機械式前置汽車變速器實驗臺設(shè)計
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畢業(yè)設(shè)計說明書
1 緒論
1.1關(guān)于汽車變速器實驗臺
變速器是汽車傳動系統(tǒng)中的重要組成部分。變速器的出廠檢驗是控制出廠質(zhì)量的重要環(huán)節(jié)，出廠檢驗的任務(wù)是在產(chǎn)品出廠前盡快發(fā)現(xiàn)問題并及時解決，以避免在用戶使用中出現(xiàn)質(zhì)量問題，這樣可有效控制產(chǎn)品質(zhì)量，減少售后服務(wù)的工作量，節(jié)約資金，降低成本，提高產(chǎn)品的市場信譽度。利用加載試驗臺作為變速器的出廠檢驗設(shè)備，在國外早已普遍應(yīng)用。近些年來我國的部分生產(chǎn)廠家也開始使用加載試驗臺對出廠設(shè)備進行檢驗。使用加載試驗臺，可在有載荷的情況下檢測變速器，更接近變速器的實際使用工況，能發(fā)現(xiàn)一些空載試驗所檢查不出來的質(zhì)量問題，可有效控制變速器的質(zhì)量。因此設(shè)計開發(fā)一種性能好的變速器加載試驗臺是非常重要的。
變速箱性能試驗臺是根據(jù)特定變速箱而設(shè)計利用電機分別模擬汽車發(fā)動機和車輪上的負(fù)載，動態(tài)的對汽車變速箱各個檔位齒輪傳動比，各檔運行震動、噪聲，換檔力，摘檔力，換檔位移、摘檔位移，變速箱負(fù)載能力，運行可靠性，變速箱同步器壽命等各方面性能進行檢驗，以保證變速箱質(zhì)量的設(shè)備。變速箱性能試驗臺既可以對新型變速箱的設(shè)計定型進行考核也可以對定型變速箱出廠進行質(zhì)量把關(guān)，齒輪試驗臺一般分為兩大類,一類為開式,一類為閉式。開式試驗臺加載后,所需功率全部消耗在加載中,損失功率大。它只適合用于小功率短期工作的齒輪實驗裝置,但由于其結(jié)構(gòu)簡單,目前仍有單位使用,其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。閉式齒輪試驗臺分為電封閉式與機械封閉式兩大類。電封閉試驗臺,由電動機帶動實驗齒輪箱,再帶動發(fā)電機,發(fā)電機的發(fā)出的電能又回到電動機中去,形成封閉系統(tǒng)。它可以節(jié)約50%的電能,但是電動機與發(fā)電機的功率至少與實驗齒輪箱的功率相等,因此,電封閉實驗臺也不適用大功率試驗裝置。適用大功率試驗裝置的是機械封閉試驗臺,如圖2所示,通過兩個相同的試驗箱,中間的加載裝置加載。封閉功率流式試驗臺較制動式試驗有著明顯的優(yōu)越性。目前使用的多是直流電封閉試驗臺,其轉(zhuǎn)速對電壓波動非常敏感。為使其轉(zhuǎn)速穩(wěn)定,必須采用十分復(fù)雜的電路系統(tǒng),這就大大地限制了直流電封閉試驗臺的應(yīng)用。
圖1.1 開式試驗臺 圖1.2閉式試驗臺
汽車變速器系統(tǒng)試驗臺是汽車傳動系統(tǒng)中試驗內(nèi)容最多、技術(shù)難度最大的試驗設(shè)備之一, 這一點在汽車行業(yè)已形成共識。因此, 對汽車變速器系統(tǒng)綜合試驗臺的研究具有特別重要的意義及必要性。
1.2變速器的分類及特點
在分類上有兩種方式：按傳動比變化方式和按操縱方式的不同來分。
（1）按傳動比變化方式來分：
有級式變速器是目前使用最廣的一種。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系型式不同，有軸線固定式變速器(普通變速器)和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器(行星齒輪變速器)兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3-5個前進檔和一個倒檔，在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多檔位。所謂變速器檔數(shù)即指其前進檔位數(shù)。
無級式變速器其的傳動比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式(動液式)兩種。電力式無級變速器的變速傳動部件為直流串激電動機，除在無軌電車上應(yīng)用外，在超重型自卸車傳動系中也有廣泛采用的趨勢。動液式無級變速器的傳動部件為液力變矩器。
綜合式變速器 是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大指與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。
（2）按操縱方式來分：
強制操縱式變速器是靠駕駛員直接操縱變速桿換檔。
自動操縱式變速器其傳動比選擇和換檔是自動進行的，所謂“自動”，是指機械變速器每個檔位的變換是借助反映發(fā)動機負(fù)荷和車速的信號系統(tǒng)來控制換檔系統(tǒng)的執(zhí)行元件而實現(xiàn)的。駕駛員只需操縱加速踏板以控制車速。
半自動操縱式變速器有兩種型式：一種是常用的幾個檔位自動操縱，其余檔位則由駕駛員操縱；另一種是預(yù)選式，即駕駛員預(yù)先用按鈕選定檔位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進行換檔【1】。
機械式手動變速器有如下特點：
1．結(jié)構(gòu)簡單 2．體積較小 3． 制造成本低 4． 傳動效率高 5． 操作復(fù)雜6 ．傳動負(fù)荷率低下 7．熱負(fù)荷穩(wěn)定性差
1.3機械式變速器的基本要求
