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文檔簡介
作品名稱:新型齒輪齒條式發(fā)動機的設(shè)計制造與研究大類:科技發(fā)明制作A類小類:機械與控制簡介:一種新型齒輪齒條式發(fā)動機,其動力傳輸結(jié)構(gòu)采用部分齒齒輪與雙側(cè)齒條嚙合,實現(xiàn)缸體活塞直線運動和輸出軸回轉(zhuǎn)運動的轉(zhuǎn)換,齒條限位機構(gòu)避免齒條換向時輪齒間的相向沖擊,并保證嚙合位置的準確性,直線導(dǎo)軌結(jié)構(gòu)保證齒條往復(fù)運動過程中不偏離移動導(dǎo)路,潤滑緩沖裝置利用齒條脫離嚙合后的動能,擠壓油箱潤滑油向齒輪齒條嚙合處和直線導(dǎo)軌等處噴油潤滑,在完成潤滑同時,潤滑緩沖裝置還對齒輪裝置脫離嚙合后的運動起一定緩沖作用。詳細介紹:1項目背景及研究現(xiàn)狀1.1項目背景發(fā)動機是一種將其它形式能量轉(zhuǎn)換成機械能的動力機械。人類最早在18世紀開始應(yīng)用蒸汽機(外燃機)作為動力機械,后來出現(xiàn)了發(fā)動機,特別是在1876年德國人奧托(Otto)發(fā)明四沖程往復(fù)式曲軸連桿汽油機之后,在當(dāng)時由于其較高的效率和較好的穩(wěn)定性而得到大幅推廣。時至今日主流發(fā)動機仍然采用往復(fù)曲軸連桿結(jié)構(gòu)。其主要工作原理是利用曲軸連桿機構(gòu),將燃料燃燒做功推動活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)換成曲軸連續(xù)的回轉(zhuǎn)運動。其結(jié)構(gòu)簡單,承受載荷較高,這些特點使曲軸連桿式發(fā)動機具有頑強的生命力,經(jīng)受住了百余年的競擇篩選。但隨著科技的不斷發(fā)展,人們已經(jīng)發(fā)現(xiàn)曲軸連桿式發(fā)動機也存在一些不可避免的缺點:(1)曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)在運動過程中存在死點區(qū),死點區(qū)傳動效率較低,會影響整個過程平均效率,另外曲軸連桿機構(gòu)接觸副均為面接觸,摩擦損失較多也會引起機械效率的損失[1]。而如今能源危機日益嚴重,發(fā)動機的效率性能尤為重要。(2)曲軸連桿機構(gòu)運動時,活塞組件會對缸體內(nèi)壁產(chǎn)生側(cè)向的壓力,發(fā)動機在實際使用過程中,經(jīng)常出現(xiàn)因側(cè)向壓力過大導(dǎo)致活塞組件與缸體摩擦較大,機械效率降低,活塞、活塞環(huán)喪失密封性以及拉缸等情況[2-4]。人們曾嘗試過多種結(jié)構(gòu)替代曲軸連桿式發(fā)動機,其中最著名、最成功的為上個世紀德國人汪克爾(Wankel)提出的轉(zhuǎn)子發(fā)動機,其高輸出、結(jié)構(gòu)緊湊、噪音低的特點,讓很多業(yè)內(nèi)人士認為其可能會代替?zhèn)鹘y(tǒng)活塞式發(fā)動機,但最終由于其存在磨損嚴重、高油耗的缺點,轉(zhuǎn)子發(fā)動機退出了歷史舞臺。國內(nèi)外一些學(xué)者曾提出在發(fā)動機中應(yīng)用齒輪齒條機構(gòu)實現(xiàn)直線運動和旋轉(zhuǎn)運動的轉(zhuǎn)換(詳見1.2節(jié))。一方面,齒輪齒條機構(gòu)本身傳動效率較高,且結(jié)構(gòu)簡單、緊湊,制造容易;另一方面,其傳動方式有效避免了曲軸連桿機構(gòu)對缸體內(nèi)壁產(chǎn)生側(cè)向的壓力?;谏鲜鰞牲c,齒輪齒條式發(fā)動機的實現(xiàn)將會對傳統(tǒng)的曲軸連桿式發(fā)動機地位形成挑戰(zhàn)。1.2研究現(xiàn)狀目前齒輪齒條式發(fā)動機還沒有成熟的產(chǎn)品,但國內(nèi)外專家學(xué)者對齒輪齒條式發(fā)動機做了許多設(shè)想、設(shè)計與研究,近年來,齒輪齒條傳動形式不斷豐富和發(fā)展,其應(yīng)用于發(fā)動機功率傳輸機構(gòu)的技術(shù)瓶頸也逐步有了一些解決措施。