課題組主要從事機械傳動系統(tǒng)、零部件的結構分析和車輛性能測試及優(yōu)化設計的研究工作。

機械傳動系統(tǒng)

1.以某提升機兩級行星減速器為研究對象，研究多級行星減速器動態(tài)特性。

減速器箱體、齒輪傳動系統(tǒng)的結構固有特性研究二階十階三階一階二階八階兩級行星減速器3D模型行星輪系動力學特性研究進行瞬態(tài)動力學分析得到輪齒應力分布、均載特性、振動特性分析、不同轉速、幾何偏心以及太陽輪浮動對減速器動態(tài)特性影響。應力分布均載特性振動特性不同轉速下一級太陽輪齒根處應力變化曲線太陽輪存在幾何偏心誤差太陽輪無幾何偏心誤差行星輪系動力學特性研究對減速器進行振動、噪聲實驗研究。測點2（Z）時域圖

測點2（Z）頻譜圖500rpm空載工況下測點布置測點2（Z）時域圖

測點2（Z）頻譜圖500rpm20%載荷工況測量值與計算結果對比行星輪系動力學特性研究

2.以某風力發(fā)電傳動系統(tǒng)核心部件-增速齒輪箱為研究對象，研究了風電齒輪傳動特性及齒輪傳動系統(tǒng)振動和沖擊問題。從時、頻域的角度分析了齒輪嚙合力、齒輪傳動的均載特性和嚙合力對齒輪振動的影響規(guī)律。齒輪箱模型一級行星輪嚙合力時域圖一級行星輪嚙合力頻域圖齒輪嚙合力沖擊變化二級行星輪嚙合力時域圖二級行星輪嚙合力的頻域圖輸出端接觸力時域圖輸出端接觸力頻域圖二級行星傳動均載系數(shù)曲線一級行星傳動均載系數(shù)曲線行星輪系動力學特性研究

研究了安裝誤差、外載、偏心誤差對齒輪系統(tǒng)傳動的影響規(guī)律。一級行星輪20um齒側間隙二級行星輪30um齒側間隙一級行星輪齒圈0.02°安裝誤差二級行星輪齒圈0.03°安裝誤差一級太陽輪20um齒側間隙二級太陽輪30um齒側間隙一級太陽輪軸線方向20um誤差二級太陽輪軸線方向20um誤差行星輪系動力學特性研究諧波減速器動力學特性及疲勞壽命研究諧波齒輪傳動利用柔性單元的彈性變形波進行動力傳遞，具有結構簡單、體積小、傳動比大及實現(xiàn)無側隙傳動等優(yōu)點，廣泛應用于精密傳動領域。以諧波減速器為研究對象，研究諧波齒輪傳動動力學仿真，揭示柔輪應力、應變及變形規(guī)律。柔輪等效應力云圖柔輪等效應變云圖柔輪應力隨時間變化曲線諧波減速器結構圖諧波減速器在工作中柔輪受交變載荷的作用，所以減速器的使用壽命取決于柔輪的疲勞壽命。柔輪的Damage值柔輪的LogofDamage值柔輪的Life值柔輪的LogofLife值仿真結果表明柔輪最開始出現(xiàn)疲勞損傷的部位在齒端和齒根部位，并沿著柔輪軸線方向由輪齒內側向尾部延伸，在柔輪杯口內壁與波發(fā)生器接觸區(qū)域損傷最嚴重。諧波減速器動力學特性及疲勞壽命研究研究復合材料鋪層尺寸對減速器柔輪應力分布及疲勞壽命影響。未添加復合材料時柔輪危險截面應力變化曲線b=10mm時柔輪危險截面應力變化曲線b=16.7mm時柔輪危險截面應力變化曲線b=25mm時柔輪危險截面應力變化曲線柔輪最大等效應力與復合材料層尺寸的關系曲線柔輪最大等效應變與復合材料層尺寸的關系曲線柔輪的Damage值柔輪的LogofDamage值柔輪的Life值柔輪的LogofLife值添加復合材料鋪層后柔輪疲勞壽命有536.7h提高到725h，壽命有顯著改善。諧波減速器動力學特性及疲勞壽命研究以某離合器摩擦片和對偶鋼片為研究對象，重點分析離合器接合過程兩者的溫度場分布以及熱應力分布。濕式多片摩擦離合器的熱-機耦合特性分析t=0.3st=1.05st=1.75st=2.55s不同時間摩擦片溫度場分布，外部溫度高于內部溫度，徑向油槽附近溫度較低。離合器摩擦副徑向油槽的溫度場摩擦接觸區(qū)域徑向油槽為了獲得摩擦片不同點的溫度隨時間變化規(guī)律，選取徑向7個節(jié)點和軸向5個節(jié)點測量。徑向測點軸向測點t/sT/℃摩擦片不同徑向節(jié)點處的溫度時間曲線摩擦片不同軸向節(jié)點處的溫度時間曲線t/sT/℃濕式多片摩擦離合器的熱-機耦合特性分析摩擦片的vonmises熱應力分布情況。

