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车桥综合性能试验系统飞轮部件设计,综合,性能,试验,系统,飞轮,部件,设计
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表3 毕业设计（论文）任务书浙 江 科 技 学 院本科毕业设计（论文） 任 务 书题 目 车桥综合性能试验系统飞轮部件设计 学 院 机械与汽车工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机制092 学 号 106011163 学生姓名 沈红星 指导教师 吴瑞明 下达日期 2012.9.1 一、主要任务与目标： 疲劳试验可检验后桥的综合性能。该试验系统的机械部分主要是直径为4米的大滚筒，大滚筒模拟行驶的路面。滚筒上加高成块，能更好地模拟路面实际状况，液压系统提供模拟载荷，该系统能很好地检测后桥的综合性能。设计两轴头、小齿轮的结构，计算两轴头的转动惯量为5kgm2小齿轮的转动惯量为1.35kgm2,滚轮总成的转动惯量单侧为21617.7kgm2，折算成车辆系统的惯量为5404kg,根据要求,车桥最大的制动惯量为35T,单侧的转动惯量为17.5T，飞轮总转动惯量（大、小飞轮总成惯量之和）为12.096T。二、主要内容与基本要求：主要内容：1.达到相关技术参数。2.飞轮运动必须灵活，无阻卡现象。基本要求： 1.完成试验系统飞轮部件设计，包括轴承底座、小齿轮、气缸等零件。2.结构设计校核及相关计算。三、计划进度：时 间毕业设计（论文）工作内容12年9月1日12年9月30日查阅文献，翻译材料，开题12年10月1日 12年10月14日开题报告、文献综述撰写，答辩、修改12年10月15日 12年11月1日方案设计，结构原理图绘制12年11月2日 12年11月29日设计绘图，论文框架12年11月30日 12年12月20日论文初稿12年12月20日 12年12月26日论文二稿12年12月26日 12年12月30日论文格式修改，图纸打印13年1月 日 按答辩要求，论文修改四、主要参考文献：1张建俊.汽车诊断与检测技术，人民交通出版社，19902吴增德.汽车制动性能检测技术研究及其系统开发，浙江大学硕士论文，19993顾柏良.汽车工程手册（试验篇），人民交通出版社，20004蒙有清.论滚筒反力式汽车制动检验台的检定方法，湖南交通科技，1998,24(3)：48-505吴瑞明，周晓军，赵明岩.汽车驱动桥的疲劳检测分析，汽车工程，2003（6）6赵明岩，周晓军、吴瑞明.MATLAB 在驱动桥热稳定试验中的应用，机械，20027欧家福.液压加载式驱动桥封闭试验台的设计，汽车研究与开发.1999,(2)：30-32 指导教师 年 月 日 系 主 任 年 月 日浙 江 科 技 学 院本 科 毕 业 设 计 (2012届)题 目 车桥综合性能试验系统飞轮部件设计 学 院 机械与汽车工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机制092 学 号 106011163 学生姓名 沈红星 指导教师 吴瑞明 日 期 2013.1.3 浙江科技学院毕业设计（论文）、学位论文版权使用授权书本人 沈红星 学号 106011163 声明所呈交的毕业设计（论文）、学位论文 车桥综合性能试验系统飞轮部件设计 ，是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，与我一同工作的人员对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。本毕业设计（论文）、学位论文作者愿意遵守浙江科技学院 关于保留、使用学位论文的管理办法及规定，允许毕业设计（论文）、学位论文被查阅。本人授权 浙江科技学院 可以将毕业设计（论文）、学位论文的全部或部分内容编入有关数据库在校园网内传播，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编毕业设计（论文）、学位论文。（保密的学位论文在解密后适用本授权书）论文作者签名： 沈红星 导师签名：吴瑞明签字日期： 2013年 1 月 3日 签字日期： 2013 年 1 月 3 日浙江科技学院毕业设计（论文）车桥综合性能试验系统飞轮部件设计学生姓名： 沈红星 指导老师：吴瑞明副教授浙江科技学院机械学院摘 要疲劳试验可检验后桥的综合性能。该试验系统的机械部分主要是直径为4米的大滚筒，大滚筒模拟行驶的路面。滚筒上加高成块，能更好地模拟路面实际状况，液压系统提供模拟载荷，该系统能很好地检测后桥的综合性能。如今汽车检测中通用的制动试验台、侧滑试验台和底盘测功机等，国内已自给有余，而且结构形式多样。我们虽然已经取得了很大的进步，但与世界先进水平相比，还有一定距离。我国汽车检测技术要赶超世界先进水平，应该从汽车检测技术基础、汽车检测设备智能化和汽车检测管理网络化等方面进行研究和发展。本文在分析飞轮部件的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足包装工艺;对关键部件提出完整的设计方法。