乘用车四分之一悬架试验台设计

#绪论1.1国外汽车检测技术发展状况制度化德国的汽车工业走在世界前列，汽车检测技术同样实力强劲，这得益于汽车检测各项技术的制度化，对汽车安全性以及环保性检测有一套行之有效的标准规范，各个汽车检测场都必须遵守这些标准规范以及规章制度，否则会受到严厉的处罚。在日本，汽车的检测工作由运输省统一领导［1］。汽车检测各项工作由运输省负责，相当于我国的交通运输部，下辖国有的检测场以及民营的检测场，民营检测场负责协助国有检测场的检测维修工作。标准化工业发达国家的汽车检测有一整套的标准［2］。比如德国和美国，汽车检测的周期以及检测步骤都有非常严苛的标准，如果违背了安全性以及环保性检测，汽车必须在修理站维修合格后方可再次进行检测。智能化、自动化检测随着计算机技术在汽车维修行业中的应用。汽车检测仪采用智能化检测［3］。取代人工的检测方法，自动的检测各种测量参数，准确并快速的测量所需参数，并且能够打印出测量结果。中国汽车维修行业的基本情况上世纪八十年代，由于汽车保有量较少，维修业发展受到了影响，汽车维修的厂家数量较少，维修的价格昂贵。到1989年，汽车维修的厂家数量已达到10万多家［4］。主要以大型的汽车维修服务站为主，小型的汽车维修服务站较少。到了九十年代，汽车维修厂家以及从业人员开始大幅增加，汽车购车的费用以及维修的费用依然很高。2004年，全国共有机动车维修厂家高达36万户之多［5］。维修的车辆数目由原来的几十万辆突破到一亿多辆，维修总产值从原来的几千万突破到几十亿元，在此期间，我国制定了相对严格的汽车检测维修技术规范，建立了汽车检测站，对汽车的安全性和环保性进行严格的检测。1.2.1汽车维修行业存在的基本问题虽然国内的汽车工业以及检测维修业发展迅速，检测站和维修站的数量和质量都有提高，维修的质量有原来的依靠人力到现在的智能化和自动化的检测维修，但是问题依然存在，总结如下：1）服务的水平和质量有待进一步提高乘用车的目前已走进千家万户，汽车维修厂家的数量有原来的较少数量到现在的过量，服务的水平却并没有大幅提高。服务质量也参差不齐［6］。这就需要进一步提高汽车检测维修的水平和质量。2）市场秩序有待进一步规范由于执法监督不到位，很多汽修店没有维修许可证，维修设施不够全面。维修店内部的设备摆放混乱［7］。3）维修质量得不到保证，行业的信誉度较低很多汽修厂的维修质量不过关，主要是维修所使用的配件质量较差，许诺的维修保修期可能达不到。行业的信誉度较低［8］。用户对维修的过程和结果不满意的现象较多。4）乱收费问题存在在维修过程中，增加维修的项目，延长维修的工时，多收零部件的费用，收费不够公开透明等问题依然存在。5）从业人员素质低，技术水平低根据中国汽车维修行业协会的分析统计［9］。对980户汽车维修企业从业人员的素质进行调查研究，这980户汽车维修企业包括48907名维修从业人员，从事技术及管理工作的有10699人，占26.2%；具有高中文化程度者占51.5%；具有大专及以上文化程度的仅占10%。1.2.2汽车维修行业面临的新形势1）汽车维修需求量大目前我国汽车的生产量和销售量已经双双突破2000万辆［10］。汽车的很多易耗件需要保养和维修，这对维修厂的数量和维修质量需求旺盛。2004年，中国私人汽车保有量已经达到1365万辆［11］。这其中乘用车的数量要占到一半以上。2）对汽车维修人员的素质要求更高随着汽车电子化和智能化的发展，很多汽车功能的发挥，汽车检测维修仪器的使用，都必须能够熟练的掌握一门到两门的外语，并要求能够看懂电路图，传统的机械修理已经不能满足现在对维系人员素质的要求。