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第 0 頁 共 49 頁 畢業(yè)設計說明書機械式前置汽車變速器實驗臺設計第 1 頁 共 49 頁 學生姓名： 學號： 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 2011 年 06 月第 2 頁 共 49 頁 機械式前置汽車變速器實驗臺的設計摘要根據 5T07 汽車變速器性能試驗的要求，提出了 FF 式機械式變速器試驗臺的整體方案，介紹了各部分的結構和工作原理，并給出了整個機械結構系統(tǒng)的功能，說明了試驗臺的特點，使用情況，它集機械，變頻調速，傳感器等技術為一體，通過對機械式變速器的結構原理以及相關測試診斷技術的分析，總結出機械式變速器臺架的試驗方法，在此基礎上對試驗臺的驅動設備和負載設備進行的選型和匹配，檢測臺主要由驅動系統(tǒng)，負載系統(tǒng)，臺架系統(tǒng)，控制臺及一些附屬設備組成。臺架系統(tǒng)可以利用定位板實現變速器的夾緊定位，一臺交流異步電動機以變頻方式調速實現模擬發(fā)動機，采用磁粉制動器作為負載裝置實現對路況的模擬，以滿足檢測的需要，監(jiān)控系統(tǒng)實現檢測模式的選擇，檢測過程的控制及顯示變速器運行狀態(tài)等功能，附屬設備主要是提供變速器運行所必需的及方便檢測工作的外部環(huán)境。該臺架系統(tǒng)實用性強，具有很高的推廣價值。關鍵字： 機械式變速器，性能測試，實驗裝置第 3 頁 共 49 頁 Design of the Mechanical automobile transmission performance test stand AbstractBased on the requirement of the 5T07 transmission performance test stand, the article shows the overall layout the FF type automobile transmission test performance, both the function of Mechanical structure system and the Features，the use condition of the stand. It consists of the mechanical system, data Acquisition system, and sensor and so on. By the Analysis of the mechanical structure Principle and related test Technology, it is used to get the test method. The test stand includes driver equipment and load equipment, stands system, control system and auxiliary equipment. The stand uses positioning board to realize the clamping of the tested transmission, and an AC asynchronous motor to realize the Simulation of the drive engine, and use a magnetic braker to simulate the traffic condition. Monitoring System can realize the choice of the monitoring model, and the control of the monitoring processing, and the function to put out the test results. Auxiliary equipment is to offer the external environment during the test process. The test stand is of big Practicability, and has strong value. Keyword: mechanical transmission, performance test, the test Equipments第 4 頁 共 49 頁 目 錄1 緒論 11.1 汽車變速器試驗臺簡介 .11.2 變速器的分類及特點 21.3 機械式變速器的基本要求 31.4 機械式變速器換檔規(guī)律 41.5 本文的主要內容及其重點 42 變速器試驗臺的結構和工作原理 52.1 試驗臺設計依據 62.2 試驗工藝流程 72.3 實驗臺工作原理和組成 72.4 臺體機械結構形式 82.5 動力設備的選擇 92.6 本章小結 93 電機的選擇 103.1 選擇電動機類型和結構形式 .103.2 選擇電動機的容量 .103.3 確定電動機的轉速 .123.4 主電機轉速控制 133.5 本章小結 134 輸入部件的設計 .144.1 輸入軸設計準則 .144.2 皮帶型號的選擇 .154.3 皮帶的設計 174.4 帶輪型號的選擇 .184.5 摩擦離合器型號的選擇 .194.6 鍵的選擇計算 .214.7 本章小結 .215 輸出部件的設計 .22第 5 頁 共 49 頁 5.1 軸承類型的選擇 225.2 上傳輸軸的設計 .235.3 左移動滑臺驅動液壓缸的選擇 275.4 輸入軸的設計 295.5 鍵的選擇計算和校核 305.6 聯(lián)軸器的選擇與校核 305.7 本章小結 326 其他零部件的設計 336.1 箱體及安裝滾筒的設計 336.2 導軌的設計 .336.3 左，右輸出部分單片式離合器的選用 .366.4 定位板的設計 .376.5 傳感器的選擇 .376.6 加載器的選擇 .406.7 螺釘等參數 .406.8 本章小結 .417 計算機數據采集分析系統(tǒng) .427.1 數據采集卡的選擇 .427.2 試驗臺控制系統(tǒng)主要部分及功能 .447.3 試驗臺測試系統(tǒng) .447.4 試驗臺造型設計 .457.4 本章小結 .46結 論 .47參考文獻 .48致 謝 .491 緒論第 6 頁 共 49 頁 1.1關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量的重要環(huán)節(jié)，出廠檢驗的任務是在產品出廠前盡快發(fā)現問題并及時解決，以避免在用戶使用中出現質量問題，這樣可有效控制產品質量，減少售后服務的工作量，節(jié)約資金，降低成本，提高產品的市場信譽度。