乘用車四分之一懸架試驗臺設計

1、乘用車1/4懸架試驗臺設計摘要:汽車懸架是乘用車必不可少的機構，不論是乘用車還是商用車，都離不開懸架機構，它關系到乘用車的乘坐平順性，減緩乘用車車身和車橋的振動，當乘用車受到來自地面的沖擊時，或者其他外界的激勵，緩和這些外界激勵造成的沖擊作用，此外還關系到駕駛人員和乘坐人員的安全性與否。鑒于懸架裝置的重要性，此次設計的共振式汽車減振試驗臺來檢測其性能。首先分析了減振試驗臺的工作原理，說明了減振試驗臺的設計要求，再對減振試驗臺的零部件進行設計分析，然后進行相應的強度校核，并作了技術經(jīng)濟性分析，表明設計的減振試驗臺符合設計要求。這種方法的優(yōu)點在于試驗臺性能穩(wěn)定，數(shù)據(jù)可靠性好，但缺點是檢測參數(shù)單一，

2、對懸架裝置不能形成全面的分析與故障診斷，無法全面反映懸架裝置的技術狀況。關鍵詞：減振器；諧振式試驗臺；諧振頻率；諧振振幅Thedesignofpassengecrarssuspension-tebsetdAbstract:Carsuspensionisessentialforpassengercars,whetherpassengercarsorcommercialvehicles,areinseparablefromthesuspensionmechanism,itisrelatedtothepassengerrideridecomfort,slowdownthecarbodyandaxle

3、Vibration,whenthepassengercarfromtheimpactoftheground,orotherexternalincentivestoeasetheimpactoftheseexternalincentives,butalsorelatedtothesafetyofdriversandpassengersornot.Inviewoftheimportanceofsuspensiondevices,thedesignresonantvehiclevibrationreductiontestbedtodetectitsperformance.Firstanalyzest

4、heworkingprincipleofvibrationtestrig,vibrationtestrigisdescribedinthedesignrequirements,anddesignanalysiswascarriedoutonthevibrationtestrigparts,thenthecorrespondingintensity,andthetechnicaleconomyanalysis,showsthatthedesignofvibrationtestrigconformtothedesignrequirements.Thismethodistotesttheadvant

5、agesofstableperformance,goodreliabilitydata,butthedisadvantageisthatsingledetectionparameters,thesuspensioncouldnotformacomprehensiveanalysisandfaultdiagnosis,cannotfullyreflectthetechnicalconditionofthesuspension.Keywords:Suspensionresonan；tTeststand；Resonantfrequency；Resonantamplitude摘要IAbstractI.

6、I.1 緒論11.1 國外汽車檢測技術發(fā)展狀況1.1.2 中國汽車維修行業(yè)的基本情況1.1.2.1 汽車維修行業(yè)存在的基本問題1.1.2.2 汽車維修行業(yè)面臨的新形勢2.1.2.3 汽車維修行業(yè)的發(fā)展趨勢3.1.3 汽車懸架性能試驗技術的發(fā)展狀況3.2 汽車減振試驗臺的設計7.2.1 汽車減振器工作原理7.2.2 試驗臺的設計72.3 檢測臺設計注意事項8.3 零部件設計93.1 電機的設計93.1.1 計算電機的平均轉矩9.3.1.2 電機的過載能力校驗1.0.3.2 偏心軸的設計1.0.3.2.1 軸的受力分析1.0.3.2.2 確定軸頸參數(shù)1.1.3.2.3 軸的疲勞強度校核1.2.3.

7、2.4 軸的撓度校核1.2.3.3 軸上鍵的強度校核1.3.3.4 聯(lián)軸器的設計1.3.3.5 偏心軸軸承的設計1.4.3.6 軸承座的設計1.4.3.7 飛輪的設計1.4.3.8 滾動導向柱的設計1.5.3.9 彈簧的設計1.6.3.9.1 選擇初始數(shù)據(jù)1.6.3.9.2 彈簧的校核163.10 傳感器的設計1.7.3.11 振動板的設計1.8.3.12 蓋板設計1.9.3.12.1 校核蓋板的剛度1.9.3.12.2 計算蓋板的質量1.9.3.13 驅動蓋板的電動機設計1.9.3.14 減速器的設計2.0.3.15 齒輪齒條的設計2.0.3.15.1 齒輪初步設計2.0.3.15.2 齒條

8、的設計2.1.4 技術經(jīng)濟性分析2.2.5 總結與體會2.3.參考文獻2.4.致謝2.5.1緒論1.1 國外汽車檢測技術發(fā)展狀況A制度化德國的汽車工業(yè)走在世界前列，汽車檢測技術同樣實力強勁，這得益于汽車檢測各項技術的制度化，對汽車安全性以及環(huán)保性檢測有一套行之有效的標準規(guī)范，各個汽車檢測場都必須遵守這些標準規(guī)范以及規(guī)章制度，否則會受到嚴厲的處罰。在日本，汽車的檢測工作由運輸省統(tǒng)一領導1。汽車檢測各項工作由運輸省負責，相當于我國的交通運輸部，下轄國有的檢測場以及民營的檢測場，民營檢測場負責協(xié)助國有檢測場的檢測維修工作。B標準化工業(yè)發(fā)達國家的汽車檢測有一整套的標準2。比如德國和美國，汽車檢測的周期