3）主管部门应该加大监管和管理力度国务院颁布的《条例》和《规定》的正式施行［12］。严格了管理秩序，提高了监管的水平，对汽修行业人员有了详细的规定，并强化法制观念，守法经营。4）加大对从业人员中技术人员的管理和要求《机动车维修管理规定》第十一条中，对汽车维修厂应该具备的资质，维修厂应该配备的人员做了较为详细的规定，从事汽车维修业务的企业分为一类、二类、三类，一类和二类的要求和标准更为严格，必须有至少1名的技术人员或者质量检验人员，技术人员负责指导汽车维修的全过程，质量检验人员负责对维修之后的检验审核，另外，有条件的还需要配备汽车电器、钣金喷漆的维修服务人员，这些技术人员总数的40%应当经全国统一考试合格。从事三类维修业务的，人员有详细的分类以及分工，各个工种从事的工作各不相同，按照其经营项目分别配备相应的机修、电器、钣金、涂漆的维修技术人员；技术负责人员、质量检验人员。5）加入世界经济贸易组织市场全面开放后面临激烈的竞争由于汽车市场在加入世贸五年后需要对外开放［13］。汽车维修业很多大型跨国连锁店来到国内建立连锁店，这些连锁经营店资金实力雄厚，维修服务质量较高，对国内汽车维修也得竞争压力很大。汽车维修行业的发展趋势交通部发文指出，先发展一批实力雄厚的汽车维修企业，让这些企业做大做强，在统一汽车维修服务质量标准的前提下，采取异地设点或联营等形式，服务标准和质量保持一致。发展连锁经营具有很多好处。借鉴国外汽车检测维修行业的先进发展经验［14］。优化重组小型的汽车检测维修服务站，制定严苛的检测维修服务标准和规范，连锁经营店的规模和检修人员要严格规范和考核，统一化管理各个检修连锁店。汽车悬架性能试验技术的发展状况汽车悬架是乘用车必不可少的机构，不论是乘用车还是商用车，都离不开悬架机构，它关系到乘用车的乘坐平顺性，减缓乘用车车身和车桥的振动，当乘用车受到来自地面的冲击时，或者其他外界的激励，缓和这些外界激励造成的冲击作用，此外还关系到驾驶人员和乘坐人员的安全性与否。所以，设计开发出检测悬架装置的工作性能试验台是十分重要的。汽车悬架装置检测方法有三种，包括经验法、按压车体法和试验台检测法。经验法是通过眼睛观察，听取汽车工作时的异响，感知汽车工作时的温度等方法，判断悬架装置的工作情况是否正常。按压车体法的细分较多，可以用不同的方法来按压车体，产生的外在激励不是相同的，可以是检测维修人员按压车体，也可以通过仪器设备来按压，仪器设备可以是试验台，也可以是其他专用设备。检测试验台法是另外一种比较先进的方法，可以快速准确的检测出悬架的工作性能，由于外在激励不同，检测的参数和结果也不同。根据外在激励不同，检测试验台法有测力式和测位移式两种类型。(一)悬架检测台的结构与检测方法1．悬架装置检测台的工作原理(1)跌落式悬架装置检测台这种检测方法较为常见，首先需要把汽车行驶到悬架检测台上，使车轮处于检测台的中央表面上，采用动力提升汽车，车轮也随之上升，然后断开动力，汽车会跌落下来，由于跌落之后会产生振幅，可以使用压力传感器来检测振幅信号，传输给控制系统，经过分析处理，显示输出结果共检修人员使用。(2)共振式悬架装置检测台如图1-1所示，通过试验台的电动机、偏心轮、蓄能飞轮和弹簧组成的激振器，通过控制电源系统的通断，汽车在检测台上下震动，检测汽车悬架装置产生的振动。图1-1共振式悬架试验台1-蓄能飞轮；2-电动机；3-偏心轮；4-激振弹簧；5-台面；6-测量装置测力式悬架装置检测台和测位移式悬架装置检测台，它们的结构如图1-2所示。由于共振式悬架装置检测台性能稳定、数据可靠，因此应用广泛。

