本 科 毕 业 设 计 (论 文)
高速机车垂向减震器试验台设计
Design of Experimental Bench for
High-speed Train Vertical Dampers
学 院： 机械工程学院
专业班级： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号：
指导教师：
年 月
目 录
1 绪论 . ............................................................. 1
1.1课题研究的背景意义，国内外研究现状、水平和发展趋势 .............. 1
1.2 国内外油压减振器试验台现状分析 . ................................. 1
1.3 课题研究的方法、内容与目的 . ..................................... 5
2 机车油压减振器的作用和性能 . ....................................... 7
2.1 机车油压减振器的工作原理 . ....................................... 7
3垂向油压减振器试验台系统方案设计 . ................................. 10
3.1 试验台测试的主要内容 . .......................................... 10
3.2 试验台工作原理 . ................................................ 11
4 试验台机械系统的设计和计算 . ...................................... 14
4.1 电动机的选择 . .................................................. 14
4.2 选择v 带轮 . .................................................... 15
4.3 减速器的设计计算 . .............................................. 16
(3)低速轴设计 . ..................................................... 20
4.4 连杆的的选择 . .................................................. 23
4.5 力传感器, 位移传感器的选择 . ..................................... 24
4.6 滑块的选择 . .................................................... 24
4.7 夹头的选择 . .................................................... 25
4.8 试验台箱体的选择 . .............................................. 26 结 论 . ............................................ 错误！未定义书签。 致 谢 . ............................................ 错误！未定义书签。 参考文献 . .......................................... 错误！未定义书签。
1 绪论
1.1课题研究的背景意义，国内外研究现状、水平和发展趋势
现在人们对机车行驶时的舒适度，稳定性，制动时的平稳性等性能要求越来越高。所以人们一直在进行着机车减震器的研究。机车减震器是安装在机车底部和负重轮之间的一个阻尼元件，它的作用是降低机车在行驶和制动时的震动。而如何检测减震器的好坏，就需要用到油压减震器试验台。
1.2 国内外油压减振器试验台现状分析
现在，所有的机动车都装有减震器，所以检测和制造减震器的时候都会用到检测其性能好坏的油压减震器试验台。在六十年代初，青岛的四方车辆研究所研发了最早一代的减震器试验台。