9、以及檢測步驟都有非常嚴苛的標準，如果違背了安全性以及環(huán)保性檢測，汽車必須在修理站維修合格后方可再次進行檢測。C.智能化、自動化檢測隨著計算機技術在汽車維修行業(yè)中的應用。汽車檢測儀采用智能化檢測3。取代人工的檢測方法，自動的檢測各種測量參數(shù)，準確并快速的測量所需參數(shù)，并且能夠打印出測量結果。1.2 中國汽車維修行業(yè)的基本情況上世紀八十年代，由于汽車保有量較少，維修業(yè)發(fā)展受到了影響，汽車維修的廠家數(shù)量較少，維修的價格昂貴。到1989年，汽車維修的廠家數(shù)量已達到10萬多家4。主要以大型的汽車維修服務站為主，小型的汽車維修服務站較少。到了九十年代，汽車維修廠家以及從業(yè)人員開始大幅增加，汽車購車的費用以

10、及維修的費用依然很高。2004年，全國共有機動車維修廠家高達36萬戶之多5。維修的車輛數(shù)目由原來的幾十萬輛突破到一億多輛，維修總產(chǎn)值從原來的幾千萬突破到幾十億元，在此期間，我國制定了相對嚴格的汽車檢測維修技術規(guī)范，建立了汽車檢測站，對汽車的安全性和環(huán)保性進行嚴格的檢測。1.2.1 汽車維修行業(yè)存在的基本問題雖然國內的汽車工業(yè)以及檢測維修業(yè)發(fā)展迅速，檢測站和維修站的數(shù)量和質量都有提高，維修的質量有原來的依靠人力到現(xiàn)在的智能化和自動化的檢測維修，但是問題依然存在，總結如下：1）服務的水平和質量有待進一步提高乘用車的目前已走進千家萬戶，汽車維修廠家的數(shù)量有原來的較少數(shù)量到現(xiàn)在的過量，服務的水平卻并沒

11、有大幅提高。服務質量也參差不齊6。這就需要進一步提高汽車檢測維修的水平和質量。2）市場秩序有待進一步規(guī)范由于執(zhí)法監(jiān)督不到位，很多汽修店沒有維修許可證，維修設施不夠全面。維修店內部的設備擺放混亂7。3）維修質量得不到保證，行業(yè)的信譽度較低很多汽修廠的維修質量不過關，主要是維修所使用的配件質量較差，許諾的維修保修期可能達不到。行業(yè)的信譽度較低8。用戶對維修的過程和結果不滿意的現(xiàn)象較多。4）亂收費問題存在在維修過程中，增加維修的項目，延長維修的工時，多收零部件的費用，收費不夠公開透明等問題依然存在。5）從業(yè)人員素質低，技術水平低根據(jù)中國汽車維修行業(yè)協(xié)會的分析統(tǒng)計9。對980戶汽車維修企業(yè)從業(yè)人員的素

12、質進行調查研究，這980戶汽車維修企業(yè)包括48907名維修從業(yè)人員，從事技術及管理工作的有10699人，占26.2%；具有高中文化程度者占51.5%；具有大專及以上文化程度的僅占10%。1.2.2 汽車維修行業(yè)面臨的新形勢1）汽車維修需求量大目前我國汽車的生產(chǎn)量和銷售量已經(jīng)雙雙突破2000萬輛10。汽車的很多易耗件需要保養(yǎng)和維修，這對維修廠的數(shù)量和維修質量需求旺盛。2004年，中國私人汽車保有量已經(jīng)達到1365萬輛11。這其中乘用車的數(shù)量要占到一半以上。2）對汽車維修人員的素質要求更高隨著汽車電子化和智能化的發(fā)展，很多汽車功能的發(fā)揮，汽車檢測維修儀器的使用，都必須能夠熟練的掌握一門到兩門的外語

13、，并要求能夠看懂電路圖，傳統(tǒng)的機械修理已經(jīng)不能滿足現(xiàn)在對維系人員素質的要求。3）主管部門應該加大監(jiān)管和管理力度國務院頒布的條例和規(guī)定的正式施行12。嚴格了管理秩序，提高了監(jiān)管的水平，對汽修行業(yè)人員有了詳細的規(guī)定，并強化法制觀念，守法經(jīng)營。4）加大對從業(yè)人員中技術人員的管理和要求機動車維修管理規(guī)定第十一條中，對汽車維修廠應該具備的資質，維修廠應該配備的人員做了較為詳細的規(guī)定，從事汽車維修業(yè)務的企業(yè)分為一類、二類、三類，一類和二類的要求和標準更為嚴格，必須有至少1名的技術人員或者質量檢驗人員，技術人員負責指導汽車維修的全過程，質量檢驗人員負責對維修之后的檢驗審核，另外，有條件的還需要配備汽車電器、

