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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1離合器概述 1 1.2影響離合器工作性能的因素 2 1.3試驗臺的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 3 1.4本課題的研究內容及意義 8 第2章 高速破壞試驗臺設計方案 9 2.1 實驗臺的設計思路 9 2.1.1實驗臺的組成 9 2.1.2 實驗臺的分類 9 2.2試驗臺的實驗原理 12 2.3傳感器的選用 13 2.3.1轉速傳感器 13 2.3.2聲敏傳感器 14 2.4實驗臺的總布置設計 15 2.5 本章小結 16 第3章 實驗臺的設計計算 17 3.1 實驗臺技術參數(shù)及設計流程 17 3.2 實驗臺各總成設計 17 3.2.1 電動機的選擇 17 3.2.2 第一級聯(lián)軸器的設計 18 3.2.3 總傳動比設計 18 3.2.4 變速器齒輪的設計計算 18 3.2.5 變速器軸的設計與校核 25 3.2.6 第二級聯(lián)軸器的設計 31 3.2.7 驅動軸的設計 31 3.3 本章小結 32 結 論 33 參考文獻 34 致謝 35 摘 要 Ⅰ 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 隨著現(xiàn)代汽車發(fā)動機轉速的不斷提高，對離合器也提出了新的要求，除了要求它在高速下仍能保證傳遞發(fā)動機的最大扭矩外，還要求其必須具有足夠的旋轉機械強度，以保證安全可靠的工作。離合器在工作過程中與變速器飛輪相連，其結構構成比較復雜，零件極易在高速旋轉過程中在離心力的作用下，產(chǎn)生破壞，因此開發(fā)其具有破壞性的性能試驗臺，檢驗其承受高速運轉的能力，避免其在使用過程中出現(xiàn)事故是十分必要的。 設計過程中，針對整個試驗臺的性能要求對整個試驗臺進行布置設計，包括電機的選擇，傳動比的分配，聯(lián)軸器的選擇等。另外，還對對變速器中的齒輪，軸，鍵進行設計計算以及強度等的校核計算，完成了離合器壓盤總成高速破壞試驗臺的設計。為研制開發(fā)汽車零部件試驗裝置提供理論參考。 關鍵詞：離合器總成；傳動機構；變速器；高速破壞性試驗；試驗臺設計 ABSTRACT With he Hyundai Motor and continuous improvement in engine speed, the clutch also made new demands, in addition to the requirements despite its high-speed engines to ensure maximum torque transmission, but also require the rotation must have sufficient mechanical strength to ensure safety reliable work. In the course of clutch and transmission flywheel connected to the structure constitutes a complex, vulnerable parts in the high-speed rotation in the course of the effect of centrifugal force, resulting in damage, so the development of its devastating performance test rig, to test its high-speed operation under the the ability to avoid its use in case of accidents is very necessary. The design process, the test-bed for the entire performance requirements of the test-bed for the entire layout, including the choice of motor, the transmission ratio of the distribution, the choice of coupling. In addition, in the right right reducer gears, shaft, key design and strength calculation of the check, the completion of the clutch pressure plate and cover assembly of high-speed destruction of test-bed design. Research and development of automotive components for test equipment and provide a theoretical reference. Key words: Clutch Assembly; Transmission; Reducer; High-speed Destructive Test; Test-bed Design 0 第1章 緒 論 1.1離合器概述 離合器是汽車傳動系統(tǒng)中的一種重要的傳動裝置。它主要實現(xiàn)主動軸和從動軸之間運動和動力的傳遞和脫離。一般地說，離合器可以實現(xiàn)汽車的啟動、停車、換擋、傳動軸在運動中的同步、汽車啟動和超載時的安全保護等功能，此外，還可以實現(xiàn)防止從動軸的逆轉、控制傳遞扭矩的大小、滿足接合時間等方面的要求。 汽車主要使用摩擦離合器。摩擦離合器的傳動原理是依靠本身的工作元件在接合時的摩擦作用來傳遞運動和扭矩。汽車離合器是一種常閉式可操縱離合器，其工作過程通常為工作—脫開—接合的循環(huán)過程。