（机械工程专业论文）汽车离合器分离轴承模拟试验技术的研究.pdf

汽车离合器分离轴承模拟试验技术的研究 摘要 汽车离合器分离轴承试验机是为适应汽车工业快速发展而研制的模拟性 强、控制功能多和铡试精度高的新型专业化试验机。试验机配置先进、制造精 密、元器件可靠性高，从而保证了轴承试验的稳定性和可靠性；试验机采用微 机自动控制，机电液一体化技术、变频调速控制技术和微机监控技术，可对载 荷、位移、离合频率、速度、温度等主参数进行模拟试验，具有试验参数自动 监测、自动打印记录和自动报警停机等功能，同时实现了试验机多功能并行控 制的要求。通过1 0 0 余万次的试验考核证明整机性能良好，运行可靠，能够满 足国内主机厂家对离台器分离轴承模拟试验的要求，具有较高的推广和应用价 值。 关键词：模拟试验分离轴承试验机自动控制 s t u d yo ns i m u l a t e dt e s t i n gt e c h n i q u ef o rs e p a r a t e a u t o m o b i l ec l u t c hb e a r i n g a b s t r a c t t h et e s t e rf o rs e p a r a t ea u t o m o b i l ec l u t c hb e a r i n gi sad e wt y p eo fs p e c i a l i z e d o n ed e v i s e dt om e e tt h er a p i dd e v e l o p m e n to ft h ea u t o m o b i l ei n d u s t r y ，w h i c hh a s e x c e l l e n ts i m u l a t i o np e r f o r m a n c e ，a na b u n d a n c eo fc o n t r o lf u n c t i o n sa n dh i 曲 t e s t i n gp r e c i s i o n b e c a u s eo ft h ea d v a n c e dc o n f i g u r a t i o n ，f i n em a c h i n i n gp r e c i s i o n a n dh i g he l e m e n t sr e l i a b i l i t y , t h et e s t e rc a ne n s u r et h ec r e d i b i l i t ya n ds t a b i l i t yo f b e a t i n gt e s t c o m p u t e r - c o n t r o li su t i l i z e da n dw o r k i n gp a r a m e t e r so fb e a r i n g s ，s u c h a s l o a d ，d i s p l a c e m e n t ，s p e e d ，c l u t c hf r e q u e n c y , t e m p e r a t u r ea n d s oo nc a nb e s i m u l a t e di nt h et e s t e rt h e r ea r em a n yf u n c t i o n s ，a u t o m a t i c a l l ym o n i t o r i n gt h e t e s t i n gp a r a m e t e r sa n dp r i n t i n gt e s t d a t er e c o r d e d ，a u t o m a t i c a l l ya l a r m i n ga n d s t o p p i n gr u n n i n g t h er e q u i r e m e n to ft h ec o m p r e h e n s i v ef u n c t i o n si sm e tb yt h e i n t e g r a t i o no f m e c h a n i c a l ，e l e c t r o n i c a la n dh y d r a u l i ct e c h n i q u e si nt h et e s t e r a f t e ra t r i a lo f o v e r1 0 0m i l l i o nr e l e a s e st e s t i n g ，i th a sb e e np r o v e nt h a tt h et e s t e rh a v ef i n e p e r f o r m a n c ea n dc a nm e e tt h er e q u i r e m e n to fd o m e s t i cm a n u f a c t u r e rf o rs i m u l a t i n g t e s t i n go f c l u t c hr e l e a s eb e a r i n g ，a n di sw o r t hp o p u l a r i z i n gf o rf a r t h e ra p p l i c a t i o n s k e y w o r d s ：s i m u l a t e dt e s t i n g ：c u t c hr e l e a s eb e a r i n g ：t e s t e r ：a u t o 。