14、鈑金噴漆的維修服務人員，這些技術人員總數(shù)的40%應當經(jīng)全國統(tǒng)一考試合格。從事三類維修業(yè)務的，人員有詳細的分類以及分工，各個工種從事的工作各不相同，按照其經(jīng)營項目分別配備相應的機修、電器、鈑金、涂漆的維修技術人員；技術負責人員、質量檢驗人員。5）加入世界經(jīng)濟貿(mào)易組織市場全面開放后面臨激烈的競爭由于汽車市場在加入世貿(mào)五年后需要對外開放13。汽車維修業(yè)很多大型跨國連鎖店來到國內建立連鎖店，這些連鎖經(jīng)營店資金實力雄厚，維修服務質量較高，對國內汽車維修也得競爭壓力很大。1.2.3 汽車維修行業(yè)的發(fā)展趨勢交通部發(fā)文指出，先發(fā)展一批實力雄厚的汽車維修企業(yè)，讓這些企業(yè)做大做強，在統(tǒng)一汽車維修服務質量標準的前提

15、下，采取異地設點或聯(lián)營等形式，服務標準和質量保持一致。發(fā)展連鎖經(jīng)營具有很多好處。借鑒國外汽車檢測維修行業(yè)的先進發(fā)展經(jīng)驗14。優(yōu)化重組小型的汽車檢測維修服務站，制定嚴苛的檢測維修服務標準和規(guī)范，連鎖經(jīng)營店的規(guī)模和檢修人員要嚴格規(guī)范和考核，統(tǒng)一化管理各個檢修連鎖店。1.3 汽車懸架性能試驗技術的發(fā)展狀況汽車懸架是乘用車必不可少的機構，不論是乘用車還是商用車，都離不開懸架機構，它關系到乘用車的乘坐平順性，減緩乘用車車身和車橋的振動，當乘用車受到來自地面的沖擊時，或者其他外界的激勵，緩和這些外界激勵造成的沖擊作用，此外還關系到駕駛人員和乘坐人員的安全性與否。所以，設計開發(fā)出檢測懸架裝置的工作性能試驗臺

16、是十分重要的。汽車懸架裝置檢測方法有三種，包括經(jīng)驗法、按壓車體法和試驗臺檢測法。經(jīng)驗法是通過眼睛觀察，聽取汽車工作時的異響，感知汽車工作時的溫度等方法，判斷懸架裝置的工作情況是否正常。按壓車體法的細分較多，可以用不同的方法來按壓車體，產(chǎn)生的外在激勵不是相同的，可以是檢測維修人員按壓車體，也可以通過儀器設備來按壓，儀器設備可以是試驗臺，也可以是其他專用設備。檢測試驗臺法是另外一種比較先進的方法，可以快速準確的檢測出懸架的工作性能，由于外在激勵不同，檢測的參數(shù)和結果也不同。根據(jù)外在激勵不同，檢測試驗臺法有測力式和測位移式兩種類型。(一)懸架檢測臺的結構與檢測方法1 .懸架裝置檢測臺的工作原理跌落式

17、懸架裝置檢測臺這種檢測方法較為常見，首先需要把汽車行駛到懸架檢測臺上，使車輪處于檢測臺的中央表面上，采用動力提升汽車，車輪也隨之上升，然后斷開動力，汽車會跌落下來,由于跌落之后會產(chǎn)生振幅，可以使用壓力傳感器來檢測振幅信號，傳輸給控制系統(tǒng)，經(jīng)過分析處理，顯示輸出結果共檢修人員使用。(2)共振式懸架裝置檢測臺如圖1-1所示，通過試驗臺的電動機、偏心輪、蓄能飛輪和彈簧組成的激振器,通過控制電源系統(tǒng)的通斷，汽車在檢測臺上下震動，檢測汽車懸架裝置產(chǎn)生的振動。圖1-1共振式懸架試驗臺1-蓄能飛輪；2-電動機；3-偏心輪；4-激振彈簧；5-臺面；6-測量裝置測力式懸架裝置檢測臺和測位移式懸架裝置檢測臺，它們