想要检测油压减震器的性能，从原理上来说只要有一个可以使其产生振动的设备和一个记录下它振动特性的设备，从它振动特性上来分析得出减震器的性能好坏。所以油压减震器试验台也只需要这两个部分即可实现对减震器的检测。目前油压减震器试验台可以根据作用形式风味机械式和液压式，根据其运动方式分为手动式，开环式和闭环式等等。以下有三种典型的试验台[1][2[3][4][5][6][7]
1 机械测力式试验台
上面提到的六十年代初四方车辆研究所研发的早期试验台，就是属于机械测力式试验台，有J81，J85两种型号，前苏联的铁路工厂也配备了这种类型的试验台。J85试验台主要参数有：偏心轴转速62 r / min,可调行程0 ~ 160毫米, 液压减震器安装距离350 - 350毫米, 扭臂长300毫米, 绘画笔长720毫米, 电源电压380 v,电动机5.5千瓦, 安装尺寸1791 x1100x899mm;净重1675公斤。
J85试验台是主要由曲柄连杆机构，以及一个可以记录减震器振动情况的扭杆臂等组成的试验台，它的具体结构如图1-1所示。这个试验台结构简单，由于使用的全是机械类零件，所以价格也便宜。这个试验台能够测试减震器在某些频率震动下的性能，看出其性能的方式是由绘图记录板所画的示功图。这种减震器试验台可以满足一般检测要求，但由于它的工作效率比较低，需要等待绘图记录板绘图完毕才可看出，而且数据的准确性也较差，现在已经很少使用。
2 机械测力式简单改进版，通过传感器及微机数据处理的试验台
经过J85改造后的J95，J99，就是机械测力并由传感器和微机构成的新一代油压减震器试验台。J95的机械传动部分并没有太大改变，主要是测试系统变化了，机械传动部分由于由两套曲柄连杆机构组成，所以可以测试垂向和横向两个方向。
图1-2 J95型双向油压减震器试验台外形结构总图
J95型的油压减震器试验台的测试部分是由两个传感器，分别是力传感器和速度传感器，然后经过具有信号放大作用的A/D转换器，传输到计算机进行数据处理，然后通过显示器直观的显示出其示功图以及一些其他的关系图表。
在J95型的基础上又将其计算机软件更新，并且原先的双速电动机改为变频调速交流电机，成为了J99型。J99型油压减震器试验台的性能良好，基本上能满足国内需求。基于有些减震器的特殊性，不能测试。
图1-3 数据采集与处理系统框图
图1-4 在J95型试验台上测试的减震器示功图和实验结果
3 使用液压系统作为激振，然后结合传感器和计算机类的试验台
德国SACHS 公司研制的液压伺服减振器试验台就是其中的典型如图1-5
液压伺服试验台和上面的几种试验台相比有以下特点:
① 它的能测试的减震器种类全面。
② 在液压伺服系统的控制下能实现高速的准确的性能测试，可以方便调节其振动频率，速度等等。
③ 在准确控制下它可以产生各种波形的形状。
④ 液压系统维护和制造需要的造价比较昂贵。
图1-5 SACHS液压伺服减震器试验台简图
图中的实线部分是垂直减振器、横向减振器为虚线部分。
1.3 课题研究的方法、内容与目的
基于上述分析, 机械和液压试验台各有各的特点, 液压伺服试验台通常依赖进口, 价格昂贵, 通常一般生产单位可以处理。其成本主要是因为部分是电液伺服系统, 其加工精度相当高, 国内生产几乎不可能, 只能依赖进口。如果取代高成本的电液伺服系统机械曲柄连杆机构, 将很多降低成本，数据采集和分析部分, 可以使用设备, 如传感器、微机, 印刷设备, 它的多功能性很好, 产量大, 价格也低。可以参考j95设计理念做出改进
结合原试验台的优点和缺点, 我们将考虑主要来自以下几个方面:
分析了油压减振器的工作原理, 研究了减振器测试的现状, 需要对以上的优缺点相结合，并作出合适的舍弃
在参考了第二代减震器试验台的基础上, 设计一种价格较为低廉的试验台；
能测试绝大多数的减震器，能有较大的普及性。
2 机车油压减振器的作用和性能
2.1 机车油压减振器的工作原理
减震器是列车转向架的重要组成部分, 和弹簧(或空气弹簧) 构成列车转向架在隔振系统。在火车的行驶过程中，产生的震动能量会被弹簧吸收一部分。油压减振器是减缓振动的核心，它能使产生的振动热能被吸收掉并释放在大气中, 使振动能量减少, 从而使高速列车在行驶过程中能保持较好的平稳性。高速移动的机车减震器, 大概示意图如下图所示
图2-1 高速机车转向架上的油压减震器
整个油压减振器本身就是一个完整的液压系统，油液在储油空间和压力缸筒之间循环流动。
图2-2 油压减震器的工作原理
2.1.1 国内油压减振器检测技术的发展
在上面提到过，在六十年代初，研发的机械式J85试验台是使用最广泛的一种，不过它只能测得减震器在一定震动速度下的数据，并且效率比较低，而且其数据的准确性很差，只设置了一个垂向测试系统，不能完成横向的检测，所以现在已淘汰了
