大功率柴油机正时齿轮系统修形及其动态特性研究

发布时间：2025-05-15 01:11

　　高功率密度柴油机在强化过程中爆发压力增大、转速提高、功率增加导致配气机构、机油泵、水泵、喷油泵等附件载荷增强以及曲轴转速和转矩波动加大,这对正时齿轮性能提出了更高的要求。本文以某12V150大功率柴油机正时齿轮系统为研究对象,针对正时齿轮系统的中间齿轮副提出了两种修形方案,并对比分析了修形前后的振动特性;另外以正时齿轮系统的曲轴齿轮副为研究对象,将行星齿轮的相位调谐理论引入到曲轴齿轮副,分析了外围惰轮在不同角度布置下的位移最大值和均载系数。以期为正时齿轮系统中多对齿轮啮合的齿轮副修形以及安装角度的布置提供理论指导。基于Romax软件建立了正时齿轮系统动力学模型,以中间齿轮副为研究对象,分析了传动误差激励下的齿面受载情况,提出了两种修形方案:仅对中间小惰轮修形,或者对与中间小惰轮啮合的齿轮副分别修形。以齿面单位长度载荷的大小和分布为标准对其进行修形,对比分析了不同方案修形前后的传动误差峰-峰值和波动幅度、齿面单位长度载荷的大小和分布、振动加速度。基于齿轮动力学理论建立了曲轴齿轮副的动力学模型,将行星齿轮的相位调谐理论引入到曲轴齿轮副,分别分析了计入相位系数的啮合刚度、啮合阻尼、齿侧间隙和啮...

【文章页数】：66 页

【学位级别】：硕士

【部分图文】：

图2-1啮入冲击Fig.2-1Approachshock此外，对应于合成啮合基节误差大于零的时候，齿轮的交替啮合过程中会产生啮

中北大学学位论文8的啮合基节误差小于零的情况，那么主动齿轮之间的啮合基节就会小于从动齿轮之间的啮合基节，这样的话，前面的一对齿轮还没有啮合到点B的时候，后面的一对齿轮已经较早的在点2D处进入了啮合状态，那么，在两个啮合点处会有不一样的节点P和P，这样就会导致齿对1-1和2-2之间....

图2-2啮出冲击Fig.2-2Recessshock为了减轻齿轮系统之间的啮合冲击，不妨使驱动齿轮的基节值超过从动齿轮的基

中北大学学位论文9动力的传动是由1-1对齿轮在11D-D段的相互啮合来完成的。当1-1对齿轮的啮合点到达点1D时，此时啮合点处的公法线为2N-P，所以实际的啮合节点由原来的P点下降到P点。在这一旋转过程之中，从动齿轮的节圆半径慢慢增加，转动速度也逐步变的缓慢，这样后面一对齿轮的齿....

图2-3齿轮啮合过程中的载荷分布

中北大学学位论文10图2-3齿轮啮合过程中的载荷分布Fig.2-3Loaddistributioningearmeshing关于直齿轮传动装置，因为单齿对啮合和双齿对啮合之间交替进行传动，因此每个齿面所受到的载荷是不稳定的。如图2-3所示，横坐标表示实际的啮合线，纵坐标表示啮合线....

图2-4齿廓修形Fig.2-4toothprofilemodification

中北大学学位论文11修形方法一般包括齿廓修形和齿廓鼓形修形，如图2-4、2-5所示。齿廓修形的三要素主要包括：修形量、修形长度和修形曲线。如图2-4所示，齿廓修形包括齿顶修形和齿根修形，将齿顶产生干涉的部分适当削去的修形方法称为齿顶修形；将齿根产生干涉的部分适当削去的修形方法称为....

本文编号：4046013