c o n t r o l 合肥工业大学 本论文经答辩委员会全体委员审查，确认符合合肥工业大学 硕士学位论文质量要求。 答辩委员会签名：( 工作单位、职称) 揣彳坼 委员： 巧形草 ，一 7 i 洄伤 剔吼档袭呸 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据 我所知，除了文中特别加咀标志和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的 研究成果，也不包含为获得盒罂工些太堂或其他教百机构的学位或证书而使用过的材 料。与我同工作的同志对本研究所做的任何贡献均己在论文中作了明确的说明并表示谢 意。 学位论文作者签字：j 匆童岐签字日期：。衅。月f 目 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解盒目巴王些盍堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保留 并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅或借阅。本人授权佥 目旦王些盍堂可以将学位论文的全部或部分论文内晷编八有关数据库进行检索，可以采用影 印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文者签名 沌每蚁 签字日期：蛑一月【s 日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师躲替至兹 签字日期：脚，彬结 电话 邮编 致谢 本论文是在合肥工业大学桂贵生教授、洛阳轴承研究所孙立明研究员级高 工的亲切关怀和精心指导下完成的，两位导师渊博的学识和严谨的治学作风使 我受益非浅。在此向他们致以深深的敬意和诚挚的感谢【 经过系统的学习，提高了自己的专业理论水平，解决了科研课题和工作中 的实际问题。这首先要归功于洛轴所与合工大的良好合作，给了我难得的学习 机会。在学习的过程中，研究生院的各位领导和老师倾注了大量心血，各位老 师不辞辛劳的来洛讲学，给我留下了美好的、深刻的印象。在此向各位老师表 示最崇高的敬意和衷心的感谢! 在课题研究中，试验技术开发部部长刘苏亚高级工程师和课题组王红霞高 级工程师、许冬冬工程师、乔鸿春高级工程师、瞿庆春工程师、李靳东助理工 程师等同志给予了极大帮助和支持。另外，洛阳轴承研究所教育中心的焦丽莎 老师对本论文的顺利完成倾注了极大的精力，在此一并向他们表示由衷的谢意。 作者：张金焕 2 0 0 4 年8 月 第一章绪论 1 _ 1 课题研究的目的和意义 随着我国汽车工业的迅速发展，目前汽车正在朝着轻型化、结构紧凑、大 功率、加速性能好、舒适耐用和高可靠性等方向发展。滚动轴承作为汽车的重 要基础件也必须适应汽车的这种发展趋势，所以作为汽车传动系的重要零部件 一离合器及其轴承单元也在逐步向小型化、长寿命、轻量化、高可靠性方向发 展。 离合器分离轴承从无调心性能、外圈旋转、铸铁衬套内圈与衬套合为一体 的低速单元，发展到具有自调心性能、内圈旋转、冲压套圈和冲压衬套或塑料 衬套合为一体的高速、高可靠性轴承单元，其重量减轻了近5 0 ，成本也大大 下降，实现了部件化、轻量化、高可靠性及长寿命。为了适应汽车发展的要求， 国际著名轴承企业如f a g 、n t n 等纷纷建立自己的实验室，开发离合器分离轴承 模拟试验机并进行了大量的试验研究工作。试验研究证明通过模拟试验可真实 地模拟分离轴承的工况，能够比较准确地了解轴承失效的原因，找出主要影响 因素，综合评估轴承的寿命，并为分离轴承的产品开发提供可靠的设计依据， 对提高分离轴承的寿命起到了重要的作用。 我国汽车工业起步较晚，离合器分离轴承产品的开发相对滞后，长期以来 轴承行业缺乏相应的关键试验技术及试验设备。无法对汽车离合器分离轴承进 行模拟性能试验，不能全面正确评估和控制离合器分离轴承的质量；难以消除 轴承使用中的不安全隐患和汽车行驶安全。随着轴承试验技术的快速发展和新 技术的应用，采用模拟试验技术对轴承产品质量进行全面的评估已是我国轴承 行业试验技术发展的方向。汽车离合器分离轴承模拟试验机的研制，不仅为我 国汽车离合器轴承提供重要的试验方法和装备，还为离合器分离轴承技术的发 展诸如轴承性能、材料、结构、工艺、润滑、失效形式和寿命等方面的研究提 供切实可行的试验手段，彻底改变我国汽车工业分离轴承试验技术滞后，影响 汽车工业快速发展的局面。 1 2 国内外概况 汽车离合器分离轴承是汽车离合器部件的重要零件之，其使用性能的优 劣，对汽车的整体性能有很大影响。目前世界各国己生产的汽车离合器分离轴 承结构可分为单列深沟球轴承、角接触球轴承和推力球轴承三大类。