湖南大学出版社 2008 nts 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）评阅表 学号 2007964229 姓名 李祚智 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： HD200 多向运动混合机的设计及 运动仿真 评价项目 评 价 内 容 选题 1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的； 2.难度、份量是否适当； 3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。 能力 1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力； 2.是否有综合运用知识的能力； 3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力； 4.是否具备一定的外文与计算机应用能力； 5.工科是否有经济分析能力。 论文 （设计）质量 1.立论是否正确，论述是否充分，结构是 否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范； 2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何； 3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。 综 合 评 价 选题符合培养目标，基本达到综合训练的目的，难度、分量适当，具有查阅文献、综合归纳资料的能力和计算机应用能力图纸基本符合国家标准，说明书内容完整，建议成绩中等。 评阅人： 年 月 nts 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）鉴定意见 学号： 2007964229 姓名： 李祚智 专业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 51 页 图 表 18 张 论文（设计）题目： HD200 多向运动混合机的设计及运动仿真 内容提要： HD200 多向运动混合机广泛用于医药、食品、轻工业等行业，能在三维空 间实现回转、平移、翻转等复杂运动是一种高效的混合设备。在该设计任务书中，我综 合分析了该混合机的空间运动结构，并对该混合机传动系统进行了详细的说明计算 ，同 时用 Proe软件对空间 6杆机构进行运动仿真，最后绘制出该混合机的装配图和各主要 零件的零件图，完成设计说明书的编写。 nts 指导教师评语 李祚智同学 在毕业设计中表现出基本知识与基本技能掌握一般， 能够运用CAD 技术和机械设计基本知识、完成毕业设计任务书上规定的任务。 设计方案基本可行，图样基本符合国家标准，图面质量一般，说明书内容较完整，工作态度较认真，同意答辩。建议毕业设计成绩为中等。 指导教师： 年 月 日 答辩简要情况及评语 答辩小组组长： 年 月 日 答辩委员会意见 答辩委员会主任： 年 月 日 nts 目 录 摘要 . I Abstract. . II 第一章 概述 . 8 第二章 传动系统的设计 . 8 2.1 传动方案的设计 . 8 2.2 带轮传动的设计 . 10 2.3 第一级齿轮传动的设计 . 12 2.5 链轮传动的设计 . 19 第三章 部分轴的设计 . 21 3.1 轴 的设计 . 21 3.2 轴的设计 . 24 3.3 轴的设计 . 27 第四章其他零件的设计 . 28 第五章 执行机构的运动分析以及 Solid Edge 仿真 . 29 5.1.空间六杆机构的分析 . 29 5.2. Solid Edge 运动仿真 . 32 设计心得 . 35 致 谢 . 36 附录 译文与原文 . 37 nts I HD200 多向运动混合机的设计及运动仿真 摘要： HD200 多向运动混合机 广泛应用于医药、食品、轻工业等行业，能在三维空间实现回转、平移、翻转等复杂运动，是一种高效的混合设备。在该设计任务书中，我综合分析了该混合机的空间运动结构，并对该混合机传 动系统进行了详细的说明计算，同时用 Proe软件对空间 6杆机构进行运动仿真，最后绘制出该混合机的装配图和各主要零件的零件图。 关键词： 混合机 传动系统 Proe 空间 6杆机构 运动仿真 nts II HD200 multi-sport mixer to the design and simulation Abstract: HD 200multi-sport mixer widely used in medicine ,food and light industries, can realize rotary, translation, roller and some other complex sports in the three-dimensional. Its a highly efficient hybrid device. In this design of the assignment, I have analyzed the HD200 mixer of more space to the sports movement mixer structure comprehensively, and the mixer containing a detailed description of transmission, while using Proe to imitate the 6R outfit of mixer. At last, I drew a assembly map and all the major parts maps of this mixer. Key words: mixer transmission system Proe 6R outfit Simulationnts 1 第一章 概述 多向混合机广泛应用于化工、医药、食品、粉末冶金、涂料、电子、军工、材料等粉体混合领域。