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弹性轮胎 转鼓 试验台 设计 cad图纸

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SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期4月20日迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名吴 中系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-1班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称弹性轮胎转鼓试验台的设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容1.确定试验台设计的总体方案2.对试验台结构进行设计3.对转鼓结构和尺寸进行设计4.确定液压加载机构的系统原理结构5.对液压缸进行结构尺寸的设计6.选择控制阀，液压泵等液压装置装置1进行电机和相关传感器进行的选择2.对传动机构进行设计3.运动关系分析与运算5.画装配图和零件图6.书写设计说明书存在问题及努力方向存在问题：在设计的过程中，对液压缸的设计过程还是不太熟，结构形式可能还仍有待完善。对电机的认识还比较少。努力方向：经过一部分的计算，使我对液压系统的设计有了一定的了解，我会在今后的努力中使其更加合理；同时，加紧对电机的研究选出合适的电机。学生签字： 指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名吴 中系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-1指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称弹性轮胎转鼓试验台的设计一、设计（论文）目的、意义设计目的：为模拟车辆实际行驶状态，准确测定车辆滚动阻力系数，为确定滚动阻力系数的大小、分析滚动阻力系数的影响因素提供参考。设计意义：汽车行驶阻力直接影响汽车的动力性、经济性和操纵稳定性等几大使用性能，而滚动阻力是汽车行驶阻力中的常有阻力的一种，其大小主要取决于滚动阻力系数，而滚动阻力的大小与轮胎和道路有较大的关系，因此对与道路有密切关系的滚动阻力系数的测定具有十分重要的意义。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、主要设计内容根据车轮的实际工作状态，开发可以模拟汽车实际使用状态的摩擦系数测定系统，要求设计的系统采用测功机输入动力，制动系消耗功率，并能准确测量输入和输出的转矩参数，进而通过运算得到滚动阻力系数的准确值。具体设计内容包括：滚动阻力系数测试系统的总体方案，驱动电机和制动电机的选择，加载机构和传动机构的设计，运动关系的分析及试验结果的运算和处理。2、主要技术指标、要求1）确定汽车驱动车轮的输入功率；2）确定汽车驱动车轮的输出功率；3）驱动车轮的加载情况； 4）测试结果及数据分析的准确性。三、设计（论文）完成后应提交的成果1、设计说明书一份，1.5万字以上；2、试验台图纸一套。3、设计的电子稿件一份。四、设计（论文）进度安排1、进行文献检索查，查看相关资料。 第1-2周（2月283月13日）2、初步确定设计的总体方案，对系统进行初步设计。 第3-6周（3月144月10日）3、提交设计草稿，进行讨论，修定。 第 7 周（4月114月17日）4、对电机进行选取，对传动系统进行设计，绘制图纸。 第8-12周（4月185月22日）5、提交设计，教师审核。 第13-14周（5月236月5日）6、设计修改。 第 15 周（6月66月12日）7、装订设计，准备答辩。 第 16 周（6月136月19日）8、设计答辩。 第 17 周（6月206月24日）五、主要参考资料1张利平.测功机原理.北京：化学工业出版社，20052黄纬纲，王旭永，王显正等.摩擦系数产生的机理研究.上海交通大学学报，1998,(12)3付百学.汽车试验学.北京；机械工业出版社，20084冯晋祥.机械设计.北京：人民交通出版社，5汽车工程手册编委会.汽车工程手册.北京：人民交通出版社，20016黄声显.汽车试验与检测技术。北京：人民交通出版社，20057谢金元.轮胎摩擦理论的研究.，北京；机械工业出版社，2006（4）六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 弹性轮胎转鼓试验台的设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程 07-1班 学 生 姓 名: 导 师 姓 名: 开 题 时 间: 2011年3月11日 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日SY-025-BY-3 毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-1班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称弹性轮胎转鼓试验台的设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状汽车是人类社会重要的交通运输工具，在国民经济中发挥着举足轻重的作用，构成汽车的每一个部件是否正常工作是决定汽车行驶状态的影响因素。汽车轮胎是汽车重要的部件之一，它的作用是:(l)与汽车悬架共同来缓和汽车在行驶时所受到的冲击，并衰减由此而产生的振动;(2)保证车轮与路面有良好的附着; （3）支撑汽车的质量因此，轮胎的性能对汽车的牵引力、制动性、行驶的平稳性、平顺性、越野性和燃料经济性都有直接的影响，所以说轮胎的性能直接影响汽车的使用性能。如果没有出色的汽车轮胎，汽车的发展必将受到严重阻碍，因此各国汽车生产企业都十分重视汽车轮胎的开发和选用，改善轮胎设计、增强轮胎性能一直是汽车轮胎发展中的一个重要目标。汽车轮胎在滚动过程中，其滚动阻力约占汽车总阻力的20%，如果按照每减少10%的轮胎滚动阻力，降低2%-3%燃油的话，加强对轮胎滚动阻力水平的控制，对汽车燃油经济性的贡献将是显著的，而且可以在较大范围内得以实现。因此，如何有效地控制轮胎的滚动阻力是行业面临的一个关键问题。本文将从多个角度探讨和分析汽车轮胎滚动阻力以及测试技术。此外，由于石油价格的持续上涨汽车工业设计生产了双燃料动力、太阳能动力和电动汽车。为了减小轮胎行驶时产生的滚动阻力、降低能耗,轮胎设计者必将更深入地研究影响轮胎滚动阻力的因素。从2006 年7 月1 日起,国内对出厂的机动车进行了“乘用车燃料消耗限制”,这对降低轮胎滚动阻力提出了更高的要求。并且欧美国家很长一段时间以来一直要求在轮胎上标注滚动阻力信息,因此轮胎滚动阻力测试必须进行。轮胎力学特性的测试分为室内试验和室外试验。室内试验主要设备有转鼓式试验机、往复平板式试验机和循环钢带式试验机;室外试验主要设备是轮胎力学特性试验拖车或具有六分力传感器车轮的轮胎力学特性试验车。室内外试验方法各有其优缺点。室外试验拖车车身不可避免地会由于路面、风的影响产生侧倾、俯仰运动,加之悬架往往选用现成的,轴转向、变形转向不可避免,从而造成了室外试验数据的离散性比较大。然而室外试验是在真实路面上进行的,故研究不同性质的路面对轮胎力学特性的影响时,室外试验更容易。而室内试验可避免过多的环境影响,可严格控制各种试验条件,可以比较容易地改变试验参数值的大小,如转速、轮胎外倾角及侧偏角等。需要注意的是,室内试验是单个车轮的试验,因此车辆悬架和转向系的侧倾转向以及悬架的变形转向对纯粹的轮胎弹性侧偏特性的影响可以控制到最小甚至不发生,但是室内试验很难模拟不同的道路路面条件。近年来，我国在轮胎试验机的设计研究方面也有了很大的进展，出现了多家自行研制和开发轮胎试验机的单位和企业，开发出多种类型的轮胎实验机，如广州市橡胶工业制品研究所的双二位轮胎耐久高速试验机，天津赛象科技股份有限公司的轮胎高速/耐久试验机，国家轮胎质检中心及广东汕头橡塑机械所联合研制的轮胎强度脱圈静负荷试验机等。具有代表性的是天津久荣轮胎技术有限公司，它是目前我国专业研究车轮/轮胎试验机的高科技企业，已经开发投资市场的产品有多种轮胎耐久、高速性能试验机（分别适用于TB、LT、PC、MT、BC轮胎）；弯曲疲劳试验机；冲击性能试验机；车轮/轮胎不圆度试验机等。由于产品技术含量高、配置先进、质量可靠，除供应国内市场外，还得到了国际认可，日本的普利斯通和法国的米其林两大全球轮胎行业的巨头都曾批量购买过该公司的轮胎试验机。国际上也在不断涌现许多新型的高性能、多功能的轮胎试验机。1999年，德国Besibsardl公司开发了一种称作MTT100微型轮胎试验机的新型轮月合试验装置，该装置的工作方式是在轮胎充满气时对其每个断面成一次像，然后将气压降至预定的水平，再成一次像。