毕业设计（论文）-乘用车四分之一悬架试验台设计.doc

中北大学2017届毕业设计说明书毕业设计说明书 乘用车1/4悬架试验台设计 学生姓名： 学号：学 院： 机械与动力工程学院 专 业： 车辆工程 指导教师： 2017年6月乘用车1/4悬架试验台设计摘要悬架对一辆汽车的性能好坏影响很大，它的性能好坏直接影响着汽车的行驶平顺性和驾驶员的乘坐舒适性，同时它也是用来评价整车性能的关键所在。尤其今天，汽车行业磅礴发展，汽车性能的好坏将直接决定该车的销量。因此，设计一台能够对汽车悬架进行测试的悬架试验台迫在眉睫。全套图纸加扣 3012250582本篇文章通过对现如今的4种悬架测试方式的性能分析，了解其各自的优劣，提出自己的试验台设计思路。本设计采用现如今所用较为广泛的共振式（也成谐振式）的方式为核心进行设计，结合1/4悬架模型，设计出一台能够对汽车悬架进行振动和转向测试的试验台。因试验台针对1/4悬架，针对不同悬架模型可以以配重块的多少模拟各种不同质量的悬架，通过电动机带动传动轴，轴中有两段设置为偏心，该段安装偏心轮，偏心轮与试验台承重台板相连，通过偏心轮的偏心转动实现台板的激振，从而达到测试悬架振动的目的。转向功能则通过曲柄连杆实现，通过减速器将电动机输出转速降低，减速器连接曲柄连杆拉动转向节完成转向测试。该试验台具体设计主要包括加载装置的选择确定，台架各类机械元件包括传动轴、轴承、偏心轮、联轴器、承重台板、滑块、立柱、立柱加强板的材料选择与强度校核，之后对所设计出的台架进行有限元中静力学分析，判断所设计试验台能否真正投入使用。本设计所选用汽车模型为桑塔纳2000，通过设计计算以及校核得出本试验台可以对该悬架进行振动以及转向进行测试。因此，在之后的悬架测试试验中，本试验台有望扮演着举足轻重的角色。关键词：悬架，试验台，振动，转向，有限元分析Design of Passenger Vehicle 1/4 Suspension Test BenchAbstractSuspension on a cars performance is very good or bad, its performance is a direct impact on the cars ride comfort and ride comfort of the driver, and it is also used to evaluate the performance of the key vehicle. Especially today, the automotive industry majestic development, car performance will determine the quality of the car directly. Therefore, the design of a suspension to test the suspension of the test stand is imminent.This article through the present four kinds of suspension test mode performance analysis, to understand their own advantages and disadvantages, put forward their own test bed design ideas. This design uses a more extensive resonant (also resonant) way as the core design, combined with the 1/4 suspension model, designed a car suspension can be vibration and steering test bench. Because the test bed for the 1/4 suspension, for different suspension models can be equipped with a number of different mass of the suspension of different quality, driven by the motor drive