利用加載試驗臺作為變速器的出廠檢驗設備，在國外早已普遍應用。近些年來我國的部分生產廠家也開始使用加載試驗臺對出廠設備進行檢驗。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)現一些空載試驗所檢查不出來的質量問題，可有效控制變速器的質量。因此設計開發(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特定變速箱而設計利用電機分別模擬汽車發(fā)動機和車輪上的負載，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，以保證變速箱質量的設備。變速箱性能試驗臺既可以對新型變速箱的設計定型進行考核也可以對定型變速箱出廠進行質量把關，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,但由于其結構簡單,目前仍有單位使用,其結構原理如圖 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,其轉速對電壓波動非常敏感。為使其轉速穩(wěn)定,必須采用十分復雜的電路系統(tǒng),這就大大地限制了直流電封閉試驗臺的應用。第 7 頁 共 49 頁 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)中試驗內容最多、技術難度最大的試驗設備之一, 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。所謂變速器檔數即指其前進檔位數。無級式變速器 其的傳動比在一定的數值范圍內可按無限多級變化，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作無級變化，目前應用較多。（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)行元件而實現的。駕駛員只需操縱加速踏板以控制車速。第 8 頁 共 49 頁 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；另一種是預選式，即駕駛員預先用按鈕選定檔位，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．結構簡單 2．體積較小 3． 制造成本低 4． 傳動效率高 5． 操作復雜 6 ．傳動負荷率低下 7．熱負荷穩(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濟性。2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。3）設置倒擋，可使汽車倒退行駛。4）設置動力傳輸裝置，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象。7）變速器應有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除以上所述之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、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濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、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基礎上，再附加一個箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數的目的，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)中位置圖第 9 頁 共 49 頁 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濟性，通過性及對環(huán)境的適應能力故它是變速器系統(tǒng)控制的核心內容，換檔規(guī)律應該是單值的，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 本文的主要內容及其重點對試驗臺進行設計，就必須對被試件有充分的了解,只有了解了被試件的結構、工作原理、機電特性及與其他部件的匹配關系，才能對試驗臺和被試件的連接及試驗臺機械系統(tǒng)進行合理的設計，并分析得出試驗臺所需的測試數據以及該如何對這些數據進行采集、處理和分析。就變速器檢測試驗臺而言，還應該了解變速器的故障原因和相關測試方法，這樣才能知道何種數據是本試驗臺所需測試、記錄的常規(guī)項目。在整個課題中，本人的研究內容主要是通過對變速器的結構原理進行深入的理解分析，總結得出變速器臺架的試驗方法(包括試驗所需采集數據、試驗流程等)，然后據此對變速器試驗臺的硬件做出了合理的設計。第 10 頁 共 49 頁 2 變速器試驗臺的結構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，并達到出廠技術參數。