【完整版】试验台的设计毕业论文设计

1 绪论

前言

阻尼器，是以提供运动的阻力，耗减运动能量的装置。利用阻尼来吸能减震不是什么新技术，在航天、航空、军工、枪炮、汽车等行业中早已应用各种各样的阻尼器(或减震器)来减振消能。

1.1课题背景及研究意义

汽车阻尼器即减震器，是汽车悬架系统中的一个尤其重要阻尼元件，它的主要作用就是缓和车辆的振动，提高乘客乘坐的舒适性，降低车体给予各部分的动应力，近一步的来提高整车的寿命以及安全性，减震器性能的优劣直接影响到车辆的性能。因此，在车辆运行过程中，必须保证减震器能够保持可靠和稳定的性能。设计生产高质量的减震器是提高车辆技术性能的重要的内容。然而，设计生产高质量的减震器需要性能完善、先进的试验设备作保证。目前，（阻尼器）减震器试验台按照其作用形成分为机械式、液压式、交流伺服式和其他形式。减震器试验台主要应用于汽车悬架筒式见证其的台架性能试验。其特点：

(1)减振器的示功试验，绘制示功图;

(2)减振器的速度特性试验，绘制速度特性曲线;

(3)减振器内摩擦阻力测定，绘制摩擦力—位移曲线;

(4)减振器的温度特性试验，绘制温度特性曲线;

(5)减振器的耐久性试验;

国内在减震器的检测方面比较落后，第一个主要的原因就是国内相应的试验设备不能够满足试验性能的要求以及能实现但是昂贵的试验器材的费用很昂贵，因此制约着我国在减震器以及在减震器试验台性能的提升。现在的试验台，都是以测试示功图以及滞回曲线为主用的目的，我国国内的试验台大多是开环、机械式、液压伺服等形式。这些形式的试验台存在着许多不合理的地方。并且在这方面的技术还不是成熟，主要的功能只是局限于测试示功图，不能快速而且准确地对减震器（阻尼器）的各个性能进行检测，存在着众多的不足之处。

据统计现在汽车减震器（阻尼器）大部分都是筒式液阻减震器，其阻尼力主要通

过油液流经空隙的节流作用产生。汽车悬架系统一般是由弹性元件（弹簧）、阻尼元件（减震器）、导向传力装置三大部分组成。由此可见，减震器（阻尼器）是悬架系统的重要组成部分。汽车减震器（阻尼器）衰减的是汽车震动的振幅，而不是振动频率，因此减震器对于车辆的平顺、舒适、安全、转向操作和通过等等性能起决定性作用。

1.2课题解决的问题和主要工作

目前我国国内常见的减振器试验台大多是机械式，有曲柄连杆形式如图（1-1）和上下曲柄滑块机构形式如图（1-2）

图1-1

图1-2

曲柄连杆形式的试验台的动力源是电动机，由传动系统经过减速后，带动着一整套曲柄滑块机构，对减振器实现正弦力作用。由扭力杆测出正弦力的大小，使减振器上端的活塞作上下运动，从而对减震器作用。减振器的下端固定在曲拐上，曲拐装在一根测力扭杆上，利用扭杆变形，测量减振器的阻力大小。试验时，曲拐上不得记录笔在记录板上画出一个示功图。记录台的记录笔在左右方向的偏移量表示扭杆扭力的大小，也表示减震器阻力的大小。最后绘制出减震力示功图。它存在着很多的缺点：激振频率范围较窄，高低频率实验受到限制，只能采用单一的正弦波激振，不能绘制出速度特性曲线，示功图在理论上也只是一个近似的通行，利用这种设备测试减振器时，不能真实的反应减振器在其允许的速度范围内工作的阻力变化规律；

根据行业标准，减振器一般有以下四个方面的内容：

（1）示功图实验：减振器的阻力与位移实验（F-S）；

（2）速度特性实验：减振器的阻力与活塞速度实验（F-V）；

（3）温度特性实验：减振器的阻力与试件的温度实验（F-T）；

（4）耐久性实验：工作循环一百万次以后，减振器的阻力与位移实验（F-S）。

目前国内对现有的实验规范以检测示功图为主要目的，国内试验台的不科学，不严谨，以及设备设计不合理，可操作性差，测量误差大。

2新型阻尼器实验装置的设计方案论述

2.1实验装置功能结构分析

本课题针对国内减震器性能测试系统普遍存在的价格昂贵、精度偏差和测试效率低，以及示功特性或速度特性不能同时测试的现状等缺点。依据各种不同要求，设计出一套使用方便、灵活、测试精度高的减震器性能测试系统。

