1 電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置方案設(shè)計
1.1 設(shè)計需求
根據(jù)拖拉機(jī)多工況作業(yè)需求,匹配了雙電機(jī)電動拖拉機(jī)驅(qū)動系統(tǒng),如圖1所示。動力電池分別通過2個電機(jī)控制器向2個電機(jī)供電,驅(qū)動電機(jī)、動力輸出(Power take off,PTO)電機(jī)與雙向耦合裝置相連,雙向耦合裝置一端連接變速器、進(jìn)而與中央傳動相連,另一端連接PTO輸出軸。
圖1 拖拉機(jī)電力驅(qū)動系統(tǒng)方案
Fig.1 Electric drive system scheme of tractor
在低功率工作狀態(tài)下,驅(qū)動電機(jī)、PTO電機(jī)可獨(dú)立工作,將其提供的動力分別輸送至變速器和PTO輸出軸,在高功率犁耕狀態(tài)下,雙電機(jī)提供動力需經(jīng)過雙向耦合裝置輸送至變速器,在高功率旋耕狀態(tài)下,雙電機(jī)提供動力需經(jīng)過雙向耦合裝置輸送至PTO輸出軸。
1.2 傳動方案設(shè)計
根據(jù)上述動力傳遞需求,設(shè)計的電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案,是由兩組同步器換擋機(jī)構(gòu)和兩組行星齒輪機(jī)構(gòu)組成,如圖2所示。驅(qū)動電機(jī)、PTO電機(jī)分別與驅(qū)動輸入軸、PTO輸入軸相連,驅(qū)動輸出軸與變速器相連,PTO輸出軸與旋耕機(jī)構(gòu)相連。通過驅(qū)動電機(jī)、PTO電機(jī)、同步器以及制動器的協(xié)調(diào)控制,可實現(xiàn)3種工作模式:雙電機(jī)獨(dú)立工作模式、耦合驅(qū)動模式、耦合旋耕模式。
圖2 雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)示意圖
Fig.2 Structure drawing of bidirectional coupling device
1~8.傳動齒輪副齒輪 9、12.制動器 10、11.行星齒輪機(jī)構(gòu)
13、14.同步器
同步器13、14未接合,且制動器9、12鎖死時,為雙電機(jī)獨(dú)立工作模式,此時2個電機(jī)處于解耦狀態(tài),2個電機(jī)提供的動力分別通過對應(yīng)的行星齒輪機(jī)構(gòu)10、11輸出;同步器13、14同時向右接合時,為耦合驅(qū)動模式,此時PTO電機(jī)提供的動力通過傳動齒輪副5/6和7/8與驅(qū)動電機(jī)提供的動力在行星齒輪機(jī)構(gòu)10耦合并輸出;同步器13、14同時向左接合時,為耦合旋耕模式,此時驅(qū)動電機(jī)提供的動力通過傳動齒輪副1/2和3/4與PTO電機(jī)提供的動力在行星齒輪機(jī)構(gòu)11耦合并輸出。
2 方案拓?fù)湓O(shè)計與傳動特性分析
2.1 方案拓?fù)湓O(shè)計
為得到性能優(yōu)異的雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案,對其進(jìn)行拓?fù)湓O(shè)計及選型分析。行星齒輪機(jī)構(gòu)由太陽輪S、齒圈R和行星架C及行星輪組成,與驅(qū)動電機(jī)、PTO電機(jī)和變速器進(jìn)行任意聯(lián)接,可組合出6種聯(lián)接方式。考慮到雙電機(jī)需同向布置導(dǎo)致的機(jī)構(gòu)干涉因素,最終可將雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案拓?fù)渲?種方案,如圖3所示。
圖3 雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案簡圖
Fig.3 Schematics of structure of bidirectional coupling device
2.2 傳動特性分析
根據(jù)各方案結(jié)構(gòu)和動力傳遞路線,并結(jié)合行星齒輪機(jī)構(gòu)的傳動理論,可推導(dǎo)出雙向耦合裝置在耦合驅(qū)動模式下的轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩關(guān)系分別為:
方案A
(1)
方案B
(2)
方案C
(3)
方案D
(4)
其中
i56=z6/z5i78=z8/z7
式中nb——驅(qū)動輸出軸的轉(zhuǎn)速,r/min
nq——驅(qū)動電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速,r/min
