（机械设计及理论专业论文）轮胎试验台机械结构设计与分析.pdf

摘要 随着对环境的日益关注，汽车给世界带来了现代物质文明，但同时也带来了环境噪 声污染等社会问题。轮胎噪音是由轮胎与路面摩擦所引起的，是构成底盘噪音的主要因 素之一，所以对轮胎噪音的研究已经越来越引起人们的重视。 本课题所设计的轮胎试验台是在分析国内外一些轮胎试验台优缺点的基础上，结合 具体条件确定合适的设计方案。轮胎试验台传动系统由动力装置、减速机和其它传动装 置组成。轮胎试验台除了能研究轮胎路面的噪音外，还能够进行轮胎的制动性能试验和 轮胎耐久性试验。 由于所设计的轮胎试验台转臂采用大量钢结构焊合件，自身比较大，并且试验台可 模拟的工作最高速度可达8 0 k m h ，通过对轮胎试验台的转轴( 轮胎轴) 、转臂、伸缩臂 各部件进行强度、刚度校核，来保证试验台在工作中的可靠性、安全性。通过对试验台 转臂上所有轴承进行强度计算，发现设计方案中个别轴承的使用寿命太短，提出了改进 方案。在工作时，由于伸缩臂的伸缩运动过程中产生的摩擦力不稳定，会对某些参数的 测量结果带来误差，文中对由此所产生测量的误差进行了分析。 通过建立数学模型对试验台转臂运动进行动力学分析，设计了伸缩臂弹簧的刚度。 讨论了试验台在不同转速、不同轮胎刚度下，当出现滚筒不圆，旋转构件出现不同偏心 时，试验台稳定运转的条件。分析了滚筒不圆对系统主要构件运动特性的影响。 关键词：轮胎试验台，噪音分析，强度计算，动力学分析 a b s t r a c t t h ea u t o m o b i l ei n d u s t r yb r i n g st h em o d e mm a t e r i a lc i v i l i z a t i o n , a n dm e a n w h i l ei ta l s o b r i n g st h ep o l l u t i o no fa t m o s p h e r ea n dn o i s ea n d w i t l lt h e i n c r e a s i n g l y a t t e n t i o nt o e n v i r o n m e n t ，i tb e c o m e sas o c i a lp r o b l e m t h en o i s ew h i c hc a u s e db yr u b b i n gb e t w e e nt y r e a n dp a v e m e n li so n em a i nf a c t o ro ft h ec h a s s i sn o i s e ，t h e r e f o r e ，t h es t u d yo nt y r en o i s ei s v e r yi m p o r t a n ta n da t t r a c t e dm o r ea n dm o r ea t t e n t i o n s b e l o wi san e wd e s i g no ft y r et e s t - b e da n di sb a s e do na n a l y z i n gt h em e r i t so fe x i s t i n g d o m e s t i ca n da b r o a dt e s t b e d s ，m e a n w h i l ec o m b i n ea c t u a lc o n d i t i o n st od e s i g nan e ws o l u t i o n t h et r a n s m i s s i o ns y s t e mo ft y r et e s t - b e di sc o m p o s e do fp o w e rs y s t e m ，r e d u c t i o nb o xa n d o t h e rp o w e rt r a i n m e a n w h i l ei tc a nb eu s e do nt h et y r eb e a k i n gp e r f o r m a n c ea n dw e a r i n g c a p a c i t yt e s t t h et y r et e s t - b e dt u m b l e rw h i c hi su s e daa n no fal a r g en t t m b e r so fw e l d e ds t e e l s t r u c t u r e ，w h i c hi sv e r yb i g g e r t h em a x i m u ms p e e dc a nr e a c h8 0 k m h t h ed e s i g ni se n s u r e d b yt h eg o o dr e l i a b i l i t ya n ds e c u r i t y , s ol o t so fc a l c u l a t i o no ft h es 仃e n g