shaft, the shaft has two sets of eccentricity, the installation of eccentric wheel , Eccentric wheel and test bench bearing plate connected to the eccentric rotation through the eccentric wheel to achieve the vibration of the platen, so as to achieve the purpose of testing the suspension vibration. Steering function through the crank connecting rod to achieve, through the reducer to reduce the motor output speed, reducer connected crank connecting rod to complete the steering test.The specific design of the test bed includes the selection of the loading device. The various mechanical components of the gantry include the material selection and the strength of the drive shaft, the bearing, the eccentric wheel, the coupling, the bearing plate, the slider, the column and the column reinforcement plate. Nuclear, after the design of the bench for static analysis, to determine whether the design of the test bed can be put into use.The design of the selected model for the Santana 2000, through the design calculations and verification can be drawn to the test bench can be the suspension of vibration and steering to test. Therefore, in the subsequent suspension test test, the test bench is expected to play a pivotal role.Key words: suspension, test bed, vibration and steering, finite element analysis目录1 前言11.1 本课题研究背景：11.2 现有试验台及性能分析11.2.1 按压式11.2.2 跌落式21.2.3 共振式21.2.4 平板制动式31.3 国内外研究现状41.4 本章小结42 试验台总体方案设计52.1 1/4悬架模型设计52.2 试验台主体设计62.2.1 试验台主体结构62.2.2汽车悬架试验台的工作原理62.3 本章小结73 试验台各元件的设计计算83.1 电动机的选择83.1.1 确定电动机类型83.1.2 确定电动机容量83.2 承重横梁的设计校核93.3 转轴的设计与校核103.3.1轴的材料的确定103.3.2 轴的尺寸确定113.3.3 轴的结构设计123.3.4 轴的强度校核133.4 偏心轮的设计计算163.4.1 材料的选择163.4.2 偏心轮的结构设计163.5 轴承的选择和计算163.5.1 选择轴承型号163.5.2 轴承的校核计算163.6 圆环套的设计173.7 减速器设计183.7.1 减速器传动比的确定183.7.2 齿轮参数的计算与校核193.8 曲柄滑块装置设计213.9 试验台台板的设计计算213.10 夹紧装置的设计233.11 固定座轴承设计与校核233.12 电动机与联轴器间键的选择与校核253.13 