机械式前置汽车变速器实验台的设计

第 0 页 共 49 页 毕业设计说明书机械式前置汽车变速器实验台设计第 1 页 共 49 页 学生姓名： 学号： 学 院： 机械工程与自动化学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 2011 年 06 月第 2 页 共 49 页 机械式前置汽车变速器实验台的设计摘要根据 5T07 汽车变速器性能试验的要求，提出了 FF 式机械式变速器试验台的整体方案，介绍了各部分的结构和工作原理，并给出了整个机械结构系统的功能，说明了试验台的特点，使用情况，它集机械，变频调速，传感器等技术为一体，通过对机械式变速器的结构原理以及相关测试诊断技术的分析，总结出机械式变速器台架的试验方法，在此基础上对试验台的驱动设备和负载设备进行的选型和匹配，检测台主要由驱动系统，负载系统，台架系统，控制台及一些附属设备组成。台架系统可以利用定位板实现变速器的夹紧定位，一台交流异步电动机以变频方式调速实现模拟发动机，采用磁粉制动器作为负载装置实现对路况的模拟，以满足检测的需要，监控系统实现检测模式的选择，检测过程的控制及显示变速器运行状态等功能，附属设备主要是提供变速器运行所必需的及方便检测工作的外部环境。该台架系统实用性强，具有很高的推广价值。关键字： 机械式变速器，性能测试，实验装置第 3 页 共 49 页 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 页 共 49 页 目 录1 绪论 11.1 汽车变速器试验台简介 .11.2 变速器的分类及特点 21.3 机械式变速器的基本要求 31.4 机械式变速器换档规律 41.5 本文的主要内容及其重点 42 变速器试验台的结构和工作原理 52.1 试验台设计依据 62.2 试验工艺流程 72.3 实验台工作原理和组成 72.4 台体机械结构形式 82.5 动力设备的选择 92.6 本章小结 93 电机的选择 103.1 选择电动机类型和结构形式 .103.2 选择电动机的容量 .103.3 确定电动机的转速 .123.4 主电机转速控制 133.5 本章小结 134 输入部件的设计 .144.1 输入轴设计准则 .144.2 皮带型号的选择 .154.3 皮带的设计 174.4 带轮型号的选择 .184.5 摩擦离合器型号的选择 .194.6 键的选择计算 .214.7 本章小结 .215 输出部件的设计 .22第 5 页 共 49 页 5.1 轴承类型的选择 225.2 上传输轴的设计 .235.3 左移动滑台驱动液压缸的选择 275.4 输入轴的设计 295.5 键的选择计算和校核 305.6 联轴器的选择与校核 305.7 本章小结 326 其他零部件的设计 336.1 箱体及安装滚筒的设计 336.2 导轨的设计 .336.3 左，右输出部分单片式离合器的选用 .366.4 定位板的设计 .376.5 传感器的选择 .376.6 加载器的选择 .406.7 螺钉等参数 .406.8 本章小结 .417 计算机数据采集分析系统 .427.1 数据采集卡的选择 .427.2 试验台控制系统主要部分及功能 .447.3 试验台测试系统 .447.4 试验台造型设计 .457.4 本章小结 .46结 论 .47参考文献 .48致 谢 .491 绪论第 6 页 共 49 页 1.1关于汽车变速器实验台变速器是汽车传动系统中的重要组成部分。变速器的出厂检验是控制出厂质量的重要环节，出厂检验的任务是在产品出厂前尽快发现问题并及时解决，以避免在用户使用中出现质量问题，这样可有效控制产品质量，减少售后服务的工作量，节约资金，降低成本，提高产品的市场信誉度。利用加载试验台作为变速器的出厂检验设备，在国外早已普遍应用。近些年来我国的部分生产厂家也开始使用加载试验台对出厂设备进行检验。使用加载试验台，可在有载荷的情况下检测变速器，更接近变速器的实际使用工况，能发现一些空载试验所检查不出来的质量问题，可有效控制变速器的质量。因此设计开发一种性能好的变速器加载试验台是非常重要的。变速箱性能试验台是根据特定变速箱而设计利用电机分别模拟汽车发动机和车轮上的负载，动态的对汽车变速箱各个档位齿轮传动比，各档运行震动、噪声，换档力，摘档力，换档位移、摘档位移，变速箱负载能力，运行可靠性，变速箱同步器寿命等各方面性能进行检验，以保证变速箱质量的设备。变速箱性能试验台既可以对新型变速箱的设计定型进行考核也可以对定型变速箱出厂进行质量把关，齿轮试验台一般分为两大类,一类为开式,一类为闭式。开式试验台加载后,所需功率全部消耗在加载中,损失功率大。