机械式前置汽车变速器实验台设计

更多相关文档资源请访问HTTP/WWWDOCINCOM/LZJ781219完整CAD设计文件以及仿真建模文件，资料请联系68661508索要毕业设计说明书机械式前置汽车变速器实验台设计专业机械设计制造及其自动化摘要根据5T07汽车变速器性能试验的要求，提出了FF式机械式变速器试验台的整体方案，介绍了各部分的结构和工作原理，并给出了整个机械结构系统的功能，说明了试验台的特点，使用情况，它集机械，变频调速，传感器等技术为一体，通过对机械式变速器的结构原理以及相关测试诊断技术的分析，总结出机械式变速器台架的试验方法，在此基础上对试验台的驱动设备和负载设备进行的选型和匹配，检测台主要由驱动系统，负载系统，台架系统，控制台及一些附属设备组成。台架系统可以利用定位板实现变速器的夹紧定位，一台交流异步电动机以变频方式调速实现模拟发动机，采用磁粉制动器作为负载装置实现对路况的模拟，以满足检测的需要，监控系统实现检测模式的选择，检测过程的控制及显示变速器运行状态等功能，附属设备主要是提供变速器运行所必需的及方便检测工作的外部环境。该台架系统实用性强，具有很高的推广价值。关键字机械式变速器，性能测试，实验装置DESIGNOFTHEMECHANICALAUTOMOBILETRANSMISSIONPERFORMANCETESTSTANDABSTRACTBASEDONTHEREQUIREMENTOFTHE5T07TRANSMISSIONPERFORMANCETESTSTAND,THEARTICLESHOWSTHEOVERALLLAYOUTTHEFFTYPEAUTOMOBILETRANSMISSIONTESTPERFORMANCE,BOTHTHEFUNCTIONOFMECHANICALSTRUCTURESYSTEMANDTHEFEATURES，THEUSECONDITIONOFTHESTANDITCONSISTSOFTHEMECHANICALSYSTEM,DATAACQUISITIONSYSTEM,ANDSENSORANDSOONBYTHEANALYSISOFTHEMECHANICALSTRUCTUREPRINCIPLEANDRELATEDTESTTECHNOLOGY,ITISUSEDTOGETTHETESTMETHODTHETESTSTANDINCLUDESDRIVEREQUIPMENTANDLOADEQUIPMENT,STANDSSYSTEM,CONTROLSYSTEMANDAUXILIARYEQUIPMENTTHESTANDUSESPOSITIONINGBOARDTOREALIZETHECLAMPINGOFTHETESTEDTRANSMISSION,ANDANACASYNCHRONOUSMOTORTOREALIZETHESIMULATIONOFTHEDRIVEENGINE,ANDUSEAMAGNETICBRAKERTOSIMULATETHETRAFFICCONDITIONMONITORINGSYSTEMCANREALIZETHECHOICEOFTHEMONITORINGMODEL,ANDTHECONTROLOFTHEMONITORINGPROCESSING,ANDTHEFUNCTIONTOPUTOUTTHETESTRESULTSAUXILIARYEQUIPMENTISTOOFFERTHEEXTERNALENVIRONMENTDURINGTHETESTPROCESSTHETESTSTANDISOFBIGPRACTICABILITY,ANDHASSTRONGVALUEKEYWORDMECHANICALTRANSMISSION,PERFORMANCETEST,THETESTEQUIPMENTS目录1绪论111汽车变速器试验台简介112变速器的分类及特点213机械式变速器的基本要求314机械式变速器换档规律415本文的主要内容及其重点42变速器试验台的结构和工作原理521试验台设计依据622试验工艺流程723实验台工作原理和组成724台体机械结构形式825动力设备的选择926本章小结93电机的选择1031选择电动机类型和结构形式1032选择电动机的容量1033确定电动机的转速1234主电机转速控制1335本章小结134输入部件的设计1441输入轴设计准则1442皮带型号的选择1543皮带的设计1744带轮型号的选择1845摩擦离合器型号的选择1946键的选择计算2147本章小结215输出部件的设计2251轴承类型的选择2252上传输轴的设计2353左移动滑台驱动液压缸的选择2754输入轴的设计2955键的选择计算和校核3056联轴器的选择与校核3057本章小结326其他零部件的设计3361箱体及安装滚筒的设计3362导轨的设计3363左，右输出部分单片式离合器的选用3664定位板的设计3765传感器的选择3766加载器的选择4067螺钉等参数4068本章小结417计算机数据采集分析系统4271数据采集卡的选择4272试验台控制系统主要部分及功能4473试验台测试系统4474试验台造型设计4574本章小结46结论47参考文献48致谢491绪论11关于汽车变速器实验台变速器是汽车传动系统中的重要组成部分。变速器的出厂检验是控制出厂质量的重要环节，出厂检验的任务是在产品出厂前尽快发现问题并及时解决，以避免在用户使用中出现质量问题，这样可有效控制产品质量，减少售后服务的工作量，节约资金，降低成本，提高产品的市场信誉度。