載貨汽車制動器試驗臺的設計含7張CAD圖.zip,載貨,汽車,制動器,試驗臺,設計,CAD 摘 要 汽車制動性能的好壞直接影響著整車的安全性能，所以對于汽車制動性能的檢測始終是汽車生產(chǎn)中十分重要的一環(huán)。ABS系統(tǒng)和制動器是影響汽車制動性能的關鍵設備。臺架試驗是目前制動系統(tǒng)檢測的主流方法，本文的主要目標是設計一臺針對載貨汽車的制動性能檢測的試驗臺。 本文介紹了慣性式滾筒制動試驗臺主要部件的設計方法及設計過程。分析比較了現(xiàn)行的幾種制動試驗臺，總結了它們各自的優(yōu)缺點，結合設計任務書的要求，選定了總體的設計方案。 本設計采用慣性式滾筒制動試驗臺，該試驗臺主要原理是通過電機驅動滾筒，由滾筒帶動車輪，利用飛輪組加上試驗臺自身的轉動慣量來模擬汽車行駛時的慣量，通過滾筒來模擬道路。所以飛輪和滾筒是該實驗臺的核心部件，根據(jù)車輪的尺寸及汽車的重量分析設計滾筒的結構及尺寸。對整個試驗臺的慣量和汽車的慣量進行分析計算設計出飛輪的尺寸參數(shù)，再通過一系列傳動部件將它們連接起來。最后對試驗臺進行一定程度的校核。 關鍵詞：制動試驗臺，制動性能，檢測  Abstract The performance of the car brake directly affects the safety performance of the vehicle, so the detection of the braking performance of the car is always a very important part of automobile production. ABS systems and brakes are key equipment that affect the performance of automotive braking. The main goal of this paper is to design a test rig for the brake performance test of the truck. This paper introduces the design method and design process of the main components of the inertial roller brake test bed. The comparison and comparison of the existing several brake test bed, summed up their respective advantages and disadvantages, combined with the requirements of the design task book, selected the overall design. The design of the inertial roller brake test bed, the main principle of the test bed is driven by the motor drum, driven by the wheel , the use of flywheel group with the test bench's own inertia to simulate the inertia of the car driving, through the drum to simulate the way. So the flywheel and drum is the core of the test bench, according to the size of the wheel and the car's weight analysis of the design of the drum structure and size. The inertia of the entire test bed and the inertia of the car are analyzed and calculated to design the size parameters of the flywheel, and then through a series of transmission components to connect them. Finally, the test bench to a certain degree of verification. Keywords：Brake test bed, brake performance, testing  目錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1 研究的背景及意義 1 1.1.1 研究背景 1 1.1.2 研究意義 1 1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.3 課題研究內(nèi)容與技術路線 3 1.3.1 研究內(nèi)容 3 1.3.2 技術路線 4 2 方案設計 5 2.1 試驗臺整體方案選擇 5 2.1.1 滾筒反力式制動力檢測臺 5 2.1.2 平板式制動檢測試驗臺 5 2.1.3 慣性式滾筒制動試驗臺 6 2.1.4 方案選定 7 2.2 檢測原理 7 3 滾筒的設計 8 3.1 滾筒直徑選擇 8 3.2 滾筒長度選擇 8 3.3 車輪與滾筒間附著系數(shù)φ的選擇 8 3.4 安置角的選擇 8 3.4.1 安置角對測試車輪穩(wěn)定性的影響 