由于是常閉狀態(tài)，所以使離合器通常處于承擔負載的狀態(tài)，只有在偶然或較短暫的時間條件下，才需要通過操縱裝置加力使接合元件的主動部分和從動部分脫開，即操縱裝置對主動接合元件所施的力為脫開力，而離合器所需的重新接合的壓緊力則是由彈簧力來實現(xiàn)。 汽車離合器是最重要的結構，保證汽車平穩(wěn)起步汽車由靜止到行駛的過程，其速度由零逐漸增大。有了離合器，在汽車起步時離合器逐漸接合（與此同時，逐漸踩下加速踏板以增加發(fā)動機的輸出轉矩），這樣，離合器所能傳遞的轉矩也就逐漸增大，于是發(fā)動機的轉矩便可有小變大地傳給傳動系，當牽引力足以克服汽車的行駛阻力時，汽車便由靜止狀態(tài)開始緩慢地加速，實現(xiàn)平穩(wěn)起步。汽車在行駛過程中，為了適應行駛條件的變化，變速器需要經(jīng)常換用不同的擋位工作，而普通齒輪式變速器換檔時通過撥動換檔機構來實現(xiàn)的，即在用擋位的一對齒輪副退出嚙合，待用擋位的一對齒輪副進入嚙合，換檔時，如果沒有離合器將發(fā)動機與變速器之間的動力暫時切斷，在用擋位齒輪副之間將因壓力很大而難以脫開，待用擋位的齒輪副將因兩者圓周速度不等而難以進入嚙合，即使能進入嚙合也會產(chǎn)生很大的沖擊和噪聲，損壞機件，裝設了離合器后，換檔前先使離合器分離，暫時切斷傳動系動力傳遞，然后再進行換檔操作，以保證換檔操作過程的順利進行，并減輕或消除換檔時的沖擊。當汽車緊急制動時，車輪突然緊急降速。若發(fā)動機與傳動系剛性連接，將迫使發(fā)動機也隨著急劇降速，其所有運動件將產(chǎn)生很大的慣性力矩，這一力矩作用于傳動系，會造成傳動系過載而使機件損壞，有了離合器，當傳動系承受載荷超過離合器所能傳遞的最大轉矩時，離合器會自動打滑以消除這一危險，從而起到過載保護的作用[1]。 1.2 影響離合器工作性能的因素 1. 原動機特性 不同的原動機具有不同的工作特性，它是影響離合器工作儲備能力的一個重要因素。例如，三相鼠籠電動機具有較硬的自然機械特性，而活塞式內燃機則具有較軟的機械特性。軟特性的原動機在加載后轉速有較大的降低。離合器接合過程包括了原動機的降速過程，允許有較小的工作儲備來工作，因為主、從動軸離合器是在較低的轉差條件下接合，并在接合后共同以一較低的轉速上升到預定的轉速。離合器的接合是在原動機起啟動后進行的，因此內燃機通常不能帶負載起動，一般必須用離合器來實現(xiàn)與工作機的連接。 2. 負載特性 離合器需要傳遞的負載扭矩有兩種：一種是工作機的正常工作負載，另一種是工作機起動時包括離合器從動部分在內的所有從動質量的慣性負載。如果在起動時就有工作負載，則離合器需傳遞的扭矩就應包括在內。 在起動時，所有從動件的慣量對離合器需傳遞扭矩的能力影響是很大的，特別是在高轉差條件下，接合大的從動件慣量，慣性負載可以達到很大，有時甚至使工作負載顯得微不足道。在接合過程中，如果要求接合時間過短，則可能導致離合器傳遞扭矩過大，而不得不加大離合器的容量和尺寸；如果接合容量僅僅根據(jù)工作負載來選擇，則導致離合器嚴重打滑或接合時間過長[2]。在工作時，系統(tǒng)所產(chǎn)生的扭轉振動可能出現(xiàn)很大的振動負載，使離合器或其他傳動件產(chǎn)生破壞。振動的原因是系統(tǒng)受到周期性激振力的作用。這種激振力可以是原動機(內燃機)產(chǎn)生的，也可以是工作的脈沖負載。如果系統(tǒng)的固有振動頻率和激振頻率相等，就會產(chǎn)生共振性振動負載。傳動軸的轉速達到軸系的臨界轉速時，將引起共振。設計時傳動軸的正常工作轉速應當遠離臨界轉速才能使離合器所在的軸系避免共振。 3. 離合器結構因素 影響最大的是接合元件的接合特性。離合器的接合元件分為嚙合與摩擦兩大類，前者屬于剛性接合，后者屬于柔性接合。柔性接合的傳動原理主要是依靠接合元件接觸后的相互壓緊，利用壓緊后產(chǎn)生的摩擦力傳遞扭矩。此外允許在接合過程中有一定程度的打滑。雖然相對打滑在摩擦中會引起能量的損耗，使摩擦元件的溫度迅速升高，甚至有可能使元件遭受很大磨損導致?lián)p壞，但是只要嚴格控制使用條件，仍能達到預期的壽命。柔性接合的優(yōu)點是能夠使從動部分的轉速較緩慢地上升，減小機械沖擊，使機器的工作狀態(tài)比較平穩(wěn)；但是柔性接合的缺點是不能以恒定的傳動比進行傳動。 4. 操縱方式 不同的操縱方式也會影響離合器的工作性能，而且在某種程度上也決定了離合器的使用范圍。 5. 安裝位置和精度 各種離合器由于結構特點和工作性能不同，通常要求一定的安裝位置和精度，否則就會影響離合器的正常工作和使用壽命。 1.3試驗臺的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 機械制造業(yè)是現(xiàn)代工業(yè)的主體，是裝備工業(yè)的支柱產(chǎn)業(yè)。在工業(yè)化中期，國民經(jīng)濟增長主要依賴制造業(yè)的高速增長，機械制造業(yè)對整個工業(yè)的發(fā)展起到基礎和支撐作用。機械工業(yè)是國家工業(yè)現(xiàn)代化的基礎和經(jīng)濟實力的集中表現(xiàn)，也是實現(xiàn)軍事現(xiàn)代化和保障國家安全的基礎。因此，盡管當今世界上發(fā)達國家向以服務業(yè)為重心的后工業(yè)化社會和知識經(jīng)濟方向發(fā)展，但仍然高度重視機械工業(yè)的發(fā)展，其主導產(chǎn)業(yè)和戰(zhàn)略產(chǎn)業(yè)地位依然牢固，美國、日本、德國擁有世界上最發(fā)達的機械工業(yè)，包括這三大國在內的許多發(fā)達國家都積極采取對策，重塑機械工業(yè)以迎接世界新一輪的產(chǎn)業(yè)結構調整和更加激烈的競爭[3]。 當今世界機械工業(yè)的發(fā)展呈現(xiàn)全球化、集群化、信息化、服務化、產(chǎn)品高技術化的趨勢。一是全球化戰(zhàn)略已成為機械工業(yè)跨國公司搶占世界市場的首選戰(zhàn)略，跨國公司為克服全球性生產(chǎn)能力過剩和產(chǎn)品生產(chǎn)成本不斷上升的困難，加快了機械工業(yè)結構調整的步伐，紛紛將重心轉向國外，掀起了新的兼并浪潮，規(guī)模越來越大，規(guī)?