利用加载试验台作为变速器的出厂检验设备，在国外早已普遍应用。近些年来我国的部分生产厂家也开始使用加载试验台对出厂设备进行检验。使用加载试验台，可在有载荷的情况下检测变速器，更接近变速器的实际使用工况，能发现一些空载试验所检查不出来的质量问题，可有效控制变速器的质量。因此设计开发一种性能好的变速器加载试验台是非常重要的。变速箱性能试验台是根据特定变速箱而设计利用电机分别模拟汽车发动机和车轮上的负载，动态的对汽车变速箱各个档位齿轮传动比，各档运行震动、噪声，换档力，摘档力，换档位移、摘档位移，变速箱负载能力，运行可靠性，变速箱同步器寿命等各方面性能进行检验，以保证变速箱质量的设备。变速箱性能试验台既可以对新型变速箱的设计定型进行考核也可以对定型变速箱出厂进行质量把关，齿轮试验台一般分为两大类,一类为开式,一类为闭式。开式试验台加载后,所需功率全部消耗在加载中,损失功率大。它只适合用于小功率短期工作的齿轮实验装置,但由于其结构简单,目前仍有单位使用,其结构原理如图1所示。闭式齿轮试验台分为电封闭式与机械封闭式两大类。电封闭试验台,由电动机带动实验齿轮箱,再带动发电机,发电机的发出的电能又回到电动机中去,形成封闭系统。它可以节约50的电能,但是电动机与发电机的功率至少与实验齿轮箱的功率相等,因此,电封闭实验台也不适用大功率试验装置。适用大功率试验装置的是机械封闭试验台,如图2所示,通过两个相同的试验箱,中间的加载装置加载。封闭功率流式试验台较制动式试验有着明显的优越性。目前使用的多是直流电封闭试验台,其转速对电压波动非常敏感。为使其转速稳定,必须采用十分复杂的电路系统,这就大大地限制了直流电封闭试验台的应用。图11开式试验台图12闭式试验台汽车变速器系统试验台是汽车传动系统中试验内容最多、技术难度最大的试验设备之一,这一点在汽车行业已形成共识。因此,对汽车变速器系统综合试验台的研究具有特别重要的意义及必要性。12变速器的分类及特点在分类上有两种方式按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。（1）按传动比变化方式来分有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系型式不同，有轴线固定式变速器普通变速器和轴线旋转式变速器行星齿轮变速器两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有35个前进档和一个倒档，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。无级式变速器其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式动液式两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。（2）按操纵方式来分强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式变速器其传动比选择和换档是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。半自动操纵式变速器有两种型式一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档【1】。机械式手动变速器有如下特点1结构简单2体积较小3制造成本低4传动效率高5操作复杂6传动负荷率低下7热负荷稳定性差13机械式变速器的基本要求一般对变速器有以下几个要求1）保证汽车必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒挡，可使汽车倒退行驶。4）设置动力传输装置，需要是能进行功率传输。5）换挡迅速、方便、省力。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除以上所述之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。在原变速器传动机构基础上，再附加一个箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的，变速器在传动系统中的布置如图所示图13变速器在传动系统中位置图14机械式变速器换挡规律变速器的换档规律是指两排档间换档时刻变化的规律，它关系到动力传动系统各总成潜力的挖掘与整体最优性能的发挥，直接影响车辆的动力性和燃油经济性，通过性及对环境的适应能力故它是变速器系统控制的核心内容，换档规律应该是单值的，即对输入变量的每一组合，仅存在唯一的输出状态要么升档或降档要么维持现状。图14变速器换挡图工作状态1、从低速挡换入高速挡无同步器的变速器，要在空挡停留片刻，换挡不及时。2、从高速挡换入低速挡无同步器，要用加油门、两脚离合器等复杂操作，增加了驾驶员的疲劳。同步器的功能保证换挡平顺、及时，操作简化、减轻驾驶员疲劳【2】。15本文的主要内容及其重点对试验台进行设计，就必须对被试件有充分的了解,只有了解了被试件的结构、工作原理、机电特性及与其他部件的匹配关系，才能对试验台和被试件的连接及试验台机械系统进行合理的设计，并分析得出试验台所需的测试数据以及该如何对这些数据进行采集、处理和分析。