它只适合用于小功率短期工作的齿轮实验装置,但由于其结构简单,目前仍有单位使用,其结构原理如图 1 所示。闭式齿轮试验台分为电封闭式与机械封闭式两大类。电封闭试验台,由电动机带动实验齿轮箱,再带动发电机,发电机的发出的电能又回到电动机中去,形成封闭系统。它可以节约 50%的电能,但是电动机与发电机的功率至少与实验齿轮箱的功率相等,因此,电封闭实验台也不适用大功率试验装置。适用大功率试验装置的是机械封闭试验台,如图 2 所示,通过两个相同的试验箱,中间的加载装置加载。封闭功率流式试验台较制动式试验有着明显的优越性。目前使用的多是直流电封闭试验台,其转速对电压波动非常敏感。为使其转速稳定,必须采用十分复杂的电路系统,这就大大地限制了直流电封闭试验台的应用。第 7 页 共 49 页 图 1.1 开式试验台 图 1.2 闭式试验台汽车变速器系统试验台是汽车传动系统中试验内容最多、技术难度最大的试验设备之一, 这一点在汽车行业已形成共识。因此, 对汽车变速器系统综合试验台的研究具有特别重要的意义及必要性。1.2 变速器的分类及特点在分类上有两种方式：按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。（1）按传动比变化方式来分：有级式变速器 是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系型式不同，有轴线固定式变速器(普通变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3-5 个前进档和一个倒档，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。无级式变速器 其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。综合式变速器 是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。（2）按操纵方式来分：强制操纵式变速器 是靠驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式变速器 其传动比选择和换档是自动进行的，所谓“自动” ，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。第 8 页 共 49 页 半自动操纵式变速器 有两种型式：一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档 【1】 。机械式手动变速器有如下特点：1结构简单 2体积较小 3 制造成本低 4 传动效率高 5 操作复杂 6 传动负荷率低下 7热负荷稳定性差1.3 机械式变速器的基本要求一般对变速器有以下几个要求：1）保证汽车必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒挡，可使汽车倒退行驶。4）设置动力传输装置，需要是能进行功率传输。5）换挡迅速、方便、省力。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除以上所述之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。在原变速器传动机构基础上，再附加一个箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的，变速器在传动系统中的布置如图所示： 图 1.3 变速器在传动系统中位置图第 9 页 共 49 页 1.4 机械式变速器换挡规律变速器的换档规律是指两排档间换档时刻变化的规律，它关系到动力传动系统各总成潜力的挖掘与整体最优性能的发挥，直接影响车辆的动力性和燃油经济性，通过性及对环境的适应能力故它是变速器系统控制的核心内容，换档规律应该是单值的，即对输入变量的每一组合，仅存在唯一的输出状态-要么升档或降档要么维持现状。图 1.4 变速器换挡图工作状态：1、从低速挡换入高速挡：无同步器的变速器，要在空挡停留片刻，换挡不及时。2、从高速挡换入低速挡：无同步器，要用加油门、两脚离合器等复杂操作，增加了驾驶员的疲劳。同步器的功能:保证换挡平顺、及时，操作简化、减轻驾驶员疲劳 【2】 。1.5 本文的主要内容及其重点对试验台进行设计，就必须对被试件有充分的了解,只有了解了被试件的结构、工作原理、机电特性及与其他部件的匹配关系，才能对试验台和被试件的连接及试验台机械系统进行合理的设计，并分析得出试验台所需的测试数据以及该如何对这些数据进行采集、处理和分析。