关键词：飞轮部件； 车桥；试验系统The Comprehensive Performance Test System Of Vehicle Flywheel DesignStudent:Hongxing ShenAdvisor: Associate Prof. Ruiming WuAbstractFatigue test can verify the performance of rear axle. The test system of the mechanical part is 4 meters in diameter of the drum, drum simulation running road surface. The heightening into blocks, it can better simulate the actual road condition, the hydraulic system provides simulation load, the system can well after the detection of bridge comprehensive performance.Nowadays automobile universal brake testing bench, side slip tester and the chassis dynamometer, home already self-sufficient and superabundant, and a variety of structural forms. Although we have made great progress, but compared with the world advanced level, there is a certain distance. Our country auto detection technology should overtake world advanced level, should from the automobile test technology, automotive testing equipment and intelligent vehicle inspection management network in areas such as research and development.Based on the analysis of flywheel component technology and the use of requirements on the basis of key components, through theoretical analysis, put forward a kind of practical, simple, reliable and universal transmission system, the structure and other key components of the design principles, structure features in detail research and design; this paper analyses the kinematics law of, and put forward feasible optimization structure meet the packaging technology; the key parts of a complete design method.Key words: flywheel axle; test system;目 录第一章 绪论11.1 选题的背景与意义11.2汽车车桥国内外现状分析31.3 汽车后桥疲劳寿命试验的必要性51.4汽车后桥寿命的主要检测方法61.5 课题内容及要求6第二章 设计方案7第三章 飞轮的设计103.1飞轮力矩的确定103.2飞轮的强度的校核12第四章 主要零部件的设计与校核计算144.1 齿轮设计参数计算144.2 轴设计参数计算154.3轴的刚度计算164.4 键的校核194.3.1 平键的强度校核194.3.2 花键的强度校核204.4 轴承的校核224.4.1 初选轴承型号224.4.2寿命计算22第五章 气缸的选取255.1气缸的选择255.2 气缸结构295.3 工作原理305.3 设计过程315.3.1气缸选型315.3.2气缸的校核31第六章 结 论32参考文献33致谢3424第一章 绪论1.1 选题的背景与意义自2002年之后，中国汽车行业开始进入爆发式增长阶段，特别是随着私人消费的兴起，轿车需求量开始迅速攀升，并成为推动中国汽车发展的一股重要力量。与此同时，中国在全球汽车产业中的地位也逐渐上升。在2009年，中国取代美国成为世界上最大的汽车销售市场，结束了由福特公司开始的美国长达一个多世纪的汽车统治地位。不仅如此，在2009年，中国的汽车产量就超过了日本和美国的总和，自2006年以来，由日本汽车工业保持的世界第一的位置，在2009年也已经被中国取代。2009年中国汽车工业产销总量分别达到1379.1万辆和1364.48万辆，同比增长48.30%和46.15%。2010年，在国家扩内需、调结构、促转变等一系列政策措施的积极作用下，我国汽车工业延续2009年发展态势，保持平稳较快发展。汽车产销快速增长，自主品牌市场份额提升，汽车出口逐步恢复，大企业集团产销规模整体提升，市场需求结构进一步优化，汽车工业产业结构调整加快。2010年，汽车产销分别为1826.47万辆和1806.19万辆，同比增长32.44%和32.37%，保持了世界第一的地位。2011年以来，我国汽车业步伐放缓，汽车市场整体趋势向淡，但同时也是理性回归。2011年1-5月，汽车产销分别为777.97万辆和791.62万辆，同比增长3.19%和4.06%，增幅较2010年同期分别回落52.4和49.19个百分点。