论文-汽车制动实验台动力系统设计

1、.PAGE . 汽车制动实验台动力系统设计目录TOC o 1-3 u第一章绪论 PAGEREF _Toc200375820 h 31.1 选题背景 PAGEREF _Toc200375821 h 31.1.1 选题的目的和意义 PAGEREF _Toc200375822 h 41.1.2 国外汽车试验制动台的开展的现状： PAGEREF _Toc200375823 h 51.1.3 台架制动实验台的特点及开展前景 PAGEREF _Toc200375824 h 81.2 本课题的研究工作 PAGEREF _Toc200375825 h 8第二章传动方案选择及论证 PAGEREF _Toc200

2、375826 h 92.1传动方案的设计与论证 PAGEREF _Toc200375827 h 9传动方案的要求 PAGEREF _Toc200375828 h 92.1.2 传动方案的拟定 PAGEREF _Toc200375829 h 102.2 传动方案的容与工作制动试验台原理 PAGEREF _Toc200375830 h 10传动方案的容 PAGEREF _Toc200375831 h 10制动实验台的工作原理 PAGEREF _Toc200375832 h 11第三章制动实验台构造设计计算 PAGEREF _Toc200375833 h 123.1 引言： PAGEREF _Toc

3、200375834 h 123.2 滚筒选择 PAGEREF _Toc200375835 h 123.2.1 滚筒直径的选择 PAGEREF _Toc200375836 h 123.2.2 滚筒长度的选择 PAGEREF _Toc200375837 h 123.2.3 滚简转速的选择 PAGEREF _Toc200375838 h 133.2.4 车轮与滚筒间附着系数的选择 PAGEREF _Toc200375839 h 133.2.5 安置角对测试车轮稳定性的影响 PAGEREF _Toc200375840 h 133.2.6 滚筒中心距L的选择 PAGEREF _Toc200375841

4、h 143.3 车轮的选择与计算 PAGEREF _Toc200375842 h 14车轮直径计算 PAGEREF _Toc200375843 h 14车轮所需转速计算 PAGEREF _Toc200375844 h 153.4 滚筒的计算 PAGEREF _Toc200375845 h 15滚筒质量计算 PAGEREF _Toc200375846 h 153.4.2滚筒转动惯量计算 PAGEREF _Toc200375847 h 15滚筒功率计算 PAGEREF _Toc200375848 h 153.5 电动机的选择 PAGEREF _Toc200375849 h 163.6.齿轮传动计算

5、 PAGEREF _Toc200375850 h 183.6.1 车速为100km/h时的齿轮传动 PAGEREF _Toc200375851 h 18齿轮传动分析 PAGEREF _Toc200375852 h 263.7 轴设计 PAGEREF _Toc200375853 h 27确定轴的最小直径 PAGEREF _Toc200375854 h 28从动轴设计 PAGEREF _Toc200375855 h 29主动轴设计 PAGEREF _Toc200375856 h 303.8轴承和轴承座设计 PAGEREF _Toc200375857 h 303.81 选择轴承型号 PAGEREF

6、_Toc200375858 h 313.82 轴承座型号 PAGEREF _Toc200375859 h 313.9 主从滚筒间齿轮传动设计 PAGEREF _Toc200375860 h 313.10汽车制动实验台框架参数设计 PAGEREF _Toc200375861 h 323.10.1 槽钢的选择 PAGEREF _Toc200375862 h 323.10.2 制动试验台框架构造参数 PAGEREF _Toc200375863 h 333.11带传动设计 PAGEREF _Toc200375864 h 333.12电磁离合器地选择 PAGEREF _Toc200375865 h 34

7、3.12.1.按计算扭矩选择电磁离合器 PAGEREF _Toc200375866 h 343.12.2 牙嵌式电磁离合器的构造与工作原理 PAGEREF _Toc200375867 h 343.13本章小结 PAGEREF _Toc200375868 h 35第四章结论和建议 PAGEREF _Toc200375869 h 364.1本论文的结论 PAGEREF _Toc200375870 h 36致 PAGEREF _Toc200375871 h 37参考文献 PAGEREF _Toc200375872 h 38附录 PAGEREF _Toc200375873 h 39制动器和制动测试试验

8、的概况 PAGEREF _Toc200375874 h 39A Primer on Brakes and Brake Testing PAGEREF _Toc200375875 h 45第一章 绪论1.1 选题背景汽车制动性能的检测，作为机动车平安检测中最重要工程之一，一直是大家关注的焦点。制动检测设备怎样才能客观准确地检测出汽车的制动性能，使其更好地效劳于社会、造福于人民，与我们的被检对象机动车的现状是分不开的。近几年来，我国机动车保有量急剧增加，机动车平安运行的问题越来越突出，加强机动车的管理，重视机动车辆的平安技术检测，成为整个社会，特别是公安、交通部门有待研究解决的重要课题。汽车行驶速

9、度的不断提高和道路行车密度的增大，对汽车行驶平安性提出了越来越高的要求，汽车防抱死制动系统ABS (Anti-Lock Braking System)就是在这种要求下产生和开展的。ABS装置通过控制和调节车轮的制动力，防止车轮在制动时的滑转，最大限度的利用路面附着系数以缩短制动距离，防止侧滑，提高制动时的方向稳定性，从而大大改善汽车的制动性能，提高汽车的平安性。目前，由防抱死制动系统ABS和防滑驱动系统ASR共同组成的防滑控制系统已经成为汽车向电子化开展的一个重要方面。由于国家强制规定采用ABS后，各汽修厂和汽车综合性能检测站都会遇到，对带ABS汽车的制动综合性检测的问题。如果要建立ABS制动

