【文章內容簡介】 ，以及需要達到的轉速選擇電機。這里選用松下伺服電機。松下伺服電機具有高性能的實時自動調整增益，它可以根據(jù)負載慣量的變化，與自適應濾波器配合，從低剛性到高剛性都可以自動地調整增益，正好適應實驗臺不同車型時的轉動慣量，并且還具備一場速度檢測功能，可以將增益調整過程中產(chǎn)生的異常速度調整到正常，通過面板的操作可以在監(jiān)控實時調整情況的同時，進行設定和確認；松下伺服電機還具有高速高響應特性，它 內置瞬時速度觀測器，可以快速、高分辨率地檢測出電機轉速，而且能實現(xiàn)高速定位；而且松下伺服電機還具有振動抑制控制，是一個高性能的電機，如圖 所示，為松下電機。 圖 松下伺服電機 松下伺服電機有多種型號，分別為超小慣量系列（ MAMA 型）、小慣量系列（ MSMD 型、 MQMA 型、 MSMA 型）、中慣量系列（ MDMA 型、 MGMA 型、 MFMA 7 型）、大慣量系列（ MHMD 型、 MHMA 型），由于轉臺轉矩較高并且轉速不大，因此選用 MGMA 型伺服電機，它是一種低速大轉矩的電機，額定輸出功率為 ，額定轉速為 1000r/min，最大轉矩為 107Nm，滿足需求。 驅動部分還有一個離合器，在該設計方案中采用了磁粉離合器這一自動控制元件．磁粉離合器是以磁粉為工作介質，以激磁電流為控制手段，達到控制制動或傳遞轉矩的目的。其輸出轉矩與激磁電流呈良好的線性關系而與轉速或滑差無關，并具有響應速度快，結構簡單的優(yōu)點。磁粉類器件所傳遞的轉矩值與激磁電流大小大致上呈線性關系。一般而言，在 5％ ～ 95％的額定轉矩內，激磁電流與轉矩成正比例線性關系。當激磁電流保持不變時，轉矩將會穩(wěn)定的傳遞，不受滑差的影響。因此，只要控制電流，即能控制轉矩 的大小，因此可以將其用于其測量轉矩的實驗中。 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器是用來實現(xiàn)軸與軸之間的連接，進行運動和動力的傳遞的。用聯(lián)軸器連接的兩軸軸線在理論上應該是嚴格對中的，但在制造、安裝和環(huán)境的影響下，也會有一定的誤差。聯(lián)軸器的類型有很多，可以劃分為剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器兩大類，剛性聯(lián)軸器要求被連接兩軸軸線嚴格對中，因為它不能補償兩軸的相對位移，常用類型有：套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器和凸緣聯(lián)軸器。 a) b) 圖 凸緣聯(lián)軸器 在本設計中，實驗臺要傳遞比較大的扭矩，因此應該選用剛性聯(lián)軸器，因為剛性聯(lián)軸器的剛度比較好，能夠傳遞比較大的扭矩。常用的聯(lián)軸器主要有三種，這里選用了凸緣聯(lián)軸器，如圖 所示為凸緣聯(lián)軸器。由于凸緣聯(lián)軸器屬于固定式剛性聯(lián)軸器，對所連接兩軸間的位移缺乏補償能力，故對兩軸對中性的要求很高。但由于其結構簡 8 單、成本低、傳遞轉矩大，因此在固定式剛性聯(lián)軸器中應用最廣。凸緣聯(lián)軸器是把兩個帶有凸緣的半聯(lián)軸器用鍵分別與兩軸連接，然后用螺栓把兩個半聯(lián)軸器聯(lián)成一體，以傳遞運動和轉矩。螺栓可以用半精制的普通螺栓（圖 ），亦可以用 鉸制孔用螺栓（圖 ）。