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汽车传动系试验台关键结构的优化设计
汽车传动系试验台关键 结构 汽车传动系试验台 关键结构 的 优化设计 关键 结构的 Optimization Design of The Key Structural Part for Automobile Drivetrain Test Rig独 创 性 声 明本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 据我所知，除了文中特别加以标志和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰 写 过 的 研 究 成果 ， 也 不包 含 为 获 得 或其 他 教育 机 构 的 学 位或 证 书 而使 用 过 的 材 料。 与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。学位论文作者签字：签字日期：年月日汽车传动系试验台关键 结构 汽车传动系试验台 关键结构 的 优化设计 关键 结构的 摘 要结构优化设计是近几十年来发展起来的一个新兴领域，它克服了传统经验 设计的诸多局限，在许多领域有着非常广泛的应用。本文将结构优化的方法引 入到汽车试验台的结构优化中，用以改善试验台机械结构的薄弱环节，从而实 现提高试验台整体性能的目的。 本论文的主要研究内容及研究结果如下： 首先，实现了对试验台底座的结构优化。基于元结构思想实现了对试验台 底座的建模与低阶模态的分析，获得了底座结构尺寸与低阶频率之间的关系规 律。然后，引入正交试验设计思想，实现了对底座结构的进一步分析与优化。 其次，完成了对试验台高速驱动端主轴结构的优化。基于常用的主轴结构， 本文提出了一种新型高速抗振主轴结构，并对其主要结构和原理进行了分析与 研究。为了使该主轴系统具有更好的实际应用性，本文建立了主轴系统的有限 元模型，对主轴系统的静、动态特性进行了研究，并运用均匀设计的思想，实 现了对主轴结构的优化，求得了主轴系统频率的二次回归方程。基于主轴系统 的二次回归方程，完成了对主轴系统的结构优化，并提出了主轴系统参数化设 计思想。 最后，实现了驱动端整体隔振结构的设计与优化。本文将双层隔振系统的 思想应用到试验台驱动端隔振结构设计之中，完成了试验台驱动端隔振结构的 设计。最后对试验台驱动端进行了整体有限元建模与模态分析，找到了其存在 的薄弱环节，通过对结构的进一步改进，最终实现了试验台驱动端整体抗振结 构的优化。 关键词 ： 汽车传动系试验台；模态分析；正交试验设计；均匀试验设计；双层 隔振Optimization Design of The Key Part Structural for Automobile Drivetrain Test Rig ABSTRACTStructure optimization is a rising field developed in recent decade. It has overcome many limitations of traditional design technique and has broad applications in many fields. In order to improve the weak link of the mechanical structure of the automobile drivetrain test rig, this method is introduced to the structural optimization of the test rig in this paper. The main research works and conclusion are listed as follows: Firstly, the bed structure optimization of test rig is completed. Based on the unit structure theory, bed sturcture is designed and modle analysis is carried out for it. And the relationship between the frame sizes of bed sturctue and the lower steps natural frequencies is obtained. Then, an orthogonal experiment design thought is used to optimize the structure, and get a very good results. Secondly, the structure optimization of high-speed drive spindle system is completed. Based on the commonly used structure of spindle system, the new kind of spindle structue is designed. And the key technologies and principle are studied deeply. In order to make the spindle system have better practicability, the FEM modeling for structure analysis of spindle system is founded, and the static and dynamic characteristics are studied. Based on the homogeneous design of experiment and modle analysis, the quadratic regression equation of spindle system is abtained. And the structure optimization of high-speed drive spindle system is completed. At last, this paper puts forward a parameter design thought of the spindle system. Finally, structure design and optimization of vibration isolation structure for the whole drive part are completed. Double vibration isolation theory is successfully used to design the double vibration isolation structure of the whole drive part. And the FEM modeling for structure analysis of double vibration isolation structure is founded. Based on the modle analysis result, weak link of the structure is founded. After improved the structure of the double vibration isolation system, this article completed the structure optimization of vibration isolation structure successfully.Key words： Automobile Drivetrain Test Rig；Modle Analysis；Orthogonal ： Experiment Design；Homogeneous Design of Experiment； Double Vibration Isolation；目录第一章 绪论 ...............................................................................................1 1.1 论文研究的背景 ...........................................................................1 1.2 课题的来源及意义........................................................................2 1.2.1 课题的来源 ........................................................................2 1.2.2 课题的意义 ........................................................................2 1.3 国内外传动系试验台研究的现状与发展 ......................................2 1.4 