載貨汽車制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)含7張CAD圖.zip

載貨汽車制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)含7張CAD圖.zip,載貨,汽車,制動(dòng)器,試驗(yàn)臺(tái),設(shè)計(jì),CAD VIRTUAL INSTRUMENT AND FREQUENCY CONVERSION TECHNOLOGY-BASED BRAKE TEST SYSTEM Brake is widely useful and very important safety assuring equipment. The aim of Brake test system， which is based on visual instrument and frequency changing technology， is to integrative measure and analyze the performance and quality of the brake.This paper mainly introduces the principle， composing，function and features of the brake test system. And from the point of view of the principle of Visual Instrument （VI） technology， a test system， based on the VI and frequency changing technologies and consist of frequency changing drive and control sub-system and measuring sub-one， is constructed. With the test system the performances and braking course could be auto controlled and measured to the brakes which includes disc and drum ones. And the measuring and control software is programmed with the LabVIEW published by American NI Corporation， USA.Then data real time acquisition， processing， displaying and recording will be realized. The test system also has the functions of voltage adjusting， rotating speed control， load regulating， JC value setting， temperature measuring， and braking route and time memorizing and analyzing. It will be very important for meaning and exciting boosting effect to advance quality and capabilities of the brakes and the security of equipments and system which have adopt the brakes. 1 Operating principles According to the principle of work and power， the change of kinetic energy in the moving of objects equals to the full power of the force act on the object in that process.The energy obtained by brake to be tested： Therefore， it is feasible to use combined inertial flywheels to simulate rotating inertia of crane hoist and its transmission components to test the performance and quality of the brake. According to the moment of momentum theorem： Tb·t =Ji·ω （1） When Tb is fixed， tb can be controlled through combinations between Ji and ω differently. Brake drum or plate， which will be measured， and combined inertial flywheels for loading on are driven to rotate by AC frequency conversion motor （or DC one， which will not be dealt with in this article carefully）. According to the principles shown in the formula （1） ， we can simulate actual processes of brakes fitted on lifting and transport machineries， engineering ones， mining ones and construction ones by changing the technical specification duty JC， the flywheel's inertial moment Ji and motor's rotational speed ni.When detected brakes work in simulation cycle and brake repeated， infrared thermoscopes and torque sensors， and other sensors will record braking shown in the heat， braking torque，braking time and brake speed parameters. 2The composition and structure of the brake test system This test system is intended to achieve the performances of drum and disc brakes and has following functions： （1） Brake replacement According to different type of brakes the corresponding base will be chosen and brake position could be adjusted using electric slide test-bed； （2） Multi-level loading We can simulate the actual loading on brakes in a crane with different combined flywheels. The test system adopts manual hydraulic system composed by a three-position four-way hand-operated direction valve， a relief one and their accessories， and it is operation saving and convenient to replace flywheels. （3） Regulation the rotational speed n （or ω） It can be realized by changing frequency supplied to the AC motor. When braking torque is very large， such as 10000Nm， it should be appropriate for regulating initial brake speed upward 1000r/min to minimize rotating inertia possibly. （4） Braking frequency adjustment Based on actual needs braking frequency can be confined in a range of 1~4 times per minute. （5） Braking torque measurement There are three methods： a） Direct measurement via torque sensors：Rotational speed and torque sensor will be installed between the detected brake drum or plate and inertial flywheel plates.Dynamic braking torque of detected brake will be directly measured， shown in Fig.1 and Fig.2. According to the scope of braking torque of detected brakes， two or three rotational speed and torque sensors should be prepared for testing torque to meet the accuracy requirements； b） Indirect parameter measurement： Based on the rotating inertia and braking time we can get brake torque using mathematical relationship between these parameters， as shown in Fig. 2. c） Indirect measurement by pedestal-force： The pressure sensors are installed under the base where detected brake are fixed to feel the forces given by brake， and then to obtain brake torque. The second approach has small investment， simple structure and no torque sensors which mean not considering related troubles of changing torque sensors. But the procedure to calculate torque is complex， and accumulating total errors would be larger and then the result accuracy will be low. The third way has the advantage of the replacement of sensors is easier and no special requirements for sensors installing precision. It is still an indirect measurement but the procedure is less than that in the second method and that means the cumulative errors relatively is smaller. And visible shortcoming is poor dynamic response. （6） Automatic control Except to manual operation test system is also programmed control. （7） Monitoring Braking frequency， initial braking speed， the aggregate braking number， moment， time and so on will be shown automatically. （8） Automatically data acquisition and