就变速器检测试验台而言，还应该了解变速器的故障原因和相关测试方法，这样才能知道何种数据是本试验台所需测试、记录的常规项目。在整个课题中，本人的研究内容主要是通过对变速器的结构原理进行深入的理解分析，总结得出变速器台架的试验方法包括试验所需采集数据、试验流程等，然后据此对变速器试验台的硬件做出了合理的设计。2变速器试验台的结构和工作原理本试验台主要用于5T07变速器出厂前的试验检测，检测其是否能否正常工作，及其故障所在，加以维修，并达到出厂技术参数。该变速器挡位如图A，B，C，D，E，F6个挡位号可以自由定义。挡位机构可以实现换挡手柄水平方向的运动，例如AN1，选挡机构可以实现换挡手柄垂直方向的运动，例如N1N0，换挡机构与选挡机构配合可实现交叉运动，如AN1N0D。图21档变速器档位图手动换档过程要完成松开离合器、换档、闭合离合器的动作和定时加载。由于松开离合器、换档、闭合离合器都是在电机运转的情况下工作的，因而每一动作命令的发出都要先检验其条件是否严格满足以保证安全。离合器松开的条件为电机的转速必须在预设的范围内；换档的条件为必须检测到离合器已松开；离合器闭合条件为换档到位。当档位换到位时，按该档位的测试参数加载，加载一段时间就可以测得变速器的加载能力，加载完毕，将进行下一档位的测试，在程序中进入换档准备过程。在换档准备过程中，当前档位标志更替为下一个测试档位的标志，档位参数（变比、档位、加载扭矩、加载转速）更改为下一测试档位的参数。试验台所需测试的数据及测试步骤决定了其结构，结构应围绕功能要求而设计本章中将介绍试验台的方案设计、主要结构和工作原理，具体零件设计将在其他章节中详述。设备外形尺寸（台体长宽高）4260MM1322MM2250MM，机械部分结构如下图22总体结构图1多楔带传动11下右输出轴21变速器31外罩2反拖电机12多楔带传动22变速器托架32床身3轴承座13右矩形导轨23工件输送装置33多楔带传动4下左输出轴14右水平移动丝杠24上左输出轴5弹性联轴器15右移动滑台25液压缸6扭矩传感器16电磁离合器26直线导轨及滑块7磁粉加载器17上右输出轴27左滑台8多楔带传动18输入电磁离合器28液压缸9主变频电机19液压夹紧装置29摩擦离合器10底座20输入轴30直线导轨及滑块21设计依据1实验台检测项目1检查两种变速箱的五个前进挡，一个倒挡状态换挡是否灵活，是否有脱挡现象，是否有卡死现象，换挡是否到位。2检查装配是否有错装、漏装和异物，以及产生的异响。3各档换档试验；变速器加载能力测试；变速器操纵性能的测试；换档力的测试；噪音测试；跳档检测；传动效率试验2实验台工艺要求1液动夹紧、定位准确、安全可靠、装夹方便。2设备应带离合器和刹车系统。3设备应能对5T07变速箱五个前进挡和一个倒挡不停机进行检测。4在没有屏蔽的前提下，用声级计测出五个前进挡和一个倒挡的噪声。5试验台的输出轴转速为1000RPM。6设备噪声不超过80DB。22工艺流程根据设备要求，变速箱试验台测试工艺流程为1设备起动。2将变速箱放置在试验台的托架上。3手动打开变速箱的加油孔或空气过滤口，将加油管头插入，定量加油。4变速箱前端面的定位销孔与夹具体上的定位销配合，同时变速箱第一轴与试验台输出主轴为花键啮合。5通过控制液压站，使夹具体上的夹紧油缸工作，油缸拉杆回缩，其压头压紧变速箱体。6计算机控制离合器合拢，变速箱同设备主轴同速运转。7检测各需被检测项目换挡、刹车过程为模拟汽车驾驶过程。8试验完毕。手动连续液压站，使夹紧油缸杆外伸，放松变速箱体，导轨复位。9拧开变速箱放油口，油经接油盘流到试验台底座油箱，再回到定量加油机油箱。10放油完毕，移走变速箱，完成试验。23实验台工作原理和组成工作原理变速器试验台是对汽车变速器台架性能试验和故障分析的系统。变速器试验台的基本原理是通过测量变速器的输入、出功率,然后得到变速器的传动效率。实现这测量的过程是,通过电机对变速器输入转矩,在输入端安装扭矩转速测量传感器,测得输入转矩和转速。在变速器输出端连接加载器,实现变速器的制动。在加载器和变速器之间安装转矩测量传感器,测量输出转矩。经过换算代入测得的输入转矩、输出转矩数据就可以得到输入功率、输出功率及传动效率。该速器试验台由机械平台、电控柜、计算机控制三部分组成，变速器测试实验台采用模块化结构,由变频电机、转速转矩传感器、被测变速器、磁粉制动器，联轴器、电气控制台、工控机及测试软件等模块组成,可实现对5T07机械式变速器的自动进给、自动夹紧等功能；以LABVIEW为软件开发平台，实现了对变频调速器、步进电机、磁粉加载器、离合器等的计算机控制，以及对变速器的输出轴的扭矩、转速进行实时测量【3】。结构上分3部分（1）主运动部分计算机变频器电机多楔带电磁离合器输入轴变速器（2）加载器部分计算机工作台移动与变速器输出轴联接输出轴多楔带传动计算机控制磁粉加载器加载（3）工装部分变速器安装在托架上工作台移动变速器定位液压夹紧。该项目实际达到的技术指标和参数1变速器输入扭矩最大为85NM；2变速器输入转速范围为03000R/MIN；3变速器输出负载最大为1000NM；4扭矩测量偏差小于05；5转速测量偏差小于5R/MIN；6整机噪声为75DB。24台体机械结构形式变速器试验台是一个集机、电、液为一体的设备，本文主要参照汽车实体变速器的机械结构，对其工作现状进行了一定的模拟，系统试验台主要由基本台体、主拖动电机变速器驱动装置、反拖电机、加载装置、变速器装夹机构、台架位置调整机构、传感机构、输出传动机构、输入传动机构等。