用软件对所得信息进行对比和解释，以图像显示结果，轮惘和轮胎都不用取下便可完成分析，而且可以看到割伤、撕裂和机械损伤等轮胎内部缺陷。2001年4月，世界著名的轮胎制造商荷兰VMI公司生产出通用轮胎试验机，该仪器可用于乘用车胎和载重车胎，可进行负荷变形试验、胎圈离位试验、压穿试验和接地印痕试验四种轮胎性能测试。附加测试包括胎面接地面比例(利用CCD镜头扫描图像)和负荷下胎面花纹动态性能测试等。由于一台设备可进行多种试验，从而极大地节省了空间和经费。另外该公司还可根据用户要求为其提供最先进的试验技术。2003年2月，日本普利斯通公司在其东京的技术中心安装了一台世界上最大的汽车轮胎试验机，目的是为了提高一级方程式赛车轮胎的性能。这台试验机名为MTS模拟平路动态系统，它在涉及速度、垂直输入、侧向力和扭矩等方面的测试指标均胜过其他汽车轮胎试验机，并且还能评价轮胎在拐弯、刹车时的特性以及高速和大负载下的加速度。尽管我国轮胎试验机的开发与研制工作有了很大的发展，但与国外仍有很大差距，特别是在大型、高速轮胎试验机方面仍处于空白阶段，因此吉林大学动态模拟国家重点实验室将汽车轮胎动态特性试验台的研制工作作为现阶段的研究重点，此项目已纳入国家863计划。本文主要介绍轮胎在转鼓试验台上高速行驶时力学特性的研究，以及控制系统的开发。2、目的、依据和意义 随着我国市场经济的发展和改革开放的深入，我国汽车行业有了很大的进步，汽车零件与配套产品也得到相应的发展，汽车数量显著增加。但是伴随着汽车行业的蓬勃发展，交通事故发生率也在不断增加，由此，汽车相关零部件的安全性能引起人们的重视。比如汽车轮胎，汽车行驶全靠四条轮胎与路面接触，而每条轮胎的实际触地面积大约只有一张明信片大小。如果车子以150甚至200公里的时速狂奔，全靠这么大的轮胎触地面积来保障安全，那么轮胎和路面质量的好坏就非常重要。轮胎就是时刻支撑着车的全部重量，向路面传递发动机输出的动力并立刻向驾驶员反馈路面信息而且能尽快让车停下的媒介。从安全角度说，轮胎是汽车最重要的部件，它关系到汽车行驶，特别是高速行驶时的安全。因此研究汽车高速行驶时的轮胎性能就显得尤为必要，这就需要有专门对此进行检测的设备，于是，汽车高速轮胎试验机的研制就提到议事日程，且己纳入我国“863”科技发展计划。为模拟车辆实际行驶状态，准确测定车辆滚动阻力系数，为确定滚动阻力系数的大小、分析滚动阻力系数的影响因素提供参考。采用这种方法可以对新胎的滚动阻力进行比较，测试时轮胎垂直于转鼓外表面且以稳定的状态向前自由滚动。测量轮胎滚动阻力时，还必须测量在存在大得多的作用力下的各种小作用力。这就要求设备和仪表有很高的精度。汽车行驶阻力直接影响汽车的动力性、经济性和操纵稳定性等几大使用性能，而滚动阻力是汽车行驶阻力中的常有阻力的一种，其大小主要取决于滚动阻力系数，而滚动阻力的大小与轮胎和道路有较大的关系，因此对与道路有密切关系的滚动阻力系数的测定具有十分重要的意义。根据车轮的实际工作状态，开发可以模拟汽车实际使用状态的摩擦系数测定系统，要求设计的系统采用测功机输入动力，制动系消耗功率，并能准确测量输入和输出的转矩参数，进而通过运算得到滚动阻力系数的准确值，为研制开发滚动阻力系数试验装置提供理论参考。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、研究的基本内容（1）滚动阻力系数测试系统的总体方案；（2）驱动电机和制动电机的选择；（3）加载机构和传动机构的设计；（4）运动关系的分析及试验结果的运算和处理。2、拟解决的主要问题（1）确定合适的汽车驱动车轮的输入功率；（2）确定合适的汽车驱动车轮的输出功率；（3）驱动车轮的加载情况；（4）测试结果及数据分析的准确性。三、技术路线（研究方法）液压缸的设计与校核其他控制阀的选择传动机构的设计与校核加载机构的设计方案选择实验结果的运算处理运动关系的分析传感器的选择制动电机的选择驱动电机的选择电机的选择确定总体方案四、进度安排1、进行文献检索查，查看相关资料。 第1-2周（2月283月13日）2、初步确定设计的总体方案，对系统进行初步设计。 第3-6周（3月144月10日）3、提交设计草稿，进行讨论，修定。 第7周（4月114月17日）4、对电机进行选取，对传动系统进行设计，绘制图纸。 第8-12周（4月185月22日）5、提交设计，教师审核。 第13-14周（5月236月5日）6、设计修改。 第15周（6月66月12日）7、装订设计，准备答辩。 第16周（6月136月19日）8、设计答辩。 第17周（6月206月24日）五、参考文献1张利平.测功机原理M.北京：化学工业出版社，2005.32蒲良贵，纪名刚.机械设计M.高等教育出版社，2006.53成大先.机械设计手册M.化学工业出版社，2002.14冯晋祥.机械设计M.北京：人民交通出版社，2006.75黄声显.汽车试验与检测技术M.北京：人民交通出版社，2005.106谢金元.轮胎摩擦理论的研究M.北京：机械工业出版社，2006.47喻凡，林逸.汽车系统动力学M.北京：机械工业出版社，2005.78郭应时，袁伟.汽车试验学M.北京：人民交通出版社，2006.69陶柯，李伟.高速轮胎试验机机架动态特性研究A. 山西省机电设计研究院 山西省机械工程学会，2009.1210冯健璋.汽车发动机原理与汽车理论M.北京机械工业出版社，2005.111贾铭新.液压传动与控制M.北京：国防工业出版社，2001.12王毅.汽车轮胎的发展M.北京汽车，2002.513张琳.汽车底盘测功机的台架滚动阻力系数检测方法的研究J. 宁夏机械，2004.114李天阳. 汽车高速轮胎试验机液压伺服加载系统研究D.沈阳工业大学，2005.315郭丹.基于现代设计技术的汽车高速轮胎试验台的研究D.沈阳工业大学，2006.316International Organization for Standardization.Passenger Car Tyres-Rolling Resistance Measurement.Draft International Standard ISO/DIS 8767.1989.17Grover P S.Bordelon S H.New Parameters for Comparing Tire Rolling Resistance.SAE Paper 1999.六、备注指导教师意见签字： 年 月 日黑龙江工程学院本科生毕业设计本科学生毕业设计弹性轮胎转鼓试验台的设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 07-1班 学生姓名： 指导教师： 职 称： 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月摘要汽车是人类社会重要的交通运输工具，在国民经济中发挥着举足轻重的作用，构成汽车的每一个部件是否正常工作是决定汽车行驶状态的影响因素，而汽车轮胎是汽车重要的部件之一。轮胎的性能对汽车的牵引力、制动性、行驶的平稳性、平顺性、越野性和燃料经济性都有直接的影响，所以说轮胎的性能直接影响汽车的使用性能。轮胎转鼓试验台是根据车轮的实际工作状态，开发可以模拟汽车实际使用状态的摩擦系数测定系统，探讨了转鼓试验台的结构特点，建立了车辆行驶阻力在道路上和转鼓试验台上等值转换的试验方法，阐述了转鼓试验台的总体设计。系统采用电动机输入动力，制动电机消耗功率，并能通过转速转矩传感器准确测量输入和输出的转矩参数，进而通过运算得到滚动阻力系数的准确值。为研制开发滚动阻力系数试验装置提供理论参考。