平衡軸支座
關(guān)注創(chuàng)建者：匿名 創(chuàng)建時間：2022-02-21
平衡軸支座的實(shí)例教程
鑒于支座與車架的安裝連接關(guān)系，以及支座與縱向推力桿的安裝關(guān)系，平衡軸支座的拓?fù)鋬?yōu)化空間如圖1所示，初始設(shè)計空間為綠色部分，非設(shè)計空間為紫色部分。
非設(shè)計空間有以下幾個部分：
① 支座與車架的安裝孔；
② 下面與縱向推力桿連接的兩個縱向長孔和與其他附件連接的小孔；
③ 連接平衡軸的伸出端。
圖 1 平衡軸支座拓?fù)鋬?yōu)化空間
2.2 工況定義
平衡軸支座在車輛重載、制動和重載制動 3 種典型工況下，所處工況比較惡劣，所以文章重點(diǎn)關(guān)注這 3 種工 況。對整車進(jìn)行動力學(xué)分析或者試驗(yàn)測試，可以計算或者測試出平衡軸支座處的作用力和作用力矩，表 1 為 3 種工況下，作用在某重型貨車平衡軸支座上的載荷，表 1 中的工況及載荷大小來源于整車廠對該型重卡平衡軸支座的試驗(yàn)測試。
表 1 平衡軸支座工況及載荷
2.3 載荷與約束
2.3.1 車輛重載
約束與車架連接的 20 個安裝孔的 X，Y，Z 平移方向的 3 個移動副，放開其繞 X，Y，Z 軸轉(zhuǎn)動的 3 個轉(zhuǎn)動副；平衡軸支座軸端施加 Z+向力 160000N，如圖 2 所示。
展開 2.3 車體結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析計算對比
車體結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析工況下，約束車體兩側(cè)第5平衡軸支座6個方向的自由度，在車體兩側(cè)第一平衡軸支座處添加方向垂直向上，大小為10 000 N的力。
靜態(tài)分析工況下，兩種方法計算得到的車體應(yīng)力分布情況如圖6所示，可以看出靜態(tài)分析下，兩種分析方法車體的應(yīng)力分布情況具有很好的一致性，有限元方法中靜態(tài)分析的最大應(yīng)力為99.7 MPa，無網(wǎng)格方法中靜態(tài)分析的最大應(yīng)力為97.2 MPa，以有限元中仿真分析結(jié)果為參考，車體靜態(tài)分析最大應(yīng)力值的相對誤差為2.5%，最大絕對誤差為2.5 MPa。
表2 車體前6階模態(tài)分析結(jié)果對比
圖6 車體靜態(tài)分析對比
2.4 車體結(jié)構(gòu)動態(tài)分析計算對比
車體結(jié)構(gòu)的動態(tài)分析工況下，約束車體兩側(cè)第5平衡軸支座6個方向的自由度，在車體左側(cè)第1平衡軸支座處添加垂直向上的8g沖擊加速度，在車體右側(cè)第1平衡軸支座處添加垂直向下的8g沖擊加速度。圖7給出了車體動態(tài)工況邊界條件及沖擊加速度隨時間變化的曲線。
圖7 車體動態(tài)分析工況邊界條件
動態(tài)分析工況下，有限元方法和無網(wǎng)格方法計算得到的車體最大應(yīng)力幅值以及整體應(yīng)力分布狀態(tài)均比較一致，計算結(jié)果如圖8所示。其中，有限元方法計算得到車體的最大應(yīng)力為190 MPa，無網(wǎng)格方法計算得到的車體最大應(yīng)力為193.6 MPa，車體動態(tài)分析最大應(yīng)力值的相對誤差為1.9%，最大絕對誤差為3.6 MPa。
圖8 車體動態(tài)分析對比
2.5 仿真計算效率對比
圖9給出了車體結(jié)構(gòu)仿真的無網(wǎng)格方法和有限元方法在計算時間上的對比。從圖中數(shù)據(jù)可以看出，完成車體結(jié)構(gòu)的上述建模及仿真分析工作，有限元方法所用的總時間為34 h，而采用無網(wǎng)格方法時，所用的總時間為7 h，所節(jié)省的時間主要用于有限元模型的前處理工作。
展開 為了確保其穩(wěn)定和安全，立式容器通常采用特殊的耳式支座設(shè)計。耳式支座作為立式容器的承重結(jié)構(gòu)，長期承受著復(fù)雜的載荷和環(huán)境因素，如溫度變化、壓力波動等。這些因素可能導(dǎo)致支座的微小裂紋和材料疲勞，進(jìn)一步可能導(dǎo)致支座的失效和容器的傾斜或坍塌。因此，耳式支座及容器的抗疲勞性能是設(shè)計和運(yùn)行過程中必須密切關(guān)注的重點(diǎn)問題之一。
為了深入了解耳式支座及立式容器的抗疲勞性能，我們的疲勞分析軟件采取了以下步驟：
1、載荷和應(yīng)力分析：模擬立式容器在常見工況下的載荷和應(yīng)力分布，特別是針對耳式支座的分析。
2、材料和結(jié)構(gòu)評估：通過分析支座的材料特性和結(jié)構(gòu)設(shè)計，識別可能的弱點(diǎn)和疲勞故障源。