粉体混合的质量有时在生产过程中起着关键的作用 ,例如在化工生产中，均匀的粉体混合为反应创造良好条件；在医药固体制剂的生产中 ,极微量的药效成分与大量增量剂混合的均匀水平直接影响着药的质量；在粉末冶金中各种不同成分的混合均匀水平影响着材料的强度。混合设备的发展直接影响着粉体混合单元操作的效果。随着纳米技术的发展 ,粉体混合更显示出它的重要性。 nts 2 第二章 传动系统的设计 2.1 传动方案的设计 2.1.1选用传动方案 根据混合机的功能要求，考虑题设功能参数及约束条件，可构思出一系列传动方案，经初步淘汰，现列举两种传动方案。 方案一： 传动系统示意图如 2.1所示。 (a) (b) 图 2.1 方案一 传动系统示意图 其中，图 2.1（ b）为、轴的展开图，其空间位置可由图 2.1（ a）看出。 nts 3 传动链由电动机经 V 带传动、两级齿轮传动再通过链传动传至轴。 方案二： 传动方案示意图如 2.2所示 （ a） （ b） 图 2.2 方 案二 传动示意图 方案一和方案二均能满足 HD200多向混合机的功能要求，但方案一与方案二相比有结构紧凑，传动平稳，传动效率高，成本低等优点，故最终选用方案一。 2.1.2计算总传动比及分配各级传动比 传动装置的总传动比为 120m in/12m in/1440 rrnniwm总 由于拟采用带传动和两级齿轮传动以及链轮传动减速，按 1表 1-8 的推荐范围，初定 i1=3.4, i2=3.4, i3=2.9, i4=3.6 2.1.3计算传动装置的运动和动力参数 从电机到执行机构有四轴依次为、轴，则 nts 4 1)各轴转速： m in/53.4234.3m in/14401rrinn m m in/57.1244.3m in/53.4232rrinn m in/95.429.2m in/57.1243rrinn m in/93.116.3m in/95.424rrinn 2)各轴功率： 由 1表 1-7查得各轴之间的传动效率为： m =0.95, =0.99， =0.99, =0.97 故 P =Pm m =2.2 0.95=2.09kw； P =P =2.09 0.99=2.07kw； P = P =2.07 0.99=2.05kw； P = P =2.05 0.97=1.99kw 2.2 带轮传动的设计 1.确定计算功率 Pca 由 2中表 8-7查得工作情况系数 KA=1.1，故 Pca=KAPm=1.1 2.2kw=2.42kw 2.选择 V带的带型 根据 计算功率 caP 和小带轮转速 带小n 由图 8-11选用 A型。 3.确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 1)初选小带轮基准直径 dd1。 根据 V带的带型， 由表 8-6和 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=75mm。 2)验算带速 v。按式（ 8-13）验算带的速度 nts 5 smssmndv /56.5/m1060 144075/1060 331 1 因为 5m/s0.07d，取 h 5mm，则轴环处的直径为 55mm，轴宽度 b1.4h，取 b为 12 mm。 3）考虑齿轮与箱体不发生干涉，取小齿轮 3 距箱体内壁的距离 S3 为 8 mm，大齿轮 2 距箱体内壁的距离 S2 为 12。考虑到箱体的铸造误差，轴承内表面与箱体内壁之间的距离c 都取 10mm。轴各段的长度和直径均已确定。 （ 3）轴上零件的周向定位 齿 轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键联接。按安装齿轮处直径 45mm，查得平键截面 b h 14 9（ mm），参照键长度系列，齿轮 II 上的平键长为 40mm，齿轮 III上的平键长为 70mm，选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选取轴此段的尺寸公差为 k6。 （ 4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸 轴端倒角为 0452 ，有圆角处圆角为均为 R2 。 图 3.5轴计算简图 图中 L1=174.5mm， L2=87.5mm， L3=70mm Fr2=840N， Ft2=2310N， Fr1=1873.8N， Ft1=5148.2N nts 20 图 3.6 轴的载荷分析图 从轴的结构图以及图 4.4 中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 MH、 MV及 M的值列于下表（参看上图） 表 3.2 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=107.43N, FNH2=2730.8N FNV1=876.9N, FNV2=1836.9N 弯矩 M MH=212897N mm MV=143292.9N mm 总弯矩 mmNM 1.25 662 89.14 329 221 289 722 扭矩 T T=2.883 105N mm 4.校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 nts 21 M p aM p aW TMca 8.31461.0 )2883006.0(1.256628)( 3 2222 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 15-1查得 -1=60Mpa。因此 ca -1，故安全。 3.3 轴 的设计 1. 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢， 调质处理。取 A0=112 则 mmmmnPAd 3.64095.425.02112 330m i n 2.轴的结构设计 轴的结构如下图 : 图 3.7 轴 3轴的强度校核 经计算轴满足强度要求，故此轴安全（计算过程可参看轴轴）。 