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本科學生畢業(yè)設計 彈性輪胎轉鼓試驗臺的設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 07-1班 學生姓名： 吳 中 指導教師： 紀峻嶺 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of the Testbed for Elasticity Tyre Rotary Drum Candidate：Wu Zhong Specialty：Vehicle Engingeering Class： 07-1 Supervisor：Associate Prof. Ji Junling Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘　　要 汽車是人類社會重要的交通運輸工具，在國民經濟中發(fā)揮著舉足輕重的作用，構成汽車的每一個部件是否正常工作是決定汽車行駛狀態(tài)的影響因素，而汽車輪胎是汽車重要的部件之一。輪胎的性能對汽車的牽引力、制動性、行駛的平穩(wěn)性、平順性、越野性和燃料經濟性都有直接的影響，所以說輪胎的性能直接影響汽車的使用性能。 輪胎轉鼓試驗臺是根據車輪的實際工作狀態(tài)，開發(fā)可以模擬汽車實際使用狀態(tài)的摩擦系數測定系統，探討了轉鼓試驗臺的結構特點，建立了車輛行駛阻力在道路上和轉鼓試驗臺上等值轉換的試驗方法，闡述了轉鼓試驗臺的總體設計。系統采用電動機輸入動力，制動電機消耗功率，并能通過轉速轉矩傳感器準確測量輸入和輸出的轉矩參數，進而通過運算得到滾動阻力系數的準確值。為研制開發(fā)滾動阻力系數試驗裝置提供理論參考。 關鍵詞：輪胎；轉鼓試驗臺；功率；傳感器；滾動阻力  ABSTRACT Automobile is an important means of transport in the human society.It plays a pivotal role in the national economy.Working of every vehicle component properly determines the driving statement .And the tyre is one of the important parts.Performance of the tyre impacts the traction,the braking,the driving stability,the ride comfort,the off-road and the fuel economy directly.So the performance of the tyre impacts the performance of the whole car. Turn roller tester is based on the actual working conditions,develops the measurement system which can simulate vehicle actually use statement of frition coefficient,investigates the structural characteristic of the drum test rig, sets up vehicle drive resistance’s equivalence chance test way on the road and the turn tyre tester, introduce totality plan of chassis measure power machine. The system adopt measure power machine come into power, brake system use up power, and can accurate measure revolution parameter of come into and output by speed torque sensor, and put through operation obtain the accurate numerical value of roll resistance coefficient. It’s supply theory parameter with develop roll resistance coefficient test installation. Keywords：Tyre; Turn Roller Tester; Sensor; Roll Resistance I 目　　錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 課題的目的和意義 1 1.2 輪胎轉鼓試驗臺的功用 1 1.3 輪胎轉鼓試驗臺的發(fā)展情況 2 1.4 研究內容 2 第2章 總體方案的確定 4 2.1 轉鼓試驗臺的確定 4 2.1.1 輪胎滾動阻力力學特性 4 2.1.2 滾動阻力系數的測定方法 5 2.1.3 輪胎轉鼓試驗臺的類型選擇 6 2.1.4 滾動阻力系數的測量與計算 7 2.2 試驗設備及技術條件 8 2.2.1 轉鼓技術條件 8 2.2.2 試驗步驟 9 2.3 滾動阻力對汽車底盤輸出功率測定值的影響分析 10 2.4 本章小結 11 