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1、毕业设计(论文)悬架减震器设计说明书摘 要随着我国汽车工业的不断发展，人们对汽车的舒适性和安全性的要求也越来越高，而减振器作为悬架系统的主要部件，其质量直接影响到车辆乘座舒适性和操纵稳定性。本次毕业设计的题目是基于动平衡减振器试验台。减振器在汽车传动系统中发挥着极其重要的作用。本试验台采用立式的布置方式。本说明书主要共有六个章节的内容：第一章，绪论；第二章，减振器试验台方案分析；第三章，电动机和减振器的选择；第四章，曲柄连杆机构的设计；第五章，联轴器的设计；第六章，夹具的设计；第七章，减振器试验台机构误差分析；第八章，结论。本设计主要参考了减振器试验台相关的材料和内容。计算所需要的主要参数，并
2、对曲柄连杆机构进行强度校核。使试验台达到安全标准。利用CAXA制图，画出装配图和零件图。结合书中所学知识及查阅相关资料，设计出动平衡减振器试验台。关键词：动平衡技术；减振器；试验台；曲柄连杆机构AbstractWith the continuous development of Chinas automobile industry，People car comfort and safety requirements have become more sophisticated，And shock absorber suspension system as the main components
3、, A direct impact on the quality of traveling comfort and vehicle handling and stability. The graduation project is based on the dynamic balance of the subject test-bed absorber. Damper drive system in the car plays a vital role. In this study, using the vertical layout.This statement, there are six
4、 main sections: Chapter，Introduction；Chapter II，Damper Test Bench program analysis；Chapter III，The choice of motor and shock absorber；Chapter IV, the design of crank-connecting rod mechanism；Chapter V, the coupling of the design; Chapter VI, fixture design; Chapter VII, shock absorber test bench ins
5、titutions error analysis; Chapter VIII, Conclusion.Reference to the design of the main shock absorber test stand and content related materials. Needed to calculate the main parameters, Connecting rod and crank strength checking agencies. Make test-bed to meet safety standards. CAXA use mapping, Draw