nts 22 第四章其他零件的设计 HD200多向运动混合机由机座、驱动系统、万向摇臂机构、独特形状混料桶等部件组成。 机座： 该机机座由型钢制成，外覆不锈钢面板。机座结构合理，能有效地稳定整机 。 万向摇臂机构 ： 为了使混料桶能在立体三维空间做复杂的平移、转动、摇滚运动，该机设计了一对摇 臂。万向摇臂机构采用全不锈钢材料，并经镜面抛光，造型美观。 混合桶 ： 本机混合桶置于两个空间交叉又相互垂直，分别由 Y 型万向摇臂连接的主、从动轴间。混合桶由桶身、正锥台进料端、出料端及密封装置组成。混合桶采用优质不锈钢精制，其内壁及外壁经镜面抛光处理。桶体气密性好，平滑光洁无死角、 无 残留、易清洗。 nts 23 第五章 执行机构的运动分析以及 Solid Edge 仿真 5.1.空间六杆机构的分析 HD200 多向运动混合机的执行机构采用的是特殊的 6R 机构。，下图为标有坐标系的机构 简图，这种 6R 机构所以具有一个自由度是由于存在下列的结构特点：两个连架转动副的轴线互相平行而其余相邻转动副的轴线均互相垂直，并且 BC=CD=DE= L BE= 3 L .构件 0和与构件 5之间的转动副可变换为平面副， 0与 5之间无轴向运动 .其特殊位置关系使该六杆机构的自由度为 1，具体可通过设输入角1，则待分析的运动参数0（输出角）、2、3、4、5。利用余弦矩阵，可得他们与输入角1之间的关系， 102 12 s i nc o s1 3 s i n 123 c o sc o s 2 2 13 211 3 s i nc o s1 + 3 s i n 14 3 s i n 1c o s 2 152 13 s i nc o s1 3 s i n 该特殊 6R机构确实是具有一个自由度的空间六杆机构。这种特殊的 6R机构的闭合约束数 f F 6 1 5 ，此即表示机构具有一个过约束（ m 6 1 ）。可以认为，这个过约束发生在构件 5和固定件 0组成的转动副处。经推算得出结论，构件 5和机架之间的圆柱副可转换成转动副。 nts 24 图 2-19 该特殊的 6R 空间结构，使物料在混合过程中除了被抛落颠倒、平移外还做翻转运动，使物料在无离心力作用下进行混合，从而避免了不同密度的物料产生偏析和积聚现象。 我所设计的 HD400 混合机的执行机构示意原理图如下： 图 2-20 HD 200 多向运动混合机的执行机构 1 轴承座 2 机架 3 从动轴 4 右摇臂 5 混合筒 6 左摇臂 7 主动轴 当主动轴以等角速度1旋转（取其角位移1作为自变量）时，其余各相邻连杆的角速度可分别按以下各式计算。 nts 25 从动轴的角速度 512 124 3 S i n 左摆叉的角速度 121213 s i n4 3 S i n料筒相对左摆叉的角速度13122 3 c o s4 3 S i n 料筒的瞬时角速度 2 1124 3 s i n4 3 s i n由以上诸式很容易得出结论，并可绘制角速度的变化曲线， 60 1 2 0 24 0 30 03 6 018 00- 1- 2123转 角 （ ）角速度W1rad/minWW 1W2W3图 2-21 角速度变化曲线图 从而很明显地看出， 2和3曲线的变化都要经历从负到正或从正到负范围，亦即表明摆叉的摆动和料筒的翻滚均是可倒置（可逆）的，这对于加速物料的混合和提高混合精度都市极为有利的。 nts 26 5.2. Solid Edge 运动仿真 Solid Edge 由 Microsoft Windows 操作系统平台开发而成 .Solid Edge借助于所有 Windows 功能以提高 工程设计工作效率，减少学习难度，降低培训成本和管理费用。 Solid Edge 与 MicrosoftOffice98 互相兼容，支持Windows OLE 技术。确保 Solid Edge 界面与 Windows 软件相似，而且与大家熟悉的 Windows 字处理，电子表格，数据库，演示以及电子邮件等软件能很好地一起协同工作，并且能与其他支持 OLE 的软件系统集成。Solid Edge 是 Velocity 系列产品的核心组件，它也是 UGS 公司全面可升级的、行业领先的产品生命周期管理（ PLM）产品家族的组成部分。 Solid Edge 是 EDS PLM 系统的一个分支，具有极佳的可扩展性，能与 Unigraphics NX 无缝集成。同时内置的 Insight 数据管理功能，将设计与管理融为一体，帮助设计者有序、高效地管理产品数据。 “运动仿真（ Motion）”是 Solid Edge 装配环境内一个独立的功能环境。用于设计零件的运动方式，分析运动的轨迹，检查零件的干涉情况，并且能够输出模拟的运动动画。 设计“运动仿真”所需的过程分为三个阶段： 生成运动模型阶段：“运动模型”指使用装配关系将单个零件装配成机械装配件，装配关系定义了零件间如何进行相对运 动；而添加其他特定于“运动模型”的实体将定义装配件运动的方式。 运动模拟阶段：在此阶段中，“运动模型”被分解为一系列的数学方程式，由“运动解算器（ Motion Solver）”进行解算。解算器使用的“牛顿运动定律”计算每个零件的位移，并将得到的数值将显示在“结果查看器（ Results Viewer）”中。 查看结果阶段：在此阶段中模拟过程的结果将以各种可见的形式显示或者生成动画效果，以便查看、演示装配件的运动特性。 根据特殊 6R 机构，根据实际情况，计算后取得所设计的 BC=CD=DE= L =627mm，BE= 3 L=1086 mm 进行 Solid Edge 运动仿真。 nts 27 图 2-22 仿真截图（ 1） nts 28 图 2-23 仿真截图（ 2） 图 2-24 仿真截 nts 29 设计心得 大学毕业设计很快就要结束了，一个学期以来，虽然辛苦，但大家都有了很大的收获。现将自己的得失总结于下： 一、毕业设计涉及的面广，为我们锻炼各方面能力提供了很好的机会。整个毕业设计下来，我对机械涉及的机械设计、机械原理、材料 力学、工程图学等知识有了更加全面的理解和掌握。 二、通过本次课程的学习，我锻炼了自己分析问题的能力，对工程实际也有了一定的了解，掌握了一般零件设计的方法和步骤。 