系统以适宜在恶劣的工业环境中使用的工业控制计算机为控制核心，实现自动控制与数据采集，提高了试验效率，简化了试验操作。采用机械式滑块，其本身在耐久试验中的损耗很小，维护方便，可靠实用。较之结构复杂、价格昂贵的液压加振机构，性能价格比高，有着显著的优越性。新型阻尼器实验装置的测量可以用涡轮蜗杆机构手动的测量静态的最大以及最小的拉（压）力F，同时可以得到准确的位移，从而可以绘制出F-S曲线。这是最大静力测试。

图2-1方案设计流程图2.2总体设计方案

图2-2总体结构图

3.3.1总体设计

（1）新型阻尼器实验装置的测量可以用涡轮蜗杆机构手动的测量静态的最大以及最小的拉（压）力F，同时可以得到准确的位移，从而可以绘制出F-S曲线。这是最大静力测试。

（2）实验装置还可以用异步电动机实现恒定速度下，给予固定压力，测量慢速下最

大受力检测。

（3）用异步电动机作为动力原件，带着一个齿轮旋转，齿轮带动轴转动使曲柄滑块做规则的正弦激振，用来测量动循环次数。

（4）用手动涡轮蜗杆装置在加载至超载的状态下，进行超载的测试。

1.选择动力源：

机械振动的动力有多种形式可供采用, 可用液压马达, 也可用电机, 液压马达可通过调节进油量改变马达转速, 亦即改变了搅拌叶轮的转速。但其结构复杂, 油管多, 能耗大, 两台搅拌机合用一台泵站时, 还要用分流器来保证各马达转速相等。电机虽不能调速, 但系统简单, 能耗低, 各搅拌机可单独控制, 操作方便, 本设计考虑到可由变速箱进行变速,电机无需改变速度, 故选用电机作为搅拌机的动力源。

电动机是试验台机械振动的动力源，电动机的好坏直接影响着振动的幅度和频率，电动机的选取是非常重要的。应根据搅拌轴功率和搅拌设备周围的工作环境等因素选择电动机的型号,并遵循以下基本原则:

（1）根据曲柄滑块机构的负载性质和工艺条件对电动机的启动、制动、运转、调速等的要求,选择电动机类型。

（2）根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求,考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩,合理选择电动机容量,并确定冷却通风方式。同时选定的电动机型号和额定功率应满足搅拌设备开车时启动功率增大的要求。

（3）根据使用场所的环境条件,如温度、灰尘等,考虑必要的防护方式和电动机的结构型式,确定电动机的防爆等级和防护等级。

（4）根据企业电网电压标准和对功率因数的要求,确定电动机的电压等级。

（5）根据搅拌设备的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的性能要求,以及机械减速的复杂程度,选择电动机的额定转速。

除此之外,选择电动机还必须符合节能要求,并综合考虑运行可靠性、供货情况、备品备件通用性、安装检修难易程度、产品价格、运行和维修费用等因素。

电动机额定功率可按下式确定:

P

=（P′+ P S）η（3-1）

N

式中：

P N —电动机功率kW ； P ′—搅拌器功率kW ；

P S —轴封装置的磨擦损失功率KW ； η—传动装置的机械效率。

3实验装置零部件的设计

3.1电动机的选用

通常应根据搅拌轴功率，考虑到电动机的温升限制、过载能力、起动转矩及起动电流，除此之外,选择电动机还必须考虑运行可靠性、安装检修难易程度、产品价格、使用环境等因素。

根据传动力矩的大小，并结合研究所需的力大小可以确定功率为2kw 。由于电动机到阻尼器之间的动力传递有功率损耗，因此应根据传动路线查出各部分的传动效率，求出总传动效率，确定电机功率。

2

62524321ηηηηηηη?????=总 （3-2）

22297.098.099.094.097.096.0?????=86.0=

总η÷=21P P 33.286.02=÷=kw ；

式中：

1η—万向节的传动效率；

2η—花键传动效率；

3η—锥齿轮传动效率； 4η—深沟球轴承传动效率；

5η—深沟球轴承传动效率； 6η—圆锥滚子轴承传动效率；

1P —电机功率

根据计算所需功率查机械手册，选取电动机型号为Y100L2-4，额定功率P=3kw ，满载转速n=1430rmin 。

3.2万向节机构传动设计

图3-1连杆1、2万向节

普通家用轿车，后桥部分就可以使用。 3.3.1箱中齿轮传动设计计算

电动机输出的功率和转速经过V 带传递，传入变速箱中的功率为2.85kw ，转速为360rmin ，经变速箱变速后输出的三种转速为90rmin ，其传动比分别为27.21=i 。

齿轮传动的计算

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

选用直齿圆柱齿轮传动，由于速度不高，故选用7级精度，查机械手册选取小齿轮材料为40Gr （调制），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 （2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即

?-≥32.21t d []()3

2

1

/1H E d

Z u

u KT δψ?±?