每类又可 分成开式和闭式两种，从应用的趋势看，闭式结构要占绝大多数。随着离合器 分离轴承技术的发展和整车的性能要求，国内外分离轴承的发展经过以下几个 方面的技术改进： 轴承旋转方式：外圈旋转一内圈旋转 调心性能：非调心一自动调心 轴承加工方式：切削加工一冲压成型 套筒材料：铸铁一管材钢板一工程塑料 套筒安装方式：套筒、轴承的单一装配一套筒、轴承整体组件 前盖材料：铸铁一铝合金一特殊轻型合金 滑动部位的润滑：脂润滑一无润滑 经过理论和实践验证，内圈旋转型自调心轴承具有良好的高速性能、可靠 性、使用寿命均比相同条件下的外圈旋转轴承优越，是离合器分离轴承的发展 方向。 1 2 1 带尼龙套筒的离合器分离轴承 n t n 公司开发的带尼龙套简f c r 离合器分离轴承有如下特点：减少了铝合 金制前盖的磨损，铝合金制前盖滑动部分不用润滑，滑动阻力较小，轴承旋转 时噪声小，调心性能好。针对轴承的这些特点n t n 公司为此在离合器分离轴承 试验机上对钢制和尼龙套筒材料进行了各1 0 0 万次的模拟试验，通过试验结果 和分析来看：带尼龙套筒轴承前盖的磨损较小，套筒内表面的磨损几乎看不到， 而钢制套筒轴承前盖有很严重的卡死磨损且套筒内表面的磨损很大；尼龙套筒 轴承有较好的调心性能和较小的调心阻力；根据f c r 轴承的调心原理，尼龙套 筒轴承中心通常与旋转中心是一致的，所以旋转振动减小，提高了轴承的疲劳 性能，减轻了各零件的磨损，有助于降低噪声。n t n 公司开发的试验机结构和 原理，该试验机采用电机+ 凸轮机构+ 杠杆机构的结构来实现轴承的往复运动， 其特点是离合频率较高，位移控制较准确，但载荷的大小难以控制。 1 2 2 钢与塑料制的轿车离合器分离轴承 f a g 轴承公司开发了钢与塑料结合结构的f c r 离合器分离轴承，为了验证 该轴承的性能，在f a g 公司开发的分离轴承试验机上模拟轴承的工作条件即在 3 0 0 0 6 0 0 0 r m i n 、倾斜角度3 0 、轴承相对离合器旋转中心线偏移0 5 m m 、采 用液压施加轴间载荷情况下模拟离合器操作达6 0 万次。环境温度加热到1 i o6 c ， 间歇期间峰值温度更高。每套分离轴承试验程序持续几周。 1 2 3 汽车空调电磁离合器球轴承 根据汽车空调离合器分离轴承的结构的特点及性能要求，k o y o 公司对轴承 的高速和高温耐久性、密封性能( 润滑脂漏泄性、防尘性、防水性) 进行了深 入的试验研究。 l 3 课题研究主要内容 1 3 】试验机主体 试验机主体采用悬臂结构形式。试验机的模拟离合器安装在试验机主轴的 悬伸端，由主轴驱动旋转。分离轴承的加载及轴向移动由油缸推动杠杆模拟离 合器的分离杆来实现，分离轴承的轴向预紧力根据轴承的不同型号通过调整预 紧弹簧来实现。 1 3 2 传动系统 目前国外离合器分离轴承试验机设计最高转速为6 0 0 0 r m i n ，为满足试验 技术进一步发展的需要，该试验机的设计最高转速为1 0 0 0 0 r m i n 。反映在主传 动上要求转速高、传动功率大、传动比大，一般三角带传动难咀满足这一要求。 为此，试验机采用高速同步带传动。传动系统由变频器、交流电机组成，通过 一级同步带传动，驱动模拟离合器旋转，由模拟离合器膜片弹簧驱动试验轴承 内圈( 或外圈) 旋转，实现了传动系统的无级调速，试验机最高转速1 0 0 0 0 r m i n 。 通过实际运行，传动平稳，转速误差小，效率高。 13 3 电液比例速度系统 电液比例速度系统是一个完善的闭环控制系统。采用了动态响应高、稳定 可靠的电液比例闭环控制系统，实现对试验轴承的加载和往复运动。该系统由 液压系统提供动力源，采用电液比例换向阀和放大器作为控制元件，油缸作为 执行元件，出微机发出相应的指令信号，通过d a 转换，由放大器驱动电液比 例阀，使其输出相应的流量，再驱动油缸实现载荷、位移的控制。通过位移传 感器、力传感器的反馈信号，由反馈调节系统实现了位移、载荷的自动控制。 13 4 微机监控与测试系统 计算机技术已广泛应用于试验技术领域。该试验机采用了性能可靠、工作 稳定的工业控制微机技术。采用模块化设计，实现了多项功能试验，该系统可 模拟载荷、速度、温度、位移、离合频率等主参数进行模拟试验；对试验轴承 测量参数：转速、载荷、位移、温度、电流、噪音进行自动监测；具有图谱跟 踪、自动打印记录、报警等功能。 1 4 课题研究预期目标 本课题要达到的主要技术指标如下： 试验机最高转速1 0 0 0 0 r m i n 试验机最大载荷4 9 0 0 n 试验机最高温度1 5 0 试验轴承最大位移 1 5 r a m 试验轴承最大离合频率 i h z 测控方式：微机自动控制、自动监测和自动打印记录 测量参数：转速、载荷、位移、温度、电流和噪声 第二章试验机工作原理 2 1 轴承使用要求及试验规范 目前国内外现行生产的汽车离合器分离轴承的品种规格十分繁多。对这种 类专用轴承，除少数国家制定了国家标准或企业标准外，多数国家是套用同类 型标准系列轴承的现行国家标准或根据用户提出的特殊要求进行生产制造。只 本为适应汽车工业发展的需要，早在六十年代就考虑由推力球轴承过渡为角接 触球轴承，并于1 9 6 9 年制订了汽车用离合器分离轴承专用国家标准j i s d 2 8 0 1 1 9 6 9 。