第3章 電機和傳感器的選擇 12 3.1 選擇電動機 12 3.1.1 選擇電動機應綜合考慮的問題 12 3.1.2 驅動電機的選擇 12 3.1.3 制動電機的選擇 15 3.2 傳感器的選擇 15 3.2.1 傳感器的基本原理 16 3.2.2 傳感器尺寸結構的確定 18 3.3 本章小結 18 第4章 加載機構設計 19 4.1 結構及工作原理 19 4.2 微機測控系統 20 4.3 技術特點 21 4.4 液壓缸的設計 21 4.4.1 液壓缸主要尺寸的設計計算 21 4.4.2 液壓缸主要部分的校核 27 4.4.3 液壓缸的材料和技術要求 31 4.5 油泵的選取 34 4.6 其他控制閥的選擇 35 4.7 本章小結 35 第5章 傳動機構設計 37 5.1 滾筒與軸的連接 37 5.2 軸的設計 37 5.2.1 滾筒軸的設計 37 5.2.2 車輪軸的設計 39 5.3 軸的校核 40 5.3.1 滾筒軸的校核 41 5.3.2 車輪軸的校核 42 5.4 滾動軸承的選擇及校核計算 43 5.5 鍵聯接的選擇及校核計算 43 5.6 聯軸器的選擇 44 5.6.1 聯軸器類型的確定 44 5.6.2 聯軸器尺寸型號的確定 44 5.7 機架軸承處的設計 45 5.8 本章小結 45 第6章 運動關系的分析與運算 46 6.1 輪胎在轉鼓試驗臺上運轉時的力學分析 46 6.2 試驗結果與數據分析 47 6.3 本章小結 49 結論 50 參考文獻 51 致謝 52 第1章 緒　　論 1.1 課題的目的和意義 汽車是人類社會重要的交通運輸工具，在國民經濟中發(fā)揮著舉足輕重的作用，構成汽車的每一個部件是否正常工作是決定汽車行駛狀態(tài)的影響因素。而汽車輪胎是汽車重要的部件之一，它的性能對汽車的牽引力、制動性、行駛的平穩(wěn)性、平順性、越野性和燃料經濟性都有直接的影響，所以說輪胎的性能直接影響汽車的使用性能。如果沒有出色的汽車輪胎，汽車的發(fā)展必將受到嚴重阻礙，因此各國汽車生產企業(yè)都十分重視汽車輪胎的開發(fā)、選用和試驗，改善輪胎設計、增強輪胎性能一直是汽車輪胎發(fā)展中的一個重要目標。 在輪胎滾動過程中，循環(huán)變化的應力應變導致能量損耗，形成輪胎滾動阻力，也稱為輪胎滯后能量損耗。研究表明，克服輪胎滾動阻力消耗燃油占普通汽車總油耗的10%以上，減小輪胎滾動阻力可以降低汽車能耗，使汽車行駛的距離更遠，效率更高。隨著人們對環(huán)境保護的需要，輪胎滾動阻力的控制逐漸進入人們的研究范圍。本文將從多個角度探討和分析汽車輪胎滾動阻力以及測試技術。 1.2 輪胎轉鼓試驗臺的功用 由于輪胎是汽車性能的最終體現者,為了滿足汽車的各項性能要求,幾十年來對輪胎進行了多方面的試驗研究,并不斷完善試驗方法和標準,滿足了現代汽車高速、安全等使用要求。尤其是輪胎在行駛過程中產生的力和力矩對汽車的性能有很大影響。輪胎力學特性的測試分為室內試驗和室外試驗。室內外試驗方法各有其優(yōu)缺點。室外試驗拖車車身不可避免地會由于路面、風的影響產生側傾、俯仰運動,加之懸架往往選用現成的,軸轉向、變形轉向不可避免，從而造成了室外試驗數據的離散性比較大。然而室外試驗是在真實路面上進行的,故研究不同性質的路面對輪胎力學特性的影響時,室外試驗更容易。而室內試驗可避免過多的環(huán)境影響,可嚴格控制各種試驗條件,可以比較容易地改變試驗參數值的大小,如轉速、輪胎外傾角及側偏角等。需要注意的是,室內試驗是單個車輪的試驗,因此車輛懸架和轉向系的側傾轉向以及懸架的變形轉向對純粹的輪胎彈性側偏特性的影響可以控制到最小甚至不發(fā)生。 室內試驗主要設備為轉鼓式試驗臺，轉鼓試驗臺也稱底盤測功機，是車輛整車室內試驗的大型關鍵設備之一，它主要用于車輛行駛阻力的模擬，以便用室內試驗代替部分道路試驗，因此被廣泛地用于汽車、農用運輸車的整車性能試驗、法規(guī)檢測、裝配下線調整、新產品開發(fā)研究等領域。 本設計研究了我們在轉鼓試驗臺開發(fā)研究中所做的一些工作，主要是車輛在轉鼓試驗臺上行駛時力學特性的研究，以及控制系統的開發(fā)。 1.3 輪胎轉鼓試驗臺的發(fā)展情況 80年代中期起，隨著我國加速發(fā)展子午線輪胎的需要，少數輪胎生產企業(yè)從美國、日本和德國引進了帶有滾動阻力試驗工位的轉鼓式輪胎試驗機，結合開發(fā)新型子午線輪胎和剖析外國輪胎樣品進行了一些輪胎滾動阻力試驗。 20世紀70年代起，在美國、日本和歐洲等經濟發(fā)達國家，為了解決能源短缺和環(huán)境質量惡化問題，對汽車輪胎滾動阻力進行了大量的實驗和研究工作。與此同時，輪胎滾動阻力的測試技術也取得了長足的進步。 近年來，我國在輪胎試驗機的設計研究方面也有了很大的進展，出現了多家自行研制和開發(fā)輪胎試驗機的單位和企業(yè)，開發(fā)出多種類型的輪胎實驗機，如廣州市橡膠工業(yè)制品研究所的雙二位輪胎耐久高速試驗機，天津賽象科技股份有限公司的輪胎高速/耐久試驗機，國家輪胎質檢中心及廣東汕頭橡塑機械所聯合研制的輪胎強度脫圈靜負荷試驗機等。具有代表性的是天津久榮輪胎技術有限公司，它是目前我國專業(yè)研究車輪/輪胎試驗機的高科技企業(yè)，已經開發(fā)投資市場的產品有多種輪胎耐久、高速性能試驗機（分別適用于TB、LT、PC、MT、BC輪胎）；彎曲疲勞試驗機；沖擊性能試驗機；車輪/輪胎不圓度試驗機等。由于產品技術含量高、配置先進、質量可靠，除供應國內市場外，還得到了國際認可，日本的普利斯通和法國的米其林兩大全球輪胎行業(yè)的巨頭都曾批量購買過該公司的輪胎試驗機。 