該變速器擋位如圖：A，B，C，D，E，F 6 個擋位號可以自由定義。擋位機構可以實現換擋手柄水平方向的運動，例如：A→N1，選擋機構可以實現換擋手柄垂直方向的運動，例如：N1→N0，換擋機構與選擋機構配合可實現交叉運動，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格滿足以保證安全。離合器松開的條件為：電機的轉速必須在預設的范圍內；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。當檔位換到位時，按該檔位的測試參數加載，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備過程。在換檔準備過程中，當前檔位標志更替為下一個測試檔位的標志，檔位參數（變比、檔位、加載扭矩、加載轉速）更改為下一測試檔位的參數。試驗臺所需測試的數據及測試步驟決定了其結構，結構應圍繞功能要求而設計;本章中將介紹試驗臺的方案設計、主要結構和工作原理，具體零件設計將在其他章節(jié)中詳述。第 11 頁 共 49 頁 設備外形尺寸（臺體長×寬×高）：4260 mm×1322mm×2250 mm，機械部分結構如下：圖 2.2. 總體結構圖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.直線導軌及滑塊 2.1設計依據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，是否有脫擋現象，第 12 頁 共 49 頁 是否有卡死現象，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、定位準確、安全可靠、裝夾方便。(2)設備應帶離合器和剎車系統(tǒng)。 (3)設備應能對 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)試驗臺的輸出軸轉速為 1000rpm。(6)設備噪聲不超過 80dB。2.2 工藝流程根據設備要求，變速箱試驗臺測試工藝流程為：(1)設備起動。(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，變速箱同設備主軸同速運轉。(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，導軌復位。(9)擰開變速箱放油口，油經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)。變速第 13 頁 共 49 頁 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。實現這測量的過程是 ,通過電機對變速器輸入轉矩 , 在輸入端安裝扭矩轉速測量傳感器 ,測得輸入轉矩和轉速。在變速器輸出端連接加載器 ,實現變速器的制動。在加載器和變速器之間安裝轉矩測量傳感器 ,測量輸出轉矩。經過換算代入測得的輸入轉矩、輸出轉矩數據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構,由變頻電機、轉速轉矩傳感器、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，實現了對變頻調速器、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、轉速進行實時測量 【3】 。結構上分 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指標和參數：1．變速器輸入扭矩最大為 85N·m；2．變速器輸入轉速范圍為 0~3000r/min；3．變速器輸出負載最大為 1000N·m；4．扭矩測量偏差小于±0.5%；5．轉速測量偏差小于± 5r/min；6. 整機噪聲為 75dB。2.4 臺體機械結構形式變速器試驗臺是一個集機、電、液為一體的設備，本文主要參照汽車實體變速器的機械結構，對其工作現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(變速器驅動裝置)、反拖電機 、加載裝置、變速器裝夾機構、臺架位置調整機構、傳感機構、輸出傳動機構 、輸入傳動機構等。第 14 頁 共 49 頁 主要配置要求1. 各運動導軌設置滿足運動要求的潤滑與防塵，導軌要求貼塑，以減小摩擦力。2. 旋轉部位設置防護殼、罩保證安全。3. 設備本體是安裝各組件的基礎，應采用鑄造結構，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；在適當位置增加記錄臺及放置記錄本的物件箱。2.5 動力設備選擇常見的驅動裝置有電動機（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)境會產生排放及噪聲污染;發(fā)動機不易調節(jié)到要求的穩(wěn)定轉速與扭矩，目前以電動機使用最為廣泛。因為它具有機械特性硬，調速簡單，操作方便，并能正反轉，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動元件的要求，還能在回轉穩(wěn)定性，控制精度，響應特性，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本章小結本章建立在對試驗臺機械結構和工作原理進行分析和了解的基礎上，結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計過程，介紹了變速器試驗臺的組成，設計工程中要解決的主要內容，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。第 15 頁 共 49 頁 3 電機的選擇選擇電動機的內容包括：電動機類型、結構形式、容量和轉速，要確定電動機的具體型號。