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大型 客车 自由度 综合 试验台 结构设计

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大型客车三自由度综合试验台结构设计,大型,客车,自由度,综合,试验台,结构设计

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摘 要本设计是大型客车三自由度综合试验台。三自由度综合试验台设计的意义在于，利用该设备可以在实验室环境中模拟和再现大客车在实际路况运行时路面激励作用下的姿态角的变化，以此来研究车辆结构特征对稳定性的影响；通过大客车的高台侧翻跌落试验，用来进行跌落车辆的变形研究以及乘员保护等方面的试验。在分析平台机械特性和运动特性的基础上，确定了试验台的最终搭建方案。同时对综合试验台进行了必要的机构学方面的验证和运动位置的分析。在此基础上，对综合试验台进行了机械台体部分的设计。并对综合试验台的液压系统进行了设计。结合台架的功能要求和机械部分的设计，本设计对液压系统的元件及辅件进行了计算和选型，并给出了液压系统性能的验算。通过分析本方案可行，亮点是振动油缸与侧翻油缸分体，可以提高试验的效率。关键词：大型客车；三自由度；综合试验台；位置分析；结构设计；台架试验；14Abstract The design of large passenger Comprehensive Test three degrees of freedom. Three Degrees of Freedom Test Bed Design is about the use of the device can be simulated in a lab environment and reproduce the buses running in the actual road surface excitation of the attitude angle change, in order to study the stability of vehicle structure on impact; by bus to the high-profile roll drop test, the vehicle used for drop deformation and occupant protection test areas. In the analysis of mechanical properties and motion characteristics platform based on a test bed to determine the final structure plan. At the same time comprehensive test bed for the necessary aspects of validation of mechanism and motion analysis of the location. On this basis, the integrated test bed was part of the design of Mechanical Bed. Integrated Test and hydraulic system design. Combined with the functional requirements bench and mechanical part of the design, the design of the hydraulic system components and accessories were calculated and selection, and gives the performance of checking the hydraulic system. By analyzing the feasibility of this scheme, bright spot is the vibration of tanks and tank split roll, can increase test efficiency.Key words:large bus;3-DOF;Synthetic test-bed;Position analysis;Structural design;Bench test目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 国内外三自由度平台的研究现状及意义11.1.1 国外三自由度平台的研究现状11.1.2 国内三自由度平台的研究现状31.1.3 国内外三自由度平台的发展趋势51.2 试验台整体研发思想51.2.1 试验台的设计思想61.2.2 对试验台设计的总体要求61.3设计的主要内容7第2章 综合试验台布置方案的设计82.1 试验台的结构方案设计82.1.1 综合试验台的初选方案82.1.2 可选方案的分析及比较102.1.3 设计方案的确定112.2 综合试验台结构模型及自由度132.2.1 试验台的结构简化模型132.2.2 自由度的计算14第3章 综合试验台机械台体的设计163.1 综合试验台上平台结构及力学分析163.1.1 上平台的结构及受力分析163.1.2 上平台的静强度分析计算213.2 综合试验台中间台架设计273.3 综合试验台的底座设计27第4章 试验台液压系统的设计314.1 设计液压系统方案314.2 液压泵的确定324.3 电机的选择334.4 组成元件设计334.4.1 阀的选择334.4.2 蓄能器的选择354.4.3 过滤器的选择364.4.4 冷却器的选择364.4.5 压力表、压力表开关的选择384.5 液压缸设计394.5.1 运动速度394.5.2 钢筒内径D404.5.3 活塞杆直径的d的确定414.5.4 液压缸行程计算414.5.5 计算液压缸的工作面积和最大流量424.6 液压系统性能验算424.6.1 液压系统压力损失的验算434.6.2 液压系统总效率计算444.6.3 液压系统发热温升的计算44结 论46致 谢47参考文献48CONTENTSAbstractIIChapter 1 Introduction11.1 Three degrees of freedom platform for domestic and international status and significance11.1.1 Foreign Research three degrees of freedom platform11.1.2 Three degrees of freedom platform for the domestic situation31.1.3 Domestic and international platform for the development trend of the three degrees of freedom51.2 Thinking of the overall research and development test bed51.2.1 Test-bed design61.2.2 On the general requirements of test rig design61.3 Thesis main content7Chapter 