t ha n dr i g i d i t ya r e i m p l e m e n t e df o ri t sr o t a t i n gs h a ga r m s ，t e l e s c o p i cb o o m a sw e l la so t h e rc o m p o n e n t s a f t e r s t r e n g t hc a l c u l a t i o nt ot h eb e a r i n g so fr o t a t i n ga l m s ，s e v e r a lb e a r i n g sc a nh a v ear i s kw i t h s h o r tu s e f u lt i m ei nd e s i g ns c h e m e ，t h e nt h ei m p r o v i n gs o l u t i o n si sd e s i g n e da n dp r e s e n t d u r i n gw o r k i n g ，t h e r ei ss o m eu n s t a b l ef a c t o r sd u et oe x t e n s i o nm o v e m e n ta n df r i c t i o n ，t h e n a n a l y z et h em e a s u r i n ge r r o ro ft e l e s c o p i cb o o m w i t hs e t t i n gu pt h em a t h e m a t i c a lm o d e l i n g ，t h es p r i n gr i g i d i t yo ft e l e s c o p i cb o o mi s d e s i g n e db yt h ed y n a m i ca n a l y s i so ft h es y s t e mo ft u m b l e rm o t i o n m e a n w h i l es t a t et h e w o r k i n gc o n d i t i o n so ft e s t e d - b e di nd i f f e r e n tr o t a t es p e e d s ，t y r es t i f f n e s s ，w h i l et h er o l l e ri s o u to fr o u n d ，a sw e l la sr o t a t ec o m p o n e n t sh a v ed i f f e r e n te c c e n t r i c i t y a n da l s o ，a n a l y z et h e i n f l u e n c e so nt h em o t i o nc h a r a c t e r i s t i co fm a i nc o m p o n e n t sc a u s e db yt h er o l l e rw h i c hi s a s p h e r i c k e yw o r d s ：t y r et e s t - b e d ，n o i s ea n a l y s i s ，s t r e n g t hc a l c u l a t i o n ，d y n a m i ca n a l y s i s 长安大学硕士学位论文 第一章绪论 1 1 引言 随着对环境的日益关注，汽车噪声已经成为交通噪声和城市环境噪声的主要组成部 分，已经严重影响了居民的生活质量。因此要对汽车噪声进行控制，最有效的方法就是 从声源上根治噪声。汽车噪声主要来自发动机、传动系及轮胎。对于发动机、传动系产 生的噪声，研究人员已通过采取隔声、吸声、消声等降噪措施使其降低到了一定程度， 因此轮胎噪声已成为现代汽车非常重要的噪声源。当汽车高速行驶在干燥路面时，轮胎 噪声会超过发动机噪声而成为最主要噪声源。而在湿路面上，即使车速低，轮胎噪声也 会超过其它噪声成为最主要的噪声源。研究表明n 1 ，轮胎噪声是构成汽车行驶噪声的主 要因素之一，当汽车行驶速度大于5 0 k m h 时，轮胎噪声逐渐显现；当车速超过8 0 k m h 时，轮胎噪声则成为汽车行驶噪声的主要成分。车速越快、负荷越大，轮胎噪声的能量 级就越高，在汽车行驶噪声中所占比例也就越大。 汽车给世界带来了现代物质文明，但同时也带来了环境噪声污染等社会问题。作为 汽车乘坐舒适性的重要评价指标，汽车噪音也会在很大程度上反映出生产厂家的设计水 平及工艺水平。因此，控制汽车噪音到最低水平也是汽车设计者追求的方向。轮胎噪音 是由轮胎与路面摩擦所引起的，是构成底盘噪音的主要因素。 轮胎与路面之间的相互作用产生的噪声是主要的轮胎噪声，因此路面轮胎产生的噪 声对环境的影响越来越受到人们的关注，为了减少轮胎路面噪声对环境的影响，国内外 轮胎的检测方法中也开始引入对轮胎噪声的检测。为了给轮胎噪声大小分类和开展发声 机理研究，各国际性和各国国内的标准化组织制定了不同的噪声测试方法。