一般對變速器有以下幾個要求：1）保證汽車必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3）設(shè)置倒擋，可使汽車倒退行駛。4）設(shè)置動力傳輸裝置，需要是能進行功率傳輸。5）換擋迅速、方便、省力。6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象。7）變速器應(yīng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除以上所述之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。在原變速器傳動機構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達到增加變速器擋數(shù)的目的，變速器在傳動系統(tǒng)中的布置如圖所示：
圖1.3 變速器在傳動系統(tǒng)中位置圖
1.4 機械式變速器換擋規(guī)律
變速器的換檔規(guī)律是指兩排檔間換檔時刻變化的規(guī)律，它關(guān)系到動力傳動系統(tǒng)各總成潛力的挖掘與整體最優(yōu)性能的發(fā)揮，直接影響車輛的動力性和燃油經(jīng)濟性，通過性及對環(huán)境的適應(yīng)能力故它是變速器系統(tǒng)控制的核心內(nèi)容，換檔規(guī)律應(yīng)該是單值的，即對輸入變量的每一組合，僅存在唯一的輸出狀態(tài)---要么升檔或降檔要么維持現(xiàn)狀。
圖1.4 變速器換擋圖
工作狀態(tài)：
1、從低速擋換入高速擋：無同步器的變速器，要在空擋停留片刻，換擋不及時。
2、從高速擋換入低速擋：無同步器，要用加油門、兩腳離合器等復(fù)雜操作，增加了駕駛員的疲勞。
同步器的功能:保證換擋平順、及時，操作簡化、減輕駕駛員疲勞【2】。
1.5 本文的主要內(nèi)容及其重點
對試驗臺進行設(shè)計，就必須對被試件有充分的了解,只有了解了被試件的結(jié)構(gòu)、工作原理、機電特性及與其他部件的匹配關(guān)系，才能對試驗臺和被試件的連接及試驗臺機械系統(tǒng)進行合理的設(shè)計，并分析得出試驗臺所需的測試數(shù)據(jù)以及該如何對這些數(shù)據(jù)進行采集、處理和分析。就變速器檢測試驗臺而言，還應(yīng)該了解變速器的故障原因和相關(guān)測試方法，這樣才能知道何種數(shù)據(jù)是本試驗臺所需測試、記錄的常規(guī)項目。在整個課題中，本人的研究內(nèi)容主要是通過對變速器的結(jié)構(gòu)原理進行深入的理解分析，總結(jié)得出變速器臺架的試驗方法(包括試驗所需采集數(shù)據(jù)、試驗流程等)，然后據(jù)此對變速器試驗臺的硬件做出了合理的設(shè)計。
2 變速器試驗臺的結(jié)構(gòu)和工作原理
本試驗臺主要用于5T07變速器出廠前的試驗檢測，檢測其是否能否正常工作，及其故障所在，加以維修，并達到出廠技術(shù)參數(shù)。
該變速器擋位如圖：
A，B，C，D，E，F(xiàn) 6個擋位號可以自由定義。
擋位機構(gòu)可以實現(xiàn)換擋手柄水平方向的運動，例如：A→N1，選擋機構(gòu)可以實現(xiàn)換擋手柄垂直方向的運動，例如：N1→N0，換擋機構(gòu)與選擋機構(gòu)配合可實現(xiàn)交叉運動，如A→N1→N0→D。
圖2.1檔變速器檔位圖
手動換檔過程要完成松開離合器、換檔、閉合離合器的動作和定時加載。由于松開離合器、換檔、閉合離合器都是在電機運轉(zhuǎn)的情況下工作的，因而每一動作命令的發(fā)出都要先檢驗其條件是否嚴(yán)格滿足以保證安全。離合器松開的條件為：電機的轉(zhuǎn)速必須在預(yù)設(shè)的范圍內(nèi)；換檔的條件為：必須檢測到離合器已松開；離合器閉合條件為：換檔到位。當(dāng)檔位換到位時，按該檔位的測試參數(shù)加載，加載一段時間就可以測得變速器的加載能力，加載完畢，將進行下一檔位的測試，在程序中進入換檔準(zhǔn)備過程。在換檔準(zhǔn)備過程中，當(dāng)前檔位標(biāo)志更替為下一個測試檔位的標(biāo)志，檔位參數(shù)（變比、檔位、加載扭矩、加載轉(zhuǎn)速）更改為下一測試檔位的參數(shù)。
試驗臺所需測試的數(shù)據(jù)及測試步驟決定了其結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)應(yīng)圍繞功能要求而設(shè)計;本章中將介紹試驗臺的方案設(shè)計、主要結(jié)構(gòu)和工作原理，具體零件設(shè)計將在其他章節(jié)中詳述。
設(shè)備外形尺寸（臺體長×寬×高）：4260 mm×1322mm×2250 mm，機械部分結(jié)構(gòu)如下：
圖2.2. 總體結(jié)構(gòu)圖
1．多楔帶傳動 11.下右輸出軸 21. 變速器 31.外罩
2．反拖電機 12.多楔帶傳動 22.變速器托架 32.床身
3．軸承座 13. 右矩形導(dǎo)軌 23.工件輸送裝置 33.多楔帶傳動
4．下左輸出軸 14. 右水平移動絲杠 24.上左輸出軸
5．彈性聯(lián)軸器 15. 右移動滑臺 25.液壓缸
6．扭矩傳感器 16. 電磁離合器 26.直線導(dǎo)軌及滑塊
7. 磁粉加載器 17.上右輸出軸 27.左滑臺
8．多楔帶傳動 18. 輸入電磁離合器 28.液壓缸
9．主變頻電機 19.液壓夾緊裝置 29.摩擦離合器
10．底座 20．輸入軸 30.直線導(dǎo)軌及滑塊
2.1設(shè)計依據(jù)
1. 實驗臺檢測項目：
(1) 檢查兩種變速箱的五個前進擋，一個倒擋狀態(tài)(換擋是否靈活，是否有脫擋現(xiàn)象，是否有卡死現(xiàn)象，換擋是否到位)。
(2) 檢查裝配是否有錯裝、漏裝和異物，以及產(chǎn)生的異響。