6、 assembly drawing and parts drawing. Combination of book knowledge and access to relevant information, Balance out the design of test-bed absorber.Key words：Balancing technology; Shock Absorber; Test-bed; connecting rod目 录第一章 绪论11.1悬架减振器的功用11.2国内外现状及其发展趋势21.3减振器试验台的设计方案5第二章 减振器试验台的方案分析62.1减振器试验台结构与原
7、理62.2通用减振器试验台72.3测试系统误差来源分析72.4机械部分误差分析8第三章 电动机和减速器的选择93.1电动机的选择93.2减速器的选择10第四章 曲柄连杆结构的设计124.1曲柄连杆机构的组成及工作原理124.2曲柄连杆机构的动平衡分析12第五章 联轴器的设计165.1联轴器165.2联轴器的分类165.3联轴器的选择165.3.1联轴器的几何尺寸17第六章 夹具的设计18第七章 减振器试验台机构误差分析197.1减振器示功机工作原理197.2减振器试验台机构误差分析20第八章 结论22参考文献23致谢24附录一 专业外文及翻译25附录二 程序编程371.1 曲柄连杆的计算校核3
8、7第一章 绪论自十九世纪第一辆汽车诞生以来，汽车工业经历了100余年的发展历程，由于科学技术的不断发展，使汽车的各项性能有了很大的提高，现代汽车已经成为国民经济和社会生活中不可缺少的一种运输工具，并且汽车工业的规模及其产品质量已经成为衡量一个国家技术发展水平的重要标志之一。我国汽车工业经过近半个世纪的发展，取得了令人瞩目的成绩，特别是开革开放以来，汽车工业获得了迅速的发展，同时随着人们物质生活水平的提高，对汽车的综合性能提出了更高的要求，不仅要求汽车具有较高的可靠性、操纵性、稳定性、安全性，而且要求汽车（特别是轿车）必须具有良好的成勇舒适性，这就对汽车的综合性能，特别是对汽车的悬架系统提出了更
9、高的要求。悬架减振器作为车辆悬架系统的一个重要零部件，对于车辆的乘用舒适性、操纵性、稳定性及安全性都起着非常重要的作用。由于我国轿车减振器的发展时间短，起点低，技术水平落后，因此在国产中、高级轿车上还大量使用进口减振器。所以，提高我国悬架减振器的自主研制开发水平，加速我国悬架减振器的发展，已经成为车辆悬架系统一个急需解决的重大课题，悬架减振器已列为我国汽车工业发展规划中优先发展的重要项目之一。1.1悬架减振器的功用车辆在行驶过程中，由于路面的凸凹不平等因素激起汽车的振动，这种由于道路的凸凹不平而引起的冲击和振动，通过车轮传递到悬架，然后再由悬架传递到车身，从而引起驾驶人员及乘座人员的振动（当然
10、也对货物形成冲击）。它使乘员处于振动环境之中，这种振动大大降低了车辆行驶的平顺性，振动影响着人的舒适性，工作效能和身体健康，使乘员感到不舒适。汽车的平顺性就是保持汽车在行驶过程中成员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能。同时，平顺性也影响着车辆的操纵性、稳定性及安全性，并缩短汽车的寿命。所以，这种情况是我们希望避免的，或是希望减小的。物体无阻尼自由振动衰减时间很长，而物体有阻尼振动的衰减时间就大大缩短。车辆受到冲击后产生的振动希望能够迅速地衰减，尽量减小路面的冲击对车身的影响，因此在车身与车轮之间设有悬架系统。悬架系统一般是由弹性元件（如板簧、螺旋弹簧、空气