；a(chǎn)使得壟斷性跨國公司的技術創(chuàng)新和市場主導作用日益增強，例如在電力設備領域，世界前三大公司控制了全球大型電力設備市場的70%;各大跨國公司在不斷聯(lián)合重組，擴張競爭實力的同時，紛紛收縮戰(zhàn)線，剝離非主營業(yè)務，以精干主業(yè)，提高系統(tǒng)成套能力和個性化、多樣化市場適應能力;作為規(guī)模化生產(chǎn)的前提和條件，生產(chǎn)高水平零部件和配套產(chǎn)品的"中場產(chǎn)業(yè)"快速發(fā)展，社會化生產(chǎn)服務體系不斷完善，產(chǎn)業(yè)的國際化步伐不斷加快。二是集群化趨勢不斷增強，同種產(chǎn)業(yè)或相關產(chǎn)業(yè)的制造企業(yè)在同一區(qū)域有機地集聚，通過不斷創(chuàng)新而贏得競爭優(yōu)勢，具有特色的中小企業(yè)發(fā)揮著重要作用。三是機械工業(yè)正向信息化方向邁進，新趨勢主要表現(xiàn)為柔性制造系統(tǒng)、計算機集成制造系統(tǒng)的開發(fā)與推廣應用，并向制造智能化方向發(fā)展，特別是網(wǎng)絡技術的應用，進一步加速了機械工業(yè)全球化的進程，并正在改變機械工業(yè)的生產(chǎn)和流通方式。四是服務個性化，為適應市場需求的不確定性和個性化的用戶要求，先進的制造企業(yè)不斷吸收各種高新技術和現(xiàn)代管理技術等信息，并將其綜合應用于產(chǎn)品設計、生產(chǎn)、管理、銷售、使用、服務乃至回收的全過程，以實現(xiàn)優(yōu)質、高效、低耗、清潔、靈敏及柔性化生產(chǎn)。五是產(chǎn)品高技術化，先進的機械工業(yè)是高新技術的重要組成部分，是促進相關產(chǎn)業(yè)技術升級和發(fā)展的重要依托，隨著信息技術、工業(yè)自動化技術、數(shù)控加工技術、機器人技術、先進的發(fā)電和輸配電技術、電力電子技術、新型材料技術和新型生物、環(huán)保裝備技術等當代高新技術成果的應用，使機械產(chǎn)品不斷高技術化，其高新技術含量已成為市場競爭取勝的關鍵。 在機械系統(tǒng)中，工作機一般都要靠原動機供給一定形式的能量才能工作。但是把原動機和工作機直接連接的情況很少，通常需要在二者之間加入傳遞動力或改變運動狀態(tài)的傳動方式。機械傳動系統(tǒng)是應用最為普遍的傳動裝置及機器中的重要部件之一，隨著科學的發(fā)展、技術的進步,機械傳動系統(tǒng)的傳動方式、方法、承載能力都有了迅速的發(fā)展，人們對產(chǎn)品性能和產(chǎn)品質量提出了更高更嚴格的要求。為了對機械傳動系統(tǒng)的性能、壽命進行測試和分析,為產(chǎn)品設計與質量評價提供可靠的科學依據(jù)，縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期和提高產(chǎn)品質量，適應產(chǎn)品小批量、多品種的發(fā)展趨勢。 機械傳動試驗臺是對常見的傳動部件和裝置如:鏈傳動、帶傳動、減速器、變速箱等進行綜合性能測試的試驗設備。通過試驗來檢驗傳動裝置設計的合理性，加工、制造、裝配和調試的工藝性。對試驗結果的深入分析將有助于了解和評定傳動部件和裝置的綜合機械性能同時也為工程設計人員提供實踐的參考資料和設計依據(jù)。隨著機械工業(yè)向著高速比、大功率、低噪聲等方向飛速發(fā)展，人們對于機器傳動系統(tǒng)的性能提出了更高的要求，因此，本文對于傳動試驗臺的深入研究將具有重要的實際應用意義。 國外較早地開始了這方面的研究，如美國Gleason公司在五十年代就設計出了用輪系作為加載系統(tǒng)的傳動試驗臺的方案。比較著名的還有美國國家航空航天局(NASA)下屬的Lewis研究中心、前蘇聯(lián)中央機械制造與設計研究院、美國通用動力公司、德國RENK公司、日本明電舍動力公司、日本豐田汽車公司、美國伊利諾斯大學機械工程系、法國Skoda公司等。從試驗臺方案的設計到最終的樣品制造他們都進行了大量的研究工作，形成了系列化的設計模式。 從十九世紀年至今，隨著汽車的誕生與發(fā)展，歐美國家對汽車離合器的研究從簡單到復雜、再到現(xiàn)在的智能化，他們對離合器的研究一直處于領先地位，特別是歐美國家對汽車離合器的研究從簡單到復雜、再到現(xiàn)在的智能化，他們對離合器的研究一直處于領先地位，特別是奧迪公司對離合器實驗臺的開發(fā)技術。使得他們對離合器的性能研究有了突飛猛進的發(fā)展，在九十年代他們就使用上了雙離合器技術，正是有了實驗臺發(fā)展，才使得他們對離合器的開發(fā)得以進步，相應在研究離合器的性能時，也開發(fā)了許多型號的檢測離合器各種性能的實驗臺，特別是離合器試驗臺模擬機是對真實的離合器性能試驗臺的微型化、模型化處理。如德國大眾汽車集團開發(fā)的離合器，最為先進獨特，它很少以外觀“嘩眾取寵”，其內在表現(xiàn)只有那些親身感受過的人才能領略。并且在2002年度，該公司把電子技術與離合器相結合起來，使離合器更加智能化，正是他們有先進的研發(fā)技術，同時也說明，歐美國家正是有了先進的檢測技術，使得他們的產(chǎn)品更加先進，安全可靠[4]。 與國外相比，國內對于傳動試驗臺的研究起步相對較晚。研究工作始于八十年代初期。國內較早從事這方面研究工作的主要單位有重慶大學、鄭州機械研究所、長春汽車研究所、西安重型機械研究所、西安理工大學、合肥工業(yè)大學、四川工業(yè)學院、西安減速機廠、西安公路交通大學等單位。他們先后建立起了各種形式的傳動試驗臺，這些試驗臺的建立從理論上和實踐上都取得了很大的進步，積累了豐富的經(jīng)驗，代表著我國機械傳動試驗設備的發(fā)展水平。因此 ,對機械傳動系統(tǒng)多功能試驗臺的研究具有特別重要的意義。 現(xiàn)代的機械傳動試驗臺正朝著電封閉功率流式的方向深入發(fā)展。采用電封閉功率流的試驗臺易于控制，易于設計制造，各組成部分之間逐漸模塊化、單元化，以便于使用和維護。在其組成上，原動機采用電動機，負載裝置采用發(fā)電機。