图1-2测力式和测位移式悬架试验台结构a）测位移式；b）测力式1、6-车轮；2-位移传感器；3-偏心轮；4-力传感器；5-偏心轴2．共振式悬架装置检测台的结构（1）机械部分机械部分是该悬架试验台的硬件部分［15］。关系到试验台工作测量数据的准确可靠性包括箱体部分，给其他机械部分提供支撑和约束作用，包括两套振动系统，振动系统的结构较为复杂，里面是悬架试验台的核心部件，结构如图1-3所示。由偏心轴、激振板、支承台面、激振弹簧、驱动电机、蓄能飞轮和传感器等构成。图1-3共振式减振试验台结构示意图2）电子电器控制部分这部分是悬架试验台的重要集成部分，相当于人体的大脑，主要由微机、传感器、A/D转换器、电磁继电器及控制软件等组成。控制软件起到桥梁作用，它可以有效连接悬架装置试验台电子电器控制部分与机械部分，它的工作流程如1-4所示。

id眾完显示记录图id眾完显示记录图1-4软件工作流程图绘制曲綾/醴示於数设试便器初姑］5T（二）悬架装置工作性能的诊断标准根据国家标准以及行业标准规定：对于最大设计车速±100km/h、轴载质量＜1500kg的载客汽车，应用悬架检测台按规定的方法进行检测悬架特性，受检车辆的车轮在受外界激励振动下测得的吸收率，即被测汽车共振时的最小动态车轮垂直载荷F与静态车min轮垂直载荷W的百分比值A（又称车轮接地性指数），不应小于40%，同轴左右轮吸收率之差不得大于15%。表1-1车轮接地性指数参考标准车轮接地性指数（%）车轮接地状态车轮接地性指数（％）车轮接地状态60〜100优秀20〜30差45〜60良好1~20很差30〜45一般0车轮与地面脱离汽车减振试验台的设计汽车减振器工作原理该减振器的结构如图2-1所示，由于各个物体都有自身的固有频率，这是物体的固有属性，电机的频率和车轮的频率不同，电机是主动件，车轮是从动件，电机的频率高于车轮，所以飞轮扫频激振过程，频率逐渐减小，可以扫到车轮的频率，由此产生共振。测量此时的振动频率、振幅、输出振动波形曲线［16］。以此评价汽车悬架减振器性能。滑动。而盖板滑动的距离同样是由传感器把信号传给电脑，再由电脑控制电机停止转动。试验台的设计通过查阅国家标准以及行业标准，该检测对象是乘用车，要求悬架试验台每根轴承载质量在It,不能超过最大检测质量1.5t,试验台拟由两台Y100L系列电机带动。合适的选择电机的满载转速以及额定功率［17］。该电机的满载转速为1420r/min,额定功率为3kw。

r电机握动架?测力传图r电机握动架?测力传图2-2试验台结构示意图此检测台由电机带动的偏心机构产生振动［18］。此部分由同相位偏心轴外套圆柱滚动轴承组成。直线滚动导向柱由直线导轨和直线滚动轴承、法兰及密封毡组成，该装置把振动现状与竖直方向。其他起稳定保持作用的装置有带立式座的球轴承起支撑作用，并保持轴的稳定。飞轮储存电机的能量并产生扫频激震。检测台设计注意事项1）此检测台只用于轿车悬架系统的检测，所以振动板的长度应该满足各种轮距的轿车。2）该试验台应用于轿车的检测，但必须使其他车辆（卡车、货车、农用车等）能顺利通过，所以在振动板上应该设置一个盖板。在盖板的设计时应该考虑满足小车（轮距750mm）,大车（轮距2500mm）能顺利通过。3）考虑到汽车振动时可能脱离检测台，为了安全，使盖板在移开时至少有200mm。零部件设计电机的设计已知实验台要求频率为23Hz，故所选用的电机转速为n=1440r/min。选用Y系列三相异步电机，该系列电动机使用转差率无特殊要求的机械拖动上，也可以用于启动静止和惯性负载比较大的机械上。