11、弹簧、油气弹簧等），阻尼元件（如减振器）和导向机构等零部件组成。悬架系统实现了车身和车轮之间的弹性连接和弹性支承，因而当车轮行驶在凸凹不平的路面而受到复杂激励时，悬架装置就会有效地抑制和降低车身和车轮的动载，衰减车身和车轮的振动，从而保证车辆行驶的舒适性和安全性。减振器作为悬架系统的主要阻尼元件通过与悬架系统的良好匹配，能够有效地隔离来自地面的干扰并吸收激振能量，迅速地衰减车身的振动，并将动能转换为热能，消散到大气中，从而使传递到车身的振动幅度大幅减小，从而到一个低通滤波器的作用。而且减振器还能与悬架弹簧一起衰减由不平道路引起的人体不适频率的传递（对于垂直振动，在频率为48HZ时，人体容许的振
12、动加速度最小；而对于水平振动，在频率为12HZ时，人体容许的振动加速度最小），使车辆的振动频率远离人体不适频率（振动对人体的影响，既与振动频率、振动强度、振动作用方向、暴露时间有关，也与人的心理、生理状态有关，是一个十分复杂的过程，按照国际标准ISO2631人承受全身振动的评价指南推荐用1/3倍频率分别评价方法和总加权值方法对人承受全身振动进行评价），从而提高车辆运行的平稳性、安全性和舒适性。1.2国内外现状及其发展趋势作为连接车轮与车身的悬架系统，现在已经发展出独立悬架系统，非独立悬架系统，平衡悬架系统等多种悬架结构形式，无论是哪一种悬架系统，都要对车辆提供弹性支承，有效地隔离来自地面干扰，
13、传递力和力矩等。现在汽车的悬架系统均采用弹性悬架系统，它较好地满足了汽车的各项要求，促进了汽车工业的发展；悬架系统安装的阻尼元件，能够衰减、降低车身及车轮的振动，且车身或车轮的振动越剧烈，阻力也越大，这种阻力要求已经很好地被液压阻尼器所满足，目前汽车上所采用的阻尼器，已清一色地使用了液压阻尼器。液压阻尼器的阻尼原理是迫使阻尼器内的油液流过缝隙或小孔，因缝隙或小孔节流而形成阻尼力。液压减振器端的上端和车身相连，下端与车轮相连，车辆行驶时，由于路面激励，引起车身与车轮间的相对运动，从而使液压阻尼器中的活塞相对于缸筒作往复运动，液压油便通过各阻尼元件在减振器内工作缸的上、下腔和贮油腔之间来回运动，从
14、而产生阻尼力，不断衰减车身和车轮的振动。自三十年代初采用筒式液压减振器以来，其基本原理并无大的变化，然而，有关阻尼器匹配的研究和结构（密封，导向和阻尼阀等）的进一步发展与演变仍在继续进行。国外先进工业化国家减振器的发展也经历了从摇臂式液压减振器到筒式液压减振器（单作用式筒式液压减振器和双作用式液压减振器）再到充气式液压减振器（单筒充气式液压减振器和双筒充气式液压减振器）和阻力可调式液压减振器（手动调节或电动调节）的过程，现在已研制出用电子系统控制的自适应式液压减振器（可根据激振频率和振幅来调节阻尼的减振器），这种减振器可根据不同路面条件和不同的行驶要求，通过多级匹配与调节，从而在特性曲线族中，
15、获得一条令人相当满意的特性曲线，从而优化和提高车辆行驶的舒适性（平顺性）和安全性，为底盘的优化展示出新的前景。国外先进工业化国家悬架液压减振器的设计制造时建立在广泛的标准化和系列化基础之上的，在计算机技术十分发达的国家，大都有减振器CAD的设计制造技术。然而即使在工业发达国家经济实用的普遍液压减振器仍然占统治地位。国家减振器的发展同国外先进工业国家相比还比较落后，大约只相当于国外70年代末，80年代初的水平；我国液压减振器经过多年的研发发展，特别是最近十余年的发展，通过CKD件的组装与技术及设备的引进、消化和吸收获得了长足的发展，有了明显的进步与提高。现在我国已制定了减振器及其相关零部件的国家
16、标准和行业标准，并且许多生产制造企业也建立了各自的企业标准，为减振器的设计、制造与验收提供了依据；为减振器制造各种专用设备（如在线示功机，单、双动寿命试验台，旋压封口机，流量试验台，专用焊接设备，气密性检测设备，注油机，清洗机等）的生产厂家也在不断出现；同时为减振器提供各种配套零部件（如粉末冶金件、橡胶件、油封、弹簧、无油润滑轴承、阀片、减振器油、缸筒等）的生产厂家其设计制造水平也在不断提高。这些都促进了我国减振器行业整体水平的提高。目前我国已经能够生产微型面包车用独立悬挂减振器，并且已经为部分国外引进轿车配套生产独立悬挂减振器；在减振器的基础理论研究方面国内同样进行了大量的研究工作，有关主动
