毕业设计（论文）-中型车性能检测试验台传动系统设计.doc

本科毕业设计题目：中型车性能检测试验台传动系统设计学 院:专 业:学 号:200608147089学生姓名:指导教师:日 期:2010年6月7日武汉科技大学本科毕业设计摘 要 本课题主要进行综合性能检测试验台的设计。通过对市场上已有的汽车性能单项检测台进行比较和分析，设计出一款集底盘测功、制动力检测与车速表校核功能于一体的综合检测试验台。本次设计重点在于试验台的传动系统设计，解决底盘测功与制动力检测过程中的运动相互干涉现象。本文详细地介绍了试验台传动系统的设计过程。通过大量计算分析，最终确定了最佳的总体布置方案、动力传动方案以及相关部件的设计方案。方案中：一方面，DW电涡流测功机对滚筒起加载作用，其电磁转矩等于驱动轮对滚筒的驱动转矩，这样通过测力装置就可以测定出底盘功率和实现车速表校核；另一方面，电动机驱动减速器将动力传给车轮，车轮制动产生反作用力矩，从而测定车轮制动力。该试验台主要特点是将电磁离合器安装在减速器与滚筒之间，实现了结构优化，同时操作方便。此外试验台的各项参数都满足规定要求，功能全面，结构简单紧凑，操作方便有效，能够满足预期功能。关键字： 测功； 试验台； 制动力； 车速表 AbstractThe main content of this subject is to design a rack test with the comprehensive performance testing.Through the comparision and analysis of the individual testing rack in the market ,I design a set of test rack which can detect chassis power and bracking force of a car,It can also check the speedometer of a vehicle . This design focuses on the overall structure and settles the problem of mutual movement inference that appears to chassis detecting and bracking force checking.This article describes the design progress of the overall structure and transmission system in detail.By a lot of calculations and analysis ,I finally determine the best program of overall layout,power transmission and related components.In the program,on the one hand the roller is to simulate the real road condition, DW eddy current dynamometer is to load on the drum,so the chassis power and speedometer could be checked.On the other hand the power exported by electric motor is transmitted to the wheel through the Reducer, so the wheel braking force could be detected by the reverse torque.The main characteristics of the test is that a clutch is installed in the big gear ,which