8 3.4.2 最佳安置角的選擇 9 3.5 滾筒中心距L的選擇 10 4 傳動系統(tǒng)設計 11 4.1 電機的選擇 11 4.2 離合器的選擇 11 4.3 增速器的設計 11 4.3.1制動時滾筒軸所受的摩擦力矩 11 4.3.2增速器的運動及動力參數(shù) 12 4.3.3增速器的齒輪傳動設計 13 4.4 鏈傳動的設計 17 4.4.1 傳動鏈的設計 17 4.4.2 鏈輪的設計 17 5 飛輪的設計 19 5.1 慣量系統(tǒng)分析 19 5.1.1 滾筒組的慣量 19 5.1.2 增速器的轉動慣量 20 5.2 飛輪的慣量 20 5.2.1 飛輪的尺寸計算 21 5.2.3 飛輪的布置 22 6 總體的設計與校核 24 6.1 總體結構設計 24 6.2 軸的校核 24 6.2.1 滾筒軸的校核 24 6.2.2 飛輪軸的校核 28 6.3 軸承的校核 29 6.3.1 滾筒軸承的校核 29 6.3.2 飛輪軸軸承的校核 30 7 總結 31 參考文獻 32 致 謝 33 VI 1 緒論 1.1 研究的背景及意義 1.1.1 研究背景 截至2016年底，我國機動車保有量為2.9億輛，其中汽車1.84億輛，汽車駕駛人數(shù)超過3.1億人，我國已成為僅次于美國的世界第二汽車大國，在這些數(shù)字持續(xù)增長的同時，汽車的安全問題也引起了社會各界廣泛的關注。 根據(jù)公安部交管局的統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，2016年全國共發(fā)生道路交通事故16.5萬起，死亡人數(shù)5.18萬，受傷16.8萬人。而在這之中由載貨汽車負主要責任的交通事故更是占了汽車責任交通事故的30%左右，這一數(shù)字遠超過載貨汽車數(shù)量占汽車總數(shù)量的比例，而貨車事故的致死率更是達到了50%以上。由此可見，載貨汽車相關的交通事故在道路安全問題中占據(jù)著相當大的比重。排除違規(guī)駕駛等人為因素，由機動車機械故障所引發(fā)的交通事故占全部交通事故的5%左右，其中因制動原因導致的事故則占機械故障事故的60%左右。所以，車輛的制動系統(tǒng)在汽車安全和道路安全中都起到至關重要的作用。 1.1.2 研究意義 依據(jù)檢測方式可將汽車制動性能檢測技術分為兩大類：路試法和臺式法。路試法是汽車在一定的初速度下沿著平坦路面行駛，然后變速器置于空擋進行緊急制動，使汽車減速停車。路試法能更直觀，更貼近實車檢測。但其存在的缺點也較為明顯：第一，這種方法對于汽車制動時各個車輪的制動情況和制動力分配無法做到定量的檢測，只能通過車輪的壓痕來進行定性的分析；第二，檢測的重復性相比臺試要差，因為在路試中制動距離、制度時間、減速度變化的數(shù)據(jù)往往會受到道路交通狀況，路面情況和駕駛員的駕駛習慣等主客觀因素的影響，試驗的重復性難以保證；第三，汽車損耗大，路試造成燃料消耗，緊急制動時汽車各部件還會受到?jīng)_擊載荷的影響；最后，在專業(yè)的試驗場進行試驗易受到其它外部條件的限制，且有發(fā)生事故的危險。 臺試法通常又分為靜態(tài)檢測法和動態(tài)檢測法，其區(qū)分依據(jù)是在臺架受檢車輛相對地面的運動狀況，靜態(tài)檢測法車輛與地面相對靜止，而動態(tài)檢測法車輛與地面可能存在相對。兩種方法分別采用的是滾筒式制動試驗臺和平板式制動試驗臺。 目前臺試法因其諸多優(yōu)點被汽車廠商和科研機構廣泛應用，也是國內(nèi)外汽車安全領域的研究熱點之一。所以，汽車制動器試驗臺的研究，使其更精確地模擬汽車制動過程，提高其模擬的自動化程度和精度，對于制動器產(chǎn)品的開發(fā)、整車的制動性能以及道路交通安全問題的改善都有著非常重大的意義。 1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 目前，國內(nèi)外汽車生產(chǎn)中所使用的臺架式制動性能的檢測設備主要有反力式滾筒制動試驗臺、平板式制動試驗臺、慣性式滾筒制動試驗臺三種。 汽車制動器的制動力是衡量汽車制動性能的一項重要參數(shù)，汽車廠商以及相關部門對于汽車制動力的檢測都十分看重。目前反力式滾筒制動試驗臺是檢驗制動力以及制動協(xié)調時間的參數(shù)的主要設備。也有杠桿式的制動力檢測設備，例如扭力扳手式制動力檢測是就是利用杠桿原理進行制動力檢測的一種純靜態(tài)檢測法，優(yōu)點是相比于前兩種不存在附著系數(shù)的問題，可以測得汽車的最大靜態(tài)制動力。缺點是檢測效率較低，只適用于汽修廠等小規(guī)模使用。應用并不廣泛，所以在這里不作過多討論。 滾筒反力式制動力試驗臺是應用最為廣泛的制動力檢測設備。我國目前使用的滾筒反力式制動試驗臺主要有兩大類，一種是從日本彌榮、日產(chǎn)公司引進的；另一種是引進自歐洲國家的。反力式滾筒制動試驗臺的主要優(yōu)點是實驗時具有良好的重復性。主要原因是它相比于路試對于車輪的轉速可以通過控制電機的轉速進行精準的調整，并且滾筒表面相比于真實路面有更好的單一性，所以重復試驗時車輪轉速、路面情況等因素并不會有太大變化。 它的的主要缺陷來源于車輪在滾筒上的安置角。車輪中心與兩滾筒中心連線夾角的二分之一稱為安置角。其大小受到車輪直徑，滾筒直徑，滾筒中心距影響。對于同一試驗臺，其滾筒直徑與中心距是不變的，而不同型號汽車的車輪大小是變化的，這就會使得安置角發(fā)生變化，安置角的變化會改變滾筒對車輪的附著力，附著力大的情況下更易測得最大制動力。對于小型車安置角大，滾筒的附著力更大，大型車則相反。