np——PTO電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速,r/min
Tb——驅(qū)動輸出軸的轉(zhuǎn)矩,N·m
Tq——驅(qū)動電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩,N·m
Tp——PTO電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩,N·m
k——行星齒輪機(jī)構(gòu)10特性參數(shù)
i56——齒輪副5/6的傳動比
i78——齒輪副7/8的傳動比
z5~z8——齒輪5~8齒數(shù)
雙向耦合裝置工作時,由上述公式可知:i56、i78和k對其傳動性能有一定的影響,且都為常量。根據(jù)較為成熟的行星齒輪理論研究,特性參數(shù)k取值范圍為1.5~4.0[20]。
拖拉機(jī)在作業(yè)時,PTO有2種工作模式,即同步式轉(zhuǎn)動和標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速模式。當(dāng)PTO處于同步式轉(zhuǎn)動模式時,可將雙電機(jī)設(shè)定為恒功率且定混合比輸入。轉(zhuǎn)速耦合形式下,輸入轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速成比例,從而根據(jù)轉(zhuǎn)矩關(guān)系式,可得到nq與np的比例關(guān)系,再將其代入轉(zhuǎn)速關(guān)系式,即可得到nb隨nq的變化關(guān)系。同樣在恒功率狀態(tài)下,通過轉(zhuǎn)矩關(guān)系式,可得到Tb隨nq的變化關(guān)系。以此得到各方案在不同特性參數(shù)k下的傳動特性曲線,如圖4所示。
圖4 雙向耦合裝置傳動特性曲線
Fig.4 Transmission characteristic curves of bidirectional coupling device
由圖4可得,行星齒輪特性參數(shù)k對傳動特性曲線有一定的影響,以方案A為例,k越小,輸出轉(zhuǎn)速對輸入轉(zhuǎn)速的變化越敏感,輸出轉(zhuǎn)矩則相反。對比4種方案的傳動特性曲線可知,在相同的特性參數(shù)k下,方案A輸出的轉(zhuǎn)速與方案B相比較小,但輸出的轉(zhuǎn)矩較大,而方案C和方案D輸出轉(zhuǎn)速高,但輸出轉(zhuǎn)矩卻過低,不適于傳動采用。
當(dāng)PTO定速轉(zhuǎn)動時,驅(qū)動電機(jī)依然設(shè)定為恒功率輸出,而PTO電機(jī)設(shè)定為恒轉(zhuǎn)速輸出。取特性參數(shù)k為2.75,便可繪制出4種方案耦合輸出轉(zhuǎn)速nb、輸出轉(zhuǎn)矩Tb隨輸入轉(zhuǎn)速nq的變化關(guān)系曲線,如圖5所示。
圖5 雙向耦合裝置傳動特性對比曲線
Fig.5 Comparison curves of transmission characteristics of bidirectional coupling device
PTO定速轉(zhuǎn)動時,驅(qū)動電機(jī)輸入相同的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速,PTO電機(jī)的轉(zhuǎn)速保持恒定,而輸出轉(zhuǎn)矩受行星齒輪機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速耦合特性影響,其輸出轉(zhuǎn)矩與驅(qū)動電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩成比例相等。由圖5可知,方案C和方案D輸出的轉(zhuǎn)速過高,轉(zhuǎn)矩偏低,未起到減速增扭的作用,方案A的減速增扭效果稍優(yōu)于方案B??紤]到電動拖拉機(jī)在牽引作業(yè)時低轉(zhuǎn)速高轉(zhuǎn)矩的需求,并綜合對比PTO在隨動和定速兩種模式下的各種方案傳動特性,選用方案A作為雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案。
3 實例設(shè)計
為滿足原機(jī)型東方紅SK504型拖拉機(jī)36.8 kW的功率需求,根據(jù)現(xiàn)有企業(yè)推出的電動機(jī)產(chǎn)品,同時考慮到雙向耦合裝置可實現(xiàn)雙電機(jī)功率的高效利用以及樣機(jī)的開發(fā)成本,將驅(qū)動電機(jī)和PTO電機(jī)均采用同一型號產(chǎn)品,其主要參數(shù)如表1所示。