t=0.3st=1.05st=1.75st=2.95s由于溫度場分布不均而產生熱應力，在接合前1.5s熱應力不高，1.5s后熱應力顯著升高。離合器接合結束時刻不同半徑處的徑向熱應力分布示意圖徑向熱應力/MPa半徑/m不同半徑處的周向熱應力周向熱應力/MPa半徑/m濕式多片摩擦離合器的熱-機耦合特性分析對偶鋼片表面溫度場分布(a)t=0.35s(b)t=0.7s(c)t=1.1s(d)t=1.5s(e)t=1.9s(f)t=2.3s(g)t=2.7s(h)t=3.1s由圖可知內沿溫度溫度比外沿溫度低，隨著接合時間的增加表面溫差增大。濕式多片摩擦離合器的熱-機耦合特性分析摩擦片的vonmises熱應力分布情況。t=0.35st=1.1st=1.9st=2.7st=0.35st=1.9st=2.7s對偶鋼片橫截面的vonMises熱應力t=0.35st=1.9st=2.7s對偶鋼片橫斷面的徑向熱應力分布濕式多片摩擦離合器的熱-機耦合特性分析機械結構部件性能分析液壓挖掘機結構件靜強度分析以液壓挖掘機主要結構部件（鏟斗、主轉動裝置、斗桿和動臂）為研究對象，通過仿真分析得到四種姿勢（每種姿勢45種工況）下各部件最大應力及位置.鏟斗最大等效應力位置主轉動裝置最大等效應力位置液壓挖掘機結構件靜強度分析斗桿最大等效應力位置動臂最大等效應力位置作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機瞬態(tài)動力學特性研究挖掘機作為現(xiàn)代重要的工程機械在各個領域有廣泛的應用。保證挖掘機在作業(yè)過程中性能的可靠是首要問題。課題組開展了作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機瞬態(tài)動力學特性研究，重點分析了挖掘過程中關鍵結構件的應力變化規(guī)律。