1920年,由美國A.L.POWELL.POWER[5]公司設(shè)計的INTERNALCOMBUSTIONENGINE(內(nèi)燃機)是可以查到的較早的部分采用齒輪齒條為傳動方式的發(fā)動機,如圖1-1。圖1-1內(nèi)燃機1997年,韓國起亞集團(KiaMotorsCorporation)[6]一位研究人員提出了ENGINEWITHRACKGEAR-TYPEPISTONROD(齒條活塞桿式發(fā)動機),它是一種以齒輪齒條為傳動方式,通過超越離合器實現(xiàn)傳動的發(fā)動機,但是其結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜,而且依賴于多缸協(xié)同工作,如圖1-2。圖1-2齒條活塞桿式發(fā)動機2000年,RichardD.Rucker[7]在其論文中提出了一種依靠齒輪傳動實現(xiàn)的內(nèi)擺線兩沖程發(fā)動機,其發(fā)動機連桿始終保持直線運動,在動平衡方面較傳統(tǒng)曲軸連桿發(fā)動機有較大提高,但其設(shè)計對加工精度要求高,難以實現(xiàn)。圖1-3內(nèi)擺線兩沖程發(fā)動機2008年,揚州大學(xué)的崔云峰等人[8-9],也進行了非常相近的齒輪齒條式發(fā)動機的研究,基于超越離合器提出了幾種構(gòu)型,如圖1-4,這種構(gòu)型從根本上解決了齒輪齒條機構(gòu)的換向沖擊的問題,但其結(jié)構(gòu)是基于多缸協(xié)同工作,體積過大。圖1-4立式四扇形齒輪齒條發(fā)動機2010年,法國公司EtudesConstructionsMetalliquesEtMecqniques(E.C.M.M.)提出一種基于單向軸承的齒輪齒條傳動機構(gòu)[10],依靠一個齒條和兩個有單向軸承的全齒輪完成傳動,但這種傳動機構(gòu)只能適用于兩沖程發(fā)動機,而且齒條運動的不確定性可能影響燃燒。(1)結(jié)構(gòu)方案復(fù)雜,設(shè)計大多過于理想化,難以實現(xiàn)制造加工,工程可行性低。(2)齒輪齒條式動力傳輸機構(gòu)運行過程中存在沖擊現(xiàn)象,大多數(shù)發(fā)明設(shè)計對此考慮較少,少數(shù)設(shè)計為改善沖擊問題引入了復(fù)雜的結(jié)構(gòu)方案。2研究目標(biāo)與方法2.1研究目標(biāo)本項目旨在設(shè)計、研制出一種結(jié)構(gòu)簡單,工程可行性高的新型齒輪齒條式發(fā)動機,應(yīng)用齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)實現(xiàn)活塞往復(fù)直線運動到輸出軸旋轉(zhuǎn)運動的轉(zhuǎn)換,以提高傳統(tǒng)曲軸連桿式發(fā)動機的機械效率,改善其缸壁側(cè)壓力問題。同時避免已有齒輪齒條式發(fā)動機發(fā)明設(shè)計存在的結(jié)構(gòu)復(fù)雜,沖擊嚴重等問題。2.2研究方法(1)研究方法與手段項目采用文獻檢索、理論分析與計算、數(shù)值模擬、實證研究、探索性研究等方法和手段開展齒輪齒條式發(fā)動機研制。(2)技術(shù)路線圖2-1技術(shù)路線3齒輪齒條式發(fā)動機主要結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1主要結(jié)構(gòu)方案設(shè)計結(jié)構(gòu)方案的設(shè)計主要包括齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案設(shè)計、潤滑緩沖裝置結(jié)構(gòu)方案設(shè)計和整機總體結(jié)構(gòu)方案設(shè)計。