3、疲勞壽命預(yù)測：結(jié)合多軸疲勞模型，預(yù)測耳式支座的疲勞壽命和可能的失效模式。
立式容器疲勞壽命云圖
了解更多疲勞分析方案：
http://jsform2.com/web/formview/66390a7575a03c2416365f4f
展開 平衡軸技術(shù)（下圖中白色線框內(nèi)所示結(jié)構(gòu)）是一項(xiàng)結(jié)構(gòu)簡單并且非常實(shí)用發(fā)動機(jī)技術(shù)，它可以有效減緩整車振動，提高駕駛的舒適性。
發(fā)動機(jī)震動原理
當(dāng)發(fā)動機(jī)處在工作狀態(tài)時，活塞的運(yùn)動速度非常快，而且速度很不均勻。當(dāng)活塞位于上下止點(diǎn)位置時，其速度為零，但在上下止點(diǎn)中間位置的速度則達(dá)到最高。由于活塞在氣缸內(nèi)做反復(fù)的高速直線運(yùn)動，因此必然會在活塞、活塞銷和連桿上產(chǎn)生較大的慣性力。雖然連桿上的配重可以有效地平衡這些慣性力，但卻只有一部分運(yùn)動質(zhì)量參與直線運(yùn)動，另一部分參與了旋轉(zhuǎn)。因而除了上下止點(diǎn)位置外，其它慣性力并不能完全達(dá)到平衡狀態(tài)，此時的發(fā)動機(jī)便產(chǎn)生了振動。
為了消除這種振動，設(shè)計者采用了很多方法，例如采用輕質(zhì)的活塞減少運(yùn)動件的質(zhì)量、提高曲軸的剛度、采用60度夾角的“V”型布置發(fā)動機(jī)等等。增加平衡軸（如上圖中間位置所示部件）也是這些辦法其中之一，簡單說平衡軸其實(shí)就是一個裝有偏心重塊并隨曲軸同步旋轉(zhuǎn)的軸，利用偏心重塊所產(chǎn)生的反向振動力，使發(fā)動機(jī)獲得良好的平衡效果，降低發(fā)動機(jī)振動。
平衡軸分類
平衡軸可分為單平衡軸和雙平衡軸兩種。單平衡軸顧名思義采用單一平衡軸，利用齒輪傳動方式進(jìn)行工作，通過曲軸旋轉(zhuǎn)帶動固連的平衡軸驅(qū)動齒輪、平衡軸從動齒輪以及平衡軸。單平衡軸可以平衡占整個振動比例相當(dāng)大的一階振動，使發(fā)動機(jī)的振動得到明顯改善。由于單平衡軸結(jié)構(gòu)簡單，占用空間小，因而在單缸和小排量發(fā)動機(jī)中應(yīng)用較為廣泛。
而雙平衡軸則采用的是鏈傳動方式帶動兩根平衡軸轉(zhuǎn)動，其中一根平衡軸與發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速相同，可以消除發(fā)動機(jī)的一階振動；另一根平衡軸的轉(zhuǎn)速是發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的2倍，可以消除發(fā)動機(jī)的二階振動，從而達(dá)到更加理想的減振效果。由于雙平衡軸的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜、成本高、占用發(fā)動機(jī)的空間又相對較大大，因此一般在大排量汽車上較為常用。
展開 本文中深入闡述了平衡軸齒輪敲擊產(chǎn)生和傳播機(jī)理，通過開發(fā)雙級TVD降低齒輪外部激勵和開發(fā)雙消隙平衡軸減小嚙合過程中輪齒雙側(cè)受力沖擊的兩種方法，達(dá)到優(yōu)化齒輪敲擊噪聲的目的，對平衡軸齒輪設(shè)計和敲擊問題優(yōu)化具有重要的工程意義。
1
混動車型平衡軸齒輪敲擊問題介紹
某款2.0T發(fā)動機(jī)為橫/縱置混動SUV車型共平臺生產(chǎn)，其搭載7DCT自動擋橫置變速器后NVH性能市場表現(xiàn)良好，而搭載縱置9HAT自動擋變速器時，車內(nèi)外在中高轉(zhuǎn)速全油門及半油門工況下可明顯感知存在類似嘩啦音的金屬敲擊聲，特別是在2500-5200r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，表現(xiàn)出頻率成分為3000-5000Hz的寬頻段激發(fā)特性。同步測試整車各零部件振動發(fā)現(xiàn)，油底殼本體振動與油底殼近場噪聲對應(yīng)性明顯，橫/縱置油底殼近場噪聲和油底殼排氣側(cè)振動對比如圖1所示。
圖1 整車油底殼近場噪聲和振動對比
油底殼在2500-5200r/min范圍存在寬頻振動，而其周圍布置旋轉(zhuǎn)零部件主要激勵源為曲軸或者平衡軸齒輪，在去除平衡軸總成進(jìn)行整車測試后，敲擊振動噪聲消失，由此判斷該敲擊噪聲來自平衡軸齒輪。
2
橫/縱置平衡軸系統(tǒng)差異性分析