（3-3） 1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数3.1=t K 计算小齿轮传递的转矩

mm N mm N n P T ?×=?××=×=45511056.7360

85.2105.95105.95。 （3-4）

2）查表选取齿宽系数9.0=d ψ。

3）查表得材料的弹性影响系数2

1

8.189MPa Z E =。

4）由机械手册按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限MPa Hlin 6001=-δ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H lin 5502=δ。 5）由公式计算应力循环次数

91110555.1153008213606060×=××××××==h jL n N

89

21088.34

10555.1×=×=N

6）选取接触疲劳寿命系数92.01=HN K ；97.02=HN K 。 7）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式的

[]55260092.01

11=?==-MPa S

K lin HN H δδMPa

[]5.53355097.0δδ2

22=?==MPa S

K lin HN H MPa

8）计算

验算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H δ中较小的值

?-≥32.21t d []()3

2

1

/1H E d

Z u

u KT δψ?±?

（3-5） ()905.575.533/8.1894

511056.73.132.23

2

4=?????=mm 。

计算圆周速度0v

1.11000

60360

905.571000

601

1=???=

?=

ππn d v t ms 。

计算齿宽b

11.52905.579.01=?=?=t d d b ψmm 。

计算齿宽与齿高之比 模数61.220

11

.5211==mm z d m t t

mm ； 齿高87.561.225.225.2=?==t m h mm ；

88.887

.511.52==h b 计算载荷系数

根据v=1.1ms ，7级精度，查表得动载系数12.1=V K

用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，423.1=βH K 由

88.887

.511.52==h b 、423.1=βH K 查表得35.1β=F K ；故载荷系数 594.1423.1112.11=×××==βαH H V A K K K K K

按实际的载荷系数校正所得的分度圆，由公式得

77.563

.1594

.111.5233

11=?=?=t t K K d d mm

计算模数

79.220

77.5611===

mm z d m mm 。 3按齿根弯曲强度设计

由公式得弯曲强度的设计公式为

[]()3

2

1

1

δ/ψ2F F F d Y Y Z KT m β??-≥ （3-6）

1）确定公式内的各计算数值

由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 500δ1=；大齿轮的弯曲强度极限

MPa FE 380δ2=；取弯曲疲劳寿命系数87.0FN1=K ，9.0K 2=FN ； 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式得

[]7.3104.1500

87.0δδ1

FE 11=?=

=-MPa S

K FN F MPa ； []2.2444

.1380

9.0δδ2

22=?=

=-MPa S

K FE FN F MPa 。

计算载荷系数K

512.135.1112.11βα=×××==F F V A K K K K K 。 （3-7）

查取齿形系数

8.21α=F Y ；22.22α=F Y 。

查取应力校正系数

55.11α=S Y ；22.21α=S Y 。

计算大、小齿轮的

[]

F S F Y Y δα

α并加以比较

[]01397.07.31055

.18.2δ1α1α1=?=-F S F Y Y ；

[]0161.02

.24477

.122.2δ2α2α2=?=F S F Y Y ；

大齿轮的数值大。 2）设计计算

[]()095.2δ/ψ2≥

3

β?2

1

1

=?F F F d Y Y Z KT m mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.095并就近圆整为标准值m=2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径mm d 77.561=，算出小齿轮数

245

.277.5611===

m d Z 大齿轮齿数962441=×=Z 4几何尺寸计算

计算分度圆直径

605.22411=?=?=m z d mm 2405.29622=?=?=m z d mm

计算中心距

1502

240

60221=+=+=

d d a mm 计算齿轮宽度

54609.01=?==mm d b d ψmm

取541=B mm ，602=B mm 。 3.3.2零件布置设计

变速箱中通过其不同齿轮组的啮合来输出不同转速，通过上面的计算可以确定各组齿轮的大小和传动比，但是变速箱在同一时间内只能输出一种转速，因此应当合理布局轴上零件。在一对齿轮啮合传动时，应保证另外两对齿轮处于分离状态，不能产生干涉。

轴Ⅰ上的齿轮位置是固定不变的，通过改变轴Ⅱ齿轮位置实现不同齿轮组的啮合传动，应此轴Ⅱ上的齿轮是可以在轴上轴向滑动的，但轴Ⅱ上齿轮的相对距离不能变动，以免发生干涉。应此，三个齿轮由保持架保证其相对位置不会发生改变，当一个齿轮位置变化时，三个齿轮一同变化。

确定A ，B 的大小

通过计算可知轴Ⅰ上齿轮齿宽为B=60mm ，轴Ⅱ上齿轮齿宽为B=54mm 。当变速箱输出中速时如上图所示,当输出低速时，齿轮4、5啮合,齿轮2、3的位置也会发生变化，此时齿轮1会位于齿轮2、3之间。为了不影响正常工作，应保证各齿轮端面不接触。