采用新型电磁材料及优质绝缘材料，因而体积小，重量轻，性能好，结构牢靠，维修方便，运行可靠。计算电机的平均转矩偏心轴的平均偏心距离：偏心轴在转动过程中的位移是：S=5(1-cos0)故对S进行积分可得偏心轴的平均位移,即：TOC\o"1-5"\h\zS=J2兀5(1-cos0)d0/2兀=5mm(3-1)0在对s进行求导，可得偏心轴的速度函数，即：v=也=埜=0.005sin0=0.005sin0x3dtdtdtdt=2兀x23x0.005xsin0=0.7222sin0(3-2)速度曲线如图3-2所示：图3-2速度曲线示意图对速度函数进行积分，可得偏心轴的平均速度，即v=i2兀0.7222sin0d0/2兀=0.552m/s0平均功率：Tnp=dd=5.6kw9550

(3-3)故此电机的功率为：P/2=2.8kw综上所述：选Y100L2—4绕线型三相异步发动机。电压380V。参数如下：额定功率：3Kw额定电流：6.8A转速：1420r/min效率：82%功率因数：0.82震动速度：1.8mm/s电机的过载能力校验T=2.3T=T=2.3T=89.7maxNT丄KK2XTT=0.9U<T'X0.852x4T=2.6TNN(3-4)max经过校验，证明此电机壳承受未过载。备注：(电机选取双外延轴型，一面与连轴器连接，另一面与储能飞轮连接。)偏心轴的设计轴的材料选45钢，查表得材料机械性能数据为：强度极限屈服极限弯曲极限o=650MPabo=355MPaso=275MPa-1调质处理：剪切疲劳极限：t厂155MPa许用应力：[o]=60MPa—1弹性模量：E=2.15x105MPa3.2.1轴的受力分析受力图：受力图：图3-3轴的受力图弯矩图：扭矩图：3.2.2确定轴颈参数轴同时受弯矩和扭矩的作用，产生弯矩和扭矩变形，且弯曲变形较大，所以按扭矩组合变形来来初步估算轴颈。弯矩为：M=mgc/2=1500x9.8x0.05/2=367.5N•M扭矩为：T=9549P/N=9549x3/1440=19.894N•M二20N•M则实际扭矩：T'=K•T=1.3x20=26N•M有第三强度理论得出：a=1/w1M2+T2<Q］Y「-1其中弯矩模量：W二兀d3/32则：d>3：'32/兀［a］；M2+T2◎45mm轴上有键槽,所以轴颈应以一定比例放大，且为保证偏心距为5mm,阶梯轴为45mm,即：d1=(1+5%)d=(1+5%)x45=47.25mm将其值取为55mm。d=d+2a=60mm21其中：(a>(0.07-0.1)d)

轴的疲劳强度校核综合考虑载荷与轴颈的影响，可以看出C受力最大，所以确定C处为危险截面只要保证其强度即可保证整个轴的使用要求，则对危险截面进行校核计算安全系数：截面上的抗弯摩量：W=0.1x453=9112.5mm3截面上的抗扭摩量：w=0.2x453=18225mm3T作用在截面上的弯矩：M=367500Nmm作用在截面上的扭矩为：T=26000N■mm截面上的弯曲应力为：G=M/W=367500/9112.5=40.3N/mm2b截面上的扭转剪切力为：T=T/W=26000/18225=1.4N/mm2tT由机械设计手册查得：有效应力集中系数尺寸因数：表面质量因数0.84P=1由机械设计手册查得：有效应力集中系数尺寸因数：表面质量因数0.84P=1K=1.85G£=0.78T=1.58T带入公式得：275x1x0.84n=275x1x0.84n=GkP£Gg1——Gmax1.85x4.3(3-5)带入公式得：n=T(P,n=T(P,1+屮)TTmax=109.3(3-6)(3-7)综合以上两种因素总安全系数得：(3-7)=3.098■[n]所以该轴满足疲劳强度的要求。轴的挠度校核该轴的挠度曲线如图3-6所示为图3-6挠度曲线由挠曲线可以看出轴的中心处挠度最大：PL2LI=1max8EJf=f=竺cd3EJJ=nd4/64经计算得:f