10、性能测试场则需要大量资金和场地(典型的ABS制动性能测试场仅路面占地就需10亩地)，一般企业难以承受。汽车制动能测试台由于占地面积小，投入少，同时台试法检验制动性能的优点是迅速、准确、平安，不受外界条件的限制，重复性较好，能测得各车轮的制动全过程(制动力随时间增长的过程)，受到汽修厂和汽车综合性能检测站青睐，但现有的汽车制动性能检测的设备不能适应带ABS的汽车的要求，因此研究开发新的制动性能测试台，应该是解决带ABS汽车制动性能检测问题较理想的方法。 本文将在理论和技术上对此检测台进展研究，如果可行将为汽车检测技术提供新装备的设计思路，将节省大量资金和场地。 选题的目的和意义汽车制动性能的检验

11、是机动车平安技术检验的重要容之一，也是汽车保修企业进展故障和调试修理的科学依据。近年来，随着不解体检在线检测技术的开展，汽车制动性能的检测与诊断已由经历定性型向仪器化的定量与定性相结合方向开展，由路试向台架检测开展。汽车制动的开发研究主要以试验与仿真相结合的方式进展。实车试验本钱高、周期长，重复性差，因此仿真技术越来越成为研究ABS的重要手段。GB72582004 机动车运行平安国家标准规定ABS 为大型车辆的标准配置, 这使得国汽车对ABS 的需求急剧增加。为提高 ABS 产品的品质, 降低开发本钱, 缩短开发周期, 室试验台和计算机仿真将成为汽车 ABS 试验研究的重要手段之一。采用 AB

12、S 室试验存在的主要问题是试验误差。试验误差与许多因素有关, 如简化模型与真实对象的差异、试验装置的系统误差、试验数据的误差、试验操作的误差、计算误差(如截断误差)等。因此开发一个好的实验台对汽车制动系统的研究有很大作用。ABS技术在世界上属于尖端技术，ABS产品还属于高利润、高附加值产品，装配ABS装置会直接增加车辆的制造本钱。因此不管是汽车生产厂商还是车辆用户，都非常关心装配在车上的ABS系统的使用性能。想要确切知道ABS装置装配到汽车上以后的实际使用性能，必须通过全面的检测。目前国对ABS性能的检测主要是采用电气性能测试和道路试验这两种方法。第一种方法，采用模拟装置代替车辆向ABS装置发

13、送轮速信号和车身信号，通过观察ABS的输出信号来判断ABS是否工作正常，这种方法由于是对ABS进展装车前的单独检测，即使ABS的各项参数都在正常值围，仍然无法保证ABS装配到车辆后，仍然能充分发挥其成效。对于第二种方法，虽然能较全面地检测装配ABS的车辆在各种路面上的制动性能，但是试验费用高、周期长、精度低，受环境及道路条件的影响大。为了克制以上方法中存在的缺陷，实现对ABS工作性能检测的准确化和台架化无疑是最正确途径。 国现阶段普遍采用的反力式制动台无法对装配ABS的车辆的制动性能进展检测。目前国外少数厂家已经开发出惯性式转鼓制动试验台来检测ABS制动性能，但这种设备价格昂贵，而且只能完成单

14、一路面附着系数情况下的制动效能试验，根本无法完成国外ABS试验标准中规定的不同路面组合工况下对ABS系统性能的考核。 随着ABS装置的广泛应用，检测ABS性能也显得越来越重要。但是到目前为止，还没有出现真正能全面检测ABS综合性能的试验台，而随着对车辆制动性能检测要求的提高，实行ABS性能检测的台架化日益重要，所以，国急需开发出一种价格适中、功能齐全、测试精度较高，并且完全拥有知识产权的对装车后的ABS制动性能进展全面检测的设备，以满足国整个汽车检测行业的需要。 本课题是集“机、电、气于一体的新产品开发工程，其目的是根据国家有关ABS性能标准要求，在深入研究汽车ABS工作性能的室台架试验方法的

15、根底上，开发研制出能够对安装ABS装置的车辆的制动性能进展动态检测和评价的试验台及其计算机测试分析系统，该试验台根据ABS的工作原理，能够模拟出汽车在不同附着系数路面上进展制动时的动态制动过程，测试出汽车的各个车轮在路面附着系数发生变化时ABS的工作状态，从而全面地检测出安装ABS的车辆在各种路面上的制动性能并进展综合评价。 该试验台及测试分析系统的研制成功，可以有效地解决我国现有各种试验台架无法对装有ABS的车辆的制动性能进展测试的这一困扰我国汽车检测行业多年的技术难题，从而填补我国在汽车ABS不解体室台架试验方面的空白。该工程的研制成功，对于推动我国汽车检测技术及设备的开展，促进整个汽车检

16、测行业的技术进步将起到重要作用;对于满足我国汽车检测市场的迫切需要，改善我国车辆平安技术状况，降低交通事故的发生也将具有十分重要的现实意义。 国外汽车试验制动台的开展的现状：我国使用的反力滚筒式制动试验台有两大类，其一是引进日本弥荣公司、日产公司的;其二是引入西欧国家的，如德国马哈公司、申克公司，英国克雷普顿公司，意大利的钻石公司等。日本式试验台的特点是摩擦滚筒直径小，一般直径为12Omm左右，且滚筒外表刻有矩形槽，制动时线速度低，两滚筒之间有举重器，一般没有智能程序，数值显示多为指针式。西欧式试验台的特点是摩擦滚筒直径大，一般直径在265mm左右，且筒外表涂敷摩擦材料，摩擦系数较高，可达0.