联轴器与传动轴间键的选择与校核263.14 导轨的设计273.15 立柱的设计273.16 联轴器的选择283.17 底座的设计293.18 其他零件设计293.18.1 法兰盘设计293.18.2 立柱加强板和配重块设计303.19 本章小结304 悬架试验台有限元分析314.1 有限元分析软件简介314.2 结构静力学分析简介324.3 静力学分析基本原理324.4 模型的静力学分析324.4.1 承重板静力学分析324.4.2 转轴的静力学分析334.5 本章小结345 总结与展望355.1 全文总结355.2 展望35参考文献36致 谢38III1 前言1.1 本课题研究背景： 现如今汽车行业正在蓬勃发展，各国都在对汽车行业的发展委以重任，而我国将汽车行业的发展视为重中之重，近几年来，我国在汽车销售方面上升势头很是凶猛，而到今天已经稳稳霸占世界第一的位置。而汽车也从过去的奢侈品逐渐成为人们生活中的必需品，成为我们出行最重要的一个工具。也正因如此，人们开始更加注重汽车的驾驶体验，对于乘坐汽车的舒适性和行驶过程中的平顺与安全性的要求也更高。而与之相关，汽车悬架的性能与品质就变得至关重要。为了人们能够有更好的驾驶体验，我们需要对汽车悬架的各种性能进行检测，特别是对悬架的振动性能和转向性能进行测试，汽车悬架试验台也就应运而生。而有些时候，受限于各种因素的影响，我们很难对整车进行检测，此时便会通过1/4悬架检测台对悬架进行检测。1.2 现有试验台及性能分析在过去，人们大多运用自己的经验，依靠自己多年的工作经验来观察悬架用以判断悬架的性能好坏，大致为看一下弹簧是否出现裂纹，悬架减振器是否出现漏油现象，弹簧和导向机构是否出现连接松动的现象，螺栓有没有脱落等等1。很明显，这种检测方法太过于考验检测人员的经验以及专业素养，同时存在个人主观性评价过强，结果可靠性不足的缺点。之后才逐渐出现了专业的汽车悬架试验台，如今试验台按其激励方式可划分为按压式、跌落式、共振式和平板制动式四种。下面对其进行简要分析：1.2.1 按压式 图1.1 按压式示意图 它的原理是人工用力或者通过机器将车体往下按，到达一定程度后释放，车体此时会做逐渐衰减的振动，同时用检测仪器将汽车的振动记录下来，根据形成的曲线来对汽车的悬架性能进行评价。此方法优点在于成本低，且检测的方法简单；而缺点则是得出来的结论不够精确，可靠性不足。1.2.2 跌落式 图1.2 跌落式示意图 顾名思义，这种方法是用某一装置将汽车提升到某一高度，或是将车向下拉紧，之后将车释放，通过检测仪器来记录其运动曲线，之后分析悬架性能。 此方法优点在于检测结果的准确性更高，且能够较好地模拟汽车的实际运动；而缺点则在于同一轴上的两悬架不能单独检测，而且该方式所用检测装置过于繁多，不适于实际应用。1.2.3 共振式图1.3 共振式示意图这是目前应用最为广泛的一种方式，而这种方式本身又可细分为转鼓式和平板式两种。转鼓式为将转鼓表面做成不平状，它可通过改变转鼓的转速从而达到控制激振的频率的目的。此种方式的优点在于结构简单，车轮和转鼓之间的相互作用更加接近于与实际路面之间的接触。而缺点则是检测台成本较高，检测时对于车轮的固定要求很高，固定不好会严重影响检测结果。而平台式则是让试验台按照正弦规律做往复运动，用偏心轮来实现激振的功能。这种方式目前使用较为广泛，但是因为检测数据难以保存，因此很少用于人工维修作业。1.2.4 平板制动式图1.4 平板制动式示意图此方法为驾驶员驾驶车辆驶上试验台，之后快速踩下制动器，让四个车轮得以在四块试验台上完成制动，利用制动点头现象所产生的振动测出该车的运动曲线，从而完成对悬架的评价。此方式有点在与更加接近真实路况，能够较为真实的显示出汽车悬架的性能优劣，而且能够同时检测多个项目。缺点则是太依赖于驾驶员的操作技术，一旦操作失误，试验就将重做，而且很难重复操作。1.3 国内外研究现状 随着人们生活水平的提高，大家对于驾驶体验的要求也在提高，因此，人们急需一种能够对汽车的悬架的相关性能进行快速检测的仪器设备，世界各国的科学家们也都在为此设备的问世做着最大的努力2。 在国外，他们对于汽车悬架的研究起步较早，目前他们的汽车悬架检测及维修技术正在向着电子化和集成化的方向发展，如今他们的某些仪器已经实现了机电一体化，日本弥荣公司已经将汽车制造装置、车速检测仪、排放分析仪器和四轮定位仪等组合在一起，它不仅可以测定汽车的四轮定位参数，还可以对汽车悬架性能、发动机功率、汽车振动等诸多功能一同测试，实现了一专多能的特性。 