18、的結構如圖1-2所示。由于共振式懸架裝置檢測臺性能穩(wěn)定、數(shù)據(jù)可靠，因此應用廣泛。圖1-2測力式和測位移式懸架試驗臺結構a)測位移式；b)測力式1、6-車輪；2-位移傳感器；3-偏心輪；4-力傳感器；5-偏心軸2 .共振式懸架裝置檢測臺的結構(1)機械部分機械部分是該懸架試驗臺的硬件部分150關系到試驗臺工作測量數(shù)據(jù)的準確可靠性,包括箱體部分，給其他機械部分提供支撐和約束作用，包括兩套振動系統(tǒng)，振動系統(tǒng)的結構較為復雜，里面是懸架試驗臺的核心部件，結構如圖1-3所示。由偏心軸、激振板、支承臺面、激振彈簧、驅動電機、蓄能飛輪和傳感器等構成。(2)電子電器控制部分這部分是懸架試驗臺的重要集成部分，相當

19、于人體的大腦，主要由微機、傳感器、A/D轉換器、電磁繼電器及控制軟件等組成?？刂栖浖鸬綐蛄鹤饔茫梢杂行нB接懸架裝置試驗臺電子電器控制部分與機械部分，它的工作流程如1-4所示。圖1-4軟件工作流程圖（二）懸架裝置工作性能的診斷標準根據(jù)國家標準以及行業(yè)標準規(guī)定：對于最大設計車速100km/h、軸載質量01500kg的載客汽車，應用懸架檢測臺按規(guī)定的方法進行檢測懸架特性，受檢車輛的車輪在受外界激勵振動下測得的吸收率，即被測汽車共振時的最小動態(tài)車輪垂直載荷Fmin與靜態(tài)車輪垂直載荷W的百分比值A（又稱車輪接地性指數(shù)），不應小于40%,同軸左右輪吸收率之差不得大于15%o表1-1車輪接地性指數(shù)參考

20、標準車輪接地性指數(shù)（%）車輪接地狀態(tài)車輪接地性指數(shù)（）車輪接地狀態(tài)60100優(yōu)秀2030差4560良好120很差30450車輪與地面脫離2汽車減振試驗臺的設計2.1 汽車減振器工作原理該減振器的結構如圖2-1所示，由于各個物體都有自身的固有頻率，這是物體的固有屬性，電機的頻率和車輪的頻率不同，電機是主動件，車輪是從動件，電機的頻率高于車輪，所以飛輪掃頻激振過程，頻率逐漸減小，可以掃到車輪的頻率，由此產(chǎn)生共振測量此時的振動頻率、振幅、輸出振動波形曲線16。以此評價汽車懸架減振器性能。圖2-1試驗臺示意圖止匕外，考慮到試驗臺的安全性，設計一個小型電機通過齒輪齒條帶動蓋板在鋼架上滑動。而蓋板滑動的距

21、離同樣是由傳感器把信號傳給電腦，再由電腦控制電機停止轉動。2.2 試驗臺的設計通過查閱國家標準以及行業(yè)標準，該檢測對象是乘用車，要求懸架試驗臺每根軸承載質量在1t,不能超過最大檢測質量1.5t,試驗臺擬由兩臺Y100L系列電機帶動。合適的選擇電機的滿載轉速以及額定功率17。該電機的滿載轉速為1420r/min,額定功率為3kw。此檢測臺由電機帶動的偏心機構產(chǎn)生振動180此部分由同相位偏心軸外套圓柱滾動軸承組成。直線滾動導向柱由直線導軌和直線滾動軸承、法蘭及密封氈組成，該裝置把振動現(xiàn)狀與豎直方向。其他起穩(wěn)定保持作用的裝置有帶立式座的球軸承起支撐作用，并保持軸的穩(wěn)定。飛輪儲存電機的能量并產(chǎn)生掃頻激

22、震。2.3 檢測臺設計注意事項1）此檢測臺只用于轎車懸架系統(tǒng)的檢測，所以振動板的長度應該滿足各種輪距的轎車。2）該試驗臺應用于轎車的檢測，但必須使其他車輛（卡車、貨車、農(nóng)用車等）能順利通過，所以在振動板上應該設置一個蓋板。在蓋板的設計時應該考慮滿足小車（輪距750mm）,大車（輪距2500mm）能順利通過。3）考慮到汽車振動時可能脫離檢測臺，為了安全，使蓋板在移開時至少有200mm3零部件設計3.1 電機的設計已知實驗臺要求頻率為23Hz,故所選用的電機轉速為n=1440r/min。選用Y系列三相異步電機，該系列電動機使用轉差率無特殊要求的機械拖動上，也可以用于啟動靜止和慣性負載比較大的機械上

23、。采用新型電磁材料及優(yōu)質絕緣材料，因而體積小，重量輕，性能好，結構牢靠，維修方便，運行可靠。3.1.1 計算電機的平均轉矩偏心軸的平土偏心距離：偏心軸在轉動過程中的位移是：S=5(1cos日)故對S進行積分可得偏心軸的平均位移，即：_2二S=05(1-cosi)di/2:=5mm(3-1)在對s進行求導，可得偏心軸的速度函數(shù)，即：dsdsd.d二v=0.005sin=0.005sin二dtdtdtdt=2二230.005sin1-0.7222sinu(3-2)速度曲線如圖3-2所示:圖3-2速度曲線示意圖對速度函數(shù)進行積分，可得偏心軸的平均速度，即：一2二v=0.7222sin口d1/21=0