processing The curve describing braking torque， time and speed could be drawn automatically by means of computer software while detected brake is measured in dutycycle operation. Therefore， in response to the way to test braking torque the system can be divided into three ones of that with torque sensor such as Fig.1 and 2 above， that without torque sensor such as shown in Fig.3 and that of pedestal-power measurement without torque sensor， as shown in Fig.4. The test system is mainly composed of AC frequency conversion transmission system， flywheels loading system， rotational speed and torque sensors， base which to fix drum or plate brakes， adjustable DC power supply， detected brakes and test and control system. In addition to the above functions， the system could test following performances of the brakes： a） Release performance： This is tested under the conditions of 85%Ve and rated load，adjusting voltage via booster devices； b） Close performance： This is tested under the conditions of rated voltage Ve and 50% of rated loading； Otherwise， the following performances could also be tested： 1） Structural performances： a） Ability of brake shoe's position following drum； b） Assembly for keeping gaps between drum and shoes equalling； c） Lubricating. 2） Other items： a） Contact area； b） Spring testing； c） Braking linings and shoes gap； d） Pin's hardness. 3 AC frequency conversion adjusting speed system Compared with DC motor， the AC motor has simple and compact structure， little maintenance workload， high efficiency， small rotating inertia and quick dynamic response，and it could be made of high-voltage， large capacity and high speed. Currently， AC motor has trend to replace DC one in the field of adjusting speed transmission.Generally speaking， there are many kinds of motors which could be applied to diverse types of converter-driven， and which are roughly divided into ordinary AC motor， special one and dedicated one. The frequency conversion adjusting speeding system is composed of frequency converter and dedicated lift motor. To the ordinary asynchronous motor， the following factors should be considered while to determine their capacity： （1） Chosen motor capability should be greater than the power load needed； （2） Compared with needed load pull-in torque the greatest torque that motor exports should have sufficiently surplus volume； （3） Even supply voltage is lower 10% than rated value， motors can export needed torque also； （4） Considering the life length of motor it should running in the specified temperature scope； （5） Because of transmission rate of the transmission system，efficiency and load fluctuation， the motor power should have enough surplus volume； （6） Against load nature， it is necessary to choice a suitable motors operating modes such as continuous service system， short-term operation and duplication system. In the AC adjusting speed control system with frequency converter motor's slowdown is achieved by reducing the output frequency of the converter. When motors need slow down faster than the rate of free deceleration， underspeed of converter output frequency might be ran-up and the speed which is corresponding to that frequency is lower than the actual rotational speed of motor， and motor will be regenerative braking. In such cases， asynchronous motor will be an asynchronous generator， and load mechanical energy will be converted to electrical energy and then feedback to the converter. However， when the back feed is overload， overvoltage protection circuit of converter will work to cut converter's output and motors will be freely slowdown instead a rapid speed-down. To avoid above phenomenon， that is， to consume the energy in other parts of the DC circuit without causing voltage rise in the voltage-fed converter， regenerating braking circuits （braking resistors） are normally used and the energy fed back to the DC circuit will consumed in the form of heat. For the test system， it is apparently that braking resistances are not necessary because of the usage of brake for braking deceleration. It is necessary to define surplus capacity of motor or converter on the basis of practical situation. And on the case of ensuring to meet requirements of driving system performance， energy consumption or economic factors should be considered， and overall system has a smaller investment and maximum benefits.  基于制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的虛擬儀器與變頻技術(shù) 制動(dòng)器是廣泛有益的和非常重要的安全保障設(shè)備。制動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)的目的是綜合衡量和分析制動(dòng)試驗(yàn)系統(tǒng)的性能和質(zhì)量的剎車，組成，功能。從目視儀器理論的角度來看，基于VI和頻率不斷變化的技術(shù)和包括頻率變化的驅(qū)動(dòng)和控制子系統(tǒng)和測(cè)量分之一構(gòu)成的。隨著測(cè)試系統(tǒng)的性能和制動(dòng)過程可自動(dòng)測(cè)量，以控制和剎車，其中包括光盤和鼓的。和測(cè)量和控制軟件的設(shè)計(jì)與LabVIEW的出版的美國公司-美國。然后數(shù)據(jù)實(shí)時(shí)采集，處理，顯示和記錄一定會(huì)實(shí)現(xiàn)。測(cè)試系統(tǒng)還具有功能的電壓調(diào)整，轉(zhuǎn)速控制，負(fù)荷調(diào)節(jié)，巴埃納價(jià)值設(shè)定，溫度測(cè)量，和制動(dòng)路線和時(shí)間背誦和分析。這將是非常重要的意義和令人激動(dòng)的推動(dòng)作用，以推進(jìn)素質(zhì)和能力的剎車和安全的設(shè)備和系統(tǒng)已經(jīng)采取剎車。 1.工作原理 根據(jù)工作原理和功率的變化動(dòng)能在移動(dòng)的物體等于全部力量采取行動(dòng)，該部隊(duì)的目標(biāo)過程中取得的制動(dòng)能量進(jìn)行測(cè)試：因此，它是可行的使用相結(jié)合，模擬慣性飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的起重機(jī)吊重機(jī)及其傳動(dòng)部件的性能測(cè)試和質(zhì)量制動(dòng)。根據(jù)動(dòng)量矩定理： Tb·t =Ji·ω （1） 當(dāng)TB是固定的，TB是可以控制的，通過組合之間籍和ω不同，制動(dòng)鼓或板，這將是衡量，并結(jié)合慣性飛輪裝載的驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)的交流變頻電機(jī)。根據(jù)原則表現(xiàn)在公式（1），我們可以模擬實(shí)際過程中剎車安裝在起吊和運(yùn)輸機(jī)械，工程的，采礦業(yè)和建筑業(yè)的是通過改變技術(shù)規(guī)范責(zé)任巴埃納，飛輪的慣性時(shí)刻姬和電機(jī)轉(zhuǎn)速鎳。當(dāng)工作中發(fā)現(xiàn)剎車和制動(dòng)仿真周期重復(fù)，其他傳感器將記錄中顯示的制動(dòng)熱，制動(dòng)力矩，制動(dòng)時(shí)間和制動(dòng)的速度參數(shù)。 2.