2 Comprehensive Test Design Layout82.1 Test Structure Design82.1.1 Test-bed primary program82.1.2 Analysis and comparison of options102.1.3 Determination of design112.2 Test Bed and the degree of freedom model132.2.1 Test simplified model of the structure132.2.2 Calculation of degrees of freedom14Chapter 3 the Comprehensive Test Stand Design Mechanical Bed163.1 integrated test bed platform and mechanical analysis163.1.1 Structural and Stress Analysis on the platform163.1.2 Analysis on the platform of the static strength calculation213.2 Integrated Test bench design center273.3 Design of a Test Bed base27Chapter 4 Design of Hydraulic System Test Stand314.1 The design of hydraulic systems314.2 Determination of hydraulic pump324.3 Motor selection334.4 Composition of component design334.4.1 Valve Selection334.4.2 Accumulator selection354.4.3 The choice of filter364.4.4 Cooler Choice364.4.5 Pressure gauge, pressure gauge switch option384.5 Hydraulic Cylinder Design394.5.1 Velocity394.5.2 Steel tube diameter D404.5.3 Determination of the piston rod diameter d414.5.4 Calculation of hydraulic cylinder stroke414.5.5 The hydraulic cylinder of working area and the maximum flow424.6 Hydraulic system performance calculation method424.6.1 Checking hydraulic system pressure loss434.6.2 Calculation of the total efficiency of hydraulic systems444.6.3 Temperature of hydraulic system, calculation of heat44Conclusions46Acknowledgements47References48第1章 绪 论进入二十一世纪，随着我国高速公路基础设施建设的不断加快，公路里程的不断增加，我国开始步入了一个高速物流和快速客运的时代。特别是对于占世界人口约五分之一的我国来说，公路客运在我国交通运输系统中所占有的比重越来越大。这样，作为在公路客运中占主导地位的大客车，其研究与开发也受到了国内众多科研院所和企业的高度重视。随着客车制造技术的逐步提高和公路设施条件的不断改善，客车的行驶速度也愈来愈高，客车的安全性也就越来越受到人们的广泛关注1。因此，在新车型投入市场之前，对其进行安全性试验和道路激励模拟试验，以保证其具有较高的安全性和较好的操纵稳定性。在这样的前提下，搭建一个能进行大客车高台侧翻和模拟道路摇摆激励试验的具有三自由度的综合性试验台架就显得尤为迫切。1.1 国内外三自由度平台的研究现状及意义目前，不同自由度的摇摆台在国内外都有比较广泛的应用，它可以模拟出各种空间运动姿态，可广泛地应用到各种训练模拟器，如飞机模拟器、舰艇模拟器、海军直升机起降模拟平台、坦克模拟器、汽车驾驶模拟器、地震模拟器、仿真机器人三维实现和机器人运动控制以反动感电影、娱乐设备等领域2。近年来，国内外学者对摇摆及侧翻运动进行了一定程度的研究，建立了三自由度模型345，仿真分析了悬架剐度、阻尼以及汽车结构参数对汽车侧倾角的影响；采用静态稳定因子6来研究汽车侧翻。1.1.1 国外三自由度平台的研究现状世界上第一个摇摆台于1945年诞生于麻省理工学院仪表实验室，被称作A型转台，它存在很多缺点，并没有实用化，但它的诞生为以后的摇摆台研制工作奠定了基础。在此基础上，麻省理工学院叉相继研制成功了B、C、D、E型转台7。但这些摇摆台并没有应用电、液伺服技术，而是采用伺服电机来实现对平台的运动控制。国外在20世纪60年代，一方面液压技术已经成熟，另一方面对运动摇摆台提出了一系列更高的要求：负载大、稳定性好、动态性能好、静态精度高、调速比宽等8。1965年，德国Stewart借鉴Gough的法国汽车轮胎模型试验装置发明了六自由度并联机构，并作为飞行员模拟器用于训练飞行员，这就是著名的“Stewart平台”机构，如图1.1所示。1978年，澳大利亚著名机构学专家HuntKH教授提出可将“Stewart平台”并联机构用做并联机器人手臂的主要机构。随后，H McCallion和DTPham首次将该机构按操作器设计，成功地将Stewart机构应用于装配生产线9。 图1-1 六自由度 Stewart平台结构迄今为止，摇摆台的样机各种各样，包括平面的，空间不同自由度的，不同布置方式的以及超多自由度并、串联机构。对于汽车侧翻试验台的研究。1934年通用汽车公司进行了业内第一次侧翻试验，如图1.2所示，该试验让汽车在米尔福德试验场沿着成一定角度的斜坡开动。从此以后，侧翻试验就成为整个汽车行业内的标准。 图1-2 通用汽车公司业内首次侧翻试验 2006年12月以前，通用的室内翻车试验都是在位于密歇根州的Aubum HiHs试验场进行的，该试验场属于通用安全系统供应商奥托立夫(AUTOLIV)公司。过去三年内，奥托立夫试验场平均每年要进行125次侧翻试验，通用工程师们计划在新建成的耗资1000万美元的通用试验场内将力争把这个数字提高到150200次。1.1.2 国内三自由度平台的研究现状相比而言，国内无论是液压技术还是转台的研制工作起步都较晚。20世纪50年代成功研制出液力传动系统，1975年303所研制成功的SFT-I l型伺服转台，80年代初期研制成功FMT-74A三轴液压飞行器模拟台。我国对并联运动机构理论和应用的研究开始于上世纪80年代末，其中燕山大学对并联机器人理论进行了系统的研究，并于1990年和1994年分别研制出我国首台并联机器人样机和机器人误差补偿器，1995年又开始对并联数控机床进行研究。1996年，清华大学精密仪器系在国家“863计划”和学校“211工程”的支持下，开展了并联机构数控机床的研制工作，并于1997年中国国际机床展览会上展出第一台样机。1995年，哈尔滨工业大学机器人研究所研制成功压电陶瓷驱动六自由度并联微动机器人，1996年开始六自由度并联机床的研究工作，并于1998年末研制出样机，1999年8月通过鉴定，并在1999年北京国际机床博览会上展出10。