cfmaxE=2.15x105MpP=mg/2(3-8)=f=0.045mm

d=0.103mm<[f]=0.5mm所以该轴满足变形要求3.3轴上键的强度校核轴与联轴器之间选用GB1096-1979普通半圆头平键。尺寸为：b=10mm,h=8mm,l=50mm。键在工作的工程中，需要考虑需用压应力的大小，不能超过最大值。查手册得许用压应力=100〜120MPa。普通平键连接的强度条件为:2Tx103o=<Q]MPapkldP2x26x103o==8.254MPa<P0.5x8x45x35所以该键满足许用挤压强度，设计合理。Q]=100MPaP3.4联轴器的设计本设计实验台选用滚子联轴器，这种联轴器优点很多，用于传递两轴之间有一定角度的动力，有一定的位移补偿能力，允许两轴的角度可达1度，径向位移一般在0.2~1mm范围内，其大小取决与联轴器的尺寸和链的节距。该联轴器的型号为：GB6069-85GL5,许用转矩为：T=250Nm，许用转速为：n=3150r/min,该实验台的实际转矩为：T=26Nm<T，故该联轴器满足要求。max偏心轴轴承的设计该轴承承受主要的载荷，因为要求的转速较大，且要求的旋转精度较高，所以选用单列向心球轴承（GB/T276-94深沟球轴承60000型03系列），基本额定动载荷C为59.23KN。采用弹性挡圈和轴肩来轴向固定，且轴承和轴的配合采用过渡配合偏心轴承的寿命计算：L=竺X（c）£P=fXRn60npp(3-9)其中：c:基本额定动载荷n:轴承转速(3-9)P：当量动载荷£:滚子轴承为3f=1.0~1.2P计算得：L=6056hn所以选择的轴承满足设计要求。轴承座的设计该实验台所承受的基本载荷是：C=1500X9.8=14.7KN，轴承选用带顶丝外球面向心球轴承（JB1642-75）90511型。轴承座选用外球面向心轴承立式轴承（JB1634-75）,轴承座型号为：Z609，该轴承座的基本额定载荷是24.5KN，符合设计要求。飞轮的设计达到需要的频率后，停止电机，由飞轮储存起来的电机的能量就释放出来，这些能量最终会被摩擦副、轮胎、传动副和减振器吸收，其中主要被减振器吸收。减振器中的阻力F与减振器的振动速度V之间的关系是：F=8v8为减震器阻尼系数阻尼系数§的确定：（3-10）8=2*：'Cmm为弹簧上质量，*为相对阻尼系数，取申=0.35ssc为悬架系统垂直刚度，取c=30000N/m，故有：

§二2x0.35xJ30000x1000二3795由上面的公式得：F=§v=3795x0.552=2095N设飞轮需要n转才能停下来，由能量守恒得:nFS=十nFS=十I®22令n=230，故I=2nFS_460I=2nFS_460x2095x0.012①2（23x2兀）2=0.554Kg•m2取飞轮的宽度为71mm，材料为HT200，由:I=mR2~1~I=mR2~1~pVR22v兀Bd432得：l32Ip兀Bx1000_|32x7.8x兀x0.071x1000〜223.得：d—4—4Q223.14I40.554取d=230mm。滚动导向柱的设计由于承载球与轴呈点接触，故使用载荷小。钢球的运动状态是滚动状态，摩擦阻力小，精度较高，此部分是使受载荷的钢球与轴作滚动接触。直线运动球轴承的优点：1．