就变速器检测试验台而言，还应该了解变速器的故障原因和相关测试方法，这样才能知道何种数据是本试验台所需测试、记录的常规项目。在整个课题中，本人的研究内容主要是通过对变速器的结构原理进行深入的理解分析，总结得出变速器台架的试验方法(包括试验所需采集数据、试验流程等)，然后据此对变速器试验台的硬件做出了合理的设计。第 10 页 共 49 页 2 变速器试验台的结构和工作原理本试验台主要用于5T07变速器出厂前的试验检测，检测其是否能否正常工作，及其故障所在，加以维修，并达到出厂技术参数。该变速器挡位如图：A，B，C，D，E，F 6 个挡位号可以自由定义。挡位机构可以实现换挡手柄水平方向的运动，例如：AN1，选挡机构可以实现换挡手柄垂直方向的运动，例如：N1N0，换挡机构与选挡机构配合可实现交叉运动，如AN1N0D。图 2.1 档变速器档位图手动换档过程要完成松开离合器、换档、闭合离合器的动作和定时加载。由于松开离合器、换档、闭合离合器都是在电机运转的情况下工作的，因而每一动作命令的发出都要先检验其条件是否严格满足以保证安全。离合器松开的条件为：电机的转速必须在预设的范围内；换档的条件为：必须检测到离合器已松开；离合器闭合条件为：换档到位。当档位换到位时，按该档位的测试参数加载，加载一段时间就可以测得变速器的加载能力，加载完毕，将进行下一档位的测试，在程序中进入换档准备过程。在换档准备过程中，当前档位标志更替为下一个测试档位的标志，档位参数（变比、档位、加载扭矩、加载转速）更改为下一测试档位的参数。试验台所需测试的数据及测试步骤决定了其结构，结构应围绕功能要求而设计;本章中将介绍试验台的方案设计、主要结构和工作原理，具体零件设计将在其他章节中详述。第 11 页 共 49 页 设备外形尺寸（台体长宽高）：4260 mm1322mm2250 mm，机械部分结构如下：图 2.2. 总体结构图1多楔带传动 11.下右输出轴 21. 变速器 31.外罩2反拖电机 12.多楔带传动 22.变速器托架 32.床身3轴承座 13. 右矩形导轨 23.工件输送装置 33.多楔带传动4下左输出轴 14. 右水平移动丝杠 24.上左输出轴5弹性联轴器 15. 右移动滑台 25.液压缸 6扭矩传感器 16. 电磁离合器 26.直线导轨及滑块7. 磁粉加载器 17.上右输出轴 27.左滑台8多楔带传动 18. 输入电磁离合器 28.液压缸9主变频电机 19.液压夹紧装置 29.摩擦离合器10底座 20输入轴 30.直线导轨及滑块 2.1设计依据1. 实验台检测项目： (1) 检查两种变速箱的五个前进挡，一个倒挡状态(换挡是否灵活，是否有脱挡现象，第 12 页 共 49 页 是否有卡死现象，换挡是否到位)。(2) 检查装配是否有错装、漏装和异物，以及产生的异响。(3) 各档换档试验；变速器加载能力测试；变速器操纵性能的测试；换档力的测试；噪音测试；跳档检测；传动效率试验2 .实验台工艺要求(1)液动夹紧、定位准确、安全可靠、装夹方便。(2)设备应带离合器和刹车系统。 (3)设备应能对 5T07 变速箱五个前进挡和一个倒挡不停机进行检测。(4)在没有屏蔽的前提下，用声级计测出五个前进挡和一个倒挡的噪声。(5)试验台的输出轴转速为 1000rpm。(6)设备噪声不超过 80dB。2.2 工艺流程根据设备要求，变速箱试验台测试工艺流程为：(1)设备起动。(2)将变速箱放置在试验台的托架上。(3)手动打开变速箱的加油孔或空气过滤口，将加油管头插入，定量加油。 (4)变速箱前端面的定位销孔与夹具体上的定位销配合，同时变速箱第一轴与试验台输出主轴为花键啮合。(5)通过控制液压站，使夹具体上的夹紧油缸工作，油缸拉杆回缩，其压头压紧变速箱体。(6)计算机控制离合器合拢，变速箱同设备主轴同速运转。(7)检测各需被检测项目(换挡、刹车过程为模拟汽车驾驶过程)。(8)试验完毕。手动连续液压站，使夹紧油缸杆外伸，放松变速箱体，导轨复位。(9)拧开变速箱放油口，油经接油盘流到试验台底座油箱，再回到定量加油机油箱。(10)放油完毕，移走变速箱，完成试验。2.3 实验台工作原理和组成工作原理：变速器试验台是对汽车变速器台架性能试验和故障分析的系统。变速第 13 页 共 49 页 器试验台的基本原理是通过测量变速器的输入、出功率 ,然后得到变速器的传动效率。实现这测量的过程是 ,通过电机对变速器输入转矩 , 在输入端安装扭矩转速测量传感器 ,测得输入转矩和转速。在变速器输出端连接加载器 ,实现变速器的制动。在加载器和变速器之间安装转矩测量传感器 ,测量输出转矩。经过换算代入测得的输入转矩、输出转矩数据就可以得到输入功率、输出功率及传动效率。