3.1.1齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案如圖3-1所示,在發(fā)動機原有缸體上設(shè)計,齒條裝置通過銷軸與缸體內(nèi)的活塞連接,齒條裝置由兩側(cè)齒條組合而成,齒輪采用部分齒的結(jié)構(gòu),齒輪的有齒部分可分別與兩側(cè)齒條嚙合,齒輪齒條均采用人字齒,一方面人字齒的斜齒承載能力高、傳動平穩(wěn),沖擊振動小,另一方面人字齒輪軸向力對稱抵消,可防止齒條裝置的軸向移動。當(dāng)氣缸內(nèi)膨脹做功,活塞推動齒條裝置下行,左側(cè)齒條與齒輪有齒部分嚙合,齒輪轉(zhuǎn)動帶動輸出軸轉(zhuǎn)動,齒條與齒輪嚙合結(jié)束時,齒輪由于飛輪(見圖3-2)慣性繼續(xù)轉(zhuǎn)動,齒輪有齒部分與右側(cè)齒條嚙合,帶動齒條裝置上行,實現(xiàn)排氣過程,齒條與齒輪嚙合結(jié)束,齒輪有齒部分再與左側(cè)齒條嚙合,帶動齒條裝置下行,實現(xiàn)進氣過程,隨后再與右側(cè)齒條嚙合實現(xiàn)壓縮過程,從而完成一次四沖程的循環(huán),實現(xiàn)活塞直線運動到輸出軸回轉(zhuǎn)運動的轉(zhuǎn)換。圖3-1齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)3.1.2齒條限位裝置結(jié)構(gòu)方案齒輪齒條每次脫離嚙合,齒條由于慣性會繼續(xù)運動,當(dāng)齒輪與另一側(cè)齒條再次嚙合,齒輪和齒條會發(fā)生相向沖擊,同時嚙合位置易發(fā)生竄動,為此設(shè)計齒條限位裝置如圖3-2所示,齒條裝置兩側(cè)設(shè)置限位盤,限位盤通過鍵連接安裝于輸出軸,限位盤同時起到飛輪的作用,限位盤上開設(shè)限位滑道,齒條裝置設(shè)有上下限位軸。當(dāng)齒條裝置上行或下行與齒輪脫離嚙合時,限位盤上的滑道通過限制進入滑道內(nèi)的限位軸來控制齒條裝置運動,使其逐漸停止,避免再次嚙合時齒輪齒條的相向沖擊,同時保證了每次嚙合位置的準確性。圖3-2齒條限位裝置3.1.3潤滑緩沖裝置結(jié)構(gòu)方案發(fā)動機在運行時,齒輪齒條嚙合處、直線導(dǎo)軌等多處均需要進行潤滑,本方案設(shè)置如圖3-3所示的潤滑緩沖裝置,在完成潤滑作用的同時,還可對齒輪裝置脫離嚙合后的運動實現(xiàn)一定緩沖作用,以輔助齒條限位裝置。潤滑緩沖裝置的結(jié)構(gòu)如圖3-3所示,潤滑緩沖裝置主要由活塞組件、油箱、圓柱筒體、出油口、油管組成,其中活塞組件的活塞桿和齒條裝置下側(cè)銷連接,當(dāng)齒條向下運動推動活塞時,隨著活塞繼續(xù)下降,活塞擠壓筒體內(nèi)潤滑油從底部出油口進入油管,最終噴射到齒輪齒條嚙合和直線導(dǎo)軌處,實現(xiàn)潤滑功能,潤滑結(jié)束后,潤滑油可流淌至油箱,此時活塞離開圓柱筒,潤滑油自然流入圓柱筒內(nèi)實現(xiàn)循環(huán)。該套裝置對齒條裝置實現(xiàn)一定緩沖作用,兼顧了潤滑和緩沖功能,提高了能量利用率。圖3-3緩沖潤滑裝置結(jié)構(gòu)3.1.4整機總體主要結(jié)構(gòu)方案圖3-4為齒輪齒條式發(fā)動機總體主要結(jié)構(gòu),總體結(jié)構(gòu)主要由配氣機構(gòu),缸體部分,齒輪齒條動力傳輸裝置,直線導(dǎo)軌,潤滑裝置組成,直線導(dǎo)軌對齒條裝置的下上運動起導(dǎo)向作用,齒條裝置下行壓縮潤滑裝置中的潤滑油,通過油管向上噴油實現(xiàn)齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)的潤滑。3-4齒輪齒條式發(fā)動機總體主要結(jié)構(gòu)3.2主要結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計在GY6-150發(fā)動機缸體的基礎(chǔ)上進行設(shè)計,GY6-150發(fā)動機缸體行程57.8,缸徑57.4,排量150,壓縮比9.2。