近年来，我国摇摆台的研究发展比较迅速，全国均有高校和科研院所研究。南京电子技术研究所研究设计了某舰载雷达大型摇摆台的设计，该摇摆台是为某舰载雷达天线系统提供一个模拟船舰运动的摇摆试验台11。北京理工大学自动控制系进行了四自由度摇摆台研究，包括俯仰、横滚、沿Z轴平移、绕Z轴旋转这四个自由度。该摇摆台可以用来模拟车辆行进中俯仰、横滚角的变化，车辆的上下颠簸及转向12。天津工程机械研究所研究了大型、重载、高精度的摇摆试验台，是集机、电、液、仪表、计算机于一体的大型高精度模拟试验系统，可以模拟纵、横向的摇摆运动，摇摆台由机械台体、液压系统、电控系统、测量系统和安全保护系统等组成13。2005年，中国电子科技集团公司第十四研究所设计了三自由度精密转台，此转台为微波暗室远场人线的高精度转台，具有多自由度运动。作为测试设备，具有轴系精度、定位精度和测角精度高的优点14。国内对于汽车侧翻试验台的研究和开发主要依据国家标准GB/T 14172-1993汽车静侧翻稳定性台架试验方法及GB/T 17578-1998客车上部结构强度的规定的基础上进行的整车侧翻及侧倾试验台的研究和开发。 襄樊国家汽车检验中心侧翻试验台是2004年修建成的新型试验设备。2005年6月14日，安凯汽车公司在湖北襄樊实车碰撞试验基地进行了6850型客车的行业国内首次侧翻试验，如图1.3所示。试验结果表明，安凯牌6850中型客车(车身长8米)在与地面倾斜40度的角度时才翻转落地，标志着中国客车安全设计技术达到世界水平。由中国汽车工程研究院有限公司研制开发的JT-12型整车侧倾实验室可进行汽车质量参数的测量、质心高度的测量、侧倾角的测量，该试验台的技术指标见表1.2。 表1.2 JT-12型汽车侧倾试验台的技术指标称重精确度举升重量侧倾角度范围准确度13000kg0.511000kg045度O.1度山东交院运达设备公司开发的机动车侧倾（静侧翻）试验台如图 1.4所示，其主要功能有： 图1-3安凯客车国内首次侧翻试验 图1-4山东交院运达公司侧翻试验台 1.测定轮式车辆的侧翻稳定角和最大侧翻稳定角；2.测定轮式车辆的质心三维坐标（一次可测得10组参数）；3.测定轮式车辆的轮质量、轴质量和轴负荷率；4.测定轮式车辆在侧倾状态下车轮对其支承平面的法向载荷；5.用于悬架刚度等与法向力一侧倾角有关的扩展试验的研究；1.1.3 国内外三自由度平台的发展趋势从国外三自由度试验台的研究现状及其发展趋势来看，模块化、总线化、标准化是其发展的趋势，这有利于试验台的研制、使用、维护和发展。从负载的变化使得伺服系统由电驱动过渡到电液驱动，极大地加大了试验台的负载能力。1.2 试验台整体研发思想目前，国内外对客车摇摆及侧翻综合试验台的研究主要集中在计算机仿真模拟、客车上部结构强度的静侧翻碰撞试验等。计算机仿真模拟可以在节省人力、物力和财力的情况下得出方案。但是计算机仿真模拟由于受到建模精度和准确度的限制，不能准确地反映实车实验的真实结果。因此，运用计算机模拟仿真开发设计大客车侧翻及摆振综合实验台架有一定的局限性。基于汽车静侧翻稳定性台架试验方法(GB/T 14172-1993)的客车上部结构强度的侧翻碰撞试验能在一定程度上对客车的车身结构安全性进行评价。但是其弊端在于不能对大客车整车的车身结构安全性和操纵稳定性等进行比较详尽的评价。所以，客车上部结构强度的侧翻碰撞试验也有其不足之处。 大客车侧翻及摇摆试验台是采用了综合若干功能于一体的综合性试验台架，该台架的开发和建设既避免了计算机仿真模拟所造成的不实际的因素，又增大了对大客车性能评价的范围，从而能较为完善地对客车至关重要的操稳性和安全性进行评价。确定侧翻及摇摆试验台架方案，利用系统分析方法和方案比较法，充分考虑主客观因素，定性和定量的分析方法相结合的前提下，利用技术经济的方法，对各种方案进行比较和分析，从中确定侧翻及摇摆试验台架的整体结构以及与各个子系统之间的关系，并按照系统整体最优的选择原则，确定具体工作的内容和试验台架的最终方案1.2.1 试验台的设计思想为了使得大客车摇摆及侧翻综合试验台架在进行操纵稳定性试验和车身安全性研究时的试验功能清晰起见，并使试验台具有通用性和可扩展性，我们在设计和开发试验台架时根据试验对象和功能的不同，采用分块化设计，即在功能分析的基础上，将产品或系统划分为若干功能、结构独立的基本单元块，并尽量使得单元块系列化、标准化，通过各单元块间的有效选择和组合，实现不同功能的产品或系统，以满足不同需求的设计方法。分块化设计方法在组建通用系统、缩短产品设计周期、节约成本、提高产品质量等方面有着显著的效果。1.2.2 对试验台设计的总体要求三自由度综合试验台是由机械台体、液压系统和控制系统等构成的一个集机、液于一体的综合性台架，因此在设计和开发试验台架之前，必须在总体上把握其作为一个大系统的设计要求。机构设计的一般原则15： (1)工况要求任何机构的设计首先必须保证机构整体的特定的工作要求； (2)刚度要求在必须保证特定的外形条件下，对机构的主要要求是刚度： (3)强度要求其准则是在机器运转中可能发生的最大载荷的情况下，机架上任何点的应力都不得大于许用应力。此外，还要满足疲劳强度的要求。 (4)稳定性要求对于细长的或薄壁的受压结构及受弯、受压压结构存在失稳问题，所以设计时必须校核。 (5)美观目前对机构或试验台的设计要求不仅要能实现特定的工作，还要使得在满足工作需要的前提下尽量使其外形美观。 (6)其它要求如散热冷却的要求；防腐蚀及特定环境的机构保护要求；对于精密仪器、测试仪表、数据采集系统等热变形小的要求等。1.3设计的主要内容汽车的操纵稳定性、平顺性以及安全性是汽车的三个重要的性能指标。为了能对大客车的操纵稳定性、平顺性以及安全性有一个客观的评价，我们建立大客车三自由度综合试验台。大客车三自由度综合试验台主要技术参数见表2.1。 表2.1 综合试验台技术参数上平台（长宽）12000mm3000mm底座（长宽）13000mm4000mm中间平台（长宽）12000mm4000mm摇摆幅度 （10-15）cm径向侧倾最大角度 45度有效承载 13t轴向侧倾角度 0度摇摆频率 2Hz平动加速度 2m/s2动力源 动力泵站 第2章 综合试验台布置方案的设计 汽车的操纵稳定性不仅影响到汽车驾驶的操纵轻便性，而且也是决定高速行驶的汽车安全性的一个重要性能。为了提高大客车的安全性能，在新车型投入市场之前对其安全性能进行一个较为客观的评定和评价，对其进行操纵稳定性和被动安全性试验是必不可少的。本章将进行大客车综合实验台架的研究开发工作。大客车摇摆及侧翻试验台的设计原则为了不局限于单一的侧翻和摆振试验研究，使其试验范围尽量大，实验对象覆盖面尽量广，在台架设计时考虑到了其应具有的通用性和可扩展性。2.1 试验台的结构方案设计根据总体和各部分设计的参数要求，结合实验室台架建立场地的具体情况，通过与老师的讨论和反复的计算、验证，确定了几种台架布置方案以及液压举升机构布置的初选方案。通过对每一个方案进行分析和比较，并给出每种台架方案的优点和不足。最后通过验证及计算，确定出台架总体布置的最终方案。2.1.1 综合试验台的初选方案大客车三自由度综合试验台的可供选择的台架布置有以下几种方案：方案一5个液压缸组成的并联布置+固定连接布置方案如图2-1；方案二3个液压缸+支撑杆+导杆+滑套布置方案如图2-2；方案三6个液压缸组成三组三角支承架结构布置方案如图2-3； 图2-1台架布置方案一 在方案一中，试验台由固定底座、运动平台和五个并联布置的液压缸等组成。