剎車測(cè)試系統(tǒng)的組成和結(jié)構(gòu) 該測(cè)試系統(tǒng)是為了實(shí)現(xiàn)表演鼓和盤式制動(dòng)器，并以下職能： （1）更換制動(dòng) 根據(jù)不同類型的剎車相應(yīng)的基地將選擇和剎車的位置可以調(diào)整使用電動(dòng)滑試驗(yàn)臺(tái)； （2）多層次載入中 我們可以模擬實(shí)際負(fù)荷制動(dòng)器在起重機(jī)不同組合飛輪。該測(cè)試系統(tǒng)采用手動(dòng)液壓系統(tǒng)組成，由一個(gè)三人立場(chǎng)四路手操作的方向閥，救濟(jì)及其配件之一，它是操作方便，節(jié)約和替代飛輪。 （3）規(guī)例轉(zhuǎn)速n 它可以實(shí)現(xiàn)通過改變頻率提供給交流電動(dòng)機(jī)。當(dāng)制動(dòng)力矩非常大，如10000Nm ，應(yīng)該適當(dāng)調(diào)節(jié)初始制動(dòng)速度向上1000r/min盡量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可能。 （4）制動(dòng)頻率調(diào)整 根據(jù)實(shí)際需要制動(dòng)頻率可以限于在1 ? 4倍，每分鐘。 （5）制動(dòng)力矩測(cè)量，有三種方法： a) 直接測(cè)量通過扭矩傳感器：轉(zhuǎn)速和扭矩傳感器將被安裝與檢測(cè)制動(dòng)鼓或板和慣性飛輪板.動(dòng)態(tài)制動(dòng)力矩的檢測(cè)制動(dòng)將直接測(cè)量，顯示在圖1和圖2 。根據(jù)范圍的制動(dòng)力矩的檢測(cè)剎車，兩個(gè)或三個(gè)轉(zhuǎn)速和扭矩傳感器應(yīng)準(zhǔn)備用于測(cè)試的扭矩，以滿足精度要求； b) 間接參數(shù)測(cè)量： 基于轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和制動(dòng)時(shí)間，我們可以用數(shù)學(xué)制動(dòng)力矩這些參數(shù)之間的關(guān)系，如圖2所示 c) 間接測(cè)量的基座力： 壓力傳感器安裝在基地發(fā)現(xiàn)剎車固定感受到部隊(duì)給予剎車，然后獲得制動(dòng)力矩。第二個(gè)辦法投資少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，沒有扭矩傳感器，這意味著不考慮相關(guān)故障的改變扭矩傳感器。但是程序計(jì)算扭矩是復(fù)雜的，并積累總額將是更大的錯(cuò)誤，然后將結(jié)果準(zhǔn)確性低。第三條道路的優(yōu)點(diǎn)是更換傳感器更容易，也沒有特殊要求的傳感器安裝精度。它仍然是一種間接測(cè)量的程序，但低于第二方法和手段的累積誤差相對(duì)較小。和明顯的缺點(diǎn)是窮人的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。 （6）自動(dòng)控制 除手動(dòng)操作測(cè)試系統(tǒng)也編程控制。 （7）監(jiān)測(cè) 制動(dòng)頻率，初始制動(dòng)速度快，制動(dòng)人數(shù)的總和，目前，時(shí)間等將自動(dòng)顯示。 （8）自動(dòng)數(shù)據(jù)采集與處理 曲線描述制動(dòng)力矩，時(shí)間和速度可以得出自動(dòng)通過計(jì)算機(jī)軟件，同時(shí)檢測(cè)制動(dòng)測(cè)量占空比工作。因此，在應(yīng)對(duì)方式的制動(dòng)力矩測(cè)試系統(tǒng)可分為三個(gè)一的，在扭矩傳感器，例如圖1和2段，如果沒有扭矩傳感器，如在圖3所示和底座，功率測(cè)量無扭矩傳感器，圖4所示。該測(cè)試系統(tǒng)主要由交流變頻傳輸系統(tǒng)，飛輪加載系統(tǒng)，轉(zhuǎn)速和扭矩傳感器，基地修復(fù)剎車鼓或板，可調(diào)直流電源供應(yīng)器，檢測(cè)剎車系統(tǒng)以及測(cè)試和控制系統(tǒng)。 除了上述功能，該系統(tǒng)可以測(cè)試以下性能剎車： a) 排放性能 這是測(cè)試的條件下， 85 ％維生素E和額定負(fù)載，調(diào)整電壓通過增壓裝置； b) 關(guān)閉性能： 這是測(cè)試的條件下，額定電壓E和50 ％的額定載荷； 否則的話，下面的表演也可以進(jìn)行測(cè)試： （1）結(jié)構(gòu)功能： a) 制動(dòng)蹄功能 b) 使輪轂和制動(dòng)蹄匹配 c) 潤滑 （2）其他項(xiàng)目 a） 接觸區(qū) b） 機(jī)械裝置測(cè)試 c） 剎車片和制動(dòng)蹄間距 d） 引腳的硬度。 3.交流變頻調(diào)速系統(tǒng) 與直流電動(dòng)機(jī)，交流電動(dòng)機(jī)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，維修工作量小，效率高，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，快速動(dòng)態(tài)響應(yīng)，而且可以取得的高電壓，大容量和高速度。目前，交流電機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)，以取代直流一個(gè)領(lǐng)域中的調(diào)整高速傳輸。一般而言，有許多類型的汽車可以適用各種不同類型的轉(zhuǎn)換器驅(qū)動(dòng)，這是大致分為普通交流電機(jī)，特殊和專用的。變頻調(diào)整加速系統(tǒng)是由變頻器和汽車專用升降機(jī)。 普通異步電動(dòng)機(jī)，下列因素，而應(yīng)該考慮，以確定它們的能力： （1） 選擇電動(dòng)機(jī)能力應(yīng)大于電力負(fù)荷需要； （2） 與需要負(fù)載拉在扭矩最大扭矩電機(jī)出口應(yīng)該有足夠的剩余量； （3） 即使是較低的電源電壓超過額定10 ％的價(jià)值，汽車出口也需要扭矩； （4） 考慮到生命長度的電機(jī)應(yīng)運(yùn)行在指定的溫度范圍； （5） 由于傳輸速率的傳輸系統(tǒng)，效率和負(fù)荷波動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率應(yīng)該有足夠的剩余量； （6） 對(duì)負(fù)載性質(zhì)，有必要選擇一個(gè)合適的汽車操作模式，如連續(xù)的服務(wù)體系，短期操作和重復(fù)的系統(tǒng)。 在交流調(diào)速控制系統(tǒng)變頻調(diào)速電機(jī)的減速是通過降低輸出頻率的轉(zhuǎn)換器。當(dāng)汽車需要放慢速度快于自由減速，低速轉(zhuǎn)換器的輸出頻率可然和速度是對(duì)應(yīng)的頻率低于實(shí)際轉(zhuǎn)速電機(jī)和電機(jī)將再生制動(dòng)。在這種情況下，異步電動(dòng)機(jī)將是一個(gè)異步發(fā)電機(jī)和負(fù)荷將機(jī)械能轉(zhuǎn)換成電能，然后反饋給轉(zhuǎn)換器。然而，當(dāng)回到飼料是超負(fù)荷，超電壓保護(hù)電路的轉(zhuǎn)換器將努力降低轉(zhuǎn)換器的輸出和汽車將是自由經(jīng)濟(jì)放緩而不是迅速減速。為了避免上述現(xiàn)象，也就是說，消費(fèi)的能源中其他部分的電路，而不會(huì)造成直流電壓上升電壓饋轉(zhuǎn)換，再生制動(dòng)電路（制動(dòng)電阻）通常用于和能源反饋到直流電路將消費(fèi)形式的熱量。為測(cè)試系統(tǒng)顯然，這制動(dòng)電阻沒有必要的，因?yàn)槭褂玫膭x車制動(dòng)減速。有必要界定的機(jī)動(dòng)能力過?；蜣D(zhuǎn)換的基礎(chǔ)上，實(shí)際情況。和確保的情況下，以滿足需求的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的性能，能耗或經(jīng)濟(jì)因素，應(yīng)考慮和整體系統(tǒng)具有較小的投資，獲得最大的利益。 9 摘 要 汽車制動(dòng)性能的好壞直接影響著整車的安全性能，所以對(duì)于汽車制動(dòng)性能的檢測(cè)始終是汽車生產(chǎn)中十分重要的一環(huán)。ABS系統(tǒng)和制動(dòng)器是影響汽車制動(dòng)性能的關(guān)鍵設(shè)備。臺(tái)架試驗(yàn)是目前制動(dòng)系統(tǒng)檢測(cè)的主流方法，本文的主要目標(biāo)是設(shè)計(jì)一臺(tái)針對(duì)載貨汽車的制動(dòng)性能檢測(cè)的試驗(yàn)臺(tái)。 本文介紹了慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)主要部件的設(shè)計(jì)方法及設(shè)計(jì)過程。分析比較了現(xiàn)行的幾種制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，總結(jié)了它們各自的優(yōu)缺點(diǎn)，結(jié)合設(shè)計(jì)任務(wù)書的要求，選定了總體的設(shè)計(jì)方案。 本設(shè)計(jì)采用慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，該試驗(yàn)臺(tái)主要原理是通過電機(jī)驅(qū)動(dòng)滾筒，由滾筒帶動(dòng)車輪，利用飛輪組加上試驗(yàn)臺(tái)自身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來模擬汽車行駛時(shí)的慣量，通過滾筒來模擬道路。所以飛輪和滾筒是該實(shí)驗(yàn)臺(tái)的核心部件，根據(jù)車輪的尺寸及汽車的重量分析設(shè)計(jì)滾筒的結(jié)構(gòu)及尺寸。對(duì)整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)的慣量和汽車的慣量進(jìn)行分析計(jì)算設(shè)計(jì)出飛輪的尺寸參數(shù)，再通過一系列傳動(dòng)部件將它們連接起來。最后對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行一定程度的校核。 關(guān)鍵詞：制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，制動(dòng)性能，檢測(cè)  Abstract The performance of the car brake directly affects the safety performance of the vehicle, so the detection of the braking performance of the car is always a very important part of automobile production. ABS systems and brakes are key equipment that affect the performance of automotive braking. The main goal of this paper is to design a test rig for the brake performance test of the truck. This paper introduces the design method and design process of the main components of the inertial roller brake test bed. The comparison and comparison of the existing several brake test bed, summed up their respective advantages and disadvantages, combined with the requirements of the design task book, selected the overall design. The design of the inertial roller brake test bed, the main principle of the test bed is driven by the motor drum, driven by the wheel , the use of flywheel group with the test bench's own inertia to simulate the inertia of the car driving, through the drum to simulate the way. So