另外，反力式滾筒制動試驗臺只能在低轉速下進行試驗，試驗車輪表面線速度一般不會超過8km / h，雖然汽車車速對于制動力的影響較小，但試驗結果依然會與實際情況有一定的差異。 平板式制動力試驗臺發(fā)展較晚，但在社會上已開始應用。其原理是汽車以一定的初速度駛上平板，然后進行制動，通過平板將汽車制動產(chǎn)生的慣性力（與制動力等值反向），由平板下的壓力傳感器測得制動力。平板式制動試驗臺的優(yōu)點在于其結構簡單，平板相比于滾筒不存在安置角的問題，更接近實際的路面，能更加真實地反映汽車的制動性能。也可以通過添加相應元件設計成檢測汽車軸重、滑移等參數(shù)的綜合性能試驗臺，增加了其適用性，也節(jié)約了成本。同樣的，平板式制動試驗臺也存在著一定的缺陷。其檢測的重復性不及滾筒反力式試驗臺。與路試類似，這種檢測方法都是由駕駛員來控制汽車，而人為無法使得每次檢測時汽車速度與踩壓踏板的力完全不變，這就會使檢測數(shù)據(jù)產(chǎn)生較大的離散性。但是有一點需要指出：該試驗的重復性不好并不是出于試驗臺本身的重復性原因，而是因為人為控制使得測量條件產(chǎn)生了變化而引起的檢測數(shù)據(jù)的變化，這反倒更接近實際的駕駛情況，能更真實的體現(xiàn)汽車的制動性能。而根據(jù)汽車性能檢測的相關規(guī)定，制動力只要達到相應的及格標準即可，在合格性檢測這一環(huán)節(jié)上并不需要精確地測出汽車的最大制動力是多少，因此在這一點上，結構簡單、更接近路試的平板式制動試驗臺具有一定的優(yōu)勢，也有十分大的發(fā)展前景。但是出于現(xiàn)階段的技術水平等原因，平板式制動實驗臺的推廣和使用存在著一定的困難，因此應用得并不是十分廣泛。 慣性式制動試驗臺是一種動態(tài)制動力檢測設備。它的工作原理是將車輪放置在滾筒上，電機驅動滾筒和飛輪，滾筒再驅動車輪,達到一定轉速后車輪開始制動，通過摩擦力使?jié)L筒停轉，由于飛輪和試驗臺具有的轉動慣量被設計成與汽車自身相當，所以在制動開始后要經(jīng)過一段時間才能使?jié)L筒完全停止轉動。這段時間即使制動時間，利用這段時間與滾筒表面線速度變化可得到制動距離、車輪減速度等數(shù)據(jù)，再通過帶入試驗臺的轉動慣量，即可計算出制動時的車輪的制動力矩。但是一般的慣性式制動試驗臺會忽略汽車行駛時車輪和車軸的轉動慣量，只模擬由汽車質量帶來的慣性，這樣的試驗臺通常都會有較大的誤差。 針對這一問題，我國的一個研究機構研發(fā)了一種具有動態(tài)校準功能的慣性制動臺?？梢詮浹a普通慣性式制動試驗臺的這種缺點。該試驗臺是以底盤測功機為基礎進行開發(fā)，基本原理與一般慣性制動試驗臺相同，但是它在電機驅動滾筒和車輪的同時，可以通過電渦流測功機測得包含車軸和車輪的系統(tǒng)整體的轉動慣量，可得到轉動慣量的精確值，這就免去了一般慣性式制動試驗臺需額外附加轉動慣量的問題，也提高了檢測的準確性。 總而言之，現(xiàn)行的幾種汽車制動試驗臺都有其各自的優(yōu)缺點。比如在動態(tài)測量的檢測設備中，當車輪與檢測裝置的附著力比最大制動力小的情況下，制動器的效能無法充分發(fā)揮，所以此時測得的制動力小于汽車的最大制動力；另外采用滾筒結構的試驗臺，因結構本身的原因就會使得其與實際路面的制動機理有所不同，車輪安置角的問題也難以避免。 1.3 課題研究內(nèi)容與技術路線 1.3.1 研究內(nèi)容 根據(jù)畢業(yè)設計任務書給定參數(shù)（汽車滿載質量Ga=7820kg，驅動輪直徑為820mm，設計車速100km/h，路面的滾動阻力系數(shù)=0.015， V帶傳動效率0.95，滾動軸承效率0.99）設計一套適用于載貨汽車制動器的綜合試驗臺。該試驗臺主要實現(xiàn)輪胎在滾動過程和制動過程的模擬，包括輪胎狀態(tài)試驗，輪胎破壞試驗，以及輪胎制動試驗。 （1）從工作原理、動力及轉矩傳遞三個方面擬定試驗系統(tǒng)結構和配置方案； （2）綜合試驗系統(tǒng)的結構設計，主要包括電動機的選取、齒輪的設計、皮帶輪的設計、加載裝置的設計、軸的設計 1.3.2 技術路線 國內(nèi)文獻查閱 查閱資料 外文資料翻譯 資料匯總 試驗臺工作原理分析 理論基礎研究 制動過程力學分析 總體方案設計 電機的選取 機械結構設計 23:18:1 滾筒的設計 傳動機構的設計 飛輪的設計 臺架的設計 2 方案設計 2.1 試驗臺整體方案選擇 前文中提到，目前的汽車制動試驗臺主要分為滾筒式制動試驗臺（車輪由滾筒支撐）和平板式制動試驗臺（車輪由平臺支撐）。滾筒式制動試驗臺按檢測原理又分為慣性式制動試驗臺和反力式制動試驗臺兩類。本設計將通過比較以上幾種試驗臺，選擇出最符合本設計要求的試驗臺。作為設計方向。 2.1.1 滾筒反力式制動力檢測臺 滾筒反力式制動試驗臺是應用最為廣泛制動效能檢測設備，其基本結構如圖2.1所示。它的工作原理是將車輪放置在滾筒之上，由電機驅動滾筒，滾筒帶動車輪轉動，達到一定速度后制動器開始制動，利用與滾筒軸相連的測力杠桿把制動力傳遞給壓力傳感器。為增大車輪與滾筒間的附著系數(shù)，通常采用在滾筒表面刻槽或粘砂的辦法。 滾筒反力式制動力試驗臺的缺點是驅動轉速較低，滾筒表面的線速度一般為5km/h左右，無法測到汽車在高速情況下的制動性能。 1.滾筒機構 2.減速器 3.電機 4.測力杠桿 圖2.1 反力式滾筒制動試驗臺示意圖 2.1.2 平板式制動檢測試驗臺 平板式制動檢測試驗臺，主要結構如圖2.2所示，它由測試平板、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等構成，集側滑、懸架效能、軸中、制動性能測試為一體的汽車檢測設備。