brings to the structural optimization. In addition, the test rack can meet all the requirements .with full-featured, compact structure, easy and effective operation .Key words: Dynamometer； Test rack； Braking force； Speedometer目 录1 绪论11.1 概述11.1.1 本课题设计的意义11.1.2 国内外发展现状11.2 试验台工作原理及设计方案11.2.1 试验台设计方案21.2.2 试验台工作原理32 滚筒结构设计42.1 确定滚筒直径及长度42.2 确定滚筒间距42.3 试验台测试能力及稳定性验算42.3.1 制动力验算42.3.2 稳定性分析53 加载装置的选择63.1 选择测功机63.2 加载装置的选型及匹配计算63.2.1 被测车型的基本参数63.2.2 匹配计算64 制动力测试系统的传动设计与计算74.1 电动机选择74.1.1 电动机功率的选择7 4.1.2 电机转速的选取74.1.3 电动机型号选择及主要参数74.2 减速器设计74.2.1 拟定传动方案74.2.2 传动比分配84.2.3 传动装置的运动及动力参数计算84.2.4 蜗杆传动设计计算94.2.5 直齿圆柱齿轮传动设计计算114.2.6 蜗轮轴的设计计算与校核124.2.7 蜗杆轴的设计计算与校核164.2.8 大齿轮轴的设计计算与校核194.2.9 轴承的选取与校核224.2.10 键的选取与校核244.2.11 减速器铸造箱体结构尺寸255 制动力测试系统的附件设计与选择265.1 链传动的设计计算265.2 主要装配零件的选择266 结束语27参考文献28致谢2930武汉科技大学本科毕业设计1 绪论1.1 概述1.1.1 本课题设计的意义 随着我国高等级公路里程的增长，公路路况与汽车性能的改善，汽车行驶车速愈来愈高，但在用汽车随使用时间的延续其动力性将逐渐下降，不能达到高速行驶的要求，这样不仅降低了汽车应有的运输效率及公路应有的通行能力，而且成为交通事故、交通阻滞的潜在因素。因此，在交通部1990年发布的13号令中，特别要求对汽车动力性进行定期检测。汽车的制动性是汽车的主要检测性能之一，是行车安全的重要保障。许多重大的交通事故往往与汽车制动性能差而导致的制动距离太长、制动时车辆跑偏等因素有关。因此检测汽车的制动性能是汽车安全性能检测的一项基本并且重要内容。汽车动力性是汽车在行驶中能达到的最高车速、最大加速能力和最大爬坡能力，是汽车的基本使用性能。汽车属高效率的运输工具，运输效率的高低在很大程度上取决于汽车的动力性。这是因为汽车行驶的平均技术速度越高，汽车的运输生产率就越高。而影响平均技术速度的最主要因素就是汽车动力性。车速表是提供汽车行驶速度信息的重要仪表，驾驶员在行车途中能够正确掌握车速，是提高运输生产力与保证安全行车的关键。驾驶员对行车速度的掌握，虽然可以依据主观估计来进行，但由于人对速度的估计往往会因错觉而造成误差，再加上车速表使用时间长后内部磁场减弱、车轮直径磨损减小等原因造成的误差，检验车速表对于保障行驶安全的意义也是非常重大的。综上所述，汽车的制动性、动力性、车速表的检测非常必要，必须定期检查。这不仅可以减少交通事故发生的概率，同时还能提高车辆的运输生产率。1.1.2 国内外发展现状目前在国内市场上，单项检测设备有很多种类，其中汽车制动性检测设备主要有测力式制动试验台、惯性式制动试验台和多功能综合式试验台。汽车动力性检测设备主要有惯性式底盘测功机、测力式底盘测功机和综合是底盘测功机。车速表检测试验台主要有标准型车速表试验、驱动型车速表试验台和综合型车速表试验台。这些设备都只能对汽车的单项性能进行检测，它们在测试各自的性能时存在着一些不足。与此同时这些设备在结构上具有许多相似之处，我们可以在这些单项设备基础上设计出综合性能检测设备，这样可以大大节省检查站的成本。