1、慣性制動器試驗臺的畢業設計1 緒 論1.1 課題背景隨著我國汽車工業的飛速發展以及高速公路、 高等級公路的大規模建設， 車輛 密集化和車輛高速化對車輛的制動系統提出了更高要求。 對車輛安全性能的研究揭 示，在道路交通事故中大約有 10%的事故是由于車輛在制動一瞬間偏離原定軌道或 甩尾產生的，因而探討各種高性能制動系統和完善制動性能是促進汽車工業發展的 重要措施之一。汽車制動防抱死系統 ABS(Anti-lock Braking System ，簡稱 ABS) 就是為適應這一要求迅速發展起來的。 ABS是在車輛制動過程中防止車輪抱死造成 輪胎在地面上打滑的一種機電一體化控制裝置。 ABS可以明顯

2、提高制動過程中的操 縱穩定性并同時縮短制動距離，大大提高了行駛安全性，是一種主動安全性技術。國外從 70 年代就開始開發 ABS產品，致力于在汽車制動時避免車輪過早抱死。 80 年代隨著電子技術的不斷發展， ABS不斷完善并得以廣泛應用。 隨著世界汽車工 業的迅速發展，汽車的安全性、舒適性日益受到人們的重視。目前，西方發達國家 己廣泛采用 ABS，而且己成為汽車的必要裝備。有關資料表明，美國自 60 年代末、 70 年代初開始在汽車上安裝 ABS, 70年代末、 80年代初，歐洲國家開始批量采用 ABS。近年來， ABS在我國也正在推廣和應用 , 大部分轎車和客車均開始采用 ABS， 以縮短制

3、動距離，防止側滑，提高制動時的方向穩定性，從而大大改善了汽車的制 動性能，減少了車禍，提高了汽車運行的安全性。隨著 ABS裝置的廣泛應用，檢測 ABS性能也顯得越來越重要。 ABS性能的好壞 直接影響到行車的安全。 我國現有的各種制動檢驗臺都無法檢測裝有 ABS汽車的制 動性能。目前裝有 ABS裝置的汽車，測試制動性能只能采用路試，道路試驗需要建 造 ABS性能專用跑道， ABS性能專用跑道投資大，而且每次 ABS性能測試前，對試 驗路段要進行仔細地清洗，準備試驗路段的時間較長、試驗費用較高，而且道路試 驗過程存在一定安全風險。 目前，我國只有海南汽車試驗研究所的汽車試驗場等少 數單位才有 A

4、BS的專用試驗跑道。 汽車生產商在推出一款新車型時對 ABS性能進行 定型試驗，一般須將新車型的樣車送往海南 。對于汽車 ABS生產廠家批量生產的 汽車 ABS產品的質量檢測和在用汽車的 ABS性能定期測試， 目前只有在道路上進行 行車緊急制動，憑駕駛員的感覺來判斷 ABS的工作是否正常。隨著汽車市場對 ABS 需求的大量增加，為快速、有效、經濟地對 ABS性能進行檢測，迫切需要采用室內 試驗臺來對汽車 ABS性能進行試驗研究。 2004 年 04 月國家交通部發布了交通行業 標準 (JT/T510- 2004)“汽車防抱制動系統檢測技術條件”，標準規定了具有防抱 制動裝置的汽車制動系統的技術

5、要求及檢測方法。 該標準的出臺， 為汽車 ABS檢測 試驗臺的研究開發提供了依據。 目前，國內有關汽車 ABS檢測試驗臺的研制報道不 多，因此迫切需要研制一種適合檢測 ABS的檢測試驗臺。1.2 國內外汽車制動檢測試驗臺的現狀目前，國內外汽車制動檢測試驗臺按檢測時支承受檢車輪方式可分為兩種 : 一 種為滾筒式制動試驗臺，另一種為平板式制動試驗臺 ; 而根據制動臺檢測制動性的 原理，可將制動臺分為慣性式制動檢驗臺和反力式制動試驗臺兩類。汽車制動力檢測是重要的安全檢測項目之一，無論是管理部門還是車主都十 分重視汽車的制動性能。 目前，汽車檢測線上常用的制動力檢測設備主要是滾筒反 力式制動力檢測臺，

6、 另外還有一種平板式制動力檢測臺， 在汽車維修企業中采用的 一種原理類似“扭力扳手”的制動力檢測杠桿或檢測平板， 則屬于純靜態制動力檢 測設備。滾筒反力式制動力檢測臺是使用最為普通的檢測設備。 它由電機通過傳動裝置 驅動滾筒，滾筒帶動車輪，并在汽車制動時，利用測力杠桿將制動力傳給測力傳感 器。為增大車輪與滾筒間的附著系數，通常采用在滾筒表面刻槽或粘砂的辦法。滾 筒反力式制動力檢測臺的優點是測量的重復性比較好。 這是因為它可精確控制電機 驅動滾筒的轉速， 每次測量轉速的變化不會太大， 且車輪在滾筒上的位置也基本不 變。也就是說測量的條件變化不大，所以這種設備測量的重復性較好。它最大的缺 點則是由