設(shè)定齒輪齒條式發(fā)動機輸出功率1.0,輸出轉(zhuǎn)速初定300。3.2.1齒輪齒條參數(shù)設(shè)計及校核4齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)動力學(xué)分析4.1齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)沖擊仿真分析齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)運行時,齒輪齒條的嚙合過程以及齒條限位裝置的工作過程中都存在沖擊現(xiàn)象,應(yīng)用ABAQUS軟件對其運動進行模擬仿真分析,驗證其結(jié)構(gòu)的可靠性。(1)缸內(nèi)最大爆破壓瞬間沖擊仿真分析應(yīng)用ABQUES對齒輪齒條嚙合過程進行運動仿真,可知嚙合過程中,在缸內(nèi)最大爆破壓瞬間齒輪齒條的輪齒承受較大沖擊,圖4-3給出缸內(nèi)最大爆破壓瞬間齒輪齒條的應(yīng)力分布云圖,此時輪齒承受最大應(yīng)力,輪齒在最大應(yīng)力點位置如圖所示。圖4-3缸內(nèi)最大爆破壓瞬間齒輪齒條應(yīng)力分布云圖齒輪齒條嚙合過程中,輪齒的沖擊均是循環(huán)往復(fù)作用的,失效形式將為疲勞破壞,因此需要對危險工況其進行疲勞強度的驗證。在缸內(nèi)最大爆破壓瞬間、工況下,輪齒承受著脈動循環(huán)應(yīng)力,對輪齒進行零件脈動循環(huán)應(yīng)力下疲勞強度的驗證[22]??梢娸嘄X受到最大爆破壓瞬間循環(huán)沖擊的作用,其結(jié)構(gòu)滿足疲勞強度要求。(2)齒條換向時瞬間沖擊仿真分析應(yīng)用ABQUES對齒輪齒條嚙合過程進行運動仿真,可知嚙合過程中,在齒條換向瞬間齒輪齒條的輪齒承受較大沖擊,圖4-4給出齒條換向瞬間齒輪齒條的應(yīng)力分布云圖,此時輪齒承受最大應(yīng)力,輪齒在最大應(yīng)力點位置如圖4-4所示。圖4-4齒條換向瞬間齒輪齒條應(yīng)力分布云圖同樣的,在齒條換向瞬間,輪齒曾受著脈動循環(huán)應(yīng)力,對輪齒進行零件脈動循環(huán)應(yīng)力下疲勞強度的驗證??梢娸嘄X受到齒條換向瞬間循環(huán)沖擊的作用,其結(jié)構(gòu)滿足疲勞強度要求。(3)齒條限位裝置運動過程沖擊仿真分析對齒條限位裝置的工作過程仿真,可得限位裝置工作過程最大應(yīng)力點如圖4-5所示,最大應(yīng)力分布在限位軸上,。同樣的,限位裝置運動的過程中,限位軸受到的沖擊均是循環(huán)往復(fù)作用的,失效形式將為疲勞破壞,因此需要對危險工況其進行疲勞強度的驗證。限位軸、限位滑道均曾受著脈動循環(huán)應(yīng)力,對限位軸進行零件脈動循環(huán)應(yīng)力下疲勞強度的驗證。式中:為材料對稱循環(huán)應(yīng)力下材料疲勞極限,取517;為零件壽命系數(shù),取1.57;為有效應(yīng)力集中系數(shù),取1.0;為絕對尺寸系數(shù),取0.83;為表面應(yīng)力狀態(tài)系數(shù),取0.85;為平均應(yīng)力折合應(yīng)力幅等效系數(shù),取0.3;為零件許用疲勞安全系數(shù),取1.5[22]??梢娤尬惠S在限位裝置運動過程受到循環(huán)沖擊作用,其結(jié)構(gòu)滿足疲勞強度要求。5齒輪齒條與曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)性能對比式中:——機械摩擦損失功率,占的65%~75%,占的10%~15%,包括活塞、活塞環(huán)與氣缸間的摩擦損失功率和連桿、曲柄與軸承間的摩擦損失功率。曲軸連桿機構(gòu)和齒輪齒條機構(gòu)的機械傳動效率分別為:兩機構(gòu)輸入的指示功率=,可見機械傳動效率低的機構(gòu),其較大,而在整個發(fā)動機機械損失功率的很大比例,最終將導(dǎo)致在整個發(fā)動機機械效率較小。