1.4 研究內容 本設計采用的是單滾筒轉鼓試驗臺，采用這個方法可以對新胎的滾動阻力進行比較，測試時輪胎垂直于轉鼓外表面且以穩(wěn)定的狀態(tài)向前自由滾動，而車輪所受的垂直載荷則由液壓加載機構進行控制。 輪胎轉鼓試驗臺是根據車輪的實際工作狀態(tài)，開發(fā)可以模擬汽車實際使用狀態(tài)的摩擦系數測定系統，探討了轉鼓試驗臺的結構特點，建立了車輛行駛阻力在道路上和轉鼓試驗臺上等值轉換的試驗方法，闡述了轉鼓試驗臺的總體設計。系統采用電動機輸入動力，制動電機消耗功率，并能通過轉速轉矩傳感器準確測量輸入和輸出的轉矩參數，進而通過運算得到滾動阻力系數的準確值。為研制開發(fā)滾動阻力系數試驗裝置提供理論參考。 設計的主要具體內容包括: （1）滾動阻力系數測試系統的總體方案確定； （2）對驅動電機和制動電機的選擇； （3）加載機構和傳動機構的設計； （4）運動關系的分析及試驗結果的運算和處理。 第2章 總體方案的確定 2.1 轉鼓試驗臺的確定 2.1.1 輪胎滾動阻力力學特性 車輪滾動阻力是指滾動車輪產生的所有阻力之和，主要包括輪胎滾動阻力分量、道路阻力分量和輪胎側偏阻力分量。其中，道路阻力分量是指由不平路面、塑性路面和濕路面等道路情況引起的附加阻力；輪胎側偏阻力分量是指由輪胎的側向載荷使輪胎側偏而產生的附加輪胎縱向阻力。此外，除了由軸承摩擦和輪胎與地面相對滑動造成的摩擦阻力外，胎內氣流流動以及轉動的輪胎對外部空氣造成的風扇效應都會引起輪胎的滾動阻力，但均為次要影響因素，因此通常它們包含于車輪阻力中，并不單獨列出。 當充氣輪胎在理想路面（通常指平坦的干、硬路面）上直線滾動時，其外緣中心對稱面與輪胎滾動方向一致，所受到的與滾動方向相反的阻力即為本設計中所說的輪胎滾動阻力。 根據作用機理的不同，輪胎滾動阻力還可以進一步分解為彈性遲滯阻力、摩擦阻力和風扇效應阻力，分別介紹如下[1]。 1．彈性遲滯阻力 胎體變形所引起的輪胎材料遲滯作用是造成輪胎滾動阻力的主要原因。實際中充氣輪胎在靜態(tài)壓縮作用下會產生變形并且回彈，并由于其內部的摩擦作用而引起能量損失。當車輪在力或力矩作用下滾動時，對輪胎胎面上的每一單元而言，其壓縮與回彈的過程將重復不斷地進行。對這樣一個過程，可用圖2.1所示的輪胎等效系統模型來加以解釋。在輪胎等效系統模型中，假定車輪的外圓周與輪輞之間由一些徑向布置的線性彈簧和阻尼單元支撐；此外，車輪胎面也假定由一系列切向排列的彈簧和阻尼單元就能充分作用，因而就生成附加的摩擦效應，將它稱之為彈性遲滯阻力。輪胎胎面的彈簧和阻尼特性對路面附著力也有影響，選用低阻尼的胎面材料會導致附著摩擦力降低。 當輪胎等效系統滾動時，對應的“彈簧-阻尼單元”便開始做功，并將其轉化為熱，所產生的彈性遲滯阻力等于消耗的阻尼與行駛距離之比。 2．摩擦阻力 在圖2.1所示的輪胎等效系統模型中，由一系列彈簧-阻尼組成的單元連續(xù)滾動進入輪胎接觸印跡區(qū)，由此相應的輪胎外圓圓弧就被壓成對應的弦長，即“輪胎接地長度”。在輪胎接觸印跡內，路面與滾動單元帶之間在哪縱向及橫向將產生相對運動，即所謂的“部分滑動”。由于部分滑動引起輪胎磨損，其能量被轉換成熱，由此產生了車輛動力傳動系統不得不克服的附加阻力。 圖2.1 輪胎等效系統模型 3.風扇效應阻力 像風扇一樣，輪胎的旋轉運動會導致氣流損失，但可將其看做是對整個車輛氣流影響的一部分。因此，通常將風扇效應阻力加到總的車輛空氣阻力中。 4.滾動阻力系數 綜上所述，車輪在干、硬的平路面行駛，其滾動阻力包括彈性遲滯阻力FR,彈性遲滯、摩擦阻力FR,摩擦和風扇阻力FR,風扇三部分，即： （2.1） 試驗表明，在128~152km/h速度范圍內，90%~95%輪胎的破壞是由內部遲滯作用引起的，而2%~10%則歸咎于輪胎與地面的摩擦，僅有1.5%~3.5%歸咎于空氣阻力。因此，輪胎在硬路面上的滾動阻力主要由胎體變形所引起的輪胎材料遲滯作用造成。實際上，式2.1表達的各個分量（如彈性分量與摩擦分量）均無法單獨分開測量，因此有用的還是綜合表達式。 2.1.2 滾動阻力系數的測定方法 一般可采用兩種不同的方法測量輪胎的總滾動阻力，即整車道路測試和室內臺架測試。整車道路測試的優(yōu)點是：道路狀況和基本條件是真實的，但由于輪胎重復試驗所必要的外部環(huán)境，如天氣、道路及交通條件等外在因素的干擾和不定性，測試中很難保證指定的試驗參數。而以上問題在室內固定輪胎試驗臺測試中可以避免。在室內試驗條件下，裝有試驗輪胎的車輪被放在可以動的滾動表面上，試驗數據可由車輪連接桿系上的力傳感器獲得。 2.1.3 輪胎轉鼓試驗臺的類型選擇 根據滾動面情況的不同，輪胎試驗臺基本上可分為三種類型[2]（見表2.1的說明）： 1.外支撐試驗臺； 2.內支撐試驗臺； 3.平板試驗臺。 表2.1 輪胎試驗臺的類型及特點 試驗類型 簡圖 優(yōu)點 缺點 外支撐試驗臺 空間足夠大， 輪胎易于安裝 很難實現濕 路面測量 內支撐試驗臺 胎面可換，能實 現濕路面測量 空間有限，輪 胎不易安裝 平板試驗臺 底座平坦，與實 際情況更吻合 導向困難，振 動引起腐蝕 最常用的是外支撐試驗臺，外支撐試驗臺的優(yōu)點是成本相對較低，承載能力高，且結構緊湊，車輪周圍留有較大的空間，不但可容納各種不同的車輪導向元件，以保證車輪定位，而且還可方便車輪的安裝。但由于離心力的作用，很難在外轉鼓上設置不同的道路條。 對內支撐試驗臺而言，離心力的作用可使車輪胎面很容易地固定于試驗臺面。因此，內支撐試驗臺特別適合于進行不同類型路面的試驗，比如確定輪胎濕胎面的滾動特性。然而，車輪上的有限空間不利于車輪的安裝和控制。