7、安置角引出的。 所謂安置角是指車輪中心與兩個滾筒中心連線之間夾角的 一半。由于不同型號車輛的輪徑不同， 而滾筒的直徑和兩個滾筒的中心距是固定不 變的( 當然也有少數是可調的 ) ，所以對不同型號的車輛來說，安置角是不同的。小 型車，車輪的安置角大，車輪對滾筒的正壓力大，附著力也就大，這樣就容易測到 最大制動力 : 而大車的情況則相反，往往需要施以附加載荷才能測到最大制動力。 此外，滾筒反力式制動力檢測臺的驅動轉速較低，滾筒表面的線速度一般為 5km / h 左右，因此無法測到汽車在高速情況下的制動性能。平板式制動力檢測臺在社會上已開始應用，并得到 GB 7258-1997機動車運行安全技術條件

8、的認可。它的檢測原理是利用平板將汽車制動時的前沖慣性力 （ 數 值與汽車制動力相等 ）傳遞給平板下的力傳感器。 其優點是:原理和結構簡單， 檢測 條件與汽車在道路上的制動狀態類似，能充分反映汽車制動的真實性能; 不存在安置角引出的問題 : 還可設計成既能檢測制動力。也能檢測軸重、側滑、懸掛等項目 的汽車綜合性能檢測臺，從而可大大減少占地面積，節約土建投資。當然，平板式 制動臺也有缺陷， 即測量復現性不如滾筒反力式制動力檢測臺。 這是由于在每次檢 測時駕駛員不能保證汽車的初始速度和施加于踏板的力都一致， 所以測量數據顯示 出較大的離散性。但必須指出的是，這種情況并不是測量設備本身的重復性不好，

9、而是由于測量條件的變化而引起制動力檢測數據的變化， 這樣的測量結果反而能真 實反映汽車的制動性能，與道路試驗的情況相似。對安全管理部門來說，制動力檢 測僅要求及格性判別， 汽車制動力只要達到合格的標準就可以， 車管部門并不需要 知道汽車的撮大制動力是多少。所以，因平板式制動力檢測臺簡單、實用并接近路 試情況，故值得推廣應用，一段時間內取代滾筒反力式制動力檢測臺。但是由于目 前的技術原因， 平板式制動實驗臺的推廣和應用存在著很大的困難， 因此應用很少。扭力扳手式的制動力檢測方法由于不存在附著系數問題， 所以可以準確地測得 汽車的最大靜態制動力。但這種方法的效率較低，只適用于修理廠內部使用。慣性式

10、制動力檢測臺是一種動態制動力檢測設備。 它是利用電機或車輛本身的 動力驅動滾筒，滾筒帶動車輪，當汽車制動時，由于滾筒的轉動慣量相當大，所以 從制動開始到結束需要一段時間， 通過測量制動初始速度和制動時間便可得到制動 減速度。由于滾筒的轉動慣量是事先知道的，這樣就可以推算出車輪的制動力矩。 但難辦的是 : 車軸和車輪的轉動慣量不知道， 如果略去不計則會產生較大誤差 ; 如需 精確測量，就要通過增設附加轉動慣量，每車做兩次試驗，再對試驗數據解聯立方 程才能得到較理想的結果。為了解決傳統慣性式制動力檢測臺的這種缺點， 國內某研究所發明了一種“動 態校準的慣性制動臺”。 這種制動臺是在帶高速反拖的底盤

11、測功機的基礎上派生出 來的，它利用大功率變頻電機或汽車本身的動力使車輪在滾筒上高速轉動， 利用電 渦流測功機給出標準制動力矩， 對系統 （ 包括車軸和車輪 ） 的整體轉動慣量進行測量 和計算， 從而可得出系統轉動慣量的精確數值， 避免傳統慣性式制動力檢測臺需配 備附加轉動慣量的麻煩。必須指出，各種汽車制動力檢測設備都有一些共性的問題。例如 : 只要是動態 測量，所測得的結果只能是最大制動力和附著力的小者， 當附著力小于最大制動力 時，只能測到附著力，因為在這種情況下制動效能無法充分發揮出來 ; 只要是雙滾 筒式制力檢測臺， 就不能避免因安置角而引出的問題， 其制動機理與路試情況便會 有一定差異

12、。因此每種實驗臺都有他的優缺點。1.3 本文研究內容及創新1.3.1 本文研究的主要內容由于目前 ABS以廣泛應用于各種汽車， 尤其是在轎車和客車領域得到了迅猛的 發展，但是傳統的制動試驗臺基本上都是檢測汽車的制動力和制動時間等， 已經無 法滿足檢測 ABS汽車的需要，針對這種情況，本次設計就是在這方面作了一些嘗試， 在反力式制動試驗臺的基礎上設計了一種慣性式滾筒式制動試驗臺，主要工作如 下：1）試驗臺的方案設計；2）試驗臺慣量系統的設計；3）主要零部件設計；4）試驗臺總體設計；5）機械系統的設計及裝配圖和零件圖的繪制；6）設計說明書和使用說明書的編寫。1.3.2 本文的主要創新1）目前汽車

13、ABS的性能檢測，通常采用道路試驗，道路試驗費用高且路試過 程存在一定安全風險， 本課題為汽車 ABS檢測的室內試驗臺。 不但可以檢測 ABS汽 車的滑移率， 而且可以用用來檢測汽車制動距離的一種動態制動試驗臺， 從而使得 檢測結果更加符合實際情況；2）汽車 ABS檢測試驗臺的關鍵技術是等效動力學模型，如何用滾筒及飛輪的 轉動慣量代替汽車移動的慣量是其中的重要問題；3）提出汽車 ABS檢測試驗臺總體設計方案， ，為汽車 ABS檢測試驗臺的研究開 發提供一套完整的設計方法。1.3.3 試驗臺主要功能本試驗臺能夠完成對汽車常規制動性能和在用車輛 ABS制動系統的室內檢測，其功能主要包括 :1）前后