17、8一0.9，制动时线速度高，在两滚筒之间有两个第三滚筒，数值显示为指针式。大学等利用计算机模拟仿真技术来建立ABS虚拟检测系统。该方面研究成果有一些报道，主要应用在ABS产品开发中，尚未见应用于产品生产检测中。实现计算机模拟仿真首先是要建立车辆动力学模型，然后利用计算机技术进展仿真。目前，检测设备制造业已形成一定规模，市场竞争十分剧烈，反力式汽车动试验台型式变得多样化，并在不断改良和提高。传感器都己从机械式的或机电式的进化为电子式的，控制方式也由继电器控制变成计算机控制。世界汽车工业迅猛开展的同时，人们对于汽车的平安性能的关注日益提高，ABS系统的装车率也随着汽车工业的开展及其自身技术的进步逐

18、年提高。是否装有ABS装置，已经成为车辆性能评价时的一个重要依据。自90年代开场，一些知名汽车公司(如通用、*、宝马等)己在其生产的轿车上100%地装备了防抱死制动系统ABS。到90年代末，美、日、欧等兴旺国家及地区根本上每一辆新生产的汽车都装有ABS。近年来，ABS在我国也得到快速推广和应用，如一汽群众、二汽、上汽通用、奇瑞、长安、汉江等汽车生产厂家，均早己在其生产的汽车上加装了ABS。机械工业部在“九五期间重点开展的60种零部件及被推荐的生产企业目录中，将制动系统的防抱死装置和防滑装置列在第二项(第一项为哪一项汽油机电控系统)，且该项是仅有的三项无被推荐的生产企业的产品之一。由此，我国的A

19、BS产品开场进入重点开展时期。随着ABS装置的快速开展和广泛应用，如何对其工作性能进展全面的检测就显得越来越重要。我国从80年代以来就开场实施对在用汽车的整车性能进展定期强制性检测，90年代以来开场对汽车制造企业也要求进展整车出厂性能的全面综合测试。为此，在国的公安、交通及汽车制造部门分别建立了大量的汽车平安性能、综合性能以及出厂质量检测线。在这些检测线中，对汽车的制动性能检测是最为重要的检测工程。虽然经过了近20年的开展，目前在国各种汽车检测线中，对汽车制动性能的检测方法，仍然都是利用反力式制动试验台来测试汽车的最大制动力、制动协调时间、制动力过程差、驻车制动力、制动拖滞力等参数以评价汽车的

20、制动性能。但是，对于目前大量的安装有ABS的车辆，这些参数的测量根本不能反映其实际的制动效果。因为装有ABS的汽车，其制动过程与未装ABS的汽车有较大区别。装有ABS的汽车在进展制动时，其制动力上升到一定程度后，ABS装置开场自动调节制动缸的制动压力，使车轮始终保持在一定的滑移率围之，从而获得最面制动力。在这一过程中，制动缸中的液压处于不停的变化之中，汽车车轮的减速度也随之不断变化。反力式制动试验台只能对未装ABS的车辆的制动性能进展检测，其滚筒转速较低，制动测试时的车速较低，如果对装有ABS的车辆进展制动性能检测，在此低速下ABS根本不可能工作，同时轮胎与滚筒之间的附着系数也是一个固定值，不

21、能模拟测试在路面附着系数发生变化时ABS的工作性能。 因此，如何实现对装有ABS车辆的制动性能进展不解体台架测试的问题就成为我国汽车平安和综合性能检测行业以及汽车制造企业急需解决的问题。目前国一些研究院所及大专院校的相关研究部门虽然针对该问题在理论上进展了一些探讨，但还没有真正地进展相关设备的研究与开发。国外像日本弥荣以及德国的少数企业虽然己生产出成套的ABS检测台，但是其检测台只能完成*种单一路面情况下的制动效能模拟试验，不能完成国外ABS试验标准中规定的不同路面组合工况下对ABS系统性能的全面测试，并且价格昂贵，像日本弥荣每套产品约人民币400万元，显然不适合中国国情。 国对汽车ABS工作

22、性能的检测广泛采用的方法是路试。路面虽然能较全面地检测装配ABS的车辆在各种路面上的制动性能，但是该方法试验费用高、周期长、精度低，受环境及道路条件的影响大，难以实现对所有车辆的定期测试。为了有效克制ABS装车路试过程中存在的缺陷，实现对ABS工作性能检测的准确化与台架化无疑是最正确途径。目前国对ABS试验台架的研究，多是利用计算机对其中的*一或*些局部进展仿真，并不能如实反响ABS系统在汽车制动时的动态控制情况。现阶段对ABS检测台的理论研究方法大体类似，主要在模拟汽车的平动惯性和路面的附着系数变化上有一些区别，具体提出了三种形式: 1、以飞轮组的转动惯量模拟汽车的平动惯量，采用补偿电贯量的