3.1 選擇電動機類型和結構形式電動機類型和結構形式要根據電源（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 、大小、 啟動性能和過載情況）來選擇。沒有特殊要求時均應選用交流電動機，其中以三相鼠籠式異步電動機用的最多。設計手冊表12.1 所列 Y 系列電動機為我國推廣采用的新產品，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速范圍、調速精度、動態(tài)響應、低速轉矩、功率因數、節(jié)約電能、工作效率等優(yōu)異的性能,是其它交流調速方式無法比擬的。故在所設計系統(tǒng)中選用該型號電動機作為系統(tǒng)的驅動 【4】 。3.2 選擇電動機的容量標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應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)dp?n式中： 為工作機實際需要的電動機輸出功率，kw；d工作機所需輸入功率， kw；wp第 16 頁 共 49 頁 電動機至工作機之間傳動裝置的總參數。?工作機所需功率 Pw 應由機器工作阻力和運動參數計算求得，例如= Kw (式 3.2.2)wpvF10或 pw = Kw (式 3.2.3)Tn?95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 為工作機的轉速，r/min；w 為工作機的效率 。?總效率 按下式計算：= 1 2 3 4﹒ ﹒﹒﹒ 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帶傳動V 帶傳動 0.96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聯(lián)軸器萬向聯(lián)軸器（α3） 0.95 ～ 0.97滾動 球軸承（稀油潤滑） 0.99（一對）第 17 頁 共 49 頁 軸承 滾子軸承（稀油潤滑） 0.98（一對）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減（變）速器無級減速器 0.92 ～ 0.953.3確定電動機的轉速同一類型的電動機，相同的額定功率有許多種轉速可供選擇。如選用低轉速的電動機，因極數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。選用高轉速的電動機則相反。因此應全面分析比較其利弊來選定電動機轉速。按照工作機的轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以推算出電動機的可選范圍： n = (i1 i2 ﹒﹒﹒i n) nw r/min (式 3.3.1)式中： n 為電動機的可選轉速范圍, r/mini1 i2 ﹒﹒﹒i n 為各級傳動機構的合理傳動范圍本實驗臺要求:輸入扭矩為:85Nm; 輸入轉速為 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 將原始數據帶入式 3.2.3pw = Kw = =31.05 KWwTn?95086.0953?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為 0.9,帶入式 3-5n = (i1 i2 ﹒﹒﹒i n) nw r/min得 nw = 1111 r/min根據以上數據查設計手冊表 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、地腳尺寸等第 18 頁 共 49 頁 參數.電機的技術數據如下表 3.2：電機型號 額定功率KW額定轉速r/mim最高轉速r/mim額定轉矩N.mY225M-2 45 2970 3000 Y132M1-6 3 960 1000反托電機外形如圖：圖 3.1 反托電機結構圖3.4主電機轉速控制選用一臺 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。輸出轉速在 3000r/min 范圍內可通過簡易控制面板及通信接口自由控制。在本系統(tǒng)內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)送轉速值。由于變頻器通信口采用 RS485 標準，與上位機的 RS232 標準之間需要進行轉換。因此，在變頻器與上位機間用研華的 RS232-485 轉換模塊進行連接。3.5本章小結本章對試驗臺的驅動系統(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）試驗臺應體現驅動裝置的整體性并兼顧各系統(tǒng)的獨立性。（2）試驗臺應具有可調整性和替換性。第 19 頁 共 49 頁 （3）試驗臺應保持一定的先進性。4 輸入部件的設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。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輸入軸設計準則作回轉運動的零件都要裝在軸上來實現其回轉運動，大多數軸還起著傳遞轉矩的作用。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，對應力集中敏感性較小，較常用。最常用的 45 鋼，為保證其力學性能應進行調質或正火處理。軸設計的主要問題：在一般情況下軸的工作能力取決于它的強度和剛度。在設計軸時除應按工作能力準則進行設計計算或校核計算在結構設計上還需滿足其它一系列的要求，例如： 1）多數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有耐磨性的要求；4）軸的加工、熱處理、裝配、檢驗、維修等都應有良好的工藝性；軸的設計 ：軸的設計包括結構設計和工作能力設計兩方面的內容。