由于弧形支撐面的影響，所有的支撐試驗臺基本上都存在測量誤差。與平板試驗臺相比，在車輪載荷相同的情況下，內支撐試驗臺使輪胎接觸印跡和變形量增大，從而摩擦阻力和彈性遲滯阻力也相應增加。如果滾動卷筒半徑與車輪半徑相比較大，其測量誤差就可控制在較小范圍內。必要時可引入校正因子，以保證其測量結果與平面測量結果相吻合。 平板試驗臺在最大程度上保證了輪胎的滾動表面，為車輪控制和車輪運動提供了寬闊的空間，同時也方便了輪胎的安裝。通過變換不同滾板，可在一定條件下實現道路條件的改變，同樣也適用于濕道路條件，但由于支撐面振動可能會產生測量誤差。為解決滾板的導向問題，需要的技術成本較高，另外，滾板的磨損也增加了運行成本。 本設計選用的就是外支撐試驗臺。 2.1.4 滾動阻力系數的測量與計算 在輪胎試驗臺上測量輪胎的滾動阻力系數的方法，是用轉鼓輪胎試驗臺，如圖2.2所示[3]。 圖2.2 轉鼓輪胎試驗臺 工作原理是由電力測功機驅動的試驗輪胎放在轉鼓上，輪胎上加載垂直載荷，轉鼓軸連接著作為制動裝置的測功器。實驗中測出驅動輪胎的轉矩和作用于轉鼓的制動力矩，則滾動阻力系數為 （2.2） 式中：—驅動輪胎的轉矩； —轉鼓的制動力矩； —轉鼓的半徑； —輪胎的動力半徑； —作用于輪胎上的垂直載荷。 2.2 試驗設備及技術條件 2.2.1 轉鼓技術條件 1.轉鼓直徑 由于鋼帶式試驗機價格昂貴，目前在室內進行輪胎滾動阻力試驗的設備仍以轉鼓式試驗機為主。但是現用設備的轉鼓直徑不盡相同，有1.2m、1.6m、1.7m、2m、2.1m、3m等。ISO18164在考慮到各國設備情況和鼓面曲率對試驗結果的影響后，一方面作出了轉鼓直徑應在1.5～3m之間的規(guī)定；另一方面指出，在不同直徑的轉鼓上測得的輪胎滾動阻力值也不同，并給與了校正公式。但是該公式系一近似計算公式，輪胎與轉鼓接觸面上的力分布的改變并非一簡單的幾何形狀的改變，還與輪胎各部件剛度等諸多因素有關[4]。這里選擇直徑為1.6m的轉鼓。 2.轉鼓表面 轉鼓表面應為光滑的鋼制表面或有紋理的表面，轉鼓表面應保持清潔。 汽車在干燥滾筒上的驅動過程是一個摩擦過程，總摩擦力由若干分力組成，如： （2.3） 式中： ——接觸面間的附著力； ——輪胎在滾筒上滾動變形時，由于壓縮與伸張作用之間能量的差別而消耗的能量，進而轉化為阻止車輪滾動的作用力； 該兩項分力取決于輪胎材料、結構和溫度。 附著系數隨速度增加而下降的原因較為復雜，一方面是由于滾筒圓周速度提高，接觸面的溫升加快，很快在滾筒表面形成了一層橡膠膜，降低了附著系數。 3．轉鼓寬度 轉鼓測試面寬度應大于輪胎胎面的寬度，選擇試驗輪胎直徑為0.50~0.75m，寬約為0.20m，所以轉鼓寬度選為0.6m。 4．溫度環(huán)境 (1)標準條件 標準室溫是指在距輪胎側1m處的輪胎旋轉軸上測得的溫度，應為25°C。 (2)轉鼓表面溫度 注意確保測量開始時轉鼓表面的溫度與室溫大致相同。 5．試驗條件 本項試驗的內容為在一定的輪胎充氣壓力下測量輪胎的滾動阻力，在試驗過程中，允許輪胎氣壓有所增大（封閉式氣壓）。 6．試驗速度 （1）載荷指數不小于122的試驗速度 速度級在K到M之間的輪胎轉鼓速度為80km/h，速度級在F到J之間的輪胎轉鼓速度為60 km/h。 （2）載荷指數小于122的試驗速度 轉鼓速度為80km/h，如有需要，可采用120km/h的轉鼓速度。 2.2.2 試驗步驟 （1）磨合 為了保證測量結果的重復性，早開始試驗之前，應使輪胎有一個初始的磨合過程，然后再使之冷卻。 （2）溫度調節(jié) 充氣輪胎在試驗場所的溫度環(huán)境中放置一定時間，以便達到熱平衡，通常在6h后溫度達到平衡。 （3）壓力調整 溫度調節(jié)結束后，將充氣壓力調整到試驗壓力，10min后再檢查一遍。 （4）初步確定試驗方案 測量并記錄的內容包括： ①試驗轉鼓速度 v（km/h）； ②垂直于轉鼓表面的輪胎載荷W； ③充氣壓力； ④驅動輪胎的轉矩，作用于轉鼓的制動力矩； ⑤試驗轉鼓半徑R（m）； ⑥選擇的試驗方法。 2.3 滾動阻力對汽車底盤輸出功率測定值的影響分析 車輪滾動時，輪胎與路面的接觸區(qū)域產生法向、切向的相互作用力以及相應的輪胎和支承路面的相對剛度決定了變形的特點。當彈性輪胎在硬質的鋼制光滾筒上滾動時，輪胎的變形是主要的，此時由于輪胎內部摩擦產生彈性遲滯損失，使輪胎變形時對它做的功不能全部收回，此能量消耗在輪胎各組成分相互間的摩擦以及橡膠、簾線等物質的分子間的摩擦，最后轉化為熱能而消失在大氣中。這種損失即為彈性物質的遲滯損失。 因為滾動阻力系數與模擬路面的滾筒種類、行駛車速以及輪胎的構造、材料、氣壓等有關，所以，對其影響因素分析是非常必要的，具體分析如下： 1.鋼制光滾筒對滾動阻力系數的影響 （1）若滾筒的半徑r越大，在車輪滾動時輪胎的變形量就越小，也就是說彈性遲滯損失就越小，故滾動阻力系數隨滾筒半徑的增大而減小。 （2）在加工過程中滾筒的橢圓度、同軸度越小，輪胎在滾筒上的運轉就越平穩(wěn)，當車速一定時滾動阻力系數的波動范圍就越小，所以說，滾動阻力系數隨滾筒加工精度的提高而減小。 （3）目前我國在用的底盤測功機滾筒表面有兩種，一種是常見的光滾筒即表面未經處理的滾筒，另一種是滾筒表面噴涂有耐磨硬質合金，前者由于滾筒表面較光滑，其附著系數約為0.5，試驗用的東風車在50km/h工況下檢測最大底盤輸出功率時，其滑移率約為8%，也就是說，汽車車輪在行走時，除滾動阻力外還有滑拖，致使被檢測車輪發(fā)熱，增大了滾動阻力損失，同時由于速度的誤差，引起了所測功率的誤差。后者采用表面噴涂技術，將滾筒表面的附著系數提高到0.8左右，接近于一般水泥路面的附著系數，則可避免滑拖現象。 （4）滾筒中心距L是指底盤測功機前后兩排滾筒支承軸線之間的距離，隨著滾筒中心距的增加，汽車車輪的安置角隨之增大，前后滾筒對車輪支承力也隨之增大，這樣將導致車輛在測功機臺架上的運行滾動阻力增加。 綜上所述滾筒直徑、安置角、滾筒表面質量、滾筒中心距對滾動阻力有很大的影響，由于部分底盤測功機僅顯示功率吸收裝置的吸收功率，所以同一輛車在不同臺架上測得的數值不同。因此如果以底盤測功機作為法定計量設備，其滾簡直徑、中心距、表面處理以及加載方式必須標準化。 2.輪胎氣壓對滾動阻系數的影響 輪胎氣壓對滾動阻力系數影響很大，氣壓低時在硬路面上輪胎變形大，滾動時遲滯損失增加，為了減少該項所引起的檢測誤差，要求在動力性檢測前必須將輪胎氣壓充至標準氣壓。 2.4 本章小結 本章主要確定了轉鼓試驗臺的總體設計方案以及測量方法，詳述了輪胎滾動阻力的力學特性,并對滾筒裝置和輪胎的尺寸參數范圍進行了選擇，探討了試驗設備以及技術條件。同時也分析了滾動阻力對汽車底盤輸出功率測定值的影響。 第3章 電機和傳感器的選擇 3.1 選擇電動機 選擇電動機的內容包括:電動機類型、結構型式、容量和轉速，要確定電動機具體型號。 3.1.1 選擇電動機應綜合考慮的問題 ①根據機械的負載性質和生產工藝對電動機的啟動、制動、反轉、調速以及工作環(huán)境等要求，選擇電動機類型及安裝方式。 ②根據負載轉矩、轉速變化范圍和啟動頻率程度等要求，并考慮電動機的溫升限制、過載能力和啟動轉矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風方式。所選電動機功率應大于或等于計算所需的功率，按靠近的功率等級選擇電動機，負荷率一般取0.8~0.9。過大的備用功率會使電動機效率降低，對于感應電動機，其功率因數將變壞，并使按電動機最大轉矩校驗強度的生產機械造價提高。 ③根據使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的結構型式。 ④根據企業(yè)的電網電壓標準，確定電動機的電壓等級和類型。 ⑤根據生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統的過渡過程性能的要求，以及機械減速機構的復雜程度，選擇電動機額定轉速。 除此之外，選擇電動機還必須符合節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產品價格、建設費用、運行和維修費用、生產過程中前期與后期電動機功率變化關系等各種因素。 3.1.2 驅動電機的選擇 1.選擇電動機類型 電動機類型和結構型式要根據電源（交流和直流）、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸等）和載荷特點（性質、大小、啟動性能和過載情況）來選擇，沒有特殊要求時均應選用交流電動機，并且由試驗臺的試驗條件限制電機需具有進行調速的能力。 交流電機包括異步電機和同步電機兩類。對交流同步電動機而言，同步電機轉速為(r/min),實際使用中同步電動機的極對數p固定，因此只有采用變壓變頻（VVVF）調速。對于交流異步電動而言，其轉速為（1-s）(r/min)。從轉速公式可知改變電動機的極對數p、改變定子供電頻率f以及改變轉差率s都可達到調速的目的。 本試驗采用YVP(IP44)系列變頻調速三相異步電動機，并輔助以變頻器進行調速控制。 2.選擇電動機容量 標準電動機的容量由額定功率表示，所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率，容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞，容量過大，則增加成本，并且由于功率和功率因數而造成浪費。 電動機的容量主要由運動時發(fā)熱條件限定，再不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運動的機械，只要其電動機的載荷不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。 發(fā)動機轉矩T=120N?m，轉速nw=3500r/min。 （1）工作機所需功率 （3.1） 式中： —工作機所需輸入功率，kw； —工作機的阻力鉅，N?m； —工作機的效率； —工作機的轉速。 （2）電動機的輸出功率 （3.2） 式中，總效率按下式計算： 其中、、分別為傳動裝置中每一傳動副，每對軸承、每個聯軸器的效率，其概略值見《機械設計課程設計手冊》表1.7。選用此表數值時，一般取中間值，如工作條件差，潤滑維護不良時應取低值，反之取高值。 （3.3） 式中：Pd—工作機實際需要的電動機輸出功率，kw； η總—電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。 3.確定電動機轉速 同一類型的電動機，相同的額定功率有多種轉速可供選用。如選用低轉速電動機，因極數較多而外廓尺寸及重量較大，故價格較高，但可使傳動裝置總傳動比及尺寸減小。選用高轉速電動機則相反。因此應全面分析比較其利弊來選定電動機轉速。 按照工作機轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以推算電動機轉速的可選范圍，如 r/min 式中：nd—電動機可選轉速范圍，r/min； —各級傳動機構的合理傳動比范圍（見《機械設計課程設計手冊》表1-8或表13-2）； 對YVP(IP44)電動機，通常多選用同步轉速為1500r/min、1000r/min或750r/min的電動機，如無特殊需要，不選用低于750r/min的電動機。 