由于直流電動機具有易于控制、運行平穩(wěn)和機械特性硬等優(yōu)點，因此在電封閉試驗臺中處于主導地位，作為負載的發(fā)電機也多采用直流發(fā)電機，直流發(fā)電機發(fā)出的電能可以直接回饋給電動機，不需要逆變環(huán)節(jié)。這樣就可以大大地簡化試驗臺的組成，降低系統(tǒng)的復雜程度。 在控制系統(tǒng)上，早期建立的試驗臺沒有專門的控制系統(tǒng)，僅靠機構組合及傳動零件間的嚙合作用來實現(xiàn)特定的加載功能。隨著加載技術的不斷發(fā)展，逐漸開始采用繼電器控制來完成簡單的控制操作[5]?，F(xiàn)代傳動試驗臺已經(jīng)廣泛地應用電子技術和現(xiàn)代控制理論來實現(xiàn)試驗過程的自動控制，如電動機的啟動、轉速調節(jié)、力矩調節(jié)以及試驗過程的自動監(jiān)測、保護等功能。 超速試驗是利用高速旋轉所產(chǎn)生的強大離心力在超出旋轉構件實際轉速1至幾倍的工況下，對構件預加載荷，來驗證旋轉構件工作安全可靠性的一種試驗方法。這種以實際構件經(jīng)受應力考核來確定構件可靠性的試驗方法稱為超速試驗技術．是超應力技術的一個分支。超速試驗必須在確保安全的專門試驗設備—— 超速試驗機中進行。 高速旋轉構件的理論計算十分必要。它是設計的基本前提。隨著材料科學、斷裂理論的發(fā)展以及計算機技術的綜合應用，理論計算更趨近實際情況。但是復雜零件的局部結構可能存在應力集中，材料內部存在內應力或材料本身組織不均以及材料中可能存在三向應力，使理論計算與實際工況仍存在一定差異，甚至較大差異。在這種情況下．超速試驗技術幾乎成為確保高速大應力旋轉構件工作可靠性的唯一手段。在發(fā)達國家，超速試驗機在生產(chǎn)高速旋轉機械的企業(yè)中已成為不可缺少的關鍵設備。 1982年我國一機部部標JB2668—8O《汽車離合器臺架試驗方法》 的試驗項目中把“高速破壞試驗”列為汽車離合器6項臺架試驗之一，明確指出試驗目的是“確定離合器壓盤和從動盤在一定超速工況下的可靠性” 這一標準的實旋，將為我國汽車離合器的使用可靠性提高到一個新水平，也為超速試驗技術在我國的推廣應用開辟了廣闊的前景。 隨著現(xiàn)代汽車發(fā)動機轉速的不斷提高，對離合器也提出了新的要求，除了要求它在高速下仍能保證傳遞發(fā)動機的最大扭矩外，還要求其必須具有足夠的旋轉機械強度，以保證安全可靠的工作。離合器在工作過程中與變速器飛輪相連，其結構構成比較復雜，零件極易在高速旋轉過程中在離心力的作用下，產(chǎn)生破壞，因此開發(fā)其具有破壞性的性能試驗臺，檢驗其承受高速運轉的能力，避免其在使用過程中出現(xiàn)事故是十分必要的。 1.國外超速技術的產(chǎn)生、發(fā)展和應用 高速旋轉機件由于失效而爆破的例子屢見不鮮。如導至飛機墜毀，壓縮機葉輪飛裂，離合器、飛輪爆炸，離心機轉子爆炸等，嚴重事故不僅造成重大經(jīng)濟損失，并對設備和生命安全造成很大威脅。嚴酷的事實迫使人們開始研究事故發(fā)生的原因并極力找出其解決辦法 。 美國是最早研究并推廣超速技術的國家。1943年，美國G ·E公司首次利用超速試驗研究汽輪機輪盤的強度。經(jīng)過數(shù)十年的發(fā)展與完善，目前已有美、英、日、法、意、瑞典、原蘇聯(lián)和原捷克等國家建立了各種超速裝置。其中美國的TDI，Barbour Stock Will，日本的三菱、丸和電機，西德的Schench等公司已系列地生產(chǎn)各種超速試驗設備。最大的可容納試件重4 t，直徑2.5 m，最大試驗轉速達25萬r／rain。1948年美國西屋公司建立了高溫超速試驗臺以進行噴氣發(fā)動機葉輪的熱超速試驗。1 947年，麻省理工學院在超速試驗基礎上對輪盤強度進行了研究。超速試驗研究工作得到許多生產(chǎn)廠家的支持。1 974年起9年間，美國的Warren Brother Roads公司共售出大小超速試驗臺60臺套。其中汽車工業(yè)如Parkard，Studebaker各6臺，F(xiàn)ord汽車公司4臺，意大利Fiat汽車公司1臺。在英國的航空公司中，僅R·R公司就擁有各種超速試驗機12臺。目前國外的航空和汽車工業(yè)中，各企業(yè)都擁有數(shù)臺超速試驗機。 日本對超速試驗技術的研究比美國晚10年。三菱重工橫濱造船所于60年代中期制造了高溫高速試驗臺，以后又生產(chǎn)了其他形式的超速裝置數(shù)十臺 原蘇聯(lián)于1 970年在試驗盤直徑為500 mm 的BPa一500基礎上，又建成盤徑1500 mm，重達6 t的超速試驗裝置BP丑一1500，用于1.2 GW 汽輪機輪盤的超速試驗。 原捷克Skoda廠為發(fā)展200 Mw 汽輪機，于1969年建立了一個研究輪盤爆裂強度和確定材料斷裂韌性的超速試驗坑。 目前，各國的離合器高速破壞性試驗臺的最高轉速多在20000r/min左右。英國AP公司于60年代研制的一種離合器高速破壞性試驗臺設計原理如下：零件破壞時刻的判定，是借助于裝在破壞艙頂部角落里的傳聲器實現(xiàn)的。當零件破壞時，傳聲器將此時的聲響傳至控制間的揚聲器，操作者聽見聲音后，立即記錄下當時的轉速表讀數(shù)，即為破壞轉速。當然，對于零件破壞時的轉速，現(xiàn)在已經(jīng)能比較容易地實現(xiàn)自動記錄了。 在試驗時，如果被試離合器壓盤及蓋總成中某個零件斷裂、飛出，就會造成旋轉件的不平衡。在如此高的轉速下，即使是微小的不平衡，也會長生很大的離心力，它作用于試驗臺本身和驅動裝置的軸和軸承上，將有損于試驗臺。為了避免這種情況，在被試壓盤及蓋總成與驅動裝置之間，增加一個相當于保險銷的連接法蘭。該法蘭的軸頸斷面系數(shù)設計的很小。一旦平衡遭到破壞，新的不平衡量所產(chǎn)生的彎矩，就會將連接法蘭的軸頸折斷，因而使整個被試總成與驅動裝置脫開，從而使試驗臺得到保護。 當然，該項試驗所用的試驗設備還有許多不同的結構形式，如有的應用直流電動機作為動力，經(jīng)齒輪升速箱升速后，驅動被試件，這樣可使試驗的操縱控制較為簡單，占地面積也可縮小。 2.國內超速試驗機的應用 國內自60年代開始引進原蘇聯(lián)資料，但直到70年代才陸續(xù)在一些學校、研究單位建成這種設備。