(3) 各檔換檔試驗；變速器加載能力測試；變速器操縱性能的測試；換檔力的測試；噪音測試；跳檔檢測；傳動效率試驗
2 .實驗臺工藝要求
(1)液動夾緊、定位準(zhǔn)確、安全可靠、裝夾方便。
(2)設(shè)備應(yīng)帶離合器和剎車系統(tǒng)。
(3)設(shè)備應(yīng)能對5T07變速箱五個前進擋和一個倒擋不停機進行檢測。
(4)在沒有屏蔽的前提下，用聲級計測出五個前進擋和一個倒擋的噪聲。
(5)試驗臺的輸出軸轉(zhuǎn)速為1000rpm。
(6)設(shè)備噪聲不超過80dB。
2.2 工藝流程
根據(jù)設(shè)備要求，變速箱試驗臺測試工藝流程為：
(1)設(shè)備起動。
(2)將變速箱放置在試驗臺的托架上。
(3)手動打開變速箱的加油孔或空氣過濾口，將加油管頭插入，定量加油。
(4)變速箱前端面的定位銷孔與夾具體上的定位銷配合，同時變速箱第一軸與試驗臺輸出主軸為花鍵嚙合。
(5)通過控制液壓站，使夾具體上的夾緊油缸工作，油缸拉桿回縮，其壓頭壓緊變速箱體。
(6)計算機控制離合器合攏，變速箱同設(shè)備主軸同速運轉(zhuǎn)。
(7)檢測各需被檢測項目(換擋、剎車過程為模擬汽車駕駛過程)。
(8)試驗完畢。手動連續(xù)液壓站，使夾緊油缸桿外伸，放松變速箱體，導(dǎo)軌復(fù)位。
(9)擰開變速箱放油口，油經(jīng)接油盤流到試驗臺底座油箱，再回到定量加油機油箱。
(10)放油完畢，移走變速箱，完成試驗。
2.3 實驗臺工作原理和組成
工作原理：變速器試驗臺是對汽車變速器臺架性能試驗和故障分析的系統(tǒng)。變速器試驗臺的基本原理是通過測量變速器的輸入、出功率 ,然后得到變速器的傳動效率。實現(xiàn)這測量的過程是 ,通過電機對變速器輸入轉(zhuǎn)矩 , 在輸入端安裝扭矩轉(zhuǎn)速測量傳感器 ,測得輸入轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。在變速器輸出端連接加載器 ,實現(xiàn)變速器的制動。在加載器和變速器之間安裝轉(zhuǎn)矩測量傳感器 ,測量輸出轉(zhuǎn)矩。經(jīng)過換算代入測得的輸入轉(zhuǎn)矩、輸出轉(zhuǎn)矩數(shù)據(jù)就可以得到輸入功率、輸出功率及傳動效率。
該速器試驗臺由機械平臺、電控柜、計算機控制三部分組成，變速器測試實驗臺采用模塊化結(jié)構(gòu),由變頻電機、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、被測變速器、磁粉制動器，聯(lián)軸器、電氣控制臺、工控機及測試軟件等模塊組成,可實現(xiàn)對5T07機械式變速器的自動進給、自動夾緊等功能；以Labview為軟件開發(fā)平臺，實現(xiàn)了對變頻調(diào)速器、步進電機、磁粉加載器、離合器等的計算機控制，以及對變速器的輸出軸的扭矩、轉(zhuǎn)速進行實時測量【3】。
結(jié)構(gòu)上分3部分：
（1）主運動部分：計算機→變頻器→電機→多楔帶→電磁離合器→輸入軸→變速器
（2）加載器部分：計算機→工作臺移動→與變速器輸出軸聯(lián)接→輸出軸→多楔帶傳動→計算機控制磁粉加載器加載
（3）工裝部分：變速器安裝在托架上→工作臺移動→變速器定位→液壓夾緊。
該項目實際達到的技術(shù)指標(biāo)和參數(shù)：
1．變速器輸入扭矩最大為85N·m；
2．變速器輸入轉(zhuǎn)速范圍為0~3000r/min；
3．變速器輸出負(fù)載最大為1000N·m；
4．扭矩測量偏差小于±0.5%；
5．轉(zhuǎn)速測量偏差小于± 5r/min；
6. 整機噪聲為75dB。
2.4 臺體機械結(jié)構(gòu)形式
變速器試驗臺是一個集機、電、液為一體的設(shè)備，本文主要參照汽車實體變速器的機械結(jié)構(gòu)，對其工作現(xiàn)狀進行了一定的模擬，系統(tǒng)試驗臺主要由基本臺體、主拖動電機(變速器驅(qū)動裝置)、反拖電機 、加載裝置、變速器裝夾機構(gòu)、臺架位置調(diào)整機構(gòu)、傳感機構(gòu)、輸出傳動機構(gòu) 、輸入傳動機構(gòu)等。
主要配置要求
1. 各運動導(dǎo)軌設(shè)置滿足運動要求的潤滑與防塵，導(dǎo)軌要求貼塑，以減小摩擦力。
2. 旋轉(zhuǎn)部位設(shè)置防護殼、罩保證安全。
3. 設(shè)備本體是安裝各組件的基礎(chǔ)，應(yīng)采用鑄造結(jié)構(gòu)，充分保證整機的剛性，并具有減震吸震的功效。
4. 機床外觀按機電一體化布局，機床外觀整齊，美觀大方，管線整齊排列，機床防銹按照ZBJ50011-89及JB2554-79執(zhí)行；在適當(dāng)位置增加記錄臺及放置記錄本的物件箱。
2.5 動力設(shè)備選擇
常見的驅(qū)動裝置有電動機（交流電動機或直流電動機等），測功機或發(fā)動機，其中用發(fā)動機作為動力源，其噪聲較大，對工作環(huán)境會產(chǎn)生排放及噪聲污染;發(fā)動機不易調(diào)節(jié)到要求的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速與扭矩，目前以電動機使用最為廣泛。因為它具有機械特性硬，調(diào)速簡單，操作方便，并能正反轉(zhuǎn)，能進行能量的可逆變換等特點。它除了能做瞬態(tài)試驗以外，還大量地被用作振動噪音試驗，效率試驗及大負(fù)荷試驗。特別是在振動噪音試驗及效率試驗中，電動機不僅能滿足作為驅(qū)動元件的要求，還能在回轉(zhuǎn)穩(wěn)定性，控制精度，響應(yīng)特性，低噪音等方面滿足試驗的要求，故動力源選電動機。（電機具體型號選擇后面章節(jié)將詳述）。