四方机车车辆研究所研发的新一代的J95双向油压减震器试验台，它的测试系统原理图如下面图2-3所示
图2-3 测试系统原理图
2.1.2 油压减振器检测技术的发展趋势
（1） 国内外油压减震器的种类太过繁多，如果可以设计出一个很方便的夹紧装置, 那就对测试的效率会有所提高
（2） 同样的，油压减震器的长短也需要考虑，能够方便调整安装距离也能提高效率
（3） 实际中，机车在行驶的时候所产生的震动频率和震荡幅度不是一定的这就要求减震器试验台能够产生多种频率，最好能随机产生。
（4） 测试的步骤最好能够规范化，这样就能有条不紊的进行，这样要求减震器试验台需要更好的互操性。
（5） 我国地势复杂，气温变化多样，对减震器的影响也是很大的，在实验台上最好能够安装温度调节装置。
3 垂向油压减振器试验台系统方案设计
3.1 试验台测试的主要内容
3.1.1 油压减振器试验台系统方案设计
我设计的方案拟采用机械传动系统、传感器与计算机技术相结合的的试验台满足课题要求，来实现油压减振器各项性能的自动测试。试验台系统原理如图
3-1
图3-1 油压减震器试验台原理图
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图3-2 曲柄连杆式和滑块式驱动装置原理图
试验台总体结构，主要由两大部分组成：电脑，垂向减振器试验结构部分。
机械传动的曲柄连杆式驱动装置可分为图2-1和2-2两种，由于2-2的结构对对于材料的要求会高些，所以我选择图2-1的方式，并且支撑方式为双支撑，并在支撑杆上安装有旋钮可根据减震器的长度来调节。 3.1.2 试验台主要的技术参数
本试验台的主要技术参数如下： 最大负荷：垂向20KN
减振器最大安装距离：垂向 500mm 设计标准行程：垂向 ±30mm 减振器速度范围：垂向 0.01～0.5m/s
3.2 试验台工作原理
根据启动计算机原理根据测试速度、变频器改变频率改变电机转速, 和变频
器的编码器反馈速度, 直到达到所需的速度。并显示在屏幕上实现的速度和频率。当计算机从反馈信息在以下两个信息:1)到达预设速度;(2)三个周期已经完成, 之后开始收集数据, 然后执行一个命令或操作条件变化或测试报告。如果经过三个周期不能达到所需的速度, 自动增加圈数, 直到到达速度后才执行命令。
4 试验台机械系统的设计和计算
减振器允许的最大减震阻尼力为20KN V=0.01-0.5m/s
行程s=60mm,则偏心量为30mm 曲柄最大转速
4.1 电动机的选择
（1）选择电动机类型
按工作要求选用Y 系列笼型三相异步电动机，电压380v 。 （2）选择电动机容量
电动机所需工作功率为：
p d =
p w
η
工作机所需功率：
p w =
fv 20⨯0. 5
==10KW 10001000
表4-1 机械传动和摩擦副的效率概略值
确定各部分传动效率:v带传动效率η1=0. 96，滚动轴承效率η滚=0. 99，闭式齿轮传动效率η齿=0.97，联轴器效率η联=0.99，输出效率η出=0.96
η=η1η滚3η齿η联η出=0.96⨯0. 993⨯0. 97⨯0. 99⨯0. 96=0. 859
所需电机功率为：
=10/0.859=11.64KW
η
电动机额定功率p 需大于p d ，选电动机的额定功率p 为15KW ，电动机额
p d =
ed
ed
p w
定转速为1460r/min。综上根据文献[2]表6-163选取电动机型号为Y160L-4型。 额定功率15KW ， 额定电流30.3A ，转速1460转/分，效益88.5%， 功率因数0.85， 额定转矩2.2， 最大转矩2.3 p r =15⨯0. 885=13. 275
4.2 选择v 带轮
（1） 选择带型
P ed =15Kw ，n =1460r/min，确定为A 型。
取小带轮的基准直径为：
d d 1=100mm
取V 带传动比为：2.5 大带轮基准直径为：
d d 2=2. 5⨯100=250mm 。
（2） 定中心距
中心距选取范围为：
0. 7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2)
初选中心距为：
a 0=500mm
初算胶带基准长度：
L d 0
(d d 2-d d 1) 2
=2a 0+(d d 1+d d 2) +
24a 0
π
2
3. 14(250-100)