关键词：轮胎；转鼓试验台；功率；传感器；滚动阻力ABSTRACTAutomobile 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 resistances 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. Its supply theory parameter with develop roll resistance coefficient test installation.Keywords：Tyre; Turn Roller Tester; Sensor; Roll ResistanceII目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题的目的和意义11.2 轮胎转鼓试验台的功用11.3 轮胎转鼓试验台的发展情况21.4 研究内容2第2章 总体方案的确定42.1 转鼓试验台的确定42.1.1 轮胎滚动阻力力学特性42.1.2 滚动阻力系数的测定方法52.1.3 轮胎转鼓试验台的类型选择62.1.4 滚动阻力系数的测量与计算72.2 试验设备及技术条件82.2.1 转鼓技术条件82.2.2 试验步骤92.3 滚动阻力对汽车底盘输出功率测定值的影响分析102.4 本章小结11第3章 电机和传感器的选择123.1 选择电动机123.1.1 选择电动机应综合考虑的问题123.1.2 驱动电机的选择123.1.3 制动电机的选择153.2 传感器的选择153.2.1 传感器的基本原理163.2.2 传感器尺寸结构的确定183.3 本章小结18第4章 加载机构设计194.1 结构及工作原理194.2 微机测控系统204.3 技术特点214.4 液压缸的设计214.4.1 液压缸主要尺寸的设计计算214.4.2 液压缸主要部分的校核274.4.3 液压缸的材料和技术要求314.5 油泵的选取344.6 其他控制阀的选择354.7 本章小结35第5章 传动机构设计375.1 滚筒与轴的连接375.2 轴的设计375.2.1 滚筒轴的设计375.2.2 车轮轴的设计395.3 轴的校核405.3.1 滚筒轴的校核415.3.2 车轮轴的校核425.4 滚动轴承的选择及校核计算435.5 键联接的选择及校核计算435.6 联轴器的选择445.6.1 联轴器类型的确定445.6.2 联轴器尺寸型号的确定445.7 机架轴承处的设计455.8 本章小结45第6章 运动关系的分析与运算466.1 轮胎在转鼓试验台上运转时的力学分析466.2 试验结果与数据分析476.3 本章小结49结论50参考文献51致谢52附录53第1章 绪论1.1 课题的目的和意义汽车是人类社会重要的交通运输工具，在国民经济中发挥着举足轻重的作用，构成汽车的每一个部件是否正常工作是决定汽车行驶状态的影响因素。而汽车轮胎是汽车重要的部件之一，它的性能对汽车的牵引力、制动性、行驶的平稳性、平顺性、越野性和燃料经济性都有直接的影响，所以说轮胎的性能直接影响汽车的使用性能。如果没有出色的汽车轮胎，汽车的发展必将受到严重阻碍，因此各国汽车生产企业都十分重视汽车轮胎的开发、选用和试验，改善轮胎设计、增强轮胎性能一直是汽车轮胎发展中的一个重要目标。在轮胎滚动过程中，循环变化的应力应变导致能量损耗，形成轮胎滚动阻力，也称为轮胎滞后能量损耗。研究表明，克服轮胎滚动阻力消耗燃油占普通汽车总油耗的10%以上，减小轮胎滚动阻力可以降低汽车能耗，使汽车行驶的距离更远，效率更高。随着人们对环境保护的需要，轮胎滚动阻力的控制逐渐进入人们的研究范围。本文将从多个角度探讨和分析汽车轮胎滚动阻力以及测试技术。1.2 轮胎转鼓试验台的功用由于轮胎是汽车性能的最终体现者,为了满足汽车的各项性能要求,几十年来对轮胎进行了多方面的试验研究,并不断完善试验方法和标准,满足了现代汽车高速、安全等使用要求。尤其是轮胎在行驶过程中产生的力和力矩对汽车的性能有很大影响。轮胎力学特性的测试分为室内试验和室外试验。室内外试验方法各有其优缺点。室外试验拖车车身不可避免地会由于路面、风的影响产生侧倾、俯仰运动,加之悬架往往选用现成的,轴转向、变形转向不可避免，从而造成了室外试验数据的离散性比较大。然而室外试验是在真实路面上进行的,故研究不同性质的路面对轮胎力学特性的影响时,室外试验更容易。而室内试验可避免过多的环境影响,可严格控制各种试验条件,可以比较容易地改变试验参数值的大小,如转速、轮胎外倾角及侧偏角等。需要注意的是,室内试验是单个车轮的试验,因此车辆悬架和转向系的侧倾转向以及悬架的变形转向对纯粹的轮胎弹性侧偏特性的影响可以控制到最小甚至不发生。室内试验主要设备为转鼓式试验台，转鼓试验台也称底盘测功机，是车辆整车室内试验的大型关键设备之一，它主要用于车辆行驶阻力的模拟，以便用室内试验代替部分道路试验，因此被广泛地用于汽车、农用运输车的整车性能试验、法规检测、装配下线调整、新产品开发研究等领域。本设计研究了我们在转鼓试验台开发研究中所做的一些工作，主要是车辆在转鼓试验台上行驶时力学特性的研究，以及控制系统的开发。1.3 轮胎转鼓试验台的发展情况80年代中期起，随着我国加速发展子午线轮胎的需要，少数轮胎生产企业从美国、日本和德国引进了带有滚动阻力试验工位的转鼓式轮胎试验机，结合开发新型子午线轮胎和剖析外国轮胎样品进行了一些轮胎滚动阻力试验。20世纪70年代起，在美国、日本和欧洲等经济发达国家，为了解决能源短缺和环境质量恶化问题，对汽车轮胎滚动阻力进行了大量的实验和研究工作。与此同时，轮胎滚动阻力的测试技术也取得了长足的进步。近年来，我国在轮胎试验机的设计研究方面也有了很大的进展，出现了多家自行研制和开发轮胎试验机的单位和企业，开发出多种类型的轮胎实验机，如广州市橡胶工业制品研究所的双二位轮胎耐久高速试验机，天津赛象科技股份有限公司的轮胎高速/耐久试验机，国家轮胎质检中心及广东汕头橡塑机械所联合研制的轮胎强度脱圈静负荷试验机等。具有代表性的是天津久荣轮胎技术有限公司，它是目前我国专业研究车轮/轮胎试验机的高科技企业，已经开发投资市场的产品有多种轮胎耐久、高速性能试验机（分别适用于TB、LT、PC、MT、BC轮胎）；弯曲疲劳试验机；冲击性能试验机；车轮/轮胎不圆度试验机等。由于产品技术含量高、配置先进、质量可靠，除供应国内市场外，还得到了国际认可，日本的普利斯通和法国的米其林两大全球轮胎行业的巨头都曾批量购买过该公司的轮胎试验机。1.4 研究内容 本设计采用的是单滚筒转鼓试验台，采用这个方法可以对新胎的滚动阻力进行比较，测试时轮胎垂直于转鼓外表面且以稳定的状态向前自由滚动，而车轮所受的垂直载荷则由液压加载机构进行控制。轮胎转鼓试验台是根据车轮的实际工作状态，开发可以模拟汽车实际使用状态的摩擦系数测定系统，探讨了转鼓试验台的结构特点，建立了车辆行驶阻力在道路上和转鼓试验台上等值转换的试验方法，阐述了转鼓试验台的总体设计。系统采用电动机输入动力，制动电机消耗功率，并能通过转速转矩传感器准确测量输入和输出的转矩参数，进而通过运算得到滚动阻力系数的准确值。为研制开发滚动阻力系数试验装置提供理论参考。设计的主要具体内容包括:（1）滚动阻力系数测试系统的总体方案确定；（2）对驱动电机和制动电机的选择；（3）加载机构和传动机构的设计；（4）运动关系的分析及试验结果的运算和处理。第2章 总体方案的确定2.1 转鼓试验台的确定 2.1.1 轮胎滚动阻力力学特性 车轮滚动阻力是指滚动车轮产生的所有阻力之和，主要包括轮胎滚动阻力分量、道路阻力分量和轮胎侧偏阻力分量。其中，道路阻力分量是指由不平路面、塑性路面和湿路面等道路情况引起的附加阻力；轮胎侧偏阻力分量是指由轮胎的侧向载荷使轮胎侧偏而产生的附加轮胎纵向阻力。此外，除了由轴承摩擦和轮胎与地面相对滑动造成的摩擦阻力外，胎内气流流动以及转动的轮胎对外部空气造成的风扇效应都会引起轮胎的滚动阻力，但均为次要影响因素，因此通常它们包含于车轮阻力中，并不单独列出。 当充气轮胎在理想路面（通常指平坦的干、硬路面）上直线滚动时，其外缘中心对称面与轮胎滚动方向一致，所受到的与滚动方向相反的阻力即为本设计中所说的轮胎滚动阻力。 根据作用机理的不同，轮胎滚动阻力还可以进一步分解为弹性迟滞阻力、摩擦阻力和风扇效应阻力，分别介绍如下1。1弹性迟滞阻力 胎体变形所引起的轮胎材料迟滞作用是造成轮胎滚动阻力的主要原因。实际中充气轮胎在静态压缩作用下会产生变形并且回弹，并由于其内部的摩擦作用而引起能量损失。当车轮在力或力矩作用下滚动时，对轮胎胎面上的每一单元而言，其压缩与回弹的过程将重复不断地进行。对这样一个过程，可用图2.1所示的轮胎等效系统模型来加以解释。在轮胎等效系统模型中，假定车轮的外圆周与轮辋之间由一些径向布置的线性弹簧和阻尼单元支撑；此外，车轮胎面也假定由一系列切向排列的弹簧和阻尼单元就能充分作用，因而就生成附加的摩擦效应，将它称之为弹性迟滞阻力。轮胎胎面的弹簧和阻尼特性对路面附着力也有影响，选用低阻尼的胎面材料会导致附着摩擦力降低。当轮胎等效系统滚动时，对应的“弹簧-阻尼单元”便开始做功，并将其转化为热，所产生的弹性迟滞阻力等于消耗的阻尼与行驶距离之比。2摩擦阻力 在图2.1所示的轮胎等效系统模型中，由一系列弹簧-阻尼组成的单元连续滚动进入轮胎接触印迹区，由此相应的轮胎外圆圆弧就被压成对应的弦长，即“轮胎接地长度”。在轮胎接触印迹内，路面与滚动单元带之间在哪纵向及横向将产生相对运动，即所谓的“部分滑动”。由于部分滑动引起轮胎磨损，其能量被转换成热，由此产生了车辆动力传动系统不得不克服的附加阻力。 图2.1 轮胎等效系统模型3.风扇效应阻力 像风扇一样，轮胎的旋转运动会导致气流损失，但可将其看做是对整个车辆气流影响的一部分。因此，通常将风扇效应阻力加到总的车辆空气阻力中。4.滚动阻力系数 综上所述，车轮在干、硬的平路面行驶，其滚动阻力包括弹性迟滞阻力FR,弹性迟滞、摩擦阻力FR,摩擦和风扇阻力FR,风扇三部分，即： （2.1） 试验表明，在128152km/h速度范围内，90%95%轮胎的破坏是由内部迟滞作用引起的，而2%10%则归咎于轮胎与地面的摩擦，仅有1.5%3.5%归咎于空气阻力。因此，轮胎在硬路面上的滚动阻力主要由胎体变形所引起的轮胎材料迟滞作用造成。实际上，式2.1表达的各个分量（如弹性分量与摩擦分量）均无法单独分开测量，因此有用的还是综合表达式。