该速器试验台由机械平台、电控柜、计算机控制三部分组成，变速器测试实验台采用模块化结构,由变频电机、转速转矩传感器、被测变速器、磁粉制动器，联轴器、电气控制台、工控机及测试软件等模块组成,可实现对 5T07 机械式变速器的自动进给、自动夹紧等功能；以 Labview 为软件开发平台，实现了对变频调速器、步进电机、磁粉加载器、离合器等的计算机控制，以及对变速器的输出轴的扭矩、转速进行实时测量 【3】 。结构上分 3 部分：（1）主运动部分：计算机变频器电机多楔带电磁离合器输入轴变速器（2）加载器部分：计算机工作台移动与变速器输出轴联接输出轴多楔带传动计算机控制磁粉加载器加载（3）工装部分：变速器安装在托架上工作台移动变速器定位液压夹紧。该项目实际达到的技术指标和参数：1变速器输入扭矩最大为 85Nm；2变速器输入转速范围为 03000r/min；3变速器输出负载最大为 1000Nm；4扭矩测量偏差小于0.5%；5转速测量偏差小于 5r/min；6. 整机噪声为 75dB。2.4 台体机械结构形式变速器试验台是一个集机、电、液为一体的设备，本文主要参照汽车实体变速器的机械结构，对其工作现状进行了一定的模拟，系统试验台主要由基本台体、主拖动电机(变速器驱动装置)、反拖电机 、加载装置、变速器装夹机构、台架位置调整机构、传感机构、输出传动机构 、输入传动机构等。第 14 页 共 49 页 主要配置要求1. 各运动导轨设置满足运动要求的润滑与防尘，导轨要求贴塑，以减小摩擦力。2. 旋转部位设置防护壳、罩保证安全。3. 设备本体是安装各组件的基础，应采用铸造结构，充分保证整机的刚性，并具有减震吸震的功效。4. 机床外观按机电一体化布局，机床外观整齐，美观大方，管线整齐排列，机床防锈按照 ZBJ50011-89 及 JB2554-79 执行；在适当位置增加记录台及放置记录本的物件箱。2.5 动力设备选择常见的驱动装置有电动机（交流电动机或直流电动机等） ，测功机或发动机，其中用发动机作为动力源，其噪声较大，对工作环境会产生排放及噪声污染;发动机不易调节到要求的稳定转速与扭矩，目前以电动机使用最为广泛。因为它具有机械特性硬，调速简单，操作方便，并能正反转，能进行能量的可逆变换等特点。它除了能做瞬态试验以外，还大量地被用作振动噪音试验，效率试验及大负荷试验。特别是在振动噪音试验及效率试验中，电动机不仅能满足作为驱动元件的要求，还能在回转稳定性，控制精度，响应特性，低噪音等方面满足试验的要求，故动力源选电动机。 （电机具体型号选择后面章节将详述） 。2.6本章小结本章建立在对试验台机械结构和工作原理进行分析和了解的基础上，结合变速器的实际检测项目，初步拟定试验台的工艺流程和设计过程，介绍了变速器试验台的组成，设计工程中要解决的主要内容，简明地介绍了试验台传动系统，动力系统和控制系统的设计, 尤其对控制系统的机械硬件组成和功能要求作了介绍。第 15 页 共 49 页 3 电机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机的具体型号。3.1 选择电动机类型和结构形式电动机类型和结构形式要根据电源（交流或直流） 、工作条件、 （温度、 环境、 空间尺寸等）和载荷特点（性质 、大小、 启动性能和过载情况）来选择。没有特殊要求时均应选用交流电动机，其中以三相鼠笼式异步电动机用的最多。设计手册表12.1 所列 Y 系列电动机为我国推广采用的新产品，适用于不易燃、不易爆 、无腐蚀性气体的场合，以及要求较好启动性能的机械。三相鼠笼式异步电动机在调速范围、调速精度、动态响应、低速转矩、功率因数、节约电能、工作效率等优异的性能,是其它交流调速方式无法比拟的。故在所设计系统中选用该型号电动机作为系统的驱动 【4】 。3.2 选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的额定功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大则增加成本，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机容量主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会发热，通常不必校和发热和 启动力矩。所需电动机的功率为 ：= Kw (式 3.2.1)dpn式中： 为工作机实际需要的电动机输出功率，kw；d工作机所需输入功率， kw；wp第 16 页 共 49 页 电动机至工作机之间传动装置的总参数。