14、四輪同時檢測，可測試出滑移率、制動距離 , 制動時間等參數，對汽車 ABS系統性能作出比較全面的評價；2）自動化程度高，選定 ABS工作性能檢測或常規制動性能檢測后，系統可在 臺架控制系統的控制下自動完成測試過程。1.3.4 試驗臺開發中的關鍵技術1）試驗臺架軸距調節及傳動機構的變速調節技術；2）車輛在臺架試驗中安置角的合理確定；3）慣量系統的合理確定。1.3.5 臺架檢測法的特點及發展前景相對于道路試驗檢測來說，臺架檢測方法具有許多突出的優點 :1）檢測過程簡單，時間短。針對 ABS系統制動性能的檢測， 每輛車只需要 3 -5 分鐘，因此，如果將 ABS檢測試驗臺安裝到目前國內的汽車性能檢測

15、線上使用，對 整條檢測線的檢測速度影響很小；2）設備占地面積小，可以作為一個單獨的工位加裝在目前我國正在普遍使用 的汽車性能檢測線上，從而能夠在汽車年檢中完成對汽車ABS系統的性能檢測；3）檢測過程受環境因素影響較小。 由于臺架檢測是在室內進行， 所以不會受到 天氣、側向風等自然條件的影響；4）設備耗資低，根據市場需求可實行產業化生產。 臺架檢測法有許多道路檢測法所不具備的優點， 但是也存在一些不足， 由于臺 架檢測法所采用的方法是模擬路面制動狀況并進行檢測， 不能反映出路面制動時的 軸荷轉移對制動過程的影響， 同時受到電子器件精度、 汽車當量模擬精度等因素的 限制，所以測試結果在一定程度上存

16、在偏差。通過不斷改進臺架設計，充分減小臺 架自身不足， 盡可能選用高精度電子測試器件等措施， 可以將臺架測試的精度逐步目前，隨著我國汽車保有量的逐年增長以及人們對道路交通安全關注程度的提 高，在用車輛的常規檢測項目中增加 ABS系統制動性能檢測的必要性也隨之日益提 高，臺架檢測必隨之廣泛應用。2 方案比選目前，國內外汽車制動檢測國內汽車檢測線上最常用的制動檢測設備就是反力 式滾筒制動試驗臺。但反力式滾筒制動試驗臺檢測時，汽車不動 ，只是滾筒帶動車輪轉動，是一 種靜態檢測，不能檢測汽車動態制動情況下的制動力。 檢測車速較低， 一般在 5km/h 以下，且只有一個固定的車速。由于速度太低，對于裝有

17、 ABS的汽車 , ABS 系統尚 不起作用 , 即使起作用測得的制動力由于汽車未處于抱死狀態，也就低于其實際制 動力, 因此反力式滾筒制動臺也不適合檢測 ABS系統的性能。因此, 隨著 ABS系統的大量應用 , 需要一種新的檢測方法來檢測汽車的制動效 能, 慣性式制動檢測臺就是一種是模擬道路行駛動能檢測車輛制動性能的裝置， 。因 此慣性式檢測臺的轉速比反力式滾筒臺的轉速高的多，速度一般都大于40km/h, 適合 ABS的檢測要求。且結果更加可靠和可信。本次設計就是設計一種主要是用來檢測轎車整車制動性能的慣性式制動試驗 臺。目前慣性式制動臺主要有兩種 , 一種是平板式的 ,一種是滾筒式的 .

18、其中平板式 制動實驗臺具有操作和安裝簡單 ,維修方便等優點 , 但如前面分析也有致命的缺點 , 缺點主要有如下幾方面1）測試的重復性不好；2）安全性差 , 若附著性能不好 , 汽車容易跑車 , 而造成事故；3）檢測技術也不成熟 , 定量分析以及傳感技術和計算機后處理的要求很高 , 有 待于電子技術的進一步發展 . 。而滾筒式制動臺卻沒有這些缺點 , 它最大的缺點就是由安置角引起的 ,會因為 輪胎直徑的變化而引起檢測結果的誤差 . 但現對于平板式的要小的多，因此慣性滾 筒式在平板式的問題沒有解決前是最好的檢測方法。目前慣性滾筒式制動實驗臺也主要有兩種 , 一種是電動機驅動的慣性式滾筒 制動試驗臺

19、如圖 1，另外一種就是發動機驅動的慣性式滾筒制動試驗臺如圖2，其中發動機驅動的慣性式滾筒制動試驗臺， 受檢車輛發動機驅動， 前后軸同時檢測的 慣性式滾筒制動試驗臺， 受檢汽車前后軸車輪分別安置在臺架前后各對滾筒上， 左 右滾筒組通過變速器串接， 前后滾筒組經傳動軸聯結， 飛輪的作用是增加滾筒系統 的慣量。受檢車輛的驅動力經驅動輪帶動臺架后滾筒組 （設汽車為后輪驅動） 轉動， 并經過傳動軸帶動前滾筒組同步轉動。 汽車在臺架上運行速度由受檢車輛控制。 該 試驗臺相對于電動機驅動的試驗臺來如果軸距單一來說具有結構簡單， 只需要通過 汽車本身就可以控制，比較適合于工廠內部的實用，但是對于汽車檢測企業來