大致可分为 三种：一是远场测试方法；二是近场测试方法；三是室内模拟法。 随着对环境的日益关注，噪声检测成为国内外路面及轮胎环保性能检测的一项重要 技术手段。在路面设计以及轮胎设计中，需要用试验设备对路面表面行驶性能和轮胎动 态性能进行测试，为产品研发提供依据。 1 2 国内外发展现状 轮胎噪声研究在国外比较早，已经拥有比较成熟的技术，相关产品的开发已日趋完 善。国内的技术仍然比较落后，轮胎噪声的测试及研究技术力量和经费投入少，自主研 发能力不足。目前国内涉足轮胎噪声研究基本上都属于纯理论性的分析与应用研究，缺 少试验验证和有效的数据支持。 第一章绪论 1 2 1 汽车噪音来源 汽车是一个高速运动的复杂组合式噪声源。汽车发动机和传动系工作时产生的震 动、高速行驶中汽车轮胎在地面上的滚动、车身与空气的作用，是产生汽车噪音的根本 原因，汽车噪音来源如图1 1 堙3 。 叠 鼍霸夕j 浚弗 一? 般。豢瀑 弋 泠鬈阪甥 图1 1 汽车噪音来源瞻3 1 2 2 轮胎噪音 轮胎噪音是由轮胎与路面摩擦所引起的，是构成底盘噪音的主要因素之一，如图1 2 所示。一般的胎噪主要由三部分组成髓1 ：一是轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气 扰动构成的空气噪音；二是胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音；三是路面不平造 成的路面噪音。特殊行驶环境下，轮胎还会发出震鸣声和溅水声。轮罩下部的凹凸导致 气流分离，也会产生较强的噪音，轮罩内车轮回转的诱起风以及引擎室排出的风噪是轮 罩下部噪音的主要来源。 鲨耍鲨篓 图1 2 轮胎噪音来源 轮胎噪音可以按照其来源进行分类，如表1 1 所示口3 ： 表1 1 轮胎噪音来源分类 2 长安大学硕士学位论文 噪音种类 原因 当轮胎滚动时，台面花纹沟内空气被压缩和释放所产生的噪 花纹噪音 音 当汽车急速启动、紧急制动或急转弯时，轮胎的胎面产生自 轮胎尖叫 激振动而造成的瞬间噪音 当轮胎在路面的凹陷部位上滚动时，搿气泵效应”所产生的噪 道路噪音 音。对路面进行特别处理后，可由路面产生出类似于花纹噪 音的噪音 来自路面和轮胎的弹性振动噪音是由路面的不平整或轮胎的 弹性振动噪音 不均匀性产生的振动造成的 滑移噪音 滑移噪音是由轮胎胎面在其与路面接触的部位之内产生滑移 造成的 1 2 - 3 轮胎路面噪声的主要影响因素心 ( 1 ) 路面因素 路面的粗糙度和潮湿是与轮胎噪音有主要关系的因素。不同类型的路面对轮胎噪 音的影响也是不同的，不同路面状况对某一车况的轮胎噪声影响如表1 2 所示乜3 ： 表1 2 不同路面类型的噪声级 路面类型噪声级d b ( a ) 光滑混凝土路面 7 0 光滑柏油路面 7 2 磨损混凝土路面 7 2 粗糙混凝土路面 7 8 ( 2 ) 轮胎因素 研究表明，轮胎结构、花纹类型与路面轮胎噪声有很大的关系。如图1 3 所示口3 。 3 第一章绪论 噪音的种类原因部件轮胎的因素 低沉噪音 惭媸总成雠物 针喊 轮胎平斑 轮胎每旋转一周所产生时 菲觯 的振0 毹蝴 的黼 胎面花纹噪音 当媸瀚时，舳嬲内 轮面花纹i 的嘲盛稀两黼 由媸斛的噪音 生自9 噪音 图1 3 轮胎噪音 1 2 4 轮胎路面噪声的测量方法 由于噪声的复杂性和评价方法的不一致性，现行的轮胎路面噪声的测试方法很 多，可分为三种：一是近场测试方法，如拖车法( c p x ) ；二是远场测试方法，如统计 通过法( s p b ) ；三是室内模拟法，如转鼓法。 ( 1 ) 近场测试方法：拖车法( c p x ) h 1 c p x 法也称为拖车法，在i s ol1 8 1 9 2 中有详细的叙述。该方法主要量测路面表面 一附近的声压，得到量测区域空气中因声源产生的声密度的变化，从而可以得到声功率一- 一一 二谱，一计算出测试段的等效连续a 声级。该方法至少放置两个传声器，置于距离轮胎中心一 大概2 0 c m ，离路面表面1 0 c m 处，前面的传声器与车行方向( 4 5 + 5 ) 。角安装，后面的传 声器与车行方向( 1 3 5 - 4 - 5 ) 。角安装。如图1 4 所示。 一 二 4 长安大学硕士学位论文 中孵町蕴 f ：，嚣 如；2 0 0 m m ：唾2 0 0 f i l m 扣| d j i 。；缓 馁，! t 嚣 图1 4 拖车法传声器测量位置图 c p x 法是一种半消声室的测试方法，对测量过程中外界环境的影响作了多重保护 口7 1 。主要措施有：一是传声器上安装保护罩一鼻锥或风罩；二是测试轮胎和传声器都 放在拖车车罩内部，由另外一辆车辆拖行，拖车车罩内表面是一个半消声室；三是牵 引车的排气串联有两个消声器，排气管采用了屏蔽措施。此方法可在自由交通流的环境 中长距离连续测量噪声，减小了牵引车辆噪声的影响，基本排除了轮胎周围风噪及扰动 气流的影响，也能最大程度的降低了反射噪声，较准确地量测路面轮胎耦合噪声，但 没有考虑交通流的车辆组成变化对量测噪声的影响。c p x 法能对不同表面特性的道路 的声学性能做出很好的评价，尤其是在长距离不同条件下对同种路面表面性能的研究有 更突出的表现，并且能相互校正。