因此對曲軸連桿機構(gòu)和齒輪齒條機構(gòu)的機械傳動效率進行對比分析。5.1.1曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)傳動效率曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)簡圖如圖5-1所示。根據(jù)文獻[23],在一行程中曲軸連桿機構(gòu)機械傳動效率如公式5-6所示。式(5-6)、(5-7)中:為曲軸連桿機構(gòu)輸入功率;為機構(gòu)活塞與缸體移動副①處的摩擦損失功率;為機構(gòu)連桿與活塞轉(zhuǎn)動副②處的摩擦損失功率;為機構(gòu)曲軸與連桿轉(zhuǎn)動副③處的摩處的摩擦損失功率;為曲軸輸出回轉(zhuǎn)副④處的摩擦損失功率;為連桿長度;為曲軸長度;轉(zhuǎn)動副②摩擦圓半徑;轉(zhuǎn)動副③摩擦圓半徑;回轉(zhuǎn)副④摩擦圓半徑;為連桿與水平面夾角。GY6-150發(fā)動機曲軸連桿機構(gòu)相關(guān)參數(shù):,,,,根據(jù)結(jié)果應(yīng)用Matlab繪制得到曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)傳動效率曲線(圖5-2),計算得出平均傳動效率:。5.1.2齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)傳動效率分析齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)簡圖如圖5-3所示,下面分別推導(dǎo)①~④處運動副摩擦損失功,計算機構(gòu)傳動效率。5-3齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)簡圖在一行程中,齒輪轉(zhuǎn)動180°,根據(jù)運動仿真分析可知:齒條齒輪嚙合過程齒輪共轉(zhuǎn)過160°,圖5-3(a)為齒輪齒條嚙合起點,圖5-3(b)為齒輪齒條嚙合終點,齒輪齒條嚙合過程前后,齒輪均靠慣性轉(zhuǎn)動10°,在齒條齒輪嚙合過程中,嚙合起點和嚙合終點區(qū)域均為非正常嚙合過程,各持續(xù)5°的過程。(a)起點(b)終點圖5-3齒輪齒條嚙合起點及終點(1)齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)活塞與缸體移動副①處的摩擦損失功:式中:為齒輪分度圓半徑;為嚙合點曲率半徑,隨嚙合點變化;為平均嚙合點曲率半徑;為基圓半徑;為螺旋角;為活塞移動副摩擦系數(shù)。(2)齒輪齒條嚙合移動副②處摩擦損失功:式中:為齒輪齒條移動副摩擦角;為齒輪切向速度,為齒輪齒條嚙合移動副摩擦系數(shù);為齒輪角速度。(3)導(dǎo)軌移動副③處的摩擦損失功:式中:為導(dǎo)軌移動副的摩擦系數(shù)。(4)齒輪軸回轉(zhuǎn)副④處的摩擦損失功:式中:為齒輪回轉(zhuǎn)副摩擦系數(shù);為齒輪回轉(zhuǎn)副半徑。(5)機構(gòu)輸入功:綜上整理推導(dǎo)得到齒輪齒條機械傳動效率如公式(5-13)所示。圖5-4齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)傳動效率曲線齒輪齒條動力傳輸機構(gòu)機械傳動效率比曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)機械傳動效率高:。5.2兩機構(gòu)缸壁側(cè)壓力對比分析5.2.1曲軸連桿機構(gòu)缸壁側(cè)壓力發(fā)動機中的曲軸連桿動力傳輸機構(gòu)運動時,活塞組件會對缸體側(cè)壁產(chǎn)生側(cè)向的壓力,發(fā)動機在實際使用過程中,經(jīng)常出現(xiàn)因側(cè)向壓力過大導(dǎo)致活塞組件與缸體摩擦較大,機械效率降低,活塞組件和缸體磨損及拉缸等情況。