20、說， 由于需要檢測不同類型的得汽車， 需要不斷的調整軸距， 而調整軸距的方法也主要 有兩種，一種是采用帶輪，但是由于調節的距離太長，因此不適合在本試驗臺上使 用，另外一種就是采用圖 2.1 電動機驅動慣性式滾筒制動試驗臺結構簡圖1 滾筒裝置 2 飛輪系統 3 調距裝置 4 舉升裝置 5 電機 6 聯軸器 7 變速器2 1 4 57圖 2.2 發動機驅動慣性式滾筒制動試驗臺結構簡圖1 滾筒裝置 2 飛輪系統 3 調距裝置 4 舉升裝置 5 鏈輪系統 6 聯軸器 7 變速器 絲杠，但是成本太高，且設計復雜，因此不適合于汽車檢測維修企業的使用，相反 電動機驅動的試驗臺，是由電動機驅動車輪旋轉，待達到

21、規定轉速后，停止轉動， 雙軸采用雙電機結構，也便于實現檢測車輛前后軸的同步，且結構簡單，軸距的調 節采用雙液壓缸來移動后滾筒，從而滿足檢測車軸距的需要，且簡單實用，因此電 動機驅動的慣性制動實驗臺為本次設計的最佳選擇。本試驗臺主要是依靠飛輪來模擬汽車轉動動能來模擬汽車的平動動能， 為了減 小飛輪的尺寸和節省成本，采用增速器增加飛輪的轉速，從而增加其轉動動能，并 根據不同的車重選擇合適的飛輪組合，飛輪與軸的連接通過軸承，并采用離合器， 這樣方便飛輪的接合和分離， 從避免了傳統的飛輪再不用時通過支撐機構來支撐的 缺點，因為傳統支撐會很容易引起過支撐或者支撐不夠的問題， 從而影響檢測效果， 而采用軸

22、承后則完全避免了這個問題！3 汽車 ABS試驗臺檢測的基本原理ABS產品性能主要有制動效能和制動穩定性兩個方面，制動效能是指汽車以一 定的初速度迅速停車的能力，通常以制動距離和制動過程中的制動減速度來表征。 制動效能是表征汽車制動性最基本的特性參數。 制動時的方向穩定性是指汽車在制 動過程中維持直線行駛的能力或按預定彎道行駛的能力， 即是指汽車預防制動跑偏 和側滑的能力， 本試驗臺則主要檢測汽車的制動效能。 主要能夠測試汽車的滑移率， 制動時間，制動距離，在安裝一定的設備后還可以進行傳統的力檢測。3.1 檢測原理慣性式滾筒臺的滾筒相當于移動路面， 檢測時，轉動的滾筒系統具有轉動動能， 相當于汽

23、車在道路上行駛的平動動能 ; 模擬慣量及車輪的轉動動能相當于汽車發動 機、傳動系統和車輪的轉動動能。 即慣性式滾筒制動臺要能模擬汽車道路行駛時的 動能。慣性式滾筒制動臺要能模擬汽車道路行駛時的動能。 汽車在道路上行駛的能為 汽車的平動動能與轉動動能之和 ，即1mv2 1 J 2 （3 1） 22式中：m 汽車平動質量v 汽車平動速度J 汽車轉動慣量（以車輪為等效構件的等效轉動慣量） 汽車車輪角速度汽車在慣性制動臺上檢測時，汽車及制動臺系統的動能 （ 汽車前、后軸均在制 動臺的滾筒上 ） 為汽車的轉動動能與制動臺滾筒系統的轉動動能之和，即1 2 1 2J 2Jc c （3 2）2 2 c c式中

24、：J 汽車轉動慣量（以車輪為等效構件的等效轉動慣量） 汽車車輪角速度J c 以滾筒為等效構件滾筒系統的等效轉動慣量c 滾筒的角速度慣性式滾筒制動臺要模擬汽車道路行駛時的動能， 必須使汽車在慣性臺上運轉時汽車及制動臺系統的動能與汽車道路行駛時的動能一致，即12 mv21 J 221J212Jc c2(33)則：Jc c 22 mv(34)即慣性式滾筒制動臺的轉動動能 Jc c2 應等于汽車道路行駛的平動動能 mv2， 若滾筒表面附著系數足夠， 車輪在滾筒上轉動不產生滑轉， 即滾筒與車輪的線速度 相等，且均等于汽車行駛速度，即(3 5)crcR v式中：滾筒，車輪的角速度則有rc ， R 滾筒，車

25、輪半徑Jc mrc2(3 6)所以只要確定滾筒的半徑和受檢車輛的質量， 試驗臺的滾筒系統的轉動慣量就 確定了。為檢測滑移率以判斷 ABS的工作狀況，需在滾筒軸上安裝轉角傳感器，根 據傳感器在單位時間發出的轉角信號可確定滾筒轉速， 滾筒的圓周速度模擬車身的 運動速度，同時由安裝在車輪軸上的輪速傳感器測得輪速，據此來計算滑移率。為 檢測制動距離與制動時間， 可在滾筒軸上再安裝計時器， 記錄從制動開始到滾筒停 止轉動所需的時間， 即制動時間 ; 根據滾筒轉過的轉數及滾筒直徑可得到制動距離。 如果需要檢測制動力， 可在滾筒軸的聯軸器間安裝扭矩計， 通過計算可得到各輪制 動力，各個傳感器采集到數據傳輸到