1.軸的結構設計是根據軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，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，由此對第 20 頁 共 49 頁 各段軸的粗細順序作初步安排。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的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。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。有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。安裝標準件的軸徑應取為相應的標準值及所配合的公差 【5】 。3. 具體設計：1） 輸入軸上的功率 P 轉速 N 和轉矩 T取皮帶傳動功率為 0.97 則P = PW = 85kw 0.97=82.45kw (式 4.1.1)??N = 3000r/minT = 9550000 =9550000 =270584N.mm (式 4.1.2)30852）確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。由下表表 4.1軸常用的幾種材料的[ ]及 A0 值t?軸的材料 Q235-A20Q275 35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr35SiMn38SiMnMo 3Cr13[ ]/MPat?15～25 20～35 25～45 35～55A0 149～126 135～112 126～103 112～97查得 A0=112，于是得dmin = A0 =112 mm =33.82 mm (式 4.1.3)3NP?3065.82第 21 頁 共 49 頁 輸出軸的最小直徑顯然是最右端螺紋處，摩擦離合器為標準件，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。多楔帶傳動的設計計算方法主要有三種 :(1) 按帶的強度條件設計 ;(2) 按帶傳動的滑動曲線設計 ;(3) 按保證不打滑并具有一定的疲勞強度設計。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構要求較緊湊的場合，傳遞比可達10，帶速可達40m/s。多楔帶的主要結構如下：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°第 22 頁 共 49 頁 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 皮帶的設計現在普遍采用的多楔帶傳動系統(tǒng)的設計程序為：1.根據附件傳遞功率確定系統(tǒng)的設計功率；2.根據附件性能和允許轉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，確定預張緊力；5.確定楔數【6】 。設計功率 P d = = 1.0 82.45=82.45kw (式 4.3.1)KA?選取帶輪有效直徑均為 160mm。帶速 V = = 26 ≤ V max (式 4.3.2) 106?np?由機械設計手冊查的 Vmax = 30m/s 故符合要求。帶每楔傳遞的功率 P1 選取 3.71kw。帶的楔數計算公式為 z = =7.75 (式 4.3.3)??11kd????帶的楔數取為 8。多楔帶傳動的預緊力表 4.3：型號 J L M預緊力 0F(2~4.8)z (5.5~15)z (21~60)z對于 PL 型楔帶預緊力根據上表確定為：=（ 5.5~15）z=44~120N，取 =100N (式 4.3.4)0 0F軸上載荷 Fr = （F 1+F2） sin （1250+250） 1=1500N.m (式 4.3.5)1??第 23 頁 共 49 頁 帶選為 8PL2240 型。楔帶包角 ???? 15086018012?????aDa撓性次數：u ，1/s max3.2ULvue?其中，m 為帶輪數，v 帶速 m/s , 為楔帶長度， =6~10ax帶厚： ，mm 按標準系列取為 4.8，膠布層數為 4.?5~4)3014(??D?帶寬 b ,mm A按膠布層數為 4，選取傳動帶寬度為 b=80mm帶的截面積：A ， ， (式 4.3.6) 2m??KNg01?為工作情況系數，按下表選取 4.4：gK載荷情況 載荷平穩(wěn) 載荷變動小 載荷變動較大 載荷變動很大系數值 1 1.1 1.2 1.3 為單位面積所能傳遞的功率， ； ,包角 ，0N2/kwm?1/40D??180??，計算得出單位面積所能傳遞的功率 =4.4 218/kgfcm?? 0N為包角系數， 時， =1.00K?180??K?確定依據：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 。? ?80~9?確定 =1.00?=1022?1045A??2m4.4帶輪型號的選擇設計帶輪時 ,應使其結構便于制造 ,質量分布均勻 ,質輕 ,并避免出現由于鑄造而產生過大的內應力。第 24 頁 共 49 頁 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 :當帶輪基準直徑 D = (2. 5 ～ 3) d 范圍時可采用實心式;當基準直徑 D 100mm 時 ,可采用孔板式 ; 當基準直徑 D 300mm 時 ,可采用輪輻式。在結構上帶輪應易于制造，能避免由于鑄造而產生過大的內應力，重量要輕。帶輪工作表面要保證適當的粗糙度值，以免很快把帶磨壞。