中国汽车产业作为世界汽车产业重要的组成部分，未来十年是中国汽车产业的黄金期，汽车产业已经完成了从小到大的过程，正在逐步实现由弱到强的巨大跨越，全球汽车工业将向中国和一些新兴经济体进一步转移，这对中国汽车工业来说，仍是非常难得的历史机遇。目前，中国汽车市场不仅发展快，而且汽车消费需求变化也快，这对于中国汽车产业来说，将迎来下一个黄金十年，自主品牌将完成从“中国制造”到“中国创造”的发展过程。预计未来十年，我国汽车市场年均增长率将达到7.1%，到2020年中国汽车市场的销量有望占据全球汽车总销量的一半以上，将是美国市场销量的两倍左右。中国汽车市场前景非常广阔。汽车已经成为现代社会发展不可或缺的交通工具，在人们的日常生活中扮演着重要的角色。另一方面汽车工业以其强有力的产业拉动作用，己经成为我国国民经济发展的支柱性行业。自2008年下半年起，受全球性的金融危机影响，世界汽车工业面临着严峻的考验，我国汽车零部件行业受到影响，但一些零部件企业也趁机加大自主研发力度，提高创新能力。在危机中，我国汽车零部件企业面临发展新机遇。 随着汽车行业的不断发展壮大，对各种汽车车辆的工作性能和可靠性等的要求也越来越高，尤其是在特殊路况和工作条件下运行的越野，大型重载等特种车辆，这方面的要求就更高。对这种车辆来说，其总体工作性能和可靠性主要取决于它的发动机和后桥壳，发动机为成型产品，其工作性能和可靠性等指标均已通过严格检测，设计车辆时按要求选择即可，而后桥壳是另行设计的，因此为了提高车辆的工作性能和可靠性，应将重点放在后桥壳上。对于新设计制造的特种车辆后桥壳，需要利用专门的高动态性能固定试验台对其进行模拟加载试验，检测各项工作性能和可靠性指标是否满足要求特别是疲劳寿命的试验检测。由于特种车辆后桥壳的动力输入输出轴数目多，功率大、工作参数变化范围大，工况复杂多变，要对其进行接近实际条件下的全面试验，在普通试验台上是很难完成的。以往对较简单的单项试验，可在传统的液压式加载试验台上进行，但其功率消耗很大，效率很低。对稍复杂一些的疲劳寿命试验，可在电封闭加载试验台上进行，但在相同加载功率下，所用电器设备庞大复杂，另外虽然可实现功率回收，提高了效率，但由于其回收功率以电能形式回馈给电网，因而在动载变化较大时，对电网的冲击较大，某些电器元件被烧坏的情况时有发生。本项目主要任务是完成多个系列的汽车后桥的疲劳寿命检测试验。后桥位于汽车传动系统的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和后桥壳等组成。后桥的桥壳在工作中承受交变应力，有疲劳寿命的问题。本设计拟采用室内台架试验的方法对后桥总成进行疲劳寿命试验，在室内再现实际行驶中所遇到的各种复杂工况，主要考验后桥桥壳的疲劳寿命，以期提前检测汽车后桥疲劳性能，更早发现问题。本课题就是要针对上述需求，参考整车可靠性道路试验方法和汽车后桥台架试验方法及试验评价指标的检测内容，确定针对后桥总成疲劳寿命的评价指标，并以该评价指标为基础，分析后桥总成疲劳寿命检测设备的主要设计原理和实现方法，解决后桥桥壳疲劳寿命检测的问题。在汽车生产制造过程中，后桥总成通常作为一个部件由桥总成制造厂提供给汽车主机厂，一般在总成制造厂并没有对桥总成疲劳寿命性能进行检测的环节和手段，无法衡量桥总成装配后的疲劳性能的好坏。因此设计一款汽车车桥的疲劳试验装置具有重要的现实意义和科研意义。1.2汽车车桥国内外现状分析关于动载荷引起疲劳失效的机理问题直至现在尚不能做出明确的解释，人们研究疲劳寿命仍然要通过试验完成。在国外，1871年德国工程师August Wohler就提出了表征循环应力与寿命之间关系的S-N曲线和疲劳极限的概念。1910年HBasquin 提出了金属S-N曲线的经验规律，指出应力对疲劳循环数的双对数坐标图在很大的应力范围内表现为线性关系。这一理论沿用至今，仍然是寿命预测的根本理论。但S-N曲线只能预测恒幅对称循环应力下的寿命，对于变幅应力下的寿命却不能直接应用。对此，MAMiner在1945年，提出了线性疲劳累积损伤理论，建立了多级应力下的疲劳寿命模型，从而解决了变幅载荷下的寿命预测问题。1954年，LFCoffin和SSManson又提出了表征塑性应变幅与疲劳寿命CoffinManson公式，从而，形成了适于塑性变形状态下的疲劳寿命估算的局部应变法。从另一方面，在1960年至1970年前后，EBHaugen、EBStulen、DKececioglutlo、AMFreudenthali等人，在疲劳可靠性理论的研究和应用方面取得了突破，将静强度应力强度干涉模型用于疲劳可靠性设计中，将经典的应力强度干涉模型中静强度概率分布变为在指定寿命下的疲劳强度的分布，将静应力的概率分布变为疲劳应力的概率分布，逐渐完善了用应力与强度干涉关系进行疲劳可靠性设计的一套方法，并提出了著名的疲劳可靠性应力强度干涉模型，为疲劳可靠性研究奠定了重要的理论基础。此后，关于机械可靠性设计与疲劳问题的理论与应用方面的研究更是吸引了众多研究人员，研究主要集中在干涉模型的推广和可靠度的计算方法方面。在国内，杭州电子科技大学的孟庆华老师，提出的液压系统封闭式试验台具有独创性意义，其整个系统的功率流从液压马达流出驱动被测车桥运转 。被测车桥两端轮毂与液压泵相连 ，液压泵充当车桥的加载装置 ，液压泵排出的高压油流入到液压马达中驱动液压马达运转 , 形成一个封闭的功率流 。各齿轮副啮合损失 、搅油损失 、传动摩擦阻力损失等造成的功率损失由驱动电机通过驱动液压泵补偿 。液压系统封闭式试验台的结构示意图如图1-3所示 。封闭式后桥试验台运转时的能量消耗要比开式的节约 50% 75% 。在汽车车桥疲劳检测试验台上应用液压系统封闭式功率回收的效益是相当大的, 在使用中也表现出了很大的优势, 该型式的试验台具有大的市场发展前景。但它不能准确的地反映后桥的工作状况。