26、微機進行處理。3.2 模擬慣量的計算根據機械系統的等效動力學模型原理， 多體系統各構件的移動、 轉動慣量可以 等效為某個選定的構件的等效轉動慣量，對于有 max n, k 個運動構件的系統， 若其中 n 個運動構件的質心做移動， k 個構件有轉動，等效轉動慣量的公式為:式中：J2i1j1Jj( j )2(3 7)等效構件的角速度mi 第 i個移動構件的質量vi第 i個移動構件質心的速度Jj 第 j 個轉動構件相對質心的轉動慣量j 第 j 個轉動構件的角速度 此試驗臺的轉動慣量為滾筒、軸及其軸承、飛輪、減速器、聯軸器、離合器之和，計算時由上面論述所有慣量可以先等效為滾筒的慣量，即： 總的慣量(3

27、 6)2 Jc mrc3.3 實驗臺方案設計擬采取雙軸電機驅動的慣性式制動試驗臺。中心距采用液壓調節。如圖3，兩個電動機為了保證檢測的同步同時啟動， 在達到規定的轉速后， 此時以飛輪系統以 及滾筒等旋轉件的轉動慣量既為汽車的平動動能，斷開電動機，并踩制動，為了保 證汽車在制動時 ABS起作用，汽車必須啟動，且保證電路的暢通，飛輪上裝有速度 傳感器和時間傳感器， 可以測量制動時車的制動速度和制動時間， 并在車輪上裝有 速度傳感器， 可以結合飛輪的傳感器測的汽車制動時的滑移率， 根據滾筒轉過的圈 數，可以測的汽車的制動距離，因此本實驗臺是一個多功能實驗臺，可以綜合測量 汽車的制動性能 ，因此使得測

28、量結果更加準確可靠，減速器的作用是為了增加飛 輪旋轉的轉速，增加其轉動慣量，節省材料，飛輪根據測試車的重量的大小選取不 同的組合，保證測試結果的準確性，其旋轉與否采用電磁離合器控制，數據的采集 利用電腦進行采集，因此操作也很簡單方便，是一種很好的多功能制動實驗臺。飛輪組 滾筒組 舉升裝置 電動機圖 3.1 試驗臺整體方案的設計4 制動實驗臺結構設計4.1 主機參數的設計參考得汽車車輪直徑 d在 500-700mm之間， D為滾筒的直徑 ,一般情況下滾筒 直徑為最大車輪半徑的 0.4 倍，所以：D=0.4d=0.4 700=280mm查機械設計手冊選取外徑為 299mm，壁厚為 30mm的型鋼，

29、為了保證測試的準 確性和保證安全，取路面附著系數 =0.7 ，由arctan暫取 為 3541)LL arcsin arcsin D d 299 700 求得 L=573mm 暫取 600mm此時由上式得 =36.935, 完全滿足條件，且可以保證汽車在制動時的穩定 性. 因為汽車的輪距在 1200-1600mm之間，考慮輪距對滾筒的影響選取滾筒長度為 850mm，兩個滾筒之間的中心距為 700mm，為了方便滾筒與軸的傳動， 采用在滾筒兩端焊接兩個鐵板， 且采用法蘭盤與軸 進行連接，這樣既能夠保證傳動的需要， 設計又簡單， 其中法蘭盤直接在軸上加工， 采取這種結構增大了力的傳遞范圍， 也便于滾

30、筒和軸的的定位， 進入滾筒的軸的軸 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零件 的配合，簡圖及滾筒的主要尺寸如下：圖 4.1 滾筒的設計方案兩個滾筒之間為了方便汽車的駛入和開出設置舉升器， 如圖所示， 最小輪胎離 滾筒軸的距離為：lL2(L2)2399.52 3002263.82mm42)所以最小輪胎立滾筒軸的距離為 l 263.82-250=13.82mm，為了保證車的順利出入以及不影響汽車的檢測，設舉升器托板平時在滾筒軸位置，寬度為100mm，舉升器行程為 120mm采, 用氣囊式舉升裝置。為了保證附著系數 0.7 的要求，且考慮經濟性 , 滾筒

31、表面采用粘砂處理。車輪舉升最后的參數如下：（1）允許承載的質量：（2）滾筒尺寸（直徑 * 長度）（3）滾筒軸間距（4）滾筒間距（5）滾筒表面的形式（6）舉升方式（7）舉升器工作行程（8）滾筒軸與滾筒間傳動方式（9）ABS制動測試速度范圍圖 4.2 最小車輪受檢時的簡圖3000kg299mm*850mm600mm700 mm粘砂氣囊式舉升120mm法蘭盤傳動30km/h-8km/h裝置10）前后滾筒軸間距采用液壓油缸進行調節，距離為2100 3600mm4.2 軸的的設計4.2.1 滾筒軸的設計經過計算和考慮到安裝的要求設計滾筒軸如下， 其中直徑為 150mm的部分， 為 法蘭盤的形式， 在半徑