节省能源，得到较高速度。2．重负荷下，磨擦系数极小，精度保持不变。3．这种轴承是标准件，全国通用，制造成本及其安装成本低，结构简单且质量轻。4．节省给油手续，达到简化润滑保养的目的。5．由于在轴承的外侧采用油封，并且数量是两个，可以有效防止灰尘进入内部。综上所诉，采用带有直线轴承的滚动导向柱作为该实验台的重要组成部分之一。由三个部分组成：直线轴承上体（套筒）、直线轴承下体（心轴）、直线轴承。直线轴承上体和振动板联结，下体与底板联结，联结件均采用M8的六角螺钉，上体采用套筒式，下体采用滚柱式，上体与下体之间用滚动直线运动球轴承联结，直线运动球轴承（GB/T16940-1997），型号为LBP405260，直线运动球轴承固定在上体内，上面由上体的空间定位，下面有一挡圈，用紧定螺钉固定在上体上。直线滚动轴承采用循环运动，以增加运动的流畅性，减少磨损，延长零件使用寿命。直线轴承下体的强度校核：由于下体承受的弯矩，则：

M二1500x9.8x0.9十2二6615Nm由强度校核公式：16M16M162Mb===(3-11)bW皿3兀d3(3-11)'16故：d==d==33.8mm沁34mm取下体的直线为40mm,故满足强度要求。3.9弹簧的设计选择初始数据该结构使用的弹簧为拉伸弹簧。材料选50CV，该弹簧具有很好的机械强度，热ra加工工艺优异，回火稳定。以下为该弹簧的设计数据：最大拉力P=679Nmax最小拉力P=366Nmin工作行程h=5mm载荷作用次数:N>106属I类初算弹簧刚度：P'=(P-P)/h=62.6N/mmaxmin查设计手册：取d=5,D=25P=822.78x0.875=719.9N/mmax(3-12)Gd478450x54(3-12)n===6.278D3P'8x253x62.62取n=7，实际刚度P'=62.6x6.26/7=56.0N/m选初拉力P=231N0最小载荷下的变形：F=(P-P)/P'=(366-231)/56.0=2.41mm1min0最大载荷下的变形F=2.41+5=7.41mm2弹簧外径：D=D+d=30mm2弹簧内径：D=D-d=20mm1自由长度：H=(n+1)h+2d=76.35mm01最小载荷下的长度：H=H+F=76.35+2.41=78.76mm101最大载荷下的长度：H=H+F=76.35+7.41=83.76mm202展开长度：L=兀D+2兀D=785.4mmn弹簧的校核1.验算疲劳强度及静强度安全系数因为弹簧要承受大于106次循环载荷，故为I类载荷，需要进行疲劳强度验算。查得当C=25/5=5时，K=1.311t二8kPD/兀d3二359.64MPamaxmax2t二359.64x366/679二193.86MPamin安全系数：取二0.3幻t=0.5^c二1765MPapbsbb(3-13)S=(+0.75i)/t二(0.33x1765+0.75x193.867359.6牡2.02>[S]0minmaxS=0.5x1765/359.6牡2.46>[S]故疲劳强度足够。2.共振验算f=r归<0.5f2兀wr即f=0.025vv11.5(3-14)故弹簧安全3.10传感器的设计在检测过程中，采集的数据为振动板所受的压力，所以选择的传感器型号为H9G(双剪梁传感器)，该传感器具有高精度、高可靠性、密封结构、密封性好、抗偏载能力强。