工作机所需功率 Pw 应由机器工作阻力和运动参数计算求得，例如= Kw (式 3.2.2)wpvF10或 pw = Kw (式 3.2.3)Tn95式中：F 为工作机的阻力，N；v 为工作机的线速度，m/s；T 为工作机的阻力矩，nm；nw 为工作机的转速，r/min；w 为工作机的效率 。总效率 按下式计算：= 1 2 3 4 n (式 3.2.4 )其中各值分别为传动装置中每一传动副 ，每对轴承 ，每个联轴器 ，的效率其概略值见下表：表 3.1种类 效率 平带无压紧轮的开式传动 0.98平带有压紧轮的开式传动 0.97平带交叉传动 0.90带传动V 带传动 0.96凸缘联轴器 0.97 0.99齿式联轴器 0.99弹性联轴器 0.99 0.995万向联轴器（3） 0.97 0.98联轴器万向联轴器（3） 0.95 0.97滚动 球轴承（稀油润滑） 0.99（一对）第 17 页 共 49 页 轴承 滚子轴承（稀油润滑） 0.98（一对）单级圆柱齿轮减速器 0.97 0.98 双级圆柱齿轮减速器 0.95 0.96 行星圆柱齿轮减速器 0.95 0.98单级锥齿轮减速器 0.95 0.96双级-圆锥齿轮减速器 0.94 0.95减（变）速器无级减速器 0.92 0.953.3确定电动机的转速同一类型的电动机，相同的额定功率有许多种转速可供选择。如选用低转速的电动机，因极数较多而外廓尺寸及重量较大，故价格较高，但可使传动装置总传动比及尺寸减小。选用高转速的电动机则相反。因此应全面分析比较其利弊来选定电动机转速。按照工作机的转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算出电动机的可选范围： n = (i1 i2 i n) nw r/min (式 3.3.1)式中： n 为电动机的可选转速范围, r/mini1 i2 i n 为各级传动机构的合理传动范围本实验台要求:输入扭矩为:85Nm; 输入转速为 0-3000r/min;反拖电机功率为:3kw;输出扭矩为小于 1000N.m.取总效率为 0.86 将原始数据带入式 3.2.3pw = Kw = =31.05 KWwTn95086.0953主电机与输入轴传动比定为 3/10,反拖电机与输出轴传动比定为 1.其他各级总传动比设为 0.9,带入式 3-5n = (i1 i2 i n) nw r/min得 nw = 1111 r/min根据以上数据查设计手册表 12.1,主电机选用 Y225M-2 型,反拖电机选用 Y132M1-6型.表 12.3 可查得电动机的外形尺寸、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸、地脚尺寸等第 18 页 共 49 页 参数.电机的技术数据如下表 3.2：电机型号 额定功率KW额定转速r/mim最高转速r/mim额定转矩N.mY225M-2 45 2970 3000 Y132M1-6 3 960 1000反托电机外形如图：图 3.1 反托电机结构图3.4主电机转速控制选用一台 FRENIC5000P11S 低噪声、高性能、多功能变频器对主电机进行变速控制。支持输出功率大于等于 45KW。输出转速在 3000r/min 范围内可通过简易控制面板及通信接口自由控制。在本系统内采用通信接口与上位机通信，上位机按通信协议向变频器发送转速值。由于变频器通信口采用 RS485 标准，与上位机的 RS232 标准之间需要进行转换。因此，在变频器与上位机间用研华的 RS232-485 转换模块进行连接。3.5本章小结本章对试验台的驱动系统的主部件异步电机的进行了选型，对电机的容量，转速范围和电机的外形尺寸进行了确定。对试验台的各部件提出以下要求：（1）试验台应体现驱动装置的整体性并兼顾各系统的独立性。（2）试验台应具有可调整性和替换性。第 19 页 共 49 页 （3）试验台应保持一定的先进性。4 输入部件的设计输入部件与主电机相连，将动力传输给工件，使系统正常运转。输入部件主要包括输入轴、皮带轮 、摩擦离合器（电枢直接安装在皮带轮上） 、轴承、及轴承端盖等 。4.1输入轴设计准则作回转运动的零件都要装在轴上来实现其回转运动，大多数轴还起着传递转矩的作用。轴要用滑动轴承或滚动轴承来支承。轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较小，较常用。最常用的 45 钢，为保证其力学性能应进行调质或正火处理。轴设计的主要问题：在一般情况下轴的工作能力取决于它的强度和刚度。在设计轴时除应按工作能力准则进行设计计算或校核计算在结构设计上还需满足其它一系列的要求，例如： 1）多数轴上零件不允许在轴上有轴向移动，要用轴向固定的方法使它们在轴上有确定的位置；2）为传递扭矩，轴上零件还要作轴上固定；3）对轴与其它零件间有相对滑动的表面应有耐磨性的要求；4）轴的加工、热处理、装配、检验、维修等都应有良好的工艺性；轴的设计 ：轴的设计包括结构设计和工作能力设计两方面的内容。