图1.1 液压系统封闭式试验台的结构示意图山东出入境检验局的满忠雷、江守和和浙江大学的潘明清、纪华伟研究的后桥疲劳性能试验系统主要由5个部分组成，动力系统、液压系统、气动系统、惯量模拟组件和计算机测控系统，动力系统由发动机、离合器、变速器、车桥组成，提供后桥的输入功率。液压系统在后桥桥壳装钢板弹簧处施加一定的垂向载荷量，气源由发动机气泵提供，气动系统控制气缸运动，完成飞轮挂接分离、变速器档位变换以及动力系统分离等功能。惯量模拟组件由大小飞轮、减速箱和电涡流测功机组成，达到了模拟后桥在整车环境中的真实工作状况。整个机构结构如图。它结合后桥疲劳性能测试设计了实验台，为方便对疲劳性能的测试，结合工控机总线结构设计了计算机控制系统，并介绍了软硬件设计过程；最后设计了完整的后桥疲劳试验流程，为后桥疲劳性能测试提供了依据和方法 。不足就是其和实际道路试验还是有一定的出入，不是很精准。图1.2 后桥疲劳性能试验系统哈尔滨工业大学电液伺服系统仿真与试验设备研究所，2003年利用二次调节技术成功研制出“特种车辆后桥壳加载试验台”，其最大加载功率可达350kW，可模拟车辆行驶的各种复杂路况和工作状态，对多轴输入输出的后桥壳进行各种综合性性能试验，是一种理想的后桥壳模拟加载试验设备，它是国内成功应用二次调节技术的首例成型产品。这种基于二次调节技术的加载系统，同传统的液压加载系统相比，可回收、储存、重新利用能量，系统效率高；多个二次元件联合工作，且其驱动、加载功能可互换；数字控制灵活可靠，系统动态性能好。同电气加载系统相比，功率密度大、重量轻、安装空间和安装功率较小；闭环控制动态响应快，回收能量不改变形式而直接回馈给加载系统，对电网的冲击较小。 1.3 汽车后桥疲劳寿命试验的必要性在汽车行驶过程中，后桥承受着繁重而复杂的载荷，它的传动件(齿轮及半轴等)要传递传动系中的最大转矩;它的承载件(桥壳)支承着汽车满载荷重，承受着作用于路面与车架或车厢之间的垂向、纵向和横向静、动(冲击)载荷，以及反作用力矩和制动力矩等。在这些载荷的作用下，后桥必须保持有足够的强度、刚度和寿命，以及满意的其他性能(例如无噪声)等。为此，后桥总成及其主要零、部件必须经受严格的试验。一般在汽车生产厂商生产汽车时，都会对其零部件进行静强度设计，这样最终设计出来的零部件一般都会较好的满足静强度要求。然而，在汽车行驶过程中，各零部件要受到各种交变载荷，这种交变载荷一般低于拉伸强度极限，在这种交变载荷反复作用下，会发生裂纹萌生和扩展并导致突然断裂，这种现象称为疲劳破坏。后桥作为汽车底盘的重要部件，无论是在产品开发阶段还是生产检验阶段，都必须对后桥的疲劳性能进行检验。在汽车生产制造过程中，后桥总成通常作为一个部件由桥总成制造厂提供给汽车主机厂，一般在总成制造厂并没有对桥总成疲劳寿命性能进行检测的环节和手段，无法衡量桥总成装配后的疲劳性能的好坏。现在，越来越多的桥制造厂意识到这些问题并逐步重视起来，对新开发产品进行疲劳寿命试验并对批量产品进行抽样检测，使其缺陷和薄弱环节得到充分暴露，以期获得具有针对性的检测数据来研究和改进桥总成在设计、制造及装配工艺中存在的问题，进一步研究并提出修改意见，以提高桥总成的整车装配使用性能。1.4汽车后桥寿命的主要检测方法后桥疲劳寿命一般的检测方法是把后桥装在整车上，通过各种道路试验测试桥的疲劳可靠性。汽车在实际使用的道路条件下进行试验，整车试验能比较真实地反映后桥的工作状态，其试验结果比较符合实际使用情况，可全面考核其技术性能，应用非常普遍，但是试验过程所受影响因素很多，如环境条件不易控制，受车上空间条件限制，使得传感器的安装及测试参数的记录、处理相对比较困难。汽车试验场是按照预先制定的试验项目、规范，在规定的行驶条件下进行。试验场可以设置比实际道路更恶劣的行驶条件和各种典型道路与环境，在这种条件下进行可靠性试验、寿命试验及环境试验，也可以进行强化试验，相对道路试验可以缩短试验周期，提高试验结果的可比性。整车道路试验或试验场试验可以得到比较可靠的试验数据，但由于整车试验周期长，所需的人力、物力成本都比较高，所以提出采用室内台架试验，广泛利用计算机控制技术、负荷加载以及自动分析记录的数据采集系统，使用各种模拟手段重现后桥的工作情况，建立起室内台架试验系统，提高了试验精度，而且大大缩短了试验周期。1.5 课题内容及要求疲劳试验可检验后桥的综合性能。该试验系统的机械部分主要是直径为4米的大滚筒，大滚筒模拟行驶的路面。滚筒上加高成块，能更好地模拟路面实际状况，液压系统提供模拟载荷，该系统能很好地检测后桥的综合性能。设计两轴头、小齿轮的结构，计算两轴头的转动惯量为5kgm2小齿轮的转动惯量为1.35kgm2,滚轮总成的转动惯量单侧为21617.7kgm2，折算成车辆系统的惯量为5404kg,根据要求,车桥最大的制动惯量为35T,单侧的转动惯量为17.5T，飞轮总转动惯量（大、小飞轮总成惯量之和）为12.096T。主要内容：1.达到相关技术参数。2.飞轮运动必须灵活，无阻卡现象。基本要求： 1.完成试验系统飞轮部件设计，包括轴承底座、小齿轮、气缸等零件。2.结构设计校核及相关计算。第二章 设计方案对车桥总成制动性能的在线检测评价指标及制动器在线试验台架的结构要求进行分析研究,并据此设计车桥总成制动性能试验台。利用该试验台对被试件进行在线检 测,且对采集的检测数据进行了分析与判断。该设计满足厂家对车桥产品质量检测的要求,为将来进一步提升产品质量起到了较为重要的作用。图2.1 总体结构图根据上述对制动器在线试验台架结构的分析，对桥总成制动器性能试验台架的设计如上图 。1、驱动装置对于驱动装置，软件编程已做的工作有两个方面：第一是对各个部分的自动化控制，包括发动机，离合器等。第二是对各部分的状态监测以了解各部分的位置和安全状况。