主要配置要求1各运动导轨设置满足运动要求的润滑与防尘，导轨要求贴塑，以减小摩擦力。2旋转部位设置防护壳、罩保证安全。3设备本体是安装各组件的基础，应采用铸造结构，充分保证整机的刚性，并具有减震吸震的功效。4机床外观按机电一体化布局，机床外观整齐，美观大方，管线整齐排列，机床防锈按照ZBJ5001189及JB255479执行；在适当位置增加记录台及放置记录本的物件箱。25动力设备选择常见的驱动装置有电动机（交流电动机或直流电动机等），测功机或发动机，其中用发动机作为动力源，其噪声较大，对工作环境会产生排放及噪声污染发动机不易调节到要求的稳定转速与扭矩，目前以电动机使用最为广泛。因为它具有机械特性硬，调速简单，操作方便，并能正反转，能进行能量的可逆变换等特点。它除了能做瞬态试验以外，还大量地被用作振动噪音试验，效率试验及大负荷试验。特别是在振动噪音试验及效率试验中，电动机不仅能满足作为驱动元件的要求，还能在回转稳定性，控制精度，响应特性，低噪音等方面满足试验的要求，故动力源选电动机。（电机具体型号选择后面章节将详述）。26本章小结本章建立在对试验台机械结构和工作原理进行分析和了解的基础上，结合变速器的实际检测项目，初步拟定试验台的工艺流程和设计过程，介绍了变速器试验台的组成，设计工程中要解决的主要内容，简明地介绍了试验台传动系统，动力系统和控制系统的设计,尤其对控制系统的机械硬件组成和功能要求作了介绍。3电机的选择选择电动机的内容包括电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机的具体型号。31选择电动机类型和结构形式电动机类型和结构形式要根据电源（交流或直流）、工作条件、（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。没有特殊要求时均应选用交流电动机，其中以三相鼠笼式异步电动机用的最多。设计手册表121所列Y系列电动机为我国推广采用的新产品，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求较好启动性能的机械。三相鼠笼式异步电动机在调速范围、调速精度、动态响应、低速转矩、功率因数、节约电能、工作效率等优异的性能,是其它交流调速方式无法比拟的。故在所设计系统中选用该型号电动机作为系统的驱动【4】。32选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的额定功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大则增加成本，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机容量主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会发热，通常不必校和发热和启动力矩。所需电动机的功率为KW式321DPN式中为工作机实际需要的电动机输出功率，KW；D工作机所需输入功率，KW；WP电动机至工作机之间传动装置的总参数。工作机所需功率PW应由机器工作阻力和运动参数计算求得，例如KW式322WPVF10或PWKW式323TN950式中F为工作机的阻力，N；V为工作机的线速度，M/S；T为工作机的阻力矩，NM；NW为工作机的转速，R/MIN；W为工作机的效率。总效率按下式计算1234N式324其中各值分别为传动装置中每一传动副，每对轴承，每个联轴器，的效率其概略值见下表表31种类效率平带无压紧轮的开式传动098平带有压紧轮的开式传动097平带交叉传动090带传动V带传动096凸缘联轴器097099齿式联轴器099弹性联轴器0990995万向联轴器（3）097098联轴器万向联轴器（3）095097球轴承（稀油润滑）099（一对）滚动轴承滚子轴承（稀油润滑）098（一对）单级圆柱齿轮减速器097098双级圆柱齿轮减速器095096减（变）行星圆柱齿轮减速器095098单级锥齿轮减速器095096双级圆锥齿轮减速器094095速器无级减速器09209533确定电动机的转速同一类型的电动机，相同的额定功率有许多种转速可供选择。如选用低转速的电动机，因极数较多而外廓尺寸及重量较大，故价格较高，但可使传动装置总传动比及尺寸减小。选用高转速的电动机则相反。因此应全面分析比较其利弊来选定电动机转速。按照工作机的转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算出电动机的可选范围NI1I2INNWR/MIN式331式中N为电动机的可选转速范围,R/MINI1I2IN为各级传动机构的合理传动范围本实验台要求输入扭矩为85NM输入转速为03000R/MIN反拖电机功率为3KW输出扭矩为小于1000NM取总效率为086将原始数据带入式323PWKW3105KWWTN950860953主电机与输入轴传动比定为3/10,反拖电机与输出轴传动比定为1其他各级总传动比设为09,带入式35NI1I2INNWR/MIN得NW1111R/MIN根据以上数据查设计手册表121,主电机选用Y225M2型,反拖电机选用Y132M16型表123可查得电动机的外形尺寸、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸、地脚尺寸等参数电机的技术数据如下表32电机型号额定功率KW额定转速R/MIM最高转速R/MIM额定转矩NMY225M24529703000Y132M1639601000反托电机外形如图图31反托电机结构图34主电机转速控制选用一台FRENIC5000P11S低噪声、高性能、多功能变频器对主电机进行变速控制。