23、方案实现连续模拟;通过专门的控制电路及模拟施加不同的车轮制动力实现对道路附着系数的有效模拟。 2、直接用电机驱动汽车车轮，采用自藕变压器来调整电机工作电压，从而调整电机与车轮转速来模拟各种行驶车速;通过调节带传动中皮带的松紧来调整摩擦力的大小，以模拟汽车在不同附着系数路面上的制动情况。 3、以飞轮组的转动惯量模拟汽车的平动惯量，通过调节变频调速电机输入电流的频率实现连续模拟;用扭矩控制器控制滚筒实现对道路附着系数的有效模拟。 据初步调查统计，目前国还没有真正进展汽车ABS试验台及测试分析系统的产品化开发研制，也没有相关的专利问世。台架制动实验台的特点及开展前景 相对于道路试验检测来说，台架检测

24、方法具有许多突出的优点: 1检测过程简单，时间短。针对制动系统制动性能的检测，每辆车只需要3 -5分钟，因此，如果将制动检测试验台安装到目前国的汽车性能检测线上使用，对整条检测线的检测速度影响很小。 (2)设备占地面积小，可以作为一个单独的工位加装在目前我国正在普遍使用的汽车性能检测线上，从而能够在汽车年检中完成对汽车制动系统的性能检测。 (3)检测过程受环境因素影响较小。由于台架检测是在室进展，所以不会受到天气、侧向风等自然条件的影响。 (4)设备耗资低，根据市场需求可实行产业化生产。台架检测法有许多道路检测法所不具备的优点，但是也存在一些缺乏，由于台架检测法所采用的方法是模拟路面制动状况并

25、进展检测，不能反映出路面制动时的轴荷转移对制动过程的影响，同时受到电子器件精度、汽车当量模拟精度等因素的限制，所以测试结果在一定程度上存在偏差。通过不断改良台架设计，充分减小台架自身缺乏，可能选用高精度电子测试器件等措施，可以将台架测试的精度逐步提高。 目前，随着我国汽车保有量的逐年增长以及人们对道路交通平安关注程度的提高，在用车辆的常规检测工程中增加制动系统制动性能检测的必要性也随之日益提高，台架检测必随之广泛应用。1.2 本课题的研究工作对汽车制动试验台的研究主要集中在以下几方面:(1) 了解汽车制动试验台的用途、功能，并就当前汽车制动试验台技术现状以及性能进展综合论述。(2) 进展汽车制

26、动试验台动力系统方案设计，并通过分析论证，确定最终实验方案。(3)制动试验台构造设计的研究,对制动试验台动力系统方案进展构造设计，绘制零件图及装配图。(4)在实验台制造完成的情况下，进展必要的性能试验和试验数据分析。第二章 传动方案选择及论证2.1传动方案的设计与论证传动方案的要求合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、传动效率高、构造简单、尺寸紧凑、重量轻、本钱低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。但是任何一个方案，要满足上述所有要十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要和最根本的要求。对机器使用功能方面的要求:实现预定的使用功能是机械设计的最根本的要求，好的使用性能指标

27、是设计的主要目标。另外操作使用方便、工作平安可靠、体积小、重量轻、效率高、外形美观、噪声低等往往也是机械设计时所要求的。对机器经济性的要求:机器的经济性表达在设计、制造和使用的全过程中，在设计机器时要全面综的进展考虑。设计的经济性表达为合理的功能定位、实现使用功能要求的最简单的技术途径和最简单合理的构造。机械零件是组成机器的根本单元，对机器的设计要求最终都是通过零件的设计来实现的，所以设计零件时应满足的要从设计机器的要求中引伸出来的，即也应从保证满足机器的使用功能要求和经济性要求两方面考虑。要求在预定的工作期限正常可靠的工作，从而保证机器的各种功能的正常实现。这就要求零件在预定的寿命期不会产生

28、各种可能的失效，即要求零件在强度、刚度、振动稳定性、耐磨性和温升等方面必须满足必要的条件，这些条件就是判定零件工作能力的准则。要尽量降低零件的生产制造本钱，这要求从零件的设计和制造等多方面加以考虑。设计时应合理地选择材料和毛坯的形式、设计简单合理的零件构造、合理规定零件加工的公差等级以及认真考虑零件的加工工艺性和装配工艺性等。另外要尽量采用标准化、系列化和通用化的零部件。任何一种机器都有动力机、传动装置和工作机组成。动力机是机器工作的能量来源，可以直接利用自然资源(也称为一次资源)或二次资源转变为机械能。工作机是机器的执行机构，用来实现机器的动力和运动功能，如机器人的末端执行器就是工作机。传动

29、装置则是一种实现能量传递和兼有其他作用的装置。满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而可得出不同的传动方案。我在拟定传动方案时，了解了各种传动机构的性能及适用条件，结合工作机所传递的载荷性质和大小、运动方式和速度以及工作条件等，对各种传动方案进展比较，并进展了合理的选择。 传动方案的拟定满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而可得出不同的传动方案。我在拟定传动方案时，了解了各种传动机构的性能及适用条件，结合工作机所传递的载荷性质和大小、运动方式和速度以及工作条件等，对各种传动方案进展比较，并进展了合理的选择。由于考虑到电机的输出转

30、速，还有要实现不同车速之间的转换问题，经过综合考虑，我选用了齿轮传动，这是根据它的特点决定的，因为它是传动平稳，且构造尺寸较小，传动易于实现。 2.2 传动方案的容与工作制动试验台原理传动方案的容传动方案的具体容为电机开启，电机转速通过齿轮减速装置减速为滚筒所需转速后传递给主动滚筒，主动滚筒通过齿轮传动把动力和转速传递给从动滚筒，车轮胎与滚筒接触，从而滚筒带动车轮旋转，于是车轮到达预定的测试速度。我的设计为预定三种车速，分别为100km/h,80km/h,60km/h,选定发动机后，根据其满载转速与为到达所设三种车速滚筒素虚的转速算出传动比，根据传动比确定传动类型，经过考虑我选择的是齿轮传动，