橫置發(fā)動機(jī)NVH性能市場表現(xiàn)良好，而縱置發(fā)動機(jī)NVH表現(xiàn)出敲齒振動噪聲，須分析其結(jié)構(gòu)主要變化點(diǎn)，進(jìn)而分析導(dǎo)致齒輪敲擊變化的影響因素，平衡軸驅(qū)動形式如圖2所示。平衡軸驅(qū)動齒圈位于曲軸第6平衡塊，平衡軸總成為底置形式，包含兩級齒輪，其中1級齒輪為消隙齒輪，結(jié)構(gòu)如圖3所示。消隙齒輪工作原理是：扭轉(zhuǎn)彈簧為獨(dú)立件，通過中間彈簧產(chǎn)生彈力，使主副齒產(chǎn)生錯齒，消除嚙合側(cè)隙，避免由于齒輪側(cè)隙產(chǎn)生的敲齒風(fēng)險。
展開 
平衡軸支座的相關(guān)專題、標(biāo)簽、搜索
平衡軸支座的最新內(nèi)容
美亞特導(dǎo)向軸支座依托MISUMI的品質(zhì)保障體系，匯聚多方優(yōu)質(zhì)大牌資源，為了滿足客戶多樣化的采購需求，更多商品型號歡迎進(jìn)入米思米平臺美亞特代理店查看。
美亞特品牌介紹
美亞特企業(yè)是一家專業(yè)直線軸承制造商，經(jīng)過10年發(fā)展不斷創(chuàng)新，優(yōu)化工藝流程，研究開發(fā)新產(chǎn)品，使產(chǎn)品體系不斷完善。
美亞特企業(yè)秉承精密制造，精細(xì)管理，誠信服務(wù)的理念，在中國直線軸承制造這個領(lǐng)域占有一席之地，成為中國直線軸承行業(yè)中重要的生產(chǎn)企業(yè)
立式容器結(jié)構(gòu)在核電領(lǐng)域中扮演著重要角色，經(jīng)常用于存儲和處理放射性物質(zhì)。為了確保其穩(wěn)定和安全，立式容器通常采用特殊的耳式支座設(shè)計。耳式支座作為立式容器的承重結(jié)構(gòu)，長期承受著復(fù)雜的載荷和環(huán)境因素，如溫度變化、壓力波動等。這些因素可能導(dǎo)致支座的微小裂紋和材料疲勞，進(jìn)一步可能導(dǎo)致支座的失效和容器的傾斜或坍塌。因此，耳式支座及容器的抗疲勞性能是設(shè)計和運(yùn)行過程中必須密切關(guān)注的重點(diǎn)問題之一。
2.3 車體結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析計算對比
車體結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析工況下，約束車體兩側(cè)第5平衡軸支座6個方向的自由度，在車體兩側(cè)第一平衡軸支座處添加方向垂直向上，大小為10 000 N的力。
［摘要］ 為了優(yōu)化縱置混動車型平衡軸齒輪敲擊噪聲，對比橫置車型結(jié)構(gòu)差異，識別出飛輪慣量變大，曲軸模態(tài)降低，平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度變大，導(dǎo)致平衡軸齒輪敲擊，而常規(guī)單級減振器匹配呈現(xiàn)“此消彼長”規(guī)律，無法覆蓋發(fā)動機(jī)全轉(zhuǎn)速段角加速度優(yōu)化目標(biāo)，因此開發(fā)出雙級扭轉(zhuǎn)減振器，降低平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度，可解決齒輪敲擊問題；使用Simpack軟件搭建了齒輪敲擊多體動力學(xué)模型，研究了平衡軸齒輪敲擊產(chǎn)生和傳播機(jī)理
平衡軸技術(shù)（下圖中白色線框內(nèi)所示結(jié)構(gòu)）是一項(xiàng)結(jié)構(gòu)簡單并且非常實(shí)用發(fā)動機(jī)技術(shù)，它可以有效減緩整車振動，提高駕駛的舒適性。
發(fā)動機(jī)震動原理
當(dāng)發(fā)動機(jī)處在工作狀態(tài)時，活塞的運(yùn)動速度非常快，而且速度很不均勻。當(dāng)活塞位于上下止點(diǎn)位置時，其速度為零，但在上下止點(diǎn)中間位置的速度則達(dá)到最高。由于活塞在氣缸內(nèi)做反復(fù)的高速直線運(yùn)動，因此必然會在活塞、活塞銷和連桿上產(chǎn)生較大的慣性力。雖然連桿上的配重可以有效地平衡這些慣性力
圖 9 平衡軸支座有限元計算模型
根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化的平衡軸支座結(jié)構(gòu)，利用大型有限元軟件 HyperWorks 平臺的 RADIOSS 求解器對平衡軸支座 進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析，平衡軸支座新結(jié)構(gòu)最大 von Mises 應(yīng)力值計算結(jié)果如表 2 所示。