這里初選同步轉速為1500r/min的電動機。 4．估計電動機的轉矩 發(fā)動機轉矩T=120N?m,且 T，=T?i0?ig/2 （N?m） 式中：i0—主減速器傳動比，取i0=4； ig—變速器傳動比，取ig=4 。 則T，=960 N?m。 5.電動機型號的確定 根據上述電動機類型、結構、容量、轉速和轉矩，由《機械設計手冊》查出電動機型號為YVP315L1-4，其額定功率為160KW，同步轉速為1500r/min，額定轉矩為1025N?m,基本符合題目所需的要求。 查《機械設計手冊》得電動機的技術參數，如表3.1所示，電動機的安裝及外形尺寸，如圖3.1及表3.2所示。 表3.1 電動機的技術參數 電動機型號 同步轉速r/min 標稱功率 /KW 額定電流/A 額定轉矩/N?m 堵轉轉矩額定轉矩 轉子轉動慣量/kg?m2 質量/kg YVP315L1-4 1500 160 290 1025 1.25 4.13 1095 圖3.1 YVP315L1-4電動機的外形尺寸參數 表3.2 YVP315L1-4電動機的外形及安裝尺寸參數 型號 安裝尺寸 YVP315L1-4 H A B C D E F×GD G K 315 508 508 216 80 170 22×14 71 28 型號 外形尺寸 YVP315L1-4 AB AC AD AA BB HD DA L 628 645 460 120 750 760 45 1450 3.1.3 制動電機的選擇 因為輸出和輸入功率相差不大，所以制動電機應選用跟驅動電機型號相同的電機，因此制動電機的型號為YVP315L1-4。 3.2 傳感器的選擇 根據試驗的條件這里選擇NJ2轉矩轉速傳感器。 3.2.1 傳感器的基本原理 NJ型轉矩轉速傳感器的基本原理是：通過彈性軸、兩組電磁傳感器，把被測轉矩、轉速轉換成具有相位差的兩組交流電信號，這兩組交流電信號的頻率相同且與軸的轉速成正比，而其相位差的變化部分又與被測轉矩成正比。 NJ 型轉矩轉速傳感器的工作原理如圖3.2,在彈性軸的兩端安裝有兩只信號齒輪，在兩齒輪的上方各裝有一組信號線圈，在信號線圈內均裝有磁鋼，與信號齒輪組成磁電信號發(fā)生器。當信號齒輪隨彈性軸轉動時，由于信號齒輪的齒頂及齒谷交替周期性的掃過磁鋼的底部，使氣隙磁導產生周期性的變化，線圈內部的磁通量亦產生周期性變化，使線圈中感生出近似正弦波的交流電信號。這兩組交流電信號的頻率相同且與軸的轉速成正比，因此可以用來測量轉速。這兩組交流電信號之間的相位與其安裝的相對位置及彈性軸所傳遞扭矩的大小及方向有關。當彈性軸不受扭時，兩組交流電信號之間的相位差只與信號線圈及齒輪的安裝相對位置有關，這一相位差一般稱為初始相位差，在設計制造時，使其相差半個齒距左右，即兩組交流電信號之間的初始相位差在180 度左右。 圖3.3：在彈性軸受扭時，將產生扭轉變形，使兩組交流電信號之間的相位差發(fā)生變化，在彈性變形范圍內，相位差變化的絕對值與轉矩的大小成正比。把這兩組交流電信號用專用屏蔽電纜線送入NC型扭矩測量儀或具有其功能的扭矩卡送入計算機，即可得到轉矩、轉速及功率的精確值。 圖 3.4：是NJ 型轉矩轉速傳感器機械結構圖。其結構與圖一的工作原理圖差別是很大的，其中，為了提高測量精度及信號幅值， 兩端的信號發(fā)生器是由安裝在彈性軸上的外齒輪、安裝在套筒內的內齒輪、固定在機座內的導磁環(huán)、磁鋼、線圈及導磁支架組成封閉的磁路。其中，外齒輪、內齒輪是齒數相同互相脫開不相嚙合的。套筒的作用是當彈性軸的轉速較低或者不轉時，通過傳感器頂部的小電動機及齒輪或皮帶傳動鏈帶動套筒，使內齒輪反向轉動，提高了內、外齒輪之間的相對轉速，保證了轉矩測量精度。但是，此時輸出信號的頻率不能用來測量轉速。解決的辦法是建議用戶另外增加轉速傳感器（如NJ0、NJ1D、NJ2等）或者在傳感器上增加一個轉速傳感器（如NJ3、NJ4 等），因為是磁電式傳感器，在轉速過低時仍然不能保證轉速的正確測量。為此，又派生了NJ*D 型低速系列轉矩轉速傳感器產品。NJ*D 型低速轉矩轉速傳感器的解決方法是增加了套筒測速頭及安裝在套筒上的測速齒輪，其測速頭的信號送入NC 系列扭矩測量儀進行數據處理，不論套筒是否轉動，其輸出的轉速信號始終是彈性軸的實際轉速，即使轉速為零也是如此。 圖3.2 NJ型轉矩轉速傳感器工作原理 圖3.3 NJ型轉矩轉速傳感器電信號輸出 圖3.4 NJ 型轉矩轉速傳感器機械結構圖 3.2.2 傳感器尺寸結構的確定 選定NJ型轉矩轉速傳感器的外形及安裝尺寸見表3.3、圖3.5和圖3.6。 表3.3 傳感器外形及安裝尺寸 型號 額定轉矩 A B D G L H h I S K NJ2 1000 170 200 46 14 490 340 110 106 40.2 18 圖3.5 NJ型轉矩轉速傳感器安裝尺寸 圖3.6 NJ2軸端視圖 3.3 本章小結 本章介紹了交流變頻調速電機的原理，然后通過運算對電動機的類型、容量、轉速和轉矩進行了估算，從而確定了電動機的型號，并選擇了一個合適的傳感器用來測驅動輪胎的轉矩和作用于轉鼓的制動力矩，并介紹了所選傳感器的工作原理。 第4章 加載機構設計 4.1 結構及工作原理 1-加載液壓缸 ； 2-壓力傳感器 ； 3-二位四通電磁換向閥 ； 4-液控單向閥 ； 5-三位四通電磁換向閥 ； 6-單向閥 ； 7-油箱 ； 8-先導式溢流閥 ； 9-定量液壓泵 ； 10-電液比例溢流閥 圖4.1 電液比例加載系統原理圖 本試驗的加載機構主要是用以模擬汽車行駛過程中輪胎所受負載的加載裝置，由主機、電液比例加載系統和微機測控系統三部分組成。