i s o11 8 1 9 2 t , o j 标准中，路面轮胎噪声利用4 种不同 轮胎测试结果平均计算得到c p 指数。 ( 2 ) 远场测试方法：统计通过法( s p b ) h 经过多年的发展，s p b 法也比较成熟，该法从1 9 7 0 年就开始应用，影响比较广泛 而且已经成为国际标准。s p b 方法测量得到的是实际人们听到的噪声( 路面轮胎噪声 和车辆发动机、机械噪声) ，且反映不同交通流组成的变化状态，该方法测量得到的噪声 是最大a 声级计权声压水平，而且测试车辆经过之前或经过之后测量的a 级计权声压 水平至少要比最大a 声级计权声压水平低6 d b 。s p b 方法将传声器放置在车辆行驶通 5 第一章绪论 过中线两侧7 5 m ，离地面高1 2 m 处，半径5 0 m 范围内不得有反射障碍物，如图1 5 所示。 ，om，om p ，0m o m、，om omm o m、 + 7 “ 崎一一i 、 图1 5s p b 方法传声器测量位置图 这种方法将车辆分为3 类：要求至少有10 0 辆小轿车和8 0 辆双轴或多轴重型车混 合通过。测试条件必须严格要求，测试路面必须特别平直，对背景噪声有较高的要求， 而且通过车辆的速度要求较高，通常不能用于任何特定场所所批准的某些工程的评价。 另外，该方法不经济，不能大规模的对路后进行噪声测试。 由于车辆交通流噪声对人的影响不仅仅与声级、频谱有关，还与它的持续时间、起 伏变化幅度有关，就采用统计方法的进行相关测试，从一段时间测量的大量变化的数 据中，按统计学方法求出几个统计参数来表示这段时间的噪声，即统计交通噪声指数 ( s p b i ) ；且s p b 方法考虑的是随机的交通流噪声的量测，多用量测不变速度的车辆交 通流噪声，且以例如在5 0 - - - 6 0 m p h ( 英里d , 时) 的自由交通流状况下，预测交通噪声指 数最少需要2 0 0 个随机样本随1 。i s ol1 8 1 9 1 四1 中，i s o 标准路面的s p b i 为7 7 3 d b ，测试 6 弧 卜 辄 ；一 7 l l 7 ， ， l f r ， 静：一黝 、 ， ：曼一：萋 ；一、 ，。；r、 长安大学硕士学位论文 沥青路面的s p b i 为8 0 1 d b ( 小汽车参考速度8 0 k m h ，重型车辆参考速度为7 0 k m h ) 。 ( 3 ) 室内模拟法：转鼓法哺1 转鼓法测量的也是近场结果。在转鼓实验室( 消声室) 中，待测轮胎按预定的转速 在已安装有模拟路面的转鼓上滚动，记录噪声级或频谱。传声器的放置与拖车法相同。 转鼓测量法在室内进行，不受气候、场地、环境等条件的影响，测量时间也较短，并且 重复结果性好。而且，转鼓测量中可结合声强法等寻找噪声产生的区域，有利于轮胎的 开发研究工作。转鼓法的不足之处是：需要转鼓装置和消声室：转鼓装置的噪声会影响 测量结果；与拖车法一样，只能得到近场结果；模拟路面的选择对结果影响较大，因 此影响了结果的可靠性。 目前国外对轮胎噪声研究测试的设备有格但斯克科技大学利用特别设计的拖车u 1 ； 美国的s q d h ( t h ei n s t i t u t ef o rs a f e ，q u i e ta n dd u r a b l eh i g h w a y s ) 所开发使用的滚筒法 路面轮胎噪声测量试验台；世界六大轮胎生产商之一的意大利倍耐力公司在世界各地的 6 d 研发中心对轮胎路面噪声测试方法进行研究；以及德国b a s t 公司开发的轮胎噪声试 验台，如图1 6 ；国内对轮胎噪声研究测试设备有上海轮胎橡胶集团股份有限公司研制的 轮胎路面噪声测试拖车；吉林大学开发的汽车高速轮胎动态特性试验台；上海轮胎橡胶 集团与同济大学声学研究所共同组建了“轮胎噪声与振动技术中心 。该技术中心建立 了一个专门用于轮胎噪声测试的半消声室，配备了轮胎噪声试验机，可测轮胎的最大直 径约为1 3 m 。 图1 6 德国b a s t 公司开发的轮胎噪声试验台 研究轮胎噪声测试设备，对于研究轮胎在路面上行驶产生的噪声研究、保证汽车行 驶的安全性、道路摊铺质量和轮胎的制动性能和耐久性试验研究，具有重要的现实意义。 7 第一章绪论 为了提高我汽车工业的发展、道路建设的质量有必要研究这样的设备。本项目希望通过 对轮胎试验台的研究，使我们能基本掌握此类产品的核心技术。 1 3 本课题的研究意义 随着我国汽车工业的迅猛发展和城市道路的不断扩张，城市车流量持续增加，噪音 污染日益严重。轮胎与路面相互作用的噪音是车辆主要噪音源之一，而轮胎作为车辆与 地面接触的唯一部件，直接影响汽车的乘坐舒适性和平稳性。目前，在国内外研制的模 拟汽车轮胎在路面上行驶的试验装置多为卧轴式，大致有两种n 羽，一种是轮胎外置滚筒 式汽车轮胎动态特性试验台，该试验台将试验轮胎固定在滚筒壁外，通过转动滚筒来带 动轮胎转动，以实现模拟轮胎高速运行。这种装置的主要缺点是，实际的路面材料无法 承受滚筒高速旋转产生的离心力，试验台与地面之间的摩擦特性通过在滚筒外表面涂抹 抗磨材料与轮胎摩擦来实现，不能模拟真实的路面。