在国内，虽说人们对于悬架的研究起步较晚，但如今很多大型企业和设有汽车相关的专业的学校都已经对悬架进行了相应的研究和开发。目前大家常用的悬架检测方式是通过检测车轮与地面之间的接触的原理来进行悬架性能的检测，最为大家所熟知和使用的检测台为谐振式检测台，而它又可分为测力式和测振幅式两种方式，相比于测振幅式，测力式更为大家多接受。1.4 本章小结 本章指出了悬架的研究背景以及国内外的研究现状，虽说国内对于的研究起步较晚，但经过多年的努力已经有所成就，同时对悬架的四种测试方式进行了简单的分析，指出各自的优缺点，并确定现如今得以广泛运用的为谐振式，本次设计也将采用此种方式。 2 试验台总体方案设计2.1 1/4悬架模型设计 车辆的悬架系统并非一个简单结构，而是一个极为复杂的系统，但在此次的试验设计中，为了简化试验难度，我们需要根据具体车辆系统的结构形式和该车悬架的类型对悬架系统进行适当的简化，而1/4悬架则应运而生。这种悬架简化模型虽然无法对整车信息进行完整体现，但它所包含的悬架性能信息足够完成本次试验，而且它的结构相对整车要简单得多3。驾驶员的乘坐舒适性很大程度取决于悬架的垂直振动，下图则是本设计所采用的1/4悬架模型：图2.1 二自由度汽车悬架模型 在这个模型中，弹性轮胎是由线性弹簧来代替，该模型忽略了轮胎的阻尼，Kt表示轮胎的刚度系数，Ks是悬架刚度系数，C则代表减振器阻尼系数，m和M各自表示非簧载质量和簧载质量，Zr、Zu和Z各自为路面输入、非簧载质量位移和簧载质量位移。 根据牛顿定律，建立该悬架的动力学方程： （2.1） （2.2）该模型可以对车身地板振动、汽车转向和悬架动行程进行测试，满足该的设计要求。2.2 试验台主体设计2.2.1 试验台主体结构簧载质量采用滑轮导轨进行定位及导向，共采用4组导轨；中央台板放置悬架装置；为便于簧载质量的调整，在立柱上装有辅助支撑支架，通过配重块模拟不同质量悬架，整个试验台台架用地脚螺栓固定在铁质地板上。图2.2 悬架试验台主体结构悬架试验台主要由框架装置，激振装置，动力装置，拉动转向装置和配重装置组成。2.2.2汽车悬架试验台的工作原理图2.3 试验台台板振动工作原理简图此包括底板、立柱、上承重板和下承重板，其中底板是这个试验台的基础，它承担着固定和支撑汽车悬架装置和整个重量的重任，用螺栓将其固定于地上。该试验台的驱动装置中的偏心轴通过联轴器与电机相连，为轴输入动力。偏心轴可通过自身的旋转将电机赋予的旋转运动转换为水平和垂直两个方向的运动，完成对于悬架的振动测试4。图2.4 试验台转向测试系统转向测试则是依赖减速器将电动机转速降低，之后通过曲柄滑块机构，连接车轮转向节，通过推拉转向节完成对悬架的转向测试。针对于不同的车型，我们可以更换各自车型的悬架装置，质量通过改变配重块的数量完成模拟。2.3 本章小结 本章总体概述了本试验台的工作原理和结构，确立了二自由度1/4悬架的动力学模型，并确定了本试验台的加载装置，确定电动机型号及电动机容量等一系列参数，确定了本试验台设计的基调。3 试验台各元件的设计计算3.1 电动机的选择3.1.1 确定电动机类型通过对各种试验台加载装置的分析比较，同时结合自身现今的能力水平，最后决定用交流电机做为试验台的加载装置。可采用Y系列三项交流异步发电机5。这种发动机有点明显，效率高，性能优良而且安全。根据试验台的要求，此电动机可满足试验台的加载要求。图3.1 Y系列三相交流异步发电机3.1.2 确定电动机容量 合理选择电动机的额定功率，对于电动机和试验台能否正常工作有很大影响，如果选择的电动机额定功率过小，试验台将不能正常工作，严重还会是电动机早早地出现问题，从而导致试验台的使用寿命降低；而如果额定功率选择过高则会造成浪费，功率得不到充分地发挥，而且还会增加经济支出。因此需选择合适的电动机，使其额定功率大于等于所需功率：PcdPm.。 因为试验台振幅为6mm，最大激振频率为25Hz，通过计算得： （3.1） 试验台所需功率Pw： （3.2） 式中：Pw ：电动机所需功率，kW； v ：试验台板最大线速度，0.3m/s； F ：试验台台板所受的正压力。