70年代中期又引進一些超速試驗臺，但這些試驗臺體積龐大，結構復雜，價格昂貴，難以推廣使用。80年代中期，我國開始獨立設計汽車離合器的超速試驗臺。它們的體積較小，重量較輕，安裝方便，價格低廉，安全可靠。試驗參數(shù)如轉速、加速度、恒速時間等均由微機控制，預先設定。試驗后數(shù)據(jù)圖表及報告可一次打印完成，自動化程度高。QHCSJ-I型超速試驗機就是在這個基礎上進一步完善起來的。 我國超速試驗技術的應用仍十分落后，目前國內生產(chǎn)的絕大部分旋轉機械產(chǎn)品沒有應用超速試驗技術。而引進國外技術生產(chǎn)的壓縮機，透平轉子、離心機、離合器、燃汽輪機、飛輪和砂輪等產(chǎn)品都規(guī)定要進行超速試驗。可以說，沒有進行超速試驗的高速旋轉構件均潛伏著危險性。而一旦嚴格地實行超速試驗技術，已經(jīng)發(fā)生的許多事故實際上都有可能避。 隨著現(xiàn)代汽車發(fā)動機轉速的不斷提高，對離合器了新的要求，除了要求它在高速下仍能保證傳遞發(fā)動機的最大扭矩外，還要求其必須具有足夠的旋轉機械強度，以保證安全可靠的工作。離合器在工作過程中與變速器飛輪相連，其結構構成比較復雜，零件極易在高速旋轉過程中在離心力的作用下，產(chǎn)生破壞，因此開發(fā)其具有破壞性的性能試驗臺，檢驗其承受高速運轉的能力，避免其在使用過程中出現(xiàn)事故是十分必要的。 1.4本課題的研究內容 離合器在工作過程中與變速器飛輪相連，其結構構成比較復雜，零件極易在高速旋轉過程中在離心力的作用下，產(chǎn)生破壞，因此開發(fā)其具有破壞性的性能試驗臺，檢驗其承受高速運轉的能力，避免其在使用過程中出現(xiàn)事故是十分必要的。 本設計主要內容如下： （1）離合器壓盤總成高速破壞試驗臺的總體結構設計； （2）試驗臺各部件結構形式的確定及附件的選擇； （3）傳動機構的設計； 第2章 高速破壞試驗臺設計方案 2.1 試驗臺的設計思路 2.1.1試驗臺的組成 本試驗裝置為模塊化結構，由三大模塊組成，分別為： Ⅰ— 動力源模塊（電動機部分）； Ⅱ— 傳動裝置模塊（減速器及其他傳動部件組成傳動系統(tǒng)）； Ⅲ— 離合器樣品倉。 將這三大模塊用圖表示，如圖2.1所示。 驅動裝置 離合器樣品倉 傳動裝置 圖2.1 離合器高速破壞試驗臺原理圖 從圖2.1可以看出，整個試驗臺由驅動裝置發(fā)出動力，通常用作驅動裝置的有發(fā)動機、電動機等;動力經(jīng)過傳動裝置得到想要的轉速；最后將轉速傳遞到被試件，考驗其耐高速性能。 2.1.2 實驗臺的分類 機械傳動試驗臺從工作原理上可以分為開放功率流式試驗臺和封閉功率流式試驗臺。下面分別對它們的組成及特點作簡要介紹。 a)開放功率流式 原動機 傳感器 被試裝置 傳感器 負載裝置 測量裝置 控制臺 圖 2.2 開放功率流式原理 試驗臺的輸入功率由原動機提供，經(jīng)過被試裝置傳遞至負載裝置。負載裝置采用純粹的耗能部件，如磁粉制動器、電渦流測功機等，傳遞到負載裝置的功率被負載裝置完全消耗掉，同時給被試裝置施加了載荷。由于整個試驗臺的功率流向未形成回路，故稱其為開放功率流式[6]。 開放式功率流式試驗臺的主要優(yōu)點是:結構簡單、制造安裝方便、加載穩(wěn)定可靠、能夠方便地進行不同功率和各種形式的被試裝置的測試試驗，但是，由于功率流開放使得動力消耗大，造成能量的巨大浪費，試驗費用較高，這類試驗大多用于中小功率、非長期運轉的試驗。 b)封閉功率流式 封閉功率流式試驗臺的組成原理如圖2.3。 原動機 傳感器 被試裝置 傳感器 負載裝置 測量裝置 控制臺 能量回饋 圖 2.3 封閉功率流式原理 通過機械或電氣控制方法將試驗臺中的能量構成一封閉循環(huán)系統(tǒng)，以此實現(xiàn)試驗能量的循環(huán)利用，可大大減小試驗臺的能量消耗，節(jié)省能源。采用這種原理設計的試驗臺被稱為封閉功率流式試驗臺。根據(jù)構成封閉功率流方法的不同，它又可分為電封閉功率流式試驗臺和機械封閉功率流式試驗臺兩大類型。 該種類型的試驗臺在結構上與開放功率流式相似，不同之處在于負載裝置具有功率回收功能。從原動機發(fā)出的功率可以部分地反饋回原動機，既達到了加載的目的，又實現(xiàn)了節(jié)能。封閉功率流式試驗臺除了具有開放功率流式的優(yōu)點外，還具有節(jié)能的優(yōu)點，節(jié)能效果可達50%左右，因而它適用于較大功率的被試裝置進行長期的運轉試驗。 試驗臺的負載裝置是用來對被試裝置進行加載的，是試驗臺重要的組成部分。加載方式的不同對于試驗臺的性能有著重要的影響。常見的機械傳動試驗臺的加載方式主要有機械加載、液壓加載、電力加載。在傳動試驗臺發(fā)展的初期階段，大多采用機械加載方式。常見的機械式加載裝置主要有搖擺齒輪箱、輪系、彈性扭力桿等。機械式加載具有較大的力矩放大能力，適用于大功率和大扭矩的場合。其缺點是結構復雜，加載裝置中的受力零件易被磨損而引起功率的損失，易產(chǎn)生振動和噪聲，且在加載器的設計與制造時對于零件的材料和熱處理有較高的要求，制造成本高。 隨著生產(chǎn)的不斷發(fā)展，機械加載方式已逐漸被其它的加載方式所取代。液壓加載方式是指采用液壓泵、旋轉液壓伺服器等作為負載裝置。液壓加載可以實現(xiàn)較大的加載功率，利用液壓加載控制系統(tǒng)可以在加載過程中改變載荷。液壓加載的缺點就是加載過程中載荷是脈動性的，液壓缸油路系統(tǒng)的泄漏也易造成加載不平穩(wěn)，而且由于液體會被壓縮，因而在小功率條件下的試驗結果不準確。目前，試驗臺采用液壓加載方式的單位有:西安重型機械研究所、廣西汽車拖拉機研究所、山東科技大學等單位[7]。 電力加載的方式是指利用電渦流測功機、磁粉制動器、發(fā)電機等作為負載裝置。電力加載具有運行平穩(wěn)、易于控制、加載精度高等優(yōu)點，特別是利用發(fā)電機作為加載裝置，可以將機械能轉化為電能并回饋給原動機，實現(xiàn)了能量的回收。目前電力加載的方式得到了廣泛采用，國內采用電力加載方式的單位有:重慶大學、鄭州機械研究所、吉林工業(yè)大學合肥業(yè)大學、西安理工大學、浙江大學等單位。 