24、.552m/s-0TDnd平均功率:9550(3-3)故此電機的功率為：P/2=2.8kw綜上所述：選Y100L24繞線型三相異步發(fā)動機。電壓380V。參數(shù)如下:額定功率：3Kw額定電流：6.8A轉速：1420r/min效率：82%功率因數(shù)：0.82震動速度：1.8mm/s3.1.2電機的過載能力校驗Tmax=2.3TN=89.7'2.2T=KKuTTn=0.90.854'Imax、|Tn=2.6Tn(3-4)經(jīng)過校驗，證明此電機殼承受未過載。備注：（電機選取雙外延軸型，一面與連軸器連接,另一面與儲能飛輪連接。）3.2偏心軸的設計軸的材料選45鋼,強度極限屈服極限彎曲極限查表得

25、材料機械性能數(shù)據(jù)為:二b=650MPa二s=355MPa:-1=275MPa調質處理：剪切疲勞極限：T工許用應力：彈性模量：二二二155MPa=60MPa5_E=2.1510MPa1.1.1 軸的受力分析受力圖:圖3-3軸的受力圖彎矩圖:圖3-4軸的彎矩圖扭矩圖：圖3-5軸的扭矩圖1.1.2 確定軸頸參數(shù)軸同時受彎矩和扭矩的作用，產(chǎn)生彎矩和扭矩變形，且彎曲變形較大，所以按扭矩組合變形來來初步估算軸頸。彎矩為：M=mgc/2=15009.80.05/2=367.5N*M扭矩為：T=9549P/N=95493/1440=19.894N，M：20N*M則實際扭矩：t'=K*T=1.320=2

26、6N*M有第三強度理論得出：二丫=1/WM2T2-a其中彎矩模量：W=訛3/32貝U：d332/二二M2T245mm軸上有鍵槽，所以軸頸應以一定比例放大，且為保證偏心距為5mm,階梯軸為45mm,即：d1=1-5%d=11-5%45=47.25mm將其值取為55mm。d2=d12a=60mm其中：a一0.07-0.1d1.1.3 軸的疲勞強度校核C處為危險截面,綜合考慮載荷與軸頸的影響，可以看出C受力最大，所以確定只要保證其強度即可保證整個軸的使用要求，則對危險截面進行校核：計算安全系數(shù)：截面上的抗彎摩量：W-0.1453-9112.5mm3截面上的抗扭摩量：Wt=0.2453=18225mm

27、3作用在截面上的彎矩：M=367500Nmm截面上的彎曲應力為:作用在截面上的扭矩為：T-26000N.mm0b=M/W=367500/9112.5=40.3N/mm截面上的扭轉剪切力為:,tT/Wt=26000/18225=1.4N/mm有效應力集中系數(shù):由機械設計手冊查得:K=1.85K.=1.58尺寸因數(shù):O"0.84.=0.78V表面質量因數(shù):帶入公式得:帶入公式得:二127510.84max1.854.33.1(3-5)二二'')max=109.3(3-6)綜合以上兩種因素總安全系數(shù)得:)n27+n2=3.098*n(3-7)所以該軸滿足疲勞強度的要求。3.

28、2.4軸的撓度校核該軸的撓度曲線如圖3-6所示為:由撓曲線可以看出軸的中心處撓度最大:fmaxPL2L18EJPL2fcufdV1c3EJE=2.15105MpP=mg/2(3-8)J=一：d4/64經(jīng)計算得fc=fd=0.045mmfmax=0.103mm二f=0.5mmmax所以該軸滿足變形要求。3.3 軸上鍵的強度校核軸與聯(lián)軸器之間選用GB1096-1979普通半圓頭平鍵。尺寸為：b=10mm,h=8mm,l=50mm。鍵在工作的工程中，需要考慮需用壓應力的大小，不能超過最大值。查手冊得許用壓應力=100120MPa。普通平鍵連接的強度條件為:2T103kld三二PMPa3226100.