the flywheel and drum is the core of the test bench, according to the size of the wheel and the car's weight analysis of the design of the drum structure and size. The inertia of the entire test bed and the inertia of the car are analyzed and calculated to design the size parameters of the flywheel, and then through a series of transmission components to connect them. Finally, the test bench to a certain degree of verification. Keywords：Brake test bed, brake performance, testing  目錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1 研究的背景及意義 1 1.1.1 研究背景 1 1.1.2 研究意義 1 1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.3 課題研究?jī)?nèi)容與技術(shù)路線 3 1.3.1 研究?jī)?nèi)容 3 1.3.2 技術(shù)路線 4 2 方案設(shè)計(jì) 5 2.1 試驗(yàn)臺(tái)整體方案選擇 5 2.1.1 滾筒反力式制動(dòng)力檢測(cè)臺(tái) 5 2.1.2 平板式制動(dòng)檢測(cè)試驗(yàn)臺(tái) 5 2.1.3 慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái) 6 2.1.4 方案選定 7 2.2 檢測(cè)原理 7 3 滾筒的設(shè)計(jì) 8 3.1 滾筒直徑選擇 8 3.2 滾筒長度選擇 8 3.3 車輪與滾筒間附著系數(shù)φ的選擇 8 3.4 安置角的選擇 8 3.4.1 安置角對(duì)測(cè)試車輪穩(wěn)定性的影響 8 3.4.2 最佳安置角的選擇 9 3.5 滾筒中心距L的選擇 10 4 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 11 4.1 電機(jī)的選擇 11 4.2 離合器的選擇 11 4.3 增速器的設(shè)計(jì) 11 4.3.1制動(dòng)時(shí)滾筒軸所受的摩擦力矩 11 4.3.2增速器的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù) 12 4.3.3增速器的齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13 4.4 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 17 4.4.1 傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì) 17 4.4.2 鏈輪的設(shè)計(jì) 17 5 飛輪的設(shè)計(jì) 19 5.1 慣量系統(tǒng)分析 19 5.1.1 滾筒組的慣量 19 5.1.2 增速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 20 5.2 飛輪的慣量 20 5.2.1 飛輪的尺寸計(jì)算 21 5.2.3 飛輪的布置 22 6 總體的設(shè)計(jì)與校核 24 6.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 6.2 軸的校核 24 6.2.1 滾筒軸的校核 24 6.2.2 飛輪軸的校核 28 6.3 軸承的校核 29 6.3.1 滾筒軸承的校核 29 6.3.2 飛輪軸軸承的校核 30 7 總結(jié) 31 參考文獻(xiàn) 32 致 謝 33 VI 1 緒論 1.1 研究的背景及意義 1.1.1 研究背景 截至2016年底，我國機(jī)動(dòng)車保有量為2.9億輛，其中汽車1.84億輛，汽車駕駛?cè)藬?shù)超過3.1億人，我國已成為僅次于美國的世界第二汽車大國，在這些數(shù)字持續(xù)增長的同時(shí)，汽車的安全問題也引起了社會(huì)各界廣泛的關(guān)注。 根據(jù)公安部交管局的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)顯示，2016年全國共發(fā)生道路交通事故16.5萬起，死亡人數(shù)5.18萬，受傷16.8萬人。而在這之中由載貨汽車負(fù)主要責(zé)任的交通事故更是占了汽車責(zé)任交通事故的30%左右，這一數(shù)字遠(yuǎn)超過載貨汽車數(shù)量占汽車總數(shù)量的比例，而貨車事故的致死率更是達(dá)到了50%以上。由此可見，載貨汽車相關(guān)的交通事故在道路安全問題中占據(jù)著相當(dāng)大的比重。排除違規(guī)駕駛等人為因素，由機(jī)動(dòng)車機(jī)械故障所引發(fā)的交通事故占全部交通事故的5%左右，其中因制動(dòng)原因?qū)е碌氖鹿蕜t占機(jī)械故障事故的60%左右。所以，車輛的制動(dòng)系統(tǒng)在汽車安全和道路安全中都起到至關(guān)重要的作用。 1.1.2 研究意義 依據(jù)檢測(cè)方式可將汽車制動(dòng)性能檢測(cè)技術(shù)分為兩大類：路試法和臺(tái)式法。路試法是汽車在一定的初速度下沿著平坦路面行駛，然后變速器置于空擋進(jìn)行緊急制動(dòng)，使汽車減速停車。路試法能更直觀，更貼近實(shí)車檢測(cè)。但其存在的缺點(diǎn)也較為明顯：第一，這種方法對(duì)于汽車制動(dòng)時(shí)各個(gè)車輪的制動(dòng)情況和制動(dòng)力分配無法做到定量的檢測(cè)，只能通過車輪的壓痕來進(jìn)行定性的分析；第二，檢測(cè)的重復(fù)性相比臺(tái)試要差，因?yàn)樵诼吩囍兄苿?dòng)距離、制度時(shí)間、減速度變化的數(shù)據(jù)往往會(huì)受到道路交通狀況，路面情況和駕駛員的駕駛習(xí)慣等主客觀因素的影響，試驗(yàn)的重復(fù)性難以保證；第三，汽車損耗大，路試造成燃料消耗，緊急制動(dòng)時(shí)汽車各部件還會(huì)受到?jīng)_擊載荷的影響；最后，在專業(yè)的試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行試驗(yàn)易受到其它外部條件的限制，且有發(fā)生事故的危險(xiǎn)。 臺(tái)試法通常又分為靜態(tài)檢測(cè)法和動(dòng)態(tài)檢測(cè)法，其區(qū)分依據(jù)是在臺(tái)架受檢車輛相對(duì)地面的運(yùn)動(dòng)狀況，靜態(tài)檢測(cè)法車輛與地面相對(duì)靜止，而動(dòng)態(tài)檢測(cè)法車輛與地面可能存在相對(duì)。兩種方法分別采用的是滾筒式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)和平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)。 目前臺(tái)試法因其諸多優(yōu)點(diǎn)被汽車廠商和科研機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用，也是國內(nèi)外汽車安全領(lǐng)域的研究熱點(diǎn)之一。所以，汽車制動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)的研究，使其更精確地模擬汽車制動(dòng)過程，提高其模擬的自動(dòng)化程度和精度，對(duì)于制動(dòng)器產(chǎn)品的開發(fā)、整車的制動(dòng)性能以及道路交通安全問題的改善都有著非常重大的意義。 1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 目前，國內(nèi)外汽車生產(chǎn)中所使用的臺(tái)架式制動(dòng)性能的檢測(cè)設(shè)備主要有反力式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)、平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)、慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)三種。 汽車制動(dòng)器的制動(dòng)力是衡量汽車制動(dòng)性能的一項(xiàng)重要參數(shù)，汽車廠商以及相關(guān)部門對(duì)于汽車制動(dòng)力的檢測(cè)都十分看重。目前反力式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)是檢驗(yàn)制動(dòng)力以及制動(dòng)協(xié)調(diào)時(shí)間的參數(shù)的主要設(shè)備。也有杠桿式的制動(dòng)力檢測(cè)設(shè)備，例如扭力扳手式制動(dòng)力檢測(cè)是就是利用杠桿原理進(jìn)行制動(dòng)力檢測(cè)的一種純靜態(tài)檢測(cè)法，優(yōu)點(diǎn)是相比于前兩種不存在附著系數(shù)的問題，可以測(cè)得汽車的最大靜態(tài)制動(dòng)力。缺點(diǎn)是檢測(cè)效率較低，只適用于汽修廠等小規(guī)模使用。應(yīng)用并不廣泛，所以在這里不作過多討論。 滾筒反力式制動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)是應(yīng)用最為廣泛的制動(dòng)力檢測(cè)設(shè)備。我國目前使用的滾筒反力式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)主要有兩大類，一種是從日本彌榮、日產(chǎn)公司引進(jìn)的；另一種是引進(jìn)自歐洲國家的。反力式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的主要優(yōu)點(diǎn)是實(shí)驗(yàn)時(shí)具有良好的重復(fù)性。主要原因是它相比于路試對(duì)于車輪的轉(zhuǎn)速可以通過控制電機(jī)的轉(zhuǎn)速進(jìn)行精準(zhǔn)的調(diào)整，并且滾筒表面相比于真實(shí)路面有更好的單一性，所以重復(fù)試驗(yàn)時(shí)車輪轉(zhuǎn)速、路面情況等因素并不會(huì)有太大變化。 它的的主要缺陷來源于車輪在滾筒上的安置角。車輪中心與兩滾筒中心連線夾角的二分之一稱為安置角。其大小受到車輪直徑，滾筒直徑，滾筒中心距影響。對(duì)于同一試驗(yàn)臺(tái)，其滾筒直徑與中心距是不變的，而不同型號(hào)汽車的車輪大小是變化的，這就會(huì)使得安置角發(fā)生變化，安置角的變化會(huì)改變滾筒對(duì)車輪的附著力，附著力大的情況下更易測(cè)得最大制動(dòng)力。對(duì)于小型車安置角大，滾筒的附著力更大，大型車則相反。另外，反力式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)只能在低轉(zhuǎn)速下進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)車輪表面線速度一般不會(huì)超過8km / h，雖然汽車車速對(duì)于制動(dòng)力的影響較小，但試驗(yàn)結(jié)果依然會(huì)與實(shí)際情況有一定的差異。 平板式制動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)發(fā)展較晚，但在社會(huì)上已開始應(yīng)用。其原理是汽車以一定的初速度駛上平板，然后進(jìn)行制動(dòng)，通過平板將汽車制動(dòng)產(chǎn)生的慣性力（與制動(dòng)力等值反向），由平板下的壓力傳感器測(cè)得制動(dòng)力。平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的優(yōu)點(diǎn)在于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，平板相比于滾筒不存在安置角的問題，更接近實(shí)際的路面，能更加真實(shí)地反映汽車的制動(dòng)性能。