1.2 试验台工作原理及设计方案1.2.1 试验台设计方案具体的总体方案图如下：1) 方案一： 1.电动机 2.减速器 3.超越离合器 4.滚筒 5.速度传感器 6.链传动 7.电磁离合器 8.测功机 9.举升装置 10.轴承 车辆驶入滚筒后，放下举升器，启动车辆，电磁离合器8连接，超越离合器3分离，动力传至测功机9，测功机吸收功率后对滚筒进行加载，由此测出驱动力和车速；接着断开电磁离合器8，超越离合器3接合，启动电机，动力经减速器传给滚筒从而带动滚筒旋转，此时用力踩下制动踏板，制动器摩擦力矩使车轮减速旋转，其产生的反作用力矩，使浮动减速器壳体和测力杠杆一起摆动，从而测出制动力。2) 方案二：1.电动机 2.减速器 3.指示与显示装置 4.电磁离合器 5.滚筒 6.速度传感器 7.链传动 8.电磁离合器9.测功机 10.举升装置 11.轴承 车辆驶入滚筒后，放下举升器，启动车辆，手动控制电磁离合器8连接，电磁离合器4断开，动力传至测功机9，测功机吸收功率后对滚筒进行加载，由此测出驱动力和车速；接着断开电磁离合器8，接合电磁离合器4，启动电机，动力经减速器传给滚筒从而带动滚筒旋转，此时用力踩下制动踏板，制动器摩擦力矩使车轮减速旋转，其产生的反作用力矩，使浮动减速器壳体和测力杠杆一起摆动，从而测出制动力。3) 两种方案的比较 方案一中选择在大齿轮内安装超越离合器，以解决底盘测功和制动力检测过程中运动相互干涉的问题；而方案二是选择在减速器与滚筒间安装电磁离合器以实现同样的目的。两种方案在理论上都是可行的，但与方案一相比较，方案二操作方便，且其使用的电磁离合器有启动转矩大，结构简单，转动惯量小，响应迅速，使用寿命长，可近远控制的优点。因此选择方案二。1.2.2 试验台工作原理1) 动力性检测及车速表校核车辆驶入试验台后，放下举升器，启动车辆，电磁离合器8连接，电磁离合器4断开，动力传给测功器，测功器吸收驱动车轮输出功率的同时，对滚筒加载；与此同时，测力装置和速度传感器测出驱动力和车速，并通过指示装置显示。2) 制动性检测动力性检测完成后，启动电动机，电磁离合器4连接，电磁离合器8断开，动力经减速器传到滚筒上，从而带动车轮低速运转，接着用力踩下制动踏板。此时，车轮制动力产生的摩擦力矩作用在滚动上，与滚筒的转动方向相反，因而产生一反作用力矩。减速器壳体在这一反作用力矩作用下，其前端发生偏转，通过测力装置可测出制动力大小。2 滚筒结构设计2.1 确定滚筒直径及长度 滚筒的直径直接影响到车轮与滚筒的接触情况，直径过小时，接触比压大，滑转率大，滚动阻力大，在高速时传递功率损失增加。而直径过大时，不仅成本增大，试验台测制动力时的稳定性降低，综合考虑取滚筒直径。 滚筒长度主要取决于被测车型所用轮胎的结构参数及试验台的通用性，在这里去取。2.2 确定滚筒间距初选被测车辆直径，设定车轮与滚筒间的附着系数，安置角初定，则。取，则实际安置角。2.3 试验台测试能力及稳定性验算 2.3.1 制动力验算对车轮进行受力分析（如图2.1），在平面力系中列出下列平衡方程式： (+)= (-)=(+)- (+)=(-)+当 =，=时，由上述式子可得：= =所以车轮总制动力 +=（+）=取地面附着系数为0.75，则=0.75=60N；取滚筒与车轮的附着系数=0.75，则 =74.3KN56KN,故总的制动力满足。2.3.2 稳定性分析1) 制动测试当车辆前后轮全部抱死时,=0.75=60N，而此时：水平方向受力：（-），制动稳定性可靠。2） 底盘测功 汽车在进行底盘测功时，一般在从动轮前后各添一块挡板，故其稳定性也是足够的。3 加载装置的选择3.1 选择测功机 综合比较市场上各种类型的测功机，电涡流测功机不仅结构简单、运行稳定、价格低廉、使用维护方便，而且输入转速范围宽、适用不同测量精度的场合，所以选择电涡流测功机。