电动机的输出功率： （3.3）由本试验台中传动件类型可知=2rc，通过查机械设计手册可得：滚动轴承效率：r为0.99，c为0.98，可得：=0.980.992=0.960498即：Pn计算得2.465kW，因为试验台所受载荷没有较大波动，因此电动机额定功率只需要稍微比所需功率大就行，因此将其额定功率选择为3kW。 因本试验台要求台板最大振动频率不大于25Hz，因此电动机的最大转速可算得： 通过查表可最终确定电动机型号为Y100L2-4电动机。3.2 承重横梁的设计校核横梁位于试验台台板的的下面，它尺寸相对较大，而承受的载荷小，它的作用主要为支撑其试验台台板，同时将偏心轮的旋转运动转换为台板的上下振动，因此他的性能要求不高，材料只要有合适的抗压能力就行。通过各种考虑，最终选择45号钢作为横梁材料，因此强度很高，耐磨性也不过，综合力学性能也可以，价格方面也可以接受，因此，选定承重横梁材料为45号钢，并对其进行受力分析6。图3.2 承重横梁受力分析图根据其受力情况，因此只需对其下部进行强度校核。校核方法选择用布氏硬度（HBW，单位为公斤力/mm2）法。即： （3.4） 式中：D：钢球的直径/mm，一般为10mm； d: 压痕直径/mm； F：加载在钢球的试验力/N，一般为3000kg； h: 压痕深度/mm。通过计算，钢球压痕深度：此次校核中采用的压力为3000kg，而承重横梁最大所受载荷为500kg，远远小于标准载荷，同时本实验所用偏心轮直径也足够大，因此横梁强度满足要求。根据试验台安装条件，它需使得下部的偏心轮和轴承有足够的安装空间，初步将其总长度确定为400mm，宽度确定为50mm，厚度为40mm。3.3 转轴的设计与校核 转轴在本试验台中扮演着举足轻重的作用，它在具体试验检测中既要传递电动机传递的力，还要传递运动，不仅受到电动机所赋予的转矩的作用，还要受到由台板和承重横梁所传来的压力。3.3.1轴的材料的确定 因为轴的作用所限，它必须具有很高的抗疲劳强度，耐磨性也需要很好，还应有良好的加工性能7。通过综合考虑，因为45号钢对于应力集中的敏感性相对较低，而且它在经过热处理之后能够提高耐磨性，并且它相对于其他材料有着价格方面的优势，因此最终确定轴的材料为45号钢。3.3.2 轴的尺寸确定 转轴的材料选定为45号钢，其许用扭切应力/MPa为3040。根据轴的承载情况确定轴的最小直径，由之前确定的电动机功率为3kW，联轴器效率为0.98，激振频率即转轴最大旋转频率为25Hz，试验台的最大载荷为500kg，因此可得P1=Pc=2.94kWn=60f=1500r/min T=9.55106=18718Nmm 对于传动轴，我们需按照其转矩来计算其强度，则可知 （3.5）式中：T：扭转切应力，MPa； T：轴所受转矩，Nmm； WT：轴的抗扭截面系数，mm3； n ：轴的转速，r/min； P : 轴的传递功率，kW； d ：轴的直径，mm。根据上述公式可得 （3.6） = =1120.072 =13.64mm即轴的最小直径要大于等于13.64mm。d=dmin（1+5%-7%）=14.45-14.73mm3.3.3 轴的结构设计图3.3 转轴 d1:此轴段需要与联轴器相连，考虑到联轴器与电动机输出轴直径均为24mm，故取此轴段直径为24mm，因所选联轴器的轴孔长为52mm，因此此段轴长度应略短于该长度，定为50mm； d2：此轴段是与联轴器轴段连接的次细轴段，取直径为35mm，长度250mm； d3：此轴段为过渡轴段，直径取为38mm，长度取100mm； d4：此轴段需卡住垫片，防止偏心轮发生轴向攒动，定为45mm，长度也与偏心轮宽度相同。 d5：此轴段需要添加弹性垫片，根据标准轴径取为42mm，长度为2mm；d6： 此轴段需要与偏心轮相连，因此直径需要与偏心轮内经相同，直径取为45mm，长度为23mm；d7：此轴为防止偏心轮发生轴向攒动，因此直径定为60mm，长度为100mm；d8:此轴段段需要与带座球面轴承相连，同时为了避免轴发生轴向攒动，因此直径取为50，长度取为23mm。3.3.4 轴的强度校核A、按弯扭合成强度条件进行校核a.轴的受力简图 图3.4 轴的受力简图 b.计算轴上外力安装联轴器处轴的转矩： （3.7）安装滚柱轴承处的转矩：c.求支反力 （3.8）d.计算轴的弯矩，并作图 已知轴段BE长度为：l2=其所受弯矩为根据所计算的弯矩和转矩分别作弯矩图和转矩图，该轴受力计算下图所示e.