(100+250) +=1560. 7524⨯500
根据文献[8]表15-3选取基准长度：
=2⨯500+
L d =1600mm
实际中心距：
L d _L d 0
2
=500+(1600-1560. 75) /2 a ≈a 0+=519. 625
安装时调整范围：
a min =a -0. 015L d
=519. 625-0. 015⨯1600=495. 63a max =a +0. 03L d
=519. 625+0. 03⨯1600=567. 625
4.3 减速器的设计计算
n 曲=
60v
=159. 24r /min 2πr
i =
传动系统的总传动比：
1460
=9. 2
159. 24
根据文献[8]表15-1取V 带传动的传动比：
i v = 2.5
计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比：
i 减=
取高速级传动比：
i
=3. 68 i v
i 高=1.5
低速级传动比：
i 低=
i 减
=2. 45 i 高
4.3.1 传动系统的运动和动力参数计算[8]
传动系统各轴的计算如下：
1电动机轴 2减速器高速轴 3减速器中间轴 4减速箱低速轴 各轴的转速
n1= nm =1460 r/min；
n
n 2=1=1460/2.5=584r /min
i 带n
n 3=2=389. 3r /min
i 高
n 4=
n 3
=158. 9r /min i 低
各轴的输入功率
P 1=Pr =11.64 kw P 2=P kw 1∙η带=11. 64⨯0. 96=11. 1744
P ⨯0. 99⨯0. 97=10. 731kw 3=P 2∙η滚∙η齿=11. 1744
P 4=P ⨯0. 992=10. 517kw 3∙η滚∙η联=10. 731各轴输入转矩计算
T1=9550
p 1
=9550⨯11. 64/1460=76. 14N ∙M n 1
11. 1744
T 2=9550⨯=182. 73N ∙M
58410. 73
T 3=9550⨯=263. 22N ∙M
389. 3 10. 517
T 4=9550⨯=632. 1N ∙M
158. 9
2 3 4
图4-1 两级圆柱齿轮减速器展开图
高速级圆柱齿轮设计
（1表示为小齿轮，2为大齿轮） ① 选择齿轮材料及热处理方式
选择小齿轮材料为40Cr (调质) ，硬度为280HBS ， 大齿轮材料为45钢(调质) ，硬度为240HBS ； 减速器一般选用7级精度； ② 选小齿轮齿数z 1=24， ③ 大齿轮齿数 Z2=Z1*i高=36 实际传动比为 1.5 传动比误差为0 ±5% 查表7.8取齿宽系数ψd =1
④ 按齿面接触强度设计，（以下公式均出自《机械设计基础》）
d 1≥76. 55
3
K A T 1(u +1)
=51.7 mm 2
ψd u [σH ]
（a ） 查表7.5试选载荷系数K A =1.3 （b ） 计算小齿轮传递转矩
p 1
=9550⨯11. 64/1460=76. 14N ∙M n 1
(C) 查图7.3，查表7.8 许用接触应力[σH ]
T1=9550
σH lim 1=600MPa , σH lim 2=550MPa , S H =1 (D) 计算应力循环次数：
N 1=60n 1jL h =60⨯1460⨯1⨯8⨯300⨯3=6. 3⨯108
N 2=N 1/2=3. 15⨯108
(e ) 查图7.33取接触疲劳系数Z N 1=0. 9，Z N 2=0. 95
(f) 确定许用接触应力 [σH ],
Z σ
[σH ]1=N 1H lim 1= 540MPa
S H
Z N 2σH lim 2
= 522.5MPa S H
[σH ]=min([σH ]1, [σH ]2) =[σH ]2=522. 5
[σH ]2=
则d 1≥76. 55
3
K A T 1(u +1)
=64.71mm
ψd u [σH ]2
d 1
=2.7 z 1
查表7.1取m=3
⑤ 主要尺寸计算
d1=mz1=3*24=72mm d2=mz2=3*36=108mm b=72mm 取b2=72mm,b1=77mm
1
a =m (z 1+z 2) =90mm
2
⑥按齿根弯曲疲劳强度校核
1) 齿形系数Y F 查表7.7得 Y F 1=2.65， Y F 2=2.45。 2) 应力修正系数Y S 查表7.7得 Y S 1=1.58，Y S 2=1.65.