2.6本章小結(jié)
本章建立在對試驗臺機械結(jié)構(gòu)和工作原理進行分析和了解的基礎(chǔ)上，結(jié)合變速器的實際檢測項目，初步擬定試驗臺的工藝流程和設(shè)計過程，介紹了變速器試驗臺的組成，設(shè)計工程中要解決的主要內(nèi)容，簡明地介紹了試驗臺傳動系統(tǒng)，動力系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的設(shè)計, 尤其對控制系統(tǒng)的機械硬件組成和功能要求作了介紹。
3 電機的選擇
選擇電動機的內(nèi)容包括：電動機類型、結(jié)構(gòu)形式、容量和轉(zhuǎn)速，要確定電動機的具體型號。
3.1 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式
電動機類型和結(jié)構(gòu)形式要根據(jù)電源（交流或直流）、工作條件、（溫度、 環(huán)境、 空間尺寸等）和載荷特點（性質(zhì) 、大小、 啟動性能和過載情況）來選擇。沒有特殊要求時均應(yīng)選用交流電動機，其中以三相鼠籠式異步電動機用的最多。設(shè)計手冊表12.1所列Y系列電動機為我國推廣采用的新產(chǎn)品，適用于不易燃、不易爆 、無腐蝕性氣體的場合，以及要求較好啟動性能的機械。三相鼠籠式異步電動機在調(diào)速范圍、調(diào)速精度、動態(tài)響應(yīng)、低速轉(zhuǎn)矩、功率因數(shù)、節(jié)約電能、工作效率等優(yōu)異的性能,是其它交流調(diào)速方式無法比擬的。故在所設(shè)計系統(tǒng)中選用該型號電動機作為系統(tǒng)的驅(qū)動【4】。
3.2 選擇電動機的容量
標(biāo)準(zhǔn)電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的額定功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大則增加成本，并且由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費。
電動機容量主要由運行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負(fù)載不超過額定值，電動機便不會發(fā)熱，通常不必校和發(fā)熱和 啟動力矩。所需電動機的功率為 ：
= Kw (式3.2.1)
式中： 為工作機實際需要的電動機輸出功率，kw；
工作機所需輸入功率，kw；
電動機至工作機之間傳動裝置的總參數(shù)。
工作機所需功率Pw應(yīng)由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得，例如
= Kw (式3.2.2)
或 pw = Kw (式3.2.3)
式中：F 為工作機的阻力，N；
v 為工作機的線速度，m/s；
T 為工作機的阻力矩，n﹒m；
nw 為工作機的轉(zhuǎn)速，r/min；
w 為工作機的效率 。
總效率按下式計算：
= 1234﹒﹒﹒﹒n (式3.2.4 )
其中各值分別為傳動裝置中每一傳動副 ，每對軸承 ，每個聯(lián)軸器 ，的效率其概略值見下表：
表3.1
種類
效率η
帶
傳
動
平帶無壓緊輪的開式傳動
0.98
平帶有壓緊輪的開式傳動
0.97
平帶交叉?zhèn)鲃?
0.90
V帶傳動
0.96
聯(lián)
軸
器
凸緣聯(lián)軸器
0.97 ～ 0.99
齒式聯(lián)軸器
0.99
彈性聯(lián)軸器
0.99 ～ 0.995
萬向聯(lián)軸器（α≤3）
0.97 ～ 0.98
萬向聯(lián)軸器（α>3）
0.95 ～ 0.97
滾動
軸承
球軸承（稀油潤滑）
0.99（一對）
滾子軸承（稀油潤滑）
0.98（一對）
減
（變）
速器
單級圓柱齒輪減速器
0.97 ～ 0.98
雙級圓柱齒輪減速器
0.95 ～ 0.96
行星圓柱齒輪減速器
0.95 ～ 0.98
單級錐齒輪減速器
0.95 ～ 0.96
雙級-圓錐齒輪減速器
0.94 ～ 0.95
無級減速器
0.92 ～ 0.95
3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速
同一類型的電動機，相同的額定功率有許多種轉(zhuǎn)速可供選擇。如選用低轉(zhuǎn)速的電動機，因極數(shù)較多而外廓尺寸及重量較大，故價格較高，但可使傳動裝置總傳動比及尺寸減小。選用高轉(zhuǎn)速的電動機則相反。因此應(yīng)全面分析比較其利弊來選定電動機轉(zhuǎn)速。
按照工作機的轉(zhuǎn)速要求和傳動機構(gòu)的合理傳動比范圍，可以推算出電動機的可選范圍：
n = (i1 i2 ﹒﹒﹒in) nw r/min (式3.3.1)
式中： n 為電動機的可選轉(zhuǎn)速范圍, r/min
i1 i2 ﹒﹒﹒in 為各級傳動機構(gòu)的合理傳動范圍
本實驗臺要求:輸入扭矩為:85Nm; 輸入轉(zhuǎn)速為0-3000r/min;反拖電機功率為:3kw;輸出扭矩為小于1000N.m.取總效率為0.86將原始數(shù)據(jù)帶入式3.2.3
pw = Kw ==31.05 KW
主電機與輸入軸傳動比定為3/10,反拖電機與輸出軸傳動比定為1.其他各級總傳動比設(shè)為0.9,帶入式3-5
n = (i1 i2 ﹒﹒﹒in) nw r/min
得nw = 1111 r/min
根據(jù)以上數(shù)據(jù)查設(shè)計手冊表12.1,主電機選用Y225M-2型,反拖電機選用Y132M1-6型.表12.3可查得電動機的外形尺寸、中心高、軸伸尺寸、鍵聯(lián)接尺寸、地腳尺寸等參數(shù).