为保证齿轮1、2不接触，应满足()273054-60+-≥++b a ，即b a +≥51。为保证齿轮2、3不接触，应满足()06b -a -3--≥+b ，即9-2b a ≤。且b 应大于齿宽60mm ，

应此选取B=70mm，所以a的取值为131

≤a，取A=125mm。

121≤

3.4锥齿轮的传动计算

通过变速箱中直齿圆柱齿轮的变速传递，可获得90rmin三种输出速度，经锥齿轮的传递最终搅拌轴可获得30rmin。传动比i=3，设计的锥齿轮应按最高转速进行求解，即小齿轮转速为270rmin，大齿轮转速为90rmin，转矩为74.3N?mm，轴交角∑=90。

图3-4小锥齿轮零件图

图3-5大锥齿轮零件图

1材料选择

小齿轮材料为40MnB 钢调质处理，HBS=241-286；大齿轮材料用45钢调质处理，HBS=197-255，精度等级7级。 2按接触疲劳强度设计 1）接触疲劳极限应力

7001lim =-H δMPa ； （3-8）

MPa H

600δ2

lim =，5406009.0δ2

lim =?=MPa H

MPa 。

2）齿宽系数

4.0=R ψ。 3）综合系数K K=1.4。

4）确定小齿轮大端分度圆直径1d

()3

2

2

2

1

15.0-181.1190Hlin R R i KT d δ

ψψ???-≥ （3-9）

()

mm 2.92540

34.00.40.5-13

.744.181.11903

2

2

=??????=

3主要尺寸计算 1）齿数Z

301=Z ，902=Z

2）模数

07.330

2

.9211===

Z d m mm ，取m=3mm 。 3）大端分度圆直径1d 与2d

9030311=?==mz d mm ；

27090322=?==mz d mm 。

4）节锥角1δ与2δ

()02

1

143.1890/30δ===arctg z z arctg

； （3-10） 01257.71-90δ==δ。

5）锥距R

3.14243.18sin 290

sin 20

11===

δd R mm 。

6）齿宽b

553.1434.0=?=?=R b R ψmm 。

7）大端分度圆平均直径1m d

()()mm 724.05.0-1905.0-111=??=?=R m d d ψ。

4按接触强度校核计算 1）额定圆周力m F t

2064723

.742000d 200011t =?==

m T F m

2）查表可得

1=A K ，05.1=V K ，1.1=βK

2=H Z ，MPa Z E 8.189=，02.11000

60270

721000

601

1=???=

?=

ππn d V m m ms 。

3）许用接触应力HP δ

1=W Z ，1=N Z ，1.1min =H S

4911

.11

1540δmin

2lim 2=??=

=

H W

N H HP S Z Z δMPa 。 （3-11） 4）计算接触应力H δ

()u bd K K K F Z Z R V A tm H

E H 1u 5.0-1δ21+?=ψβ

()3023

1

34.05.0-190551.105.11206428.1892=+???????=MPa

2δHP H δ≤，接触强度够。 5弯曲强度校核计算 1）有关参数和系数计算

6.3143.18cos 30

cos 0

1111===

δZ Z ； 7.28457

.71cos 90

δcos 0

2212===

Z Z 查表得

55.211=Fa Y ，02.21

2=Fa Y ；

83.29.055.21==

Fa Y ，24.29

.002

.22==Fa Y ； 1=βY ，1N1=Y ，1N2=Y ; 8.0sr1=Y ，02.1sr2=Y ； 1X1=Y ，1X2=Y ，2.1Fmin =S 。

2）许用弯曲应力FP δ

2928

.02.11

1280δ1

min 1

11lim 1=???=

=

sr F X N F FP Y S Y Y δMPa ；

18802

.12.11

1230δδ2min 222lim 2=???==

sr F X N F FP Y S Y Y MPa

3）计算弯曲应力F δ

()

()

11a 11.5183.214.05.0-13551

.105.1120645.0-1δFP F R V A tm F Y Y bm K K K F δψββ-≤=???????=

=

；

FP21211≤4.4083

.224

.21.51δδδ=?=?

=F F F F Y Y ； 弯曲强度够。

3.5支撑的设计

图3-6支撑正视图

4轴的校核设计

4.1变速箱中传动轴的设计校核

轴支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就安装在轴上。根据轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。根据轴的承载情况，又可以分为：转轴，工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴。

心轴，用来支承转动零件只承受弯矩不承受传动扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支承滑轮的轴等。

传动轴，主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等。轴的材料主要采用碳素钢或合金钢，也可采用球墨铸铁或合金铸铁等。轴的工作能力一般取决于强度和刚度，转速高时还取决于振动稳定性。

进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭矩强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯扭合成强度条件计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大获应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖在和校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。

按扭转强度条件计算，这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。在做轴的机构设计时，通常用这种方法初步估算轴径，也可以作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为