m=
3) 许用弯曲应力[σb ] 查图7.32得 [σb lim 1]=230MPa ，查表7.4[σb lim 2]=220MPa ；
得Sb=1.35；查图7.34得Y N 1=Y N 2=1
Y σ
[σb ]1=N 1b lim 1=170. 4MPa
S b [σb ]2=
Y N 2σb lim 2
=163MPa S b
4) 将以上参数代入式（7.22）得 σb 1=
2K A T 1[σb ]1
Y Y =53.29MPa
bm 2z 1
Y F 2Y S 2
=51.45
Y F 1Y S 1
σb 2=σb 1
齿根弯曲强度满足要求
⑦ 验算齿轮的圆周速度 v =
πd 1n 1
60⨯1000
=5. 5m /s
由表7.9可知选7级精度是合适的。
同理低速齿轮计算结果如下：
Z =26
小齿轮齿数： 3 大齿轮齿数：Z4=64 分度圆直径d 3=3⨯26=78mm
d 4=3⨯64=192mm
b =78mm
取b 2=78mm , b 1=83mm 中心距：a =135mm
4.3.2 减速器轴等零件的设计计算
(1)高速轴设计
图4-2 高速轴尺寸
(2)中间轴设计
图4-3 中间轴尺寸
(3)低速轴设计
图4-4 低速轴尺寸
4.3.3 例举低速轴案例计算
1. 选择轴的材料，确定许用应力
普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表11.1 取σb =590MPa, [σ0b ]=55 MPa。
按扭转强度估算最小轴径
由表2-6查得A 0=107[τ]=40 Mpa按式（11.2）得
P
=29.86mm N
由于键槽的存在, 应增大轴颈d=d×(1+3%)=30㎜ d≥A 0
3
2. 轴得初步设计
根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图， 如图4-5。
图4-5结构草图
3. 轴的结构设计`
轴的结构设计有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸的确定。
a) 径向尺寸的确定
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（b ）轴向长度的确定
轴段长L 1=50 mm。L 2与齿轮相配合，查宽度b 2=48 mm，L2=46mm， L7比联轴器短2mm 4. 轴的强度校核
（a ） 轴的受力分析, 轴的受力简图如图4-6（a ）所示
图4-6 轴的受力分析图
图中：
l AB =l 3=146 mm；
l BC =
l AC
（b ） 计算齿轮的啮合力
由上面得出低速级大齿轮分度圆直径为d=198mm
2T 42⨯140901. 7
==1423. 4N d 198F r =F t tan αn =1423. 4⨯tan 20︒=518. 1N F t =
而
n 3b 1245+c +k +l 1=+5+10+=43. 5mm ； 2222
=l AB -l BC =146-43. 5=102. 5mm ；
F a =F r =518. 1N
水平面内的支承反力计算
轴在水平面内的受力简图如（b ）所示。
R AX =F t M AX
l BC
=604. 1N
R BX =F t -R AX =819. 3N N l Ac
=M BX =0 M CX =116240.21 N·mm
(c) 垂直面内的支承反力的计算
轴在垂直面内的受力简图如（c ）所示。
R AY =F r 4M AX
l BC
=154. 36N l AB
N R BY =F r 4-R AY =363. 74N N
=M BX =0 M CY =42298.58 N·mm
(d) 支承反力，合成弯矩，转矩的计算
R A = 3083.7 N R B = 7266.24 N
M A =M B =0 M C =123697.03 N·mm T 3=396969 N·mm
(3) 减速器滚动轴承的选择 ① 低速轴上滚动轴承的选择
采用两端固定式轴承组合方式，轴承选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为
L h =24000 h
前面计算结果得出轴承所受径向力为