为了满足我国汽车工业发展的要求，国内1 9 9 1 年制订了汽车离 合器用角接触球轴承标准j b t5 3 1 21 9 9 1 ，并于2 0 0 年进行修订汽车离 合器分离轴承极其单元标准j b t 一5 3 1 2 2 0 0 1 。参照该标准的基本试验要求、 汽车干摩擦式离合器台架试验方法q c t 2 7 9 2 和国内外不同的试验规范归纳 出以f 二方面的基本要求。 离合器分离轴承在整车使用中满足的条件为：分离力在每次分离期间，要 能承受来自螺旋弹簧或膜片弹簧轴向压缩的最大分离力。其具体数值与离合器 结构形式和尺寸大小有关。一般地说，轻型车、轿车为1 0 0 0 n 2 0 0 0 n ；中型车 为2 0 0 0 n 3 0 0 0 n ；重型车为3 5 0 0 n 5 0 0 0 n 。转速范围1 5 0 0 7 0 0 0 r m i n 。使用 寿命达到或超过离合器台架试验规范规定的接触分离次数l0 1 0 6 次或保证汽 车行驶5 万公里以上。工作环境温度范围为一3 0 1 5 0 。从动态性能方面我国 标准中尚未噪声标准，国外公司对分离轴承单元运转时的噪声要求为：在轴承 轴线与离合器组件中心线的偏心量不超过0 5 m m 、转速1 8 0 0 r m in 和分离力为 9 0 n 情况下，以轴承总成为中心的l o o m m 范围内，试验腔体内的环境噪音不大 于6 8 d b 。 离合器分离轴承或轴承单元失效判定原则为轴承总成未完成1 0 0 万次循坏 或出现任何机械损伤，如破裂、剥落、钢球及滚道凹坑、保持架断裂、密封突 效、轴承分离端面磨损大于0 5 m m 等等应视为失效。 2 2 试验机构成 离合器分离轴承模拟试验机由试验机主体、传动系统、电液比例速度系统、 润滑系统、电器测控系统、微机监控系统等组成。其原理框图如图2 1 所示。 图2 1 试验机原理框图 图2 2 试验机全貌 图2 3 试验机位移机构 图2 4 测试参数及位移曲线 图2 2 为试验机全貌，图中左边部分为试验机主体，右边为电器测控箱。 在主体内部有润滑系统、加载系统和主电机等。测控箱包括温度控制、各系统 手动操作按钮等。 图2 3 中左边为加热箱，将试验轴承和离合器组件包围起来，形成一个均 匀的温度场。右边为加载组件，包括力传感器、位移传感器和油缸等。 图2 4 为计算机控制软件界面。在该界面中包含主要测量参数的显示和试 验轴承位移曲线。 2 3 离合器工作原理 离合器是汽车动力传动中的第一个部件，具有中断动力传动、过载保护等 功能，要求其接触柔和、分离彻底、操作轻便等特点。离合器根据传动介质的 不同可以分为摩擦式离合器、液力离合器和电磁离合器三种。汽车上常用的是 摩擦式离合器，液力式和电磁式虽然无离合器踏板且操作简便，但液力式传动 效率低，且加速、爬坡性能差，电磁式结构复杂、价格昂贵，故这两种在汽车 上应用较少。本研究课题主要模拟摩擦式离合器的工作原理来实现离合器分离 轴承的试验研究。 离合器在汽车上安装位置如图2 5 示，该离合器为干式单片、膜片弹簧式。 膜片弹簧离合器的优点是：结构简单、标准件多、维修方便。膜片弹簧为圆形， 故施加于压盘上的压力分布均匀，接触良好，可延长摩擦片的使用寿命。由于 膜片弹簧具有理想的非线性特性，当摩擦片磨损后，弹簧的压力几乎可以保持 不变，且可减轻离合器分离时的作用力，操纵轻便。膜片弹簧的安装位置对称 于离合器驱动轴的中心线，因此其压力不受离心力的影响，高速工作稳定性好。 汽车离合器由压盘总成、摩擦片总成、分离装置和操纵机构组成。 压盘总成为离合器传动的主动部分。离合器盖用六个螺钉固定在飞轮上， 离合器盖带动压盘总成，使摩擦片传递扭矩。在离合器分离时，允许压盘在规 定范围内作轴向移动。压盘的传力采用钢带结构，在钢带两端分别与离合器、 压盘铆接，这种传力结构，可消除传动间隙，以及由此产生的冲击和噪声，并 提高传动效率。膜片弹簧作为压盘的压紧弹簧，其支承为将离合器盖上边缘冲 出部分与膜片弹簧指的数目相同的齿状部分嵌入膜片的指槽内弯成卷耳，与膜 片弹簧两侧支承一起形成支承。 7 b ) 图2 5 离合器工作原理 在图2 5 中，a ) 图表示操纵杆没有工作，飞轮和压盘处于结合状态；b ) 图 表示操纵杆工作，推动轴承总成，通过分离装置使飞轮和压盘处于分离状态。 离合器摩擦片总成为离合器传动的从动部分。为了更好地传递发动机的扭 矩，缓和由于传动系统转速急剧变化而引起的瞬间动载荷，以及避免传动系出 现共振，该离合器从动盘沿圆周方向装有6 个减振弹簧作为扭转减振器。在6 个减振弹簧中具有不同的剐度，这种变刚度特性可以避免传动系的共振。当传 递发动机扭矩时，离合器钢片和花键毂之间的减振弹簧被压缩而产生相对运动。 离合器摩擦片总成还具有轴向缓冲的弹性机构，在离合器快速结合时，使整个 摩擦片表面能均匀地结合，从而提高起步和换挡的稳定性。此外，为减小共振 振幅并尽快使振动衰减，在摩擦片夹持板与花键毂之间装有摩擦垫圈、摩擦板 及碟形垫圈，以三者之间的摩擦来吸收扭转振动的能量，起到阻尼的作用。 