三、在 CAD绘图、分析计算、查取资料等机械设计基本技能有了长足的进步，对机械专业的理解也更深了一个层次。 四、机械设计并不像想象中的那样简单，它需要人有全面的知识，并且要有足够的经验，耐心和细致。在制图方面更是如此，对于线形、尺寸标注、公差选取和标注都需要我们付出很大的努力来做，作完了这一系列的事情，确实让人有很大的提高。 五、当然，在毕业设计期间 也出现了一些问题和不足，主要表现在： 1. 设计经验不足，在结构尺寸的选取上有些吃力，经常要返工，不能一次选对，对整个结构的把握有所欠缺。 2. 整个装配图的绘制比较繁琐，显示了自己在工程制图上的不足，这方面还需再多加训练，提高水平。 3. 对一些标准件的选用还不是很有把握，很多时候都是保守地选用，造成了一定的资源浪费。 nts 30 致 谢 本设计是在文美纯老师的悉心指导下完成的。文老师那渊博的知识令我深深佩服；那严谨的治学态度令我受益终身。老师对科学前沿敏锐的洞察力和不畏艰难的坚强毅力，给 我留下了深刻的印象。老师的谆谆教诲和鼓励，学生将铭记终身。在此向我的毕业设计指导老师文老师表示最深的谢意！ 感谢所有帮助过我的老师和同学们！ 感谢我的家人和所有关心我的朋友所给予的鼓励和支持！ 李祚智 2011 年 6 月 nts 31 附录 译文与原文 齿形带传动装置在不同角速度下的研究 摘要 ： 齿形带传动装置，广泛应用于凸轮轴内燃机 的 定时传输。 用数值模拟研究过定时皮带传动的行为 。 在广泛的角速度范围内讨论皮带和皮带伸张器（传动带张紧装置）行为之间的力变化的问题 。皮带张力器的刚度变化和个中张力器的 阻尼 情况的影响都被考虑 。优化 皮带张力器的刚度变化和 阻尼 是可行的 。 关键词 ：同步带，数值模拟，拉紧器刚度和阻尼。 1.介绍 齿形带传动通常用于驱动汽车发动机凸轮轴。由于结构和制造要求的限制 ，滑轮轴需要 固定的，使用 一个皮带张力器 是必要的。张紧弹簧的刚度和阻尼保的选择 是一个现实而重要的问题 。考虑一个给定的 传动装置（ 同步带式 ）的 布局 ， 通过 很好的选择 张紧弹簧刚度和阻尼系数 ， 机械问题可以得到解决。在本文中， 提出了 刚度和阻尼系数带变化的影响 。 2.所研究的传输模型 变压吸附 DV4 发动机定时传输模型 如图一所示 图 1 所示 。 的 HTD 同步带轮齿齿廓连接六轮 ， 即 ： （ 1）曲轴皮带轮 ； （ 2）导轮 ； （ 3）凸轮轴皮带轮 ； （ 4）注射泵轮 ； （ 5）涨紧轮 ； （ 6）水泵皮带轮。传输驱动因素是曲轴皮带轮， 其 有一个给定的角速度。该模型的整体特征 在 文献 4中给出 。仿真模型理论基础，也 在文献 3中给出。 图 1 DV4 发动机的皮带张紧装置 nts 32 图 2 皮带张紧 =装置的模型 皮带张紧装置的模型如图 2 所示。更多的细节能在文献 1 中找到。皮带张紧装置的动力学方程式和力矩平衡方程式是： )s i n (F)(Fr e ss i g nksM （ 1） 其中： s-扭转刚度 k-等效粘度的阻尼； -l 拉紧臂的角度方向； Fres-滑轮轴 承的合力； F-合力的角度方向； r-支点“ A”的半径范围； -支点“ A” 的摩擦系数 。 以前的模拟表明，摩擦力的影响可以忽略不计 2b。因此， 由 摩擦 引起的 阻尼不包括在这些数值模拟 中。 3.模拟 实现了数值模拟，以 用来 研究在不同角速度 下 带力的变化。曲轴角速度由 800 rpm增加，至 4800 rpm，通过每步 100 转 的速度实现 。 把 计算所得的数据 画在一个坐标平面上 ，其中一 跟 水平轴 表示转速的值 ， 另外一根 水平轴 表示 曲轴转角 值 。垂直轴给出了研究数量（图 3） ，例如这里显示在曲轴 的带力在皮带张紧时的跨度。 首先， 用 计算模拟没有阻尼 的皮带伸张器 ， 皮带伸张器的刚度是 5Nm/rad。可以看出，随着角速度的变动，振动是如何增加和消失。 首先谐波在角速度非常低 时 出现，共振频率 2700 转 附近 出现 。 然后，振 幅 减少和消失 。 另一个谐波出 相同的 角速度现在，nts 33 角速度增加 时其变的越来越重要（ 图 3）。 最高点在最高角速度（ 4800 rpm）下获得。也显示了振幅是双向增加的：最大值不仅是最高点，最小值也是最低点。 图 3 在曲轴紧张跨度内的带力，无阻尼（同一个水平面上两个变量） 在 400rpm 以上时，皮带宽力的最大值可以高于 1000N。改变皮带伸张器的弹簧刚度值是为了尽量降低皮带宽度了。首先，当到达 2.5N/rad 时，弹簧刚度下降了 50%。图4 显示了在原方案中带宽力的变化。由此可以看出，在整个研究角速度的领域中力的减少少于 15N（ 1%），力的增加少于 10N（ 0.7%）。然后，与原始实验方案比较起来，刚度增加 50%是可以考虑的。在这里，力的变化值在 15N（ 1%）以内。 然后 ，用计算机模拟带有 粘性阻尼 的 皮带张紧 ，其初始弹簧刚度为 5Nm/rad，粘性nts 34 阻尼系数为 0.458Nms/rad。原始方案中带宽 力的变量如图 5 中显示。 带力 的 表面形状略有改变 。更高点的力的值减少将近 35%（ 500N），更低点的力值增加将近 21%（ 300N）。与原方案比较这个图比较平滑。因此，同步带传动装置的负荷是全面的减少。有粘性阻尼的带力图的表面与原始的没有粘性阻尼的带力图（图 6）的表面相比是比较缓和的。因此，在角速度领域，也就是发动机转跟更久的时间，适当的使用粘性阻尼系数，可能会减少或者去除较高的力峰。 图 4 在减少弹簧刚度过程中不同的力，没有阻尼（同一个水平面上两个变量） nts 35 图 5 有粘性阻尼中力的变化，原始的弹簧刚 度（同一个水平面上两个变量） nts 36 图 6 在原始刚度条件下曲轴紧张范围了的带力，没有阻尼（左）和有阻尼（右） 4.讨论仿真结果 从模拟仿真结果来看，可以得出结论，在皮带传动装置中，当粘性阻尼不被采用，弹簧刚度的变换对带宽力的最大值和最小值的影响很小。 然而，使用粘 阻尼， 在 一个最重要的带负载的区域 中，可是力的最大值减小 。这种影响在就被发现了，以一定的角速度运转时，现在这种现象可推广到整个角速度领域。然后，与以前的相比，现在的带力图表面较为平滑的。