试验台的驱动装置由汽车发动机、离合器、变速器、减速器组成。发动机输出首先通过离合器，离合器的作用主要是在制动测试和出现紧急情况要求制动的时候将发动机和车桥分离，变速器通过改变档位来改变输出速度，同时也使输出扭矩发生变化。最后的减速器的作用是减速增扭，其减速比根据发动机的转速和滚筒测试转速确定。如果最后的输出要求较大的速度，也可以接一个增速器。2、滚筒组对于滚筒来说，软件检测的数据有滚筒的转动距离、转动时间，软件将根据这些数据来得到转动速度，转动加速度，制动力，制动力矩，滑差率等性能参数。每一车轮测试力测试单元设置一个直径为4000mm的滚筒，滚筒的两端分别用滚动轴承与轴承座支承在框架上，两个滚筒的轴用连轴器相连。滚筒相当于一个活动的路面，用来支承被检测车辆的车轮，并承受和传递制动力。汽车轮胎与滚筒间的附着系数将直接影响制动试验台所能测得的制动力的大小。为了增大滚筒与轮胎间的附着系数，滚筒表面都进行了相应的加工处理。目前采用较多的有下列五种：开有纵向槽的金属滚筒；表面粘有熔烧铝矾土沙粒的金属滚筒；表面具有嵌砂喷焊层的金属滚筒；高硅合金铸铁滚筒；表面带有特殊水泥覆盖层的滚筒。试验台的驱动装置采用的是方法在滚筒表面钻孔来提高滚筒的附着系数。为了模拟汽车质量而产生的惯量，在试验台进行试验时，试验台的旋转质量的动能应与行驶汽车的动能相等。因此，必须采用惯性可调的飞轮、传动比可以改变的增速器或通过发动机油门的调节来改变试验台旋转质量的动能，以适应不同车型的需要。3、测量装置测量装置是试验台系统中十分重要的一个部分，它测得模拟量参数通过A/D转换以后输入到计算机，然后计算机再计算出所需要的参数，它的检测速度和精度将直接影响驱动桥的鉴定结果，测量装置要求系统软件有较快的反应速度以便能够及时获得系统参数，同时还要求软件要很高的可靠性。因此作为一个检测系统，测量装置应可靠而精确，即测量误差要小，知识数值稳定，同时能快速测得被测值的变化。在HCQ-3.0中测试距离、速度与加速度使用的是高精度的放置速度传感器，随着工业自动化的发展，其在工业中已得到了广泛的应用。4、指示与控制装置由于采用计算机控制系统，因此对于HCQ-3.0软件系统来说，具有很多的指示与控制手段，指示可以直接在计算机屏幕上进行，也可以通过I/O控制输出相应的信号来进行指示。控制可以是模拟量输出控制，也可以是数字量输出控制，并且端口丰富。HCQ-3.0同时配置了指针式和数字式两种。带计算机的指示与控制装置主要由计算机、A/D（D/A）转换器、I/O控制、计数器/定时器、数字显示器和打印机等组成。5、轴荷加载装置自动加载轴荷是软件系统的一大特点，应用PID控制算法来控制液压系统的压力输出。是在滚筒式试验台上进行性能检测或技术状况检测，就要使试验台模拟汽车在公路上行驶的载荷状况，因此就必须对试验车桥的轴荷进行加载，在整车试验时，汽车的加载是通过汽车的自重和汽车载货重来实现的。对于试验系统来说，其检测对象是车桥，因此必须有轴荷加载装置来加载。系统采用的是油缸加载，并由电液比例阀来控制其压力的大小。6、过程监测装置为防止试验台在运行的时候发生紧急情况，HCQ-3.0软件系统需要随时监测检测过程。试验台的驱动装置过程检测装置主要是包括一系列的传感器，有温度传感器，噪声传感器，还有一系列控制位置的磁性开关和接近开关，一旦传感器或开关检测到不安全信号，计算机就会做出相应的处理，以防以外事故的发生。作为指示与控制装置中最主要的一部分，HCQ-3.0试验系统采用工业控制机进行检测系统的控制，与普通PC机相比，工控机取消了PC机中的母板而将母板变成通用的 底板总线插座系统，将PC母板分成几块PC插件，如CPU、存储器等模板，并使用了一些特殊的抗干扰措施，增强了环境适应性。与普通PC机相比工控机的硬件结构作了以下改动12：1、 丰富的过程输入、输出通道，工控机基本配置了许多已经标准化的OEM板级模块可供使用。这就为技术人员在较短时间内构成一个功能齐全、可靠性高的测试系统提供了便利。2、 工控机除了具有较强的 实时性而且开放性高。3、 工控机具有较强可靠性。4、 环境适应能力强。5、 工控机的开发性和PC机无异，它采用与PC机相同的 总线结构，软件开发环境、开发工具。开发手段也与PC机相同。对系统的开关量及连续量的采集控制是通过插在微机扩展槽中的接口来完成的。接口卡的种类很多，常用的有A/D、D/A、I/O、计数器/定时器、功放卡等。一种接口卡往往集成多种功能，可以根据需要选配。大多数A/D为12位，也有8位和14位的 ，一般12位的精度就够了。第三章 飞轮的设计采用飞轮的目的是降低轧制时电机的尖峰负荷、增加空载时的电动机的负荷，从而在整个的工作过程中，使电机的负荷均匀，以便按允许过载能力选择较小的电动机。异步电动机的转速随负荷的变化而变化，飞轮储存或放出能量，达到均衡负荷的目的。3.1飞轮力矩的确定电动机尖峰负荷降低的多少与主传动系统总飞轮力矩有关，而飞轮力矩占总飞轮力矩相当大的比重，故飞轮力矩是飞轮的一个重要参数。飞轮本身的飞轮力矩为为传动总的飞轮力矩的一个组成部分，所以在计算之前，必须先计算。主传动系统的总的飞轮力矩=（吨） (3.1)在尖峰负荷的时刻，主传动的系统需要释放的能量可按下式计算：=式中 在尖峰负荷下电动机的最大的功率，其值可按作用在电动机轴上的最大的转矩确定: =尖峰负荷的时间；电动机的转差率，一般取=0.120.17，取为0.15；从电动机的参数中查的为2.2；为电动机的额定的转数为980转/分。则 =2257.6（KW）由工厂现实测得为1秒；所以=2257.61=2257.6 KW则=6.17（吨）则飞轮的转矩=-（吨）式中电动机转子的飞轮力矩（吨）；轧机传动装置的转动部分折算到电机轴上的飞轮力矩（吨）；可以近似的认为与相当。