31、为了实现不同齿轮传动间的速度传动比的切换，我在每个主动齿轮上安装了电磁离合器，通过电磁离合器控制齿轮传动，从而把转速降为设计要求的转速，并传给滚筒，带动车轮。汽车制动实验台的示意图如下：图 2.1制动实验台传动示意图制动实验台的工作原理汽车制动实验台的工作原理是当车轮在滚筒式制动试验台上测试时，利用滚筒模拟一定道路状况，即将被测车轮置于两滚筒上，用电机驱动滚筒旋转，滚筒带动车轮转动，并到达预定测试速度，然后踏下制动踏板，车轮停顿转动，而滚筒依靠惯性轮的作用继续旋转，滚筒相当于活动路面，从而测得所需各项数据。其中利用齿轮传动实现三种要求的车速，利用电磁离合器实现不同车速之间的转换。齿轮传动的作用

32、是将电动机的转速分别降为所需的三种转速，即所需的三种车速。不同的转速切换是通过电磁离合器来控制的，主动轴上的三个主动齿轮分别与三个电磁离合器相连，且与从动齿轮分别啮合，电磁离合器通过电磁圈控制齿轮与轴的啮合，当电磁离合器发挥作用时，主动齿轮的转速便经过减速后传给从动轴，当电磁离合器不发挥作用时，齿轮虽然啮合，但不把动力传递给从动轴，因此是空转。通过电磁离合器的作用，完成不同转速车速之间的切换。图 2.2 汽车制动试验台构造原理示意图第三章 制动实验台构造设计计算3.1 引言：汽车制动试验台的构造参数对制动性能的测量结果有着重要关系。只有合理选择制动试验台的设计参数，才能提高试验台测试的准确性与

33、可靠性，以及耐用性和使用经济性。本章将分析汽车制动试验台主要构造参数选择方法。制动试验台主要构造有车轮、滚筒、电动机、齿轮等。3.2 滚筒选择 滚筒直径的选择目前制动试验台多采用滚筒中心距不可调式。由此，减小滚筒直径，可使车轮在试验台上的安置角增大，增加试验台的稳定性，提高车轮与滚筒间的蹬着力，节省驱动电机功率.但滚筒直径不能过小，否则车轮的滚动损耗将明显增加. 本制动试验台选取滚筒直径为420mm 滚筒长度的选择它取决于受检车辆的构造参数及试验台的通用性.本制动试验台选取滚筒长度为220mm 滚简转速的选择滚筒转速决定测试车速的上下，为使汽车测试时的条件最大限度地与使用条件一致，必须保证滚筒

34、的线速度不致过低.否则.将使测试结果失真。但随着测试车速的提高.试验台的驱动功率也随之增加.因此还要考虑使用经济性。滚筒线速度即测试车速、可由公式;=2nR确定，本制动试验台滚筒转速选取了三种转速，分别为100km/h、80km/h、60km/h. 车轮与滚筒间附着系数的选择车辆在试验台上测试时，车轮与滚筒的接触面积小于车轮与地面的接触面积，且比压增大，引起滚动阻力增加，附着系数下降。因此只有提高车轮与滚筒间的附着系数，才能在滚筒式制动试验台上较真实地再现汽车在路面上的制动状况。但附着系数的提高受到滚筒表层构造和材料的限制.目前采用较多的是外表带有沟槽的钢制滚筒，其外表附着系数在之间。 安置角

35、对测试车轮稳定性的影响 车轮安置角是指汽车车轮与滚筒接触点的切线方向与水平方向的夹角。安置角的大小直接影响到车轮的滚动阻力。车轮在试验台上测试时的受力情况如下图.分析时忽略了非测试车轮约束反力的影响，并假设测试车轮为刚性。车轮有向后移动的趋势.假设车轮在两滚筒上的安置角过小，车轮将离开前滚筒沿后滚筒滑移。假设安置角足够大，则水平力平衡，使车轮在两滚筒上稳定而不脱离前滚筒。由以上分析可知，车轮在滚筒上的安置角越小，获得的测试能力越大,安置角越大则测试过程中的工作稳定性越好。所以应综合两方面的影咱来选择a角。但最大测试能力的获得是以测试车轮工作稳定为前提的。本实验台选择的是38度。图 3.1 车轮

36、受力分析 滚筒中心距L的选择当测试车轮置于前、后两滚筒间时。测试车轮半径R与前后两滚筒中心距L，车轮在滚筒上安置角的关系由以下公式确定。即L=2(R+r)sina对应于不同的车轮半径R.其L也应不一样。但目前使用的滚筒式制动试验台大都是滚筒中心距不能调整的。不能保证所有尺寸的车轮到处于测试的最正确状态，从而使许多制动力合格的车辆在试验台上测试时达不到规要求。本实验台通过以上公式计算选定中心距为L=(577.5+420)sin38=602mm3.3 车轮的选择与计算车轮直径计算轮胎直径=胎面宽度扁平比2+轮圈直径25.4我选用的185/60R14轮胎，其轮胎直径可以如下计算：D=1425.418