29、584535=8.254MPa-二P=100MPa所以該鍵滿足許用擠壓強度，設計合理。3.4 聯(lián)軸器的設計本設計實驗臺選用滾子聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器優(yōu)點很多，用于傳遞兩軸之間有一定角度的動力，有一定的位移補償能力，允許兩軸的角度可達1度，徑向位移一般在0.21mm范圍內，其大小取決與聯(lián)軸器的尺寸和鏈的節(jié)距。該聯(lián)軸器的型號為：GB6069-85GL5,許用轉矩為：T=250Nm,許用轉速為：n=3150r/min,該實驗臺的實際轉矩為：Tmax=26Nm<T,故該聯(lián)軸器滿足要求。3.5 偏心軸軸承的設計該軸承承受主要的載荷，因為要求的轉速較大，且要求的旋轉精度較高，所以選用單列向心球軸承(GB

30、/T276-94深溝球軸承60000型03系列)，基本額定動載荷C為59.23KN0采用彈性擋圈和軸肩來軸向固定，且軸承和軸的配合采用過渡配合偏心軸承的壽命計算：106c.工Ln=(一廣P=fpR60np其中：c:基本額定動載荷n:軸承轉速p:當量動載荷名：滾子軸承為3(3-9)fp=1.01.2計算得：Ln=6056h所以選擇的軸承滿足設計要求。3.6 軸承座的設計該實驗臺所承受的基本載荷是：C=1500m9.8=14.7KN,軸承選用帶頂絲外球面向心球軸承(JB1642-75)90511型。軸承座選用外球面向心軸承立式軸承(JB1634-75),軸承座型號為：Z609,該軸承座的基本額定載

31、荷是24.5KN,符合設計要求。3.7 飛輪的設計達到需要的頻率后，停止電機，由飛輪儲存起來的電機的能量就釋放出來，這些能量最終會被摩擦副、輪胎、傳動副和減振器吸收，其中主要被減振器吸收。減振器中的阻力F與減振器的振動速度V之間的關系是：F=v、:為減震器阻尼系數(shù)阻尼系數(shù)6的確定：(3-10)6=2中而以為彈簧上質量，中為相對阻尼系數(shù)，取中=0.35c為懸架系統(tǒng)垂直剛度，取c=30000N/m,故有：、.=20.35.300001000=3795由上面的公式得：F=、.v=37950.552=2095N設飛輪需要n轉才能停下來，由能量守恒得nFS="6令n=230,故1=一一._2=

32、0.554Kg*m2nFS46020950.012.2（232二）2取飛輪的寬度為71mm,材料為HT200,由:_2_2_4,mR:vRv二Bd二223232I：二B10004327.8二0.0711000得：d=44-223.1,I.0.554取d=230mm。3.8 滾動導向柱的設計由于承載球與軸呈點接觸，故使用載荷小。鋼球的運動狀態(tài)是滾動狀態(tài)，摩擦阻力小，精度較高，此部分是使受載荷的鋼球與軸作滾動接觸。直線運動球軸承的優(yōu)點：1 .節(jié)省能源，得到較高速度。2 .重負荷下，磨擦系數(shù)極小，精度保持不變。3 .這種軸承是標準件，全國通用，制造成本及其安裝成本低，結構簡單且質量輕。4 .節(jié)省給油

33、手續(xù)，達到簡化潤滑保養(yǎng)的目的。5 .由于在軸承的外側采用油封，并且數(shù)量是兩個，可以有效防止灰塵進入內部。綜上所訴，采用帶有直線軸承的滾動導向柱作為該實驗臺的重要組成部分之一。由三個部分組成：直線軸承上體（套筒）、直線軸承下體（心軸）、直線軸承。直線軸承上體和振動板聯(lián)結，下體與底板聯(lián)結，聯(lián)結件均采用M8的六角螺釘，上體采用套筒式，下體采用滾柱式，上體與下體之間用滾動直線運動球軸承聯(lián)結，直線運動球軸承（GB/T16940-1997）,型號為LBP405260,直線運動球軸承固定在上體內，上面由上體的空間定位，下面有一擋圈，用緊定螺釘固定在上體上。直線滾動軸承采用循環(huán)運動，以增加運動的流暢性，減少磨

34、損，延長零件使用壽命。直線軸承下體的強度校核：由于下體承受的彎矩，則：M=15009.80.9-：-2=6615Nm由強度校核公式：_16M_16M_162M(3-11)bW忒16nd3故：d=3116M=33.8mm之34mm二；入取下體的直線為40mm,故滿足強度要求。3.9彈簧的設計3.9.1 選擇初始數(shù)據(jù)該結構使用的彈簧為拉伸彈簧。材料選50CrVa,該彈簧具有很好的機械強度，熱加工工藝優(yōu)異，回火穩(wěn)定以下為該彈簧的設計數(shù)據(jù):最大拉力Pmax=679N最小拉力Pmin=366N工作行程h=5mm載荷作用次數(shù)：N>106屬I類初算彈簧剛度：P'=(Pmax-Pmin)/h=6

35、2.6N/m查設計手冊：取d=5,D=25Pmax=822.780.875=719.9N/mGdn=8D3P一一_47845053=6.27825362.6(3-12)取n=7,實際剛度P'=62.6父6.26/7=56.0N/m選初拉力Po=231Ni=rr4r、ir*一.、.，i-r,/、,'取小載何下的變形：F1=(Pmin-P。)/P=(366-231)/56.0=2.41mm最大載荷下的變形F2=2.41+5=7.41mm彈簧外徑：D2=D+d=30mm彈簧內徑：D1=D-d=20mm自由長度：Ho=(n+1)h+2d1=76.35mm最小載荷下的長度：Hi=HoFi