電機的技術(shù)數(shù)據(jù)如下表3.2：
電機型號
額定功率
KW
額定轉(zhuǎn)速
r/mim
最高轉(zhuǎn)速
r/mim
額定轉(zhuǎn)矩
N.m
Y225M-2
45
2970
3000
Y132M1-6
3
960
1000
反托電機外形如圖：
圖3.1 反托電機結(jié)構(gòu)圖
3.4主電機轉(zhuǎn)速控制
選用一臺FRENIC5000P11S低噪聲、高性能、多功能變頻器對主電機進行變速控制。支持輸出功率大于等于45KW。輸出轉(zhuǎn)速在3000r/min范圍內(nèi)可通過簡易控制面板及通信接口自由控制。在本系統(tǒng)內(nèi)采用通信接口與上位機通信，上位機按通信協(xié)議向變頻器發(fā)送轉(zhuǎn)速值。由于變頻器通信口采用RS485標(biāo)準(zhǔn)，與上位機的RS232標(biāo)準(zhǔn)之間需要進行轉(zhuǎn)換。因此，在變頻器與上位機間用研華的RS232-485轉(zhuǎn)換模塊進行連接。
3.5本章小結(jié)
本章對試驗臺的驅(qū)動系統(tǒng)的主部件異步電機的進行了選型，對電機的容量，轉(zhuǎn)速范圍和電機的外形尺寸進行了確定。對試驗臺的各部件提出以下要求：
（1）試驗臺應(yīng)體現(xiàn)驅(qū)動裝置的整體性并兼顧各系統(tǒng)的獨立性。
（2）試驗臺應(yīng)具有可調(diào)整性和替換性。
（3）試驗臺應(yīng)保持一定的先進性。
4 輸入部件的設(shè)計
輸入部件與主電機相連，將動力傳輸給工件，使系統(tǒng)正常運轉(zhuǎn)。輸入部件主要包括輸入軸、皮帶輪 、摩擦離合器（電樞直接安裝在皮帶輪上）、軸承、及軸承端蓋等 。
4.1輸入軸設(shè)計準(zhǔn)則
作回轉(zhuǎn)運動的零件都要裝在軸上來實現(xiàn)其回轉(zhuǎn)運動，大多數(shù)軸還起著傳遞轉(zhuǎn)矩的作用。軸要用滑動軸承或滾動軸承來支承。
軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中敏感性較小，較常用。最常用的45鋼，為保證其力學(xué)性能應(yīng)進行調(diào)質(zhì)或正火處理。
軸設(shè)計的主要問題：
在一般情況下軸的工作能力取決于它的強度和剛度。在設(shè)計軸時除應(yīng)按工作能力準(zhǔn)則進行設(shè)計計算或校核計算在結(jié)構(gòu)設(shè)計上還需滿足其它一系列的要求，例如：
1）多數(shù)軸上零件不允許在軸上有軸向移動，要用軸向固定的方法使它們在軸上有確定的位置；
2）為傳遞扭矩，軸上零件還要作軸上固定；
3）對軸與其它零件間有相對滑動的表面應(yīng)有耐磨性的要求；
4）軸的加工、熱處理、裝配、檢驗、維修等都應(yīng)有良好的工藝性；
軸的設(shè)計 ：
軸的設(shè)計包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力設(shè)計兩方面的內(nèi)容。
1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，會影響軸的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。以下為軸的設(shè)計過程：
1） 軸上裝配方案：
由右至左依次為：緊固螺母、 皮帶輪、 摩擦離合器、 軸承及軸承端蓋，由此對各段軸的粗細(xì)順序作初步安排。
2）軸上零件的定位：
為防止軸上零件受力時發(fā)生軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準(zhǔn)確的工作位置。
3）各軸段直徑和長度的確定。
2. 零件在軸上的定位和裝拆方案確定后，軸的形狀便大體確定。各軸段所需直徑與軸上的載荷大小有關(guān)。有配合要求的軸段，應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)直徑。安裝標(biāo)準(zhǔn)件的軸徑應(yīng)取為相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)值及所配合的公差【5】。
3. 具體設(shè)計：
1） 輸入軸上的功率P 轉(zhuǎn)速N 和轉(zhuǎn)矩T
取皮帶傳動功率為0.97則
P = PW= 85kw0.97=82.45kw (式4.1.1)
N = 3000r/min
T = 9550000=9550000=270584N.mm (式4.1.2)
2）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由下表
表4.1
軸常用的幾種材料的[]及A0值
軸的材料
Q235-A20
Q275 35
（1Cr18Ni9Ti）
45
40Cr35SiMn
38SiMnMo 3Cr13
[]/MPa
15～25
20～35
25～45
35～55
A0
149～126
135～112
126～103
112～97