四个液压缸1、2、3、4与底座之间、与运动平台之间采用球铰连接和虎克铰连接，中间的液压缸5与上平台采用虎克铰连接，与底座之间则为固定连接，并限制缸筒和活塞杆之间的转动。由上述各铰链的约束，整个台架系统的自由度为3，刚好具有绕X和Y轴两个转动自由度和沿Z轴的平动自由度。 在方案二中，试验台由底座、上平台、支承杆、导杆滑套和液压缸等组成。这种结构限制了平台只能有3个自由度，分别是沿垂直于Z轴的上下移动以及沿水平面x、y轴的两个转动。事实上，该平台在水平X方向上有有限度的位移，它是由于支承杆5的摆动引起的。对于三个液压缸进行独立的位置控制，可以唯一地确定平台的位置。 图2-2台架布置方案二 图2-3台架布置方案三在方案三中，上、下平台由六个液压缸分三组形成三角形支架的形式进行连接，六个液压缸与上平台间的连接均为球铰链连接，与下平台问为虎克铰连接，考虑到上平台的稳定性，特意将一组液压缸形成的三角形所在的平面布置成与另两组液压缸形成的三角形所在平面相垂直的布置形式，这样可以形成稳定的三角支架结构，可以防止台架的失稳倾倒，限制台架的多自由度，使台架具有三个方向的自由度。2.1.2 可选方案的分析及比较大客车三自由度综合试验台(商用车辆运输环境试验台)的三个可选方案是根据欲搭建台架所要展开的试验项目要求及目前台架组成部分技术成熟性及长远的发展来考虑的。下面将分析比较上述四种方案，确定最理想的台架方案。 (1)方案一中五个液压缸呈平行并联方式布置，其中液压缸5底部与底座为固定连接，且限制活塞杆与缸筒之间的相对转动，这样就保证了台架的横向和纵向的稳定性，防止台架失稳倾倒。同时，控制其它四个液压缸就可以实现平台的横向、纵向的摇摆运动。在进行汽车侧翻及高台跌落试验时，必须要以通过上平台上A点(见图2-2)沿X方向的纵向轴线为翻转基准线进行侧翻试验，而不能以通过C点或其它任何一点(通过A点的纵向轴线上的点除外)。因为液压缸5的底部B处为固定连接，即液压缸5不能在空间以B为基点进行旋转运动。而以A点为纵向轴线的通过点进行侧翻时，C点就会下降，这样就保证不了车辆在4m高度跌落的要求。所以，应要求液压缸5、2和4应有足够的行程，以便使以A点为翻转轴线侧翻时，C点处的车轮高度能达到3m。再者，在本方案中，整个台架的侧向稳定性均由液压缸5的缸体来承担，所以对于台架的要求静态承载13t，再加上台架本身的重量，缸体承受很大的剪切力以及变形，这会造成缸体5的破坏。 (2)方案二中，l为具有三个自由度的上平台，2为底座，3为液压缸，4、5为具有三角稳定结构的支承杆，6为十字铰链，7为导杆，8为滑套。整个机构在支承杆4、5的约束下，当三个液压缸按预定输入时，平台1就可以产生绕X、Y轴的转动以及沿Z轴的平动。对三个液压缸进行独立的位置控制，可以唯一地确定平台1的位置。方案二中台架布置结构简单，容易控制，且具有较好的稳定性。但这种台架只适合于被测试对象为小型或中型重量的物体，例如这种台架可用来在室内模拟船舰在强烈风浪下的海上环境，实验人员坐在一个放置在平台上的模拟的船舱内，感受模拟风浪作用，以便研究人员的身体反应以及抗眩晕研究25。但是这种平台对于重量大的客车来说，其承载稳定性和安全性有待进一步的提高。如果将此台架结构应用于本试验台的设计方案，那么由于台架的长度较大(上平台长为12m)、承载量大等因素，支承杆4、5的直径就很大，这样导致在支架本身重量加大，这将会导致整个机构的响应(即滑套8相对于滑杆7的相对滑动速度)变得缓慢，并且导致三个液压缸的承载能力过大，即液压缸除要承受被测试车辆、台架本身外，还要承受支承杆4、5在的总重量，这样将导致在液压缸的选型上会有一定的困难。 (3)方案三的布置与方案一的布置在总体上有相似之处。方案一中仅仅用液压缸，不用任何辅助支撑。方案三也是只用液压缸，不用其他辅助设施。方案一是将五个液压缸平行布置，台架的侧向稳定性仅靠液压缸5的固定底端来承担。而方案三是将六个液压缸两两组成三角形布置，每两个液压缸的顶端汇交成一个复合球面副，这样即利用了三角形结构的稳定性，又可以让六个液压缸共同承担整个台架的侧向稳定性。通过对方案三与方案一进行比较，虽然方案三在液压缸的数量上增加了一个，但是方案三中整个台架的稳定性相对于方案一整个台架的稳定性会提高很多，特别是对于大型或重型被测试对象时，方案三中的台架方案更具有高稳定性和高安全性。本方案对于实现上平台的横摇、纵摇及高台跌落试验都有较好的实用性和可行性。在本方案中，起支承稳定性作用并起举升作用的六个液压缸汇交为三个球铰支撑点支撑在上平台的底部。鉴于台架的整体尺寸的限制(上平台为12m3m，中间平台12m4m，底座为13m4m，侧翻试验时举升高度为3m)，如何合理地布置六个液压缸汇交的三个复合球铰面顶点在上平台底部的位置以及如何合理的布置三组液压缸中两两所夹的角度是方案三的关键所在。2.1.3 设计方案的确定方案三的关键技术在于如何合理地布置六个液压缸汇交的三个复合球铰面顶点在上平台底部的位置、如何合理的布置三组液压缸中两两所夹的角度，即它们在底座上的布置点。由台架的功能要求，台架的测试对象大客车的整车参数范围大致为：长度小于等于12m，宽度小于2.5m，轴距在57m之间。由于实验室场地的限制，所以将大客车测试综合试验台的上平台设计为12m3m，中间平台12m4m，底座为13m4m。在方案三中确定三组液压缸的汇交复合球铰面顶点在上平台底部的布置位置(俯视图)如图2-5所示。 图2-5 上平台液压缸组复合铰支点布置示意图(单位cm) 在图2-5中，三组液压缸复合球铰面支点在上平台底部的布置位置有两种方案。方案一是将三个支点布置为A1BlCl；方案二是将三个支点布置为A2B2C2。这两个方案的相同之处在于三个支点布置形成一个等腰直角三角形。从后面的计算结果来看，这种直角三角形的布局可以克服其它三自由度平台在运动中产生的沿x轴、Y轴的平移附加运动的缺点，提高位置精度，同时具有解算简单、易控制的优点2。这种结构在航空、航海运动模拟器、机器人、新型机床等方面也具有很大的应用价值16。 在支点布置方案一中，三个支点Al、Bl、C1均布置在上平台的边框上，则A1BlCl的B1Cl边长为6m，中垂线AlDl的长度为3m。方案二中，三个支点A2、B2、C2布置在上平台内，A2B2C2中边长B2C2为5.2m，中垂线A2D2长度为2.6m。 方案一的优点在于支点B1、C1的布置距离可以满足大客车轴距57m的要求，使得平台在纵向承载分布均匀。但是AlDl为3m，对于轮距设计小于2.5m的大客车来说，其载荷作用于平台时，平台在横向的受力就不均衡，这样会导致平台在横向上有很大的弯矩。方案二是将方案一中的AlDl缩短至A2D2，此时，A2D2为2.6m，B2C2为5.2m。相对于方案一来说，方案二在平台横向上能减小平台所受的弯矩，但是却会增加平台在纵向所受的弯矩。对上述两个方案进行分析和比较，选择方案二为上平台液压缸组复合铰支点的布置方案。再者，在方案一中将球铰支点布置在上平台的边缘是机构设计中所要避免的设计原则，因为机构边缘会产生应力集中现象，有可能会造成机构的零件破坏，降低机构的安全性。2.2 综合试验台结构模型及自由度2.2.1 试验台的结构简化模型大客车三自由度综合试验台主要是用来模拟实际路况下车辆的运动姿态，为车辆的操纵稳定性和行驶安全性的进一步研究工作提供了室内再现试验环境。由于对客车操纵稳定性和平顺性产生影响的参数主要是车辆的横摇、纵摇以及升沉运动，所以在考虑试验台的结构时以能实现车辆横摇、纵摇以及升沉运动为主。