另外，機械傳動試驗臺的傳動系的布置方案有垂直和平行兩種。平行傳動是指對于整個傳動系來說，輸入軸和輸出軸是平行布置的。平行機械傳動方案如圖2.4所示。 圖2.4 平行軸式機械傳動 而垂直軸式機械傳動指傳動系統(tǒng)的輸入軸和輸出軸是垂直布置的。下面圖2.5和圖2.6是垂直機械傳動方案的簡圖。 圖2.5 垂直軸式機械傳動 2.2試驗臺的試驗原理 機械傳動系統(tǒng)性能分析一般通過觀察傳動系統(tǒng)工作情況和分析機械性能參數(shù)曲線來得到。要觀察系統(tǒng)傳動是否平穩(wěn)、有否噪聲。要分析系統(tǒng)的傳動比、效率在轉速不變的情況下，隨轉矩變化的曲線，轉速可在高速、中速范圍內取幾個恒定的值進行測量；傳動比、效率在轉矩不變的情況下，隨轉速變化的曲線，轉矩可在大負荷、中負荷范圍內取幾個恒定的值進行測量。通過對某種機械傳動裝置和傳動方案性能參數(shù)曲線的測試、來分析比較機械傳動的性能特點[12]。 試驗臺通過轉電機輸出基本的一些動力參數(shù)，這些參數(shù)也是整個傳動系統(tǒng)的輸入?yún)?shù)。而傳動系的輸出端接入離合器樣品中。這樣就可以對所要試驗的離合器樣品輸入要求的轉速。試驗臺可替代傳統(tǒng)的單一試驗臺進行有關類型機械傳動的基本試驗。如：V帶傳動試驗、同步帶傳動試驗、擺線針輪傳動試驗和進行多級組合傳動系統(tǒng)布置優(yōu)化試驗。如：鏈—齒輪及齒輪—鏈組合試驗；鏈—蝸輪蝸桿及蝸輪蝸桿—鏈組合試驗；鏈—擺線針輪及擺線針輪—鏈組合試驗等26組機械傳動方案測試搭接試驗。 2.3整個試驗臺的總布置設計 通過上面介紹的實驗臺的組成示意圖，綜合各種傳動系統(tǒng)方案的方便性，本次設計選用下面的布置方案： 動力從電機輸出，然后經(jīng)過聯(lián)軸器，再經(jīng)過傳動系統(tǒng)中的增減速機構，增減速機構的輸出端接一個聯(lián)軸器，聯(lián)軸器接離合器試驗樣品。 對于傳動系統(tǒng)中的增減速機構，可以根據(jù)前面所列舉的實驗方案以及分析各種傳動的優(yōu)缺點來選擇本次畢業(yè)設計所用的傳動系統(tǒng)的結構。鏈傳動雖然具有傳動效率高，結構較為緊湊。但是，由于鏈傳動一般用于高溫，轉速較低的情況，而且在兩根平行軸間只能用于同向回轉的傳動，運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒，效率較低，但是帶傳動結構簡單，具有良好的撓性，具有過載打滑保護作用，可實現(xiàn)的中心距較大。對于減速器，齒輪傳動效率高，結構緊湊，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定等優(yōu)點。而蝸輪傳動比大，結構也緊湊，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低，具有自鎖性。但是蝸桿傳動由于摩擦與磨損嚴重，通常都用有色金屬制造蝸輪。這樣制造的成本就很高。為了使結構簡單，設計的實驗臺空間小。采用齒輪傳動的減速器為本次設計的傳動減速機構。綜合以上分析，選擇以下所示的圖2.7做為本次設計的整個試驗臺的傳動方案簡圖[14]。 1—電機；2—皮帶輪；3—傳動皮帶；4—被試件；5—破壞艙 圖2.7 整個試驗臺的傳動方案圖 2.4 本章小結 本章確定了機械傳動試驗臺的實驗原理，分析了試驗臺的組成和分類，并根據(jù)離合器試驗的要求，確定出離合器壓盤及蓋總成高速破壞試驗臺的傳動方案和總體布置方案。 第3章 試驗臺的設計計算 3.1試驗臺技術參數(shù)及設計流程 1. 已知條件 設計參數(shù)：傳動系的輸出轉速為20000r/min 工作條件：載荷沖擊小 2. 機械傳動系統(tǒng)方案設計（見圖3.1所示） 電機選擇 試驗臺機構設計 變速機構 傳動裝置 參數(shù)計算與分析 圖3.1 試驗臺傳動系統(tǒng)方案 3.2 試驗臺結構設計 3.2.1 電動機的選擇 根據(jù)本次畢業(yè)設計的要求，傳動系的輸出轉速為20000r/min，參考車輛發(fā)動機的基本參數(shù)，而且本次設計所用的電機是用于做實驗臺用的，所以根據(jù)需要，選擇Y系列（IP44）三相異步電機系列中的Y250M-2型號的電機，該電機的參數(shù)為： 功率：p＝55kw 轉速：n＝3000r/min 根據(jù)轉速，功率和扭矩的關系，可以計算出電機的輸出扭矩為： （3.1） 式中：—扭矩，單位為N.m； P —功率，單位為kw； —電機的轉速 由于從電機輸出的功率至傳動系統(tǒng)還要經(jīng)過聯(lián)軸器，轉速器等機械傳動機構。功率經(jīng)過這些機構時會有功率的損失。假設經(jīng)過聯(lián)軸器的效率假定為99％，經(jīng)過減速器中每一級傳動的效率為97％。則本次設計的綜合試驗臺的減速器的輸入扭矩為： （3.2） 3.2.2 第一級聯(lián)軸器的設計 由于本次設計選的是Y250M-2型號的電機，根據(jù)電機的基本結構尺寸，得知電機輸出軸的軸徑為65mm，輸出軸的伸出長度為142mm。聯(lián)合聯(lián)軸器的參數(shù)和結構尺寸，選擇第一級聯(lián)軸器的型號為GY8。 3.2.3 總傳動比的設計 本次設計采用的傳動系統(tǒng)中只有減速器用來增速，因此設計要求的離合器樣品的轉速即為減速器的輸出轉速。因此，整個減速器的輸出轉速為20000r/min。所以，整個減速器的總傳動比為： （3.3） 根據(jù)各種傳動系統(tǒng)的傳動比的要求，可以選定第一級齒輪傳動的傳動比為2.6，選定第二級齒輪傳動的傳動比為2.6。 3.2.4減速器齒輪的設計計算 3.2.4.1第一級傳動齒輪的設計計算 輸入功率P＝55kw，大齒輪轉速＝3000r/min，小齒輪轉速＝7800r/min齒數(shù)比u＝2.6 工作壽命15年（設每年工作300天，每天工作8小時） 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）通用減速器為一般工作機器，查表選用7級精度。 3）材料選擇。