2.1.2 滚动阻力系数的测定方法 一般可采用两种不同的方法测量轮胎的总滚动阻力，即整车道路测试和室内台架测试。整车道路测试的优点是：道路状况和基本条件是真实的，但由于轮胎重复试验所必要的外部环境，如天气、道路及交通条件等外在因素的干扰和不定性，测试中很难保证指定的试验参数。而以上问题在室内固定轮胎试验台测试中可以避免。在室内试验条件下，装有试验轮胎的车轮被放在可以动的滚动表面上，试验数据可由车轮连接杆系上的力传感器获得。2.1.3 轮胎转鼓试验台的类型选择 根据滚动面情况的不同，轮胎试验台基本上可分为三种类型2（见表2.1的说明）：1.外支撑试验台； 2.内支撑试验台；3.平板试验台。表2.1 轮胎试验台的类型及特点试验类型简图优点缺点外支撑试验台空间足够大，轮胎易于安装很难实现湿路面测量内支撑试验台胎面可换，能实现湿路面测量空间有限，轮胎不易安装平板试验台底座平坦，与实际情况更吻合导向困难，振动引起腐蚀最常用的是外支撑试验台，外支撑试验台的优点是成本相对较低，承载能力高，且结构紧凑，车轮周围留有较大的空间，不但可容纳各种不同的车轮导向元件，以保证车轮定位，而且还可方便车轮的安装。但由于离心力的作用，很难在外转鼓上设置不同的道路条。对内支撑试验台而言，离心力的作用可使车轮胎面很容易地固定于试验台面。因此，内支撑试验台特别适合于进行不同类型路面的试验，比如确定轮胎湿胎面的滚动特性。然而，车轮上的有限空间不利于车轮的安装和控制。由于弧形支撑面的影响，所有的支撑试验台基本上都存在测量误差。与平板试验台相比，在车轮载荷相同的情况下，内支撑试验台使轮胎接触印迹和变形量增大，从而摩擦阻力和弹性迟滞阻力也相应增加。如果滚动卷筒半径与车轮半径相比较大，其测量误差就可控制在较小范围内。必要时可引入校正因子，以保证其测量结果与平面测量结果相吻合。平板试验台在最大程度上保证了轮胎的滚动表面，为车轮控制和车轮运动提供了宽阔的空间，同时也方便了轮胎的安装。通过变换不同滚板，可在一定条件下实现道路条件的改变，同样也适用于湿道路条件，但由于支撑面振动可能会产生测量误差。为解决滚板的导向问题，需要的技术成本较高，另外，滚板的磨损也增加了运行成本。本设计选用的就是外支撑试验台。2.1.4 滚动阻力系数的测量与计算在轮胎试验台上测量轮胎的滚动阻力系数的方法，是用转鼓轮胎试验台，如图2.2所示3。图2.2 转鼓轮胎试验台工作原理是由电力测功机驱动的试验轮胎放在转鼓上，轮胎上加载垂直载荷，转鼓轴连接着作为制动装置的测功器。实验中测出驱动轮胎的转矩和作用于转鼓的制动力矩，则滚动阻力系数为 （2.2）式中：驱动轮胎的转矩； 转鼓的制动力矩； 转鼓的半径； 轮胎的动力半径； 作用于轮胎上的垂直载荷。2.2 试验设备及技术条件2.2.1 转鼓技术条件1.转鼓直径由于钢带式试验机价格昂贵，目前在室内进行轮胎滚动阻力试验的设备仍以转鼓式试验机为主。但是现用设备的转鼓直径不尽相同，有1.2m、1.6m、1.7m、2m、2.1m、3m等。ISO18164在考虑到各国设备情况和鼓面曲率对试验结果的影响后，一方面作出了转鼓直径应在1.53m之间的规定；另一方面指出，在不同直径的转鼓上测得的轮胎滚动阻力值也不同，并给与了校正公式。但是该公式系一近似计算公式，轮胎与转鼓接触面上的力分布的改变并非一简单的几何形状的改变，还与轮胎各部件刚度等诸多因素有关4。这里选择直径为1.6m的转鼓。2.转鼓表面转鼓表面应为光滑的钢制表面或有纹理的表面，转鼓表面应保持清洁。汽车在干燥滚筒上的驱动过程是一个摩擦过程，总摩擦力由若干分力组成，如： （2.3）式中：接触面间的附着力；轮胎在滚筒上滚动变形时，由于压缩与伸张作用之间能量的差别而消耗的能量，进而转化为阻止车轮滚动的作用力；该两项分力取决于轮胎材料、结构和温度。附着系数随速度增加而下降的原因较为复杂，一方面是由于滚筒圆周速度提高，接触面的温升加快，很快在滚筒表面形成了一层橡胶膜，降低了附着系数。3转鼓宽度 转鼓测试面宽度应大于轮胎胎面的宽度，选择试验轮胎直径为0.500.75m，宽约为0.20m，所以转鼓宽度选为0.6m。4温度环境(1)标准条件标准室温是指在距轮胎侧1m处的轮胎旋转轴上测得的温度，应为25C。(2)转鼓表面温度注意确保测量开始时转鼓表面的温度与室温大致相同。5试验条件本项试验的内容为在一定的轮胎充气压力下测量轮胎的滚动阻力，在试验过程中，允许轮胎气压有所增大（封闭式气压）。6试验速度（1）载荷指数不小于122的试验速度速度级在K到M之间的轮胎转鼓速度为80km/h，速度级在F到J之间的轮胎转鼓速度为60 km/h。（2）载荷指数小于122的试验速度转鼓速度为80km/h，如有需要，可采用120km/h的转鼓速度。2.2.2 试验步骤（1）磨合 为了保证测量结果的重复性，早开始试验之前，应使轮胎有一个初始的磨合过程，然后再使之冷却。（2）温度调节 充气轮胎在试验场所的温度环境中放置一定时间，以便达到热平衡，通常在6h后温度达到平衡。（3）压力调整 温度调节结束后，将充气压力调整到试验压力，10min后再检查一遍。（4）初步确定试验方案测量并记录的内容包括：试验转鼓速度 v（km/h）；垂直于转鼓表面的轮胎载荷W；充气压力；驱动轮胎的转矩，作用于转鼓的制动力矩；试验转鼓半径R（m）；选择的试验方法。2.3 滚动阻力对汽车底盘输出功率测定值的影响分析 车轮滚动时，轮胎与路面的接触区域产生法向、切向的相互作用力以及相应的轮胎和支承路面的相对刚度决定了变形的特点。当弹性轮胎在硬质的钢制光滚筒上滚动时，轮胎的变形是主要的，此时由于轮胎内部摩擦产生弹性迟滞损失，使轮胎变形时对它做的功不能全部收回，此能量消耗在轮胎各组成分相互间的摩擦以及橡胶、帘线等物质的分子间的摩擦，最后转化为热能而消失在大气中。这种损失即为弹性物质的迟滞损失。因为滚动阻力系数与模拟路面的滚筒种类、行驶车速以及轮胎的构造、材料、气压等有关，所以，对其影响因素分析是非常必要的，具体分析如下： 1.钢制光滚筒对滚动阻力系数的影响 （1）若滚筒的半径r越大，在车轮滚动时轮胎的变形量就越小，也就是说弹性迟滞损失就越小，故滚动阻力系数随滚筒半径的增大而减小。 （2）在加工过程中滚筒的椭圆度、同轴度越小，轮胎在滚筒上的运转就越平稳，当车速一定时滚动阻力系数的波动范围就越小，所以说，滚动阻力系数随滚筒加工精度的提高而减小。 （3）目前我国在用的底盘测功机滚筒表面有两种，一种是常见的光滚筒即表面未经处理的滚筒，另一种是滚筒表面喷涂有耐磨硬质合金，前者由于滚筒表面较光滑，其附着系数约为0.5，试验用的东风车在50km/h工况下检测最大底盘输出功率时，其滑移率约为8%，也就是说，汽车车轮在行走时，除滚动阻力外还有滑拖，致使被检测车轮发热，增大了滚动阻力损失，同时由于速度的误差，引起了所测功率的误差。后者采用表面喷涂技术，将滚筒表面的附着系数提高到0.8左右，接近于一般水泥路面的附着系数，则可避免滑拖现象。 （4）滚筒中心距L是指底盘测功机前后两排滚筒支承轴线之间的距离，随着滚筒中心距的增加，汽车车轮的安置角随之增大，前后滚筒对车轮支承力也随之增大，这样将导致车辆在测功机台架上的运行滚动阻力增加。 综上所述滚筒直径、安置角、滚筒表面质量、滚筒中心距对滚动阻力有很大的影响，由于部分底盘测功机仅显示功率吸收装置的吸收功率，所以同一辆车在不同台架上测得的数值不同。因此如果以底盘测功机作为法定计量设备，其滚简直径、中心距、表面处理以及加载方式必须标准化。 2.轮胎气压对滚动阻系数的影响 轮胎气压对滚动阻力系数影响很大，气压低时在硬路面上轮胎变形大，滚动时迟滞损失增加，为了减少该项所引起的检测误差，要求在动力性检测前必须将轮胎气压充至标准气压。2.4 本章小结 本章主要确定了转鼓试验台的总体设计方案以及测量方法，详述了轮胎滚动阻力的力学特性,并对滚筒装置和轮胎的尺寸参数范围进行了选择，探讨了试验设备以及技术条件。同时也分析了滚动阻力对汽车底盘输出功率测定值的影响。第3章 电机和传感器的选择3.1 选择电动机 选择电动机的内容包括:电动机类型、结构型式、容量和转速，要确定电动机具体型号。3.1.1 选择电动机应综合考虑的问题根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速以及工作环境等要求，选择电动机类型及安装方式。 根据负载转矩、转速变化范围和启动频率程度等要求，并考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电动机功率应大于或等于计算所需的功率，按靠近的功率等级选择电动机，负荷率一般取0.80.9。过大的备用功率会使电动机效率降低，对于感应电动机，其功率因数将变坏，并使按电动机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构型式。根据企业的电网电压标准，确定电动机的电压等级和类型。根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程性能的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机额定转速。