以下就本课题提出的三自由度综合试验台的结构进行简化并作必要的机构学方面的验证。我们将上文中最终确定的方案三进行结构简化，即在保证其总体功能符合要求和稳定性不变的基础上，将方案三的结构形式简化为如图2-6所示的结构简化模型。 图2-6 三自由度综合试验台结构模型 从图2-6可以看出，将该试验台的简化成由一个上运动平台、三个三自由度球形铰链、三个液压缸、一个单自由度销轴副、一个两自由度的球销副和一个固定底座组成的简化模型。在简化模型中，上平台与固定底座的各三个支点d0、d1、d2和D0、D1、D2分别是以dld2、D1D2为斜边的等腰直角三角形位置分布。三个液压缸中d0Do垂直固定在底座上，dlDl受球销副的制约，可在垂直于底座且穿过DoDl的平面内绕D1支撑点转动，同时还可沿垂直于D0Dl的方向转动；d2D2由于受到销轴副的限制，只能在垂直于底座且穿过D0D2的平面内绕D2支承点转动。上平台在三个液压缸的作用下可作沿Z轴的升沉运动以及绕X轴、Y轴的空间旋转运动，并且当三个液压缸各自的长度一定时，可以唯一确定上运动平台的空间位置。这样，图2-6中的三自由度试验台可作z轴平移和分别绕X轴、Y轴旋转三种自由度的运动。作为从六自由度Stewart机构衍生而来的三自由度驱动试验台，它在继承Stewart机构优点的同时也克服了Stewart机构的部分缺点。本课题中三自由度综合试验台的上运动平台和下固定平台的三个支承点均采用相同大小的等腰直角三角形分布。2.2.2 自由度的计算 机构的各构件之间应具有确定的运动。为了使组合起来的构件能产生相对的运动并具有运动确定性，有必要探讨试验台机构的自由度和机构具有确定运动的条件。机构自由度是描述或确定一个机械系统运动(或位置)所必须的独立参数(或坐标数)，实质上就是机构具有确定位置时所必须给定的独立运动参数数目17。在机构中引入独立运动参数的方式，通常是使其原动件按给定的某一运动规律运动，所以可以认为机构的自由度数目就是机构应当具有的原动件数目。 机构的自由度F、机构的原动件的数目以及机构的运动之间的关系为： 若FO，机构不能运动； 若F0且F等于原动件数，则机构各构件间的相对运动是确定的。因此，机构具有确定运动的条件是：机构的原动件数等于机构的自由度数； 若F0，且F大于原动件数，则构件间的运动是不确定的； 若F0，且F小于原动件数，则构件间不能运动或产生破坏。 从上面的叙述中我们看出，要保证一个机构有确定的运动规律必须使机构的自由度F0，且F等于机构原动件数。 由空间机构学理论，采用Grubler-Kutzbach公式可知，空间运动机构的自由度数可由下式计算得出， (2-1)式中：F一机构的自由度数；N一机构的总构件数；Ui一第f个运动副的约束；n一物体之间的运动副数目；i一运动副级数18。由图2-6的三自由度试验台结构简化示意图可知，构件数N=7。 所以，由公式(2-1)可计算出本试验台的自由度， F=3 (2-2) 满足试验台横摇、纵摇、升沉三个自由度要求。 第3章 综合试验台机械台体的设计 大客车三自由度综合试验台用来模拟汽车在实际道路上运行时的横摇、纵摇和升沉运动。由于试验台支承结构的非对称性，这就要求整个试验台系统的机械结构部分不但要安全、可靠，有足够的强度和刚度，还要具有结构简单、拆装和维修方便等优点。下面就综合试验台机械台体的设计过程进行详细阐述和分析计算。3.1 综合试验台上平台结构及力学分析大客车三自由度综合试验台是一个集机、电、液为一体的综合性试验台，它包括机械部分的设计、液压系统的设计以及控制系统的设计。本章将主要进行试验台机械部分的设计，对试验台的摇摆平台进行结构设计、结构力学分析、运动副及台架底座的结构设计。从综合试验台最终布置方案的结构图中我们可以看出，综合试验台的机械部分由可以进行三自由度运动的上平台、若干铰链以及试验台底座等组成。其中进行横摇、纵摇和上下运动的上平台我们采用钢结构骨架与钢板焊接的结构形式：下平台采用槽钢和钢板焊接的组成形式。对于起支撑作用的液压缸的选型将在第四章中详细进行论述，本章主要进行三自由度试验台的上平台、底座、各种铰链的设计和计算。 3.1.1 上平台的结构及受力分析 大客车三自由度综合试验台是模拟大客车在实际路况运行时的运输环境的试验台，其上平台要承受被测试的大客车进行实车试验，所以上平台主要以承载为主，在进行上平台的设计时应以其强度和刚度为主。我们从上平台的强度、刚度和转动惯量的角度出发，借鉴国内外现有平台的基础上提出我们的上平台的结构设计方案。 我们初选上平台的结构参数为：上平台的结构框架是由高度h为180mm，腿宽度b为68mm，腰厚度d为7mm的18a型槽钢焊接而成。其上面再焊接12000mm3000mm5mm的花纹钢板。考虑到大客车在总体设计时的宽度小于2.5m，一般大客车的轮距均值在2m左右，其轴距的设计范围为5-7m。为了增加上平台的刚度和强度，再在上平台上焊接距横向中心线为260cm的两根横梁，距纵向中心线均为lOOcm的两根纵梁。图3.1为上平台的钢骨架焊接结构简图。图3-2为钢骨架所用的槽钢的横截面图。槽钢截面的其它参数为：平均腿厚度t=lO.5mm，内圆弧半径r=10.5mm，腿端圆弧半径r1=5.25mm，y-y轴与y1yl轴的间距Zo=1.88cm。其截面面积为25.69cm2，理论质量为20.17kg/m。图3-1 上平台钢骨架结构件图图3-2 槽钢横截面图 上平台的静力学和动力学分析之前，为了使计算简化和受力分析的方便，我们给出以下几点假设条件。 (1)为了能求出作为支架和执行结构的六个液压缸的所承受到的上平台和负载的力，我们将构成三个三角形支承的三组液压缸简化为如图2-6所示的简化模型，即简化为三个与底座垂直的假想的液压缸。通过求解三个假想的液压缸的受力，然后再将该力分解到每组中的两个液压缸上，就可以求出每个液压缸的受力； (2)为了易于对上平台进行受力分析，我们将三组液压缸的支座顶端假想为一个点，即在进行受力分析时，暂不考虑上平台底部三个球铰支座的大小对受力分析的影响： (3)在计算过程中我们假设由钢骨架和钢板焊接而成的上平台的质量分布均匀，即其质心位置和其重心位置重合，均为其几何中心；(4)纵梁在受到作用力时，所有作用力均通过截面弯曲中心，即忽略不计局部扭矩的影响，且作用力沿大梁纵向对称。1. 上平台的静力学分析以下将分别通过分析上平台在无载、有载状态下的载荷分布，来确定液压缸的受到的支反力。当上平台为无载情况下，上平台的质量计算过程如下。由资料可知，如图3-2所示的18a槽钢的截面面积为25.69cm2，这种槽钢的理论质量为20.1715。经计算，如图3.1所示的上平台的钢骨架所用的槽钢的总长度为 (3-10)所以，钢骨架的质量为m骨=63m20.17kg/m=1270.71kg。平台上焊接花纹钢板的体积为 (3-11)钢的密度为7.85g/cm3，则焊接钢板的质量为m板=(180000cm37.85g/cm3)/1000=1413kg。所以整个上平台的质量约为m上=m骨+m板=1270.71+1413=2683.71kg。为了计算方便，我们将上平台的质量估计为m=2700kg，则上平台自重为26460N。 由上面的假设知，上平台的质量分布均匀，则可得上平台的重心位置位于其几何中心o点，如图3-1所示。上平台在d0，dl，d2受到液压缸的支反力分别为， F0=13230N，F1=6615N，F2=6615N (3-12)根据牛顿第三定律作用力与反作用力的关系，简化后三个假想液压缸在球形铰链处所受到的平台的作用力分别为， F0=13230N，F1=6615N，F2=6615N (3-13) 当上平台有负载的情况下求解液压缸所承受的力。 