3.2 加载装置的选型及匹配计算3.2.1 被测车型的基本参数车型 JN1150118/1800686/125089.80/12504.880.525JN1081118/2000608/135079.59/1350 4.88 0.5253.2.2 匹配计算 取，匹配前：车型JN115086.19/1489.6065.59/1034.44JN108186.19/1655.1155.21/1117.44现在选择电涡流测功机GWD-250，其特性曲线如下：由图可知不需要通过增速器匹配。4 制动力测试系统的传动设计与计算4.1 电动机选择4.1.1 电动机功率的选择在进行制动力检测时，对滚筒进行受力分析知：滚筒工作阻力由制动力和滚动阻力组成。故电动机所需功率： 故取电机额定功率 4.1.2 电机转速的选取滚筒在制动时的工作转速： 滚筒转速较低，若选用高速电动机，此时总的传动比会增大，传动装置的结构将变得非常复杂，成本也会增加。所以选择同步转速为1000rpm，满载时转速为960rpm。4.1.3 电动机型号选择及主要参数由上述分析知：选取Y132M1-6型三相异步电动机。其主要参数：D=， E=80mm4.2 减速器设计4.2.1 拟定传动方案滚筒在制动时的工作转速： 则总传动比为： 由于总的传动比非常大，为了使结构紧凑，故采用蜗杆-齿轮两级传动，蜗杆传动处于高速级，如图4.1。由于没有特殊要求，蜗杆右旋，方便操作。 图4.1 蜗杆-齿轮减速器方案图4.2.2 传动比分配总传动比： 设蜗杆传动比为，齿轮传动比为为提高效率，一般可取=(0.030.06)；所以取=61，则=3.094.2.3 传动装置的运动及动力参数计算1) 计算效率查表2.214得，蜗杆传动为单头蜗杆（油润滑），其效率；轴承效率；齿轮效率（闭式）；联轴器效率。2) 计算各轴的参数(1) 各轴的转速计算 (2) 各轴的输入功率计算 (3) 各轴的输入转矩计算 4.2.4 蜗杆传动设计计算1) 选择材料并确定许用应力据表11.113，蜗杆选用45号钢，表面淬火，其硬度为4555HRC； 据表11.113，蜗轮选用ZCuSn10P1，砂模铸造，（单向受载）2) 按蜗轮齿面接触疲劳强度设计(1) 确定蜗杆头数并估算传动效率据表12.213，由，选；则。由表12.813，估计(2) 确定蜗轮转矩 (3) 确定使用系数、综合弹性系数和接触系数 取使用系数；取综合弹性系数；假定，由表12.1113，可知接触系数。(4) 按齿面接触强度计算中心距 据式12.813知： (5) 确定模数、中心距、蜗杆直径系数、蜗杆导程角等参数 据式12.1013知： 由表12.113，若取，则， 中心距，接触强度足够取中心距 导程角 相对滑动速度 蜗杆圆周速度 3) 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度（1）确定蜗轮齿形系数当量齿数 由图11.813，根据插值得：=2.35。（2）校核蜗轮齿根弯曲强度 由式12.1113得： 弯曲强度足够。4) 确定几何尺寸（1）中心距 （2）变位系数 （3）齿顶圆直径 ，；（4）齿根圆直径 ，（5）蜗杆宽度 （6）蜗轮宽度 5) 确定精度等级： 由，选7级精度。4.2.5 直齿圆柱齿轮传动设计计算1) 选择材料及确定许用应力小齿轮：，渗碳淬火回火，齿面硬度5662HRC，(表11.113)。大齿轮：，渗碳淬火回火， 齿面硬度5662HRC，(表11.113)。由表11.513，取，则2) 按弯曲疲劳强度计算设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.2(表11.313)，齿宽系数(表11.613)。小齿轮上转矩： 齿数 。齿形系数： ，(图11.813) 齿根修正系数： ， (图11.913) 因 故应对小齿轮进行弯曲强度计算。模数 ，取m=6mm。中心距 齿轮分度圆直径 ，齿宽 。因此取 3) 验算齿面接触强度由式11.813知：显然，安全。4) 小齿轮圆周速度 ，选九级制造精度是合适的。5) 几何尺寸计算及结构设计齿顶圆直径 ， 齿根圆直径 ， 由此小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造腹板式结构。