采用普通螺栓連接時，聯(lián)軸器用一個半聯(lián)軸器上的凸肩與另一個半聯(lián)軸器上的凹槽相配合而對中，轉矩靠半聯(lián)軸器結合面間的摩擦力矩來傳遞。采用鉸制孔用螺栓連接時，靠鉸制孔用螺栓來實現(xiàn)兩軸對中，靠螺栓桿承受剪切及螺栓桿與孔壁承受擠壓來傳遞。本設計中主要采用第一種形式的凸緣聯(lián)軸器。由于凸緣聯(lián)軸器也是標準件，因此在選擇時，可以根據(jù)連接軸的尺寸選擇相應的型號，聯(lián)軸器具體的尺寸就可以確定了。 軸承的選擇 軸承載荷的計算 一般家用汽車的重量是 1~4t，在軸承載荷計算時，滾筒上軸承所承 擔的載荷根據(jù)汽車的重量來計算。 由于實驗臺主要承受的是汽車的重力，因此軸承主要承受徑向載荷，軸承的支撐相當一個簡支梁，每個滾筒上都支撐一個車輪，因此每個軸承要支撐 1/4 汽車的重量，如圖 所示。 1 / 4 mFrFr 圖 軸承支撐簡圖 因此可以計算出軸承的支撐力是 1/8 汽車的重量，汽車最大是 4t，則軸承所受到的支撐力最大為 （ 500kg），都是徑向力，所以軸承所受的當量靜載荷為 0rPF?，查得有關資料，軸承當量動載荷與當量靜載荷的就算公式如式 (21)所示： raP XF YF?? (21) 式中 rF、 a—— 軸承的徑向載荷和軸向載荷； X、 Y —— 動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)。 查表可得 =1，因此當量動載荷 rPF?， rF=500?=。 9 軸承型號的選擇 由于只受到徑向載荷，選用深溝球軸承就可以達到支撐的要求，軸承是標準件，根據(jù)計算出的軸承的載荷，查相關手冊，選用適當?shù)妮S承。滾筒軸選用軸承 6308，它的額定載荷為 24kN，足夠達到支撐的能力，軸承各部分尺寸，如圖 所示，都可以查表得到。 圖 深溝球軸承 本章小結 本章主要根據(jù)實驗臺 工作的需求及載荷的大小，分析計算了實驗臺的驅動電機的功率及型號；再根據(jù)聯(lián)軸器的性能以及實驗臺的工作情況，選擇了合適的聯(lián)軸器的類型；最后根據(jù)實驗臺的載荷情況，計算出軸承的承載能力，選擇了軸承的類型以及滾筒軸軸承的型號。 10 第 3 章 滾筒設計 概述 實驗臺的結構參數(shù)對制動性能的測量結果有著重要的關系，只有合理選用慣性實驗臺的設計參數(shù)，才能提高實驗臺測試的準確性和可靠性。滾筒是實驗臺中直接與車輪相接觸的部件，因此滾筒的結構參數(shù)設計與實驗的準確性十分重要。滾筒的結構可以根據(jù)汽車車輪的尺寸以及汽車的重量，設計合理 的滾筒尺寸和形式，使得實驗臺工作更加的穩(wěn)定。 由于滾筒要帶動汽車輪胎轉動，因此滾筒的結構設計要保證輪胎可以隨著滾筒一同轉動，一般選擇在滾筒上粘砂或者刻槽的方式來增加滾筒與輪胎的摩擦系數(shù)，使得滾筒和輪胎有著更好的同步性。 滾筒結構分析 滾筒結構的正確選擇直接影響著實驗臺的工作效率和性能，因此滾筒機構分析至關重要。為了減小滾筒的重量及轉動慣量，選擇采用薄壁筒形結構，采用圓板支撐，為減少滾筒的轉動慣量只采用兩個圓板支撐。具體結構形式如圖 所示。 圖 滾筒結構圖 汽車在實驗臺上測試時，車輪與滾 筒的接觸面積小于車輪與地面的接觸面積，且比壓增大，因其滾動阻力增加，附著系數(shù) φ 值下降。