除此之外，选择电动机还必须符合节能要求，考虑运行可靠性、设备的供货情况、备品备件的通用性、安装检修的难易，以及产品价格、建设费用、运行和维修费用、生产过程中前期与后期电动机功率变化关系等各种因素。3.1.2 驱动电机的选择1.选择电动机类型电动机类型和结构型式要根据电源（交流和直流）、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，并且由试验台的试验条件限制电机需具有进行调速的能力。交流电机包括异步电机和同步电机两类。对交流同步电动机而言，同步电机转速为(r/min),实际使用中同步电动机的极对数p固定，因此只有采用变压变频（VVVF）调速。对于交流异步电动而言，其转速为（1-s）(r/min)。从转速公式可知改变电动机的极对数p、改变定子供电频率f以及改变转差率s都可达到调速的目的。本试验采用YVP(IP44)系列变频调速三相异步电动机，并辅助以变频器进行调速控制。2.选择电动机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而造成浪费。电动机的容量主要由运动时发热条件限定，再不变或变化很小的载荷下长期连续运动的机械，只要其电动机的载荷不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必校验发热和启动力矩。发动机转矩T=120Nm，转速nw=3500r/min。（1）工作机所需功率 （3.1）式中：工作机所需输入功率，kw；工作机的阻力钜，Nm；工作机的效率；工作机的转速。（2）电动机的输出功率 （3.2）式中，总效率按下式计算：其中、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，其概略值见机械设计课程设计手册表1.7。选用此表数值时，一般取中间值，如工作条件差，润滑维护不良时应取低值，反之取高值。 （3.3）式中：Pd工作机实际需要的电动机输出功率，kw； 总电动机至工作机之间传动装置的总效率。3.确定电动机转速同一类型的电动机，相同的额定功率有多种转速可供选用。如选用低转速电动机，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。按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围，如 r/min式中：nd电动机可选转速范围，r/min；各级传动机构的合理传动比范围（见机械设计课程设计手册表1-8或表13-2）；对YVP(IP44)电动机，通常多选用同步转速为1500r/min、1000r/min或750r/min的电动机，如无特殊需要，不选用低于750r/min的电动机。这里初选同步转速为1500r/min的电动机。4估计电动机的转矩 发动机转矩T=120Nm,且T，=Ti0ig/2 （Nm）式中：i0主减速器传动比，取i0=4； ig变速器传动比，取ig=4 。则T，=960 Nm。5.电动机型号的确定根据上述电动机类型、结构、容量、转速和转矩，由机械设计手册查出电动机型号为YVP315L1-4，其额定功率为160KW，同步转速为1500r/min，额定转矩为1025Nm,基本符合题目所需的要求。查机械设计手册得电动机的技术参数，如表3.1所示，电动机的安装及外形尺寸，如图3.1及表3.2所示。表3.1 电动机的技术参数电动机型号同步转速r/min标称功率 /KW额定电流/A额定转矩/Nm转子转动惯量/kgm2质量/kgYVP315L1-4150016029010251.254.131095图3.1 YVP315L1-4电动机的外形尺寸参数表3.2 YVP315L1-4电动机的外形及安装尺寸参数型号安装尺寸YVP315L1-4HABCDEFGDGK3155085082168017022147128型号外形尺寸YVP315L1-4ABACADAABBHDDAL6286454601207507604514503.1.3 制动电机的选择因为输出和输入功率相差不大，所以制动电机应选用跟驱动电机型号相同的电机，因此制动电机的型号为YVP315L1-4。3.2 传感器的选择根据试验的条件这里选择NJ2转矩转速传感器。3.2.1 传感器的基本原理NJ型转矩转速传感器的基本原理是：通过弹性轴、两组电磁传感器，把被测转矩、转速转换成具有相位差的两组交流电信号，这两组交流电信号的频率相同且与轴的转速成正比，而其相位差的变化部分又与被测转矩成正比。NJ 型转矩转速传感器的工作原理如图3.2,在弹性轴的两端安装有两只信号齿轮，在两齿轮的上方各装有一组信号线圈，在信号线圈内均装有磁钢，与信号齿轮组成磁电信号发生器。当信号齿轮随弹性轴转动时，由于信号齿轮的齿顶及齿谷交替周期性的扫过磁钢的底部，使气隙磁导产生周期性的变化，线圈内部的磁通量亦产生周期性变化，使线圈中感生出近似正弦波的交流电信号。这两组交流电信号的频率相同且与轴的转速成正比，因此可以用来测量转速。这两组交流电信号之间的相位与其安装的相对位置及弹性轴所传递扭矩的大小及方向有关。当弹性轴不受扭时，两组交流电信号之间的相位差只与信号线圈及齿轮的安装相对位置有关，这一相位差一般称为初始相位差，在设计制造时，使其相差半个齿距左右，即两组交流电信号之间的初始相位差在180 度左右。图3.3：在弹性轴受扭时，将产生扭转变形，使两组交流电信号之间的相位差发生变化，在弹性变形范围内，相位差变化的绝对值与转矩的大小成正比。把这两组交流电信号用专用屏蔽电缆线送入NC型扭矩测量仪或具有其功能的扭矩卡送入计算机，即可得到转矩、转速及功率的精确值。图 3.4：是NJ 型转矩转速传感器机械结构图。其结构与图一的工作原理图差别是很大的，其中，为了提高测量精度及信号幅值， 两端的信号发生器是由安装在弹性轴上的外齿轮、安装在套筒内的内齿轮、固定在机座内的导磁环、磁钢、线圈及导磁支架组成封闭的磁路。其中，外齿轮、内齿轮是齿数相同互相脱开不相啮合的。套筒的作用是当弹性轴的转速较低或者不转时，通过传感器顶部的小电动机及齿轮或皮带传动链带动套筒，使内齿轮反向转动，提高了内、外齿轮之间的相对转速，保证了转矩测量精度。但是，此时输出信号的频率不能用来测量转速。解决的办法是建议用户另外增加转速传感器（如NJ0、NJ1D、NJ2等）或者在传感器上增加一个转速传感器（如NJ3、NJ4 等），因为是磁电式传感器，在转速过低时仍然不能保证转速的正确测量。为此，又派生了NJ*D 型低速系列转矩转速传感器产品。NJ*D 型低速转矩转速传感器的解决方法是增加了套筒测速头及安装在套筒上的测速齿轮，其测速头的信号送入NC 系列扭矩测量仪进行数据处理，不论套筒是否转动，其输出的转速信号始终是弹性轴的实际转速，即使转速为零也是如此。图3.2 NJ型转矩转速传感器工作原理图3.3 NJ型转矩转速传感器电信号输出图3.4 NJ 型转矩转速传感器机械结构图3.2.2 传感器尺寸结构的确定选定NJ型转矩转速传感器的外形及安装尺寸见表3.3、图3.5和图3.6。表3.3 传感器外形及安装尺寸型号额定转矩ABDGLHhISKNJ21000170200461449034011010640.218图3.5 NJ型转矩转速传感器安装尺寸图3.6 NJ2轴端视图3.3 本章小结本章介绍了交流变频调速电机的原理，然后通过运算对电动机的类型、容量、转速和转矩进行了估算，从而确定了电动机的型号，并选择了一个合适的传感器用来测驱动轮胎的转矩和作用于转鼓的制动力矩，并介绍了所选传感器的工作原理。第4章 加载机构设计4.1 结构及工作原理1-加载液压缸 ； 2-压力传感器 ； 3-二位四通电磁换向阀 ； 4-液控单向阀 ； 5-三位四通电磁换向阀 ； 6-单向阀 ； 7-油箱 ； 8-先导式溢流阀 ； 9-定量液压泵 ； 10-电液比例溢流阀图4.1 电液比例加载系统原理图本试验的加载机构主要是用以模拟汽车行驶过程中轮胎所受负载的加载装置，由主机、电液比例加载系统和微机测控系统三部分组成。这里主要对电液比例加载系统进行设计、分析。电液比例加载系统的原理图如图4.1所示。系统的油源为定量液压泵9，其最高工作压力由先导式溢流阀8设定，试验时的加载荷速度（实质为升压速度）由电液比例溢流阀10进行远程遥控调节。系统的执行器为三腔（a、b、c腔，作用面积分别为Aa、Ab、Ac）加载液压缸1，通过三位四通电磁换向阀5和二位四通电磁换向阀3改变油液的循环方式及缸在各工况的作用面积，实现快慢速及运动方向的转换；单向阀6作背压阀用，以防止缸在上下端点及换向时产生冲击。液控单向阀4用以防止立置缸在系统卸荷及不工作时活塞（杆）及压头因自重而自行下落。液压泵可以通过三位四通电磁换向阀5的H型中位机能实现低压卸荷。车轮放好后，电磁铁1YA通电使换向阀5切换至左位，液压泵9的压力油经阀5进入液压缸1的小腔a，同时导通液压控单向阀4，压力油的作用面积Aa较小，因而活塞（杆）及压头快速下行接近试件，缸的大腔c在经阀4和3向中腔b中补油的同时，将少量油液通过阀5和6排回油箱。