因此，皮带负荷量减小，这对皮带的使用寿命有积极的作用。 nts 37 图 7 轴松弛跨度范围内带力，没有阻尼，原始刚度（同一个水平面上两个变量） 应该注意轴松弛时的带力。如果这个力太小，例如在高角速度下（图 7），可能会发生跳齿。 齿跳改变了凸轮的分布和曲轴的相对位置。 正因为如此，活塞可以打开阀门挑起了引擎故障 。从图 8 中可以看出， 粘性阻尼力使 最小值 增加近 2500 转 ， 从而改善松弛带跨度的行为 。 表面凹凸是右移 ， 并刺激力早些时候 的力 比增长 ，与 原来的情况 相比。请注意，拉紧臂角位移仍几乎 和 手臂刚度和阻尼的变化相 互独立，互不影响。 nts 38 图 8 在轴松弛范围内的带力，有阻尼，原始刚度（同一 个水平面上两个变量） 5.结束语 数字模拟仿真系统是用来详细了解同步皮带 同步带张紧作用。结果表明，拉紧带刚度变化对大跨度势力的影响不大。 相反的 ， 为了 减少 力值 ，使用粘性阻尼是必要的 。有粘性阻尼的拉紧器 ，不仅 能 在具体的角速度 下， 而且 能 在 大部分 角速度减小带 力。而且，在 传输大角速度 时一个精心挑选的阻尼 以平滑力峰 。当 选择一种粘性阻尼系数值 时， 在高曲轴角速度 2a情况下， 也必须控制其效率 。同时，要注意在轴松弛段皮带的力以防发生跳齿。进一步的系统研究， 现在需要了解的动态过程中齿形带传动啮合齿载荷和切变，是 为了控制细 节的动态同步带生活。 nts 1 附录 译文与原文 齿形带传动装置在不同角速度下的研究 摘要 ： 齿形带传动装置，广泛应用于凸轮轴内燃机 的 定时传输。 用数值模拟研究过定时皮带传动的行为 。 在广泛的角速度范围内讨论皮带和皮带伸张器（传动带张紧装置）行为之间的力变化的问题 。皮带张力器的刚度变化和个中张力器的 阻尼 情况的影响都被考虑 。优化 皮带张力器的刚度变化和 阻尼 是可行的 。 关键词 ：同步带，数值模拟，拉紧器刚度和阻尼。 1.介绍 齿形带传动通常用于驱动汽车发动机凸轮轴。由于结构和制造要求的限制，滑轮轴需要 固定的，使用 一个皮带张力器 是必要的。张紧 弹簧的刚度和阻尼保的选择 是一个现实而重要的问题 。考虑一个给定的 传动装置（ 同步带式 ）的 布局 ， 通过 很好的选择 张紧弹簧刚度和阻尼系数 ， 机械问题可以得到解决。在本文中， 提出了 刚度和阻尼系数带变化的影响 。 2.所研究的传输模型 变压吸附 DV4 发动机定时传输模型 如图一所示 图 1 所示 。 的 HTD 同步带轮齿齿廓连接六轮 ， 即 ： （ 1）曲轴皮带轮 ； （ 2）导轮 ； （ 3）凸轮轴皮带轮 ； （ 4）注射泵轮 ； （ 5）涨紧轮 ； （ 6）水泵皮带轮。传输驱动因素是曲轴皮带轮， 其 有一个给定的角速度。该模型的整体特征 在 文献 4中给出 。仿真模型理论基础， 也 在文献 3中给出。 图 1 DV4 发动机的皮带张紧装置 nts 2 图 2 皮带张紧 =装置的模型 皮带张紧装置的模型如图 2 所示。更多的细节能在文献 1 中找到。皮带张紧装置的动力学方程式和力矩平衡方程式是： )s i n (F)(Fr e ss i g nksM （ 1） 其中： s-扭转刚度 k-等效粘度的阻尼； -l 拉紧臂的角度方向； Fres-滑轮轴承的合力； F-合力的角度方向； r-支点“ A”的半径范围； -支点“ A” 的摩擦系数 。 以前的模拟表明，摩擦力的影响可以忽略不计 2b。因此， 由 摩擦 引起的 阻尼不包括在这些数值模拟 中。 3.模拟 实现了数值模拟，以 用来 研究在不同角速度 下 带力的变化。曲轴角速度由 800 rpm增加，至 4800 rpm，通过每步 100 转 的速度实现 。 把 计算所得的数据 画在一个坐标平面上 ，其中一 跟 水平轴 表示转速的值 ， 另外一根 水平轴 表示 曲轴转角 值 。垂直轴给出了研究数量（图 3），例如这里显示在曲轴 的带力在皮带张紧时的跨度。 首先 ， 用 计算模拟没有阻尼 的皮带伸张器 ， 皮带伸张器的刚度是 5Nm/rad。可以看出，随着角速度的变动，振动是如何增加和消失。 首先谐波在角速度非常低 时 出现，共振频率 2700 转 附近 出现 。 然后，振 幅 减少和消失 。 另一个谐波出 相同的 角速度现在，nts 3 角速度增加 时其变的越来越重要（ 图 3）。 最高点在最高角速度（ 4800 rpm）下获得。也显示了振幅是双向增加的：最大值不仅是最高点，最小值也是最低点。 图 3 在曲轴紧张跨度内的带力，无阻尼（同一个水平面上两个变量） 在 400rpm 以上时，皮带宽力的最大值可以高于 1000N。改变皮 带伸张器的弹簧刚度值是为了尽量降低皮带宽度了。首先，当到达 2.5N/rad 时，弹簧刚度下降了 50%。图4 显示了在原方案中带宽力的变化。由此可以看出，在整个研究角速度的领域中力的减少少于 15N（ 1%），力的增加少于 10N（ 0.7%）。然后，与原始实验方案比较起来，刚度增加 50%是可以考虑的。在这里，力的变化值在 15N（ 1%）以内。 然后 ，用计算机模拟带有 粘性阻尼 的 皮带张紧 ，其初始弹簧刚度为 5Nm/rad，粘性nts 4 阻尼系数为 0.458Nms/rad。原始方案中带宽力的变量如图 5 中显示。 带力 的 表面形状略有改变 。更高点的力的值减少将近 35%（ 500N），更低点的力值增加将近 21%（ 300N）。与原方案比较这个图比较平滑。因此，同步带传动装置的负荷是全面的减少。有粘性阻尼的带力图的表面与原始的没有粘性阻尼的带力图（图 6）的表面相比是比较缓和的。因此，在角速度领域，也就是发动机转跟更久的时间，适当的使用粘性阻尼系数，可能会减少或者去除较高的力峰。 图 4 在减少弹簧刚度过程中不同的力，没有阻尼（同一个水平面上两个变量） nts 5 图 5 有粘性阻尼中力的变化，原始的弹簧刚度（同一个水平面上两个变量） nts 6 图 6 在原始刚度条件下曲轴紧张范围了的带力，没有阻尼（左）和有阻尼（右） 4.讨论仿真结果 从模拟仿真结果来看，可以得出结论，在皮带传动装置中，当粘性阻尼不被采用，弹簧刚度的变换对带宽力的最大值和最小值的影响很小。 