也可以通過添加相應(yīng)元件設(shè)計(jì)成檢測(cè)汽車軸重、滑移等參數(shù)的綜合性能試驗(yàn)臺(tái)，增加了其適用性，也節(jié)約了成本。同樣的，平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)也存在著一定的缺陷。其檢測(cè)的重復(fù)性不及滾筒反力式試驗(yàn)臺(tái)。與路試類似，這種檢測(cè)方法都是由駕駛員來控制汽車，而人為無法使得每次檢測(cè)時(shí)汽車速度與踩壓踏板的力完全不變，這就會(huì)使檢測(cè)數(shù)據(jù)產(chǎn)生較大的離散性。但是有一點(diǎn)需要指出：該試驗(yàn)的重復(fù)性不好并不是出于試驗(yàn)臺(tái)本身的重復(fù)性原因，而是因?yàn)槿藶榭刂剖沟脺y(cè)量條件產(chǎn)生了變化而引起的檢測(cè)數(shù)據(jù)的變化，這反倒更接近實(shí)際的駕駛情況，能更真實(shí)的體現(xiàn)汽車的制動(dòng)性能。而根據(jù)汽車性能檢測(cè)的相關(guān)規(guī)定，制動(dòng)力只要達(dá)到相應(yīng)的及格標(biāo)準(zhǔn)即可，在合格性檢測(cè)這一環(huán)節(jié)上并不需要精確地測(cè)出汽車的最大制動(dòng)力是多少，因此在這一點(diǎn)上，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、更接近路試的平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)具有一定的優(yōu)勢(shì)，也有十分大的發(fā)展前景。但是出于現(xiàn)階段的技術(shù)水平等原因，平板式制動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的推廣和使用存在著一定的困難，因此應(yīng)用得并不是十分廣泛。 慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)是一種動(dòng)態(tài)制動(dòng)力檢測(cè)設(shè)備。它的工作原理是將車輪放置在滾筒上，電機(jī)驅(qū)動(dòng)滾筒和飛輪，滾筒再驅(qū)動(dòng)車輪,達(dá)到一定轉(zhuǎn)速后車輪開始制動(dòng)，通過摩擦力使?jié)L筒停轉(zhuǎn)，由于飛輪和試驗(yàn)臺(tái)具有的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量被設(shè)計(jì)成與汽車自身相當(dāng)，所以在制動(dòng)開始后要經(jīng)過一段時(shí)間才能使?jié)L筒完全停止轉(zhuǎn)動(dòng)。這段時(shí)間即使制動(dòng)時(shí)間，利用這段時(shí)間與滾筒表面線速度變化可得到制動(dòng)距離、車輪減速度等數(shù)據(jù)，再通過帶入試驗(yàn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，即可計(jì)算出制動(dòng)時(shí)的車輪的制動(dòng)力矩。但是一般的慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)會(huì)忽略汽車行駛時(shí)車輪和車軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，只模擬由汽車質(zhì)量帶來的慣性，這樣的試驗(yàn)臺(tái)通常都會(huì)有較大的誤差。 針對(duì)這一問題，我國的一個(gè)研究機(jī)構(gòu)研發(fā)了一種具有動(dòng)態(tài)校準(zhǔn)功能的慣性制動(dòng)臺(tái)?？梢詮浹a(bǔ)普通慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的這種缺點(diǎn)。該試驗(yàn)臺(tái)是以底盤測(cè)功機(jī)為基礎(chǔ)進(jìn)行開發(fā)，基本原理與一般慣性制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)相同，但是它在電機(jī)驅(qū)動(dòng)滾筒和車輪的同時(shí)，可以通過電渦流測(cè)功機(jī)測(cè)得包含車軸和車輪的系統(tǒng)整體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，可得到轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的精確值，這就免去了一般慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)需額外附加轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的問題，也提高了檢測(cè)的準(zhǔn)確性。 總而言之，現(xiàn)行的幾種汽車制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)都有其各自的優(yōu)缺點(diǎn)。比如在動(dòng)態(tài)測(cè)量的檢測(cè)設(shè)備中，當(dāng)車輪與檢測(cè)裝置的附著力比最大制動(dòng)力小的情況下，制動(dòng)器的效能無法充分發(fā)揮，所以此時(shí)測(cè)得的制動(dòng)力小于汽車的最大制動(dòng)力；另外采用滾筒結(jié)構(gòu)的試驗(yàn)臺(tái)，因結(jié)構(gòu)本身的原因就會(huì)使得其與實(shí)際路面的制動(dòng)機(jī)理有所不同，車輪安置角的問題也難以避免。 1.3 課題研究?jī)?nèi)容與技術(shù)路線 1.3.1 研究?jī)?nèi)容 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書給定參數(shù)（汽車滿載質(zhì)量Ga=7820kg，驅(qū)動(dòng)輪直徑為820mm，設(shè)計(jì)車速100km/h，路面的滾動(dòng)阻力系數(shù)=0.015， V帶傳動(dòng)效率0.95，滾動(dòng)軸承效率0.99）設(shè)計(jì)一套適用于載貨汽車制動(dòng)器的綜合試驗(yàn)臺(tái)。該試驗(yàn)臺(tái)主要實(shí)現(xiàn)輪胎在滾動(dòng)過程和制動(dòng)過程的模擬，包括輪胎狀態(tài)試驗(yàn)，輪胎破壞試驗(yàn)，以及輪胎制動(dòng)試驗(yàn)。 （1）從工作原理、動(dòng)力及轉(zhuǎn)矩傳遞三個(gè)方面擬定試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和配置方案； （2）綜合試驗(yàn)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主要包括電動(dòng)機(jī)的選取、齒輪的設(shè)計(jì)、皮帶輪的設(shè)計(jì)、加載裝置的設(shè)計(jì)、軸的設(shè)計(jì) 1.3.2 技術(shù)路線 國內(nèi)文獻(xiàn)查閱 查閱資料 外文資料翻譯 資料匯總 試驗(yàn)臺(tái)工作原理分析 理論基礎(chǔ)研究 制動(dòng)過程力學(xué)分析 總體方案設(shè)計(jì) 電機(jī)的選取 機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23:18:1 滾筒的設(shè)計(jì) 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 飛輪的設(shè)計(jì) 臺(tái)架的設(shè)計(jì) 2 方案設(shè)計(jì) 2.1 試驗(yàn)臺(tái)整體方案選擇 前文中提到，目前的汽車制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)主要分為滾筒式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)（車輪由滾筒支撐）和平板式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)（車輪由平臺(tái)支撐）。滾筒式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)按檢測(cè)原理又分為慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)和反力式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)兩類。本設(shè)計(jì)將通過比較以上幾種試驗(yàn)臺(tái)，選擇出最符合本設(shè)計(jì)要求的試驗(yàn)臺(tái)。作為設(shè)計(jì)方向。 2.1.1 滾筒反力式制動(dòng)力檢測(cè)臺(tái) 滾筒反力式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)是應(yīng)用最為廣泛制動(dòng)效能檢測(cè)設(shè)備，其基本結(jié)構(gòu)如圖2.1所示。它的工作原理是將車輪放置在滾筒之上，由電機(jī)驅(qū)動(dòng)滾筒，滾筒帶動(dòng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)，達(dá)到一定速度后制動(dòng)器開始制動(dòng)，利用與滾筒軸相連的測(cè)力杠桿把制動(dòng)力傳遞給壓力傳感器。為增大車輪與滾筒間的附著系數(shù)，通常采用在滾筒表面刻槽或粘砂的辦法。 滾筒反力式制動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)的缺點(diǎn)是驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)速較低，滾筒表面的線速度一般為5km/h左右，無法測(cè)到汽車在高速情況下的制動(dòng)性能。 1.滾筒機(jī)構(gòu) 2.減速器 3.電機(jī) 4.測(cè)力杠桿 圖2.1 反力式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)示意圖 2.1.2 平板式制動(dòng)檢測(cè)試驗(yàn)臺(tái) 平板式制動(dòng)檢測(cè)試驗(yàn)臺(tái)，主要結(jié)構(gòu)如圖2.2所示，它由測(cè)試平板、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等構(gòu)成，集側(cè)滑、懸架效能、軸中、制動(dòng)性能測(cè)試為一體的汽車檢測(cè)設(shè)備。測(cè)試平板共6塊：前端左、右兩塊為制動(dòng)平板，用于測(cè)量沿汽車行駛方向平板作用于輪胎的制動(dòng)力；后端兩塊，一塊為側(cè)滑板，用于測(cè)量汽車的側(cè)滑，一塊為空板（不起測(cè)試作用）。從原理上來看，平板式制動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)是主動(dòng)、動(dòng)態(tài)的檢測(cè)，其是在汽車低速行駛的狀態(tài)下進(jìn)行檢測(cè)的。檢測(cè)時(shí)，汽車以5~10km/h的初速度駛到測(cè)試平板上，這是由車內(nèi)的駕駛員對(duì)汽車進(jìn)行制動(dòng)，汽車在測(cè)試平板上完成減速并停車。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)會(huì)在這一過程中對(duì)汽車的制動(dòng)力等數(shù)據(jù)進(jìn)行采集以及分析處理，最后顯示出汽車制動(dòng)性的檢測(cè)結(jié)果。 1.控制柜 2.側(cè)滑式平板 3。5.制動(dòng)-軸荷-懸架平板 4.空板 圖2.2 平板式制動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)示意圖 2.1.3 慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái) 試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2.3所示，此試驗(yàn)臺(tái)為電機(jī)驅(qū)動(dòng)，雙滾筒慣性式制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，車輪安置在前、后滾筒上，電機(jī)通過聯(lián)軸器帶動(dòng)后滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)，前滾筒有車輪或傳動(dòng)鏈間接帶動(dòng)，變速器通過聯(lián)軸器與后滾筒連接飛輪的作用是增加滾筒系統(tǒng)的慣量。