1.轴的结构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，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。以下为轴的设计过程：1）轴上装配方案：由右至左依次为：紧固螺母、 皮带轮、 摩擦离合器、 轴承及轴承端盖，由此对第 20 页 共 49 页 各段轴的粗细顺序作初步安排。2）轴上零件的定位：为防止轴上零件受力时发生轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。3）各轴段直径和长度的确定。2. 零件在轴上的定位和装拆方案确定后，轴的形状便大体确定。各轴段所需直径与轴上的载荷大小有关。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件的轴径应取为相应的标准值及所配合的公差 【5】 。3. 具体设计：1） 输入轴上的功率 P 转速 N 和转矩 T取皮带传动功率为 0.97 则P = PW = 85kw 0.97=82.45kw (式 4.1.1)N = 3000r/minT = 9550000 =9550000 =270584N.mm (式 4.1.2)30852）确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由下表表 4.1轴常用的几种材料的 及 A0 值t轴的材料 Q235-A20Q275 35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr35SiMn38SiMnMo 3Cr13 /MPat1525 2035 2545 3555A0 149126 135112 126103 11297查得 A0=112，于是得dmin = A0 =112 mm =33.82 mm (式 4.1.3)3NP3065.82第 21 页 共 49 页 输出轴的最小直径显然是最右端螺纹处，摩擦离合器为标准件，取轴与离合器配合处直径为 39mm，螺纹处外径为 30mm。4.2皮带型号的选择在带传动中，常用的有平带传动、V 带传动、多楔带传动、和同步带传动等。多楔带兼有平带和 V 带的优点；柔性好，摩擦力大，能传递的功率大，并解决了多根 V带长短不一而使各带受力不均的问题。所以本系统中采用多楔带传动。多楔带传动的设计计算方法主要有三种 :(1) 按带的强度条件设计 ;(2) 按带传动的滑动曲线设计 ;(3) 按保证不打滑并具有一定的疲劳强度设计。目前我们大多采用第三种方法，多楔带主要用于传递功率较大而结构要求较紧凑的场合，传递比可达10，带速可达40m/s。多楔带的主要结构如下：1.1顶层纤维由帆布和橡胶粘合而成，其作用是保护张力线、横向支撑、承受张紧轮的摩擦。1.2张力线由合成聚脂纤维制成，其作用是承担多楔带的主要拉力。1.3底层橡胶由横向和径向纤维组成的胶料构成，作用是传递摩擦力、承受横向压力。其实体及部分规格如下表 4.2 所示：型 号 楔 距 Pb 带 高 h楔 角 aPH 1.6 3 40第 22 页 共 49 页 PJ 2.34 4 40PK 3.56 6 40PL 4.7 10 40PM 9.4 17 40多楔带又可分为PH型、PJ 型、PK 型、PL型及PM型，本系统均选用PL系列多楔带：楔 距 Pb = 4.7mm 带 高 h = 10mm 楔 角 a= 404.3 皮带的设计现在普遍采用的多楔带传动系统的设计程序为：1.根据附件传递功率确定系统的设计功率；2.根据附件性能和允许转速来选定带轮的最佳直径，从而确定带速和传动比；3.确定带的有效长度和包角；4.计算带的紧边张力，松边张力，确定预张紧力；5.确定楔数【6】 。设计功率 P d = = 1.0 82.45=82.45kw (式 4.3.1)KA选取带轮有效直径均为 160mm。带速 V = = 26 V max (式 4.3.2) 106np由机械设计手册查的 Vmax = 30m/s 故符合要求。带每楔传递的功率 P1 选取 3.71kw。带的楔数计算公式为 z = =7.75 (式 4.3.3)11kd带的楔数取为 8。多楔带传动的预紧力表 4.3：型号 J L M预紧力 0F(24.8)z (5.515)z (2160)z对于 PL 型楔带预紧力根据上表确定为：=（ 5.515）z=44120N，取 =100N (式 4.3.4)0 0F轴上载荷 Fr = （F 1+F2） sin （1250+250） 1=1500N.m (式 4.3.5)1第 23 页 共 49 页 带选为 8PL2240 型。