然而，使用粘 阻尼， 在 一个最重要的带负载的区域 中，可是力的最大值减小 。这种影响在就被发现了，以一定的角速度运转时，现在这种现象可推广到整个角速度领域。然后，与以前的相比，现在的带力图表面较为平滑的。因此，皮带负荷量减小，这对皮带的使用寿命有积极的作用。 nts 7 图 7 轴松弛跨度范围内带力，没有阻尼，原始 刚度（同一个水平面上两个变量） 应该注意轴松弛时的带力。如果这个力太小，例如在高角速度下（图 7），可能会发生跳齿。 齿跳改变了凸轮的分布和曲轴的相对位置。 正因为如此，活塞可以打开阀门挑起了引擎故障 。从图 8 中可以看出， 粘性阻尼力使 最小值 增加近 2500 转 ， 从而改善松弛带跨度的行为 。 表面凹凸是右移 ， 并刺激力早些时候 的力 比增长 ，与 原来的情况 相比。请注意，拉紧臂角位移仍几乎 和 手臂刚度和阻尼的变化相 互独立，互不影响。 nts 8 图 8 在轴松弛范围内的带力，有阻尼，原始刚度（同一个水平面上两个变量） 5.结束语 数字模 拟仿真系统是用来详细了解同步皮带 同步带张紧作用。结果表明，拉紧带刚度变化对大跨度势力的影响不大。 相反的 ， 为了 减少 力值 ，使用粘性阻尼是必要的 。有粘性阻尼的拉紧器 ，不仅 能 在具体的角速度 下， 而且 能 在 大部分 角速度减小带 力。而且，在 传输大角速度 时一个精心挑选的阻尼 以平滑力峰 。当 选择一种粘性阻尼系数值 时， 在高曲轴角速度 2a情况下， 也必须控制其效率 。同时，要注意在轴松弛段皮带的力以防发生跳齿。进一步的系统研究， 现在需要了解的动态过程中齿形带传动啮合齿载荷和切变，是 为了控制细节的动态同步带生活。 nts7thINTERNATIONAL MULTIDISCIPLINARY CONFERENCE Baia Mare, Romania, May 17-18, 2007 ISSN-1224-3264 STUDY OF TOOTHED BELT TRANSMISSION IN CASE OF VARYING ANGULAR VELOCITY Lszl Lovas*, Daniel Play*, Jnos Mrialigeti* *Budapest University of Technology and Economics, Department of Vehicle Parts and Drives, H-1111 Budapest, Bertalan L. u. 2. Hungary *INSA-Lyon, Gnie Industriel, 20 av. Albert-Einstein, F-69621 Villeurbanne Cedex, France Abstract: Toothed belt transmissions are widely used for internal combustion camshaft timing transmissions. Timing belt transmission behavior is studied by numerical simulations. Problems of force variations into the belt and belt tensioner behavior are discussed within a wide range of angular velocities. Effects of tensioner stiffness variations and various tensioner damping cases are considered. Optimum magnitude of tensioner stiffness and damping are given. Keywords: timing belt, numerical simulation, tensioner stiffness and damping. 1. INTRODUCTION Toothed belt transmissions are often used for driving camshafts in automobile engines. Because of constraints issued from structural and manufacturing requirements, pulley axles are fixed, and use of a tensioner is necessary. The choice of tensioner spring stiffness and damping stays a real problem. Considering a layout of one transmission and with a given timing belt type, mechanical problems could be solved mainly through a good choice of tensioner spring stiffness and damping coefficient. In this paper, effects of stiffness and damping coefficient variations on the belt forces are presented. 