37、50.62577.6毫米。车轮所需转速计算设车速为100km/h，取滚筒的直径为420mm，根据公式得出要到达车速为100km/h，滚筒需要的转速为 n=1264 r/min设车速为80km/h，取滚筒的直径为420mm，根据公式得出车速为80km/h，滚筒需要的转速为 n=1011 r/min设车速为60km/h，取滚筒的直径为420mm，根据公式得出车速为60km/h，滚筒需要的转速为 n=758r/min。3.4 滚筒的计算滚筒质量计算前面所选滚筒直径为420mm、长度为220mm、密度为7.8*1000kg.m2,同时我们令滚筒的壁厚为20mm，由此可得滚筒质量为43kg.滚筒转动惯量

38、计算滚筒转动惯量由公式 J=MRR 可得J=1.5523kg*mm因此所有8个滚筒的转动惯量为12.4184kg*mm滚筒功率计算车速为100km/h时滚筒的角速度为 w=2*3.14n 即 w=132.3rad/s由T=Jw 得出滚筒功率为1.643kw设电动机功率传递因数为0.8 则电动机的功率为 W=T/0.8=2.054kw车速为80km/h时滚筒的角速度为 w=2*3.14n 即 w=105.8rad/s由T=Jw 得出滚筒功率为1.314kw设电动机功率传递因数为0.8 则电动机的功率为 W=T/0.8=1.642kw车速为60km/h时滚筒的角速度为 w=2*3.14n 即 w=

39、79rad/s由T=Jw 得出滚筒功率为0.986kw设电动机功率传递因数为0.8 则电动机的功率为 W=T/0.8=1.231kw3.5 电动机的选择当车速为100km/h 滚筒功率为1.643kw设电动机功率传递因数为0.8 则所需电动机的功率最少为 W=T/0.8=2.054kw考虑到整车的平动惯量和所需功率与惯性论等所需功率，我决定求出整车所需功率，以此来确定发动机功率。设整车质量为2000kg，当他速度到达100km/h时，动力从电机传到滚筒大概需要200s，由此根据公式 得出整车所需功率为p=3.858kw考虑到传递功率问题，本实验台经过两次齿轮传动，传动效率查书得0.98，经过一

40、次皮带轮传动，传动效率查书得为0.92，经过三次轴承传动，传动效率查书得0.99，本实验台综合传动效率为他们的乘积。总传动效率=0.855综合上述情况，还有各种可能的传动消耗，经过计算查阅资料与设计手册，我决定选取额定功率为7.5kw，同步转速为1500r/min的电机。查机械设计手册，选择电机的具体参数为：电机名称 Y系列三相异步电动机类别代号 Y 型号规格 Y132M-4 防护等级 IP44 安装形式 B3 极数 4 额定功率 kw 7.5转速 r/min 1440电压 V 380额定电流 A 7效率 % 87功率因数 cos .85堵转电流/额定电流 7堵转转矩/额定转矩 2最大转矩/额

41、定转矩 2.2转动惯量kgm2 .0296噪声 dB(A) 78重量 kg 81机座号 132M 国际标准机座号 132M38 最大长度 mm 515最大宽度 mm 350最大高度 mm 3153.6.齿轮传动计算齿轮传动是机械传动中最重要的转动之一，形式很多，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达200m/s。齿轮传动在农林机械，建筑机械，冶炼机械，挖掘机械等各个领域都有着较广的应用。齿轮传动有以下几个特点：1、效率高 在常用的机械传动中，以齿轮转动效率最高。如一级圆柱齿轮转动的效率可达99。这对大功率传动十分重要，因为即使效率提高1，也有很大的经济意义。2、构造紧凑 在同样的使用条件下，齿

42、轮传动所需空间尺寸一般较小。3、工作可靠，寿命长 设计正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动无法比较的。这对车辆及在矿井工作的机器尤为重要。4、传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的根本要求。齿轮转动获得广泛的应用，也就是由于这一特点。但是，齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。因此根据设计需要我们选择了齿轮传动，主要考虑到传动距离近，传动平稳，符合设计要求。 车速为100km/h时的齿轮传动1由电动机的额定功率，可假设小齿轮的转速为n1=1440r/min,大齿轮的转速可由电机与滚筒的传动比确定，即i=15

43、00/1264=1.22设齿轮工作寿命为15年，每年工作300天，单班制。传动机为一般工作机，应选用7级精度材料选择：选择齿轮材料为45钢调质硬度为240HBS，初选小齿轮齿数Z为20。3齿面接触强度设计 确定公式的个计算数值载荷系数小齿轮传递的功率转矩=4.974N.mm查书得齿宽系数=0.3查得材料的弹性影响系数=由图查出齿轮接触疲劳强度极限=550Mpa图3.2 接触疲劳强度极限由公式计算应力循环次数: N=60njN应力循环次数。n齿轮的转速，单位为r/min。j齿轮每转一周时，同一齿面啮合次数。齿轮的工作寿命，单位为h. N=60nj=601440830015=3.11由图查得接触疲

44、劳寿命系数=1.00图3.3 接触疲劳寿命图计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，平安系数S=1，由公式= S疲劳强度平安系数。考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。齿轮的疲劳极限。得=1.00550=550MPa4计算小齿轮分度园圆径=83.76mm5计算圆周速度=6.31m/s6计算齿宽b b=d=25mm7计算齿宽与齿高之比 b/h确定齿轮模数m 初定齿轮齿数Z=20m=4.2mm齿高 h=2.25m=2.254.2mm=9.423mm b/h=25mm/9.423mm=2.653mm8计算载荷系数根据=4.23，7级精度，由图算得动载荷系数=1.13动载系数KV计算公式：式中K1、K