支持输出功率大于等于45KW。输出转速在3000R/MIN范围内可通过简易控制面板及通信接口自由控制。在本系统内采用通信接口与上位机通信，上位机按通信协议向变频器发送转速值。由于变频器通信口采用RS485标准，与上位机的RS232标准之间需要进行转换。因此，在变频器与上位机间用研华的RS232485转换模块进行连接。35本章小结本章对试验台的驱动系统的主部件异步电机的进行了选型，对电机的容量，转速范围和电机的外形尺寸进行了确定。对试验台的各部件提出以下要求（1）试验台应体现驱动装置的整体性并兼顾各系统的独立性。（2）试验台应具有可调整性和替换性。（3）试验台应保持一定的先进性。4输入部件的设计输入部件与主电机相连，将动力传输给工件，使系统正常运转。输入部件主要包括输入轴、皮带轮、摩擦离合器（电枢直接安装在皮带轮上）、轴承、及轴承端盖等。41输入轴设计准则作回转运动的零件都要装在轴上来实现其回转运动，大多数轴还起着传递转矩的作用。轴要用滑动轴承或滚动轴承来支承。轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较小，较常用。最常用的45钢，为保证其力学性能应进行调质或正火处理。轴设计的主要问题在一般情况下轴的工作能力取决于它的强度和刚度。在设计轴时除应按工作能力准则进行设计计算或校核计算在结构设计上还需满足其它一系列的要求，例如1）多数轴上零件不允许在轴上有轴向移动，要用轴向固定的方法使它们在轴上有确定的位置；2）为传递扭矩，轴上零件还要作轴上固定；3）对轴与其它零件间有相对滑动的表面应有耐磨性的要求；4）轴的加工、热处理、装配、检验、维修等都应有良好的工艺性；轴的设计轴的设计包括结构设计和工作能力设计两方面的内容。1轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。以下为轴的设计过程1）轴上装配方案由右至左依次为紧固螺母、皮带轮、摩擦离合器、轴承及轴承端盖，由此对各段轴的粗细顺序作初步安排。2）轴上零件的定位为防止轴上零件受力时发生轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。3）各轴段直径和长度的确定。2零件在轴上的定位和装拆方案确定后，轴的形状便大体确定。各轴段所需直径与轴上的载荷大小有关。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件的轴径应取为相应的标准值及所配合的公差【5】。3具体设计1）输入轴上的功率P转速N和转矩T取皮带传动功率为097则PPW85KW0978245KW式411N3000R/MINT95500009550000270584NMM式41230852）确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由下表表41轴常用的几种材料的及A0值T轴的材料Q235A20Q27535（1CR18NI9TI）4540CR35SIMN38SIMNMO3CR13/MPAT1525203525453555A014912613511212610311297查得A0112，于是得DMINA0112MM3382MM式4133NP306582输出轴的最小直径显然是最右端螺纹处，摩擦离合器为标准件，取轴与离合器配合处直径为39MM，螺纹处外径为30MM。42皮带型号的选择在带传动中，常用的有平带传动、V带传动、多楔带传动、和同步带传动等。多楔带兼有平带和V带的优点；柔性好，摩擦力大，能传递的功率大，并解决了多根V带长短不一而使各带受力不均的问题。所以本系统中采用多楔带传动。多楔带传动的设计计算方法主要有三种1按带的强度条件设计2按带传动的滑动曲线设计3按保证不打滑并具有一定的疲劳强度设计。目前我们大多采用第三种方法，多楔带主要用于传递功率较大而结构要求较紧凑的场合，传递比可达10，带速可达40M/S。多楔带的主要结构如下11顶层纤维由帆布和橡胶粘合而成，其作用是保护张力线、横向支撑、承受张紧轮的摩擦。12张力线由合成聚脂纤维制成，其作用是承担多楔带的主要拉力。13底层橡胶由横向和径向纤维组成的胶料构成，作用是传递摩擦力、承受横向压力。其实体及部分规格如下表42所示型号楔距PB带高H楔角APH16340PJ234440PK356640PL471040PM941740多楔带又可分为PH型、PJ型、PK型、PL型及PM型，本系统均选用PL系列多楔带楔距PB47MM带高H10MM楔角A4043皮带的设计现在普遍采用的多楔带传动系统的设计程序为1根据附件传递功率确定系统的设计功率；2根据附件性能和允许转速来选定带轮的最佳直径，从而确定带速和传动比；3确定带的有效长度和包角；4计算带的紧边张力，松边张力，确定预张紧力；5确定楔数【6】。