測試平板共6塊：前端左、右兩塊為制動平板，用于測量沿汽車行駛方向平板作用于輪胎的制動力；后端兩塊，一塊為側滑板，用于測量汽車的側滑，一塊為空板（不起測試作用）。從原理上來看，平板式制動實驗臺是主動、動態(tài)的檢測，其是在汽車低速行駛的狀態(tài)下進行檢測的。檢測時，汽車以5~10km/h的初速度駛到測試平板上，這是由車內(nèi)的駕駛員對汽車進行制動，汽車在測試平板上完成減速并停車。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)會在這一過程中對汽車的制動力等數(shù)據(jù)進行采集以及分析處理，最后顯示出汽車制動性的檢測結果。 1.控制柜 2.側滑式平板 3。5.制動-軸荷-懸架平板 4.空板 圖2.2 平板式制動力試驗臺示意圖 2.1.3 慣性式滾筒制動試驗臺 試驗臺結構簡圖如圖2.3所示，此試驗臺為電機驅動，雙滾筒慣性式制動試驗臺，車輪安置在前、后滾筒上，電機通過聯(lián)軸器帶動后滾筒轉動，前滾筒有車輪或傳動鏈間接帶動，變速器通過聯(lián)軸器與后滾筒連接飛輪的作用是增加滾筒系統(tǒng)的慣量。驅動電機采用電磁調速電機，此電動機轉速可調，以適應不同檢測速度的需要。 關于慣性式滾筒制動試驗臺中的變速器有兩種設計方案：第一種方案是設計成具有多種檔位的變速裝置，通過齒輪的滑移來改變其輸出轉速，通過轉速的不同來改變系統(tǒng)的轉動動能，模擬不同型號的汽車，缺點是結構會比較復雜；第二種是將其設計成傳動比固定的增速器，輸出端連接模擬不同慣量的飛輪組，通過增速器提高飛輪組的轉速，使其在的質量和尺寸(轉動慣量)不變的情況下具有較大的動能，還可以通過替換不同型號飛輪的方式模擬不同質量的汽車。兩種方案都旨在提高試驗臺的實用性。但是相比與前者，第二方案的結構要更加簡單一些。 1.驅動電機 2.聯(lián)軸器 3.后滾筒 4.前滾筒 5.變速器 6.飛輪 圖2.3 慣性滾筒制動試驗臺示意圖 2.1.4 方案選定 滾筒反力式和平板式制動力試驗臺是我國目前最常用的評價汽車制動性能的檢測設備，而ABS起作用的車速一般在10km/h以上，也就是說車低于10km/h的速度時，ABS系統(tǒng)將停止作用，這兩種試驗臺都是工作在10km/h以下的，本設計的目標是設計一臺可用于模擬汽車在高速行駛狀態(tài)并測試其制動性能的試驗臺，故本設計選擇慣性式滾筒制動試驗臺。 2.2 檢測原理 慣性式滾筒制動試驗臺的滾筒用來模擬路面，通過高速轉動的滾筒與飛輪組等構件所具有的動能模擬汽車行駛時的動能。汽車的動能包括汽車平動的動能以及發(fā)動機、車輪、車軸等部件轉動的動能兩大部分，前者隨車速的變化而變化，后者隨車輪轉速的變化而變化。 E=12mν2+12Jω2 2-1 式中：m——汽車質量； ν——汽車平動速度； J——汽車的轉動慣量； ω——車輪的角速度。 由于本設計的試驗臺是慣性試驗臺只有兩個滾筒，即只檢測汽車的單個車輪，所以試驗臺的慣量模擬系統(tǒng)只需模擬整車動能的四分之一。即： 12Jcωc2=14×12mν2 (2-2) 式中：Jc——試驗臺的轉動慣量； ωc——滾筒的角速度； 則： Jcωc2=14mν2 2-3 若滾筒表面附著系數(shù)足夠，車輪在滾筒上轉動不產(chǎn)生滑轉，即滾筒與車輪的線速度相等，且均等于汽車的行駛速度ν，即 ωc?rc=ω?R=ν (2-4) 式中：ωc、ω——滾筒、車輪角速度； Rc、R——滾筒、車輪半徑。 則有 Jc=14mrc2 2-5 因此只要確定滾筒的半徑及受檢車的質量，試驗臺滾筒系統(tǒng)的轉動慣量就確定了。 3 滾筒的設計 3.1 滾筒直徑選擇 目前制動試驗臺多采用滾筒中心距不可調式。所以，減小滾筒的直徑，可增大車輪在試驗臺上的安置角，增加試驗臺的穩(wěn)定性，提高車輪與滾筒間的附著力，節(jié)省驅動電機功率.但滾筒直徑也不宜過小，否則會增加車輪的滾動損耗。滾筒直徑d一般為最大車輪直徑的0.4倍，根據(jù)設計任務書車輪直徑D為820mm，所以： d=0.4d=0.4×820=328mm 查機械設計手冊選取外徑為330mm，壁厚為30mm的型鋼作為滾筒主體。 3.2 滾筒長度選擇 滾筒的長度主要取決于車輪的寬度與軸向間距，適當?shù)臐L筒長度可以提高試驗臺對于不同車型的適用性，通常取400~1000mm。本制動試驗臺選取滾筒長度為600mm。 3.3 車輪與滾筒間附著系數(shù)φ的選擇 汽車在放置試驗臺上，車輪與滾筒的接觸面積比車輪在地面上的要小，壓強更大，這會增大車輪的滾動阻力，降低附著系數(shù)，因此如果想更真實的模擬汽車在路面上的，需盡可能提高滾筒與車輪的附著系數(shù)。但是附著系數(shù)主要是受滾筒的表面材料與結構的影響，一般為增大車輪與滾筒間的附著系數(shù)，通常采用在滾筒表面刻槽或粘砂的辦法。這種方法既保證附著系數(shù)要求，也考慮經(jīng)濟性，附著系數(shù)可達到0.6。 3.4 安置角的選擇 3.4.1 安置角對測試車輪穩(wěn)定性的影響 車輪在試驗臺上的受力情況如圖3.1所示。假設車輪是理想狀態(tài)不會發(fā)生形變。前后兩滾筒受到的電機的扭矩分別是M1、M2。G是車輪的軸重，N1、N2是兩滾筒各自對車輪的法向支撐力。MT是汽車制動時制動器對車輪的摩擦力矩，F(xiàn)1、F2是滾筒與車輪間的摩擦力，它們的合力等于制動器的制動力。車輪會在摩擦力的作用下產(chǎn)生向后運動的趨勢。如果安置角α過小，車輪會和前滾筒完全脫離。