表1 雙電機(jī)主要參數(shù)
Tab.1 Main parameters of double motors
根據(jù)雙向耦合裝置的動力傳遞需求,對其進(jìn)行實例設(shè)計。為同時滿足彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度,齒輪模數(shù)mn按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計,計算式為
(5)
其中
(6)
式中mnt——試算齒輪模數(shù),mm
KF——彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)
KFt——試選彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)
T1——主動齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩,N·m
Yε——彎曲疲勞重合度系數(shù)
Yβ——彎曲疲勞螺旋角系數(shù)
β——初選螺旋角,(°)
φd——齒寬系數(shù)Yfa——齒形系數(shù)
za——主動齒輪齒數(shù)
Ysa——應(yīng)力修正系數(shù)
σF——彎曲疲勞許用應(yīng)力,MPa
分度圓直徑d1按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計,計算式為
(7)
其中
(8)
式中d1t——試算分度圓直徑,mm
KH——接觸疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)
KHt——試選接觸疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)
u——傳動比ZH——區(qū)域系數(shù)
ZE——彈性影響系數(shù)
Zε——接觸疲勞重合度系數(shù)
Zβ——接觸疲勞螺旋角系數(shù)
σH——接觸疲勞許用應(yīng)力,MPa
傳動軸直徑d按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件設(shè)計,計算式為
(9)
式中A0——設(shè)計系數(shù)
P——傳動軸傳遞的功率,kW
n——傳動軸轉(zhuǎn)速,r/min
利用式(5)~(9)得到雙向耦合裝置主要設(shè)計參數(shù),如表2所示。
表2 雙向耦合裝置主要參數(shù)
Tab.2 Main parameters of bidirectional coupling device
根據(jù)各齒輪的基本參數(shù),利用SolidWorks三維設(shè)計軟件及邁迪三維設(shè)計工具集對斜齒圓柱齒輪、行星齒輪機(jī)構(gòu)、傳動軸和同步器等進(jìn)行參數(shù)化建模,考慮到齒輪與軸的尺寸,以及耦合裝置的結(jié)構(gòu)關(guān)系,將齒輪1、齒輪5設(shè)計為齒輪軸,將齒輪4和齒輪8設(shè)計為空心齒輪軸。在SolidWorks中按照實際裝配關(guān)系對雙向耦合裝置進(jìn)行裝配,得到其三維模型,如圖6所示。
圖6 雙向耦合裝置三維模型
Fig.6 Three-dimensional models of bidirectional coupling device
4 運(yùn)動學(xué)分析與試驗驗證
4.1 運(yùn)動學(xué)分析
傳動機(jī)構(gòu)的運(yùn)動學(xué)分析主要是研究其轉(zhuǎn)動過程、角速度、角加速度等復(fù)雜的運(yùn)動特征。本文對雙向耦合裝置進(jìn)行運(yùn)動學(xué)仿真,分析在外部激勵狀態(tài)下輸出信號隨時間的變化關(guān)系,來驗證其多模式的可實現(xiàn)性,以及評價其快速性和平順性。
基于多體動力學(xué)仿真軟件ADAMS建立虛擬樣機(jī)模型,如圖7所示。將三維模型導(dǎo)入ADAMS中,調(diào)整全局坐標(biāo)、定義材料屬性。在傳動軸與地面、傳動齒輪與傳動軸、行星輪與行星架添加轉(zhuǎn)動副;在傳動齒輪軸8與齒圈10、傳動齒輪軸4與齒圈11之間添加固定副;在嚙合齒輪之間添加實體對實體的接觸力,代替精度較差的齒輪副;同步器接合套與齒轂之間同樣添加接觸力。
圖7 雙向耦合裝置虛擬樣機(jī)
Fig.7 Virtual prototype of bidirectional coupling device