设计功率PD1082458245KW式431KA选取带轮有效直径均为160MM。带速V26VMAX式432106NP由机械设计手册查的VMAX30M/S故符合要求。带每楔传递的功率P1选取371KW。带的楔数计算公式为Z775式43311KD带的楔数取为8。多楔带传动的预紧力表43型号JLM预紧力0F248Z5515Z2160Z对于PL型楔带预紧力根据上表确定为（5515）Z44120N，取100N式43400F轴上载荷FR（F1F2）SIN（1250250）11500NM式4351带选为8PL2240型。楔带包DA挠性次数U，1/SMAX32ULVUE其中，M为带轮数，V带速M/S,为楔带长度，610ELMAXU带厚，MM按标准系列取为48，胶布层数为4543014D带宽B,MMA按胶布层数为4，选取传动带宽度为B80MM带的截面积A，式4362MKNG01为工作情况系数，按下表选取44GK载荷情况载荷平稳载荷变动小载荷变动较大载荷变动很大系数值1111213为单位面积所能传递的功率，；,包角，0N2/KWM1/40D180，计算得出单位面积所能传递的功率44218/KGFCM0N为包角系数，时，100K180K确定依据1传动形式为简单开口传动；2两轮轴心连线与水平线交角为。809确定10010221045A2M44带轮型号的选择设计带轮时,应使其结构便于制造,质量分布均匀,质轻,并避免出现由于铸造而产生过大的内应力。带轮有三部分轮缘（安装传动带）；轮毂（安装在轴上）；轮辐或腹板（连接轮缘和轮毂）。带轮有如下图几种形式实心式、腹板式、孔板式、及轮辐式等。带速小于30M/S的传动带，其带轮一般选用HT200制造。图41带轮的常见形式带轮型式选择的一般规则是当带轮基准直径D253D范围时可采用实心式当基准直径D100MM时,可采用孔板式当基准直径D300MM时,可采用轮辐式。在结构上带轮应易于制造，能避免由于铸造而产生过大的内应力，重量要轻。带轮工作表面要保证适当的粗糙度值，以免很快把带磨坏。本机械系统根据输入的设计参数，此处选用实心带轮，具体参数为有效直径250MM，带轮孔径66MM，轮槽数8，有效直径偏差015径向圆跳动025，端面圆跳动032，轮槽工作表面粗糙度32M，离合器带轮有效直径160MM，轮孔内装有轴承，根据轴承参数带轮内径选为68MM。45摩擦离合器的型号选择离合器控制的好与坏,决定汽车起步、换挡过程的品质。实现离合器的最佳控制可以减小传动系统零部件冲击,提高其使用寿命与乘坐舒适性。摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。图42径向杠杆式多摩擦片离合器技术参数及外形尺寸径向杠杆式多摩擦片离合器的主要技术参数和尺寸参考系列/MM形式I形式II许用转矩T/NM20408016020032045064090014002300轴径DMAX15223245454860687080100尺寸DD1AA1LL1CEMBB1703545555625372841810905060758360354662410100607085833560466241012572851009850705251032151357285100985070525103215150728510010850765810321517010212014014870103775135026195102120140148701037613502621010212014017580125941550262601201451702058014811115552631515317520523090160119207030摩擦面对数Z61010108101081066外径54677898108123141162178225270摩擦面直径内径345060727884102118132155189接合力/N100120180250250300300350400700900压紧力/N126014301940325090006250690010400108002050027600接合力指加压环的轴向推力。46键的选择计算键的主要失效形式为工作面被压溃。输入轴的键的校核高速输入轴开键槽处直径为32MM，选择键12X28，键长取28MM键的强度校核P4743MPAKLDT3102285103P5060MPA所以满足要求。47本章小结本章在对皮带和带轮类型进行比较的基础上，对试验台传动系统的主要部件楔带和带轮进行了选型，对其安装配合进行了计算匹配，结合发动机前端多楔带附件传动系统的设计与开发工作，介绍了多楔带传动系统的设计程序，即设计功率、带速和传动比、带的有效长度和包角、带的楔数的确定；介绍了多楔带布置方案，多楔带的面积，多楔带轮系的共面要求等。5输出部件的设计输出部件于工件输出轴相连，起传输和消耗动力的作用。根据前置试验台的特点，采用左右轴输出。输出部件包括上传输轴、离合器、花键轴、皮带轮、下传动轴、负载、轴承及使外花键轴移动的动力装置（左侧位移较大，采用液压传动；右侧位移较小采用螺旋副传动）【8】。51轴承类型的选择轴承是支承轴颈的部件，滑动轴承一般用在重载、有润滑的条件下。本实验装置重量大、在空载下运转而且只用油脂润滑所以采用滚动轴承。