36、=76.35-2.41=78.76mm最大載荷下的長度：H2=HoF2=76.357.41=83.76mm展開長度：L=：Dn2二D=785.4mm3.9.2 彈簧的校核1.驗算疲勞強度及靜強度安全系數(shù)因為彈簧要承受大于106次循環(huán)載荷，故為I類載荷，需要進行疲勞強度驗算。查得當C=25/5=5時,K=1.3113max二8卜口2/二d=359.64MPamin=359.64366/679=193.86MPa安全系數(shù)：取.p=0.33：.bsu05b；=b=1765MPapbsbb(3-13)S=(00.75min)/maxK0.3317650.75193.867359.642.02.S*_S

37、=0.51765/359.64=2.46S故疲勞強度足夠。1.1 振驗算f=&fp-g-<0.5frw(3-14)H9G即f=0.025<<11.5故彈簧安全3.10 傳感器的設計在檢測過程中，采集的數(shù)據(jù)為振動板所受的壓力，所以選擇的傳感器型號為（雙剪梁傳感器），該傳感器具有高精度、高可靠性、密封結構、密封性好、抗偏載能力強。它的接線方式為:紅輸入（+）白輸出（）黑輸入（）綠輸出（+）圖3-7傳感器線路圖該類型傳感器的技術指標：技術指標：量程：2t5t額定載荷T2,3,4,5精度等級%F.S0.10.20.3溫度對輸出靈敏度影響%F.S/100.05輸出靈敏度mv/v

38、2.0+0.1溫度對零點輸出影響%F.S/100.05非線性%F.S0.10.20.3溫度補償范圍-10-+40遲滯%F.S0.10.20.3允許使用溫度范圍-35-+65重復性%FS0.050.10.1推薦激勵電壓V9-12(DC)蠕變%FS/30min0.050.10.1允許激勵電壓V6-18(DC)輸入阻抗Q700+7安全過載范圍%F.S150輸出阻抗Q700+7極限過載范圍%F.S300絕緣電阻MQ>5000(50DVC)防護等級IP67零點輸出%F.S1.53.11 振動板的設計振動板直接與車輪接觸，承受汽車的總質量。因此，振動板需要能夠承受一定的彎矩，有一定的剛度。此外，蓋板

39、與稱重傳感器相連，為了減小傳感器的規(guī)格，選取帶有加強筋的鋁合金板，即滿足強度要求，又減輕了質量。初步取振動板長L=685mm,寬B=265mm,高H=35mm。因為振動板與傳感器相連接，振動板的變形對傳感器的影響很大，所以應該根據(jù)振動板的剛度要求(f<0.3mm)來設計振動板的受力形式相當于簡支梁，且力作用于中心位置，所以在中心處的撓度最大，校驗此處的撓度即可。對振動板進行簡化模型，則計算如下：fmax=PL3/48EJ(3-15)其中J分為兩部分，一部分是：J1=b1h3/12另一部分肋板是：Ji=b2h3/12fmax=0.243mm<0.3mm所以振動板滿足設計要求的剛度。3

40、.12 蓋板設計蓋板的作用是防止大車經(jīng)過實驗臺時壓壞實驗臺，要承受大車的質量的蓋板必須有一定的強度，同時應該盡量減小蓋板的質量，來減小驅動電機的功率，因此考慮以上兩個因素將蓋板設計成三角筒型，在中間加若干筋。初步確定蓋板的總長為1000mm，總寬為450mm,總高為60mm,筋的厚度為2mm,筋與筋之間的距離為60mm。3.12.1 校核蓋板的剛度對蓋板進行分析，可以簡化成間支梁，進行強度計算為：fmax=PL3/48EJJ=bh3/12其中P為汽車的重力，L為蓋板的寬度，b為蓋板的理論長度，h為蓋板的高度fmax=15009.80.450312'482.10101118410-30.

41、063=0.41mm<f=0.5mm所以蓋板滿足剛度要求。3.12.2 計算蓋板的質量(3-16)M=：v=20.23310.002(0.060.450.060.45/2)0.002187.8=37.3kg考慮焊接等因素蓋板的總質量達到45kg3.13 驅動蓋板的電動機設計已知蓋板的運動速度為4m/min?？紤]到各種因素，蓋板的質量為50kg。根據(jù)這些已知條件，由公式p=Fv計算電機的功率：P=FV=Mgfv=509.80.184-：60=5.88W取與減速器匹配的120W電動機。Y系列（IP44）三相異步電動機，同步轉速為1500r/min。3.14減速器的設計此實驗臺選擇單級蝸輪蝸桿