t=100mst=350mst=700mst=1000mst=1100ms作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機瞬態(tài)動力學特性研究研究了挖掘機在作業(yè)過程中其主要結構（鏟斗、斗桿、動臂和轉動平臺）的等效應力分布，并找到其最大等效應力區(qū)。動臂最大應力區(qū)斗桿最大應力區(qū)鏟斗最大應力區(qū)轉動平臺最大應力區(qū)研究了土壤變形過程中應力的分布規(guī)律。土壤變形過程土壤應力分布作業(yè)過程中履帶式液壓挖掘機瞬態(tài)動力學特性研究數(shù)控支腿、平臺性能分析針對兩種數(shù)控支腿的設計方案進行靜強度、固有特性進行對比。方案一方案二對兩種方案的數(shù)控支腿進行模態(tài)分析得到1-5階的固有頻率和振型圖。方案一一階模態(tài)圖方案一五階模態(tài)圖方案二一階模態(tài)圖方案二五階模態(tài)圖數(shù)控支腿、平臺性能分析支腿固有頻率最后進行靜力學分析，得到平臺及支腿的應力、應變分布情況。數(shù)控支腿、平臺性能分析方案二靜力分析應力圖方案二靜力分析位移圖方案一靜力分析應力圖方案一靜力分析位移圖對比結果車輛及其部件性能測試與優(yōu)化設計東風小康行駛車外噪聲測試分析依據(jù)GB/T1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》，分別用第二檔和第三檔對加速行駛車輛進行外噪聲測量。對測量的數(shù)據(jù)進行處理得到噪聲為77.5dB(A)。然后選用兩組代表性數(shù)據(jù)進行分析得到聲壓頻譜圖。1.噪聲測量二檔左側聲壓頻譜圖二檔右側聲壓頻譜圖三檔左側聲壓頻譜圖三檔右側聲壓頻譜圖對下列六種工況進行噪聲測試并進行頻譜圖進行分析，通過對比頻譜圖可以清晰看出在不同頻率段的降噪效果。工況一：油底殼和消聲器均用鉛板及玻纖覆蓋，二檔汽車加速行駛；工況二：除去油底殼覆蓋物，消聲器用鉛板及玻纖覆蓋，二檔汽車加速行駛；工況三：除去油底殼和消聲器覆蓋物，二檔汽車加速行駛；工況四：油底殼和消聲器均用鉛板及玻纖覆蓋，三檔汽車加速行駛；工況五：除去油底殼覆蓋物，消聲器用鉛板及玻纖覆蓋，三檔汽車加速行駛；工況六：除去油底殼和消聲器覆蓋物，三檔汽車加速行駛。東風小康行駛車外噪聲測試分析2.頻譜分析工況五、六加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況四、五加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況二、三加速行駛車外噪聲對比頻譜圖工況一、二加速行駛車外噪聲對比頻譜圖東風小康行駛車外噪聲測試分析結論：1.采用油底殼的鉛板覆蓋方式，對油底殼的結構輻射噪聲以及發(fā)動機轉動頻率為基頻引起的油底殼和發(fā)動機的共振噪聲有較明顯的降噪效果。2.采用消聲器的鉛板覆蓋方式，對消聲器的結構輻射噪聲和發(fā)動機轉動頻率為基頻引起的周期排氣噪聲有較明顯的降噪效果。3.對正副駕駛員座墊處、消聲器和油底殼采用鉛板及玻纖的覆蓋方式，對汽車勻速行駛時車內噪聲的降噪效果不明顯。工況三、四均勻行駛車內噪聲對比頻譜圖工況一、二均勻行駛車內噪聲對比頻譜圖工況二、三均勻行駛車內噪聲對比頻譜圖摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析重點分析了摩托車車輪、后叉、方向柱系統(tǒng)在不同跌落高度時力學性能。跌落1m時摩托車各部件均未發(fā)生破壞。335dieluo1m.avi跌落2m時方向柱發(fā)生塑性變形。335dieluo2m.avi跌落2m時方向柱應力云圖1.性能測試跌落3m時方向柱和輻條發(fā)生塑性變形。335dieluo3m.avi跌落3m時方向柱應力云圖跌落3m時輻條應力云圖摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析2.疲勞分析通過對摩托車在不同路況（坑洼路、大小鵝卵石路、比利時路、石塊路、大小搓衣板路、大小波路面）下行駛得到各測量點的應變變化范圍。前輪輪圈內側后輪輪圈內側前輪輪轂后輪輪轂大小鵝卵石路大小波路面石板路面坑洼路面后叉搖架后輪轂前輪轂方向柱連接板后輪前輻條后輻條結論：摩托車搖架和輪圈的材料分別換成35鋼和鋁合金7005后，它的后叉、搖架、方向柱和前后輪部件在40km/h鵝卵石路和60km/h坑洼路工況下的沒有疲勞裂紋產生。摩托車車輪、后叉（含搖架）、方向柱系統(tǒng)性能測試與疲勞分析首先對割草機車架進行有限元分析得到在三種工況下最大等效應力及位置。割草機車架結構性能分析及靈敏度優(yōu)化設計車架有限元模型1.車架有限元分析水平彎曲工況最大等效應力90.1Mpa，位于前懸架擺臂連接處極限扭轉工況最大等效應力212Mpa，位于前立柱與車架連接處。割草機車架結構性能分析及靈敏度優(yōu)化設計緊急制動工況下最大等效應力101Mpa，位于發(fā)電機組與車架的安裝處。對車架進行自由模態(tài)分析，得到割草機前十階固有頻率及振型。割草機車架結構性能分析及靈敏度優(yōu)化設計一階模態(tài)圖五階模態(tài)圖七階模態(tài)圖九階模態(tài)圖2.車架動力學分析分析割草機車架在通過100mm高度臺階時瞬態(tài)應力分布情況。zj\image_1.avi割草機車架結構性能分析及靈敏度優(yōu)化設計前輪接觸臺階最大應力處后輪接觸臺階最大應力處3.靈敏度分析

設計靈敏度分析是優(yōu)化設計的重要環(huán)節(jié)，是提高優(yōu)化效率的重要手段。研究主體車架矩形管厚度對車架等效應力、應變的影響。割草機車架結構性能分析及靈敏度優(yōu)化設計

水平工況下D=1.25mm時應力超過屈服極限極限扭轉工況左前輪懸空時D=1.5mm時應力超過屈服極限極限扭轉工況左后輪懸空時D=2.2mm時應力超過屈服極限在緊急制動工況下D=1mm車架應力超過屈服極限水平工況下應力隨D變化規(guī)律極限扭轉前輪懸空應力隨D變化規(guī)律緊急制動工況應力隨D變化規(guī)律極限扭轉工況應力隨D變化規(guī)律摩托車發(fā)動機動態(tài)激振力識別的實驗技術研究以摩托車發(fā)動機為研究對象，重點研究了在試驗基礎上對發(fā)動機動態(tài)激振力測試與識別技術。利用頻響函數(shù)質量線理論計算得到發(fā)動機剛體慣性參數(shù)并與計算值進行比較。指出了響應點和激勵點的選擇是剛體慣性參數(shù)識別的關鍵。摩托車發(fā)動機動態(tài)激振力識別的實驗技術研究

在發(fā)動機點燃工況和測功機反拖工況下，對激振力測試臺架支撐處布置的測點進行了動態(tài)激振力的測試。把測點的激振力轉換到發(fā)動機重心位置得到發(fā)動機激振力。點燃工況不同轉速發(fā)動機激振力測功機反拖不同轉速發(fā)動機激振力不同工況微車變速器聲學優(yōu)化技術研究以汽車變速器為研究對象，重點運用有限元、邊界數(shù)值計算和實驗分析對變速箱進行振動和噪聲輻射進行了分析研究。首先對變速器進行頻率響應分析，通過實驗測得各軸承座附近的振動加速度信號。三