45、2系数按下表选取齿轮种类K1K2齿轮II组精度各种精 度等级56789直齿轮7.514.926.839.152.80.0193斜齿轮6.713.323.934.847.00.0087表SEQ 图表 * ARABIC1精度表因齿轮直齿轮，假设KAFt/b100(N/mm)由表4.4 查得=1影响KH、KF的主要因素有：轮齿啮合刚度，基节偏差，重合度，载荷，跑合情况及齿向修形等。KH、KF可按下表选取： KAFt/b100(N/mm)100(N/mm)精度等级II组567895级以下经外表硬化的直齿轮KH1.01.01.11.2KF经外表硬化的斜齿轮KH1.01.11.21.4KF未经外表硬化的直

46、齿轮KH1.01.01.01.11.2KF未经外表硬化的斜齿轮KH1.01.01.11.21.4KF表 SEQ 图表 * ARABIC 2 系数选择表假设，则取对修形齿轮，取KHKF1。查表得实用系数1使用系数KA 原动机工作特性工作机工作特性均匀平稳轻微振动中等振动强烈振动均匀平稳1.001.251.501.75轻微振动1.101.351.601.85中等振动1.251.501.752.00强烈振动1.501.752.002.25注：对于增速传动，建议取表中值的1.1倍。表 SEQ 图表 * ARABIC 3 使用系数表查得7级精度 齿轮相对支撑对称时1.12+0.18+0.23b将数代入后

47、得1.12+0.18+0.23251.14查得 1.35K11.131.01.141.299按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d83.55mm10 计算模数 m md/z83.55/204.17711按齿根弯曲强度计算由公式 M确定公式的各计算数值查弯曲疲劳强度380MpaFE的计算公式为式中YST为试验齿轮的应力修正系数，YST2.0。Flim可按图4.6查取，对于循环载荷下工作的齿轮如行星齿轮、中间齿轮等应将查取数据乘以0.7。图3.4调质钢含碳量0.32%由表查弯曲疲劳寿命系数0.88图3.5表查弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S1.4，由公式得0.88380/1

48、.4238.86计算载荷系数K11.131.01.351.5255查取齿形系数2.226查取应力校正系数1.764/2.2261.764/238.860.01644设计计算 2.75mm由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。可取由弯曲强度算得的模数。就近取整数m3zd/m83.55/3=27.85 z=28大齿轮齿数为=1.2*27.85=33.42 取=3412几何尺寸计算分度圆直径 =84mm 102mm中心距 =93mm齿轮宽度 b=25mm齿轮传动分析齿轮传动的作用是将电动机的转速分别降为所需的三种转速，即所需的三种车速。不同的转速切换是通过电磁离合器来控制的，主动轴上

49、的三个主动齿轮分别与三个电磁离合器相连，且与从动齿轮分别啮合，电磁离合器通过电磁圈控制齿轮与轴的啮合，当电磁离合器发挥作用时，主动齿轮的转速便经过减速后传给从动轴，当电磁离合器不发挥作用时，齿轮虽然啮合，但不把动力传递给从动轴，因此是空转。通过电磁离合器的作用，完成不同转速车速之间的切换。因为三个主动齿轮与三个从动齿轮分别作用在俩个轴上，且分别啮合。因此，三个齿轮传动中，主动滚筒与从动滚筒的中心距必须一样，否则设计要求无法实现。因此根据上节的计算，我们知道当车速为100km/h，传动比为1.2时，计算出的齿轮中心距为=93mm，由此我们必须使当车速为80km/h，传动比为1.5时和当车速为60

50、km/h，传动比为1.98时的齿轮中心距为93mm。由公式和当车速为80km/h，传动比为1.5时，可算出主动齿轮直径为74.4mm 从动齿轮直径为111.6mm齿宽b=d=22.32mm当车速为60km/h，传动比为1.98时，可算出主动齿轮直径为 62.4mm 从动齿轮直径为123.58mm齿宽b=d=18.72mm传动示意图如下：3.6 齿轮传动示意图3.7 轴设计轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件例如齿轮、涡轮等，都必须安装在轴上才能进展运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作重既承受弯

51、矩又承受扭矩的轴称为转轴。这类轴在各种机器中最为常见。只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为心轴。心轴又分为转动心轴和固定心轴。只承受扭矩而不承受弯矩或弯矩很小的轴称为传动轴。轴还可按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。曲轴通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动，或做相反的运动改变。直轴根据外形的不同，可分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上的零件不易装配及定位；阶梯轴则正好与光轴相反。因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。轴的设计包括构造设计和工作能力计算两方面的容。轴的构造设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的构造形

52、式和尺寸。轴的构造设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造本钱和轴上零件装配的困难等。因此轴的构造设计是轴设计中的重要容。轴的构造设计包括定出轴的合理外形和全部构造尺寸。轴的构造主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的构造的因素较多，且其构造形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的构造形式。但是，不管何种具体条件，轴的构造都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。轴的工作能力计