楔带包角 15086018012aDa挠性次数：u ，1/s max3.2ULvue其中，m 为带轮数，v 带速 m/s , 为楔带长度， =610ax带厚： ，mm 按标准系列取为 4.8，胶布层数为 4.54)3014(D带宽 b ,mm A按胶布层数为 4，选取传动带宽度为 b=80mm带的截面积：A ， ， (式 4.3.6) 2mKNg01为工作情况系数，按下表选取 4.4：gK载荷情况 载荷平稳 载荷变动小 载荷变动较大 载荷变动很大系数值 1 1.1 1.2 1.3 为单位面积所能传递的功率， ； ,包角 ，0N2/kwm1/40D180，计算得出单位面积所能传递的功率 =4.4 218/kgfcm 0N为包角系数， 时， =1.00K180K确定依据：1.传动形式为简单开口传动；2.两轮轴心连线与水平线交角 为 。 809确定 =1.00=10221045A2m4.4带轮型号的选择设计带轮时 ,应使其结构便于制造 ,质量分布均匀 ,质轻 ,并避免出现由于铸造而产生过大的内应力。第 24 页 共 49 页 带轮有三部分：轮缘（安装传动带） ；轮毂（安装在轴上） ；轮辐或腹板（连接轮缘和轮毂） 。带轮有如下图几种形式：实心式、腹板式、孔板式、及轮辐式等。带速小于 30m/s 的传动带，其带轮一般选用 HT200 制造。图 4.1 带轮的常见形式带轮型式选择的一般规则是 :当带轮基准直径 D = (2. 5 3) d 范围时可采用实心式;当基准直径 D 100mm 时 ,可采用孔板式 ; 当基准直径 D 300mm 时 ,可采用轮辐式。在结构上带轮应易于制造，能避免由于铸造而产生过大的内应力，重量要轻。带轮工作表面要保证适当的粗糙度值，以免很快把带磨坏。本机械系统根据输入的设计参数 ，此处选用实心带轮，具体参数为：有效直径250mm，带轮孔径 66mm，轮槽数：8，有效直径偏差 0.15 径向圆跳动 0.25，端面圆跳动 0.32，轮槽工作表面粗糙度 3.2m，离合器带轮有效直径 160mm，轮孔内装有轴承，根据轴承参数带轮内径选为 68mm。4.5摩擦离合器的型号选择离合器控制的好与坏,决定汽车起步、换挡过程的品质。实现离合器的最佳控制可以减小传动系统零部件冲击,提高其使用寿命与乘坐舒适性。摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构第 25 页 共 49 页 四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。图 4.2 径向杠杆式多摩擦片离合器技术参数及外形尺寸径向杠杆式多摩擦片离合器的主要技术参数和尺寸参考系列 /mm形式 I 形式 II许用转矩T/Nm 20 40 80 160 200 320 450 640 900 1400 2300轴径 dmax 15 22 32 45 45 48 60 68 70 80 100尺寸Dd1aa1ll1cEmBB17035455556253728418109050607583603546624101006070858335604662410125728510098507052.5103215135728510098507052.510321515072851001085076581032151701021201401487010377.5135026195102120140148701037613502621010212014017580125941550262601201451702058014811115552631515317520523090160119207030摩擦面对数 z 6 10 10 10 8 10 10 8 10 6 6外径 54 67 78 98 108 123 141 162 178 225 270摩擦面直径 内径 34 50 60 72 78 84 102 118 132 155 189第 26 页 共 49 页 接合力/N 100 120 180 250 250 300 300 350 400 700 900压紧力/N 1260 1430 1940 3250 9000 6250 6900 10400 1080020500 27600接合力指加压环的轴向推力。4.6键的选择计算键的主要失效形式为工作面被压溃。输入轴的键的校核：高速输入轴开键槽处直径为 32mm，选择键 12X28，键长取 28mm键的强度校核： p = = = 47.43MpakldT3102285.103 p = 50-60 Mpa 所以满足要求。