這里主要對電液比例加載系統進行設計、分析。 電液比例加載系統的原理圖如圖4.1所示。系統的油源為定量液壓泵9，其最高工作壓力由先導式溢流閥8設定，試驗時的加載荷速度（實質為升壓速度）由電液比例溢流閥10進行遠程遙控調節(jié)。系統的執(zhí)行器為三腔（a、b、c腔，作用面積分別為Aa、Ab、Ac）加載液壓缸1，通過三位四通電磁換向閥5和二位四通電磁換向閥3改變油液的循環(huán)方式及缸在各工況的作用面積，實現快慢速及運動方向的轉換；單向閥6作背壓閥用，以防止缸在上下端點及換向時產生沖擊。液控單向閥4用以防止立置缸在系統卸荷及不工作時活塞（桿）及壓頭因自重而自行下落。液壓泵可以通過三位四通電磁換向閥5的H型中位機能實現低壓卸荷。 車輪放好后，電磁鐵1YA通電使換向閥5切換至左位，液壓泵9的壓力油經閥5進入液壓缸1的小腔a，同時導通液壓控單向閥4，壓力油的作用面積Aa較小，因而活塞（桿）及壓頭快速下行接近試件，缸的大腔c在經閥4和3向中腔b中補油的同時，將少量油液通過閥5和6排回油箱?？焖傧滦薪Y束時，電磁鐵3YA通電使換向閥3切換至右位置，b腔與a腔連通，缸的作用面積由Aa增大為Aa+Ab,液壓泵的壓力油同時進入缸的a腔與b腔，故系統自動轉入慢速加壓過程（加載試驗），c腔經閥5和閥6向油箱排油。試驗完成后，電磁鐵2YA通電使換向閥5切換至右位，液壓泵9經閥4向大腔c供油，同時，3YA斷電使換向閥3復至左位，腔b與c連通為差動回路，因此，活塞（桿）及壓頭快速上升（回程）。裝卸試件期間，所有電磁鐵斷電，液壓泵通過閥5的中位實現低壓卸荷。系統的電磁鐵動作順序如表4.1所列。 表4.1 液壓系統電磁鐵動作順序 工況 1YA 2YA 3YA 快速下行 + 慢速加壓 + + 快速上升 + 4.2 微機測控系統 程序和數據存儲器 LED顯示器 電磁鐵等 單片微機 D/A轉換器 A/D轉換器 壓力傳感器 比例控制器 圖4.2 微機測控系統原理圖 試驗機對試件的加載必須緩慢進行，由于負載條件及安裝空間的限制，直接測力不易實現。因此，根據載荷-油壓-電壓的模擬關系：載荷=油壓活塞面積=電壓模擬系數活塞面積，間接測力。即通過電液比例溢流閥控制液壓系統工作油壓的變化率，通過圖4.1中設置的兩個壓力傳感器2，將檢測的油壓轉換為電信號，送入計算機并按有關算法進行處理，即可間接得到要求的加載荷大小。圖4.2是微機測控系統的原理方塊圖。系統的功能有：向比例溢流閥的比例控制器、液壓泵的驅動電機、換向閥的電磁鐵發(fā)出控制信號，使液壓系統按既定要求循環(huán)；將壓力傳感器檢測油壓輸出的電信號按照一定關系轉換為所需載荷量[8]。 4.3 技術特點 ①加載液壓系統采用定量泵供油，復合缸加載，通過液壓缸的面積變化實現快慢速自動轉換，減小了液壓泵的流量規(guī)格，減小了試驗期間的能耗。 ②通過微機測控系統對液壓系統進行控制，檢測系統油壓，輸入輸出試件的機和參數和試驗結果，加載均勻平穩(wěn)、間接測力，操縱簡便、易于維護。 ③試驗機結構簡單，制造公益性好，成本低；自動化程度高，運行能耗低，測量精度較高。 4.4 液壓缸的設計 4.4.1 液壓缸主要尺寸的設計計算 液壓缸主要尺寸包括缸的內徑、長度、活塞桿的直徑及長度。確定上述尺寸的原始依據是液壓缸的負載、運動速度、行程長度和結構形式等。本試驗臺設計所需要的液壓缸需要自行設計。 1．加載的最大載荷 由所查資料常用轎車輪胎的承載指數范圍多為450kg~540kg，其中奔馳A級高達750kg，即 F=mg=750kg×9.8N/kg=7350N 2．確定系統的工作壓力 表4.2 液壓缸工作壓力與負載之間的關系 負載 F/KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力P/MPa <0.8~1.0 1.5~2.0 2.5~3.0 3.0~4.0 4.5~5.0 5~10 根據表4.2液壓缸工作壓力與負載之間的關系及負載F=7350N，取本設計的液壓缸工作壓力P=2.0MPa。 3．液壓缸的內徑計算 本試驗液壓缸的設計按慢下加載過程計算設計。 由于高度差及作用面積相差不大，故加載面積可近似看作,則 （4.1） 式中： ?P—系統壓力差?P=P-P0，其中P0為回油背壓，按一般執(zhí)行元件背壓力推薦取P0=0.4Mpa，故?P=P-P0=2-0.4=1.6Mpa； η—液壓缸效率，對于橡膠密封圈η=0.95。 代入得：= ≈78.58mm 經查機械設計手冊如下表4.3液壓缸內徑尺寸系列，取D2=80mm。 表4.3 液壓缸內徑尺寸系列 （摘自GB/T2348-1993） (mm) 8 40 125 （280） 10 50 （140） 320 12 63 160 （360） 16 80 （180） 400 20 （90） 200 （450） 25 100 （220） 500 32 （110） 250 4．液壓缸壁厚和外徑的確定 表4.4 工程機械用液壓缸外徑系列 缸徑 /mm 液壓缸外徑/mm p≤16MPa 20 25 31.5 40 50 50 50 54 50 60 60 60 63.5 63 76 76 83 83 80 95 95 102 102 90 108 108 108 114 100 121 121 121 127 110 133 133 133 140 125 146 146 152 152 由上表確定外徑D=95mm,則壁厚7.5mm 5．