17、液压减振器的研究工作也取得了一定的进展，已研制出主动液压减振器的实验样机；然而，目前在国产轿车、微型车及其它各种车型上广泛使用的仍旧是普通双筒液压减振器。国外先进工业化国家减振器的发展也经历了一个从落后到先进的曲折过程，其悬架减振器的结构型式在不断地改进，性能也在不断地提高。目前，国外先进工业化国家液压减振器正朝着充气式减振器、可调减振器（如载荷感应式、位移依存式、位置依存式等）及自适应减振器（如电流变减振器、磁流变减振器等）的方向发展。其双筒充气液压减振器经过多年的发展已占有相当大的市场比例，可调减振器及自适应减振器也已有商品车出现。无论采用那种结构，减振器都是朝着；各种高频激振的阻尼力自动
18、控制、无极调整阻尼力机构以及减振器温度特性的进一步改善，尤其是改善减振器的外特性和降低噪声方向发展。目前，在国外先进工业化国家主动悬架系统及自适应减振器是车辆悬架特性和减振器外特性方面的重大变革。根据国外先进工业化国家液压减振器的发展经历，并结合我国汽车行业的具体情况（以中、低档汽车为主），在普通双筒液压减振器发展到一定阶段以后，充气式双筒液压减振器将会成为国产液压减振器的下一个发展方向。在目前的液压减振器国产化进程中，正在把充气式液压减振器的生产实践和研究提到日程上来，其应用领域必将日益增多。而变阻尼液压减振器（可调式减振器、自适应减振器）在我国目前尚处于前景研究阶段。充气式双筒液压减振器可
19、以有效地改善减振器的外特性，极大地提高减振器的临界速度，特别式在消除减振器外特性畸变和降低噪声方面具有明显的优越性，并且具有优良的可靠性及较低的静摩擦力，具有广阔的发展前景。双筒充气液压减振器的理论和时间在我国目前仍处于起步阶段，其理论研究及生产实践同国外先进工业国家相比较有较大差距，有待各科研机构，大专院校及企业作进一步的研究开发工作，以缩短同国外同行的差距。 1.3减振器试验台的设计方案汽车减振器试验台是汽车减振器普遍使用的设备，试验时，试件安装在力传感器和激振体之间，并要求试件允许工作行程中点与其试验行程中点相同。试验行程大小通过调整试验台曲柄连杆机构的曲柄长度来实现，同时要求位移传感器
20、的输出零点与试验行程中点相对应。因此，在试验台使用时需要进行测力系统标定、位移测试系统标定、试验行程及中点校准标定、试件安装尺寸及位置校准。在参考国内外有关资料的基础上，充分利用现有的实验条件，重点从以下几个方面开展论文工作：(1)介绍减振器的工作原理和作用，分析减振器及其试验研究的现状，发现现有试验规范和试验台存在许多不合理之处，提出新的试验方案;(2)比较减振器常见的几种节流形式，归纳出其阻尼特性关系。然后，分析减振器的阻尼特性及其影响因素，确定主要影响因素和各参数值的最佳范围;(3)设计一套全新的减振器试验台，将现代节能技术和测控技术应用于试验台，提高自动化程度及其性能，并进行仿真，以确
21、定各参数对系统性能的影响;(4)减振器试验台测控系统软硬件设计。讨论Win32环境下实时软件开发的要点和难点，并分别予以实现，然后，通过对减振器试验，分析试验结果，得出试验结论;(5)数字信号处理及其抗千扰设计，对强干扰源加强软硬件信号处理。 第二章 减振器试验台的方案分析2.1减振器试验台结构与原理汽车减振器试验台是汽车减振器普遍使用的设备，试验时，试件安装在力传感器和激振体之间，并要求试件允许工作行程中点与其试验行程中点相同。减振器试验台主要分为机械式和液压式，机械式结构简单，安装简洁，液压形式比较平稳。如图2.1所示,该速度台属单动台,高速电机经减速箱减速后,电机带动连杆机构对工作台激振