2. MODEL OF THE STUDIED TRANSMISSION A PSA DV4 engine timing transmission is modelized (Fig. 1) in order to make numerical simulations. A stiff and damped timing belt with HTD tooth profile connects six pulleys being the crankshaft pulley (1), idler pulley (2), camshaft pulley (3), injection pump pulley (4), tensioner pulley (5) and water pump pulley (6). The driving element of the transmission is the crankshaft pulley, having a given angular velocity. The whole characteristics of the model are given in the literature 4. Theoretical bases of the simulation are also described in the literature 1, 3. nts Fig. 1. Timing belt transmission of the DV4 engine Fig. 2. Model of the belt tensioner The model of the belt tensioner is presented in figure 2. More details can be found in the literature 1, 2a, 2b. The dynamics equation for the tensioner arm torque equilibrium is: ( )FresFrsignksM += sin)(1) where s torsional stiffness, k equivalent viscous damping, angular position of the tensioner arm, Fres resultant force on pulley bearing, F angular position of the resultant force, r radius of the pivot “A”, friction coefficient on the pivot “A”. Previous simulations have shown that the effect of the Coulomb friction can be neglected 2b. Thus, damping by Coulomb friction is not included in these numerical simulations. 3. SIMULATIONS Numerical simulations were realized in order to study the belt force variations at different angular velocities. Crankshaft angular velocity was increased from 800 rpm to 4800 rpm by steps of 100 rpm. The computed data are shown as a surface, where one horizontal axis is the rpm axis, the other horizontal axis is the crankshaft turning angle axis. Vertical axis gives the studied quantity (fig. 3), here for example the belt force in the crankshaft tight belt span is shown. First, simulations with no damping into the belt tensioner were computed, with 5 Nm/rad tensioner stiffness. It can be seen how oscillations increase and disappear with varying 428ntsangular velocity. First harmonics appear at very low angular velocities, and resonance frequencies appear near 2700 rpm. Then, oscillations decrease and disappear. Another harmonics appear at the same angular velocity, and become more and more important when the angular velocity increases (fig. 3). The highest value is obtained at the highest angular velocities (4800 rpm). Note also that oscillations increase in both ways: maxima are not only higher, but minima are also lower. Fig. 3. Belt force in the crankshaft tight span, not damped case (two views of the same surface) As maximum belt span forces are higher than 1000 N over 4000 rpm (fig. 3), values of the tensioner spring stiffness were varied in order to try to lower these belt span forces. First, the spring stiffness was decreased by 50% to 2,5 Nm/rad. Fig. 4 shows the belt span force variation regarding the original case. It can be seen, that less then 15 N (1%) force