如果安置角合適，則Fx1、Fx2的水平分力可與作用力N1、N2的水平力相抵消，使車輪在兩滾筒上運行穩(wěn)定。 隨著制動力矩MT的增加，F(xiàn)1、F2增大，測試車輪的最大制動力應出現(xiàn)在測試車輪處于抱死狀態(tài)，即車輪剛離開前滾筒（= 0）尚未沿后滾筒滑移的時刻。此時有： X=0 F2maxcosα-N2sinα=0 (3-1) Y=0 F2maxsinα+N2cosα=0 (3-2) 由以上兩式可解得: F2maxN2=tanα (3-3) 而車輪與滾筒的最大制動力與滾筒對車輪的法向反力之比等于車輪與滾筒間的附著系數(shù)φ，即 F2maxN2=φ (3-4) 故tanα=φ，即α=arctanφ。 3.4.2 最佳安置角的選擇 通過以上的分析可知，安置角α越小，試驗臺的檢測力的能力越強。而α越大則測試過程中的試驗臺的工作穩(wěn)定性越好。但試驗臺工作的穩(wěn)定性同時也會影響其自身的測力能力。所以應綜合兩方面的因素來選擇α角。 為了滿足GB7258-87中關于汽車主要承載軸的制動力與該軸軸荷之比大于等于60%的要求，有： F2max≥G×60% (3-5) 將式(3-5)和N2=G cosα代入式(3-4)得 60%G=Gcosα×φ (3-6) 將tanα=φ代入上式，解得α=36.9°。即α=36.9°，為理想安置角。 圖3.1 車輪受力圖 3.5 滾筒中心距L的選擇 當測試車輪置于前、后兩滾筒間時，前后兩滾筒中心距L與測試車輪直徑D， 滾筒直徑d及車輪在滾筒上安置角α的關系由圖確定。即 L=D+dsinα=820+330sin36.9°=690mm 另外為了方便滾筒與軸的傳動，采用在滾筒兩端焊接兩個鐵板，且采用法蘭盤與軸進行連接，這樣既能夠保證傳動的需要，設計又簡單，其中法蘭盤直接在軸上加工，采取這種結構增大了力的傳遞范圍，也便于滾筒和軸之間的定位，進入滾筒的軸的軸徑采用53mm，而滾筒擋板中心孔的直徑為55mm,這樣就有足夠的間隙保證各個零件的配合，滾筒的簡圖及主要尺寸如下： 圖2.2 滾筒設計簡圖 4 傳動系統(tǒng)設計 4.1 電機的選擇 根據(jù)任務書要求汽車的速度要達到100km/h，由于汽車車輪的線速度與滾筒的線速度相同，則實驗臺運轉工作時，滾筒的線速度為100km/h，滾筒直徑330mm，故滾筒轉速為 n=v2πr=100×100060×2π×0.165=1608r/min 根據(jù)實驗條件選定電機啟動到達到試驗要求時間為45s，則角加速度為 dωdt=?ω?t=2πnt=2π×160845×60=3.74rad/s2 車的質量為8t,每個車輪負荷為 m4=104t=2500kg 所以慣量系統(tǒng)的轉動慣量為 J=m4r2=2500×0.1652=54.45kg?m2 所以每根軸上的驅動轉矩為 T=Jdωdt=54.45×3.74=203.64Nm 電機所需功率 P=T?n9550=203.64×16089550=34.3kw 根據(jù)上述條件查機械設計手冊,選擇YCT 315—4B型電磁調速電動機，功率45kw,額定轉矩282Nm，轉速范圍1620~162r/min。符合要求。 4.2 離合器的選擇 根據(jù)試驗臺的設計方案，在電機與滾筒之間應設置一個離合器，其作用是在電機帶動滾筒達到要求轉速后，在車輪開始制動之前使電機與滾筒分離，從而保護電機不在滾筒開始減速后由于速度差而被燒壞，也間接保證了實驗結果的準確性。 南京工諾科技有限公司生產(chǎn)的VM5-320型干式單片電磁離合器具有響應速度快，尺寸小，安裝方便等優(yōu)點。其額定轉速2000r/min，最大轉矩350Nm。滿足設計要求。 4.3 增速器的設計 4.3.1制動時滾筒軸所受的摩擦力矩 設每個車輪負荷為G=mg/4，由一個滾筒承受，若在持續(xù)制動階段內(nèi)制動器的最大制動力達到或超過路面（滾筒）的附著力，且最大制動力穩(wěn)定不變，此時滾筒對車輪的摩擦力達到最大值，即： F=Gφ=mg4φ (4-1) 其中：F——滾筒對車輪的摩擦力； φ——滾筒與車輪間的附著系數(shù)； 上式可改寫為： F=Gφ=mg4φ=m4α (4-2) 其中：α——減速度，α=gφ； F可理解為使質量為m/4的汽車以減速度為α剎車時所需的路面制動力，車輪對滾筒的摩擦力與滾筒對車輪的摩擦力為作用與反作用力，大小相等，方向相反。 滾筒所受的摩擦力矩為： T=Frg=mgφ4rg (4-3) 由于增速器的輸入軸與滾筒軸相連接，此力矩及為制動時增速器要克服的阻力矩。 4.3.2增速器的運動及動力參數(shù) 由式4-3，取φ=0.8，mmax=10000kg，滾筒所受的摩擦力矩為： Tmax=Frg=mgφ4rg =10000×10×0.8×0.1654=3300N?m 增速器由單級斜齒圓柱齒輪傳動構成，傳動簡圖如圖4.1所示。 TII=Tmax=3300N?m n2=ng max=1608r/min i=n2n1=2.2 n1=2.2×n2=3537.6r/min TI=TII2.2=1500N?m 圖4.1 單級齒輪增速器簡圖 4.3.3增速器的齒輪傳動設計 （1）已知小齒輪傳遞的扭矩TI=1500N?m，傳動比i=2.2，單向傳動，小齒輪轉速n1=3537.6r/min，工作壽命10000小時。 選小齒輪材料為40Cr，表面淬火，齒面硬度為48-55HRC，7級精度。 （2） 硬齒面齒輪，按齒根彎曲強度計算。根據(jù)《機械設計》 第九版 濮良貴主編 高等教育出版社，P219 mn≥32KT1YεYβcos2β?dz12?