计算并作当量弯矩图 图3.5 轴的受力计算图转矩按对称循环变化来计算，取通过观察受力图可知，危险截面在带座外球面球轴承所在的地方，因此在校核时只要对承受最大弯矩及转矩的截面进行强度校核，即（3.9）通过计算可以得出，轴的强度满足此试验台设计要求。 B、按疲劳强度的安全系数校核计算a.判断危险截面危险截面的判定是在于截面积相对较小而弯矩大，同时所受应力较为集中。通过上述的受力计算图可得出带座外球面球轴承的安装的地方弯矩最大，而且该处应力较为集中，因此此危险截面定为轴6的右端面。b.轴段1的右端面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 合成弯矩 扭矩 T=11.25N.m弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力幅 扭转平均应力 由，通过查阅手册得尺寸系数 ；轴按精加工处理，查阅相关资料得出表面质量系数。轴肩圆角引起的有效应力集中系数是，查得可算得综合影响系数值 （3.10） （3.11）轴的材料是45钢，取弯曲等效系数；扭转等效系数只考虑弯矩作用的安全系数，得 （3.12）只考虑扭转作用的安全系数，得 （3.13） （3.14）取S=1.51.8 ，所以此截面安全。3.4 偏心轮的设计计算3.4.1 材料的选择因为偏心轮结构很小，而且可看作与轴为一体，因此它的材料选择可与轴相同，即为45号钢，而45号钢的特性也可以满足偏心轮的设计要求。3.4.2 偏心轮的结构设计 按照本试验台的设计要求，试验台台板需要实现6mm的振幅，而且台板需要实现激振并成周期性变化，因此使用偏心轮作为试验台的激振装置。为了实现6mm的振幅，偏心轮的偏心距设置为3mm。因为承重横梁做周期性的上下振动，因此可将其视为凸轮机构，此机构外部还会跟轴承进行安装，而轴承和联轴器的安装又与偏心轮的安装直径和其本身直径息息相关，因此在对偏心轮直径设计时还需考虑联轴器和轴承的直径。因联轴器安装直径取为24mm，轴肩高度为3mm，因此滚珠轴承安装直径取为34mm，内圈直径与偏心轮直径相同，定为35mm。考虑到安装过程中的方便，将它的宽度设为与滚珠轴承内圈宽度一样。 3.5 轴承的选择和计算3.5.1 选择轴承型号考虑到偏心轮与转轴同轴心，而且在其运动时会因为偏心的缘故受到各种摩擦，并且试验台在实际试验过程中会受到各种载荷，因此，为了减少偏心轮与承重横梁因过多摩擦产生的磨损，提高各自的使用寿命，在偏心轮外安装圆柱滚子轴承8。以其安装直径为基础，通过查阅机械设计手册，最终确定轴承为代号为NUP2209E的圆柱滚子轴承。参数如下：表1 轴承代号NUP2207E的技术参数轴承代号基本尺寸/mm基本额定载荷/kNdDBCrCurNUP2207E35722371.082.03.5.2 轴承的校核计算因为汽车悬架试验台并非属于长期且不间断使用的机器，因此对于它的使用也不会有什么较为严重的后果，因此我们可以对其设计一个使用寿命，大致定为5000h。在对轴承的使用寿命进行计算时，我们需要考虑到两种极端情况，那就是载荷作用于试验台台板中间和其中一侧两种，因为载荷作用于一侧时，轴承的使用寿命最短，因此只需要对这种情况进行校核就行。 （3.15）式中：fp：载荷系数（轻微冲击时为1.0-1.2）； Fr：径向载荷。因为试验台台板说要承受的最大载荷为4000N，因此此试验台可以看作是受到轻微冲击，fp取为1.1，因此滚珠轴承所受最大当量动载荷：轴承的寿命计算公式： （3.16）式中： ft：温度系数，取1； ：寿命指数，取值为10/3。因此轴承的寿命计算结果为：=7185.72h5000h （3.17）因此，所选择的轴承符合要求。3.6 圆环套的设计在试验过程中，偏心轮在带动轴承旋转时，轴承在受到来自于承重横梁的正压力的同时，也会受到因此而产生的摩擦力的作用，加之试验台在长期使用后会产生一定的磨损，从而造成试验的误差，此外，因为此试验台是通过偏心轮的偏心运动使试验台台板产生激振，当激振频率一定时，振幅增大会使试验台加速损坏，使其使用寿命降低。为了解决这一问题，设计了一个圆环套套在滚珠轴承的外侧，用以改善轴承的受力情况，从而降低磨损，是轴承使用寿命得以正常，同时也可以提高试验台的检测精度。在对圆环套进行设计之前，需要对其的材料进行合适的选择，通过综合考虑，与上面的零件相对照，因为圆环套对耐磨性和抗压能力的要求较高，而45号钢在经过热处理之后可以完美驾驭这些要求。