4.2.6 蜗轮轴的设计计算与校核1) 选择材料：选用45号钢，调质处理。2) 估算 (4.1) 据式4.1，取，则：由于处须开键槽，故，取=60mm。3) 轴初步设计图如下 图4.2 蜗轮轴的设计图4) 校核轴的强度（1）画受力简图 (图4.3a)（2）确定各力的支点跨距 （3）计算蜗轮及齿轮上的受力 对于蜗轮：对于齿轮：（4）画垂直面受力图，如图4.3b)；并求其支反力 （5）画水平面受力图，如图4.3c)。（6）画垂直弯矩图，如图4.3d)，并计算相关力矩 （7）画水平弯矩图，如图4.3e)；并计算相关力矩 （8）画合成弯矩图，如图4.3f)；并计算合成弯矩依据下式计算合成弯矩： (4.2)式中： 合成弯矩，Nm；垂直面弯矩，Nm；水平面弯矩，Nm。由式4.2 得：（9）画轴传递扭矩图，如图4.3g)（10）求危险截面当量弯矩 (4.3)式中： 当量弯矩，Nm；扭矩，Nm； 折合系数。认为轴的扭切应力为脉动循环应力，取；由图4.3知，为危险截面。故 =1796.2（11）验算轴的弯曲应力弯曲应力： (4.4)式中：弯曲应力，； 抗弯截面模量，mm。危险截面的弯曲应力：由表14.313，；，故安全。 a) 受力分析 b) 垂直面受力图 c) 水平面受力图d) 垂直弯矩图 e) 水平弯矩图 f) 合成弯矩图 g) 传递扭矩图图4.3 蜗轮轴校核计算简图4.2.7 蜗杆轴的设计计算与校核1) 选择材料：由于要做成蜗杆轴，故选用45号钢，正火处理。2) 估算 由式4.1，取，则： 由于处须开键槽，故。考虑电动机输出直径为38，故取3) 轴初步设计图如下 图4.4 蜗杆轴的设计图4) 校核轴的强度（1）画受力简图，如图4.5a)（2）确定各力的支点跨距 （3）计算蜗杆上的受力由蜗杆受力可知： 键传动的力：（4）画垂直面受力图，如图4.5b）；并求其支反力（5）画水平面受力图，如图4.5c）（6）画垂直弯矩图，如图4.5d），并计算相关力矩 （7）画水平弯矩图，如图4.5e）；并计算相关力矩（8）画合成弯矩图，如图4.5f）；并计算合成弯矩由式4.2得：（9）画轴传递扭矩图，如图4.5g）（10）求危险截面当量弯矩认为轴的扭切应力为脉动循环应力，取；由图4.5知，D为危险截面。由式4.3得：（11）验算轴的弯曲应力 由式4.4可知，危险截面的弯曲应力：由表14.313知 ，；，故安全。a) 受力分析图b) 垂直受力图c) 水平受力图d) 垂直弯矩图e) 水平弯矩图f) 合成弯矩图g) 传递扭矩图图4.5 蜗杆轴校核计算简图 4.2.8 大齿轮轴的设计计算与校核1) 选择材料：选用45号钢，调质处理。2) 估算 由式4.1，取，则：由于处须开键槽，故，取=85mm。3) 轴初步设计图如下 图4.6 大齿轮轴的设计图4) 轴的强度校核（1）画受力简图4.7a)（2）确定各力的支点跨距 （3）计算齿轮上的受力由齿轮轴受力分析知： （4）画垂直面受力图4.7b)，如图并求其支反力 （5）画水平面受力图 4.7c)（6）画垂直弯矩图，如图4.7d），并计算相关力矩（7）画水平弯矩图，如图4.7e）；并计算相关力矩（8）画合成弯矩图，如图4.7f)；并计算合成弯矩（9）画轴传递扭矩图，如图4.7g)（10）求危险截面当量弯矩认为轴的扭切应力为脉动循环应力，取；由图知，C为危险截面。由式4.3知：=（11）验算轴的弯曲应力由式4.4知，危险截面C的弯曲应力：由表14.313知 ，；因为所以，轴有向右移动的趋势；即轴承压紧，轴承放松。故=+=4014.4N = =3327.2N（3）计算当量动载荷，当量动载荷计算公式： (4.5) 式中：径向力，N；轴向力，N；，径向，轴向动载荷系数。由表16.1113查得， 查表16.1113得： ，；， 则由式4.5 得 （4）计算轴承寿命轴承寿命计算式为： (4.6)由表16.813知；由于为球轴承，；由表16.1113得，基本额定动载荷； 由于，取； 则据式4.6得： 。