Fr=1423.4N.M 工作转速 n=86.3r/min 初选轴承 6006 GB∕T276－94 基本额定动载荷 C r =31.5 KN 径向当量动载荷
f p =1. 5C js
C r
选择的深沟球轴承 6006 GB∕T276－94满足要求。 相关数据如下：
D=55 mm B=13 mm d a min =30 mm
② 同上述计算高速轴上滚动轴承的选择为深沟球轴承6005 GB∕T276－94满足要求。相关数据如下：
D=47 mm B=12 mm d a min =25 mm
4.4 连杆的的选择
连杆主体由轴瓦，连杆盖，连杆村套，连杆螺栓等组成结构近似如下：
图4-7 连杆
4.5 力传感器, 位移传感器的选择
选择量程为25KN 的盘型力传感器如图，最大直线位移大小为60mm ，所以选择LT130直线位移传感器如图。
4.6 滑块的选择
图4-10 滑块
滑块需要制造精度较高。
4.7 夹头的选择
夹头用于装夹定位被测减振器，使用通用减震器夹头
图4-11 夹头
4.8 试验台箱体的选择
箱体的材料为HT150，由铸造成型。 箱体壁厚： δ
箱体尺寸大小为：
=30mm
1287mm ⨯1385mm ⨯565mm
结
论
我参考了国内高速机车减震器试验台的原理，作用以及它们的优缺点，并根据一些自己的一些知识提出了一种成本较低廉，并能够满足检测要求的试验台，本文得出了以下结论和成果：
总体来说使用液压类的试验台成本过高，而使用电机+减速箱+曲柄连杆机构这样的传动系统既可以降低成本，又可以满足检测要求，并且使用计算机记录和计算等技术又提现出了先进和普及性。试验台采用了三相异步电动机，微机控制及闭环转速控制技术，能对减震器实行正弦激励振动从而达到测试油压减震器的测试。在满足技术要求的前提下，相比其他测试方案，解决了原先减振器试验台由于行程关系，无法测试某些减震器，以及测试的速度过高等问题。采用比较先进的传感器：力传感器和位移传感器直接测试减振器的拉、压阻尼力和位移，使得其测试精度更高。
在研究过程中，由于本人的知识以及条件的限制，无法考虑齐全，试验台需要改进的地方仍然很多。例如计算机软件的问题，能否绘出精确的图，还有试验台经过多次使用后，内部传动机构是否会出现磨损，使得测试结果不准确等等问题，这些都值得以后好好研究，虽然我查阅了许多资料，也获得了许多信息，但这些问题由于时间关系还不能够完善，但我坚信，只要不断创新，勇于探索，试验台会越来越完善。
致 谢
从设计开始时的困惑迷茫，到如今的顺利完成，我很感谢我的导师王华兵，他工作严谨细致、一丝不苟，一直是我工作、学习，生活中的榜样；他虽然工作繁忙但仍抽空对我们悉心指导；他的教导方式不拘一格，独具特色，思路开阔。使我们这些学生受益匪浅
还要感谢我的室友们，大家四年来相处融洽，我们共同维系着兄弟般的感情，维系着寝室那份温暖的感觉。四年了，转瞬即逝。四年里，我们一起笑一起哭，一起度过了令人难忘的大学美好时光，我们一起努力，一同进取。虽说分离在即，但我们友谊长存。
感谢数控101班的同学们，平时我们一起上课，一起讨论作业，一起组织活动，丰富我们的课余生活，接下来我们就得各奔东西，希望我们大家都在社会上好好立足，坚定自己的信念，大家一起共创美好祖国
感谢我的爸爸妈妈，养育之恩，无以回报，没有你们在幕后的支持与默默奉献，就没有如今的我，希望你们永远健康快乐。接下来我就得踏入社会了，工作之余，家是我永远的港湾，我会经常回家看望你们，孝敬你们，永远爱你们
在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，其中很多人都给予了我很大的帮助，在这里请接受我最衷心的感谢！
参 考 文 献
[1] 于兆华，尚景华. 国内油压减振器试验台现状及未来发展探讨，铁道技术
监督，2005.
[2] 胡玲凤, 周曰文. 减振器速度试验台曲柄连杆机构的动平衡分析, 煤矿机械，
2006.
[3] 胡玲凤，李耀明. 车辆减振器速度台试验系统设计，机械设计与制造，2006. [4] 柯有权. 车辆减震器性能的计算机检测系统，计量与测试技术，1998. [5] 王文开，傅茂海. 准高速客运机车KONI 减振器性能研究，西南交通大学学
报
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