另一种是轮胎内置滚筒式汽车轮胎 试验台，该试验台将轮胎固定在滚筒内壁，通过转动滚筒来带动轮胎转动，路面材料的 离心力由滚筒承受，在实现高速旋转时，可以真实地模拟汽车轮胎在路面上的行驶特性， 其主要缺点是产品生产成本高，所用动力装置噪音大，影响到试验结果，污染环境。 本课题解决的技术问题在于克服上述轮胎外置滚筒式汽车轮胎动态特性试验台和 轮胎内置滚筒式汽车轮胎试验台的缺点，提供一种测试数据真实可靠、自动化程度高、 动力装置噪音小、产品成本低的轮胎试验台。 1 4 本课题研究的主要内容 为了能够满足轮胎试验台的测试工况要求，以及轮胎试验台在试验时的可靠性等各 种性能的要求。本课题主要从以下几个方面作了研究： 1 试验台整体方案确定： 2 试验台的总体设计计算； 3 试验台主要构件的结构设计和强度、刚度计算： 一 4 试验台各组成部分参数匹配、转臂部分动力学分析计算。 本文即是围绕以上内容展开分析研究的。 8 长安大学硕士学位论文 第二章轮胎试验台总体方案介绍 结合用户的实际情况，确定以平衡配重汽车轮胎在路面上行驶特性模拟试验装置n 羽 作为该轮胎试验台的基本方案。这种立轴式具有造价低，占地面积小，可以模拟实际路 面、容易实现多功能的优点。尽管由于离心力的作用，这种方案模拟的轮胎速度不能太 高，但每小时几十公里的速度还是基本满足了车辆在路面上行驶的要求，比较接近实际 情况。所以，确定采用立轴式方案，具体的开发目标如下： 1 能研究轮胎与路面之间的噪音； 2 能够进行轮胎的制动性能试验和轮胎耐久性试验； 3 要求实现大范围无级调速，测试速度范围为1 8 0 k r n h 。 2 1 轮胎试验台传动系统介绍 轮胎试验台的传动系统由动力装置、转臂、主轴、试验轮胎组成。试验台的结构简 图如图2 1 所示。 2 2 动力系统 轮胎试验台动力系统由电动机和动力传动系统组成。 2 2 1 电动机选型 轮胎试验台属于室内工作，要求工作平稳、噪音小、实验室隔音效果好、便于控制 的设备，所以选择电动机作为动力装置。 电动机的作用是将电能转换为机械能。合理选择电动机类型，对轮胎试验台有效的 工作n 引，以及机组运行的可靠性、安全、节能及降低设备造价都有非常重要的意义。 1 电动机类型的选择要求n 6 1 电动机类型的选择要从实际工况的要求出发，考虑工作条件、负载性质、供电情况 等，尽量满足各方面的要求： ( 1 ) 机械特性 由电动机类型决定的电动机的机械特性与试验台的工作机械特性配合要适当；试验 台稳定工作；电动机的起动转矩、最大转矩等性能均能满足工作要求。 ( 2 ) 转速 电动机的转速满足轮胎试验台的工作要求，其最高转速、转速变化率、调速、变速 等性能均能适应工作要求。 9 第二章轮胎试验台总体方案介绍 图2 1 轮胎试验台的结构简图 1 一主轴；2 一电动机；3 一前传动主动皮带轮；4 一前传动皮带；5 一前传动从动皮带轮； 6 一减速机；7 一滚筒；8 试验轮胎；9 轮胎性能传感器；1 0 一旋转臂；1 l 一后传动主 动皮带轮；1 2 一后传动皮带；1 3 一后传动从动皮带轮；1 4 一盖板；1 5 一转速传感器；1 6 试验轮胎；1 7 _ 隔音室 ( 3 ) 运行经济性 从降低整个电动机驱动系统的能耗及电动机的综合成本来考虑选择电动机，针对使 用情况选择不同效率水平的电动机类型；对一些使用时间很短、年使用时数也不高的机 械，电动机效率低些也不会使总能耗产生较大的变化，所以并不注重电动机的效率；但 另一些年利用小时数较高的机械，如空调设备、循环泵、冰箱压缩机等，就需要选用效 率高的电动机以降低总能耗。 ( 4 ) 价格低廉 在满足工作要求的情况下，尽可能选用结构简单、运行可靠、造价低廉的电动机。 2 常见电动机的特点 1 0 长安大学硕士学位论文 目前常用的电动机有普通交流同步电动机、直流电动机、交流异步电动机、交流变 频调速电动机。 ( 1 ) 交流同步电动机 交流同步电动机通常使用在大功率，不调速的场合，在本项目设计的路面轮胎试验 台中，由于速度从l k m h - - 8 0 k m h 的范围变化，因此不宜采用交流同步电动机。 ( 2 ) 直流电动机 直流电动机的最大优点是调速范围宽，调速特性平滑，具有非常好的调速性能n 7 1 。 直流电动机可以在重负载条件下，实现均匀、平滑的无级调速，并且调速范围较宽。因 此，直流电动机常常被用于重负载下的起动或要求均匀调节转速的机械，对调速要求较 高的生产机械( 例如龙门刨床、镗床、轧钢机等) 或者需要较大起动转矩的生产机械( 例 如起重机械、电力牵引设备等) 都用直流电动机拖动。美国的s q d h 所开发使用的滚筒 法路面轮胎噪声测量试验台就采用的是直流电动机。 直流电动机在工作时需要接在直流电源上，不能直接使用电压为3 8 0 v 的交流市电。 所以需要一套动力转换装置将交流电转换为直流电。 同时直流电动机中存在换向器，其制造复杂，价格较高，维护也不方便。直流电机 中换向器会产生电磁干扰，可能会影响试验数据信号采集系统的工作。 ( 3 ) 交流异步电动机n 7 1 在生产上主要用的是交流电动机，特别是三相异步电动机，它被广泛用来驱动各种 金属切削机床、起重机、锻压机、铸造机械、功率不大的通风机及水泵等。 