小齒輪均選擇40Cr（調質）硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度240HBS。兩者相差40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)＝19，大齒輪數(shù)＝u＝19×2.6＝49.4，?。?0。 2.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 （3.4） 式中：——小齒輪分度圓直徑； ——載荷系數(shù)； ——小齒輪傳遞的轉矩； ——齒寬系數(shù)； ——材料的彈性影響系數(shù)； ——接觸疲勞強度極限。 1.確定公式內各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)＝1.3； （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3.5） （3）支承相對齒輪作堆成分布，選取齒寬系數(shù)＝1； （4）大小齒輪均為鍛鋼材料，選取材料的彈性影響系數(shù)＝189.8MPa1/2； （5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）計算應力循環(huán)次數(shù) （3.6） （3.7） 式中： ——齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合次數(shù)； ——工作壽命 （7）查表得接觸疲勞壽命系數(shù)； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，按許用應力公式得 （3.8） （3.9） 2.計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 （3.10） （3）計算齒寬b （3.11） （4）計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mm 取4mm （3.12） （3.13） （3.14） 齒高 （3.15） （3.16） 校核齒根彎曲疲勞強度 （1）由表機械設計基礎表5-6查的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)為：，，，。 （2）小齒輪的彎曲疲勞極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； （3）查表得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 （3.17） （3.18（5）計算圓周力 （3.19）（6）計算輪齒齒根彎曲應力 （3.20） （3.21） 因此齒根彎曲強度足夠。 4.幾何尺寸計算 圖3.2 一級傳動齒輪的結構示意圖 1）計算分度圓直徑 （3.22） （3.23） 2）計算中心距 （3.24） 3）計算齒輪寬度 （3. 25） 取 ， 3.2.4.2第二級傳動齒輪的設計計算 第二級傳動的輸入功率，主動齒輪（大齒輪）轉速＝7800r/min，齒數(shù)比u＝2.6 假設工作壽命15年（設每年工作300天，每天工作8小時） 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）通用變速器為一般工作機器，查表選用7級精度。 3）材料選擇。小齒輪選擇40Cr（調質）硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度240HBS。兩者相差40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)＝19，大齒輪數(shù)＝×u＝19×2.6＝49.4，?。?0。 因此，第二級齒輪傳動的實際傳動比為： 2. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算， （3. 26） 式中： ——小齒輪分度圓直徑； ——載荷系數(shù)； ——小齒輪傳遞的轉矩； ——齒寬系數(shù)； ——材料的彈性影響系數(shù)； ——接觸疲勞強度極限。 1）確定公式內各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)； （2）計算小齒輪傳遞的轉矩: （3. 27） （3）支承相對齒輪作對稱分布，選取齒寬系數(shù)＝1； （4）大小齒輪均為鍛鋼材料，選取材料的彈性影響系數(shù)＝189.8MPa1/2標準齒輪=2.5； （5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）計算應力循環(huán)次數(shù) （3. 28） （3. 29） 式中：——齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合次數(shù)； ——工作壽命 （7）查表得接觸疲勞壽命系數(shù)； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，按許用應力公式得 （3. 30） （3. 31） 2）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 （3. 32） (3)計算齒寬b （3. 33） (4)計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 取2.5mm （3. 34） （3.35） （3.36） 齒高 （3. 37） （3. 38） 校核齒根彎曲疲勞強度 （1）由表機械設計基礎表5-6查的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)為：，，，。 （2）小齒輪的彎曲疲勞極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； （3）查表得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，得 （3.39） （3.40） （5）計算圓周力 （3.41） （6）計算輪齒齒根彎曲應力 （3.42） （3.43） 因此齒根彎曲強度足夠。 