驅(qū)動(dòng)電機(jī)采用電磁調(diào)速電機(jī)，此電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可調(diào)，以適應(yīng)不同檢測(cè)速度的需要。 關(guān)于慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)中的變速器有兩種設(shè)計(jì)方案：第一種方案是設(shè)計(jì)成具有多種檔位的變速裝置，通過齒輪的滑移來改變其輸出轉(zhuǎn)速，通過轉(zhuǎn)速的不同來改變系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能，模擬不同型號(hào)的汽車，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)會(huì)比較復(fù)雜；第二種是將其設(shè)計(jì)成傳動(dòng)比固定的增速器，輸出端連接模擬不同慣量的飛輪組，通過增速器提高飛輪組的轉(zhuǎn)速，使其在的質(zhì)量和尺寸(轉(zhuǎn)動(dòng)慣量)不變的情況下具有較大的動(dòng)能，還可以通過替換不同型號(hào)飛輪的方式模擬不同質(zhì)量的汽車。兩種方案都旨在提高試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)用性。但是相比與前者，第二方案的結(jié)構(gòu)要更加簡(jiǎn)單一些。 1.驅(qū)動(dòng)電機(jī) 2.聯(lián)軸器 3.后滾筒 4.前滾筒 5.變速器 6.飛輪 圖2.3 慣性滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)示意圖 2.1.4 方案選定 滾筒反力式和平板式制動(dòng)力試驗(yàn)臺(tái)是我國目前最常用的評(píng)價(jià)汽車制動(dòng)性能的檢測(cè)設(shè)備，而ABS起作用的車速一般在10km/h以上，也就是說車低于10km/h的速度時(shí)，ABS系統(tǒng)將停止作用，這兩種試驗(yàn)臺(tái)都是工作在10km/h以下的，本設(shè)計(jì)的目標(biāo)是設(shè)計(jì)一臺(tái)可用于模擬汽車在高速行駛狀態(tài)并測(cè)試其制動(dòng)性能的試驗(yàn)臺(tái)，故本設(shè)計(jì)選擇慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)。 2.2 檢測(cè)原理 慣性式滾筒制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的滾筒用來模擬路面，通過高速轉(zhuǎn)動(dòng)的滾筒與飛輪組等構(gòu)件所具有的動(dòng)能模擬汽車行駛時(shí)的動(dòng)能。汽車的動(dòng)能包括汽車平動(dòng)的動(dòng)能以及發(fā)動(dòng)機(jī)、車輪、車軸等部件轉(zhuǎn)動(dòng)的動(dòng)能兩大部分，前者隨車速的變化而變化，后者隨車輪轉(zhuǎn)速的變化而變化。 E=12mν2+12Jω2 2-1 式中：m——汽車質(zhì)量； ν——汽車平動(dòng)速度； J——汽車的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； ω——車輪的角速度。 由于本設(shè)計(jì)的試驗(yàn)臺(tái)是慣性試驗(yàn)臺(tái)只有兩個(gè)滾筒，即只檢測(cè)汽車的單個(gè)車輪，所以試驗(yàn)臺(tái)的慣量模擬系統(tǒng)只需模擬整車動(dòng)能的四分之一。即： 12Jcωc2=14×12mν2 (2-2) 式中：Jc——試驗(yàn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； ωc——滾筒的角速度； 則： Jcωc2=14mν2 2-3 若滾筒表面附著系數(shù)足夠，車輪在滾筒上轉(zhuǎn)動(dòng)不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)，即滾筒與車輪的線速度相等，且均等于汽車的行駛速度ν，即 ωc?rc=ω?R=ν (2-4) 式中：ωc、ω——滾筒、車輪角速度； Rc、R——滾筒、車輪半徑。 則有 Jc=14mrc2 2-5 因此只要確定滾筒的半徑及受檢車的質(zhì)量，試驗(yàn)臺(tái)滾筒系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量就確定了。 3 滾筒的設(shè)計(jì) 3.1 滾筒直徑選擇 目前制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)多采用滾筒中心距不可調(diào)式。所以，減小滾筒的直徑，可增大車輪在試驗(yàn)臺(tái)上的安置角，增加試驗(yàn)臺(tái)的穩(wěn)定性，提高車輪與滾筒間的附著力，節(jié)省驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率.但滾筒直徑也不宜過小，否則會(huì)增加車輪的滾動(dòng)損耗。滾筒直徑d一般為最大車輪直徑的0.4倍，根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書車輪直徑D為820mm，所以： d=0.4d=0.4×820=328mm 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選取外徑為330mm，壁厚為30mm的型鋼作為滾筒主體。 3.2 滾筒長度選擇 滾筒的長度主要取決于車輪的寬度與軸向間距，適當(dāng)?shù)臐L筒長度可以提高試驗(yàn)臺(tái)對(duì)于不同車型的適用性，通常取400~1000mm。本制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)選取滾筒長度為600mm。 3.3 車輪與滾筒間附著系數(shù)φ的選擇 汽車在放置試驗(yàn)臺(tái)上，車輪與滾筒的接觸面積比車輪在地面上的要小，壓強(qiáng)更大，這會(huì)增大車輪的滾動(dòng)阻力，降低附著系數(shù)，因此如果想更真實(shí)的模擬汽車在路面上的，需盡可能提高滾筒與車輪的附著系數(shù)。但是附著系數(shù)主要是受滾筒的表面材料與結(jié)構(gòu)的影響，一般為增大車輪與滾筒間的附著系數(shù)，通常采用在滾筒表面刻槽或粘砂的辦法。這種方法既保證附著系數(shù)要求，也考慮經(jīng)濟(jì)性，附著系數(shù)可達(dá)到0.6。 3.4 安置角的選擇 3.4.1 安置角對(duì)測(cè)試車輪穩(wěn)定性的影響 車輪在試驗(yàn)臺(tái)上的受力情況如圖3.1所示。假設(shè)車輪是理想狀態(tài)不會(huì)發(fā)生形變。前后兩滾筒受到的電機(jī)的扭矩分別是M1、M2。G是車輪的軸重，N1、N2是兩滾筒各自對(duì)車輪的法向支撐力。MT是汽車制動(dòng)時(shí)制動(dòng)器對(duì)車輪的摩擦力矩，F(xiàn)1、F2是滾筒與車輪間的摩擦力，它們的合力等于制動(dòng)器的制動(dòng)力。車輪會(huì)在摩擦力的作用下產(chǎn)生向后運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì)。如果安置角α過小，車輪會(huì)和前滾筒完全脫離。如果安置角合適，則Fx1、Fx2的水平分力可與作用力N1、N2的水平力相抵消，使車輪在兩滾筒上運(yùn)行穩(wěn)定。 隨著制動(dòng)力矩MT的增加，F(xiàn)1、F2增大，測(cè)試車輪的最大制動(dòng)力應(yīng)出現(xiàn)在測(cè)試車輪處于抱死狀態(tài)，即車輪剛離開前滾筒（= 0）尚未沿后滾筒滑移的時(shí)刻。此時(shí)有： X=0 F2maxcosα-N2sinα=0 (3-1) Y=0 F2maxsinα+N2cosα=0 (3-2) 由以上兩式可解得: F2maxN2=tanα (3-3) 而車輪與滾筒的最大制動(dòng)力與滾筒對(duì)車輪的法向反力之比等于車輪與滾筒間的附著系數(shù)φ，即 F2maxN2=φ (3-4) 故tanα=φ，即α=arctanφ。 3.4.2 最佳安置角的選擇 通過以上的分析可知，安置角α越小，試驗(yàn)臺(tái)的檢測(cè)力的能力越強(qiáng)。而α越大則測(cè)試過程中的試驗(yàn)臺(tái)的工作穩(wěn)定性越好。但試驗(yàn)臺(tái)工作的穩(wěn)定性同時(shí)也會(huì)影響其自身的測(cè)力能力。所以應(yīng)綜合兩方面的因素來選擇α角。 為了滿足GB7258-87中關(guān)于汽車主要承載軸的制動(dòng)力與該軸軸荷之比大于等于60%的要求，有： F2max≥G×60% (3-5) 將式(3-5)和N2=G cosα代入式(3-4)得 60%G=Gcosα×φ (3-6) 將tanα=φ代入上式，解得α=36.9°。即α=36.9°，為理想安置角。 圖3.1 車輪受力圖 3.5 滾筒中心距L的選擇 當(dāng)測(cè)試車輪置于前、后兩滾筒間時(shí)，前后兩滾筒中心距L與測(cè)試車輪直徑D， 滾筒直徑d及車輪在滾筒上安置角α的關(guān)系由圖確定。即 L=D+dsinα=820+330sin36.9°=690mm 另外為了方便滾筒與軸的傳動(dòng)，采用在滾筒兩端焊接兩個(gè)鐵板，且采用法蘭盤與軸進(jìn)行連接，這樣既能夠保證傳動(dòng)的需要，設(shè)計(jì)又簡(jiǎn)單，其中法蘭盤直接在軸上加工，采取這種結(jié)構(gòu)增大了力的傳遞范圍，也便于滾筒和軸之間的定位，進(jìn)入滾筒的軸的軸徑采用53mm，而滾筒擋板中心孔的直徑為55mm,這樣就有足夠的間隙保證各個(gè)零件的配合，滾筒的簡(jiǎn)圖及主要尺寸如下： 圖2.2 滾筒設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖 4 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 4.1 電機(jī)的選擇 根據(jù)任務(wù)書要求汽車的速度要達(dá)到100km/h，由于汽車車輪的線速度與滾筒的線速度相同，則實(shí)驗(yàn)臺(tái)運(yùn)轉(zhuǎn)工作時(shí)，滾筒的線速度為100km/h，滾筒直徑330mm，故滾筒轉(zhuǎn)速為 n=v2πr=100×100060×2π×0.165=1608r/min 根據(jù)實(shí)驗(yàn)條件選定電機(jī)啟動(dòng)到達(dá)到試驗(yàn)要求時(shí)間為45s，則角加速度為 dωdt=?ω?t=2πnt=2π×160845×60=3.74rad/s2 車的質(zhì)量為8t,每個(gè)車輪負(fù)荷為 m4=104t=2500kg 所以慣量系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為 J=m4r2=2500×0.1652=54.45kg?m2 所以每根軸上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩為 T=Jdωdt=54.45×3.74=203.64Nm 電機(jī)所需功率 P=T?n9550=203.64×16089550=34.3kw 根據(jù)上述條件查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),選擇YCT 315—4B型電磁調(diào)速電動(dòng)機(jī)，功率45kw,額定轉(zhuǎn)矩282Nm，轉(zhuǎn)速范圍1620~162r/min。符合要求。 4.2 離合器的選擇 根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)方案，在電機(jī)與滾筒之間應(yīng)設(shè)置一個(gè)離合器，其作用是在電機(jī)帶動(dòng)滾筒達(dá)到要求轉(zhuǎn)速后，在車輪開始制動(dòng)之前使電機(jī)與滾筒分離，從而保護(hù)電機(jī)不在滾筒開始減速后由于速度差而被燒壞，也間接保證了實(shí)驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。 