22、,减振器套筒固定在工作台上,活塞杆则与顶梁联接。因此通过工作 台在垂直方向往返运动,便可对套筒激振。减振器工作的情况通过活塞杆上的力传感器和工作台上的位移传感器分别记录阻尼力和位移,位移信号经微分处理后可得速度信号,由此可测得减振器的速度特性曲线及示功图,故该曲柄连杆机构的动平衡是确保该试验台精度的一个重要方面。 图2.1 试验台结构简图 1电机与蜗轮2上梁3力传感器4活塞杆5套筒6导轨7活动平台8位移计9中梁10曲柄连杆机构11立柱12电机及减速箱13底座 2.2通用减振器试验台图2.2为典型的微机测控汽车减振器性能试验台测试系统。其结构为双立柱形式，由机械和测试系统两部分组成。测试系统如图
23、2-3所示。这种试验台结构简单，成本较低，占地面积小。随着汽车技术的发展，以及人们对汽车平顺性的要求日益提高，要求汽车减振器的性能越来越高。在研究和生产实际工作中发现试验台已经不能满足减振器测试精度的要求。下文为对部分环节作误差分析，目的是改善提高测试精度。图2.2减振器试验台测试系统结构图 图2.3减振器试验台测试系统 2.3测试系统误差来源分析 减振器试验台测试系统如图2.3所示，按误差产生的机理，测试系统各组成部分在测试过程中都会引入不同的误差，这些误差再通过一定的传递而形成系统的总误差。减振器试验台测试系统的误差分可分为随机误差和系统误差两部分。测试信号在进入系统之前,由于外界干扰和测
24、试环境的因素,本身已经带有噪声,即误差。考虑到干扰和测试环境的随机性,可认为信号自带的误差为随机误差。测试信号作为输入信号进入系统后,经过一系列变换转变为输出信号，同时还包含了两方面的误差：一是输入信号的误差经系统传递函数转换而来；二是系统中硬件本身引起的制造精度或转换精度引起的误差。针对构成测试系统的各个环节，将测试系统误差归纳如图2.4所示。 图2.4减振器试验台测试系统误差构成由图2.4可以看出，测控系统的系统误差由机构误差、传感器误差、数据采集误差和数据处理误差四部分组成。2.4机械部分误差分析机构误差理论上应包括电机调速精度、电机转速精度以及机械传动误差。在车辆悬架减振器的性能检测中
25、，国内外一般都以谐波激振规范取得试件的示功图p=f(s)和速度特性p=f(V)。实现谐波激励的结构通常有两种形式，一种是曲柄滑块导轨结构，另一种是曲柄连杆滑块结构。从运动学上讲，前者实现严格的谐波运动。后者则实现近似的谐波运动，但后者由于结构简单，惯性力小，便于调整而被优先采用。本文所研究的对象，通用减振器试验台的激励部分就是采用曲柄连杆结构。由于曲柄和连杆的比值不同，则激励的位移与速度的波形也有所不同，激励波形的差异将使试验结果的可比性下降。这对于可变行程激励试验台尤为重要。为此应在分析试验台机构误差的基础上，采取适当的补偿措施，以达到测试精度的要求。第三章 电动机和减速器的选择3.1电动机
26、的选择电动机的选择内容包括选择电机的种类、电机的形式、电机的额定电压、电机的额定转速及电机的额定功率的计算。对于连续运行，负载平稳，对启动、制动没有特殊要求的生产机械，应优先采用普通鼠笼异步电动机，它广泛用那用于各种机床、水泵和风机等。电动机常见的防护型式有开启式、防护式、封闭式和防暴式，封闭式电机又分为制冷式、强制通风式和密闭式。前两种电机能防止来自任何方向的水滴或异物侵入，灰尘和潮气也不宜进入，使用于潮湿、多尘土、易受风雨侵袭、有腐蚀性蒸汽或气体的各种场合，密闭式电机常用于浸在液体（水或油）中的生产机械，例如潜水电泵等。电动机类型的选择要从负载的要求出发，考虑工作条件、负载性质生产工艺、供