4. 幾何尺寸計算 圖3.3 第二級傳動齒輪的結構示意圖 1) 計算分度圓直徑 （3. 44） （3. 45） 2) 計算中心距 （3. 46） 3) 計算齒輪寬度 （3. 47） 取 ＝47.5mm，=47.5mm 3.2.5變速器輸入軸的設計與校核 1）輸入軸的設計 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查得A0=112，于是得： （3.48） 根據(jù)選用的第一級聯(lián)軸器的尺寸，設計與聯(lián)軸器配合的軸段的直徑為d1=65mm。如圖3.4所示，根據(jù)軸向定位要求需要設計必要的軸肩，從左至右，各個軸段的直徑分別為： 圖3.4 輸入軸的結構示意圖 2）輸入軸受力分析與計算 變速器輸入軸的受力示意圖如圖3.5所示。 圖3.5 變速器輸入軸受力示意圖 圖中：FNH1和FNH2分別為軸承1和軸承2對軸的水平徑向力； FNV1和FNV2分別為軸承1和軸承2對軸的垂直徑向力； Ft為大齒輪受到的圓周力； Fr為大齒輪受到的徑向力； T1為輸入轉矩 （3.49） （3.50） 由式得： FNH1=1189.1N FNH2=560.9N 同理由式可得： FNV1=432.8N FNV2=204.1N 變速器輸入軸的載荷分析圖如圖3.6所示： 圖3.6 輸入軸載荷分析圖 (3.51) (3.52) (3.53) 由圖3.2可知所受彎矩最大處為安裝齒輪的軸段的中心截面，所以對其進行強度校核，該段處軸徑為77mm。 3）強度校核 按彎扭合成應力校核，彎扭合成強度條件為： (3.54) 式中：為軸的計算應力，單位為Mpa 軸所受的彎矩，單位 W軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力 查得=60Mpa 代入公式(3.53)，得： (3.55) 由式(3.54)知該截面強度滿足要求。 2.輸入軸上鍵的校核 根據(jù)設計方案，選用參數(shù)為的平鍵。軸、鍵和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力，取其平均值。 鍵的工作長度： (3.56) 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度： 所以有： (3.57) 由式(3.55)知鍵的強度滿足要求。 3.中間軸的校核 圖3.7 中間軸的結構示意圖 1）中間軸的受力分析與計算 變速器中間軸的受力示意圖如圖3.8所示 圖3.8 中間軸受力示意圖 圖中：FNH1和FNH2分別為左端軸承1和右端軸承2對軸的水平徑向力； FNV1和FNV2分別為左端軸承1和右端軸承2對軸的垂直徑向力； Ft1為小齒輪受到的圓周力； Fr1為小齒輪受到的徑向力； Ft2為大齒輪受到的圓周力； Fr2為大齒輪受到的徑向力； 由于齒輪間傳動效率為97%，所以中間軸的輸入轉矩為： (3.58) 所以有： (3.59) (3.60) (3.61) (3.62) 由式得： 同理，由得： 中間軸的載荷分析圖如圖3.9所示： B A MV MV2 MV1 Fr2 Fr1 FNV2 FNV1 MH MH2 MH1 FNH2 Ft2 Ft1 FNH1 圖3.9 中間軸載荷分析 計算得： (3.63) (3.64) 因為，所以截面A為危險截面。對其進行強度校核，該處軸徑為35mm。 2）中間軸的強度校核 截面A處受的扭矩為，根據(jù)公式（3.54）可得： (3.65) 查得，所以強度符合要求。 3.2.6 第二級聯(lián)軸器的設計 由于本第二級聯(lián)軸器是與變速器輸出軸聯(lián)接的，而變速器的第二級輸出軸的軸徑為22mm，輸出軸的伸出長度為52mm。聯(lián)合聯(lián)軸器的參數(shù)和結構尺寸，選擇第二級聯(lián)軸器的型號為GYS2。 3.2.7 驅動軸的設計 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查得A0=112，于是得： (3.66) 根據(jù)選用的第二級聯(lián)軸器的尺寸，設計與聯(lián)軸器配合的軸段的直徑為d1=22mm。如圖3-10所示，根據(jù)軸向定位要求需要設計必要的軸肩，從左至右，各個軸段的直徑分別為： 圖3.10 驅動軸的結構示意圖 3.3 本章小結 本章先對試驗臺的零部件進行了設計，對電機、聯(lián)軸器的選擇，傳動比的分配，并對變速器中齒輪、軸、鍵的進行設計計算和強度校核，完成了試驗臺裝配零件設計。 第4章 傳感器的選用 4.1轉速傳感器 起步輔助系統(tǒng)需要對汽車速度小于lkm／h低速檢測，并且還需要檢測車輪的旋轉方向，而一般的ABS車用輪速傳感器不能夠滿足上述要求，因此，需要選用一種既能測低速又判斷轉向的轉速傳感器代替原有轉速傳感器。 本設計選用AD22157轉速傳感器，AD22157是AD公司生產(chǎn)的一種基于霍爾效應的傳感器，它是一種混合信號磁場轉換器，具有很大的測速范圍(0～2500Hz)和較寬的操作溫度范圍(-40～150°C)。它可在較大的車速范圍內對汽車鐵磁性目標輪進行轉速與轉動方向的測量。 AD22157輪速傳感器結構框圖（圖2.6）： 圖2.6 AD22157的結構框圖 AD22157轉速傳感器的工作原理： AD22157轉速傳感器實際上是一個二線制電流調制傳送器，它可根據(jù)磁場在空間的差模變化產(chǎn)生相應的電流脈沖。在其應用于轉速傳感器時，它所探測到的磁場是由一個放置于其后面的永久磁鐵和位于傳感器前端、目標輪上的鐵制凹槽標記相互作用產(chǎn)生的。在這種條件下，傳感器必須抵消恒定的磁場偏置，并放大差模調制磁場，從而準確判斷目標輪的轉動情況。 AD22157轉速傳感器采用集成在硅襯底上的霍爾片結構來對磁場進行空間差模測量，從而抵消了偏置磁場的影響。此霍爾結構由直線排列的三組霍爾單元構成，可用于一些不窄于5mm的鋸齒或凹槽輸出對應的正交信號。 每組霍爾單元都由4個獨立的、直