输入红里■1T绿输岀它的接线方式为：白输入红里■1T绿输岀它的接线方式为：白输出〔一〉图3-7传感器线路图输入〔一〉该类型传感器的技术指标：技术指标：量程：2t~5t额定载荷T2,3,4,5精度等级%F.S温度对输出灵敏度影响％F.S/10°C0.05输出灵敏度mv/v2.0+0.1温度对零点输出影响%F.S/10C0.05非线性%F.S温度补偿范围C-10+40迟滞%F.S允许使用温度范围C-35+65重复性%FS0.050.10.1推荐激励电压V912(DC)蠕变％FS/30min0.050.10.1允许激励电压V618(DC)输入阻抗Q700+7安全过载范围%F.S150输出阻抗Q700+7极限过载范围%F.S300绝缘电阻MQ±5000(50DVC)防护等级IP67零点输出%F.S1.53.11振动板的设计振动板直接与车轮接触，承受汽车的总质量。因此，振动板需要能够承受一定的弯矩，有一定的刚度。此外，盖板与称重传感器相连，为了减小传感器的规格，选取带有加强筋的铝合金板，即满足强度要求，又减轻了质量。初步取振动板长L=685mm,宽B=265mm,高H=35mm。因为振动板与传感器相连接，振动板的变形对传感器的影响很大，所以应该根据振动板的刚度要求(f<0.3mm)来设计。振动板的受力形式相当于简支梁，且力作用于中心位置，所以在中心处的挠度最大，校验此处的挠度即可。对振动板进行简化模型，则计算如下：f=PL3/48EJ(3-15)max其中J分为两部分，一部分是：J=bh3/12111另一部分肋板是：J=bh3/12i22f=0.243mm<0.3mmmax所以振动板满足设计要求的刚度。盖板设计盖板的作用是防止大车经过实验台时压坏实验台，要承受大车的质量的盖板必须有一定的强度，同时应该尽量减小盖板的质量，来减小驱动电机的功率，因此考虑以上两个因素将盖板设计成三角筒型，在中间加若干筋。初步确定盖板的总长为1000mm，总宽为450mm，总高为60mm,筋的厚度为2mm，筋与筋之间的距离为60mm。3.12.1校核盖板的刚度对盖板进行分析，可以简化成间支梁，进行强度计算为：f=PL3/48EJmaxJ=bh3/12其中P为汽车的重力，L为盖板的宽度，b为盖板的理论长度，h为盖板的高度f=1500x9.8x0.4503x12十48x2.10x1011x18x4x10-3x0.063max=0.41mm<[f]=0.5mm所以盖板满足刚度要求。计算盖板的质量(3-16)M=pv=[2x0.233x1x0.002+(0.06x0.45+0.06x0.45/2)(3-16)x0.002x18]x7.8=37.3kg考虑焊接等因素盖板的总质量达到45kg。驱动盖板的电动机设计已知盖板的运动速度为4m/min。考虑到各种因素，盖板的质量为50kg。根据这些已知条件，由公式p=Fv计算电机的功率：P=FV=Mgfv=50x9.8x0.18x4+60=5.88W取与减速器匹配的120W电动机。Y系列(IP44)三相异步电动机，同步转速为1500r/min。减速器的设计此实验台选择单级蜗轮蜗杆减速器，由于涡轮蜗杆机构的传动比可在10~80范围内变化。且蜗轮蜗杆减速器传动比大，结构紧凑，传动平稳，考虑到电机法兰的影响，减速器输出轴的齿轮不能太大，所以取减速器传动比为65。齿轮齿条的设计该齿轮设计成标准直齿圆柱齿轮，压力角«为20度，模数m取2.5mm。材料选择为40Cr。