快速下行结束时，电磁铁3YA通电使换向阀3切换至右位置，b腔与a腔连通，缸的作用面积由Aa增大为Aa+Ab,液压泵的压力油同时进入缸的a腔与b腔，故系统自动转入慢速加压过程（加载试验），c腔经阀5和阀6向油箱排油。试验完成后，电磁铁2YA通电使换向阀5切换至右位，液压泵9经阀4向大腔c供油，同时，3YA断电使换向阀3复至左位，腔b与c连通为差动回路，因此，活塞（杆）及压头快速上升（回程）。装卸试件期间，所有电磁铁断电，液压泵通过阀5的中位实现低压卸荷。系统的电磁铁动作顺序如表4.1所列。表4.1 液压系统电磁铁动作顺序工况1YA2YA3YA快速下行+慢速加压+快速上升+4.2 微机测控系统程序和数据存储器LED显示器电磁铁等单片微机D/A转换器A/D转换器压力传感器比例控制器图4.2 微机测控系统原理图试验机对试件的加载必须缓慢进行，由于负载条件及安装空间的限制，直接测力不易实现。因此，根据载荷-油压-电压的模拟关系：载荷=油压活塞面积=电压模拟系数活塞面积，间接测力。即通过电液比例溢流阀控制液压系统工作油压的变化率，通过图4.1中设置的两个压力传感器2，将检测的油压转换为电信号，送入计算机并按有关算法进行处理，即可间接得到要求的加载荷大小。图4.2是微机测控系统的原理方块图。系统的功能有：向比例溢流阀的比例控制器、液压泵的驱动电机、换向阀的电磁铁发出控制信号，使液压系统按既定要求循环；将压力传感器检测油压输出的电信号按照一定关系转换为所需载荷量8。 4.3 技术特点加载液压系统采用定量泵供油，复合缸加载，通过液压缸的面积变化实现快慢速自动转换，减小了液压泵的流量规格，减小了试验期间的能耗。通过微机测控系统对液压系统进行控制，检测系统油压，输入输出试件的机和参数和试验结果，加载均匀平稳、间接测力，操纵简便、易于维护。试验机结构简单，制造公益性好，成本低；自动化程度高，运行能耗低，测量精度较高。4.4 液压缸的设计4.4.1 液压缸主要尺寸的设计计算液压缸主要尺寸包括缸的内径、长度、活塞杆的直径及长度。确定上述尺寸的原始依据是液压缸的负载、运动速度、行程长度和结构形式等。本试验台设计所需要的液压缸需要自行设计。1加载的最大载荷由所查资料常用轿车轮胎的承载指数范围多为450kg540kg，其中奔驰A级高达750kg，即 Fmg750kg9.8N/kg7350N2确定系统的工作压力表4.2 液压缸工作压力与负载之间的关系负载 F/KN551010202030305050工作压力P/MPa0.81.01.52.02.53.03.04.04.55.0510根据表4.2液压缸工作压力与负载之间的关系及负载F=7350N，取本设计的液压缸工作压力P=2.0MPa。3液压缸的内径计算本试验液压缸的设计按慢下加载过程计算设计。由于高度差及作用面积相差不大，故加载面积可近似看作,则 （4.1）式中： 系统压力差P0，其中P0为回油背压，按一般执行元件背压力推荐取P0=0.4Mpa，故P02-0.41.6Mpa； 液压缸效率，对于橡胶密封圈=0.95。代入得：= 78.58mm经查机械设计手册如下表4.3液压缸内径尺寸系列，取D280mm。表4.3 液压缸内径尺寸系列（摘自GB/T2348-1993） (mm)840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）2504液压缸壁厚和外径的确定表4.4 工程机械用液压缸外径系列缸径/mm液压缸外径/mmp16MPa202531.540505050545060606063.5637676838380959510210290108108108114100121121121127110133133133140125146146152152由上表确定外径D=95mm,则壁厚7.5mm5液压缸缸底厚度确定选择缸底为平面型，则厚度1可以按照四周镶住的圆盘强度进行近似计算,则 10.433D2 (4.2)式中：D2近似认为为液压缸内径D ，m ； P筒内最大工作压力，MPa ,取P1.5p ； p筒底材料许用压力，MPa ,取； b缸筒材料的抗拉强度，MPa ； n安全系数，取n=5 ；即代入mm ,取1=9mm 。6液压缸缸底其他尺寸的确定如下图4.2所示液压缸缸底的主要尺寸图4.2 液压缸缸底示意图7液压缸缸盖的设计计算如图4.3所示，各部分尺寸确定如下：活塞长度B=（0.61.0）D=（0.61.0）80=4680 mm ,这里取B=70mm 。导向套长度LA=（0.61.5）D=48120 mm ,这里取LA=50mm 。必要时可在导向套和活塞之间安装一个隔套K，其长度 C=H - （LA+B） （4.3）式中:H活塞杆导向长度；LA全部外伸时从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离。如果导向长度过小将使液压缸的初始挠度增大（间隙引起的挠度），影响液压缸的稳定性，一般满足H+ 。8导向套结构的确定 活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。当导向套采用非耐磨材料时，其内圈还可装设导向环，用作活塞杆的导向。导向套的典型结构形式有轴套式和端盖是两种。图4.3 液压缸导向套示意图9液压缸活塞行程L的确定液压缸行程L主要依据机构的运动要求而定，且为了简化工艺和降低成本取表4.5中标值，现取L=250mm 。表4.5 液压缸活塞行程第一系列 （mm）2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000故由H+ = 52.5mm , B=70mm , H=60mm ,则C=60-(50+70)=010液压缸活塞（如图4.4所示）：图4.4活塞（1）活塞与活塞杆的联接方式本试验液压缸活塞与活塞杆的联接选用螺纹联接。（2）活塞与缸体的密封结构活塞与缸体之间既有相对运动，又需要使液压缸各腔之间不漏油，因此在结构上应慎重考虑。本试验采用O形密封圈加挡圈结构。11.液压缸活塞杆的确定（1）活塞杆直径的确定查机械设计手册由表4.6系数的推荐值，取，故d=40mm(且符合GB/T321-1980)，此时，液压缸活塞往复运动时的速比，符合表4.5要求规定。计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和是否需要设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细导致稳定性不好。表4.6 p的关系工作压力p/MPa1012.52020速度比1.331.46；22（2）活塞杆结构的确定活塞杆有实心杆和空心杆两种，如图4.5所示，本试验台液压缸活塞杆采用实心结构，一端经螺母与活塞相联接，另一端由螺钉与法兰盘联接。图4.5 活塞杆12.缓冲装置缓冲装置是为了防止或减小液压缸活塞在运动到两个端点时，因惯性力造成的冲撞。通常是通过节流作用，使液压缸运动到端点附近时形成足够的内压，降低液压缸的运动速度，以减少冲击。液压缸活塞运动速度在0.1m/s以下时，不必采用缓冲装置；在0.2m/s以上时必须设置缓冲装置。故本设计不需要缓冲装置。13.排气阀为使液压缸运动稳定，在新装上液压缸以后，必须将缸内的空气排出。其中较可靠的方法是在液压缸上设置排气塞（排气阀），排气塞的位置一般放在液压缸的端部，双作用液压缸则应设置两个排气塞。由于本试验液压缸工作压力较小且速度等要求不高故可采用使液压缸反复运动，直到运动平稳的方法进行排气。14.液压缸油口的确定油口包括油口孔和油口连接螺纹。液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上。油口孔大多数属于薄壁孔（指孔的长度与直径之比l/d0.5的孔）。通过薄壁孔的流量按下式计算 Q=CA=CA m3/s (4.4)式中：C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时C=0.60.62，小于7时C=0.70.8； A油孔的截面积，m2；液压油的密度，kg/m3；P1油孔前腔压力，Pa；P2油孔后腔压力，Pa；P油孔前、后腔压力差。代入上式得：d=1.25mm油口连接螺纹尺寸应符合国标规定，由GB/T2878-1995选取M50.8，精度为6H。4.4.2 液压缸主要部分的校核1.缸筒壁厚的校核对最终采用的缸筒壁厚应进行四方面的验算：额定压力PN应低于一定极限值，以保证工作安全则， PN0.35MPa （4.5） 或 PN0.5MPa （4.6）同时，额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即 PN0.350.42）PRl MPa （4.7）此外，尚需验算缸筒径向变形D应处在允许范围内 D= m （4.8）式中，变形量D不应超过密封圈允许范围。