因此有必要分析齒輪齒條機構(gòu)和曲軸連桿機構(gòu)對缸壁側(cè)的壓力,對比二者性能。如圖5-1,活塞組件所受的合外力[25-26]:當(dāng)缸內(nèi)膨脹做功行程,混合燃料爆炸瞬間達到最大爆破壓時,活塞受到的壓力最大,合力達到最大,側(cè)壓力取到最大。當(dāng)GY6-150曲軸連桿式發(fā)動機與GY6-150缸體基礎(chǔ)上的齒輪齒條式發(fā)動機同樣的轉(zhuǎn)速(300r/min)和輸出功率(1)時,經(jīng)計算,缸內(nèi)最大爆破壓約為1,則:(5-16)則最終得到最大側(cè)壓力:5.2.2齒輪齒條機構(gòu)缸壁側(cè)壓力齒輪齒條機構(gòu)缸壁側(cè)壓力和曲軸連桿機構(gòu)缸壁側(cè)壓力相比降低:6樣機制作與實驗6.1樣機制作桿機構(gòu)在改造過程中,主要工作有:(1) 購買GY6-150發(fā)動機進行拆裝實驗,對這種型號的發(fā)動機的各部分機構(gòu)進行了解與學(xué)習(xí),為設(shè)計齒輪齒條發(fā)動機做準備。圖6-3GY6-150整體發(fā)動機圖6-4GY6-150曲軸箱(2) 對GY6-150發(fā)動機缸體進行精確測測繪,并以此作為齒輪齒條參數(shù)設(shè)計的依據(jù)。圖6-5齒輪零件圖圖6-6齒條裝置零件圖(3) 將曲軸全部拆除,精確測繪曲軸鏈輪尺寸,設(shè)計新輸出軸。圖6-7輸出軸零件圖(4) 根據(jù)齒條結(jié)構(gòu),合理設(shè)計油箱中緩沖潤滑裝置。圖6-8緩沖潤滑零件圖(5) 根據(jù)齒輪齒條機構(gòu)尺寸與緩沖潤滑裝置尺寸,考慮到各個位置的尺寸安裝問題,合理的設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)及尺寸。圖6-9齒輪齒條箱體部件圖(6) 設(shè)計限位裝置。圖6-10限位盤零件圖圖6-11齒輪齒條發(fā)動機軸系部件圖圖6-12齒輪齒條發(fā)動機裝配圖(9)根據(jù)齒輪齒條發(fā)動機的零件圖與裝配圖對齒輪齒條發(fā)動機的關(guān)鍵零部件進行加工。圖6-13齒輪齒條發(fā)動機飛輪加工圖6-14齒輪齒條發(fā)動機軸零件加工圖6-15齒輪齒條機構(gòu)安裝圖(10)根據(jù)齒輪齒條發(fā)動機的設(shè)計方案,將設(shè)計加工出的零件根據(jù)零件圖進行裝配,最終完成樣機的制作。圖6-16齒輪齒條發(fā)動機樣機6.2樣機測試實驗6.2.1樣機輸出功率測試實驗(1)輸出扭矩測試根據(jù)齒輪齒條發(fā)動機與曲軸搖桿發(fā)動機樣機的運動規(guī)律,選擇合適量程的扭矩傳感器,傳感器的參數(shù)表如下所示傳感器與傳感器放大器如下所示。圖6-17扭矩傳感器圖6-18扭矩傳感器放大器扭矩傳感器檢測安裝流程圖、扭矩程序調(diào)試圖如下所示。圖6-19扭矩傳感器檢測安裝流程圖圖6-20扭矩程序調(diào)試圖齒輪齒條發(fā)動機與曲軸連桿發(fā)動機扭矩試驗布置方案如圖6-21所示。圖6-21扭矩傳感器布置方案圖6-22齒輪齒條發(fā)動機扭矩顯示圖6-23曲軸連桿發(fā)動機扭矩顯示表6-2齒輪齒條式發(fā)動機輸出扭矩表次數(shù) 轉(zhuǎn)矩(N·m) 平均轉(zhuǎn)矩(N·m)齒輪齒條式發(fā)動機輸出扭矩平均值23.64N·m,曲軸連桿式發(fā)動機輸出扭矩平均值為21.28N·m,齒輪齒條發(fā)動機的平均扭矩比曲軸連桿高11.1%。(2)輸出轉(zhuǎn)速測試針對齒輪齒條發(fā)動機的轉(zhuǎn)速規(guī)律,選擇霍爾元件作為轉(zhuǎn)速檢測的傳感器,分別對兩種結(jié)構(gòu)的發(fā)動機進行檢測?;魻栐膱D片如下所示。圖6-27霍爾元件設(shè)計傳感器的安裝與檢測流程,檢測流程與發(fā)動機轉(zhuǎn)速檢測圖如下所示。