32、為 60mm的部分打 8 個直徑為 18mm的孔。用來安裝螺栓與滾筒豎板相連接，直徑為 53 的軸是為了保證與滾筒配合時保證設備的同軸！滾筒板 孔的直徑采用 55mm.,以下軸的類似設計與本軸相同。圖 4.4 右滾筒軸設計圖4.2.2 副滾筒軸的設計圖 4.5 副滾筒軸設計圖4.2.3 飛輪軸的設計經過計算和考慮到安裝的要求設飛輪軸如下：圖圖 94 .6飛 輪飛軸輪的軸設計圖4.3 電機的設計試驗臺在檢測 ABS的性能時， 需在不同車速下進行檢測， 試驗臺驅動電機的轉 速必須是可調的， 可選 YCT系列電磁調速電動機， 該電動機是由作為原動機的鼠籠 式異步電動機和作為調速裝置的電磁轉差離合器及

33、控制裝置組合而成， 該調速電機 的調速系統具有結構簡單，運行可靠等優點，得到廣泛應用。電機型號的選擇： 根據實驗條件和電機的參數選定電機啟動到達到試驗要求時間為 20s 電機的轉速n v 40 1000709.7r / min（43）2 rc60 20.1495取 710r/min角加速度d 2 n710 223.72rad /s2（44）dtt t 6020 60車的最大質量為 3t 。每個車輪負荷為3t750kg所以慣量系統的轉動慣量為m 2 2 2 Jcrc 2 750 0.14952 16.76kg m24 所以每根軸上的驅動轉距為電機所需功率45)46)47)根據上述條件由機械設計手

34、冊 P1278,選擇 YCT 2254A 的電磁調速電動機， 其功率為 11kw，額定轉距為 69.1Nm，所調節轉速為 1250-125r/min m=367kg4.4 聯軸器，離合器，變速器以及軸承及其密封件的的選取4.4.1 聯軸器的選擇根據本試驗臺的特點，且考慮到安裝方便和便于對中， 由機械設計手冊 P5-63, 采用凸緣聯軸器， 選用 YLD型- 對中榫型聯軸器 . 都采用 YL9型，其公稱轉距 為 400Nm，完全可以滿足試驗的要求，其中飛輪軸和變速器軸之間以及電機和離合 器之間、兩滾筒軸之間采用軸孔直徑為 42mm的聯軸器，變速器與滾筒軸之間采用 軸孔直徑為 48mm的聯軸器。4

35、.4.2 離合器的選取由于試驗臺是在停車狀態下根據試驗對象的對應參數， 相應的嚙合若干個慣量 盤，又不需要經常離合，故考慮選用牙嵌式離合器。牙嵌式離合器靠主動件與被動 件強制嚙合傳遞轉矩，其結構簡單，外形尺寸小，傳遞轉矩大，傳動比固定不變不 產生摩擦熱。牙嵌式離合器又分為機械式和電磁式兩種，基于慣量盤計算，重量較 大，用手動杠桿操縱，增加了操作強度，故采用電磁式。電磁式牙嵌離合器用電磁 力接合，能用于遠距操縱，便于該試驗臺的自動化。考慮到上述優點電機與飛輪軸 之間也采用牙嵌式電磁離合器，根據機械設計手冊 P5-235, 其中電機與滾筒軸之間 采用規格為 16A的 DLY5系列牙嵌式有滑環電磁離

36、合器，其額定轉矩為 100Nm，由 上面電機的計算得知， 該離合器滿足要求， 飛輪與飛輪軸之間根據軸徑的大小分別 采用 25A和 40A的 DLY5系列牙嵌式有滑環電磁離合器，其額定轉矩分別為 250 Nm 和 400 Nm，也滿足設計的要求。4.4.3 減速器的設計 為了增加減少飛輪的尺寸，節省材料，采用增速器增加旋轉飛輪的慣量，擬采 取速比為 1：2 的增速器，參考減速器選用手冊，由求得： P=50kw（49）根據減速器選用手冊 P24，選用 ZDY-100型變速器，其功率為 80kw輸出軸的 軸徑為 42mm，輸入軸的軸徑為 40mm。4.4.4 軸承的選取為了便于對中和考慮到軸承受較大

37、力的影響， 軸于機架之間的軸承采用圓錐滾 子軸承，其中飛輪軸采用 30209系列圓錐滾子軸承， 而滾筒軸采用 32010 系列圓錐 滾子軸承， 而飛輪與軸之間的軸承因為對傳遞的要求不高， 故根據軸徑的大小分別 采用 N209和 N210系列的圓柱滾子軸承。4.4.5 軸承密封件的設計1）軸承蓋的設計為了便于安裝和密封， 對于軸端的軸承蓋采用凸緣式軸承蓋， 其中設計參數如 圖 10，密封采取間隙密封，對于在軸上的端蓋，只需要在該種端蓋的中心鑄造相 同的孔就可以，而飛輪軸上固定飛輪的軸承的密封端蓋則采取直接在飛輪上鑄造的形式，密封同樣采取間隙密封，2 ）密封墊片的設計密封墊片為了保證密封良好和安裝

38、簡單，采用平面型石棉橡膠墊片，3）軸承座的設計 為了保證安各個旋轉軸的在檢測時的同軸度，滾筒的軸承座采用揭蓋的形式， 并通過螺栓與機架的底檔板相連接， 采用一系列的調整墊片調整其高度， 從而最大 可能的保證它的同軸度，對于飛輪組的軸承座則是直接鑄造在箱體上。4）甩油盤的設計為了保證軸承的潤滑和密封，選用甩油盤，其尺寸參考機械設計手冊P87 頁,根據軸徑的大小分別選用 50和 55系列的甩油盤。4.5 飛輪的設計由前面汽車所需要的的總慣量為：Jc mrc2 3000 0.14952 67.05kgm2（410）單個滾筒的慣量為Jy mg（rc2 r02） 199.01 0.98 （0.14952