查得A0=112，于是得
dmin = A0 =112mm =33.82 mm (式4.1.3)
輸出軸的最小直徑顯然是最右端螺紋處，摩擦離合器為標(biāo)準(zhǔn)件，取軸與離合器配合處直徑為39mm，螺紋處外徑為30mm。
4.2皮帶型號的選擇
在帶傳動中，常用的有平帶傳動、V帶傳動、多楔帶傳動、和同步帶傳動等。多楔帶兼有平帶和V帶的優(yōu)點；柔性好，摩擦力大，能傳遞的功率大，并解決了多根V帶長短不一而使各帶受力不均的問題。所以本系統(tǒng)中采用多楔帶傳動。
多楔帶傳動的設(shè)計計算方法主要有三種 :
(1) 按帶的強度條件設(shè)計 ;
(2) 按帶傳動的滑動曲線設(shè)計 ;
(3) 按保證不打滑并具有一定的疲勞強度設(shè)計。
目前我們大多采用第三種方法，多楔帶主要用于傳遞功率較大而結(jié)構(gòu)要求較緊湊的場合，傳遞比可達10，帶速可達40m/s。
多楔帶的主要結(jié)構(gòu)如下：
1.1頂層纖維
由帆布和橡膠粘合而成，其作用是保護張力線、橫向支撐、承受張緊輪的摩擦。
1.2張力線
由合成聚脂纖維制成，其作用是承擔(dān)多楔帶的主要拉力。
1.3底層橡膠
由橫向和徑向纖維組成的膠料構(gòu)成，作用是傳遞摩擦力、承受橫向壓力。
其實體及部分規(guī)格如下表4.2所示：
型? 號
楔 距 Pb
帶 高 h
楔 角 a°
PH
1.6
3
40°
PJ
2.34
4
40°
PK
3.56
6
40°
PL
4.7
10
40°
PM
9.4
17
40°
多楔帶又可分為PH型、PJ型、PK 型、PL型及PM型，本系統(tǒng)均選用PL系列多楔帶：楔 距 Pb = 4.7mm 帶 高 h = 10mm 楔 角 a°= 40°
4.3 皮帶的設(shè)計
現(xiàn)在普遍采用的多楔帶傳動系統(tǒng)的設(shè)計程序為：1.根據(jù)附件傳遞功率確定系統(tǒng)的設(shè)計功率；2.根據(jù)附件性能和允許轉(zhuǎn)速來選定帶輪的最佳直徑，從而確定帶速和傳動比；3.確定帶的有效長度和包角；4.計算帶的緊邊張力，松邊張力，確定預(yù)張緊力；5.確定楔數(shù)【6】。
設(shè)計功率P d = = 1.082.45=82.45kw (式4.3.1)
選取帶輪有效直徑均為160mm。
帶速 V = = 26 ≤ Vmax (式4.3.2)
由機械設(shè)計手冊查的Vmax = 30m/s故符合要求。
帶每楔傳遞的功率P1選取3.71kw。
帶的楔數(shù)計算公式為z = =7.75 (式4.3.3)
帶的楔數(shù)取為8。
多楔帶傳動的預(yù)緊力表4.3：
型號
J
L
M
預(yù)緊力
(2~4.8)z
(5.5~15)z
(21~60)z
對于PL型楔帶預(yù)緊力根據(jù)上表確定為：
=（5.5~15）z=44~120N，取=100N (式4.3.4)
軸上載荷Fr = （F1+F2）sin （1250+250）1=1500N.m (式4.3.5)
帶選為8PL2240型。
楔帶包角
撓性次數(shù)：u ，1/s
其中，m為帶輪數(shù)，v帶速 m/s , 為楔帶長度，=6~10
帶厚： ，mm 按標(biāo)準(zhǔn)系列取為4.8，膠布層數(shù)為4.
帶寬 b ,mm
按膠布層數(shù)為4，選取傳動帶寬度為b=80mm..
帶的截面積：A ，， (式4.3.6)
為工作情況系數(shù)，按下表選取4.4：
載荷情況
載荷平穩(wěn)
載荷變動小
載荷變動較大
載荷變動很大
系數(shù)值
1
1.1
1.2
1.3
為單位面積所能傳遞的功率，； ,包角，，計算得出單位面積所能傳遞的功率=4.4
為包角系數(shù)，時，=1.00
確定依據(jù)：1.傳動形式為簡單開口傳動；2.兩輪軸心連線與水平線交角為。
確定=1.00
=1022
4.4帶輪型號的選擇
設(shè)計帶輪時 ,應(yīng)使其結(jié)構(gòu)便于制造 ,質(zhì)量分布均勻 ,質(zhì)輕 ,并避免出現(xiàn)由于鑄造而產(chǎn)生過大的內(nèi)應(yīng)力。
帶輪有三部分：輪緣（安裝傳動帶）；輪轂（安裝在軸上）；輪輻或腹板（連接輪緣和輪轂）。帶輪有如下圖幾種形式：實心式、腹板式、孔板式、及輪輻式等。帶速小于30m/s的傳動帶，其帶輪一般選用HT200制造。
圖 4.1 帶輪的常見形式
帶輪型式選擇的一般規(guī)則是 :當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑D = (2. 5 ～ 3) d 范圍時可采用實心式;當(dāng)基準(zhǔn)直徑 D < 300mm 時 ,可采用腹板式 ;當(dāng)基準(zhǔn)直徑 D -d > 100mm 時 ,可采用孔板式 ; 當(dāng)基準(zhǔn)直徑 D >300mm 時 ,可采用輪輻式。在結(jié)構(gòu)上帶輪應(yīng)易于制造，能避免由于鑄造而產(chǎn)生過大的內(nèi)應(yīng)力，重量要輕。帶輪工作表面要保證適當(dāng)?shù)拇植诙戎?，以免很快把帶磨壞?