液壓缸缸底厚度確定 選擇缸底為平面型，則厚度δ1可以按照四周鑲住的圓盤強度進行近似計算,則 δ1≥0.433D2pδP (4.2) 式中： D2近似認為為液壓缸內徑D ，m ； P—筒內最大工作壓力，MPa ,取P≤1.5p ； σp—筒底材料許用壓力，MPa ,?。? σb—缸筒材料的抗拉強度，MPa ； n—安全系數，取n=5 ； 即代入mm ,取δ1=9mm 。 6．液壓缸缸底其他尺寸的確定 如下圖4.2所示液壓缸缸底的主要尺寸 圖4.2 液壓缸缸底示意圖 7．液壓缸缸蓋的設計計算 如圖4.3所示，各部分尺寸確定如下： 活塞長度B=（0.6~1.0）D=（0.6~1.0）×80=46~80 mm ,這里取B=70mm 。 導向套長度LA=（0.6~1.5）D=48~120 mm ,這里取LA=50mm 。必要時可在導向套和活塞之間安裝一個隔套K，其長度 C=H - 12（LA+B） （4.3） 式中: H—活塞桿導向長度； LA—全部外伸時從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離。 如果導向長度過小將使液壓缸的初始撓度增大（間隙引起的撓度），影響液壓缸的穩(wěn)定性，一般滿足H≥L20+D2 。 8．導向套結構的確定 活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜質、灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。當導向套采用非耐磨材料時，其內圈還可裝設導向環(huán)，用作活塞桿的導向。導向套的典型結構形式有軸套式和端蓋是兩種。 圖4.3 液壓缸導向套示意圖 9．液壓缸活塞行程L的確定 液壓缸行程L主要依據機構的運動要求而定，且為了簡化工藝和降低成本取表4.5中標值，現取L=250mm 。 表4.5 液壓缸活塞行程第一系列 （mm） 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 故由H≥L20+D2 = 52.5mm , B=70mm , H=60mm ,則C=60-12(50+70)=0 10．液壓缸活塞（如圖4.4所示）： 圖4.4活塞 （1）活塞與活塞桿的聯接方式 本試驗液壓缸活塞與活塞桿的聯接選用螺紋聯接。 （2）活塞與缸體的密封結構 活塞與缸體之間既有相對運動，又需要使液壓缸各腔之間不漏油，因此在結構上應慎重考慮。本試驗采用O形密封圈加擋圈結構。 11.液壓缸活塞桿的確定 （1）活塞桿直徑的確定 查機械設計手冊由表4.6系數的推薦值，取，故d=40mm(且符合GB/T321-1980)，此時，液壓缸活塞往復運動時的速比，符合表4.5要求規(guī)定。 計算速比主要是為了確定活塞桿的直徑和是否需要設置緩沖裝置。速比不宜過大或過小，以免產生過大的背壓或造成因活塞桿太細導致穩(wěn)定性不好。 表4.6 φ和p的關系 工作壓力p/MPa ≤10 12.5~20 >20 速度比φ 1.33 1.46；2 2 （2）活塞桿結構的確定 活塞桿有實心桿和空心桿兩種，如圖4.5所示，本試驗臺液壓缸活塞桿采用實心結構，一端經螺母與活塞相聯接，另一端由螺釘與法蘭盤聯接。 圖4.5 活塞桿 12.緩沖裝置 緩沖裝置是為了防止或減小液壓缸活塞在運動到兩個端點時，因慣性力造成的沖撞。通常是通過節(jié)流作用，使液壓缸運動到端點附近時形成足夠的內壓，降低液壓缸的運動速度，以減少沖擊。 液壓缸活塞運動速度在0.1m/s以下時，不必采用緩沖裝置；在0.2m/s以上時必須設置緩沖裝置。故本設計不需要緩沖裝置。 13.排氣閥 為使液壓缸運動穩(wěn)定，在新裝上液壓缸以后，必須將缸內的空氣排出。其中較可靠的方法是在液壓缸上設置排氣塞（排氣閥），排氣塞的位置一般放在液壓缸的端部，雙作用液壓缸則應設置兩個排氣塞。 由于本試驗液壓缸工作壓力較小且速度等要求不高故可采用使液壓缸反復運動，直到運動平穩(wěn)的方法進行排氣。 14.液壓缸油口的確定 油口包括油口孔和油口連接螺紋。液壓缸的進、出油口可布置在端蓋或缸筒上。油口孔大多數屬于薄壁孔（指孔的長度與直徑之比l/d≥0.5的孔）。通過薄壁孔的流量按下式計算 Q=CALρ?P=CA2ρΔP m3/s (4.4) 式中： C—流量系數，接頭處大孔與小孔之比大于7時C=0.6~0.62，小于7時C=0.7~0.8； A—油孔的截面積，m2； ρ—液壓油的密度，kg/m3； P1—油孔前腔壓力，Pa； P2—油孔后腔壓力，Pa； ΔP—油孔前、后腔壓力差。 代入上式得： d=1.25mm 油口連接螺紋尺寸應符合國標規(guī)定，由GB/T2878-1995選取M5×0.8，精度為6H。 4.4.2 液壓缸主要部分的校核 1.缸筒壁厚的校核 對最終采用的缸筒壁厚應進行四方面的驗算： 額定壓力PN應低于一定極限值，以保證工作安全則， PN≤0.35MPa （4.5） 或 PN≤0.5MPa （4.6） 同時，額定壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生，即 PN≤（0.35~0.42）PRl MPa （4.7） 此外，尚需驗算缸筒徑向變形?D應處在允許范圍內 ?D= m （4.8） 式中，變形量?D不應超過密封圈允許范圍。 最后，還應驗算缸筒的爆裂壓力 MPa （4.9） 式中：σa—缸筒材料屈服點，MPa ； PN—缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，MPa ； Pr—缸筒耐壓試驗壓力，MPa ； E—缸筒材料彈性模量，MPa ；