离合器分离装置在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧既作为压紧弹簧使用，又 具有分离杆的作用。当分离轴承推动膜片弹簧的指端时，膜片弹簧通过支点将 压盘收起，使摩擦片与飞轮、压盘分离。在发动机和变速箱输入轴间有一套膜 片弹簧离合器，通过一套分离轴承使离合器离合。在该结构中，分离轴承在一 个导套上进行定心引导，导套套在变速箱输入轴的外面并用法兰连接在变速箱 箱体壁上。分离轴承内圈旋转，内圈端面与膜片弹簧的分离指相接触，由于离 心力的作用，内圈便会自动地沿径向方向浮动到与膜片弹簧分离指的旋转轴线 中心。在该结构中，分离轴承主要承受轴向载荷和轴向冲击载荷。 2 4 试验机工作原理 离合器分离轴承是在高速、高温、强烈的轴向冲击振动和恶劣的环境下工 作的，且存在着发动机输出轴与变速器输入轴之间的偏心等，因此它的寿命不 仅与其额定载荷和极限转速有关，而且其密封性能、调心性能也是决定其寿命 的重要因素。我国常用的推力轴承、深沟球轴承和角接触球轴承一般不具有调 心性能，而白调心轴承则可以消除由于旋转轴偏心引起的异常噪声、温升等不 良情况，同时也有利于提高分离轴承的寿命。随着分离轴承技术的发展，分离 轴承与套筒的一体化实现了离合器组件的小型化、轻量化，经过理论和实践验 证，内圈旋转型自调心轴承具有良好的高速性能、高可靠性、高使用寿命是离 合器分离轴承的发展方向。 离合器分离轴承的调心原理：离合器压盘总成膜片弹簧的旋转中心和分离 轴承中心有一偏心量。当离合器旋转时，膜片弹簧和轴承内圈端面接触力将产 生差动滑动，轴承内圈将受到朝着膜片弹簧旋转中心力的作用。在该力的作用 下，轴承中心经过螺旋状的轨迹，最终稳定地保持在膜片弹簧的旋转中心。 试验机的模拟离合器参照汽车离合器的结构而设计。模拟离合器由飞轮、 离合器压盘总成构成，模拟离合器安装在试验机主轴的悬伸端，由主轴驱动旋 转。根据不同型号分离轴承简单更换飞轮、离合器压盘总成即可。分离轴承的 加载及轴向移动由油缸推动杠杆模拟离合器分离杆来实现，分离轴承的轴向预 紧力根据轴承不同型号调整预紧弹簧来实现。该结构模拟了汽车离合器的结构 和工作原理，简化了一些不必要的零件，大大减少离合器的故障率，提高了试 验的可靠性。 2 5 采用的关键技术与措施 根据离合器分离轴承试验机的技术指标要求和模拟性强等特点，采用了以 下关键技术与措施。 2 4 1 该试验机采用悬臂结构的设计方案，实现了离合器分离轴承多项模 拟功能的要求。 用模拟离合器代替了汽车离合器，分离原理相同、结构简单，使用更可靠。 根据不同型号轴承简单更换模拟离合器即可。 试验轴承的轴向移动的动态模拟由计算机自动控制油缸的位移或轴承载荷 的大小来实现。既由计算机d a 输出信号控制比例阀，由比例阀推动油缸并通 过杠杆来实现。在杠杆装置设计中采用了双关节轴承联结，避免了杠杆对试验 轴承自调心性能的影响。 角度、偏心量的模拟通过支承座的微调整来实现。 试验轴承零位预紧力的模拟通过调整弹簧的预紧力来实现。 2 42 目前国外离合器分离轴承试验机设计最高转速为6 0 0 0 r m i n ，为满 足试验技术进一步发展的需要，该试验机的设计最高转速为1 0 0 0 0 r m i n 。反映 主传动上要求转速高、传动功率大、传动比大，一般三角带传动难以满足这一 要求。为此，试验机采用高速同步带传动。 2 4 3 采用了动态响应高、稳定可靠的电液比例闭环控制系统，实现对试 验轴承的加载和往复运动。该系统采用电液比例换向阀和放大器作为控制元件， 油缸作为执行元件，通过位移传感器、力传感器的反馈信号，由反馈调节系统 实现了位移、载荷的自动控制。 2 4 4 计算机技术已广泛应用于试验技术领域。该试验机采用了性能可靠、 工作稳定的工业控制微机技术。采用模块化设计，实现了多项功能试验，具有 完备的设定、存储、打印、报警、图谱跟踪等功能。 第三章试验机主体设计 轴承试验机的设计隶属非标准设备设计的范畴。它的设计范围包括试验机 主体( 机械系统设计) 、电器测控系统设计、液压系统设计、计算机监控系统设 计和轴承专业理论知识的应用。既包括了传统的设计方法，又涵盖了当今新技 术的应用，轴承试验机设计的核心就是试验主体的设计。 离合器分离轴承模拟试验机在总体方案设计过程中，坚持先进性、实用性 和经济性相结合的原则，采用机电液一体化技术、微机监控技术，实现了试验 机各项功能的要求。 3 1 试验机主体设计 卜同步带2 - 支承轴承3 - 主轴系4 - 高温箱5 - 模拟飞轮6 - 离合器压盘总成7 一 试验轴承8 - 杠杆机构9 噪声传感器1 0 一力传感器1 1 一油缸1 2 一位移传感器 1 3 一温度传感器 图3 1 试验主体结构图 根据课题主要技术指标的要求，试验主体采用悬臂结构形式。在设计内容 上包括试验机的模拟离合器结构设计，旋转轴系的设计，加热箱的设计，试验 轴承运动机构的设计。 3 2 轴系设计及计算 3 2 1 主轴组件刚度的近似估算 在设计试验机主轴组件时，常需对初步拟定的几种结构进行刚度估算和比 较。实际的主轴组件往往是一个复杂系统，系统中的主轴是一个变截面的梁， 轴承有各种不同的径向刚度、轴向刚度和角刚度，轴承与箱体及轴的配合形式， 结合面的性质等都不一样。这些都影响主轴组件的刚度。