因飞轮的圆周速度越高，则飞轮由于离心力所产生的内应力就越大。确定飞轮直径D，考虑圆周的速度小于允许的最大圆周的速度，即D式中 飞轮n飞轮每分钟的转数；飞轮最大的圆周速度，整体铸造的圆盘式飞轮（铸钢），=70 90D=1.36米则取D =160毫米飞轮采用一个，飞轮的直径可取的大一些，通过这两个取这个方案。飞轮的结构和主要的参数根据飞轮的直径和圆周的速度的不同，选择飞轮的结构为整体铸造圆盘式飞轮，飞轮的材料为ZG35。主要的参数由书中表格有如下的关系：代号 飞轮结构各部关系表4-1 飞轮结构关系表D D=100 mm(0.80.84)DC（0.30.34）(0.10.15）D0.5（+）d根据轴计算（0.10.15）（- ） （1.61.8）d飞轮整体铸造后时效处理，进行机械加工。飞轮装置外围加安全罩。 图3.1 飞轮结构图3.2飞轮的强度的校核飞轮的强度应满足要求，才能保证飞轮安全工作。飞轮的直径满足下公式即可满足要求。 D飞轮的直径就是按此关系式求的，为了验证一下，下面校核一下强度。飞轮转动时，其轮缘的内表面所产生的应力可按下式计算：（N/cm）式中 V飞轮的圆周速度（m/s）；r飞轮轮缘的内半径（m）；R飞轮的外半径（m）；V=70(m/s)=3718.96（N/cm）=371.869(kg/) 所以强度足够第四章 主要零部件的设计与校核计算4.1 齿轮设计参数计算小齿轮的转动惯量为1.35kgm2,滚轮总成的转动惯量单侧为21617.7kgm2，折算成车辆系统的惯量为5404kg,根据要求,车桥最大的制动惯量为35T,单侧的转动惯量为17.5T，飞轮总转动惯量（大、小飞轮总成惯量之和）为12.096T。 图4.1 齿轮校核图 图4.2齿轮参数图4.2 轴设计参数计算选择轴的材料为45钢P=10KW n=60r/min查表得 有键槽时直径增大 3%5%即d79.4mm取最小直径为85MM.其他各部分参照图纸设计如下图：图4.3轴设计图4.3轴的刚度计算a) 按当量弯矩法校核1) 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。图4.4 轴布置图图4.5 轴的受力转矩弯矩图2) 求作用在轴上的力如表1，作图如图2-c表1 作用在轴上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1F2=12NF4=891N齿轮 2=N轴承3F1=476NF3=1570N带轮41056N3） 求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图2-d、2-e表2 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）截面N.mm合成弯矩截面合成弯矩4）作出转弯矩图如图2-f5）作出当量弯矩图如图2-g，并确定可能的危险截面、如图2-a。并算出危险截面的弯矩如表3。6）确定许用应力表3截面的弯矩截面截面6）确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。7）校核轴径如表4表4 轴径验算表截面截面结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的刚度计算所以轴的刚度足够4.4 键的校核4.3.1 平键的强度校核a) 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸(键宽b 键高h)与长度L。键的横截面尺寸bh 依轴的直径d由标准中选取。键的长度L一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用A型普通平键。由设计手册查得：键宽 b=16mm 键高 h=10mm 键长 L=30mmb) 验算挤压强度.平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即：静联接 式中 传递的转矩 轴的直径 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 键的接触长度(mm).圆头平键 许用挤压应力) 键的工作长度 挤压面高度 转矩 许用挤压应力，查表， 则 挤压应力 所以 此键是安全的。4.3.2 花键的强度校核键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标准规定，键用抗拉强度不低于的钢制造，如 45钢 Q275 等。花键选用30平齿根渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外径，内径mm，则内花键大径亦为mm。依据GBT3478.11995取模数，则由，得齿数，取。分度圆直径mm，内花键小径103mm，齿厚4mm，摩擦片厚mm。花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（4-2）进行校核。 （4-2） 式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得，依据表4-4可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时可以满足强度要求。钢片厚取3.5mm，其内径也为mm，外径，钢片外花键同样选30平齿根渐开线花键。外花键小径mm，依据GBT3478.11995取模数，由得，分度圆直径mm，齿厚=7.85mm。花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（4-3）进行校核。 （4-3） 式中，传递转矩，Nm； 齿间载荷不均匀系数，取=0.7； 花键齿数，； 齿的工作长度，取mm； 齿的工作高度，取mm； 平均直径，取。经计算得MPa，依据表4-4可知，摩擦片内花键在使用和制造情况处于良好时依然能够满足强度要求。表4-4 花键连接的许用挤压应力，许用压强 （MPa） 连载工作方式 许用值 使用和制造情况 齿面未经热处理 齿面经热处理静连接的状态 许用挤压应力 不良 中等 良好 3550 60100 80120 4070 100140 120200 动 连 接 的 状 态无载荷作用下 移动 许用压强p 不良 中等 良好 1520 2030 2540 2035 3060 4070载荷作用下移动 许用压强p 不良 中等 良好 310 515 10204.4 轴承的校核 滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。4.4.1 初选轴承型号 试选10000K轴承，查GB281-1994，查得10000K轴承的性能参数为： C=14617N Co=162850N (脂润滑)4.4.2寿命计算 a) 计算轴承内部轴向力. 查表得10000K轴承的内部轴向力 则： b) 计算外加轴向载荷 c) 计算轴承的轴向载荷 因为 故 轴承1 轴承2 d) 当量动载荷计算 由式 查表得： 的界限值 查表知 故 故 则： 式中. (轻度冲击的运转)由于 ，且轴承1、2采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承2进行寿命计算。e) 计算轴承寿命 f) 极限转速计算 由式 查得：载荷系数 载荷分布系数 故 计算结果表明，选用的42324轴承能满足要求。第五章 气缸的选取5.1气缸的选择气缸的选用要根据以下方面进行分析：1、类型的选择 根据工作要求和条件，正确选择气缸的类型。要求气缸到达行程终端无冲击现象和撞击噪声应选择缓冲气缸；要求重量轻，应选轻型缸；要求安装空间窄且行程短，可选薄型缸；有横向负载，可选带导杆气缸；要求制动精度高，应选锁紧气缸；不允许活塞杆旋转，可选具有杆不回转功能气缸；高温环境下需选用耐热缸；在有腐蚀环境下，需选用耐腐蚀气缸。在有灰尘等恶劣环境下，需要活塞杆伸出端安装防尘罩。要求无污染时需要选用无给油或无油润滑气缸等。 2、安装形式 根据安装位置、使用目的等因素决定。在一般情况下，采用固定式气缸。在需要随工作机构连续回转时（如车床、磨床等），应选用回转气缸。在要求活塞杆除直线运动外，还需作圆弧摆动时，则选用轴销式气缸。有特殊要求时，应选择相应的特殊气缸。 3、作用力的大小即缸径的选择。根据负载力的大小来确定气缸输出的推力和拉力。一般均按外载荷理论平衡条件所需气缸作用力，根据不同速度选择不同的负载率，使气缸输出力稍有余量。缸径过小，输出力不够，但缸径过大，使设备笨重，成本提高，又增加耗气量，浪费能源。在夹具设计时，应尽量采用扩力机构，以减小气缸的外形尺寸。 4、活塞行程与使用的场合和机构的行程有关，但一般不选满行程，防止活塞和缸盖相碰。如用于夹紧机构等，应按计算所需的行程增加1020的余量。5、活塞的运动速度主要取决于气缸输入压缩空气流量、气缸进排气口大小及导管内径的大小。要求高速运动应取大值。气缸运动速度一般为50800/s。对高速运动气缸，应选择大内径的进气管道；对于负载有变化的情况，为了得到缓慢而平稳的运动速度，可选用带节流装置或气液阻尼缸，则较易实现速度控制。选用节流阀控制气缸速度需注意：水平安装的气缸推动负载时，推荐用排气节流调速；垂直安装的气缸举升负载时，推荐用进气节流调速；要求行程末端运动平稳避免冲击时，应选用带缓冲装置的气缸。 图5.1 气缸实物图 6、气缸的选型步骤及其类型介绍程序1：根据操作形式选定气缸类型：气缸操作方式有双动，单动弹簧压入及单动弹簧压出等三种方式程序2：选定其它参数：1、选定气缸缸径大小 根据有关负载、使用空气压力及作用方向确定2、选定气缸行程 工件移动距离3、选定气缸系列4、选定气缸安装型式 不同系列有不同安装方式，主要有基本型、脚座型、法兰型、U型钩、轴耳型5、选定缓冲器 无缓冲、橡胶缓冲、气缓冲、油压吸震器6、选定磁感开关 主要是作位置检测用，要求气缸内置磁环7、选定气缸配件 包括相关接头（一）单作用气缸 单作用气缸只有一腔可输入压缩空气，实现一个方向运动。其活塞杆只能借助外力将其推回；通常借助于弹簧力，膜片张力，重力等。其原理及结构见下图：图3.2单作用气缸1 缸体；2活塞；3弹簧；4活塞杆；单作用气缸的特点是： 1）仅一端进（排）气，结构简单，耗气量小。 2）用弹簧力或膜片力等复位，压缩空气能量的一部分用于克服弹簧力或膜片张力，因而减小了活塞杆的输出力。 3）缸内安装弹簧、膜片等，一般行程较短；与相同体积的双作用气缸相比，有效行程小一些。 4）气缸复位弹簧、膜片的张力均随变形大小变化，因而活塞杆的输出力在行进过程中是变化的。 由于以上特点，单作用活塞气缸多用于短行程。其推力及运动速度均要求不高场合，如气吊、定位和夹紧等装置上。单作用柱塞缸则不然，可用在长行程、高载荷的场合。（二） 双作用气缸 双作用气缸指两腔可以分别输入压缩空气，实现双向运动的气缸。其结构可分为双活塞杆式、单活塞杆式、双活塞式、缓冲式和非缓冲式等。此类气缸使用最为广泛。1） 双活塞杆双作用气缸双活塞杆气缸有缸体固定和活塞杆固定两种。2） 缸体固定时，其所带载荷（如工作台）与气缸两活塞杆连成一体，压缩空气依次进入气缸两腔（一腔进气另一腔排气），活塞杆带动工作台左右运动，工作台运动范围等于其有效行程s的3倍。安装所占空间大，一般用于小型设备上。