42、減速器，由于渦輪蝸桿機構的傳動比可在1080范圍內變化。且蝸輪蝸桿減速器傳動比大，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，考慮到電機法蘭的影響，減速器輸出軸的齒輪不能太大，所以取減速器傳動比為65。3.15齒輪齒條的設計該齒輪設計成標準直齒圓柱齒輪，壓力角c（為20度，模數(shù)m取2.5mm。材料選擇為40Cr。3.15.1 齒輪初步設計所選用的為標準直齒圓柱齒輪，正常齒制：ha=1,c=0.25減速器輸出軸的轉速為：n=N/65=1440/65=22.15r/min角速度為：W=2二n=44.3二/60rad/s分度圓半徑：R=V/W=4/60=0.0287m=28.7mm44.3二/60齒頂高：ha=h；m=12

43、.5=2.5mm齒根高：hf=（h；+c）m=3.125mm齒全高：h=hahf=5.625mm*頂隙：c=cm=0.625mm齒頂圓直徑：da=d2ha=62.4mm齒根圓直徑：df=d-2hf=51.15mm節(jié)圓直徑：d=57.4mm齒總巨：p=r:m=7.85mm分度圓齒厚：s=二m/2=3.9mm分度圓齒間距：e=m/2=3.9mm齒寬：B=KcMn其中：Kc為齒寬系數(shù)：一般情況下，直齒輪取為：4.47在此取值為6Mn為法向模數(shù)則：B=2.56=15mm齒數(shù)Z為：Z=d/m=22.96比233.15.2齒條的設計齒條齒廓曲線是直線，所以齒廓上各點的法線是平行的，齒條做平動，齒條齒廓上各

44、點的壓力角均相等，等于齒條齒廓的傾斜角，均為標準值20度，齒距大小均為:p=nm=7.85mm。4 技術經(jīng)濟性分析產(chǎn)品設計不能單單強調是否能實現(xiàn)功能，現(xiàn)在的市場是消費者為主體的市場，市場競爭異常激烈。盈利是每個企業(yè)生產(chǎn)的命脈，產(chǎn)品設計成敗,最終由消費者來裁判。技術經(jīng)濟分析就尤為重要。對于汽車減振試驗臺來說，可以降低其生產(chǎn)成本，提高其耐久性能，從而提高產(chǎn)品的使用價值。在本次汽車減振試驗臺設中，本著上述原則，我考慮了許多因素之后，選擇了諧振式振動機構，這也是為市場需求考慮的，現(xiàn)在市場上汽車減振試驗臺分為跌落法試驗臺和共振式試驗臺兩種，共振式因為其穩(wěn)定性好，精度高，試驗準確，操作方便等諸多優(yōu)點已被大

45、家所認可，另外我也參考了許多文獻，力爭我的設計能有所創(chuàng)新，故本次設計我采用當今比較先進的試驗系統(tǒng)，設計的激振機構更加緊湊，在運動和力的傳遞上更加精確，從而系統(tǒng)的運動靈敏度得到提高。這也是我本設計的亮點之處，因為設計不能一直仿造以前現(xiàn)成的東西，更需要創(chuàng)新，這也是一個設計人員要考慮的。在本設計中，主要考慮到用于轎車日常檢測，其價格必須低廉，而且具有一定的性價比。因此，在材料的選擇上，箱體選擇標準槽鋼作為其試驗臺架，軸承選用常用標準滾動軸承。這些材料和標準件可在達到設計要求的前提下價格相對便宜。另外，從零件選擇上，多選用標準件，少選用特別加工的零件。這樣可節(jié)省成本。另外，從工藝看，在達到設計要求前提

46、下，盡量簡化結構，使加工省時，這樣生產(chǎn)效率就會提高。零件選用時盡量使用標準件，提高了系統(tǒng)的標準化程度，大大降低了產(chǎn)品的造價。由于本次設計中，時間緊，工作量大，經(jīng)驗少，知識也有一定的局限，會存在一定不足之處，所以需不斷試驗以應用于生產(chǎn)。5 總結與體會此論文對汽車減振試驗臺的設計進行了充分說明，從理論上驗證了這種試驗臺設計的可行性。本設計的主要工作：1 開始設計前，對該類試驗臺進行了查閱資料，分析市場類似產(chǎn)品。2 查閱了相關各類資料、書籍，機械手冊。3 了解汽車懸架系統(tǒng)的作用和工作原理。4 完成相關設計，計算和校核。5 繪制汽車減振試驗臺相關圖紙。在這半年的畢業(yè)設計中，我學到了很多東西，鍛煉了我獨立思考的能力。在朱老師的幫助下，我能及時發(fā)現(xiàn)設計中的錯誤，并進行了修改，使我的畢業(yè)設計能夠不斷完善。本畢業(yè)設計論文所有內容主要是減振試驗臺的設計的整個過程，利用對零部進行工藝性分析，設計出適合本試驗臺的激振和傳動裝置，以達到