(YFaYsa[σ2]) 1）初選小齒輪齒數(shù) z1=30； 2）查表10-7，p206，選齒寬系數(shù)?d=bd=0.8； 3）齒數(shù)比u=z1z2=2.2，z2=66； 4）選取螺旋角β=14°； 5）當量齒數(shù) Zv1=z1cos3β=30cos314°=32.84 Zv2=z2cos3β=66cos314°=72.25 查《機械設計》P200 圖10-17 圖10-18得， 齒形系數(shù)YFa1=3.97，YFa2=4.09； 應力校正系數(shù)Ysa1=1.76，Ysa2=1.64； 6）按齒面硬度為52HRC查《機械設計》 P209 圖10-24c，σFlim1=σFlim2=520MPa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×3537.6×1×10000=2.12×109 N2=N1i=9.65×108 查《機械設計》P208圖10-22 KFN1=0.86，KFN2=0.90。取安全系數(shù)S=1.4，則許用彎曲應力為： [σF]1=KFN1σFlim1S=0.86×5201.4=319.4MPa [σF]２=KFN２σFlim2S=0.9×5201.4=334.6MPa 7） YFa1Ysa1[σF]1=3.97×1.76319.4=0.022 YFa2Ysa2[σF]2=4.09×1.64334.6=0.020 因為小齒輪的YFaYsa[σF]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[σF]=YFa1Ysa1[σF]1=0.020 8）載荷系數(shù)計算 假設KFt=2.0 9） 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε αt=arctantanαn/cosβ=arctan(tan20°/cos14°)=20.56° αt1=arccosz1cosαtz1+2hancosβ=arcos30×cos20.562°30+2×1×cos14°=28.43° αt2=arccosz2cosαtz2+2hancosβ=arcos66×cos20.562°66+2×1×cos14°=24.55° εα=z1tanαat1-tanαt+z2tanαat2-tanαt2π =30×tan28.43°-tan20.56°+66×tan24.55°-tan20.56°2π =1.652 εβ=?dz1tanβπ=0.8×30×tan14°π=1.905 βb=arctantanβcosαt=arctantan14°cos20.562°=13.14° εav=εαcos2βb=16.52cos213.14°=17.42 Yε=0.25+0.75εav=0.25+0.751.742=0.681 10）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120°=1-1.905×14°120°=0.778 11）試算齒輪模數(shù) mnt≥32KFtT1YεYβcos2β?dz12?(YFaYsa[σ2]) mnt≥32×2×1500×103×0.778×cos214°0.8×302×0.020 mnt≥4.96 （3）按齒面接觸疲勞強度設計. 根據(jù)《機械設計》 第九版 濮良貴主編，高等教育出版社，P226 d1t≥34KHtT1?R(1-0.5?R)2u?(ZHZE[σH])2 1） 試選載荷系數(shù)KHt=2.0 2） 查《機械設計》P203 圖10-20得區(qū)域系數(shù)ZH=2.4 3） 查《機械設計》P202 表10-5得彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 4）確定許用應力 齒面硬度為52HRC查《機械設計》P211 圖10-25d得大小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=σHlim2=1010MPa 查P208 圖10-23得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.89，KHN2=0.92 σH1=KHN1σHlim1S=0.89×10101MPa=898.9MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.92×10101MPa=929.2MPa 取σH1和σH2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=σH1=898.9MPa 5）計算 d1t≥34KHtT1?d(1-0.5?d)2u?(ZHZE[σH])2 d1t≥34×2×1500×10000.8×1-0.5×0.82×2.2?2.4×189.8898.92 d1t≥169.43 計算圓周速度 dm1=d1t1-0.5?d=169.43×1-0.5×0.8=101.66mm νm=πdm1n160×1000=π×101.66×3537.660×1000=18.83m/s 計算載荷系數(shù) K=KA?KV?Kα?Kβ 查《機械設計》P192 表10-2得使用系數(shù)KA=1.25； 查P194 圖10-8得動載系數(shù)KV=1.24（7級精度，νm=18.83m/s）； 查P195 表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=KHα=1.2； 