因此只有提高車輪與滾筒見得附著系數(shù)，才能在滾筒實驗臺上較真實的再現(xiàn)汽車在路面上的制動狀況。但 φ 的提高受到滾筒表層結構和材料的限制。目前采用較多的是表面帶有溝槽的鋼制滾筒，其表面 11 附著系數(shù)在 之間，結構如圖 所示。 滾筒尺寸的選擇 實驗臺中滾筒的中心距一般是不可調試的。因此減小滾筒直徑，可使車輪在實驗臺上的安置角增大，增加實驗臺的穩(wěn)定性，提高車輪與滾筒間的附著力，節(jié)省驅動電機的功率。但滾筒直徑也不能太小， 否則車輪的滾動損耗將明顯增加，一般低速實驗臺時，選取較小的滾筒直徑，一般為 100200mm，但是本實驗臺要達到 10km/h 以上的速度，因此選用的滾筒直徑為 300mm，車輪的寬度一般為 200300mm，因此滾筒的長度選擇為 500mm。 要對滾筒的尺寸進行設計，首先要對實驗臺的制動過程有深入的了解，才能分析車輪與滾筒的受力情況，根據(jù)受力情況設計合理的滾筒尺寸。檢測制動時會出現(xiàn)以下幾種情況：（ 1）未制動時，車輪被滾筒驅動而轉動，儀表顯示的是該輪阻滯力，阻滯力應不大于該軸荷的 8%。（ 2）完全制動（制動踏板踏到底 ）時，被檢車輛隨滾筒轉動，若指示裝置顯示的制動力很小，達不到標準要求，制動性能不好，則 ABS 系統(tǒng)不合格，汽車也不合格。（ 3）完全制動時，被檢車輪在滾筒上略有轉動，檢測出來的滑移率達到要求。（ 4）完全制動時，被檢車輪開始脫離前滾筒，后移至主動滾筒一側，車輪在滾筒上打滑，這時是最大制動力，如果繼續(xù)下去，整車出現(xiàn)后移爬輪現(xiàn)象，實驗將無法進行，嚴重影響了汽車的檢測情況。因此在滾筒設計是，根據(jù)制動力最大的情況設計滾筒，以免出現(xiàn)實驗無法進行的情況。 車輪在實驗臺上測試時的受力情況如圖 32 所示，分析時忽略了非測試車輪約 束反力的影響，并假設測試車輪為剛性。車輪制動時，車輪受到制動器制動力矩 MT 的作用（ G 為車輪所受的載荷， 1N、 2為前后滾筒對車輪的法向反力）產(chǎn)生車輪與滾筒間的摩擦力即制動力 1xF和 2x。若車輪在兩滾筒上的安置角過小，車輪將離開前滾筒沿后滾筒移動，即出現(xiàn)抱死狀態(tài)。隨著制動力矩 Mt 的增加， 1xF和 2x增大，測試車輪的最大制動力應出現(xiàn)在抱死狀態(tài)，即車輪剛離開前滾筒（ 1N=0）而未沿后滾筒滑移的時刻，這是上述所說的第四種情況，也是制動力最大的情況，此時有式 ()所示的等式。 12 圖 車輪受力圖 2 m a x2 m a x 220 c os sin 0sin c osxxX F NY G NF G????? ? ? ????? ? ? ?????， (31) 由式 (31)可以解得： 2max2 tanxFN ?? (32) 而車輪與滾筒的最大制動力與滾筒對車輪的法向反力之比 2max 2/xFN等于車輪與滾筒間的附著系數(shù) φ，故 φ= tan?。因為一般附著系數(shù)在 之間為最佳，因此最佳安置角在 ~ ，即最佳安置角為 31176。~176。之間。 由于 sin / (2( ))L R r? ??，因此確定了滾筒直徑之后，可以根據(jù)最佳安置角的大小選擇滾筒間的間距，這里選用滾筒間距 =500mm，取車輪半徑 R=300mm，滾筒半徑r=150mm，因此可以計算出安置角 ?為 176。，在最佳安置角范圍內，該設計的結構尺寸最為合理，保證實驗臺能夠正常安全的運行。 13