對于虛擬樣機(jī)的模式切換,如要實現(xiàn)雙電機(jī)獨(dú)立驅(qū)動模式,需將同步器接合套置于分離狀態(tài),齒圈10和齒圈11分別與地面之間建立固定副,代替制動器制動,如圖7所示;切換至耦合驅(qū)動模式,需將同步器13、14的接合套同時向右移動,與齒輪7、6接合,并分別在接合套與齒輪之間添加實體對實體的接觸力,如圖8a所示;切換至耦合旋耕模式,需將同步器13、14左滑與齒輪3、2接合,并在同步器與齒輪之間添加接觸力,如圖8b所示。
圖8 雙向耦合裝置同步器接合方式
Fig.8 Modes of synchronizer engagement of bidirectional coupling device
首先分析驅(qū)動電機(jī)獨(dú)立驅(qū)動行駛、雙電機(jī)耦合驅(qū)動模式的運(yùn)動學(xué)特性。分析驅(qū)動電機(jī)獨(dú)立驅(qū)動行駛,以旋轉(zhuǎn)驅(qū)動代替電機(jī),為模擬電動拖拉機(jī)瞬時起步,同時保證驅(qū)動電機(jī)維持額定功率,其轉(zhuǎn)速定義為Step(time,0,0,9,18 000 d),表示9 s內(nèi)輸入角速度從0(°)/s到18 000(°)/s,即3 000 r/min。設(shè)定仿真時長及步數(shù),仿真結(jié)果如圖9a所示;分析雙電機(jī)耦合驅(qū)動行駛,驅(qū)動電機(jī)設(shè)定轉(zhuǎn)速不變,PTO電機(jī)作為補(bǔ)償電機(jī),同時本文根據(jù)雙向耦合裝置的特點,即雙電機(jī)設(shè)定為固定功率分配比,可實現(xiàn)PTO的同步式轉(zhuǎn)動,故轉(zhuǎn)速定義Step (time,0,0,9,9 000 d),仿真時間及步數(shù)不變,仿真結(jié)果如圖9b所示。
圖9 雙向耦合裝置驅(qū)動特性曲線
Fig.9 Driving characteristic curves of bidirectional coupling device
由圖9a可知,驅(qū)動輸入軸轉(zhuǎn)速按加載階躍函數(shù)變化,且驅(qū)動輸出軸轉(zhuǎn)速與輸入軸轉(zhuǎn)速變化趨勢一致,在9 s時達(dá)到其最大輸出角速度5 111(°)/s。輸入輸出角加速度均在4.5 s時達(dá)到最大,在9 s時恢復(fù)至0(°)/s2,從角加速度變化曲線可以看出,在獨(dú)立驅(qū)動模式下,雙向耦合裝置運(yùn)行平穩(wěn),僅在0.8 s左右有輕微的沖擊;由圖9b可知,驅(qū)動輸出軸在9 s時達(dá)到其最大輸出角速度5 741(°)/s,高于驅(qū)動電機(jī)獨(dú)立工作輸出的角速度。從角加速度變化曲線可以看出,在耦合驅(qū)動模式下,雙向耦合裝置運(yùn)行平穩(wěn),僅在6.5、8.5 s的加速過程中及穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時伴有輕微沖擊。
分析PTO電機(jī)獨(dú)立旋耕和雙電機(jī)耦合旋耕模式的運(yùn)動學(xué)特性。分析PTO電機(jī)獨(dú)立旋耕,為模擬PTO標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速作業(yè),需將PTO電機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定為Step (time,0,0,9,11 400 d)。仿真時長及步數(shù)不變,仿真結(jié)果如圖10a所示;分析雙電機(jī)耦合旋耕,PTO電機(jī)輸入轉(zhuǎn)速不變,驅(qū)動電機(jī)作為補(bǔ)償電機(jī),轉(zhuǎn)速設(shè)定為Step (time,0,0,9,3 800 d),仿真結(jié)果如圖10b所示。
圖10 雙向耦合裝置旋耕特性曲線
Fig.10 Characteristic curves of rotary tillage of bidirectional coupling device
由圖10a可知,PTO輸出軸輸出角速度可達(dá)到3 237(°)/s,即539.5 r/min,可滿足拖拉機(jī)動力輸出軸轉(zhuǎn)速為540 r/min的要求。從角加速度變化曲線可以看出,耦合裝置動力傳遞過程平穩(wěn),無較大沖擊。由圖10b可知,雙電機(jī)耦合后,PTO輸出軸可達(dá)5 968(°)/s,即994.7 r/min。因雙電機(jī)功率儲備充足,可滿足拖拉機(jī)動力輸出軸轉(zhuǎn)速為1 000 r/min的要求。耦合動力傳遞過程基本平穩(wěn),僅在3.6~7 s的加速過程中伴隨輕微沖擊。綜上可知,本文設(shè)計的雙向耦合裝置可實現(xiàn)多功率的雙向耦合流動,驗證了理論分析結(jié)果,且耦合裝置響應(yīng)速度快、平順性好,符合設(shè)計要求。
4.2 試驗驗證