查P196表10-4得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.254 查P197圖10-13得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KFβ=1.20 則載荷系數(shù) KH=KA?KV?KHα?KHβ=1.25×1.24×1.2×1.254=2.332 KF=KA?KV?KFα?KFβ=1.25×1.24×1.2×1.20=2.232 d1=d1t×3KHKt=169.43×32.3322=178.3mm mn=mnt×3KFKt=4.96×32.2322=5.14mm mn=d1cosβz1=178.3×cos14°30=5.76mm 取m=6mm，則小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=178.3/6=29.7 取z1=29，則大齒輪齒數(shù)z2=uz1=2.2×29=63.8，取z2=64，z1與z2互為質數(shù)。 4.3.4 幾何尺寸計算 1） 計算分度圓直徑 d1=z1m=29×6=174mm d2=z2m=64×6=384mm 2） 計算中心距 α=d1+d22=279mm 3） 計算齒輪寬度 b=?dd1=0.8×174=139.2 取b1=150mm，b2=142mm 4.4 鏈傳動的設計 4.4.1 傳動鏈的設計 在后滾筒（主動滾筒）與前滾筒（從動滾筒）之間采用鏈傳動傳動功率34.3kw，主動輪轉速1608r/min，傳動比i=1，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置。 取鏈輪齒數(shù)z1=z2=38 根據(jù)《機械設計》第九版 濮良貴主編 高等教育出版社 P178表9-6查得工況系數(shù)KA=1.0，由P179 圖9-13 查得主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz=0.62，雙排鏈，則計算功率為 Pca=KAKzPKP=1×0.62×34.31.75=12.15kW 根據(jù)Pca=12.15kW，n=1608r/min，查P176 圖9-11，選鏈號10A-2。查P167 表9-1，鏈條節(jié)距p=15.875mm。 中心距根據(jù)滾筒的中心距取α0=690mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為 Lp0=2α0p+z1+z22=2×69015.875+38+382=124.9 取鏈節(jié)長Lp=126。 則鏈傳動最大中心距為 αmax=pLp-z2=15.875×126-382=698.5 鏈速ν為 ν=nzp60×1000=1608×38×15.87560×1000=16.17m/s 由ν=16.17m/s和鏈號10A-2，查P181 圖9-14可知應采用壓力供油潤滑。 有效圓周力Fe Fe=1000Pν=1000×34.316.17=2121N 鏈輪水平布置時的壓力系數(shù)KFp=1.15，則壓軸力為 FP≈KFpFe=1.15×2121=2439N 主要設計結論 鏈條型號10A-2；鏈輪齒數(shù)z1=z2=38；鏈節(jié)數(shù)Lp=126；中心距α0=690mm。 4.4.2 鏈輪的設計 根據(jù)鏈條的型號和尺寸，對鏈輪進行計算，鏈條的節(jié)距p=15.875mm，齒數(shù)z=38，則鏈輪的分度圓直徑為 d=psin?(180°z)=15.875sin?(180°38)=192.24mm 齒頂圓直徑da da min=d+p1-1.6z-d1=192.24+15.875×1-1.638-10.16=197.29mm da max=d+1.25p-d1=192.24+15.875×1.25-10.16=201.92mm 取da=200mm。 齒根圓直徑df df=d-d1=192.24-10.16=182mm 最大軸凸緣直徑dg dg=pcot180°z-1.04h2-0.76=15.875×cot180°38-1.04×15.09-0.76=175mm 5 飛輪的設計 飛輪在慣性汽車制動試驗臺中是十分重要的部件，其作用是增加試驗臺自身的慣性，使試驗臺的慣性與汽車行駛的慣性相當，在滾筒與電機離合后通過慣性帶動滾筒轉動，最后由車輪和滾筒的摩擦使其停止轉動。這一過程與汽車在路面上的制動過程十分相似。因此飛輪的慣量與受檢汽車的慣量越相近，則試驗的結果就越準確。通過不同型號飛輪的不同組合，可以模擬模擬不同質量的汽車，增加試驗臺的適用性。 5.1 慣量系統(tǒng)分析 根據(jù)式2-5試驗臺滾筒系統(tǒng)的等效轉動慣量：Jc=14mrc2 此慣量系統(tǒng)的轉動慣量包括滾筒組的慣量及飛輪與增速器等的慣量，及： 14mrc2=JG+Jz+Jf （5-1） 式中：JG——滾筒組的轉動慣量； Jz——增速器的轉動慣量； Jf——飛輪組的轉動慣量。 5.1.1 滾筒組的慣量 滾筒組的慣量包括前、后滾筒、滾筒軸及后滾筒與電機之間的聯(lián)軸器的慣量。前、后滾筒的形狀尺寸完全相同，設滾筒是外徑rc，內(nèi)徑ro，質量為mg的空心圓筒，則滾筒的轉動慣量為： JG=2×mg2rc2+ro2 （5-2） 外徑rc、內(nèi)徑ro、長度L、密度ρ的均質空心圓筒質量為： mg=πrc2-ro2Lρ （5-3） 則： J0=πLρrc4-ro4 （5-4） 根據(jù)已選定的滾筒尺寸和材料，rc=0.165m，ro=0.135m，L=0.6m，ρ=7.8×103kg/m3，則： mg=π0.1652-0.1352×0.6×7.8×103=132.4kg Jg=π×0.6×7.8×103×0.1654-0.1354=6.01kgm2 再根據(jù)前后滾筒軸的結構和尺寸，可計算出其轉動慣量： 前滾筒I：Jf=0.008kgm2； 后滾筒軸：Jb=0.012kgm2； 聯(lián)軸器轉動慣量：JL=0.646kgm2。 