因此，45号钢对于圆环套的设计是一个很好的选择。图3.6 圆环套3.7 减速器设计3.7.1 减速器传动比的确定由于本试验台加载装置为1500r/min的电动机，对于该试验台实现悬架转向测试速度太快，因此需要设计一减速器来对电动机的输出转速进行调整。1.各轴转速n1 = n = 1500 r/min n2 = n1 / i1 = 375 r/min n3 = n2 / i2 = 61 r/min 式中：n转鼓转速，r/min；n1、n2、n3 输入轴、中间轴、输出轴转速，r/min；i1 、i2输入轴与中间轴传动比 、中间轴与输出轴传动比。2.各轴功率 P1 = P = 1.26kW P2 = P11 = 1.23kW P3 = P22 = 1.2 kW 式中：P滚筒输入功率，单位kW；P1、P2、P3输入轴、中间轴、输出轴的输入功率，单位kW；传动效率。3.各轴转矩 T = 9550000P/n = 44746.98 Nmm （3.18） T1 = T = 44746.98 Nmm T2 = T1i11 = 10963.01 Nmm T3 = T2 i22 = 3581.25 Nmm 式中：T1、T2、T3输入轴、中间轴、输出轴转矩，单位Nmm。3.7.2齿轮参数的计算与校核1.按齿轮弯曲强度计算齿轮参数按8级精度制造齿轮。载荷系数K=1.3，齿宽系数=0.8，=0.5。螺旋角=。齿数 取Z4=16，则Z3=163=48，实际传动比为3.齿形系数 ZV4=18.03 （3.19） ZV3=54.08 查机械设计手册得 YFa4=3.15 YFa3=2.36 Ya4=1.52 Ysa3=1.68 （3.20）法向模数 mn = 0.883 取mn=1.5mm。中心距 2= 160mm （3.21）取=50mm。算得螺旋角 （3.22）= 16.26第一级齿轮中心距与第二级相同，因此1=50mm，因为齿数的和为65-66，而按照二级传动比为4计算可得Z1=52,Z2=13。计算螺旋角 = 12.84齿轮分度圆直径 d1 = mnZ1/cos1 = 80 mm d2 = mnZ2/cos1 = 20 mm d3 = mnZ3/cos2 = 75 mm d4 = mnZ4/cos2 = 25 mm 齿宽 b3 = 0.525 = 12.5 mm b1 = 0.820 = 16 mm 取b1 = 16 mm ，b2 = 18.5 mm，b3 = 12.5 mm ，b4 = 15 mm。齿顶高：ha = mn = 1.5，齿根高hf ： 1.25mn =1.8752.校核齿面接触强度= （3.23）=189.82.5 = 474.50.9791.26 =585.57MPa=1500MPa 通过计算可看出安全得以保证。3.齿轮圆周速度 V= （3.24） = = 5.23 m/s因此采用8级制造精度符合要求。3.8 曲柄滑块装置设计 本设计采用曲柄滑块机构作为测试车轮转向的装置，通过减速器将电动机输出转速减低，减速器输出端连接一推杆，推杆另一端与车轮转向节相连，从而实现对车轮的推拉，完成转向测试9。3.9 试验台台板的设计计算 试验台台板是这个试验台上一个比较关键的零件，它在试验过程中需要承受来自于悬架系统和偏心轮的较大的压力，形状可根据试验台形状设计为长方形。根据综合各方面考虑，以及减少试验误差方面的考虑，该台板的质量不能够太大，而且他的造型需要简单明了，可以通过浇注得到。通过查阅资料得知，铝合金的可铸造能力较为优秀，所得到的铸件相比于其他材料也较为完美，因此倾向于选择铝合金材料。3.9.1 台板结构设计 （1）在设计铸件时应考虑好铸件壁的厚度，使其既能满足试验所需要的强度与刚度要求，还要能够避开浇注件通常会出现的缩孔、变形和出现裂纹等等的缺点。而且，金属铸造还有着尺寸精度高和表面粗糙度第等优点，铝合金在金属铸件中也属于佼佼者，它可通过铸造实现20%强度的提升。以其铸造方法和材料的选择为前提，最终确定台板厚度为7mm。（2） 由于台板不宜太厚，只有7mm，但另一方面它却要承受来自于各方面很大的压力，因此，为了保证它的强度和刚度，保证安全性，需要对其设计加强筋，防止其因为强度不够而出现变形、断裂等情况。通过参考机械设计手册，确定加强筋的厚度为8mm。