本機械系統(tǒng)根據輸入的設計參數 ，此處選用實心帶輪，具體參數為：有效直徑250mm，帶輪孔徑 66mm，輪槽數：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，輪孔內裝有軸承，根據軸承參數帶輪內徑選為 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。實現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、壓緊機構和操縱機構第 25 頁 共 49 頁 四部分組成。主、從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳動動力的基本結構，而離合器的操縱機構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參數及外形尺寸徑向杠桿式多摩擦片離合器的主要技術參數和尺寸參考系列 /mm形式 I 形式 II許用轉矩[T]/N·m 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Dd1aa1ll1cEmBB17035455556253728418109050607583603546624101006070858335604662410125728510098507052.5103215135728510098507052.510321515072851001085076581032151701021201401487010377.5135026195102120140148701037613502621010212014017580125941550262601201451702058014811115552631515317520523090160119207030摩擦面對數 z 6 10 10 10 8 10 10 8 10 6 6外徑 54 67 78 98 108 123 141 162 178 225 270摩擦面直徑 內徑 34 50 60 72 78 84 102 118 132 155 189第 26 頁 共 49 頁 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 1080020500 27600①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：σ p = = = 47.43MpakldT3102?285.103?[σ p] = 50-60 Mpa 所以滿足要求。4.7本章小結本章在對皮帶和帶輪類型進行比較的基礎上，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，結合發(fā)動機前端多楔帶附件傳動系統(tǒng)的設計與開發(fā)工作，介紹了多楔帶傳動系統(tǒng)的設計程序，即設計功率、帶速和傳動比、帶的有效長度和包角、帶的楔數的確定；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。第 27 頁 共 49 頁 5 輸出部件的設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、負載、軸承及使外花鍵軸移動的動力裝置（左側位移較大，采用液壓傳動；右側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，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，可使機器的軸向結構緊湊；4）大多數滾動軸承能同時受徑向和軸向載荷，軸承組合結構簡單。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）標準化程度高成批生產，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。 （具體型號在各軸結構設計中可見） 。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第 28 頁 共 49 頁 撐，它由內圈和外圈組成，內，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上傳輸軸的設計 根據該軸的工作需求，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 轉速 N 和轉矩 TT = 9550000T = 1000000 N.mm n = 3000r/minP = = =314.136kw (式 5.2.1)950N?95031?2 .確定軸的最小直徑：選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 3.1查的 A0=112，于是得：dmin = A0 =112 mm =59.78 mm3NP?3016.43.上傳輸軸左部分的結構設計（由右至左）：1）第一節(jié)軸的結構設計（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 2 45，各軸肩處圓角半徑為?1mm。 第 29 頁 共 49 頁 圖 5.12) 第二節(jié)軸的結構設計（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，其工作時于內外花鍵軸接合長度為 100mm，當換工件時向左移動 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)MPzhldTpm 68.259102.875.01233 ?????該花鍵為空載下移動的動聯(lián)接，齒面未經熱處理，使用和制造情況中等，[P] 值為 20～30MP ，計算結果在其范圍內，故校和結果滿足強度要求。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第一個疲勞擴展跡象前，一個套