圖6-28轉(zhuǎn)速傳感器檢測流程圖圖6-29齒輪齒條發(fā)動機轉(zhuǎn)速顯示器圖6-30曲軸連桿發(fā)動機轉(zhuǎn)速顯示器表6-4齒輪齒條式發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速表次數(shù) 轉(zhuǎn)速(r/min) 平均轉(zhuǎn)速(r/min)根據(jù)上述兩表可得,齒輪齒條發(fā)動機的轉(zhuǎn)速平均值224.8,曲軸連桿發(fā)動機的平均轉(zhuǎn)速為208,齒輪齒條轉(zhuǎn)速比曲軸連桿轉(zhuǎn)速高8.1%。(3)輸出功率計算齒輪齒條發(fā)動機樣機的輸出功率:曲軸連桿發(fā)動機樣機的輸出功率:因此,可知在輸入端各條件均相同的情況下,齒輪齒條發(fā)動機樣機比曲軸連桿式發(fā)動機樣機的輸出功率高,即齒輪齒條發(fā)動機樣機的機械效率高于曲軸連桿式發(fā)動機樣機。6.2.2樣機缸壁磨損量實驗樣機的缸壁磨損量選擇坐標(biāo)齒輪綜合測量儀,實驗方案布置圖如下所示。圖6-31測量儀器整體圖圖6-32齒輪齒條式缸壁磨損量圖6-33曲柄連桿式缸壁磨損量沿缸體軸線方向上測試位置分布如表6-6和圖6-34所示。表6-6沿缸體軸線方向上測試位置分布位置 第一層 第二層 第三層軸坐標(biāo) -5mm -25mm -35mm圖6-34沿缸體軸線方向上測試位置分布示意圖使用前后兩機構(gòu)缸徑如表6-7所示,使用前后兩機構(gòu)缸徑圓度如表6-8所示。表6-7使用前后兩機構(gòu)缸徑(mm)第一層直徑 第二層直徑 第三層直徑使用前57.4030 57.4018 57.4035磨損后(齒輪齒條式) 57.4139 57.4137 57.4150磨損后(曲軸連桿式) 57.4180 57.4196 57.4159表6-8使用前后兩機構(gòu)缸徑圓度(mm)第一層圓度 第二層圓度第三層圓度使用前 0.0146 0.0129 0.0134磨損后(齒輪齒條式) 0.0221 0.0189 0.0192磨損后(曲柄連桿式) 0.0341 0.0486 0.0425表6-9給出齒輪齒條和曲軸連桿使用后缸徑變化和缸徑圓度變化的對比情況。表6-9兩機構(gòu)使用后缸徑磨損量和缸徑圓度變化的對比位置 1 2 3齒輪齒條式 缸徑磨損值0.0109 0.0119 0.0115圓度變化 0.0075 0.0060 0.0058曲柄連桿式 缸徑磨損值0.0150 0.0178 0.0124圓度變化 0.0195 0.0357 0.0291由表6-9可看出,經(jīng)過300小時的運轉(zhuǎn)試驗后,齒輪齒條缸徑的磨損量和圓度變化在各位置處均小于曲柄連桿機構(gòu),說明齒輪齒條缸徑側(cè)壓力小于曲軸連桿缸徑側(cè)壓力,與理論分析結(jié)論相符。7項目推廣7.1項目特點(1)科學(xué)性齒輪齒條式發(fā)動機動力傳輸結(jié)構(gòu)簡單、工程可行性高;潤滑裝置兼顧一定緩沖作用,提高了能量利用率;應(yīng)用有限元動力學(xué)分析軟件對缸內(nèi)最大爆破壓瞬間、齒條換向瞬間和限位裝置工作過程三種危險工況進行沖擊仿真分析,驗證了結(jié)構(gòu)的安全可靠;通過理論對比分析驗證了相同條件下齒輪齒條機構(gòu)與曲軸連桿機構(gòu)的機械傳動效率和缸壁側(cè)壓力的優(yōu)越性。制作樣機、進行試驗證明方案可行性;通過相同條件下齒輪齒條式發(fā)動機樣機和曲軸連桿式發(fā)動機樣機輸出轉(zhuǎn)速、扭矩、缸壁磨損量的測試實驗驗證齒輪齒條式發(fā)動機的優(yōu)越性。(2)創(chuàng)新性①新型齒輪齒條式發(fā)動機相比曲軸連桿式發(fā)動機,動力傳輸機構(gòu)機械效率提高,缸體側(cè)壁壓力顯著減??;②新型齒輪齒條式發(fā)動機結(jié)構(gòu)簡單,工程可行性高,限
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