3.15.1齿轮初步设计所选用的为标准直齿圆柱齿轮，正常齿制：h*=1，c*=0.25a减速器输出轴的转速为：n=N/65=1440/65=22.15r/min角速度为：W=2兀n=44.3兀/60rad/s分度圆半径：R=V/W=4/60=0.0287m=28.7mm44.3兀/60齿顶高：h=h*m=1x2.5=2.5mmaa齿根高：h=(h*+c*)m=3.125mmfa齿全高：h=h+h=5.625mmaf顶隙：c=c*m=0.625mm齿顶圆直径：d=d+2h=62.4mmaa齿根圆直径：d=d-2h=51.15mmff节圆直径：d=57.4mm齿距：p二兀m=7.85mm分度圆齿厚：s二兀m/2=3.9mm分度圆齿间距：e=Km/2=3.9mm齿宽：B=KxMcn其中：K为齿宽系数：一般情况下，直齿轮取为：4.4~7在此取值为6cM为法向模数n则：B=2.5x6=15mm齿数Z为：Z=d/m=22.96233.15.2齿条的设计齿条齿廓曲线是直线，所以齿廓上各点的法线是平行的，齿条做平动，齿条齿廓上各点的压力角均相等，等于齿条齿廓的倾斜角，均为标准值20度，齿距大小均为：p=nm二7.85mm。4技术经济性分析产品设计不能单单强调是否能实现功能，现在的市场是消费者为主体的市场，市场竞争异常激烈。盈利是每个企业生产的命脉，产品设计成败,最终由消费者来裁判。技术经济分析就尤为重要。对于汽车减振试验台来说，可以降低其生产成本，提高其耐久性能，从而提高产品的使用价值。在本次汽车减振试验台设中，本着上述原则，我考虑了许多因素之后，选择了谐振式振动机构，这也是为市场需求考虑的，现在市场上汽车减振试验台分为跌落法试验台和共振式试验台两种，共振式因为其稳定性好，精度高，试验准确，操作方便等诸多优点已被大家所认可，另外我也参考了许多文献，力争我的设计能有所创新，故本次设计我采用当今比较先进的试验系统，设计的激振机构更加紧凑，在运动和力的传递上更加精确，从而系统的运动灵敏度得到提高。这也是我本设计的亮点之处，因为设计不能一直仿造以前现成的东西，更需要创新，这也是一个设计人员要考虑的。在本设计中，主要考虑到用于轿车日常检测，其价格必须低廉，而且具有一定的性价比。因此，在材料的选择上，箱体选择标准槽钢作为其试验台架，轴承选用常用标准滚动轴承。这些材料和标准件可在达到设计要求的前提下价格相对便宜。另外，从零件选择上，多选用标准件，少选用特别加工的零件。这样可节省成本。另外，从工艺看，在达到设计要求前提下，尽量简化结构，使加工省时，这样生产效率就会提高。零件选用时尽量使用标准件，提高了系统的标准化程度，大大降低了产品的造价。由于本次设计中，时间紧，工作量大，经验少，知识也有一定的局限，会存在一定不足之处，所以需不断试验以应用于生产。5总结与体会此论文对汽车减振试验台的设计进行了充分说明，从理论上验证了这种试验台设计的可行性。本设计的主要工作：1开始设计前，对该类试验台进行了查阅资料，分析市场类似产品。2查阅了相关各类资料、书籍，机械手册。了解汽车悬架系统的作用和工作原理。完成相关设计，计算和校核。绘制汽车减振试验台相关图纸。在这半年的毕业设计中，我学到了很多东西，锻炼了我独立思考的能力。在朱老师的帮助下，我能及时发现设计中的错误，并进行了修改，使我的毕业设计能够不断完善。本毕业设计论文所有内容主要是减振试验台的设计的整个过程，利用对零部进行工艺性分析，设计出适合本试验台的激振和传动装置，以达到使用要求，提高使用性。在设计过程中，真正地体现了自我动手、自主设计，查阅相关文献，翻阅了大量相关专业书籍，提高了动脑、动手的能力。但是本设计还有些地方还需要改进。1应对减振试验台做进一步的研究，寻求不同的检测参数，从而更加精确地确定各种因素。2车型选择比较单一，应该扩大车型的实验范围。总之，随着汽车检测技术的日新月异，科学技术的不断进步，汽车减振试验技术将会上一个新的台阶。参考文献CourtlyR