decrease and less than 10 N (0,7%) of force increase were obtained in the whole studied angular velocity domain. Then, a 50% spring stiffness increase (7,5 Nm/rad) was considered and compared to the original tested case. Here again, force differences are lower than 15 N (1%). Then, simulations with viscous damping applied in the belt tensioner were computed with an original belt tensioner stiffness of 5 Nm/rad and with a viscous damping coefficient of 0,458 Nms/rad. The belt force variations regarding to the original case are shown in figure 5. The shape of the belt force surface is slightly transformed. The higher forces decreased with nearly 35% (500 N), while the lower forces increased by a factor of 21 % (300 N). This gave a smoother belt force surface compared to the original one. Thus, timing belt load variations are globally decreased. Note that the shape of the damped case belt force surfaces are modified comparing to the surface not damped (fig. 6). Thus, using appropriate viscous damping coefficient, it may be possible to decrease or remove the higher force peaks in an angular velocity zone where the engine is expected to turn most of the time. 429nts Fig. 4. Force difference in case of decreased tensioner stiffness, no damping (two views of the same surface) Fig. 5. Force difference in the damped case, original tensioner stiffness (two views of the same surface) Fig. 6. Belt force in the crankshaft tight span at original stiffness, not damped case (left) and damped case (right) 4. DISCUSSION OF THE SIMULATION RESULTS From the simulation results, it can be concluded that when no viscous damping is applied in the tensioner, the tensioner stiffness variation has little effect on the maximum and minimum of the belt span force for a given timing belt transmission. However, the use of viscous 430ntsdamping, gives an important decrease of the maximum force in the zones of the most important belt load. This effect observed earlier for some angular velocities 2b can now be generalized to the whole studied angular velocity domain. A smoother belt force surface is obtained compared to the original one. Thus, belt load variation is decreased, which should have positive effect on belt lifetime. Fig. 7. Belt force in the crankshaft slack span, not damped case, original stiffness (two views of the same surface) Attention must also be paid to the belt force in the crankshaft slack span. If the force is too low, for example at high angular velocities (fig. 7), tooth jump can happen. A tooth jump changes the relative positio
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