根据假设条件，当被测对象大客车作用于上平台时其作用点是相互对称的。由大客车的造型及其各项总体参数，在进行大客车的整车参数设计时，其轴距在57m之间，整车设计时其总宽小于2.5m。由此我们选择被测客车的轴距为6m、轮距为2m来进行计算。其轮胎在上平台上的布局图如图3-3所示，图中黑点表示液压缸组的铰链支承点。从图3-3中我们可以看出，大客车的前、后轴上的车轮落在上平台的横梁dld4和d2d3附近，前、后轴上左、右车轮刚好落在上平台骨架的两根纵梁PlP2和P3P4上。这就是本文上平台骨架的设计时所依据的原则，这样就可以保证在大多数情况下大客车的车轮都会落在上平台骨架的纵、横梁上或纵、横梁附近，保证了上平台在纵向、横向上具有够的强度和刚度。图3-3 上平台大客车轮胎布局图下面计算在有负载的情况下，上平台在各个支点受到的液压缸的支反力。 由试验台的功能要求知，其负载为20t。根据大客车前后轴荷的分配原则，其前后轴荷比大约为1：2。由此我们计算有负载情况下各液压缸的受力。由上面的计算过程知，上平台自重为26460N，台架设计负载为20t，所以总负载重量为222460N。所以，作用在液压缸上支反力分别为， F负0=111230N, F负1=33082N ，F负2=78147 N （3-14）式中：F负0、F负1、F负2。一分别为有负载情况下d0、dl、d2各点处的支反力 2. 上平台的动力学分析 运动平台的动力学分析包括两个方面的内容，即研究运动平台在已知外力作用下的运动和在已知运动下进行空间机构的受力分析。通过研究系统的动力学，可以得出系统在不同位姿下各个支路所承受的作用力，这是设计出合理可行的控制系统的基础。 根据试验台的三自由度运动，我们将从上平台的升沉运动、横摇和纵摇三个方面来进行动力学分析。(1)上下平移运动的动力学分析 上平台无负载时，上平台只受重力、液压缸的支反力和液压缸活塞加速运动产生的惯性力。由图3-1我们得出平台在质心位置受到的力(向上加速时)为， F=Fa+Fg=31860N (3-15)式中：Fa一惯性力，Fo=ma=5400N；m一上平台的质量，m=2700kg； a试验台液压缸运动的加速度，取其最大值a=2m/s2； Fg一上平台自重，Fg=26460N。 根据力矩平衡方程，得到平台所受到的支反力分别为， F0=15930N，F1=7965N，F2=7965N (3-16) 当上平台上作用有负载时，我们将负载和平台看作整体，其重心位置在如图3-3的o点，总重为222460N。和上面相同的求解方法，我们得出平台向上加速时，平台所受到的支反力分别为， F0=113930N，F1=50124N，F2=63806N (3-17)(2)上平台横摇、纵摇时的动力学分析由上面的假设条件和计算过程知，上平台的重心位置、质心位置及其几何中心重合，即这三个点都为图3-3中的o点。有负载的情况下，平台沿X、Y轴的转动惯量分别为， (3-18) （3-19）转矩分别为， Tx=Jx=170252=34050Nm （3-20） Ty=Jy=2724002=544800Nm （3-21）3.1.2 上平台的静强度分析计算 研究结构在常温条件下承受载荷的能力，通常简称为静强度分析。静强度除研究承载能力外，还包括结构抵抗变形的能力(刚度)和结构在载荷作用下的响应(应力分布、变形形状、屈曲模态等)特性21。 静强度分析包括下面几个方面的工作22。(1) 校核结构的承载能力是否满足强度设计的要求，其强度准则为： (3-22) 即杆件的最大工作应力不许超过材料的许用应力。若强度过剩较多，可以减小结构承力件尺寸。对于带裂纹的结构，由于裂纹尖端存在奇异的应力分布，常规的静强度分析方法已不再适用，己属于疲劳与断裂问题。 (2)校核结构抵抗变形的能力是否满足强度设计的要求，同时为动力分析等提供结构刚度特性数据，这种校核通常在使用载荷下或更小的载荷下进行。 (3)计算和校核杆件、板件、薄壁结构、壳体等在载荷作用下是否会丧失稳定。有空气动力、弹性力耦合作用的结构稳定性问题时，则用气动弹性力学方法研究。(4) 计算和分析结构在静载荷作用下的应力、变形分布规律和屈曲模态，为其它方面的结构分析提供资料。 1. 上平台的强度计算及校核 试验台上平台是由钢骨架和钢板焊接而成的，整个上平台是由六个液压缸分三组作用于上平台的底部，对上平台起支承和稳定的作用。对上平台进行静强度计算，目前通用的方法是利用有限元分析软件如Nastran或ANSYS等建立上平台结构有限元模型，对平台模型施加设定工况下的载荷来分析平台的应力分布状况和变形情况，从而揭示平台骨架的强度和刚度的薄弱环节，为平台骨架的优化提供参考。除有限元方法外，一般多采用经典力学解法，特别是在试验台架的初步方案设计阶段，由于较成熟的结构方案尚未形成，还无法采用有限元法做全面的强度分析，因此必须依靠经典力学计算确定上平台的结构尺寸23。上平台除受液压缸的支承力作用外，还承受被测对象的负载力。强度分析的任务是在以上载荷的作用下，求出平台纵梁、横梁任一截面所承受的弯矩，通过初步选定的梁的截面形式及参数，由弯矩和弯曲截面系数求出截面的应力，再与材料的许用应力进行比较，达到强度校核的目的。1)力学模型的简化为了简化计算，将大客车看作是直接作用在上平台的纵梁上，并将梁自身的重量简化为均布载荷的形式。下面将上平台左右纵梁(左右侧之分见图3-3强度分析的力学模型简化为图3-4(a)和图3-5(a)的形式。在图3-4(a)中，F1、F2为右侧液压缸组的总支承力，Frr、Frf为大客车右侧前后车轮作用于上平台的力。为了便于受力分析和计算，将左侧受力简化为如图3-5(a)所示的受力模型。在图3-5(a)，Fif、Fir，为车辆左侧前后轮载荷力，F0为左侧液压缸组的总支承力。q为纵梁自身的均布载荷，计算得q=197.6。力学模型 Fs图 M图图3-4 右侧纵梁力学模型及弯矩图经计算得， F1=61493N，F2=136879N，F3=198372N （3-23）2） 剪力图及弯矩图由上面计算数据，得出上平台的剪力图和弯矩图如上图所示。力学模型Fs图M图图3-5 左侧梁力学模型及弯矩图3）应力计算及强度校核应力计算若忽略剪应力的作用，纵梁在纯弯曲时横截面上任一点的正应力仃为24 (3-24)式中：M一梁任一截面的弯矩，; Wz一弯曲截面系数，与梁的截面形状和尺寸有关，m3或cm3。强度校核经过计算，选取整个纵梁中受最大弯矩及其所处截面的位置进行强度校核。由梁横截面上正应力计算公式可知，对等截面梁来讲，最大正应力发生在弯矩最大的横截面上，距中性轴最远的位置，即 （3-25） 为了保证纵梁能安全地工作，必须使梁横截面上的最大正应力不超过材料的许用应力，所以梁的正应力强度条件为 (3-26)式中，一材料的许用正应力，槽钢型钢的许用正应力=170MPa。由图3-4和图3-5的弯矩图可以看出，在两根纵梁上，O1、O2处为最大弯矩处。经计算，得最大弯矩分别在距左端5.26m处和6m处，则求得 178,197 （3-27）由型钢表，18a号槽钢的弯曲截面系数Wz=20.03cm3则 =178103/0.200310-289106pa=89 (3-28) =197103/0.200310-298.5106pa=98.5 (3-29)由上述分析计算，改良满足强度要求 2. 上平台的刚度计算及校核 对产生弯曲变形的梁，在满足强度条件的同时，为保证其正常工作还需对弯曲位移加以限制，即应满足刚度条件25： (3-30)式中，为跨长，为许可的挠度与跨长之比，为许可转角。