4.7本章小结本章在对皮带和带轮类型进行比较的基础上，对试验台传动系统的主要部件楔带和带轮进行了选型，对其安装配合进行了计算匹配，结合发动机前端多楔带附件传动系统的设计与开发工作，介绍了多楔带传动系统的设计程序，即设计功率、带速和传动比、带的有效长度和包角、带的楔数的确定；介绍了多楔带布置方案，多楔带的面积，多楔带轮系的共面要求等。第 27 页 共 49 页 5 输出部件的设计输出部件于工件输出轴相连，起传输和消耗动力的作用。根据前置试验台的特点，采用左右轴输出。输出部件包括上传输轴、离合器、花键轴、皮带轮、下传动轴、负载、轴承及使外花键轴移动的动力装置（左侧位移较大，采用液压传动；右侧位移较小采用螺旋副传动） 【8】 。5.1轴承类型的选择：轴承是支承轴颈的部件，滑动轴承一般用在重载、有润滑的条件下。本实验装置重量大、在空载下运转而且只用油脂润滑所以采用滚动轴承。滚动轴承的优点：1）在一般工作条件下，摩擦阻力矩大体和液体动力润滑相当，采用它机器启动力矩小； 2）径向游隙比较小； 3）对于同尺寸的轴颈，滚动轴承的宽度要比滑动轴承的小，可使机器的轴向结构紧凑；4）大多数滚动轴承能同时受径向和轴向载荷，轴承组合结构简单。5）消耗润滑剂少，便于密封、易于维护；6）不需要用有色金属；7）标准化程度高成批生产，成本低。滚动轴承的缺点：1）承受冲击载荷能力差；2）高速重载下轴承寿命低；3）振动及噪声较大；4）径向尺寸比滑动轴承大。根据常用滚动轴承的特点、类型和性能以及选择轴承时必须了解轴承的工作载荷、转速及其它使用要求选择，选用原则：（1）速较高、载荷较小、要求旋转精度高时易选用球轴承；载荷大或有冲击载荷时选用滚子轴承。（2）轴承在受径向和轴向载荷时一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；若径向载荷较大，轴向载荷小可选用深沟球轴承；当轴向载荷较大径向载荷较小时，可采用推力角接触球轴承。本设计中轴、轴承受轴向力不大，所以选较常用的深沟球轴承。主承受径向载荷也可承受一定的双向的轴向载荷。 （具体型号在各轴结构设计中可见） 。为了最大限度降低整个试验台架的振动，减小测量误差，轴承采用弹性轴承座支第 28 页 共 49 页 撑，它由内圈和外圈组成，内，外圈之间通过筋板连接，筋板是弹性轴承座的主要变形吸振部位。5.2上传输轴的设计 根据该轴的工作需求，将其分为三部分，第一部分为与带轮输出轴直接连接的内花键轴，第二部分为外花键轴，第三部分为外花键轴。1.输出轴上的功率 P 转速 N 和转矩 TT = 9550000T = 1000000 N.mm n = 3000r/minP = = =314.136kw (式 5.2.1)950N950312 .确定轴的最小直径：选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 3.1查的 A0=112，于是得：dmin = A0 =112 mm =59.78 mm3NP3016.43.上传输轴左部分的结构设计（由右至左）：1）第一节轴的结构设计（由右至左）：第一 二段轴肩为 1.5mm；二三段轴肩高度为 1.5mm，二段与六段安放轴承，轴径为 68mm，因主要承受径向载荷，所以轴承选用滚动轴承中的深沟球轴承，其代号为6314。轴承采用轴肩定位，查表的其轴肩高度为 6mm，故第五段轴径为 70mm。最右段与摩擦离合器相连取其轴径为 60mm,。 取轴端倒角为 2 45，各轴肩处圆角半径为1mm。 第 29 页 共 49 页 图 5.12) 第二节轴的结构设计（由右至左）：轴的最右端与摩擦离合器联接，直径为 60mm，此段轴配合轴承选用深沟球轴承，型号为 6314。根据其装配要求第二段轴径为 68mm，长为 60mm；第三段轴径为70mm，轴长 56mm；第四段轴径为 84mm，轴长 80mm；第五段轴径 70mm，轴长54mm；第六段轴径 68mm，轴长 60mm；第七段为花键轴，其工作时于内外花键轴接合长度为 100mm，当换工件时向左移动 200mm 的距离，故其总长为 300mm.图 5.2对花键轴段的校和：(式 5.2.2)MPzhldTpm 68.259102.875.01233 该花键为空载下移动的动联接，齿面未经热处理，使用和制造情况中等，P 值为 2030MP ，计算结果在其范围内，故校和结果满足强度要求。轴承寿命的校核计算：轴承寿命是指轴承的一个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套