最后，还应验算缸筒的爆裂压力 MPa （4.9）式中：缸筒材料屈服点，MPa ； PN缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa ； Pr缸筒耐压试验压力，MPa ； E缸筒材料弹性模量，MPa ； 缸筒材料泊松比，钢材=0.3 ； D缸筒外径，m 。 代入得： 由式（4.5）得： 20.35=3.09 MPa 故符合强度条件； 由式（4.6）得：20.5=24.865 MPa 故符合强度条件； 由式（4.7）得： 符合强度条件； 由式（4.8）得：D=0.00706 mm ； 由式（4.9）得：=2.3lg=2.3540lg=92.691.52=3 符合强度条件；综上所述，缸筒壁符合各校核要求。2.液压缸活塞杆强度校核 （4.10）式中：F液压缸最大载荷，即Fmax , N； S材料的屈服极限，S=600MPa； ns屈服极限安全系数，取n=5。则由上述代入得：= =120MPa所以，强度满足条件。3.活塞最大允许行程校核在初定活塞行程时，主要是从实际工作需要长度来考虑，但这一工作行程并不一定是液压缸的稳定性所允许的行程，为了计算行程，首先应计算出活塞杆的最大允许长度Lk 。因活塞杆一般为细长杆，当Lk（1015）d时，由欧拉公式推导出 Lk= (mm) （4.11）式中：Fk活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N ，（FkFnk,即Fk57350=36750N）；F活塞杆纵向压缩力，N ；nk安全系数，通常nk=3.56 ；E材料的弹性模量，钢材E=2.1105MPa ；I活塞杆横截面惯性矩，mm4,圆截面I=0.049d4 ； d活塞杆直径，mm 。将数据代入并化简后得： Lk=320=2670.80 mm所以，L=250mm时，符合稳定性要求。4.活塞杆弯曲稳定性校核当液压缸支撑长度LB(1015)d时，需验算活塞杆弯曲稳定性 Fk= （4.12）式中：Fk活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N ；E1实际弹性模数，E1=1.8 MPa ；I活塞杆横截面惯性矩，对于圆形截面I= ； K液压缸安装及导向系数，查表取为K=1 ；LB伸长时总长度，m ；若Fmax ,式中ns为屈服极限安全系数，ns3.56，则满足要求。如图4.6所示本试验LB=1031mm ，故满足稳定性要求。图4.6 液压缸示意图5.液压缸螺钉连接部分的强度校核由公式，螺纹处的拉应力为 = （4.13）螺纹处的切应力为= （4.14）合成应力为=1.3 （4.15）式中：Z螺栓数；K螺纹拧紧系数，静载时，取K=1.251.5；动载时，K=2.54；K1螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12；d0螺纹外径 （m）；d1螺纹内经 （m），当采用普通螺纹时：d1=d0-1.0825t ；螺纹材料的许用应力（Pa） =； s螺纹材料的屈服点（Pa）；n安全系数，通常取n=1.52.5；F缸体螺丝处所受的拉力（N）。代入得，243.439MPa352MPa所以液压缸上个螺纹联接均符合强度要求。4.4.3 液压缸的材料和技术要求1.缸盖（1）缸盖的材料液压缸的缸盖可选用35、45号锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料。当缸盖本身又是活塞杆的导向套时，缸盖最好选用铸铁。同时，应在导向表面熔堆黄铜、青铜或其他耐磨材料。如果采用在缸盖中压入导向套的结构时，导向套的材料则应为耐磨铸铁、青铜或黄铜等。（2）缸盖的技术要求直径d（基本尺寸同缸径）、D3（基本尺寸同活塞杆密封圈外径）的圆柱度公差，应按9、10或11级精度选取。D3与d同轴度公差值为0.03mm。端面A、B与直径d轴心线的垂直公差值，应按7级精度选取。导向孔的表面粗糙度为Ra1.25m。2.活塞（1）活塞的材料液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁、灰铸铁（HT300、HT350）、钢（有的在外径上套有尼龙66、尼龙1010或夹布酚醛塑料的耐磨环）及铝合金等。（2）活塞技术要求活塞外径D对内孔D1的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。外径D的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取。3.缸筒（1）缸筒的材料（如图4.7所示）工程机械、锻压机械等工作压力较高的场合，常用20、35、45号钢的无缝钢管。其中，20号钢用得较少，因其较软，机械强度也低，加工粗糙度不易保证。须与缸盖、管接头、耳轴等零件焊接的缸筒用35号钢，并在粗加工后调质。不与其它零件焊接的缸筒，常用45号钢调质，调制处理的目的是保证强度高、加工性好，一般调质到HB241285。 图4.7缸筒（2）缸筒的技术要求缸筒内径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.160.32m，需进行研磨；热处理；调质，硬度241285HB；缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度公差不大于内径公差之半（在图上注出数字）；缸筒直线度公差在500mm长度上不大于0.03mm；缸筒端面T对内径的垂直度公差在直径100mm上不大于0.04mm；当缸筒为尾部和中部耳轴型时：孔d1的轴线对缸径D轴线的偏移不大于0.03mm；孔d1的轴线对缸径D轴线的垂直度公差在100mm长度上不大于0.1mm；轴径d2对缸径D轴线的垂直度公差在100mm长度上不大于0.1mm。此外，通往油口、排气阀孔的内孔口必须倒角，不允许有飞边、毛刺，以免划伤密封件，缸筒内经孔口应倒角15。需要在缸筒上焊接法兰、油口、排气阀座时，均必须在半精加工以前进行，以免精加工后焊接而引起内孔变形。如欲防止腐蚀生锈和提高使用寿命，在缸筒内表面可以镀铬，再进行研磨或剖光，在缸筒外表面涂耐油油漆。4.活塞杆（1）活塞杆的材料一般用中碳钢调制处理，35号钢或45号钢，要求高的可用40Cr；对活塞杆通常要求淬火，淬火深度一般为0.51mm ，或活塞杆直径每毫米淬深0.03mm 。（2）活塞杆技术要求活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达4555HRC；活塞杆d和d1的圆度公差值，按9、10或11级精度选取；活塞杆d的圆柱度公差值，应按8级精度选取；活塞杆d对d1的径向跳动公差值，应为0.01mm；端面T的垂直度公差值，则应按7级精度选取；活塞杆上的螺纹，一般应按6级精度加工；如载荷较小，机械振动也较小时，允许按7级或8级精度制造；活塞杆上若有连接销孔时，该孔径应按H11级加工。该孔轴线与活塞杆轴线的垂直度公差值，按6级精度选取；活塞杆上工作表面的粗糙度为Ra0.63m ,必要时，可以镀铬，镀层厚度约为0.05mm ,镀后剖光。5.导向套（1）导向套材料导向套材料常用铸造青铜或耐磨铸铁。（2）导向套的技术要求导向套内经的配合，一般取为H8/f9(或H9/f9),其表面粗糙度为Ra0.631.25m 。4.5 油泵的选取 1液压缸的工作压力 Pmax= （4.16）式中：cm液压缸效率，取cm=0.95 ； P0回油背压，取P0=0.5MPa 。则代入得，Pmax=15.7MPa。 2液压缸的流量液压缸流量应该按伸缩速度计算，车轮加载量可以只按伸出速度计算流量即可。因可采用单泵供油，缩回速度要求不严格。但由于活塞的最低运动min受活塞与活塞密封件摩擦力和加工精度的影响，不能太低，以免产生爬行，一般min0.10.2m/min 。故初定=0.01m/s,由于Q= (4.17)式中：D液压缸内径； 伸出速度； 容积效率，这里取=1 。则，Q=5.02410-5=3.0144L/min 。3液压泵的流量计算由 qp=KL(q)max （4.18）式中：qp液压泵的最大流量；(q)max同时动作的各执行原件所需要的流量之和的最大值，如果同时有溢流阀工作，则应再加上溢流阀的最小流量23L/min 。所以，(q)max=8.32410-5m3/s；qp=10-4m3/s4.液压泵的压力计算考虑到正常工作时进油管路有一定的压力损失，所以液压泵的工作压力应为Pp=P1+P （4.19）式中：Pp液压泵的最大工作压力；P1执行元件的最大工作压力，这里P1=15.7MPa ；P进油管路中的压力损失，取P=0.5MPa ；所以Pp=16.2MPa。5.液压泵的型号确定初选液压泵的型号参数如下：表4.7 液压泵的基本参数型号排量mL/r额定压力MPa转速r/min驱动功率kw 重量 kgYB12.52.56.314500.65.3Q=2.52500=6250ml/min104.167ml/s=10.416710-5m3/sqqp=10710-5m3/s所以满足要求。