27、电情况等。根据实验台的工作条件先取Y132M-4型三相异步电动机。Y132M-4型三相异步电动机相关参数见表3-1。表3-1 电动机相关参数额定功率7.5 KW转 速1440 r/min额定电流15.4 A效 率87%功率因数0.85电动机额定转矩： Nm (3-1) 实验台激励频率为5.5Hz,每转一圈完成一次正弦激励，即曲柄每秒钟5.5圈。 (3-2)其中 f-实验台激励频率 i-减速器传动比 n-电动机转速减速器输入功率： （3-3）减速器输出功率： （3-4）减速器输出转速： r/min （3-5）减速器输出转速： Nm （3-6）曲柄所得转矩为206 Nm，大于实验台在标准曲柄长度（
28、30mm）下所需的转矩71 Nm。3.2减速器的选择根据总体布置的要求选择减速器的型式，在没有特殊要求的情况下，常首先考虑选用圆柱齿轮减速，其输入轴与输出轴互相平行。因为这类减速器加工方便，效率高，成本较低。当要求电动机轴与输出轴之间成90布置时可以采用圆锥齿轮或圆锥-圆柱齿轮减速器。当传动比大，要求结构紧凑时，可以选用蜗杆传动，但蜗杆传动效率较低，使用语短期间歇使用。根据传动的主要参数选择减速器的传动技术和尺寸，根据减速器传递的功率P，输入轴转速n1，总传动比i确定减速器的级数，已知P、n1、i则可以按减速器样本选定减速器的型号。 通过实验台要求实现的功能出发，减速器的选择应满足实验所需转速
29、和转矩，考虑到电动机和减速器连接简便，故选用YCJ系列齿轮减速三相异步电动机（JB/T6447-1992）。选取型号为YCJ100，相关参数见表3-2。表3-2 YCJ100相关参数电动机功率7.5 KW输出转速355 r/min输出转矩194 Nm电动机代号Y132M-4第四章 曲柄连杆结构的设计4.1曲柄连杆机构的组成及工作原理 曲柄连杆滑块机构由曲柄、连杆、导向杆组成。加载载荷的大小主要取决于给压弹簧提供的位移。根据曲柄连杆滑块机构的运动规律，它可以为弹簧提供一定规律的正弦激励的激励。曲柄连杆滑块机构的设计是实验台关键的环节，它既是传力件，又是运动件，因此其工作可靠性就决定了实验台工作的
30、可靠性，如图4.1所示。 图4.1 曲柄连杆机构为了满足设计的需要须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核，而要满足校核计算，依然要对曲柄连杆滑块机构进行动力学分析，曲柄连杆滑块机构是将电机发出的转矩转变为垂直方向往复运动的力。在设计机构时，要对其进行动平衡分析，通过计算和分析比较，确定了平衡块的质量和位置，消除了系统整体惯性力，为确保实验台的性能提供了保障。曲柄连杆滑块机构可大致分为三类：中心曲柄连杆滑块机构、偏心曲柄连杆滑块机构和主副连杆式曲柄连杆滑块机构，而中心曲柄连杆滑块机构应用最为广泛。4.2曲柄连杆机构的动平衡分析本系统采用曲柄-连杆机构(见图4.2)作为执行机构,带动工
31、作台振动,从而对激振器激振。曲柄采用飞轮,飞轮上有槽,连杆的一端通过小滑块固定于槽中,其位置可沿槽方向改变,从而可改变连杆另一端(联结着工作台)的运动行程,即改变减振器的工作行程。当曲柄以角速度转动时,曲柄-连杆机构由于质量分布不平衡而使系统惯性力不平衡,系统惯性力不平衡对系统的稳定运转是有害的。因此,要设法消除系统整体惯性力。图4.1曲柄-连杆机构可简化为图4.2模型。系统的质量分解到两节点上,化简为m1、m2。在运动中,m1将有2个方向的惯性力,m2将有x方向的惯性力,因此系统整体惯性力是无法平衡的。为此,考虑在转盘上加一平衡质量块m3,简化模型如图4。显然,适当地配置平衡块质量m3及其位
32、置H,将可消除y方向的整体惯性力。下面对整个系统作动平衡分析: m1、m2、m3分别受到惯性力F1、F2、F3系统y向惯性力之和Ey=myd+myd =(-mh+mH)XsinXt (4-1)而x向惯性力之和 Ex=mxd+mxd+mxd=(-mh+mH) Xcosxt+mxd (4-2) 图4.2 曲柄-连杆力学模型可见,若令y向惯性力平衡,即EF=0,则由式(1)可得 mh=mH (4-3)而此时由式(2)可知 EF=mxdX0 (4-4)即x向惯性力不可能消除因此,只加一个平衡质量块是无法同时消除x向和y向的整体惯性力的。选择满足式(3)的平衡块(m3,H),只能平衡y方向惯性力,而x方