本機械系統(tǒng)根據(jù)輸入的設(shè)計參數(shù) ，此處選用實心帶輪，具體參數(shù)為：有效直徑250mm，帶輪孔徑66mm，輪槽數(shù)：8，有效直徑偏差0.15徑向圓跳動0.25，端面圓跳動0.32，輪槽工作表面粗糙度3.2μm，離合器帶輪有效直徑160mm，輪孔內(nèi)裝有軸承，根據(jù)軸承參數(shù)帶輪內(nèi)徑選為68mm。
4.5摩擦離合器的型號選擇
離合器控制的好與壞,決定汽車起步、換擋過程的品質(zhì)。實現(xiàn)離合器的最佳控制可以減小傳動系統(tǒng)零部件沖擊,提高其使用壽命與乘坐舒適性。摩擦離合器是應(yīng)用得最廣也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。主、從動部分和壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳動動力的基本結(jié)構(gòu)，而離合器的操縱機構(gòu)主要是使離合器分離的裝置。
圖4.2 徑向杠桿式多摩擦片離合器技術(shù)參數(shù)及外形尺寸
徑向杠桿式多摩擦片離合器的主要技術(shù)參數(shù)和尺寸參考系列???? /mm
許用轉(zhuǎn)矩[T]/N·m
形式I
形式II
20
40
80
160
200
320
450
640
900
1400
2300
軸徑dmax
15
22
32
45
45
48
60
68
70
80
100
尺寸
D
d1
a
a1
l
l1
c
E
m
B
B1
70
35
45
55
56
25
37
28
4
18
10
90
50
60
75
83
60
35
46
6
24
10
100
60
70
85
83
35
60
46
6
24
10
125
72
85
100
98
50
70
52.5
10
32
15
135
72
85
100
98
50
70
52.5
10
32
15
150
72
85
100
108
50
76
58
10
32
15
170
102
120
140
148
70
103
77.5
13
50
26
195
102
120
140
148
70
103
76
13
50
26
210
102
120
140
175
80
125
94
15
50
26
260
120
145
170
205
80
148
111
15
55
26
315
153
175
205
230
90
160
119
20
70
30
摩擦面對數(shù)z
6
10
10
10
8
10
10
8
10
6
6
摩擦面直徑
外徑
54
67
78
98
108
123
141
162
178
225
270
內(nèi)徑
34
50
60
72
78
84
102
118
132
155
189
接合力/N
100
120
180
250
250
300
300
350
400
700
900
壓緊力/N
1260
1430
1940
3250
9000
6250
6900
10400
10800
20500
27600
??? ①接合力指加壓環(huán)的軸向推力。
4.6鍵的選擇計算
鍵的主要失效形式為工作面被壓潰。
輸入軸的鍵的校核：
高速輸入軸開鍵槽處直徑為32mm，選擇鍵12X28，鍵長取28mm
鍵的強度校核：
σp = == 47.43Mpa
[σp] = 50-60 Mpa
所以滿足要求。
4.7本章小結(jié)
本章在對皮帶和帶輪類型進行比較的基礎(chǔ)上，對試驗臺傳動系統(tǒng)的主要部件楔帶和帶輪進行了選型，對其安裝配合進行了計算匹配，結(jié)合發(fā)動機前端多楔帶附件傳動系統(tǒng)的設(shè)計與開發(fā)工作，介紹了多楔帶傳動系統(tǒng)的設(shè)計程序，即設(shè)計功率、帶速和傳動比、帶的有效長度和包角、帶的楔數(shù)的確定；介紹了多楔帶布置方案，多楔帶的面積，多楔帶輪系的共面要求等。
5 輸出部件的設(shè)計
輸出部件于工件輸出軸相連，起傳輸和消耗動力的作用。根據(jù)前置試驗臺的特點，采用左右軸輸出。輸出部件包括上傳輸軸、離合器、花鍵軸、皮帶輪、下傳動軸、負(fù)載、軸承及使外花鍵軸移動的動力裝置（左側(cè)位移較大，采用液壓傳動；右側(cè)位移較小采用螺旋副傳動）【8】。
5.1軸承類型的選擇：
軸承是支承軸頸的部件，滑動軸承一般用在重載、有潤滑的條件下。本實驗裝置重量大、在空載下運轉(zhuǎn)而且只用油脂潤滑所以采用滾動軸承。
滾動軸承的優(yōu)點：1）在一般工作條件下，摩擦阻力矩大體和液體動力潤滑相當(dāng)，采用它機器啟動力矩?。?2）徑向游隙比較?。?3）對于同尺寸的軸頸，滾動軸承的寬度要比滑動軸承的小，可使機器的軸向結(jié)構(gòu)緊湊；4）大多數(shù)滾動軸承能同時受徑向和軸向載荷，軸承組合結(jié)構(gòu)簡單。5）消耗潤滑劑少，便于密封、易于維護；6）不需要用有色金屬；7）標(biāo)準(zhǔn)化程度高成批生產(chǎn)，成本低。
滾動軸承的缺點：1）承受沖擊載荷能力差；2）高速重載下軸承壽命低；3）振動及噪聲較大；4）徑向尺寸比滑動軸承大。
根據(jù)常用滾動軸承的特點、類型和性能以及選擇軸承時必須了解軸承的工作載荷、轉(zhuǎn)速及其它使用要求選擇，選用原則：
（1）速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時易選用球軸承；載荷大或有沖擊載荷時選用滾子軸承。
（2）軸承在受徑向和軸向載荷時一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；若徑向載荷較大，軸向載荷小可選用深溝球軸承；當(dāng)軸向載荷較大徑向載荷較小時，可采用推力角接觸球軸承。
本設(shè)計中軸、軸承受軸向力不大，所以選較常用的深溝球軸承。主承受徑向載荷也可承受一定的雙向的軸向載荷。（具體型號在各軸結(jié)構(gòu)設(shè)計中可見）。
為了最大限度降低整個試驗臺架的振動，減小測量誤差，軸承采用彈性軸承座支撐，它由內(nèi)圈和外圈組成，內(nèi)，外圈之間通過筋板連接，筋板是彈性軸承座的主要變形吸振部位。
5.2上傳輸軸的設(shè)計
根據(jù)該軸的工作需求，將其分為三部分，第一部分為與帶輪輸出軸直接連接的內(nèi)花鍵軸，第二部分為外花鍵軸，第三部分為外花鍵軸。
1.輸出軸上的功率P 轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩T
T = 9550000
T = 1000000 N.mm
n = 3000r/min
P == =314.136kw (式5.2.1)
2 .確定軸的最小直徑：
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表3.1
查的A0=112，于是得：
dmin = A0 =112mm =59.78 mm
3.上傳輸軸左部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計（由右至左）：
1）第一節(jié)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（由右至左）：
第一 二段軸肩為1.5mm；二三段軸肩高度為1.5mm，二段與六段安放軸承，軸徑為68mm，因主要承受徑向載荷，所以軸承選用滾動軸承中的深溝球軸承，其代號為6314。軸承采用軸肩定位，查表的其軸肩高度為6mm，故第五段軸徑為70mm。最右段與摩擦離合器相連取其軸徑為60mm,。 取軸端倒角為245，各軸肩處圓角半徑為1mm。
圖 5.1
2) 第二節(jié)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（由右至左）：
軸的最右端與摩擦離合器聯(lián)接，直徑為60mm，此段軸配合軸承選用深溝球軸承，型號為6314。根據(jù)其裝配要求第二段軸徑為68mm，長為60mm；第三段軸徑為70mm，軸長56mm；第四段軸徑為84mm，軸長80mm；第五段軸徑70mm，軸長54mm；第六段軸徑68mm，軸長60mm；第七段為花鍵軸，其工作時于內(nèi)外花鍵軸接合長度為100mm，當(dāng)換工件時向左移動200mm的距離，故其總長為300mm.