一般的主轴组件可用 图32 的简支梁力学模型来表示。 图3 2 主轴组件的简化模型 其中k 和k ，分别为前后支承的刚度，为支承跨距，a 为悬伸长度。 主轴前端的变形y ，等于外载荷尸的作用下，因轴承的变形而引起的轴端 位移y 。与因主轴本身的变形而引起的轴端位移n 之和。 d 3， v 。= 竺仁+ 1 ) ( 3 - 1 ) 前、后轴承的变形 故 又 所以 6 产警6 ， c l庀2 “( 1 + ；) + 6e ； 月。2 p ( 1 + ) ，r s 2 p ； 。：旦l + 蔓 垂+ 一2 a + 1 “k ll lk z j c 2 7 j ，：只+ 儿：j p e j ，、( i l + - + 詈f + 鲁 ；+ 孚+ t ( 3 - 2 ) 故柔度再1y = 烈a 3 1 + 心+ 黪+ 划 。， 式中k 一主轴组件的刚度，吵m m e 一主轴材料的弹性模量，吵m m 2 i 一主轴截面的当量惯性矩，m m 4 32 2 主轴最佳支承跨距 图3 3 为主轴本身变形所引起的轴端位移h 和轴承变形所引起的轴端位移 y ：示意图。 图3 3 轴端位移的分解和最佳跨距比 根据主轴结构确定了悬伸长度口后，支承跨距f 的选取对主轴组件的刚度有主 要的影响。 从图3 3 曲线可以看出，在一定的外载荷p 的作用下，随着跨距比z 的增 加，轴端位移y 先由大变小，到极小值，然后又由极小值逐渐增大。轴端位移y 极小值所对应的跨距比形称为最佳跨距比，f 。为最佳支承跨距。 对于图32 所示的力学模型，可将式( 3 - 3 ) 对，求导。最小挠度条件为 亳= 。，这时的，应为最佳跨距z 。 即生3 e la 商k + 分争静 整理后得，_ 6 托e l l o 一6 也e i ( a1 + 鲁) = 。 k ，e 庀， 令综合变量n 3 七e d 1 ，代入式( 3 4 ) ，可解出 在设计中已知 丘，= li 1 0 m m ， 求得： a 支点轴承刚度t 主轴平均夕 径6 9 n 1 | r n 14 7 1 0 n m m 悬伸a = 1 2 5 n m a ，e ，= o0 5 6 9 4 = 1 1 3 x 1 04 m m 4 e 2 1 1 05 1 1 3 1 0 4 _ 2 万。 1 4 7 1 0 3 1 2 5 生：! ：! ! ：! ! ：1 3 3 6 k 2 1 1 x 1 0 3 查主轴最佳跨距计算线图可得 ， 卫= 32 d 故最佳跨距，。= 1 2 5 x3 2 = 4 0 0 3 ，2 ，：j 主轴临界转速计算 l5 08 3 ( 34 ) ( 3 5 ) b 支点轴承刚度 21 1 0 5 n m 二 毒 ( i ) 轴系的基本参数 图3 4 轴系结构图 表3 1 轴系的基本参数 c l m m1 ) m mb l i i lf a m a x nf r m a x nn r m i n 。) e 2 1 7 q t ( 前) 8 51 5 02 85 0 0 02 6 2 51 0 0 0 0 】e 2 1 7 q t ( 后) 8 51 5 02 8 5 0 0 06 2 51 0 0 0 0 离合器压盘 6 0 2 8 8 6 2 5 0 0 02 0 0 01 0 0 0 0 ( 2 ) 主轴临界转速计算 当轴的转速达到或接近某一定值时，将会发生共振现象，严重的会使轴、 轴承、轴上的零件甚至整个设备遭到破坏。发生共振时轴系的转速称为临界转 速。 轴临界转速的大小取决于材料的弹性特性、轴的形状和尺寸、轴的支承形 式和轴上零件的重量等。轴的临界转速在数值上与轴振动的固有频率相同。因 此，一根轴在理论上有无穷多个临界转速。转速低于一阶临界转速的轴称为剐 性轴，对于转速较高、跨度较大而刚性较小或外伸端较长的轴，一般应进行临 界转速的校核计算。设”为轴的工作转速，为轴的一阶临界转速，对于刚性 轴则应有n 07 s n ，。 主轴临界转速计算公式为： 3 0 4 1 0 4 兄d 2 j w o l 3 + l ；。z w a 2 b + y g , ( 1 0 + c , ) 1 嘭一支承间第i 个圆盘质量( 千克) g ，- - e b b * 端第j 个圆盘质量( 千克) 峨一轴的质量( 千克) ，对实心轴巩= 6 1 7 1 0 1 t d2 l d 一轴的直径( 毫米) 一轴的全长( 毫米) ，。一支承间距离( 毫米) ab ， 支承间第i 个圆盘至左及右支承间的距离( 毫米) c ，一外伸端第j 个圆盘至支承间的距离( 毫米) 兄 系数 ( 3 - 6 ) 取g jz p v = 8 9 1 03 石( 月2 一2 ) 3 94 x l o 9 = 61 7 1 0 “d2 上 d 。6 7 r a m l = 5 9 7 m m l o = 4 0 0 m mc ，= 1 2 5 m m = 2 18 代入式( 3 - 6 ) 得： 30 4 x 1 口x 2 18 6 = 1 6 1 4 0 r r a i n 则该轴系一阶临界转速为1 6 1 4 0 r m i n 。 故该轴系工作转速m 07 5 n ，= 07 5 1 6 1 4 0 = 1 2 1 0 5 r m i n 3 2 4 功率计算 ( 1 ) 轴承摩擦力矩计算 轴承摩擦力矩计算公式为： m = m o + m l 式中m 。