（5）校核轴承寿命按一般需求，取轴承寿命为年，每年按天算，每天按小时计。则所需轴承寿命： ，故所选7212C型轴承可满足要求。2) 蜗杆轴上的轴承的选取与校核（1）初选轴承：深沟球轴承6210，查表12.5 14 （2）轴承受力分析 =8846.6N =3219.9N（3）求当量动载荷 由，取0.42，则 因，查表， 由式4.5得：（4）计算轴承寿命 由表16.813知，；由于为球轴承，；由表16.1113得，基本额定动载荷； 由于，取； 则据式4.6得： 基本上够用3) 大齿轮轴上的轴承的选取与校核（1）初选轴承：深沟球轴承6017，查表12.5 14 （2）轴承受力分析 =0 =3219.9N则=3219.9N（3）计算轴承寿命 由表16.813知，；由于为球轴承，；由表16.1113得，基本额定动载荷； 由于，取； 则据式4.6得： 满足要求。4.2.10 键的选取与校核1) 蜗轮轴上键的选择与校核考虑轴的轴径d=65mm和伸出长度，故选键1880 GB/T 1096-2003，b=18mm，L=80mm，h=11mm。选择45钢，其许用挤压应力=140Mpa ，强度足够2) 蜗杆轴上键的选择与校核考虑轴的轴径d=38mm和伸出长度，故选键1070 GB/T 1096-2003，b=10mm，L=70mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力=140Mpa ，强度足够3) 大齿轮轴上键的选择与校核考虑轴的轴径d=90mm和伸出长度，故选键2290 GB/T 1096-2003，b=22mm，L=90mm，h=14mm。选择45钢，其许用挤压应力=140Mpa ，强度足够4.2.11 减速器铸造箱体结构尺寸表 4.8 减速器铸造箱体结构尺寸名称结构尺寸箱座（体）壁厚12箱盖壁厚9.6箱座凸缘厚度18箱盖凸缘厚度14.4箱底座凸缘厚度30箱座、箱盖上肋厚10轴承旁凸台的半径20地脚螺钉直径24数目6通孔直径30沉头座直径60底座凸缘尺寸35，30连接螺栓直径（轴承旁，箱体、箱盖）16通孔直径17.5沉头座直径33凸缘尺寸24，20轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径65 制动力测试系统的附件设计与选择5.1 链传动的设计计算(1) 链轮齿数 由表13.1213选=27，则=(2) 确定链条节距 链传动的传动功率： (4.7) 由表13.1313，=1.38；由表13.1413，取=1.0；由表13.1513，取=1.0。 由式4.7 则 =查图13-3313，选用12A滚子链。由表13-1113可知：节距=19.05mm。(3) 确定链的节数 中心距。链条节数计算公式： (4.8)由公式4.8得：=86(4) 润滑方式 由于链的转速和功率都比较小，选择人工定期用油壶或油刷给油。5.2 主要装配零件的选择(1) 轴承座型号选择选择剖分式轴承座SN218，其主要特点装卸方便，结构紧凑，密封要求不高。(2) 联轴器的选择 电机与减速器之间的联轴器选择YL-7，孔径为38mm。(3) 电磁离合器的选取 测功端的电磁离合器选取型号DLY0-40，其参数可以满足要求。 减速器与滚筒之间的电磁离合器选DLY-63，可以满足要求。6 结束语 本次设计主要是进行中型车性能检测试验台的设计，在设计的过程中，我逐步解决了下述问题，并最终设计出了综合试验台的总装图，现将设计中出现的问题及解决方法陈述如下： 1）由于试验台需要实现底盘测功、制动力检测和车速表校核三项功能，在这过程中容易产生运动干涉，因此在设计时因采取一些办法避免运动干涉。我主要是在减速器与滚筒之间加装了电磁离合器，同时将两滚筒之间的联轴器改为电磁离合器。 2) 在滚筒与减速器间选择电磁离合器而非超越离合器，原因是电磁离合器操作更方便，同时电磁离合器有启动转矩大，结构简单，转动惯量小，响应迅速，使用寿命长，可近远控制的优点。 3) 如何实现减速器的浮动，我主要是在减速器轴的输出端连