交流异步电动机具有结构简单、价格低廉、维护工作量小等优点，在交流异步电动 机能满足生产需要的场合大多数采用交流异步电动机，仅在起、制动和调速等方面不能 满足需要时才考虑直流电动机。近年来，随着电力电子控制技术的发展，交流电动机的 调速技术已经日趋成熟，交流调速装置的性能与成本已完全可以和直流调速装置竞争， 并且在有些方面超过直流调速装置，越来越多的直流调速应用领域被交流调速所占领。 本课题所设计的路面轮胎试验台对速度的变化范围要求比较大，因此需要有很大的调速 范围，才能够满足工作测试的需要。而调速就是在负载下能得到不同的转速，以满足测 试的要求n 钉。交流电动机常用的调速方法有三种i 即调节极对数p 、调节转差率s 、调 节频率而。 j a 调节极对数的调节方法。， 采用调节极对数的交流电机，具有控制简单、操作方便、可靠性高、效率高等优点， 第二章轮胎试验台总体方案介绍 但是这种方法只能有级调速。在目前的条件下，即使将一台交流电机的极对做成2 极、 4 极、6 极、8 极、1 0 极、1 2 极，其同步转速也只有3 0 0 0 r p m 、1 5 0 0 r p m 、1 0 0 0 r p m 、7 5 0 r p m 、 6 0 0 r p m 、5 0 0 r p m 几种，级差和调速等级都有限。 b 电磁调速方法 电磁调速电动机是一种简单可靠，经济的交流无级调速装置。它由交流三相电动机， 电磁转差离合器和控制器组成。通常与控制器配合后组成一套交流无级调速装置。适用 于恒转矩负载场合。 这种调速电动机的优点是：l 、速度调节平滑；2 、具有转速负反馈的自动调节系统， 调速精度高，转速变化率不大于2 5 。3 、控制系统简单、可靠、可手控、自控和遥控， 适合范围广。4 、起动平滑，起动转矩大。5 、结构简单，运行可靠，维护方便。 但是这种电动机的体积较大，轮胎试验台的滚筒内空间有限，布置不便；并且这种 电机的最高速度与最低速度的比值一般也不超过l o 倍，无法达到轮胎试验台8 0 倍的要 求。目前，这种电动机有比变频调速电动机取代的趋势。 c 普通交流异步电机采用变频调速 利用变频器改变电动机电源的频率调节其转速，采用“普通交流电机+ 变频器 的 办法，调节的普通交流电动机的转速。具有造价低廉、运行可靠、维修方便、起动性能 好等优点，而普通交流电机最大只能在5 h z - - 6 0 h z 范围内工作，速度变化范围为1 2 倍， 也不能达到轮胎试验台8 0 倍的要求。 如果采用普通交流电机和变频器( 或电磁调速电动机) 加变速箱的方法，虽然也能 够满足轮胎试验台的调速范围，但是采用该办法以后会使系统变得复杂，可靠性就会降 低，成本也会增加，并且操作也不方便。 ( 4 ) 交流变频调速电动机 近年来，市面上有一种交流变频调速电动机，可实现从2 , - 一2 0 0 h z 的变频范围内的 正常工作n 。而且变频调速电机调速平稳，无转矩脉动，不产生共振。这样就很好的减 少了外界噪声对路面轮胎试验台噪声测试时的影响。同时变频调速电动机还具有效率 高，更省电，可靠性更好等特点。能满足该轮胎试验台的要求，因此本试验台采用“交 流变频调速电动机+ 变频器 的交流调速方式。 为了便于固定，采用卧式交流变频调速电动机，水平布置。采用的变频调速交流电 机的主要性能参数如下： 额定功率：l l k w 1 2 长安大学硕士学位论文 额定同步转速：7 5 0 r m i n ( 5 0 h z 时) 最大同步转速：3 0 0 0 r m i n ( 2 0 0 h z 时) 最小同步转速：3 0 r m i n ( 2 h z 时) 需要说明的是，这种电动机在转速大于2 2 5 0 r m i n 时，功率会出现明显的降低，所 以，该试验台电机的功率确定的裕度大了一些。 2 2 2 传动系统 轮胎试验台由于结构原因，动力传动系统由减速机和其它传动装置组成。 1 减速机 由于电动机的工作转速远远大于试验台主轴工作转速，所以传动系统中必须有一个 传动比较大的减速元件。齿轮减速机传动比范围大、效率高、造价低、噪音小、工作平 稳可靠、规格齐全，本试验台应该优先选用标准齿轮减速机。 我们将电动机水平布置，试验台主轴垂直布置，减速机除了降低转动速度以外，还 需要将传动轴的方向改变9 0 0 。由于螺旋锥齿轮传递的功率大、速度范围广、效率高、 工作可靠、结构紧凑，不自锁，对于本轮胎试验台来说，这是非常有利的。因此为了保 证试验台工作平稳、减小噪音，试验台采用螺旋锥齿轮减速机。 2 其它传动装置 其它传动装置是指：减速机与试验台主轴之间的传动装置、电动机与减速机之间的 传动装置。 ( 1 ) 减速机与试验台主轴之间的传动装置 由于结构上的原因，减速机不可能与布置在试验台主轴的轴线上，所以在减速机与 试验台主轴之间，必须有一个能传动一段距离的传动机构。通常在这种条件下使用的有 皮带传动和链条传动。 对于本试验台来说，对传动比的准确性要求不高，而链条传动只能实现平行轴间链 轮的同向传动、运转时不能保持恒定的瞬时传动比、工作时有噪声，且不能用于高速传 动。皮带传动具有结构简单、工艺性好、传动平稳、缓冲吸振、噪音小等特点，所以采 用三角皮带传动。 ( 2 ) 电动机与减速机之间的传动装置 电动机与减速机的传动装置，通常有采用联轴器直接联结、或者采用皮带链条连接。 本试验台考虑布置方便、总传动比合理、安装简单等因素后，决定仍采用三角皮带传动。 第二章轮胎试验台总体方案介绍 2 3 本章小结 本章对轮胎试验台的传动系统方案进行了介绍，传动系统由动力装置、减速机和其 它传动装置组成。 根据工作条件、负载性质、供电情况等各方面的要求对交流电动机、直流电动机、 变频交流电动机的机械特性、转速、运行经济型进行比较，确定动力装置为交流变频调 速电动机。 确定了传动系统的方案为“三角皮带传动+ 螺旋锥齿轮减速机+ 三角皮带传动 。 1 4 长安大学硕士学位论文 第三章轮胎试验台结构强度校核 轮胎试验台通过模拟真实路面对轮胎进行噪音、制动性能、耐久性试验测试，由于 试验台工作最高转速可达8 0 k m h ，工作时由于转臂、伸缩臂、转轴离心力较大，为了 保证试验台工作的可靠性、安全性，因此要求该试验台各部件的强度必须满足工况要求， 必须对各部件进行强度校核。 3 1 轮胎轴 轮胎轴一端安装在伸缩臂上，轮胎装在轮胎轴的另一端，试验台工作时轮胎紧贴路 面轨道且路面对轮胎有一定支反力，所以对轮胎轴强度就有一定要求。以下对轮胎轴工 作时受力情况进行分析。 轮胎轴的质量w = 8 6 4 1 k g ，轮胎质量m = 4 0 k g ，地面给轮胎的支反力e = 5 k n ，轮 胎运行速度( 即轮胎轴绕中心轴转动的线速度) 为v = 8 0 k m h ( 2 2 2 2 m s ) ，轮胎轴总长 三= 6 0 3 m m ，各段分别为i = 3 8 2 m m ，厶= 2 0 0 r a m , 厶= 1 1 9 5 m m ，l 4 = 1 0 1 5 m m 。如图3 1 a 所示。 厂 飞 ，1 虺jl illj ：llliil l l1 d 轧j ib c l 2 a l l4 治2 fb、- fa j f3 斌 m 图 c o ) 图3 1 轮胎轴受力简图 3 1 1 轮胎轴轴承的支反力 设轴承彳、召两点的支反力分别为c ，兄，且方向向上为正。由平衡方程得 - - 0 ， 第三章轮胎试验台结构强度校核 ( 互+ e ) 厶+ 只厶一正( 厶一l 2 ) = 0 式中：e l 轮胎轴的离心力； 兄轮胎所受离心力； 玛地面对轮胎的支反力。 根据力学原理，圆周运动构件承受的离心力为n 4 1 ，：m v 2 尺 式中：卜构件离心力，n ； 膨一旋转构件的质量，k g ； ( 3 1 ) ( 3 2 ) 卜旋转构件运行的圆周速度，m s ； 弘- 运动半径，m 。 由e m a = o 得 ( e + 巧) ( 厶+ 厶) 一最厶+ 互厶= 0 ( 3 3 ) 由公式( 3 2 ) 知e = 1 w g _ 2 = 1 8 1 5 l 潮，e = 弓 = 8 4 。4 k n 。由( 3 1 ) 、 ( 3 3 ) 式可求出： e ；3 3 2 8 k n ，最= 1 8 5 4 7 k n 校核：由e = o 知，一e 一历+ 尼一五+ c = o ，正确。 计算所得兄为负值，表明所设支反力e 的实际方向与设定方向相反。b 为正值， 表明所设支反力b 的实际方向与设定方向一致。将支反力e ，昂取其绝对值并按实际 方向表在相应支座处，如图3 1 所示。 3 1 2 轮胎轴强度计算 如图3 1 ，将轴分段。根据轮胎轴的支座及载荷情况，分成d b 、鲥和彳e 三段，作 弯矩图。作图时将轮胎轴的离心力看作为均布载荷，载荷分布密度为n 圮。 d b 段：轮胎轴上有向下的均布荷载，弯矩图为下凸的抛物线，控制截面上的弯矩 分别为 m d = 0 心广e 厶一e 厶 厶导- 一1 6 2 3 k n m 删段：轮胎轴上有向下的均布荷载，弯矩图为下凸的抛物线，控制截面上的弯矩 1 6 长安大学硕士学位论文 分别为 产瓦厶 ( 厶圳掣一一1 6 2 3 l ( n m 鸩左_ - ( 最堋( 厶+ 瓦厶 ( 厶圳掣- 一o 0 1 0 6 k n m 么e 段：轮胎轴上有向下的均布荷载，弯矩图为下凸的抛物线，控制截面上的弯矩 分别为 m a 一譬厶等一一0 6 k n m m e = 0 根据上述分析和计算结果，作弯矩图，如图3 1 ( b ) 所示。 由轮胎轴的弯矩图可以分析可见b 截面上的弯矩最大，所以b 截面为危险截面，其 弯矩为m 一= 1 6 2 3 k n m 轮胎轴的抗弯截面模量既为 孵：生：3 1 4 x 0 0 4 5 3 = 8 9 4 2x1 0 。6 m 3 _ 3 23 2 式中：d 曰点轴的直径，d = 4 5 r a m 占点最大弯曲正应力为 口。= 坠：! ：鱼坐! q ：= 1 8 1 5 0 3 m p a 。眦 矿8 9 4 2 x1 0 击 一 轮胎轴上除了要承受弯矩以外，还有轮胎滚动时滚筒作用于其上面的滚动阻力，这 个阻力最大值为地面对轮胎的附着力凡乜朝，为： 己= r p g , 式中：己附着力，k n ； q 轮胎的附着重量，为作用于轮胎上的重量，k n ；q = e = 5 k n ； 9 附着系数，混凝土路面附着系数取为，取妒= 0 9 0 。 