一轴承类型、转速和润滑油性质有关的力矩n m m 盯，一与轴承所受负荷有关的力矩n m m m 。的计算式为： 2 m o = 1 0 。厶( v n ) “d ： 式中：j 9 。一轴承节圆直径( 毫米) 与轴承类型、润滑方式有关的系数，查表 一轴承转速( r m i n ) y 一在工作温度润滑剂的运动粘度m i n t s ( 3 - 7 ) ( 3 - 8 ) m 的计算式为 m l = p l d 。 式中： ，l 一与轴承类型和所受负荷有关的系数，查表 p ，一确定轴承摩擦力矩的计算负荷n 在( 3 9 ) 式中，= 0 0 0 1 3 ( p o c o ) o ” r c o = l s n 鼻= 只0 1 只 式中： 只、一轴承当量负荷n c 一轴承额定静负荷n s 一安全系数 c轴承承受的轴向负荷n f 一轴承承受的径向负荷n 代入式( 39 ) 得：m = 0 0 0 1 3 ( 1 s 。) o3 5 ( e - 0l f ) d 。 ( 2 ) 前支承轴承e 2 1 7 q t 摩擦力矩计算 m 。的计算 取五= 4 月= 1 0 0 0 0 r r a i n 域= 1 1 75 r a m 代入式( 3 - 8 ) 得 2 m o = 1 0 一。4 ( 1 0 x 1 0 0 0 0 ) 3 1 1 7 5 3 ( 3 - 9 ) ( ：卜10 ) y = 1 0 m ? y l = ， = 1 3 9 8 nm m m 的计算 取s 。= 2 5c = 5 0 0 0 ne = 1 3 7 5 nd 。= 1 1 75 m m 代入式( 3 - 1 0 ) 得 m = 0 0 。1 3 ( 去) 0 ”( 5 0 0 0 _ 0 l 2 6 2 5 ) 1 1 7 5 = 5 3 4 8 n m m m * = m o + m 】= 1 9 2 3 8 n - m m ( 3 ) 后支承轴承e 2 1 7 0 t 摩擦力矩计算 m 。的计算 取 = 4 = 1 0 0 0 0 r m i n d 。= 1 1 7 5 m m v = 1 0 m m2 s 代入式( 3 - 8 ) 得 m = 1 0 4 x ( 1 0 1 0 0 0 0 ) 3 1 1 7 5 3 = 1 3 9 8 n m m m 的计算 取s o = 2 5c = 5 0 0 0 n f r = 6 2 5 n巩= 1 1 7 5 m m 代入式( 3 - 1 0 ) 得 m ，20 0 0 1 3 。( 万t ) 。”。( 5 0 0 0 一0 1 6 2 5 ) 1 1 7 t 5 = 5 5 7 4 nm m m e = m o + m 1 = 1 9 5 5 nm m ( 4 ) 试验轴承5 4 t k a 3 5 0 1 t n 摩擦力矩计算 m 。的计算 墩a = 2 h = 1 0 0 0 0 r r a i n d 。= 6 5 m m v = 6 8 m m2 s 代入式( 3 - 8 ) 得 2 m = 1 0 7 2 x ( 6 8 1 0 0 0 0 ) j 6 5 3 = 4 2 5 nm m 肘的计算 取s 。= 2 5c = 5 0 0 0 nc = 0d ，= 6 5 m m 代入式( 3 1 0 ) 得 m ：0 0 0 1 3 ( l ) ”3 5 0 0 0 6 5 25 = 2 63 n m m m h = m o + m 1 = 4 5 1 3 n m m ( 5 ) 轴系总的摩擦力矩 吖总= m 试+ m 前+ m 后= 1 9 2 38 + 1 9 5 5 + 4 5 1 3 = 4 3 3 0i n m m = 4 3 3 nm ( 6 ) 轴系的功率计算 其计算公式为： n = m n 9 7 4 0 式中：m 一转矩( n m ) 一功率( k w ) h 一转速( r m i n ) 取m = 4 3 3 nm = 1 0 0 0 0 r r a i n 代入式( 3 - 1 1 ) 得 l9 ( 31 1 ) n = 4 3 3 1 0 0 0 0 9 7 4 0 “44 5 k w 试验主体所需功率为4 4 5 k w ，故选用主电机功率5 5 k w 。 3 25 主轴强度校核 试验主轴既承受扭矩，又承受弯矩，故其强度校核应按扭弯合成条件进行。 主轴载荷分析如图3 5 所示： l = 400c = 125 l 。= 5252 5n m m 图3 5 主轴载荷分析 最大弯矩m h = c c = 2 0 0 0 x 1 2 5 = 2 5 0 0 0 0 n m m 扭 矩t = 9 5 5 0 0 0 0 p n = 9 5 5 0 0 0 0 5 5 1 0 0 0 0 = 5 2 5 2 5 n m m 主轴强度校核公式如下： d = m ：+ t2 w ( 3 1 2 ) 式中： 口一弯曲压力m ! o a m 。最大弯矩 n m m r 一扭矩n m m w 一抗弯剖面模数m m 3 ， 取m h = 2 5 0 0 0 0 nm m t = 其中w = x d3 3 2 5 2 5 2 5 n m md = 1 1 75 r a m 代入式( 3 - 1 2 ) 得 口= 15 7 m p a 查表知合金钢的许用应力b = 7 0 m p a ，则a 纠 故此试验主轴强度足够。 