39、 0.11952） 3.0982kgm2（411）22所以滾筒的慣量為 8J y 8 3.0982 24.0785kgm2（412）滾筒盤慣量的計算，與滾筒焊接的盤，設盤厚為 30mm 所以盤的慣量為J盤2mr24r 4d 7800240.11954 0.03220.074375kgm2413)所以總的慣量為 16J 盤 16 0.074375 1.19kgm2(414)法蘭盤選取寬為 20mm，直徑為 90mm的鋼板，所以其轉動慣量為4 4 2J法 16 r 4 d 16 0.0454 7800 0.03 0.048kgm2(415)每個聯軸器的轉動慣量查機械設計手冊的為 0.064 kg

40、，所以在慣量系統中 聯軸器總的轉動慣量為 0.064 18=1.152 kg 所以飛輪系統慣量為總的慣量減去上述慣量， 并考慮到軸的影響， 最后確定飛 輪系統的慣量為 40 kgm 2統計得出， 常見小型車輛的質量多在 6003000Kg之間，且質量分布無明顯規 律。為了準確模擬出被檢測量的平動動能， 同時兼顧到飛輪加工與安裝的難易程度，選取 100Kg作為模擬當量的最小間隔差，飛輪系統設計如下4.5.1 飛輪系統總體結構飛輪系統由六個單獨的飛輪組成，分別裝配在兩根軸上4.5.2 飛輪模擬當量的確定(1) 最小模擬當量 :600Kg(2) 最大模擬當量 :3000Kg(3) 模擬當量的最小間隔

41、差 :100Kg(4) 飛輪數量 :6 個根據飛輪系統設計的基本原則， 同時結合以上條件， 可以將 6 個飛輪的模擬當 量依次確定為 :100Kg; 200Kg; 400Kg; 500Kg; 900Kg; 900Kg 。飛輪采用鑄造，中 間為了鑄造方便設計幾個圓孔，考慮到飛輪的安裝以及方便內部軸承的密封和潤 滑，飛輪采用如下設計，考慮綜合條件簡圖 10：利用以下計算公式可以詳細計算出各飛輪的具體參數，計算結果見表 :1)圓環的轉動慣量J m(r12 r22 )(416)2 1 22）飛輪的轉動慣量 :m1 2 22 (r11 r12 )m2(r212式中 :m1為飛輪內半部分質量m2為飛輪半部

42、分質量r11 , r12 , r 21, r 22分別為內外部分的外徑 和內徑3）模擬車速 v 與滾筒轉的關系 式中 : r 滾筒半徑4）圓環體積 :19）式中:d 圓環厚度5）飛輪質量 :m V式中:P 飛輪密度 所以最后飛輪的慣量為vrV Sd (r12 r22)d( r112 r122)d1 (r212 r222)d2 417）（418）（4（420）（421）Jd1 （r112 11r12 )d2 (r21 r22 )12 2 21 22圖 4.8 飛輪設計簡圖 圖中： r 飛輪內徑； r1為飛輪外徑； r2 為薄壁部分的外徑 計算飛輪系統各飛輪的具體參 d 數 因為剩余慣量為 40k

43、g ,傳動比為 1:2 ，所以需要模擬的慣量為40/4=10 kg，因為采用的最小飛輪模擬當量為 100 ，最大模擬當量為 3000 ，所以每 100 當量為 10/30=0.333 kg 。由上面的公式計算出飛輪的具體參數如表 1 。表 1飛輪編號模擬當量 T（kg）轉動慣量 J（kg ）直徑D ( )1直徑D ( )2厚度d1()厚度d2()質量m (kg)11000.333130270409031.2522000.666130320409049.5134001.332150380409070.7345001.665150400409079.3359002.9911504604090107

44、.7869002.99911504604090107.784.5.3 飛輪布置形式考慮到飛輪系統的動平衡以及飛輪軸所受到彎矩大小的情況， 將飛輪系統作如 下布置：（圖中質量均為模擬當量）第一根軸離合器第二根軸圖 4.9 飛輪布置圖4.6 調距裝置的設計因為調節的距離較長，所以采用液壓調距，參考機械設計手冊221 頁，其主要優點如下，1）液壓傳動的各種元件，可根據需要方便來靈活的布置；2）重量輕，體積小，運動慣性小，反應速度快；3）操縱控制方便4）可自動實現過載保護5）一般采用礦物有位工作介質，相對運動可自行潤滑，使用壽命長6）容易實現機械的自動化，采用電液壓控制后，可以實現遠程操縱 考慮到調節

45、距離的需要， 選用 W70-63系列輕型拉桿液壓缸。 其主要參數如下：1）額定壓力7kN2）最大允許壓力10.5kN3）耐壓力10.5kN4）使用溫度-10-80c5）傳動介質常規礦物液壓油6）缸徑632 mm7）受壓面積21.28）速度比1.479）允許行程為1600mm10）活塞桿徑36mm4.7 機架和導軌的設計4.7.1 機架的設計機架的豎擋板采用鑄造的形式，底板選用型鋼，焊接在豎擋板上。這樣便于鑄 造，鑄造時的螺栓孔直徑為 12mm選, 用直徑為 10mm的螺栓，這樣也方便各個零件 的定位，工藝比較簡單，且成本低。4.7.2 導軌的選取考慮到試驗臺的移動距離， 初步選擇 GGA-BA