活塞杆固定时，为管路连接方便，活塞杆制成空心，缸体与载荷（工作台）连成一体，压缩空气从空心活塞杆的左端或右端进入气缸两腔，使缸体带动工作台向左或向左运动，工作台的运动范围为其有效行程s的2倍。适用于中、大型设备。 图3.3双活塞杆双作用气缸a）缸体固定；b）活塞杆固定1缸体；2工作台；3活塞；4活塞杆；5机架双活塞杆气缸因两端活塞杆直径相等，故活塞两侧受力面积相等。当输入压力、流量相同时，其往返运动力及速度均相等。(三)缓冲气缸缓冲气缸对于接近行程末端时速度较高的气缸，不采取必要措施，活塞就会以很大的力（能量）撞击端盖，引起振动和损坏机件。为了使活塞在行程末端运动平稳，不产生冲击现象。在气缸两端加设缓冲装置，一般称为缓冲气缸。缓冲气缸见下图，主要由活塞杆1、活塞2、缓冲柱塞3、单向阀5、节流阀6、端盖7等组成。其工作原理是：当活塞在压缩空气推动下向右运动时，缸右腔的气体经柱塞孔4及缸盖上的气孔8排出。在活塞运动接近行程末端时，活塞右侧的缓冲柱塞3将柱塞孔4堵死、活塞继续向右运动时，封在气缸右腔内的剩余气体被压缩，缓慢地通过节流阀6及气孔8排出，被压缩的气体所产生的压力能如果与活塞运动所具有的全部能量相平衡，即会取得缓冲效果，使活塞在行程末端运动平稳，不产生冲击。调节节流阀6阀口开度的大小，即可控制排气量的多少，从而决定了被压缩容积（称缓冲室）内压力的大小，以调节缓冲效果。若令活塞反向运动时，从气孔8输入压缩空气，可直接顶开单向阀5，推动活塞向左运动。如节流阀6阀口开度固定，不可调节，即称为不可调缓冲气缸。图3.4缓冲气缸1活塞杆；2活塞；3缓冲柱塞；4柱塞孔；5单向阀6节流阀；7端盖；8气孔5.2 气缸结构气缸是由缸筒、端盖、活塞、活塞杆和密封件组成，其内部结构如图所示： 1）缸筒 缸筒的内径大小代表了气缸输出力的大小。活塞要在缸筒内做平稳的往复滑动，缸筒内表面的表面粗糙度应达到Ra0.8um。对钢管缸筒，内表面还应镀硬铬，以减小摩擦阻力和磨损，并能防止锈蚀。缸筒材质除使用高碳钢管外，还是用高强度铝合金和黄铜。小型气缸有使用不锈钢管的。带磁性开关的气缸或在耐腐蚀环境中使用的气缸，缸筒应使用不锈钢、铝合金或黄铜等材质。 SMC CM2气缸活塞上采用组合密封圈实现双向密封，活塞与活塞杆用压铆链接，不用螺母。 2）端盖 端盖上设有进排气通口，有的还在端盖内设有缓冲机构。杆侧端盖上设有密封圈和防尘圈，以防止从活塞杆处向外漏气和防止外部灰尘混入缸内。杆侧端盖上设有导向套，以提高气缸的导向精度，承受活塞杆上少量的横向负载，减小活塞杆伸出时的下弯量，延长气缸使用寿命。导向套通常使用烧结含油合金、前倾铜铸件。端盖过去常用可锻铸铁，现在为减轻重量并防锈，常使用铝合金压铸，微型缸有使用黄铜材料的。 3）活塞 活塞是气缸中的受压力零件。为防止活塞左右两腔相互窜气，设有活塞密封圈。活塞上的耐磨环可提高气缸的导向性，减少活塞密封圈的磨耗，减少摩擦阻力。耐磨环长使用聚氨酯、聚四氟乙烯、夹布合成树脂等材料。活塞的宽度由密封圈尺寸和必要的滑动部分长度来决定。滑动部分太短，易引起早期磨损和卡死。活塞的材质常用铝合金和铸铁，小型缸的活塞有黄铜制成的。 4）活塞杆 活塞杆是气缸中最重要的受力零件。通常使用高碳钢，表面经镀硬铬处理，或使用不锈钢，以防腐蚀，并提高密封圈的耐磨性。 5）密封圈 回转或往复运动处的部件密封称为动密封，静止件部分的密封称为静密封。 缸筒与端盖的连接方法主要有以下几种： 整体型、铆接型、螺纹联接型、法兰型、拉杆型。 6）气缸工作时要靠压缩空气中的油雾对活塞进行润滑。也有小部分免润滑气缸。 5.3 工作原理根据工作所需力的大小来确定活塞杆上的推力和拉力。由此来选择气缸时应使气缸的输出力稍有余量。若缸径选小了，输出力不够，气缸不能正常工作；但缸径过大，不仅使设备笨重、成本高，同时耗气量增大，造成能源浪费。在夹具设计时，应尽量采用增力机构，以减少气缸的尺寸。 气缸 下面是气缸理论出力的计算公式： F：气缸理论输出力(kgf) F：效率为85时的输出力(kgf)(FF85） D：气缸缸径(mm) P：工作压力(kgfcm2) 例：直径340mm的气缸，工作压力为3kgfcm2时，其理论输出力为多少?芽输出力是多少? 将P、D连接，找出F、F上的点，得： F2800kgf；F2300kgf 在工程设计时选择气缸缸径，可根据其使用压力和理论推力或拉力的大小，从经验表11中查出。 5.3 设计过程通过实验，负载在100N以内。设计时确定负载大小为100N。考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响。在研究气缸的性能和确定气缸的缸径时，常用到负载率：由液压与气压传动技术表3.2：表2.1 气缸的运动状态与负载率阻性负载（静负载）惯性负载的运动速度v运动的速度v=50mm/s，取=0.60，所以实际的气缸缸负载的大小为：F=F0/=163N5.3.1气缸选型 首先，根据设计要求，确定气缸的行程为300mm。设定其负荷率为0.7，使用压力0.5MPa，与气压缸出力163N，查表3.2可知气压刚内径为25mm，选型为CM2L25300。5.3.2气缸的校核输出力的大小为经验算该型可以达到使用要求。第六章 结 论毕业设计是大学生在校结束了全部的理论课程和实践教学环节之后进行的一个大型的综合性设计，是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的设计，锻炼了我的创新设计能力及综合运用所学的专业基础知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及
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