4.6 其他控制阀的选择查机械设计手册液压传动与控制分册，选择各液压加载机构控制阀型号如下表4.8所示。表4.8 液压加载机构控制阀型号名称电液比例溢流阀先导式溢流阀单向阀液控单向阀三位四通电磁换向阀二位四通电磁换向阀型号DG-01-B-2*DG-02-B-2*S6P10SV10PA1304WE5H6.0/AG2Z44WE5A6.0/AG24Z44.7 本章小结 由于轮胎上需要加载垂直载荷，本章设计了符合试验台的加载机构装置，这种加载机构是对传统加载装置的优化，克服了传统加载装置的种种缺点，采用电液比例加压系统，使用方便。本章主要的内容是对液压缸的设计计算，对液压缸内主要的尺寸进行了确定以及讲述了其材料及技术条件。第5章 传动机构设计5.1 滚筒与轴的连接为了方便滚筒与轴的传动，采用在滚筒两端焊接两个铁板，且采用法兰盘与轴进行连接，这样既能够保证传动的需要，设计又简单，其中法兰盘直接焊接在轴上，采取这种结构增大了力的传递范围，也便于滚筒和轴的的定位，进入滚筒的轴的轴径采用55mm，而滚筒挡板中心孔的直径为65mm，这样就有足够的间隙保证各个零件的配合，简图及滚筒的主要尺寸如图5.1所示。图5.1 滚筒主要尺寸通过查机械设计手册和考虑到安装的要求设计滚筒轴如下，其中直径为180mm的部分，为法兰盘的形式，在半径为70mm的部分打8个直径为18mm的孔。用来安装螺栓与滚筒竖板相连接，直径为55mm的轴是为了保证与滚筒配合时保证设备的同轴.滚筒挡板孔的直径采用65mm，以下轴的类似设计与本轴相同。5.2 轴的设计5.2.1 滚筒轴的设计1.最小轴径的确定轴选用45钢，正火处理，估计直径mm，又机械设计手册查得MPa，取C=103，则mm 所求为最小直径，应为联轴器处的受扭转轴段的直径。因该处有一键槽，应将该轴段直径增大2%，取标准直径得d=50mm。2.滚筒轴的结构设计（1）滚筒轴的轴径设计，见表5.1所示。 表5.1 滚筒轴各段轴径位置轴直径/mm说明进入滚筒处L155按传递转矩估算得基本直径滚筒挡板孔处L265为满足轴承轴向固定要求设一轴肩，轴肩高度为（0.070.1）d轴承处L355因轴承需要承受径向力和轴向力，选用圆锥滚子轴承，初定轴承型号为30211联轴器轴肩处L450轴肩高度为（0.070.1）d联轴器连接处L545根据联轴器和最小轴径选取（2）确定滚筒轴各轴段长度，见表5.2所示。表5.2 滚筒轴各段轴长位置轴段长度/mm说明进入滚筒处L175比板壁厚略厚，故取55mm滚筒挡板孔处L2165滚筒与机架处应有足够的安装空间轴承处L320小于30211型轴承内圈宽度12mm联轴器轴肩处L4100联轴器连接处L584联轴器联接处要求滚筒轴的整体结构简图见图5.2所示。图5.2滚筒轴结构简图5.2.2 车轮轴的设计1.最小轴径的确定同上所述滚筒轴，最小轴径定位d2=50mm 。2.车轮轴的结构设计（1）车轮轴的轴径设计，见表5.3所示。表5.3 车轮轴各段轴径位置轴直径/mm说明法兰连接处L165查机械设计手册法兰焊接处L280根据所选法兰而设计选定轴承定位轴间处L375为满足轴承的轴向固定要求设一轴肩，轴肩高度为（0.070.1）d轴承处L465圆锥滚子轴承因安装设计需要，初定轴承型号为30213联轴器轴间L560为满足轴向固定要求设一轴肩，轴肩高度为（0.070.1）d联轴器连接处L650根据最小轴径和联轴器标准选取（2）确定车轮轴各轴段长度，见表5.4所示。表5.4 车轮轴各轴段长度位置轴段长度/mm说明法兰连接处L1387 法兰焊接处L2121轴承定位轴间处L324机架厚度设计轴承处L421小于30213型轴承内圈宽度12mm联轴器轴间L5200保证足够的安装空间联轴器连接处L6100联轴器连接处要求车轮轴的整体结构简图见图5.3所示。图5.3 车轮轴整体结构简图5.3 轴的校核轴的强度计算，尤其是转轴和心轴的强度计算，通常是在轴的结构设计初步完成之后进行的。转轴和心轴的强度设计，一般是先按轴所传递的转矩，按照扭转强度条件估算出轴上受扭转轴段的最小直径，并以其作为基本参考尺寸进行轴的结构设计。结构设计完成以后，再按照实际载荷情况对设计结果进行校核。传动轴的强度设计只需按照扭转强度条件进行计算。5.3.1 滚筒轴的校核图5.4为滚筒轴的强度计算，根据下图对轴进行校核（1）轴所传递的转矩（2）求轴上的作用力滚筒轴上的切向力滚筒轴上的径向力滚筒轴上的轴向力图5.4 滚筒轴受力图（3）由图5.4中垂直作用面（c）；水平作用面（d）的弯矩图以及扭矩图（e）所示，按当量弯矩校核轴的强度得： 由机械手册查得对于45钢，MPa，其中MPa，则因此满足轴的强度要求。5.3.2 车轮轴的校核假设受力与滚筒轴相同，强度校核如图5.5所示。图5.5车轮轴受力图由图5.5中垂直作用面（c）,水平作用面（d）所示，c处的按当量弯矩校核轴的强度得:则最大弯矩为B处 M=1.44105Nmm。由机械手册查得对于45钢，MPa，其中MPa，则因此也满足轴的强度要求。5.4 滚动轴承的选择及校核计算根据试验条件：载荷平稳，试选择圆锥滚子轴承。根据工作台使用情况，设轴承工作5年，每年工作300天，每天工作8小时，即为12000小时。由轴径的相应段根据机械设计课程设计手册表6-7，选择滚筒轴的轴承代号为30211；车轮轴的轴承代号为30213。滚动轴承的当量载荷为： （5.1）式中：X径向动载荷系数；Y轴向动载荷系数；fa载荷系数。取最大径向力Fr=7350N ,且e，故滚筒轴轴承30211的X=1，Y=0；车轮轴轴承30213的X=1，Y=0。查表fp=1。代入数据，滚筒轴P=7350N; 车轮轴P=7350N。则滚筒轴 h车轮轴 h所以轴承寿命完全符合要求。5.5 键联接的选择及校核计算1.键型号的确定根据轴径的尺寸，由机械设计课程设计手册选择滚筒轴、车轮轴与联轴器相连处的键为 GB/T 1096 键161056。2.键的强度校核由前所述，切向力Ft=934.21N，径向力Fr=343.45N，则键的尺寸型号为GB/T 1096 键161056，即b h=16 10, L=56,则Ls=L-b=40mm。则挤压强度：=125150MPa因此挤压强度足够。剪切强度：=4.671=120MPa因此剪切强度足够。5.6 联轴器的选择由于试验台原动机为电动机，故轴的连接需采用联轴器联接。5.6.1 联轴器类型的确定根据联轴器对各种相对位移有无补偿能力（即能否在发生相对位移条件下保持连接的功能），联轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和挠性联轴器（有补偿能力）两大类。挠性联轴器又可按是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别。刚性联轴器有套筒式、夹壳式和凸缘式等，但由于刚性联轴器对所联接两轴间的相对位移缺乏补偿能力，故对两轴对中性的要求很高。当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，这是它的主要缺点。轴的两端传动件要求同步转动时，不宜使用有弹性元件的挠性联轴器。所以，本试验台采用无弹性元件的挠性联轴器。无弹性元件的挠性联轴器有十字滑块联轴器、滑块联轴器、十字轴是万向联轴器、齿式联轴器、滚子链联轴器等。这里由试验台整体结构和高转速且无剧烈冲击的使用条件选择滑块联轴器。5.6.2 联轴器尺寸型号的确定由于其中之一联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径的限制，而另一联轴器的一端与扭矩传感器相连，其孔径受传感器外伸轴径的限制。根据轴径和机械设计课程设计手册选择联轴器的型号分别为：与电机连接处：KL6 联轴器 ； 与传感器联接处：KL6 联轴器 。5.7 机架轴承处的设计为了便于安装和密封，对于轴端的轴承盖采用凸缘式轴承盖，密封垫片为了保证密封良好和安装简单，采用平面型石棉橡胶垫片，轴端紧固螺栓可对轴承进行轴向定位和预紧力的调整，轴承采取脂润滑形式。5.8 本章小结本章介绍了对传动机构的设计，轴是组成机器的重要零件之一。轴的主要功用是支撑机器中的旋转零件，所以本章主要设计了传动轴，确定了轴承、联轴器和键联接的型号，并对它们进行了校核计算，校核结果符合设计要求。第6章 运动关系的分析与运算6.1 轮胎在转鼓试验台上运转时的力学分析由力学分析可知，滚动半径为r的轮胎在平面道路上滚动时，由于弹性迟滞损失存在滚动阻力偶矩，并对车辆产生滚动阻力，车辆驱动轮在单转鼓底盘测功机上运转如图6.1所示。图6.1 车辆驱动轮在单转鼓底盘测功机上运转匀速行驶时车辆驱动轮和转鼓力矩平衡 (6.1) (6.2)式中：驱动轮滚动阻力偶矩； 驱动轮力矩； 驱动轮力矩引起的转鼓对驱动轮的切向反作用力； 转鼓制动力矩；由（6.1）（6.2）得 (6.3)(6.3)两边同除以r为：式中：驱动轮输出的驱动力 转鼓切向阻力（