46、-20型直線滾動導軌副， 其移動距 離為 1500mm，滿足設計要求，其承受的最大壓力為 6.8kN，經過計算試驗臺的后滾 筒系統總重為 1372kg，當為質量最大的汽車檢測時，所承擔重量為 750kg，所以總 的重量為 2122kg，考慮到各種因素，取 2500kg,其給予導軌的作用力為 21.22 kN， 考慮到安裝的要求，每對滾筒上共用兩根導軌，另外飛輪和電機各同一根導軌，所 以每根導軌所受的作用力為 3.53 kN ，所以完全滿足設計需求。4.7.3 機架和地面的安裝形式機架主要采取的是鑄造的形式， 其中豎擋板和橫擋板分別鑄造， 對于滾筒箱和 飛輪箱， 其軸承座就可以當作該箱體的豎擋板

47、， 其中滾筒軸承座通過螺栓與橫擋板 相聯接，地面采用混凝土結構，設置地腳螺栓，前滾筒系統通過地角螺栓直接安裝 在地面上， 后滾筒機構則是機架固定在導軌副的上方。 導軌的下部則通過地腳螺栓 與地面進行固定，從而達到可移動的目的，滿足設計的需求 。5.1 滾筒軸的較核5 實驗臺設計零件的較核滾筒軸的設計滾筒軸受力如圖所示G為重力，取車重的 1/4 ，則7500N5-1)F G 7500 0.6 4500N (5-2 )Fa G s 7500 0.3 2250N5-3)軸的初步選取d42mm5-4)所以暫取 42 圖 5.1 滾筒受力圖徑向載荷1 垂直平面的受力如下圖G l F rFr1h G l2

48、 Fa r 3408N(5-5 )l1 l2Fr2h G Fr1h4092N5-6)彎矩圖水平方向受力Fal1l2Fr1h圖 5.2 滾筒徑向受力圖圖 5.3 滾筒徑向彎矩圖Fr 2hl1l2Fr 1vFr2v圖 5.4 滾筒水平受力圖r 1vF l2l1 l22250nFr 2v F Fr1v2250N5-7)5-8)彎矩圖如下圖 5.5 滾筒水平彎矩圖水平與豎直方向的最大合成彎矩59)M max 1904.0552 10352 2167.186Nm 另一極值5-10)M 1568.6802 10352 1878.521Nm 所以合成彎矩圖如下圖 5.6 滾筒合成彎矩圖所受的最大扭矩為 67

49、2.750Nm扭矩圖如下672.750Nm圖 5.7 滾筒扭矩圖所受的應力如下caM 2 ( T)2WM 2 (0.6T ) 20.1d351.43MPa 60MPa5-11)因此，滿足設計要求5.2 飛輪軸的校核 第一根軸，初步確定軸徑 由公式 d A03 P 并根據變速器以及零件安裝的設計，由上面選定軸的最小軸 n徑為 45 受力分析如下圖圖 5.8 第一根飛輪軸受力圖 根據力矩平衡求出793.3 330 1077.8 180 332.5 80F1 1269.45N (5-12 ) 380F2 793.3 1077.8 332.5 1269.45 934.35N(5-13 )彎矩圖如下圖

50、5.9 第一根飛輪軸彎矩圖扭矩圖圖 5.10 第一根飛輪軸扭矩圖其受的最大應力為：caM 2 （ T）20.3d3134.8952 （0.6 336） 20.1 0.045326.61MPa 60MPa （5-14 ）所以一軸設計滿足條件 第二軸的校核初步確定軸徑 由公式 d A03 Pn 并根據變速器以及零件安裝的設計，選定最小軸徑為 45 受力分析如下圖圖 5.11 第二根飛輪軸受力圖根據力矩平衡求出F1 707.3 330 1077.8 180 495.1 50 1189.91N （5-15 ） 380F 2 707.3 1077.8 495.1 1189.91 1090.29N（5-1

51、6）彎矩圖如下圖 5.12 第二根飛輪軸彎矩圖扭矩圖圖 5.13 第二根飛輪軸扭矩圖 其受的最大應力為：caM 2 ( T )20.3d3131.887 2 (0.6 336) 20.1 0.045326.44MPa 60MPa (5-17 )所以二軸也設計滿足條件5.3 軸承的較核5.3.1 滾筒軸承的較核設軸承工作 5年，每年工作 300天，每天工作 8 小時，即為 12000小時先對軸 承進行校核設軸承選用圓錐滾子軸承 30210，采用正安裝，其 e=0.04,Y=1.5 ，Cr 64200 N 由前面滾筒軸的設計知1G mg 7500N（ 5-18）4F G 7500 0.6 4500N（5-19 ）圖 5.14 滾筒軸受力圖 徑向載荷1 垂直平面的受力如下圖G l2 Fa r（5-20）5-21）Fr 1h 2 a 3408Nl1 l 2Fr2h G Fr1h 4092NGFal1l2Fr 1hFr 2 h圖 5.15 滾筒軸徑向受力圖水平方向受力l1l2Fr2vFr 1v圖 5.16 滾筒軸水平受力圖Fr1vF lr 1vl12 2250nl25-22)Fr 2vFFr1v 2250N5-23)所以軸承受的徑向載荷22Fr1F r 1hFr 1v2234082 2250 2 4084 N5-24)軸向載荷，因為：22Fr2Fr 2hFr2v4092 2 22502