滚动轴承的优点1）在一般工作条件下，摩擦阻力矩大体和液体动力润滑相当，采用它机器启动力矩小；2）径向游隙比较小；3）对于同尺寸的轴颈，滚动轴承的宽度要比滑动轴承的小，可使机器的轴向结构紧凑；4）大多数滚动轴承能同时受径向和轴向载荷，轴承组合结构简单。5）消耗润滑剂少，便于密封、易于维护；6）不需要用有色金属；7）标准化程度高成批生产，成本低。滚动轴承的缺点1）承受冲击载荷能力差；2）高速重载下轴承寿命低；3）振动及噪声较大；4）径向尺寸比滑动轴承大。根据常用滚动轴承的特点、类型和性能以及选择轴承时必须了解轴承的工作载荷、转速及其它使用要求选择，选用原则（1）速较高、载荷较小、要求旋转精度高时易选用球轴承；载荷大或有冲击载荷时选用滚子轴承。（2）轴承在受径向和轴向载荷时一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；若径向载荷较大，轴向载荷小可选用深沟球轴承；当轴向载荷较大径向载荷较小时，可采用推力角接触球轴承。本设计中轴、轴承受轴向力不大，所以选较常用的深沟球轴承。主承受径向载荷也可承受一定的双向的轴向载荷。（具体型号在各轴结构设计中可见）。为了最大限度降低整个试验台架的振动，减小测量误差，轴承采用弹性轴承座支撑，它由内圈和外圈组成，内，外圈之间通过筋板连接，筋板是弹性轴承座的主要变形吸振部位。52上传输轴的设计根据该轴的工作需求，将其分为三部分，第一部分为与带轮输出轴直接连接的内花键轴，第二部分为外花键轴，第三部分为外花键轴。1输出轴上的功率P转速N和转矩TT9550000T1000000NMMN3000R/MINP314136KW式521950N950312确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表31查的A0112，于是得DMINA0112MM5978MM3NP301643上传输轴左部分的结构设计（由右至左）1）第一节轴的结构设计（由右至左）第一二段轴肩为15MM；二三段轴肩高度为15MM，二段与六段安放轴承，轴径为68MM，因主要承受径向载荷，所以轴承选用滚动轴承中的深沟球轴承，其代号为6314。轴承采用轴肩定位，查表的其轴肩高度为6MM，故第五段轴径为70MM。最右段与摩擦离合器相连取其轴径为60MM,。取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径为1MM。图512第二节轴的结构设计（由右至左）轴的最右端与摩擦离合器联接，直径为60MM，此段轴配合轴承选用深沟球轴承，型号为6314。根据其装配要求第二段轴径为68MM，长为60MM；第三段轴径为70MM，轴长56MM；第四段轴径为84MM，轴长80MM；第五段轴径70MM，轴长54MM；第六段轴径68MM，轴长60MM；第七段为花键轴，其工作时于内外花键轴接合长度为100MM，当换工件时向左移动200MM的距离，故其总长为300MM图52对花键轴段的校和式522MPZHLDTPM6825910287501233该花键为空载下移动的动联接，齿面未经热处理，使用和制造情况中等，P值为2030MP，计算结果在其范围内，故校和结果满足强度要求。轴承寿命的校核计算轴承寿命是指轴承的一个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套圈相对于另一个套圈的总转数，或在某一转速下的工作小时数【9】。寿命计算公式HPFCNLPTH601式中P当量动载荷，单位为N；C基本额定动载荷，单位为N；N轴的转速，单位为T/MIN温度系数，根据机械设计手册表169，取095TF载荷系数，根据机械设计手册表1610，取15PF寿命系数，对于球轴承3，对于滚子轴承10/3。6314型深沟球轴承的基本尺寸D70,D150,B35,82，138，基本额定载荷ADAD718，363；极限转速4300R/MIN脂润滑，5000R/MIN油润滑。RCOR图53（1）求轴承所受载荷轴承1径向载荷由力矩平衡得1200RRF15N3RRF轴向载荷两轴承用双固定式支承结构，指向轴承2，由轴承2承受；轴承AFAF1则不承受轴向载荷，即10A轴承2径向载荷由力平衡得215010NRRRF轴向载荷，轴承2承受载荷远大于轴承1，故应按轴承2计算。250NAA根据题意选6314型深沟球轴承，其基本尺寸内径为70MM，中系列深沟球轴承，正常宽度系列，正常结构，0级公差，0组游隙。查手册，。由机械设计教材或手册中的径向系数和718KNC36KX轴向系数表，应用线性内插法求，Y20150693AIFCE86026274E，取，25021ARFE1X0Y25NRAPXY310266410836K0HPNLCF，故6314轴承合适。3第三节轴的设计第三段轴外需配合轴承，选用深沟球轴承，其代号为6318，轴肩高度为7MM。根据该轴承的配合要求，确定第一段轴的外径定为81MM，第二段轴径为90MM，第三段轴径为104MM，第四段轴径为90MM，第五段轴径为88MM，第六段与皮带轮配合其直径为66MM，皮带轮的夹紧定位方式右侧为轴肩定位，左侧为圆螺母定位。其结构简图如下示图54输出轴当轴的强度和刚度相同时，显然，空心轴的外径比实心轴要稍大一些。在计算时，可将传递功率乘上一个系数，以考虑空心轴外径的增加。