圖5.2
對花鍵軸段的校和：
(式5.2.2)
該花鍵為空載下移動的動聯(lián)接，齒面未經(jīng)熱處理，使用和制造情況中等，[P]值為20～30MP ，計算結(jié)果在其范圍內(nèi)，故校和結(jié)果滿足強度要求。
軸承壽命的校核計算：
軸承壽命是指軸承的一個套圈或滾動體的材料出現(xiàn)第一個疲勞擴展跡象前，一個套圈相對于另一個套圈的總轉(zhuǎn)數(shù)，或在某一轉(zhuǎn)速下的工作小時數(shù)【9】。
壽命計算公式
式中：P——當(dāng)量動載荷，單位為N；
C——基本額定動載荷，單位為N；
n——軸的轉(zhuǎn)速，單位為t/min;
——溫度系數(shù)，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》表16-9，取=0.95
——載荷系數(shù)，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》表16-10，取=1.5
ε——壽命系數(shù)，對于球軸承ε=3，對于滾子軸承ε=10/3。
6314型深溝球軸承的基本尺寸：d=70, D=150, B=35, =82，=138，基本額定載荷：=71.8，=36.3；極限轉(zhuǎn)速：4300r/min(脂潤滑)，5000 r/min(油潤滑)。
圖5.3
（1）求軸承所受載荷
軸承1：
徑向載荷 由力矩平衡得
軸向載荷 兩軸承用雙固定式支承結(jié)構(gòu)，指向軸承2，由軸承2承受；軸承1則不承受軸向載荷，即
軸承2：
徑向載荷 由力平衡得
軸向載荷 ，軸承2承受載荷遠(yuǎn)大于軸承1，故應(yīng)按軸承2計算。
根據(jù)題意選6314型深溝球軸承，其基本尺寸：內(nèi)徑為70mm，中系列深溝球軸承，正常寬度系列，正常結(jié)構(gòu)，0級公差，0組游隙。
查手冊，。由《機械設(shè)計》教材或手冊中的徑向系數(shù)和軸向系數(shù)表，，應(yīng)用線性內(nèi)插法求，
，取，
，故6314軸承合適。
3) 第三節(jié)軸的設(shè)計：
第三段軸外需配合軸承，選用深溝球軸承，其代號為6318，軸肩高度為7mm。根據(jù)該軸承的配合要求，確定第一段軸的外徑定為81mm，第二段軸徑為90mm，第三段軸徑為104mm ，第四段軸徑為90mm，第五段軸徑為88mm，第六段與皮帶輪配合其直徑為66mm，皮帶輪的夾緊定位方式右側(cè)為軸肩定位，左側(cè)為圓螺母定位。其結(jié)構(gòu)簡圖如下示：
圖 5.4 輸出軸
當(dāng)軸的強度和剛度相同時，顯然，空心軸的外徑比實心軸要稍大一些。在計算時，可將傳遞功率乘上一個系數(shù)，以考慮空心軸外徑的增加。這個系數(shù)和軸的內(nèi)徑和外徑比有關(guān)，可參考下表5.1：
內(nèi)外徑之比
0.5
0.6
0.65
0.7
0.75
0.8
功率的計算系數(shù)
1.07
1.16
1.22
1.32
1.46
1.7
d/Dmin = 62mm/88mm= 0.7045
則功率計算系數(shù)選為1.32
dmin = A0 =112mm =57.908 mm (式5.2.3)
81mm>57.908mm
故滿足強度要求。
4) 左輸出軸部分第二段軸在工件拆卸時采用液壓為動力源，使其向左移動200mm的距離。
5.3 左驅(qū)動滑臺液壓缸的選取
液壓缸的設(shè)計計算：
外部載荷P = M g f
M：導(dǎo)軌滑塊重量與導(dǎo)軌上物體的總重；（左側(cè)導(dǎo)軌上有外花鍵軸1重16.5kg，輸出軸2重16.3kg，摩擦離合器重11.9kg，兩個軸承座組件重80kg，滑臺板重54kg，墊塊60kg）。
M = 16.5 + 16.3 + 11.9 + 80 + 54 + 60
= 238.7kg
g = 9.8N/kg
f為導(dǎo)軌摩擦系數(shù)0.15
則 P = M g f
= 238.7 9.8 0.15
= 350.89N
行程要求：
實現(xiàn)最大進給200mm依據(jù)《機械設(shè)計手冊》選用DG-J34C-E1L型液壓缸，液壓缸最大行程為250mm，內(nèi)徑d=72mm，推桿直徑為24mm，工作壓力0.25MPa，推力907N ，拉力為765N
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