33、向仍存在由m引起的惯性力。进一步的分析可知道,要同时消除2个方向的惯性力,必须在连杆延长线上再加一平衡块(m4,L),建立曲柄-连杆-双平衡块力学模型如图4.3所示。 图4.3 曲柄-连杆-双平衡块力学模型下面对此系统惯性作一分析:x向惯性力之和 EF=mxd+mxd+mxd+mxd (4-5)y向惯性力之和EF=myd+myd+myd+myd (4-6)其中 x=hcosXtx=hcosXt+lcosUx=-HcosXtx=hcosXt-LcosUy=hsinXty=0y=-HsinXty=hsinXt+LsinU几何条件sinU=sinXtcosU= -（）(1-cosXt)要使整体惯性力
34、平衡,则 EF=0 (4-7) EF=0 (4-8)把上述坐标及几何条件代入式(7)、式(8),并忽略二阶小量O(),可得x向 -(mh+mh-mH+mh)XcosXt=0 (4-9)y向 -mh-mH+mh(1+)XsinXt=0 (4-10)故有 mH=(m+m+m)h (4-11) mL=ml (4-12)因此,只要选择(m,H)和(m,L)使之满足式(11)、式(12)即可使系统整体惯性力达到平衡。本系统中,m、m、h、L均为已知值,分别为m=0.75 kg,h=50 mm,m=10.31 kg,l=400 mm。若取L=h=50 mm,H=h=50 mm;则m=m=10.31 kg,
35、m=m+m+m=21 kg。显然附加质量块太大,经分析发现,要做到完全消除2个方向的惯性力,要么附加质量m、m要很大,要么H、L要很大。这2种情况均给实际设计带来问题。为此考虑只平衡y方向惯性力,而x方向的惯性力仍保留。依据式(3)可得m=(h/H)m若取H=h=50 mm,则m=m=0.75 kg。即只要在m的对称位置加一质量为0.75 kg的平衡块即可消除y向惯性力。这在设计上是较可行的。第五章 联轴器的设计5.1联轴器 联轴器是连接两轴或轴和轴的回转件，在传递运动和动力过程中一同回转而不脱开的一种装置。此外，联轴器还具有补偿两轴相对位移、缓冲、减振以及安全防护等功能。5.2联轴器的分类按
36、联轴器的性能分类可分为刚性联轴器和挠性联轴器。刚性联轴器或称固定式刚性联轴器，这种联轴器虽然不具备补偿性能，但有结构简单，制造容易不许维护、成本低等特点仍有其应用范围；挠性联轴器又分为带弹性元件的挠性联轴器和不带弹性元件的挠性联轴器，前一类只具有补偿两轴相对位移的功能，后一类除具有补偿位移的功能，还具有缓冲和减震的作用，但在传递转矩的功能上，因受弹性元件的强度限制，一般不及无弹性元件的联轴器，带弹性元件的联轴器，按材质不同又可分为：金属弹性元件和非金属弹性元件，金属弹性元件的特点是强度高、传递转矩能力大，使用寿命长，不易变质且性能稳定。非金属弹性元件的优点是制造方便，易获得各种结构形状，且具有
37、较高的阻尼性能。5.3联轴器的选择在选择标准联轴器时应根据使用要求和工作条件，如承载能力、转矩、两轴相对位移、缓冲吸震以及装拆、维修更换易损元件等综合分析来确定。实验台在工作的工程中，电动机所受载荷为中等冲击载荷。加之实验台在振动的环境下工作，因此采用弹性联轴器。在从减速电机输出转矩 Nm，故联轴器输入的转矩为206 Nm查机械设计手册（新版）第三卷选取ML系列梅花型弹性联轴器（GB/T5272-2002），型号为ML6，其相关参数见表5-1表5-1 ML6相关参数转矩（Nm）转速n (r/min)轴孔直径轴孔长度YJZLL4006100404248112841125.3.1联轴器的几何尺寸查