可以求得，只= 4 5 k n j 轮胎轴所承受的扭矩为：t = 弓坞 一 ， 式中：马轮胎半径，坞= 3 5 0 r a m ； 一 j ， r 当轮胎抱死时对轴所产生的扭矩，k n - m ，t 三1 5 7 5k n m 。 1 7 第三章轮胎试验台结构强度校核 轮胎轴b 点最大扭转切应力为 ：三：乓：堕坠堡：8 8 0 9 m p a f 一2 而2 万2 1 7 8 8 x 1 0 - s 。m a 1 6 式中：f 一轮胎轴上最大扭转切应力； 孵- 轮胎轴的抗扭截面系数。 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面b ) 的强度。 按第三强度理论“司，计算应力 仃。= 盯2 + 4 ( 口f ) 2 = 4 1 8 1 5 0 3 2 + 4 ( o 6 x 8 8 0 9 ) 2 = 2 1 0 0 4 2 m p a 轮胎轴材料采用4 0 c r ，调质处理，屈服极限应力为乃= 5 4 0 m p a 。安全系数为 疗：o r 上s = 曼兰q ：2 5 7疗= = 仃。 2 1 0 0 4 2 轮胎轴的强度满足。 3 2 轮胎轴轴承校核 b 点原设计的支撑轴承型号为深沟球轴承6 4 0 9 ，查表得深沟球轴承6 4 0 9 额定动负荷 c = 5 9 5 ，额定静负荷c o ，= 4 5 5 k n 。分析知轴承只受径向力e = 1 8 5 4 7 k n ，轴向力 e = 0 。查机械设计手册n 3 1 可知：径向动载荷系数彳= 1 ，轴向动载荷系数】，= 0 当量动负荷为 p = ( 皿+ 圾) = 1 2 x 1 8 5 4 7 = 2 2 2 5 6 k n 使用轴承6 4 0 9 寿命 厶= 篆吲蕊1 堡6 叭( 2 5 2 9 2 5 0 5 6 0 1 3 观铀 式中：c ，基本额定动载荷5 球轴承系数，s = 3 。 轴的转速f = 瓦v = 虿五了8 0 石x 石10 i 0 0 磊石= 6 0 7 r m i n 由以上计算可知，轴承6 4 0 9 寿命太短，不能满足需要，现换为调心滚子轴承2 2 3 1 1 c ， 查机械设计手册n 3 3 得c ，= 1 8 5 k n ，c o ，= 1 5 0 k n 。分析知轴承只受径向力 c = 1 8 5 4 7 k n ，轴向力c = 0 。当c c p ，查表知p = o 3 0 。所以f o l f , = o p 成立。 1 8 长安大学硕上学位论文 当量动负荷 p = 兀( c + k c ) = 1 2 1 8 5 4 7 = 2 2 2 6 k n 使用轴承2 2 3 1 1 c 寿命为 铲而1 0 6l ( c p r 。= 志( 裟) 1 0 3 圳9 。孤 式中：g 滚子轴承系数，s = 1 0 3 。 调心滚子轴承2 2 3 1 1 c 能满足需要。 彳点支承的轴承型号为调心滚子2 2 2 0 9 ，查机械设计手册n 3 3 得 c = 5 1 2 k n ，c o ，= 4 1 8 k n 。分析知轴承只受径向力c = 3 3 2 8 k n ，轴向力c = 0 。当 e c p ，查表知p = 0 3 0 。所以兄c = o p 成立。 当量动负荷 p = ( c + k c ) = 1 2 x 3 3 2 8 = 3 9 9 3 6 k n 轴承2 2 2 0 9 k 寿命为 厶= 堡6 0 n 斛i , , p ) = 志( 罴) 州3 = 1 3 5 4 0 0 h 由以上分析可知调心滚子轴承2 2 2 0 9 能满足需要。 3 3 轮胎轴轴承座套筒校核 根据实际分析轮胎轴轴承座套筒可简化为悬臂梁，建立模型如图3 2 ( a ) 所示， l 5 = 2 4 5 m m ，l 6 = 3 3 6 m m ，昂- - 1 8 5 4 7 k n ，a 、d 点为套筒焊接点。 ： c o ) 图3 2 轮胎轴轴承座套筒受力简图 1 9 第三章轮胎试验台结构强度校核 1 作套筒的受力计算简图如图3 2 ( a ) 所示。 e = 譬= 1 2 3 3 k n 式中：晟凄筒所受离心力合力； 观套筒质量，m l = 5 8 7 k g ： r 2 套筒到中心轴的距离，r 2 = 2 3 5 0 m m ： k 套筒线速度，k = 8 0 k m h ( 2 2 2 2 m s ) 。 e = 譬= 0 6 2 4 k n 式中：e 下轴承套所受离心力，； 下轴承套质量，m 2 = 2 9 7 k g 。 2 弯矩图 将套筒分段。根据套筒上的载荷情况，将套筒分为b d 、伽三段。 b d 段：此段无分布荷载，弯矩图为一斜直线，其控制截面上的弯矩分别为： m n = 0 左= 一f b 厶一只厶= - 0 4 6 9 k n m 删段：此段有向下的均布荷载，弯矩图为下凸抛物线，其控制截面上的弯矩分别 为： m 。亡= m 。t = - 0 4 6 9 k n m u 乜l | a m a ：一只( 厶+ 厶) 一f c l , + 厶) 一e 冬= 一7 1 1 8 k n m 根据上述分析和计算结果，作弯矩图，如图3 2