本文取挠跨比=1/200。 图3-6为上平台左、右纵梁在有负载的情况下的挠曲线图，下面将进行左右纵梁的刚度校核。图3-6 纵梁支承及挠曲线图由资料，18a号槽钢的惯性矩，=O.127310-4m-4，弹性模量E=200GPa，=3.4m，=6m，则梁的最大挠度分别为 0.0134m （3-31） 0.058m （3-32）则有 =0.0134/3 1/223 1/200 (3-34) 由式(3-33)、(3-34)知，梁1满足刚度要求，而梁2的挠跨比大于许用挠跨比。但是在梁的设计中主要以强度设计为主，梁2的最大挠度为0.058m，约为6cm。考虑到整个台架为纵横梁搭接焊接，并且覆盖焊接花纹钢板，其强度、刚度远大于上面计算的数据，所以，6cm相对于跨长6m来说是在允许范围内的。由以上分析计算可知，梁满足刚度要求。 3.2 综合试验台中间台架设计 试验台中间台面是不可或缺的一部分他是承载者上面油缸以及上平台部件的重要部件，因此中间平台选择与上平台相同材料，槽钢为骨架上面焊接钢板。当试验台满载情况下承受的最大重量是13t，因此中平台承受的最大载荷出应该是试验台中部，则求得 （3-35）式中，槽钢的需用正应力 18号槽钢的弯曲截面系数则由上面分析可知，中间平台满足强度要求。3.3 综合试验台的底座设计试验台的底座也就是下平台是整个试验台不可或缺的部分，他不仅是整个平台的承载部分，同时也是安装各种液压元件及辅件。铰链座螺栓的机体，他是整个台架的支撑和定为基础。为了避免在进行横摇、纵摇运动时产生的振动通过地面传向四周，对实验室内的测试及数据采集仪器等设备造成的影响，试验台底座应进行一定程度的隔振处理。隔振处理措施可参考铁道基石对机车和铁轨振动的衰减作用(此处不再详述)，再在隔振层的基础上浇注的混凝土基体。将带有T型槽的导轨安装在混凝土平台上面，这样就构成了整个试验台的安装、定位和承载的底座基体。第4章 试验台液压系统的设计液压系统设计是试验台总体设计的重要的组成部分，设计时必须满足试验台工作循环和各种工况的全部技术要求，静动态特性好、效率高、结构简单、工作安全可靠、寿命长、经济性好、使用维护方便。液压系统的设计还要结合试验台的总体设计综合考虑，以保证台架的整体的功能要求和性能要求。4.1 设计液压系统方案 泵性能试验台用于：液压泵的空载性能测试、液压泵压力流量特性和功率特性测试、液压泵的效率特性（机械效率、容积效率、总效率）。液压泵的空载性能测试主要是测试泵的空载排量。在不考虑泄漏情况下，泵轴每转排出油液的体积。理论上，排量应按泵密封工作腔容积的几何尺寸精确计算出来；工业上，以空载排量取而代之。空载排量是指泵在空载压力下泵轴每转排出油液的体积。 液压泵的流量特性是指泵的实际流量q随出口工作压力p变化特性。液压泵的功率特性是指泵轴输入功率随出口工作压力p变化特性。 图4-1 试验台液压系统原理图1-油箱 2、15-粗过滤器 3-电动机 4恒压变量泵 5-压力表 6、9、11-表用管接头 7-单向阀 8-电控溢流阀 10-压力表 12-蓄能器 13-细过滤器 14-压力开关 16-电液伺服阀 17-液压缸4.2 液压泵的确定 在设计液压系统时，应根据液压系统的工作情况和其所需的压力、流量、工作稳定性等来确定泵的类型和具体规格。根据三自由度综合试验台的运动分析可知，试验台在进行高台侧翻运动时，系统所需要的流量最大，此时液压泵的流量为 （4-1）式中：液压泵的流量，； 工作循环周期，； 系统的泄露系数，一般取=； 第i个缸的瞬时流量，； 第i个缸的持续时间；由液压泵的一般选用原则，负载较大并有快速和慢速工作行程的液压设备，可选用限压式变量叶片泵。本文选择阜新液压件厂生产的CB1F5-200型恒压变量泵，其理论排量为，额定压力。根据下面计算的电机转速，可以求出该液压泵的流量约为。4.3 电机的选择 所需电机的功率为 （4-2）式中：实际使用的流量，； 实际使用的压力，； 总效率，取。选择电机Y2-280M-6，其技术参数如下：额定功率：；额定电流：104.7A；额定转速：980；效率：92.8%。4.4 组成元件设计4.4.1 阀的选择 电液伺服阀的电一机械转换器的输入电信号一般为几十至几百毫安，相对于比例阀而言，其电一机械转换器的输出功率较小。电液伺服阀分为单级电液伺服阀及多级(-级、三级)电液伺服阀，其中以二级伺服阀应用最为广泛，类型也最多26。伺服阀必须满足负载压降和负载流量的要求，可根据伺服阀的压降和输出流量进行选择，取电液伺服阀的供油压力。负载压力为 （4-3）因此，电液伺服阀的压降为 （4-4）此时要求伺服阀的负载流量为 （4-5）所需伺服阀的额定流量为 （4-6）式中：电液伺服阀的额定工作压力，； 电液伺服阀的压降，； 电液伺服阀的负载流量，； 选取上海船舶设备研究所CSDY5200型射流管电液伺服阀，其额定流量为(指在21MPa下的空载流量)，其它特性指标如下：液压特性 额定供油压力：21MPa 压力范围：1MPa31.5MPa电气特性 额定电流： 线圈电阻：静态特性 零漂(压力、温度)：2 滞环：一般3(max30 分辨率：45Hz其 它 工作温度：-40+85 工作介质：2055#，23#透平油,YH-10 溢流阀是一种压力控制阀，其作用主要是防止系统过载，保护油泵和油路系统的安全及保持油路系统的压力恒定。其中先导式溢流阀常用于高压、大流量液压系统的溢流、定压和稳压。其中B型先导式溢流阀常用于防止系统压力过载和保持系统压力恒定，本文中选择BG-06-3-32型先导式溢流阀，其调压范围0.525MPa，最大流量，质量为5kg。单向阀又称为止回阀，其作用是使油液只能沿一个方向通过，而不能反向流动。本文选择常用的RVP-12型单向阀，其通径为12mm，压力为31.5MPa，流量为。对于液控单向阀，选择SL20G-30型，其通径为20mm，额定压力31.5MPa，最大流量，压力损失(最大流量时)0.6MPa，质量为4.3kg。电磁换向阀在液压系统中的作用是用来实现液压油路的换向、顺序动作以及卸荷等。本液压系统选择常用的S-DSG-03-3C-50(无冲击)型电磁换向阀，其通径为16mm，最大流量，最高压力为32MPa，质量为5kg。4.4.2 蓄能器的选择蓄能器是液压系统中的储能元件，它储存多余的压力油液，并在需要时释放出来供给系统。蓄能器在液压系统中的主要功用是作为辅助动力源，保压和补充泄露，缓和冲击、吸收压力脉动。作为辅助动力源时要求蓄能器在短时间内输出一定的流量，作为吸收压力脉动时要求其供油压力容量不大，但惯性要小，则可使脉动降低到允许的较小范围。目前应用最广泛的是充气式蓄能器，主要有气瓶式、活塞式及气囊式三种。蓄能器有效工作面积可按下式计算 （4-7）式中：液压系统最大耗油量时，各工作点的总耗油量(m3)，i表示液压系统最大耗油量时的工作点数； 考虑整个液压系统泄露的泄露因数，可取=1.2； 液压泵站总供油量； t一最大耗油量时泵的工作时间(s)。 蓄能器的压力波动范围的确定 系统的最高工作压力P2=12MPa。油源压力基本恒定，压力波动控制在10之内，则最低工作压力A=10.8MPa；对于气囊式蓄能器，从保护胶囊、延长使用寿命的角度出发对于折合形气囊，充气压力Po(0.8-0.85)P2=9.6MPa。蓄能器总容量V0(m3)的计算由于蓄能器储存和释放压力油容量和充气腔内气体体积的变化相等，由气体定律，按绝热过程计算27 （4-8） 选择NXQA-40/10-L型气囊式蓄能器，其公称容量为40L，公称压力为10MPa，公称通径为50mm。