為進(jìn)一步驗證所設(shè)計的雙向耦合裝置的合理性,試制了雙向耦合裝置樣機(jī)并進(jìn)行了裝機(jī),在中國一拖集團(tuán)有限公司中試基地,對雙向耦合裝置的耦合驅(qū)動模式和耦合旋耕模式進(jìn)行了試驗,如圖11所示。
圖11 雙向耦合裝置試驗方案
Fig.11 Test scheme of bidirectional coupling device
利用拖拉機(jī)一體化測試平臺的轉(zhuǎn)鼓試驗臺部分對耦合驅(qū)動系進(jìn)行試驗,利用PTO測試裝置對耦合旋耕系進(jìn)行試驗。為保證動力源輸入?yún)?shù)的穩(wěn)定,利用上位機(jī)和USBCAN-2E-U對雙電機(jī)發(fā)送控制命令。根據(jù)裝機(jī)對象傳動系速比和車輪滾動半徑,將得出的試驗結(jié)果換算至雙向耦合裝置動力輸出端,其結(jié)果如圖12所示。
圖12 雙向耦合裝置試驗與仿真對比曲線
Fig.12 Comparison curves of bidirectional coupling device test and simulation
由圖12a可知,雙向耦合裝置在耦合驅(qū)動模式下運(yùn)行平穩(wěn),僅在0~1 s內(nèi)有輕微波動。輸出角速度與仿真結(jié)果基本一致,在9.7 s左右達(dá)到最大角速度5 549(°)/s,即924.8 r/min。與仿真結(jié)果相比,存在3.34%的相對速度誤差和0.7 s的響應(yīng)時間延遲,這種現(xiàn)象主要由驅(qū)動系統(tǒng)的機(jī)械損失和設(shè)計誤差導(dǎo)致。由圖12b可知,雙向耦合裝置在耦合旋耕模式下同樣運(yùn)行平穩(wěn),僅在0~2 s內(nèi)有輕微波動。輸出轉(zhuǎn)速與仿真結(jié)果相一致,在9.6 s左右達(dá)到最大角速度5 871(°)/s,即978.5 r/min。與仿真結(jié)果相比,存在1.6%的相對速度誤差和0.6 s的響應(yīng)時間延遲。通過上述分析可知,由于受諸多因素影響,試驗結(jié)果與仿真存在一定的誤差,但誤差均保持在合理范圍內(nèi)。試驗驗證了本文提出的雙向耦合裝置的可行性,以及所搭建模型的準(zhǔn)確性。
5 模態(tài)分析
模態(tài)分析是動力學(xué)研究的基礎(chǔ),即對模型的固有特性(頻率、振型)的求解,模態(tài)分析主要分為有限元法和試驗分析法[21]。本文通過有限元分析法對電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置進(jìn)行模態(tài)分析,求其固有頻率,避免與電機(jī)產(chǎn)生的激振頻率重合,發(fā)生共振。
將雙向耦合裝置三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench的model模塊,材料均選為42GrMo,在Engineering Data中定義材料屬性,密度7 850 kg/m3、彈性模量2.12×1011Pa,泊松比0.28。設(shè)置接觸,齒輪與齒輪、齒輪與軸采用Bonded接觸,軸與地面采用Bearing連接。采用三角型網(wǎng)格劃分,Relevance取100,Element size定義為30 mm,生成網(wǎng)格節(jié)點數(shù)925 834、單元396 758個,如圖13所示。
圖13 雙向耦合裝置有限元模型
Fig.13 Finite element model of bidirectional coupling device
根據(jù)雙向耦合裝置實際運(yùn)行狀態(tài)及裝配關(guān)系,對有限元模型施加約束。本文通過對模型添加軸承和施加圓柱約束命令,來代替實際裝配中軸承、軸套及軸肩對傳動軸和齒輪自由度的限制。在結(jié)構(gòu)振動中,高階模態(tài)能量占比太低,所以只需考慮低階模態(tài)是否共振。對雙向耦合裝置的前10階模態(tài)進(jìn)行分析,得出的前10階振型如圖14所示。
圖14 雙向耦合裝置前10階振型圖
Fig.14 The first ten order mode diagrams of bidirectional coupling device