南京工諾科技有限公司生產(chǎn)的VM5-320型干式單片電磁離合器具有響應(yīng)速度快，尺寸小，安裝方便等優(yōu)點(diǎn)。其額定轉(zhuǎn)速2000r/min，最大轉(zhuǎn)矩350Nm。滿足設(shè)計(jì)要求。 4.3 增速器的設(shè)計(jì) 4.3.1制動(dòng)時(shí)滾筒軸所受的摩擦力矩 設(shè)每個(gè)車輪負(fù)荷為G=mg/4，由一個(gè)滾筒承受，若在持續(xù)制動(dòng)階段內(nèi)制動(dòng)器的最大制動(dòng)力達(dá)到或超過路面（滾筒）的附著力，且最大制動(dòng)力穩(wěn)定不變，此時(shí)滾筒對(duì)車輪的摩擦力達(dá)到最大值，即： F=Gφ=mg4φ (4-1) 其中：F——滾筒對(duì)車輪的摩擦力； φ——滾筒與車輪間的附著系數(shù)； 上式可改寫為： F=Gφ=mg4φ=m4α (4-2) 其中：α——減速度，α=gφ； F可理解為使質(zhì)量為m/4的汽車以減速度為α剎車時(shí)所需的路面制動(dòng)力，車輪對(duì)滾筒的摩擦力與滾筒對(duì)車輪的摩擦力為作用與反作用力，大小相等，方向相反。 滾筒所受的摩擦力矩為： T=Frg=mgφ4rg (4-3) 由于增速器的輸入軸與滾筒軸相連接，此力矩及為制動(dòng)時(shí)增速器要克服的阻力矩。 4.3.2增速器的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù) 由式4-3，取φ=0.8，mmax=10000kg，滾筒所受的摩擦力矩為： Tmax=Frg=mgφ4rg =10000×10×0.8×0.1654=3300N?m 增速器由單級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)構(gòu)成，傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖4.1所示。 TII=Tmax=3300N?m n2=ng max=1608r/min i=n2n1=2.2 n1=2.2×n2=3537.6r/min TI=TII2.2=1500N?m 圖4.1 單級(jí)齒輪增速器簡(jiǎn)圖 4.3.3增速器的齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) （1）已知小齒輪傳遞的扭矩TI=1500N?m，傳動(dòng)比i=2.2，單向傳動(dòng)，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=3537.6r/min，工作壽命10000小時(shí)。 選小齒輪材料為40Cr，表面淬火，齒面硬度為48-55HRC，7級(jí)精度。 （2） 硬齒面齒輪，按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》 第九版 濮良貴主編 高等教育出版社，P219 mn≥32KT1YεYβcos2β?dz12?(YFaYsa[σ2]) 1）初選小齒輪齒數(shù) z1=30； 2）查表10-7，p206，選齒寬系數(shù)?d=bd=0.8； 3）齒數(shù)比u=z1z2=2.2，z2=66； 4）選取螺旋角β=14°； 5）當(dāng)量齒數(shù) Zv1=z1cos3β=30cos314°=32.84 Zv2=z2cos3β=66cos314°=72.25 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P200 圖10-17 圖10-18得， 齒形系數(shù)YFa1=3.97，YFa2=4.09； 應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1=1.76，Ysa2=1.64； 6）按齒面硬度為52HRC查《機(jī)械設(shè)計(jì)》 P209 圖10-24c，σFlim1=σFlim2=520MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×3537.6×1×10000=2.12×109 N2=N1i=9.65×108 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P208圖10-22 KFN1=0.86，KFN2=0.90。取安全系數(shù)S=1.4，則許用彎曲應(yīng)力為： [σF]1=KFN1σFlim1S=0.86×5201.4=319.4MPa [σF]２=KFN２σFlim2S=0.9×5201.4=334.6MPa 7） YFa1Ysa1[σF]1=3.97×1.76319.4=0.022 YFa2Ysa2[σF]2=4.09×1.64334.6=0.020 因?yàn)樾↓X輪的YFaYsa[σF]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[σF]=YFa1Ysa1[σF]1=0.020 8）載荷系數(shù)計(jì)算 假設(shè)KFt=2.0 9） 計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε αt=arctantanαn/cosβ=arctan(tan20°/cos14°)=20.56° αt1=arccosz1cosαtz1+2hancosβ=arcos30×cos20.562°30+2×1×cos14°=28.43° αt2=arccosz2cosαtz2+2hancosβ=arcos66×cos20.562°66+2×1×cos14°=24.55° εα=z1tanαat1-tanαt+z2tanαat2-tanαt2π =30×tan28.43°-tan20.56°+66×tan24.55°-tan20.56°2π =1.652 εβ=?dz1tanβπ=0.8×30×tan14°π=1.905 βb=arctantanβcosαt=arctantan14°cos20.562°=13.14° εav=εαcos2βb=16.52cos213.14°=17.42 Yε=0.25+0.75εav=0.25+0.751.742=0.681 10）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120°=1-1.905×14°120°=0.778 11）試算齒輪模數(shù) mnt≥32KFtT1YεYβcos2β?dz12?(YFaYsa[σ2]) mnt≥32×2×1500×103×0.778×cos214°0.8×302×0.020 mnt≥4.96 （3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì). 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》 第九版 濮良貴主編，高等教育出版社，P226 d1t≥34KHtT1?R(1-0.5?R)2u?(ZHZE[σH])2 1） 試選載荷系數(shù)KHt=2.0 2） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P203 圖10-20得區(qū)域系數(shù)ZH=2.4 3） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P202 表10-5得彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 4）確定許用應(yīng)力 齒面硬度為52HRC查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P211 圖10-25d得大小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=σHlim2=1010MPa 查P208 圖10-23得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.89，KHN2=0.92 σH1=KHN1σHlim1S=0.89×10101MPa=898.9MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.92×10101MPa=929.2MPa 取σH1和σH2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=σH1=898.9MPa 5）計(jì)算 d1t≥34KHtT1?d(1-0.5?d)2u?(ZHZE[σH])2 d1t≥34×2×1500×10000.8×1-0.5×0.82×2.2?2.4×189.8898.92 d1t≥169.43 計(jì)算圓周速度 dm1=d1t1-0.5?d=169.43×1-0.5×0.8=101.66mm νm=πdm1n160×1000=π×101.66×3537.660×1000=18.83m/s 計(jì)算載荷系數(shù) K=KA?KV?Kα?Kβ 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P192 表10-2得使用系數(shù)KA=1.25； 查P194 圖10-8得動(dòng)載系數(shù)KV=1.24（7級(jí)精度，νm=18.83m/s）； 查P195 表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=KHα=1.2； 查P196表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.254 查P197圖10-13得彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)KFβ=1.20 則載荷系數(shù) KH=KA?KV?KHα?KHβ=1.25×1.24×1.2×1.254=2.332 KF=KA?KV?KFα?KFβ=1.25×1.24×1.2×1.20=2.232 d1=d1t×3KHKt=169.43×32.3322=178.3mm mn=mnt×3KFKt=4.96×32.2322=5.14mm mn=d1cosβz1=178.3×cos14°30=5.76mm 取m=6mm，則小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=178.3/6=29.7 取z1=29，則大齒輪齒數(shù)z2=uz1=2.2×29=63.8，取z2=64，z1與z2互為質(zhì)數(shù)。 4.3.4 幾何尺寸計(jì)算 1） 計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=29×6=174mm d2=z2m=64×6=384mm 2） 計(jì)算中心距 α=d1+d22=279mm 3） 計(jì)算齒輪寬度 b=?dd1=0.8×174=139.2 取b1=150mm，b2=142mm 4.4 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 4.4.1 傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì) 在后滾筒（主動(dòng)滾筒）與前滾筒（從動(dòng)滾筒）之間采用鏈傳動(dòng)傳動(dòng)功率34.3kw，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速1608r/min，傳動(dòng)比i=1，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置。 取鏈輪齒數(shù)z1=z2=38 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》第九版 濮良貴主編 高等教育出版社 P178表9-6查得工況系數(shù)KA=1.0，由P179 圖9-13 查得主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz=0.62，雙排鏈，則計(jì)算功率為 Pca=KAKzPKP=1×0.62×34.31.75=12.15kW 根據(jù)Pca=12.15kW，n=1608r/min，查P176 圖9-11，選鏈號(hào)10A-2。查P167 表9-1，鏈條節(jié)距p=15.875mm。 中心距根據(jù)滾筒的中心距取α0=690mm，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為 Lp0=2α0p+z1+z22=2×69015.875+38+382=124.9 取鏈節(jié)長Lp=126。 