則滾筒組的轉動慣量為： JG=Jg+Jf+Jb+JL=6.68kgm2 5.1.2 增速器的轉動慣量 增速器的輸入軸一端與滾筒軸通過聯(lián)軸器相連，增速器為單級斜齒圓柱齒輪傳動，傳動比u=2.2。 高速軸的慣量：JzI=0.015kgm2； 小齒輪轉動慣量：JcI=0.098 kgm2； 低速軸的慣量：JzII=0.025kgm2； 大齒輪轉動慣量：JcII=2.734kgm2； 聯(lián)軸器的轉動慣量：JL=1.353kgm2。 則增速器的轉動慣量（以滾筒為等效構件）為： Jz=JzII+JcII+JL+(JzI+JcI+JL)×u2=11.21kgm2 5.2 飛輪的慣量 由式5-1得： Jf=14mrc2-JG+Jz 5-5 本試驗臺檢測汽車的質量范圍是：4~10t，即mmax=10t，mmin=4t，根據(jù)式5-5，當汽車質量為mmin=7t時， Jemin=40004×0.1652-6.68-11.21=9.335kgm2 當汽車質量為mmax=10t時， Jemax=100004×0.1652-6.68-11.21=50.17kgm2 飛輪軸與增速器的輸出軸相連，增速器的輸入軸與滾筒軸通過聯(lián)軸器相連，增速器有單級斜齒圓柱齒輪傳動構成，增速器的傳動比是n1n2=2.2，則飛輪的轉速是滾筒的2.2倍，實際所需的飛輪慣量為： Jfmin(n1n2)2=Jemin Jfmin=12.22Jemin=9.3354.84=1.93kgm2 Jfmax=12.22Jemax=50.174.84=10.37kgm2 計劃用I、II、III、IV四個飛輪來實現(xiàn)模擬4~10t汽車的慣量，四個飛輪的轉動慣量分別取為： JI=Jfmin=1.93 kgm2，飛輪I為長掛飛輪，其轉動慣量與滾筒組和增速器的轉動慣量之和模擬汽車質量m=4t 時的慣量； 取質量的級差?m=1t，則慣量的級差為： ?J=12.22×?m4rc2=14.84×10004×0.1652=1.406kgm2 JII=1×?J=1.406kgm2 JIII=2×?J=2.812kgm2 JIV=3×?J=4.218kgm2 當直掛飛輪I時，可檢測質量為4t的汽車，飛輪I與飛輪II、III、IV的不同組合可以實現(xiàn)檢測5~10t的汽車，具體組合方式見表5-1。 飛輪組合 模擬汽車質量 飛輪組合 模擬汽車質量 I 4t I+II+IV 8t I+II 5t I+III+IV 9t I+III 6t I+II+III+IV 10t I+IV 7t 表5-1 飛輪的組合方式 5.2.1 飛輪的尺寸計算 飛輪采用輪輻式結構，如圖5.1所示，它由輪緣、輪輻及輪轂3部分組成，由于輪轂和輪輻的質量很小，回轉半徑也較小，可以將它們的轉動慣量略去，認為飛輪的質量集中于輪緣。設輪緣的平均直徑為Dm，則飛輪的轉動慣量則可以表達為式(5-6)所示。 J=mDm24 (5-6) 圖5.1 飛輪結構 飛輪的質量表達式： m=πDmH B ρ 5-6 式中：H——飛輪輪緣厚度，m； B——飛輪輪緣寬度，m； ρ——飛輪材料密度，kg/m3； 將式(4-8)代入式(4-7)中，可以得到飛輪結構設計時需要的表達式： J=14πDm3H B ρ 5-7 取B=80mm，H/B=1.2，即H=96mm，根據(jù)式5-7得： Dm=34J1.2πρB2 可算得：DI=345mm； DII=310mm； DIII=391mm； DIV=448mm。 5.2.3 飛輪的布置 飛輪安裝在飛輪軸上，根據(jù)飛輪大小的不同將飛輪軸設計成粗細不等的階梯軸，其的一端與增速器通過聯(lián)軸器相連，另一端由軸承支撐。飛輪在軸上采用鍵連接的形式進行徑向定位，軸向的定位采用軸肩與套筒結合的方式?？紤]到飛輪系統(tǒng)的動平衡以及飛輪軸所受到彎矩大小的情況，飛輪在軸上的布置如圖5.2所示，從左至右依次為飛輪I、飛輪IV、飛輪III、飛輪II。 圖5.2 飛輪的布置方式 6 總體的設計與校核 6.1 總體結構設計 本試驗臺主要由電機、滾筒、變速器、飛輪等幾部分組成，各部件之間要求傳動平穩(wěn)，因此試驗臺的整體要有一個穩(wěn)定的試驗臺基座。這里設計的實驗臺的基座主要是由一個支撐滾筒的矩形框架和固定電機、變速器和飛輪軸承座的底板組成，矩形框這種形式可以增加基座的剛度和穩(wěn)定性，根據(jù)元器件的選擇設計實驗臺整體的結構尺寸，實驗臺的整體如圖6.1所示。 圖6.1 試驗臺整體結構設計 6.2 軸的校核 在本試驗臺上滾筒軸及飛輪軸所受到的力矩是最大的，因此對這兩個軸的結構的校核也是對整個實驗臺運行能力的校核，對于檢驗實驗臺性能是十分必要的。 6.2.1 滾筒軸的校核 滾筒對車輪的力與車輪對滾筒的力是作用力與反作用力，大小相等，方向相反。在制動過程中，后滾筒的受力大于前滾筒，所以這里主要對后滾筒軸進行校核。滾筒的受力情況如圖6.2所示。 圖6.2 滾筒受力圖 滾筒主要受到三個來自車輪的作用力：八分之一的汽車重力G；車輪與滾筒之間的摩擦力F；以及車輪在滾筒上可能的側向滑移所產(chǎn)生的軸向力Fα。取縱向附著系數(shù)φ=0.6，橫向附著系數(shù)φs=0.3，則： G=mg8=10×108kN=12500N