從圖14可看出,在設(shè)置環(huán)境下,電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置主要發(fā)生了扭轉(zhuǎn)振動和彎曲振動。在第1階振型中,主要為行星齒輪機(jī)構(gòu)11、同步器換擋機(jī)構(gòu)及接合齒輪的扭轉(zhuǎn)振動;第2階和第3階振型為耦合裝置的整體扭轉(zhuǎn)振動及兩輸入軸局部的彎曲振動;在第4階振型中,兩輸入軸均發(fā)生了彎曲振動,主要為驅(qū)動輸入軸的彎曲振動;第5階振型為驅(qū)動輸入軸的彎曲振動;在第6階振型中,PTO輸入軸和齒輪4發(fā)生了彎曲振動,齒輪3發(fā)生了扭轉(zhuǎn)振動;第7階和第8階振型均為行星齒輪11的彎曲振動;在第9階振型中,同步器換擋機(jī)構(gòu)及相應(yīng)接合齒輪發(fā)生了扭轉(zhuǎn)振動,兩輸入軸發(fā)生彎曲振動;第10階振型主要為行星齒輪10的彎曲振動。電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置各階次振型對應(yīng)的固有頻率如表3所示。
表3 雙向耦合裝置前10階固有頻率
Tab.3 The first ten order natural frequencies of bidirectional coupling device Hz
電動機(jī)所產(chǎn)生的激振頻率主要為轉(zhuǎn)矩波動頻率[22],根據(jù)現(xiàn)有的電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動研究可知[23],轉(zhuǎn)矩波動頻率fm與電動機(jī)轉(zhuǎn)速nm成正比,且最大轉(zhuǎn)矩波動頻率fmax=2nm/5。本文驅(qū)動電機(jī)額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min,在理想工況范圍內(nèi),可產(chǎn)生的最大轉(zhuǎn)矩波動頻率fmax約為1 200 Hz。在模態(tài)研究中,通常取15%~20%激振頻率作為頻率帶的范圍,故本文最大轉(zhuǎn)矩波動共振頻率范圍取1 020~1 380 Hz。從表3可以得出,雙向耦合裝置的最低階固有頻率為1 905.5 Hz,遠(yuǎn)高于電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩波動共振頻率帶。因此本文設(shè)計的電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置可避免電機(jī)發(fā)生共振,符合設(shè)計要求。
6 結(jié)論
(1)提出了一種滿足電動拖拉機(jī)多工況作業(yè)需求的雙向耦合裝置結(jié)構(gòu)方案,通過拓?fù)湓O(shè)計,得到多種傳動方案,推導(dǎo)出各個方案的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速關(guān)系,通過傳動特性分析,優(yōu)選出最終傳動方案。
(2)提出了雙向耦合裝置的參數(shù)設(shè)計方法,通過匹配計算,得出雙電機(jī)和雙向耦合裝置的具體參數(shù)。采用SolidWorks對耦合裝置的零部件進(jìn)行參數(shù)化建模,根據(jù)實際約束關(guān)系對其進(jìn)行裝配,得到電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置的三維模型。
(3)基于ADAMS建立了電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置的虛擬樣機(jī)模型,仿真分析了雙向耦合裝置在獨(dú)立驅(qū)動和耦合驅(qū)動、獨(dú)立旋耕和耦合旋耕模式下的運(yùn)動學(xué)特性,并試制雙向耦合裝置試驗樣機(jī),進(jìn)行裝機(jī)試驗。結(jié)果表明,設(shè)計的雙向耦合裝置可實現(xiàn)多功率的雙向耦合流動,雙向耦合模式的響應(yīng)僅存在0.7 s和0.6 s的延遲,響應(yīng)速度快,動力傳遞平穩(wěn),且滿足PTO的標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速需求。
(4)采用ANSYS Workbench建立電動拖拉機(jī)雙向耦合裝置有限元模型,通過模態(tài)分析,獲得雙向耦合裝置的前10階固有頻率以及相對應(yīng)的振型。分析結(jié)果表明,雙向耦合裝置的1階固有頻率為1 905.5 Hz,高于電動機(jī)激振頻率帶1 020~1 380 Hz,可避免在運(yùn)行過程中發(fā)生共振,符合設(shè)計要求。
審核編輯:湯梓紅
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原文標(biāo)題:雙向耦合電驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計與性能分析
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