則鏈傳動(dòng)最大中心距為 αmax=pLp-z2=15.875×126-382=698.5 鏈速ν為 ν=nzp60×1000=1608×38×15.87560×1000=16.17m/s 由ν=16.17m/s和鏈號(hào)10A-2，查P181 圖9-14可知應(yīng)采用壓力供油潤滑。 有效圓周力Fe Fe=1000Pν=1000×34.316.17=2121N 鏈輪水平布置時(shí)的壓力系數(shù)KFp=1.15，則壓軸力為 FP≈KFpFe=1.15×2121=2439N 主要設(shè)計(jì)結(jié)論 鏈條型號(hào)10A-2；鏈輪齒數(shù)z1=z2=38；鏈節(jié)數(shù)Lp=126；中心距α0=690mm。 4.4.2 鏈輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)鏈條的型號(hào)和尺寸，對(duì)鏈輪進(jìn)行計(jì)算，鏈條的節(jié)距p=15.875mm，齒數(shù)z=38，則鏈輪的分度圓直徑為 d=psin?(180°z)=15.875sin?(180°38)=192.24mm 齒頂圓直徑da da min=d+p1-1.6z-d1=192.24+15.875×1-1.638-10.16=197.29mm da max=d+1.25p-d1=192.24+15.875×1.25-10.16=201.92mm 取da=200mm。 齒根圓直徑df df=d-d1=192.24-10.16=182mm 最大軸凸緣直徑dg dg=pcot180°z-1.04h2-0.76=15.875×cot180°38-1.04×15.09-0.76=175mm 5 飛輪的設(shè)計(jì) 飛輪在慣性汽車制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)中是十分重要的部件，其作用是增加試驗(yàn)臺(tái)自身的慣性，使試驗(yàn)臺(tái)的慣性與汽車行駛的慣性相當(dāng)，在滾筒與電機(jī)離合后通過慣性帶動(dòng)滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)，最后由車輪和滾筒的摩擦使其停止轉(zhuǎn)動(dòng)。這一過程與汽車在路面上的制動(dòng)過程十分相似。因此飛輪的慣量與受檢汽車的慣量越相近，則試驗(yàn)的結(jié)果就越準(zhǔn)確。通過不同型號(hào)飛輪的不同組合，可以模擬模擬不同質(zhì)量的汽車，增加試驗(yàn)臺(tái)的適用性。 5.1 慣量系統(tǒng)分析 根據(jù)式2-5試驗(yàn)臺(tái)滾筒系統(tǒng)的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：Jc=14mrc2 此慣量系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量包括滾筒組的慣量及飛輪與增速器等的慣量，及： 14mrc2=JG+Jz+Jf （5-1） 式中：JG——滾筒組的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； Jz——增速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； Jf——飛輪組的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 5.1.1 滾筒組的慣量 滾筒組的慣量包括前、后滾筒、滾筒軸及后滾筒與電機(jī)之間的聯(lián)軸器的慣量。前、后滾筒的形狀尺寸完全相同，設(shè)滾筒是外徑rc，內(nèi)徑ro，質(zhì)量為mg的空心圓筒，則滾筒的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為： JG=2×mg2rc2+ro2 （5-2） 外徑rc、內(nèi)徑ro、長度L、密度ρ的均質(zhì)空心圓筒質(zhì)量為： mg=πrc2-ro2Lρ （5-3） 則： J0=πLρrc4-ro4 （5-4） 根據(jù)已選定的滾筒尺寸和材料，rc=0.165m，ro=0.135m，L=0.6m，ρ=7.8×103kg/m3，則： mg=π0.1652-0.1352×0.6×7.8×103=132.4kg Jg=π×0.6×7.8×103×0.1654-0.1354=6.01kgm2 再根據(jù)前后滾筒軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，可計(jì)算出其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量： 前滾筒I：Jf=0.008kgm2； 后滾筒軸：Jb=0.012kgm2； 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：JL=0.646kgm2。 則滾筒組的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為： JG=Jg+Jf+Jb+JL=6.68kgm2 5.1.2 增速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 增速器的輸入軸一端與滾筒軸通過聯(lián)軸器相連，增速器為單級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比u=2.2。 高速軸的慣量：JzI=0.015kgm2； 小齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：JcI=0.098 kgm2； 低速軸的慣量：JzII=0.025kgm2； 大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：JcII=2.734kgm2； 聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：JL=1.353kgm2。 則增速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（以滾筒為等效構(gòu)件）為： Jz=JzII+JcII+JL+(JzI+JcI+JL)×u2=11.21kgm2 5.2 飛輪的慣量 由式5-1得： Jf=14mrc2-JG+Jz 5-5 本試驗(yàn)臺(tái)檢測(cè)汽車的質(zhì)量范圍是：4~10t，即mmax=10t，mmin=4t，根據(jù)式5-5，當(dāng)汽車質(zhì)量為mmin=7t時(shí)， Jemin=40004×0.1652-6.68-11.21=9.335kgm2 當(dāng)汽車質(zhì)量為mmax=10t時(shí)， Jemax=100004×0.1652-6.68-11.21=50.17kgm2 飛輪軸與增速器的輸出軸相連，增速器的輸入軸與滾筒軸通過聯(lián)軸器相連，增速器有單級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)構(gòu)成，增速器的傳動(dòng)比是n1n2=2.2，則飛輪的轉(zhuǎn)速是滾筒的2.2倍，實(shí)際所需的飛輪慣量為： Jfmin(n1n2)2=Jemin Jfmin=12.22Jemin=9.3354.84=1.93kgm2 Jfmax=12.22Jemax=50.174.84=10.37kgm2 計(jì)劃用I、II、III、IV四個(gè)飛輪來實(shí)現(xiàn)模擬4~10t汽車的慣量，四個(gè)飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別取為： JI=Jfmin=1.93 kgm2，飛輪I為長掛飛輪，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與滾筒組和增速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和模擬汽車質(zhì)量m=4t 時(shí)的慣量； 取質(zhì)量的級(jí)差?m=1t，則慣量的級(jí)差為： ?J=12.22×?m4rc2=14.84×10004×0.1652=1.406kgm2 JII=1×?J=1.406kgm2 JIII=2×?J=2.812kgm2 JIV=3×?J=4.218kgm2 當(dāng)直掛飛輪I時(shí)，可檢測(cè)質(zhì)量為4t的汽車，飛輪I與飛輪II、III、IV的不同組合可以實(shí)現(xiàn)檢測(cè)5~10t的汽車，具體組合方式見表5-1。 飛輪組合 模擬汽車質(zhì)量 飛輪組合 模擬汽車質(zhì)量 I 4t I+II+IV 8t I+II 5t I+III+IV 9t I+III 6t I+II+III+IV 10t I+IV 7t 表5-1 飛輪的組合方式 5.2.1 飛輪的尺寸計(jì)算 飛輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)，如圖5.1所示，它由輪緣、輪輻及輪轂3部分組成，由于輪轂和輪輻的質(zhì)量很小，回轉(zhuǎn)半徑也較小，可以將它們的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量略去，認(rèn)為飛輪的質(zhì)量集中于輪緣。設(shè)輪緣的平均直徑為Dm，則飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量則可以表達(dá)為式(5-6)所示。 J=mDm24 (5-6) 圖5.1 飛輪結(jié)構(gòu) 飛輪的質(zhì)量表達(dá)式： m=πDmH B ρ 5-6 式中：H——飛輪輪緣厚度，m； B——飛輪輪緣寬度，m； ρ——飛輪材料密度，kg/m3； 將式(4-8)代入式(4-7)中，可以得到飛輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)需要的表達(dá)式： J=14πDm3H B ρ 5-7 取B=80mm，H/B=1.2，即H=96mm，根據(jù)式5-7得： Dm=34J1.2πρB2 可算得：DI=345mm； DII=310mm； DIII=391mm； DIV=448mm。 5.2.3 飛輪的布置 飛輪安裝在飛輪軸上，根據(jù)飛輪大小的不同將飛輪軸設(shè)計(jì)成粗細(xì)不等的階梯軸，其的一端與增速器通過聯(lián)軸器相連，另一端由軸承支撐。飛輪在軸上采用鍵連接的形式進(jìn)行徑向定位，軸向的定位采用軸肩與套筒結(jié)合的方式?？紤]到飛輪系統(tǒng)的動(dòng)平衡以及飛輪軸所受到彎矩大小的情況，飛輪在軸上的布置如圖5.2所示，從左至右依次為飛輪I、飛輪IV、飛輪III、飛輪II。 圖5.2 飛輪的布置方式 6 總體的設(shè)計(jì)與校核 6.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 本試驗(yàn)臺(tái)主要由電機(jī)、滾筒、變速器、飛輪等幾部分組成，各部件之間要求傳動(dòng)平穩(wěn)，因此試驗(yàn)臺(tái)的整體要有一個(gè)穩(wěn)定的試驗(yàn)臺(tái)基座。這里設(shè)計(jì)的實(shí)驗(yàn)臺(tái)的基座主要是由一個(gè)支撐滾筒的矩形框架和固定電機(jī)、變速器和飛輪軸承座的底板組成，矩形框這種形式可以增加基座的剛度和穩(wěn)定性，根據(jù)元器件的選擇設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)整體的結(jié)構(gòu)尺寸，實(shí)驗(yàn)臺(tái)的整體如圖6.1所示。 圖6.1 試驗(yàn)臺(tái)整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.2 軸的校核 在本試驗(yàn)臺(tái)上滾筒軸及飛輪軸所受到的力矩是最大的，因此對(duì)這兩個(gè)軸的結(jié)構(gòu)的校核也是對(duì)整個(gè)實(shí)驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行能力的校核，對(duì)于檢驗(yàn)實(shí)驗(yàn)臺(tái)性能是十分必要的。 6.2.1 滾筒軸的校核 滾筒對(duì)車輪的力與車輪對(duì)滾筒的力是作用力與反作用力，大小相等，方向相反。在制動(dòng)過程中，后滾筒的受力大于前滾筒，所以這里主要對(duì)后滾筒軸進(jìn)行校核。滾筒的受力情況如圖6.2所示。 圖6.2 滾筒受力圖 滾筒主要受到三個(gè)來自車輪的作用力：八分之一的汽車重力G；車輪與滾筒之間的摩擦力F；以及車輪在滾筒上可能的側(cè)向滑移所產(chǎn)生的軸向力Fα。取縱向附著系數(shù)φ=0.6，橫向附著系數(shù)φs=0.3，則： G=mg8=10×108kN=12500N