平衡軸支座的案例
基于solidThinking Inspire的重型車平衡軸支座的優化設計
鑒于支座與車架的安裝連接關系，以及支座與縱向推力桿的安裝關系，平衡軸支座的拓撲優化空間如圖1所示，初始設計空間為綠色部分，非設計空間為紫色部分。
非設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 平衡軸支座拓撲優化空間
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，所以文章重點關注這 3 種工 況。對整車進行動力學分析或者試驗測試，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 軸轉動的 3 個轉動副；平衡軸支座軸端施加 Z+向力 160000N，如圖 2 所示。
展開 基于無網格仿真技術的特種車體結構分析
2.3 車體結構靜態分析計算對比
車體結構的靜態分析工況下，約束車體兩側第5平衡軸支座6個方向的自由度，在車體兩側第一平衡軸支座處添加方向垂直向上，大小為10 000 N的力。
靜態分析工況下，兩種方法計算得到的車體應力分布情況如圖6所示，可以看出靜態分析下，兩種分析方法車體的應力分布情況具有很好的一致性，有限元方法中靜態分析的最大應力為99.7 MPa，無網格方法中靜態分析的最大應力為97.2 MPa，以有限元中仿真分析結果為參考，車體靜態分析最大應力值的相對誤差為2.5%，最大絕對誤差為2.5 MPa。
表2 車體前6階模態分析結果對比
圖6 車體靜態分析對比
2.4 車體結構動態分析計算對比
車體結構的動態分析工況下，約束車體兩側第5平衡軸支座6個方向的自由度，在車體左側第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 車體動態分析工況邊界條件
動態分析工況下，有限元方法和無網格方法計算得到的車體最大應力幅值以及整體應力分布狀態均比較一致，計算結果如圖8所示。其中，有限元方法計算得到車體的最大應力為190 MPa，無網格方法計算得到的車體最大應力為193.6 MPa，車體動態分析最大應力值的相對誤差為1.9%，最大絕對誤差為3.6 MPa。
圖8 車體動態分析對比
2.5 仿真計算效率對比
圖9給出了車體結構仿真的無網格方法和有限元方法在計算時間上的對比。從圖中數據可以看出，完成車體結構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，而采用無網格方法時，所用的總時間為7 h，所節省的時間主要用于有限元模型的前處理工作。
展開 案例分享：立式容器結構耳式支座的多軸疲勞分析
為了確保其穩定和安全，立式容器通常采用特殊的耳式支座設計。耳式支座作為立式容器的承重結構，長期承受著復雜的載荷和環境因素，如溫度變化、壓力波動等。這些因素可能導致支座的微小裂紋和材料疲勞，進一步可能導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計和運行過程中必須密切關注的重點問題之一。
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、載荷和應力分析：模擬立式容器在常見工況下的載荷和應力分布，特別是針對耳式支座的分析。
2、材料和結構評估：通過分析支座的材料特性和結構設計，識別可能的弱點和疲勞故障源。
3、疲勞壽命預測：結合多軸疲勞模型，預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
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展開 什么是平衡軸呢？
平衡軸技術（下圖中白色線框內所示結構）是一項結構簡單并且非常實用發動機技術，它可以有效減緩整車振動，提高駕駛的舒適性。
發動機震動原理
當發動機處在工作狀態時，活塞的運動速度非常快，而且速度很不均勻。當活塞位于上下止點位置時，其速度為零，但在上下止點中間位置的速度則達到最高。由于活塞在氣缸內做反復的高速直線運動，因此必然會在活塞、活塞銷和連桿上產生較大的慣性力。雖然連桿上的配重可以有效地平衡這些慣性力，但卻只有一部分運動質量參與直線運動，另一部分參與了旋轉。因而除了上下止點位置外，其它慣性力并不能完全達到平衡狀態，此時的發動機便產生了振動。
為了消除這種振動，設計者采用了很多方法，例如采用輕質的活塞減少運動件的質量、提高曲軸的剛度、采用60度夾角的“V”型布置發動機等等。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，簡單說平衡軸其實就是一個裝有偏心重塊并隨曲軸同步旋轉的軸，利用偏心重塊所產生的反向振動力，使發動機獲得良好的平衡效果，降低發動機振動。
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行工作，通過曲軸旋轉帶動固連的平衡軸驅動齒輪、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大的一階振動，使發動機的振動得到明顯改善。由于單平衡軸結構簡單，占用空間小，因而在單缸和小排量發動機中應用較為廣泛。
而雙平衡軸則采用的是鏈傳動方式帶動兩根平衡軸轉動，其中一根平衡軸與發動機的轉速相同，可以消除發動機的一階振動；另一根平衡軸的轉速是發動機轉速的2倍，可以消除發動機的二階振動，從而達到更加理想的減振效果。由于雙平衡軸的結構較為復雜、成本高、占用發動機的空間又相對較大大，因此一般在大排量汽車上較為常用。
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混動車型平衡軸齒輪敲擊噪聲優化
本文中深入闡述了平衡軸齒輪敲擊產生和傳播機理，通過開發雙級TVD降低齒輪外部激勵和開發雙消隙平衡軸減小嚙合過程中輪齒雙側受力沖擊的兩種方法，達到優化齒輪敲擊噪聲的目的，對平衡軸齒輪設計和敲擊問題優化具有重要的工程意義。
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混動車型平衡軸齒輪敲擊問題介紹
某款2.0T發動機為橫/縱置混動SUV車型共平臺生產，其搭載7DCT自動擋橫置變速器后NVH性能市場表現良好，而搭載縱置9HAT自動擋變速器時，車內外在中高轉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轉速區間，表現出頻率成分為3000-5000Hz的寬頻段激發特性。同步測試整車各零部件振動發現，油底殼本體振動與油底殼近場噪聲對應性明顯，橫/縱置油底殼近場噪聲和油底殼排氣側振動對比如圖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。
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橫/縱置平衡軸系統差異性分析
橫置發動機NVH性能市場表現良好，而縱置發動機NVH表現出敲齒振動噪聲，須分析其結構主要變化點，進而分析導致齒輪敲擊變化的影響因素，平衡軸驅動形式如圖2所示。平衡軸驅動齒圈位于曲軸第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，結構如圖3所示。消隙齒輪工作原理是：扭轉彈簧為獨立件，通過中間彈簧產生彈力，使主副齒產生錯齒，消除嚙合側隙，避免由于齒輪側隙產生的敲齒風險。
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關于導向軸支座的常見問題 (FAQ)
1、 在鎖緊導向軸時，鎖緊螺絲為何老是滑牙?
導向軸支座由于壁厚的原因，往往有效螺紋只有2~3牙。如扭矩過大或者傾斜緊固，易導致滑牙。
2、 購買導向軸支座附帶免費的止動螺絲嗎?
導向軸支座不附帶止動螺絲。
3、 導向軸支座有哪些表面處理?防銹性能如何?
有發黑處理(四氧化三鐵保護膜)和無電解鍍鎳的表面處理，無電解鍍鎳的防銹性能較好。
4、 使用導向軸支座緊固導向軸時，如何才能在緊固的同時不損傷導向軸?
可以使用頭部為黃銅或者聚氨酯類的螺絲進行緊固，可降低導向軸損傷。
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