这个系数和轴的内径和外径比有关，可参考下表51内外径之比05060650707508功率的计算系数10711612213214617D/DMIN62MM/88MM07045则功率计算系数选为132DMINA0112MM57908MM式5233NP303216481MM57908MM故满足强度要求。4左输出轴部分第二段轴在工件拆卸时采用液压为动力源，使其向左移动200MM的距离。53左驱动滑台液压缸的选取液压缸的设计计算外部载荷PMGFM导轨滑块重量与导轨上物体的总重；（左侧导轨上有外花键轴1重165KG，输出轴2重163KG，摩擦离合器重119KG，两个轴承座组件重80KG，滑台板重54KG，垫块60KG）。M1651631198054602387KGG98N/KGF为导轨摩擦系数015则PMGF23879801535089N行程要求实现最大进给200MM依据机械设计手册选用DGJ34CE1L型液压缸，液压缸最大行程为250MM，内径D72MM，推杆直径为24MM，工作压力025MPA，推力907N，拉力为765N，选用脚架式液压缸，液压缸与试验台的台体采用弯板，通过螺栓螺母连接到试验台支架上，液压缸图如下所示【10】图55液压缸结构图缸体端部连接结构1弹簧圈2轴套3半环图56缸体端部连接结构采用内半环连接的优点结构紧凑，重量轻；缺点端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油孔边缘擦伤。上传输轴右部分的结构设计1）输出轴部分在工件拆卸时采用螺旋转动为动力源，使其向右移动80MM的距离。螺旋传动是利用螺杆和螺母组成螺旋副来实现的。它主要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。此处螺杆和螺母的运动形式为螺杆转动，螺母移动，它主要传递运动为主，用以固定零件的相对位置，它不经常转动，只在空载下调整，属调整螺旋【11】。所以为了提高其传动效率及直线运动速度，采用多线螺纹（线数N3）。螺杆材料需要有足够的强度和耐磨性。螺母材料除要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。校核丝杠外径为28MM,传递扭矩为980NM1剪切应力的校核24DF2890159MPA2压应力的校核167167X159266MPA许用压应力47MPA所以满足使用要求。54输入轴的设计该轴只起传输动力作用，只要满足最小直径大于57098即可，根据上述部件位置要求，其简图如下式图57输入轴轴上零件为皮带轮（于主电机相连）、轴承端盖、轴承、电磁离合器、套筒。55键的选择计算1输出轴与外花键轴所用键的校核根据离合器键宽为18MM故选键38X18，键长取值为38MM键的校核P8961MPAKLDT3102P100120MPA所以满足要求。2皮带轮与左右上输出轴联接处键的校核计算键宽为20MM键高12MM，键长70MM，轴径66MM键的校核P6689MPAKLDT3102P100120MPA所以满足要求。1皮带轮与左右下输出轴联接处键的校核计算键宽为16MM，键高10MM，键长63MM，轴径50MM键的校核P6557MPAKLDT3102P100120MPA所以满足要求。56联轴器的选择与校核在负载与输出轴处，负载与传感器处，传感器与输出轴处需要安装联轴器，由于结构和材料不同，用于各个传动系统的联轴器，其载荷能力差异很大。载荷类别主要是针对电动机的工作载荷的冲击、振动、正反转、制动、频繁启动等原因而形成不同类别的载荷。传动系统的载荷类别是选择联轴器品种的基本依据，为便于选用计算，将传动系统的载荷分为四类【12】，见表表52载荷类别载荷类别载荷状况工况系数K载荷类别载荷状况工况系数K载荷均匀，工作平稳115重冲击载荷，频繁正反转25275中等冲击载荷1525特重冲击载荷，频繁正反转275冲击、振动和转矩变化较大的工作载荷，应选择具有弹性元件的挠性联轴器即弹性联轴器，以缓冲、减振、补偿轴线偏移，改善传动系统工作性能。起动频繁、正反转、制动时的转矩是正常平稳工作时转矩的数倍，是超载工作，必然缩短联轴器弹性元件使用寿命，联轴器只允许短时超载，一般短时超载不得超过公称转矩的23倍，即TMAX23TN。在负载与输出轴处，负载与传感器处，传感器与输出轴处选用弹性柱销联轴器。这种联轴器制造容易，拆装方便，成本较低，适用于联接载荷稳定，需要正反转或启动频繁的传递中小转矩的轴。它的构造与凸缘联轴器相似，只是用套有弹性的柱销代替了联接螺栓。因为通过蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振。弹性套的材料为耐油橡胶，以提高弹性。查机械设计手册表85选用HL2型弹性联轴器1306284JB图58联轴器该联轴器许用相对径向位移01402MM,许用相对角位移，两轴线相YA/04对位移产生的附加径向载荷为（0103）P，P为柱销轴线处的圆周力。验算柱销的弯曲应力3140JMTLZDD计算扭矩JTNML柱销圆柱部分长度MM分布圆直径MM1联轴器圆柱部分直径MM4DZ柱销数目Z6柱销的许用弯曲应力，800900AMP331402501689JMTLZDD，校核安全。验算柱销的挤压应力PPCAZDST12P136MPA203465TCA为计算转矩Z为柱销数目D1柱销所在中心圆的直径P许用挤压应力对橡胶弹性套，其值为2MPA故满足要求【13】。57本章小结本章重点研究了试验台输出轴的组成以及动力连接部件联