38、机械设计课程设计手册 P149 表4-7-1选择的是弹性柱销联轴器HL4：公称转矩： Nm允许转速：4000 r/min选取：工作情况系数 动力机系数 起动系数 温度系数 Nm （5-1）柱销中心分布圆直径： mm （5-2）柱销直径： mm （5-3）柱销长度： mm （5-4）柱销数：联轴器的外径： mm （5-5） 第六章 夹具的设计由于减振器种类太多，导致活塞杆的尺寸不一，夹具的设计应具有通用性。并且装夹尽量要方便快捷，同时要满足国家标准。夹具主要由上横梁挡板、夹具体下座、夹紧衬套、定位销、连接螺栓、顶止凸轮、锁止螺母组成。把夹具的夹具体下座以及上盖做成一个因定直径的通径，与外径相同内
39、径不同的铜合金调整套配合使用，这样对于不同的件只需更换调整套即可，另一个影响实验的主要因素是试件外伸长度，不同型号的试件其实验中臂长度也不同。夹具把夹具体下座做成燕尾形放入实验台的槽内，使其可以在试件的轴向上运动。当调定好试件悬臂长度以后，由下端凸轮锁止装置顶死，并用锁止螺母锁止，防止其在实验中因振动松脱。见图6-1。 图6-1 夹具示意图第七章 减振器试验台机构误差分析7.1减振器示功机工作原理如图7.1所示,加力机构由电动机、偏心轮、滑块及连动杆组成,用于加力于减振器的活塞杆,使其往复运动。减振器活塞应按简谐规律运动,实现简谐运动规律一般采用长连杆的曲柄连杆机构。曲柄转动产生正弦波S=si
40、nt (7-1)其速度特性V=dS/dt=Acost (7-2)阻尼力P=KV=KAcost (7-3)阻尼力与位移函数为(S/A)+(P/KA)=1 (7-4)式中为曲柄转动的角速度,n为电动机的转速,K为粘滞阻力系数。信号经过传感器、A/D转换等装置进入测试系统的软件分析系统,从而绘制出示功图(如图7.2所示)。在示功图中,阻力是位移的二次函数,示功图是两个扣在一起的抛物线。由式4)可以看出,示功曲线是一个椭圆方程,由于复原阻力大压缩阻力小,因此图中上半部比较饱满,下半部比较扁平。 图7.1 减振器机械部分示功图7.2减振器试验台机构误差分析由图7.1所示机构的运动分析可知,其位移和速度可
41、用如下函数表示: S1=A1-cost+-0.05 (7-5)V1=Asint+ (7-6)式中S1位移,mmA振幅,mm角频率(rad/s),=2f，f为频率,Hz曲杆比,=A/LV1速度,m/s将式(1)和(5)及式(2)和(6)分别绘制图7.3所示的图形。显然机构误差包括位移误差、速度误差和相位误差,并且误差随曲杆比变化而有所变化。显然随曲杆比的减少机构误差降低。但是根据人机工程原理,由于整机结构尺寸的限制杠杆比不能太小。目前国内此类试验台的曲杆比一般为0.1左右,因此由机构误差造成的试验结果的差异则不容忽视。 图7.2 示功图图7.3近似简谐波和标准正弦波运动规律的对比第八章 结论我所
42、设计的是基于动平衡减振器试验台，通过对国内的发展情况，和学校实验室实物的观察，对其运动规律以及各部件之间的运动和连接关系有了一定的了解。通过对减振器速度试验台曲柄连杆机构的动平衡分析,确定了平衡块的质量和位置,消除了系统整体惯性力,为确保该试验台的性能提供了保障。实验台本身由一些简单、典型的部件和总成组成，用一台功率为7.5KW的YCJ100型减速电机来实现5.5Hz的正弦激励。用曲柄连杆滑块机构把电机传来的旋转运动转变为滑块的往复直线运动，同时考虑到传动轴的长度，故采用梅花型弹性联轴器连接，并安装两个轴承支座来支撑传动轴。以一个拉压复合弹簧实现正反载荷的交变作用，由于弹簧是软连接，为防止运动方向产生改变，采用导轨对机构的运动加以限制，来保证始终做垂直往复运动。用更换调整套的方法来实现不同型号活塞杆的测试，而夹具也是可以随意调整，来满足不同活塞杆的实验要求。为保证实验要求，通过力的传感器来测试其实际加载载荷的大小。参考文献