53、算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进展强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴如车床主轴和受力大的细长轴，还应进展刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。对高速运转的轴，还应进展振动稳定性计算，以防止发生共振而破坏。确定轴的最小直径根据轴所受的扭矩，轴的强度计算公式为： (4.1)式中：扭转切应力 T轴所受的扭矩轴的抗扭截面系数 n 轴的转速 p轴传递的功率 d计算截面处轴的直径许用扭转切应力由上式可得轴的直径： (4.2)式中：具体数值见表3.7轴的材料Q235-A、20Q275、351Cr18Ni9Ti454

54、0Cr、35SiMn38SiMnMo/MPa152520352545355514912613511212610311297表4 轴常用几种材料的及值轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴，选用45钢。由于此轴的材料为45号钢，调制处理所以选取=126，则根据设计要求，有P=7.5kw, n=758 r/min,则d=27.05mm此直径为轴段的最小直径，其他轴段的直径按照轴上零件的装配方案和定位要求，从最小直径处逐一确定。从动轴设计

55、从动轴连接的是从动滚筒，经过我的设计计算，根据以下图，我把从动轴的构造参数逐步确定。图 3.7从动轴设计主动轴设计主动轴主要连接主动滚筒，皮带轮，轴承，齿轮等。经过计算分析，构造参数如下：图 3.8主动轴设计Ll=L2=L8=80L3=L7=20L4=L6=220L5=200L9=100D1=D5=35D2=D4=40D3=453.8 轴承和轴承座设计以2000kg为最大车重，则每个车轮轴承承受约为250kg，受力为2500N。车速100km/h，则滚筒为1264r/min。3.81 选择轴承型号根据制动试验台的工作条件和试验要求，经过验证计算后选择了轴承型号与类型，具体参数为：轴承类型 BT

56、ype=深沟球轴承轴承型号 BCode=6208轴承径 d=40 (mm)轴承外径 D=80 (mm)轴承宽度 B=18 (mm)根本额定动载荷 C=22800 (N)根本额定静载荷 Co=15800 (N)极限转速(脂) nlimz=10000 (r/min)润滑方式：脂润滑3.82 轴承座型号经过查阅资料确定轴承座的型号为SN2083.9 主从滚筒间齿轮传动设计动力经电机传给齿轮减速，之后经皮带轮传给主动滚筒，主动滚筒与从动滚筒之间的动力传递我选择的是齿轮等比传动。具体传动设计为选择三个完全一样的齿轮，这样的话，主动滚筒与从动滚筒将同向旋转，符合设计要求。因为其间距离为400则每个分度圆的

57、直径为200。确定齿轮模数m ：初定齿轮齿数Z=50，则根据以下公式可知m=4mm模数M = 4齿轮齿数 Z1=50齿轮齿宽 B1=52(mm)齿轮齿宽系数 d1=0.260齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)标准中心距 A0=200.00000(mm)实际中心距 A=200.00000(mm)分度圆直径 d1=200.00000(mm)3.10汽车制动实验台框架参数设计根据汽车制动台设计需要和以上设计容，经过综合考虑和计算，可以设计出汽车制动试验台框架的材料与构造参数。 槽钢的选择图3.9 槽钢型号: 8尺寸/mm/h: 80尺寸/mm/b: 3尺寸/m

58、m/d: 5.0尺寸/mm/t: 8.0尺寸/mm/r: 8.0尺寸/mm/r1: 4.0 制动试验台框架构造参数 图 3.10 制动试验台框架构造经过计算和综合考虑，制动实验台的底架构造参数如下：总长为L=2194mm宽为B=840mm总高为H=1258mm地面与支撑滚筒面的距离为H1=340mm 地面与滚筒轴之间的距离为400mm3.11带传动设计带传动主要负责把齿轮减速后的动力传递给主动滚筒。具体设计参数如下：KA=1.1；选择普通V带A型，带轮的直径D1=140D2=140所需基准长度Ld:1800mm实际轴间距a:680mm带速v:10.56m/s小带轮包角:180V带的根数z=4单

59、跟V带的预紧力Fo:173.66N作用在轴上得力Fr :1252.73 N3.12电磁离合器地选择.按计算扭矩选择电磁离合器 在选择离合器过程中.最重要的因数是扭矩.扭矩表示所传递的动力.假设摩擦片数一定.则所传递扭矩大小与离合器有效半径相对应。但实际上.速度、温度、摩擦片磨损、污染情况都影响下作扭矩。 在实际下作中.很多设备的准确载荷难以计算.一般是根据输入动力确定所需扭矩.式中P一输入功率 S一下作平安系数 N一回转转数rpm从上式中看出.对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数，所以在一定动力下较高的速度对应低的扭矩，因此在设计中尽可能将离合器装在传动链中转速高的位置.这通常要求离合器和

60、电机同轴。因此根据公式和条件，因此选择额定转矩为12kg.m的DLYO-1.2型牙嵌式单键孔电磁离合器牙嵌式电磁离合器的构造与工作原理牙嵌式电磁离合器借助通入磁轭励磁线圈中的电流产生磁力吸引衔铁，从而使与磁轭和衔铁相连的两上牙形齿爪接合传递转矩。牙嵌式电磁离合器可分为线圈旋转有滑环式和线圈静止无滑环式两种，前一种的励磁线圈回转，电流经滑环引入，后一种励磁线圈静止，电流直接通入线圈。为了使离、合容易，一般采用三角形牙或梯形牙。如以下图所示为线圈旋转牙嵌式电磁离合器，图上部为接合状态，下部为别离状态。主动齿轮1安装在轴9的滚动轴承上，衔铁3和磁轭8的相对端面上有三角形齿，励磁线圈6置于磁轭。件2、