3 2 6 主轴刚度校核 ( 1 ) 弯曲刚度校核 400 其公式为 f 何、滞 图3 6 主轴受力简图 ”蒜 吼= 一2 0 。 a 。：一。一j i ；i ；j i 胪即一旒 ( 3 一1 3 ) ( 3 - 1 4 ) ( 3l j ) ( 3 1 6 ) 式中： f 一集中载荷( 公斤) f 一支点问距( 毫米) c 一外伸端长度( 毫米) 咖，一支点间的当量直径( 毫米) 西，一外伸端的当量直径( 毫米) 取f = 2 0 0 0 n ，= 4 0 0 r a mc = 1 2 5 m m d v l = 8 5 m md v 2 = 1 9 1 m m 分别代入式( 3 - 1 3 ) 、( 3 1 4 ) 、( 31 5 ) 、( 3 - 1 6 ) 得 p 。：2 0 0 0 x 1 1 2 5 t x4 0 0 ：3 1 9 1 0 一一 “ 6 1 0 x 8 5 4 口口= 一6 3 9 x 1 0 4 一。= 一s ，。t 。4 一篇= 一，s s ，。一4 2l y c ：一6 3 9 。1 0 。1 2 5 一! ! ! 孥! 堡：一8 0 8 5 x 1 0 - 2 3 1 0 3 1 9 1 4 对刚度要求较严的轴： 【y 。】_ 0 , 0 0 0 2 = o1 0 4 m m p 。】- 0 0 0 5 = 5 1 0 。弧度 n o 。c p 一 ，y 。c k 】 故试验主轴的弯蓝刚度足够。 ( 2 ) 扭转刚度校核 其公式为： = 7 2 0 0 0 去r a d m ( 3 - 1 7 ) d 式中： t 一轴所传递的扭矩( 公斤米) d 一轴的直径( 毫米) 取r = 等公斤米， d = 8 5 m m 代入式( 3 - 1 7 ) 得： d ：7 2 0 0 0 5 2 5 9 8 ：73 9 1 0 m d 8 5 查表知：精密主轴许可扭角瞄】一o5 r a d m ，则。 】 故试验主轴的扭转刚度能够满足要求。 3 3 传动系统设计 试验机传动系统由变频器、交流变频电机组成，通过一级同步带传动，驱 动模拟离合器旋转，由模拟离合器膜片弹簧驱动试验轴承内圈( 或外圈) 旋转， 实现了传动系统的无级调速，试验机最高转速1 0 0 0 0 r m i n 。 传动系统的重点设计在同步带传动设计计算 33 1 求设计功率 ( 1 ) 确定原动机级别为i i 级，工况系数f ；- i 6 ( 2 ) 疲劳修正系数c = o 2 ( 3 ) 增速修正系数c 。= 02 总修正系数c 。= f 。+ c ，+ c 。- i 6 + 0 2 + 0 2 - 2 则设计传动功率p c - p c 。= 5 5 2 - 1 1 k w 3 32 选择带节距 根据设计传动功率p 。- 11 k w ，小带轮转速为1 0 0 0 0 r m i n ，带节距为5 m 。 3 3 3 选择带轮和带长，确定中心距 ( 1 ) 已知传动比为k = 3 4 6 ( 2 ) 根据线速度要求小带轮直径范围6 5 7 5 则大带轮齿数z 2 = k x z l = 3 4 6 4 4 ：1 5 22 4 大带轮节径d ：墨堕：5 x 1 5 2 = 2 4 2 万 石 选择小带轮齿数乙：4 4 圆整z = 1 5 2 小带轮节径d ：墨堕：5 4 4 ：7 0 汀i ( 3 ) 根据已知的传动条件，选择中心距c ：5 6 0 ( 4 ) 计算小带轮包角口 。：2 a r c c o s 墨! 兰! 二墨11 2 月c ：2 a r c c o s 5 ( 1 5 2 - 4 4 ) 2 庀5 6 0 = 2 a r c c o s 01 5 3 5 = 2 8 1 。 = 1 6 2 。 ( 5 ) 计算带长 k 2 c s l n 争州争引蠡 _ 2 6 5 0 m 1 6 2 2 m + 5 x 1 5 2 - 5 ( 1 5 2 - 4 4 ) 器 = 13 0 0 0 9 8 7 7 + 7 6 0 5 1 0 8 0 4 5 = l8 0 l 查h t d 圆弧齿同步带型号规格表：选取1 8 0 0 33 4 计算带宽 ( 1 ) 根据小带轮齿数和转速，从表中查得基准功率传动容量p 、：18 1 9 ( 2 ) 计算啮合齿数 t i m = 蠡z 。= 丽1 6 2 堋硼s 查表得啮合系数瓯= 1 0 0 ( 3 ) 带宽系数巴的计算 o ：差了：l ：5 m 9 。w2 云南2 l x l 9 1 9 x i 2 3 9 ( 4 ) 根据带宽系数c 。值，表中查得所须带宽为4 0 根据上述计算，选得同步带和轮子为： 23 同步带 小带轮 大带轮 中心距 1 8 0 0 5 m 一4 0 p 4 4 5 m - 4 0 a f p 1 5 2 5 m4 0 a f 5 6 0 第四章电液比例速度系统设计 4 i 电液比例控制技术 电液比例控制技术广泛应用于工业控制，从而实现了设备控制的自动化。 采用电液比例控制技术，不仅能完成诸如压力控制、位移和速度控制并能承受 高频率