（3） 台板在铸造过程中应保证它的厚度均匀，如若不然就会出现缩孔等问题，从而导致台板因为各种原因产生断裂的危险，从而影响台板的刚度，影响试验的测试，使得台板无法满足设计要求。3.9.2 台板的计算校核 确定好台板的基本尺寸之后，下一步就是对台板的强度进行校核，从而使其能够满足实际试验的需要。在此过程中需要对试验台台板和加强筋分别进行校核，而在此之前需要对台板的受力情况进行分析，根据查阅捷达相关文件，它的轮胎宽度为185mm，因为汽车轮胎的材料为合成橡胶，因此它在受力的作用时极其容易产生变形，因此在进行校核时，应该将台板所受的力看作是在某一部分受到均匀的力的作用。悬架系统质量定为500kg（为保证台板能够满足大多数悬架系统需求，因此参数的选择相较于现实偏大）。通过查阅资料可知该台板制造材料铸铝件的抗拉强度为390MPa，同时还需在进行强度校核时确定安全系数，用以提高台板使用寿命，最终确定安全系数为3。之后需要对其进行强度校核，在校核之前需要对其模型进行简化。3.9.3 台板的强度校核因为平板所受载荷较大，因此会对其设计加强筋增加其强度，当轮胎在台板中间时，对此时台板受力截面进行强度校核，如果此时强度校核满足要求，即说明此台板设计符合要求。取轮胎宽度为185mm，安全系数为3，台板厚度为7mm，计算得许用应力 （3.25）台板所受载荷 （3.26）台板最大弯矩 （3.27）台板所受最大应力 通过上述计算可知，该试验台板符合设计要求。3.10 夹紧装置的设计在进行实际试验时，我们需用加紧装置对轮胎进行夹紧固定，它是本试验安全性的一个重要装置，因为会时常更换悬架，因此将其设置为可调式。松开加紧装置螺栓，其夹紧装置就可以按照意愿进行移动，当移动到合适位置后把轮胎夹紧，之后拧紧螺栓即可。3.11 固定座轴承设计与校核因为电动机安装在试验台外，通过转轴完成动力传动，但由于距离稍长，为延长转轴甚至试验台工作寿命，同时因为转轴在工作时会受到外界各种因素例如振动等的影响，因此转轴的重心轴线会在工作时与要求轴线发生偏移，无法保证工作精度，因此需要有一固定座轴承将其固定10。考虑到转轴在工作室转速较高，而所受的载荷低，因此采用带座外球面球轴承。图3.7 带座外球面球轴承初步将其定为代号是UC310，座的代号为P310的轴承，通过查阅资料，其具体技术参数如下：表2 代号UC310的轴承技术参数代号轴承尺寸/mm基本额定载荷/kNdDBSCCrC0rUC3105011031223247.537.8表3 代号为P的座技术参数代号座的基本尺寸/mmAHJLP31075110212275带座外球面球轴承也属于轴承一类，因此我们需要对它进行寿命计算，其额定寿命为之前所确定的5000h，因为它只是受到径向载荷的作用，因此： （3.28）式中：载荷系数（轻微冲击时为1.01.2）； ：径向载荷。A、 试验台台板所受最大载荷为5000N（通过对轴的计算可以得出外球面球轴受到的力），当最大载荷处于台板的某一侧时，检测台认为受到轻微冲击，载荷系数取值为1.1，则滚珠轴承所受最大当量动载荷为 轴承的寿命计算式为 式中：温度系数，取值为1； ：寿命指数，取值为3。则所选的轴承的寿命为 通过上述计算可看出其结果要小于额定寿命，而实际情况是当汽车的轴重越大时，其轴距也相应越大，因此上述计算所假设的情况在现实中不存在。此时所要做的就是要对最大载荷作用于台板的中间时校核。B、最大载荷作用在台板中间时则所选的轴承的寿命为 通过计算可看出该轴承的计算寿命远超出其额定寿命，因此此轴承满足该试验台的设计要求。3.12 电动机与联轴器间键的选择与校核通过上面的设计计算可知电动机输出轴直径是28mm，而且可知电动机与联轴器之间的动力传递方式是通过电动机输出轴、键的侧面、联轴器为媒介传递，简单说就是通过三者键连接工作面间的相互挤压最终达到扭矩输出的目的，以此为前提可以选择普通平键11。考虑到电动机输出轴的长度和直径参数，最终所选择的平键的型号为键 B8740 GB/T 1096-2003。它的具体参数如下：表4 键 B8740 GB/T 1096-2003参数轴径d/mm 长 L/mm宽 b/mm高 h/mm284087因为电动机与联轴器间键的连接方式是静连接，并且通过分析可知其受到的载荷可看作是轻微冲击，因此只要对它的静强度进行校核就可以。并且通过查阅相关资料可得当键连接受到轻微冲击载荷冲击时的许用挤压应力为