这种气囊式蓄能器的主要作用是储存能量、吸收脉动和缓和冲击，其优点是惯性小、反应灵敏、尺寸小、安装容易、维护方便。4.4.3 过滤器的选择液压系统中75以上的故障是和液压油的污染有关。油液中的污染能加速液压元件的磨损，卡死阀芯，堵塞工作间隙和小孔，使元件失效。导致液压系统不能正常工作，因而必须对油液进行过滤。过滤器的功能在于过滤混在油液中的杂质，使进入液压系统中取得油液的污染度降低，保证系统正常工作。液压系统的公用、工作压力不同，对油液过滤精度要求也就不同，其推荐值见表4.1表4.1 过滤精度推荐值系统类别润滑系统传动系统伺服系统系统工作压力 02.5 32 21过滤精度 100 2550 25 10 5滤油器精度 粗 普通 普通 普通 精选择WU-160180型网式过滤器，其技术参数为：过滤精度为180m，压力损失O.01，流量，通径40mm，连接形式为螺纹连接。4.4.4 冷却器的选择一般液压介质正常使用温度范围为1565。液压系统中因容积损失和机械损失，控制元件及管路的压力损失和液体摩擦损失等消耗的能量，几乎全部转变为热量，造成液压油温度升高。为了控制液压油的温度，一方面要采用高效元件，合理进行系统设计，尽量减少液压系统的功率损耗；另一方面要采取措施散发系统中产生的热量。通过油箱散热是途径之一。如果仅靠油箱散热不能满足要求，则必须采用冷却器来强制冷却控制油液的温度，使之适合系统工作的要求28。冷却器的选择计算按下面的步骤进行27。冷却器的热交换量它是要求冷却器从液压系统的发热量中所带走的热量。先计算出液压系统的发热量，然后根据油箱的散热面积A，计算出油箱的散热量，则得冷却器的热交换量为 （4-9）液压系统的发热量，包括以下几个方面：泵的发热量 （4-10）式中：为电机的效率，P为电机的功率。管路损失 （4-11）式中：为单向阀、液控单向阀、滤油器的管路损失总量，为泵的流量。伺服阀的发热量损失功率： (4-12)则 （4-13）式中：为系统的工作压力；为阀控系统的系统效率，0.57。 则系统的总发热量 (4-14) 邮箱的散热量: 邮箱的散热量为 （4-15）式中：邮箱的散热系数，可根据表4.2进行选择 油液的最高温度，65； 环境温度，20； A邮箱的有效散热面积，一般取与油液接触的表面积和油面以上的表面积之半。表4.2 邮箱散热与散热系数关系油箱散热情况散热系数油箱散热情况散热系数整体式油箱，通风差1128上置式油箱，通风好5874单体式油箱通风好2957强制通风的油箱142341冷却器散热面积 冷却器所必需的散热面积可按下式计算 （4-16）式中：要求冷却器的热交换量(W)，应等于系统发热量与油箱散热量之差； 液压油和冷却介质之间的平均温度差， 、液压油的进、出口温度； 冷却器的散热系数，从表4.2中选择；计算出冷却器的热交换量及散热面积后，可从产品样本选择合适的冷却器。本文采用GLCl-1.0型管式冷却器，其冷却面积为1m2，工作压力为O.63MPa，工作温度100，热交换量为61007200kcal/h。4.4.5 压力表、压力表开关的选择液压系统的静压力测量采用弹簧管式压力表。在压力表开关与压力表之间设置缓冲阻尼器，以保护压力表不因动态压力冲击而损坏。本试验台的压力表的选取是根据GB/T1226-2001一般压力表，选择Y系列弹簧管压力表，其测量范围为025MPa。4.5 液压缸设计4.5.1 运动速度液压缸的运动速度与其输入流量和活塞、活塞杆面积有关。如果工作机构对液压缸的运动速度有一定的要求，应根据所需的运动速度和缸径来选择液压泵；在速度没有要求时，可根据已选定的泵流量和缸径来确定运动速度。本试验台的功能指标中要求摇摆频率为2Hz，摇摆幅度为（1015）cm，本文取摇摆振幅为cm，上平台摇摆示意图如图4-4所示。在图4-2中，液压缸1、2推动平台作以通过以o点的轴线为摇摆中心线做摇摆运动。如图中液压缸1、2通过铰链连接在上平台的c、d点，其中eg=7.5cm。由于cg相对于上平台的宽度来说较小，所以我们近似将。计算图4-2中液压缸l、2的运动速度的具体过程如下。本试验台的摇摆频率为f=2Hz，所以可以得出其周期T为 (4-17)本文中液压缸为单作用液压缸，即上平台在摇摆上升的过程中受到的力为液压缸活塞杆的推力，在摇摆运动平台下降过程中受到的力仅为重力，即其下落过程靠自身和载荷的重力做自由落体运动。为了计算方便，在图4-2中，我们将上平台在摇摆过程中通过平台中心位置馏时的上升和下降的时间相等，并将弧ab近似看作是。则由上平台的摇摆幅值为，可以求出液压缸1的运动速度为 (4-18)求出的液压缸1的运动速度可以求出六个液压缸的运动速度。 图4-2 上平台摇摆运动示意图 （4-19）同理，可求出另外几个液压缸的速度分别为 ， ， （4-20）4.5.2 钢筒内径D缸筒内径即活塞外径，为液压缸的主要参数，可根据以下原则确定。无活塞杆侧的缸筒内径D为， （4-21）中间平台与下平台两个缸承受最大的负载力因此缸径D为 （4-22）为中平台满负载的重力为20t 因此 根据GB/T 2348-1993液压气动系统及元件缸内径及活塞杆外径，将D进行圆整，取液压缸内径D=180mm。4.5.3 活塞杆直径的d的确定表4.3 液压缸工作压力与活塞杆的直径液压缸工作压力57推荐活塞杆直径（0.50.55）D（0.60.7）D0.7D由表4.3，活塞杆直径。很据GB/T 2348-1993，并将d进行圆整，取活塞杆直径d=125mm。4.5.4 液压缸行程计算 图4-3 试验台最大行程计算示意图在本设计中，实验台上平台的最大侧翻角度为45度，如图4-3所示。经计算，上平台在进行侧翻运动时液压缸的最大伸长量CD约为3671mm。根据GB/T 2349-1980液压气动系统元件-缸活塞行程系列，液压缸行程是3700mm4.5.5 计算液压缸的工作面积和最大流量从满负载的要求出发，液压缸的有效工作面积为 （4-23）式中：r为液压缸半径，液压缸无腔杆内径D和活塞杆直径d分别为180mm和125mm，由此可求得液压缸两腔的实际有效工作面积分别为，无腔杆面积 （4-24）有腔杆面积 （4-25）对于液压缸，它所需的最大流量等于液压缸的有效工作面积A与液压缸最大移动速度的乘积即 （4-26）由于该试验台架对于升沉运动速度没有太大要求，所以最大速度与横要和纵摇运动有关。根据计算，试验台在摇摆运动时液压缸最大移动速度，则计算其最大流量为 （4-27）4.6 液压系统性能验算根据所确定的液压元件及辅件规格、油路装配草图，对液压系统的某些技术性能进行验算，以判断液压系统的设计质量，找出修改的依据。液压系统性能验算的内容包括压力损失、系统效率和发热温升等。4.6.1 液压系统压力损失的验算验算液压系统压力损失的目的是为正确调整系统的工作压力，使执行元件输出的力满足设计要求，并根据压力损失的大小分析判断系统设计是否符合要求。液压系统中的压力损失包括油液通过管道时的沿程损失、局部损失和流经阀等元件时的局部损失，即 =+ （4-28）上式中沿程损失和局部损失按下式计算 （4-29） （4-30）式中，l，d为直管长度和内径；v是液流的平均速度；为液压油的重度；为沿程阻力系数和局部阻力系数。流经标准阀类等液压元件时的压力损失值与其额定流量、额定压力损失和实际通过的流量有关，其近似关系为 （4-31）当计算得知全部压力损失卸后，就可以确定溢流阀的调整压力，它必须大于工作压力P1。和总压力损失之和，即 （4-32）4.6.2 液压系统总效率计算 根据系统的压力损失，确定管路的压力效率 (4-33)管路系统中各个阀的泄漏量和溢流量之和为管路系统的容积