国内外关于有限元分析与应用的研究现状 ..................................3 1.5 课题研究的主要内容及拟解决的问题 ..........................................4 1.5.1 课题研究的主要内容 .........................................................4 1.5.2 课题研究中拟解决的问题 ..................................................4 1.6 本章小结 ......................................................................................5 第二章 汽车传动系试验台的构造与试验规范 ..........................................6 2.1 汽车传动系试验台简介 ................................................................6 2.2 汽车变速箱试验台的构造 ............................................................6 2.2.1 变速箱空载磨合试验台的构造...........................................6 2.2.2 变速箱加载试验台的构造 ..................................................7 2.2.3 变速器同步器试验台的构造 ..............................................7 2.2.4 变速箱试验规范 .................................................................8 2.2.5 变速箱试验台机械结构的性能要求 ................................. 10 2.3 汽车驱动桥、主减试验台的构造与试验规范 ............................ 10 2.3.1 驱动桥空载试验台的构造 ................................................ 10 2.3.2 主减综合性能试验台的构造 ............................................ 11 2.3.3 驱动桥齿轮疲劳寿命试验台的构造 ................................. 12 2.3.4 桥总成、主减总成主要检测项试验规范 .......................... 13 2.3.5 桥总成（主减）试验台机械结构的性能要求 .................. 14 2.4 本章小结 .................................................................................... 15 第三章 传动系试验台铸铁底座结构的优化设计 ..................................... 16 3.1 传动系试验台铸铁底座动态特性分析概述 ................................ 16 3.2 铸铁底座的结构设计与分析 ....................................................... 17 3.2.1 基于元结构的加载试验台底座的结构设计 ...................... 17 3.2.2 铸铁底座的模态分析 ....................................................... 18 3.3 各结构因素对底座动态特性的影响 ........................................... 20 3.3.1 底座约束结构对底座低阶频率的影响 ............................. 203.3.2 筋板结构对底座低阶频率的影响 ..................................... 21 3.3.3 底座基本尺寸对底座低阶频率的影响 ............................. 22 3.4 基于正交设计的底座优化设计 ................................................... 24 3.4.1 正交设计概述 ................................................................... 24 3.4.2 基于正交试验设计的底座优化设计 ................................. 27 3.5 底座与地面结合部的结构优化设计 ........................................... 32 3.6 本章小结 .................................................................................... 35 第四章 高速抗振主轴系统结构设计与优化 ............................................ 36 4.1 传动系试验台常用主轴系统概述 ............................................... 36 4.2 高速抗振主轴系统的关键技术研究 ........................................... 37 4.2.1 高速抗振主轴系统的结构设计......................................... 37 4.2.2 主轴系统抗振结构及原理的研究 ..................................... 37 4.2.3 轴承的组配形式及选型技术研究 ..................................... 38 4.3 主轴系统热分析与散热、润滑结构的优化设计 ......................... 41 4.3.1 主轴系统热分析概述 ....................................................... 42 4.3.2 轴承发热量的计算 ........................................................... 42 4.3.3 主轴系统热分析边界条件的计算 ..................................... 43 4.3.4 主轴系统稳态热分析仿真 ................................................ 44 4.3.5 基于稳态热分析的主轴散热与润滑结构优化 .................. 46 4.3 主轴系统静态、动态特性分析 ................................................... 46 4.3.1 主轴的静态特性分析 ....................................................... 46 4.3.2 主轴系统的动态特性分析 ................................................ 48 4.4 基于均匀设计的主轴系统动态特性优化 .................................... 51 4.4.1 均匀设计的概述 ............................................................... 51 4.4.2 均匀设计试验的数据处理 ................................................ 52 4.4.3 主轴系统的均匀试验设计 ................................................ 53 4.5 基于二次回归方程的主轴系统结构性因素分析 ......................... 58 4.5.1 主轴各结构性因素对其低阶频率的影响 .......................... 59 4.5.2 轴套各结构性因素对其低阶频率的影响 .......................... 60 4.6 基于二次回归方程的主轴系统的参数化设计 ............................ 61 4.7 本章小结 .................................................................................... 62 第五章 驱动端双层隔振系统的结构设计与优化 ..................................... 63 5.1 传动系试验台抗振与隔振设计概述 ........................................... 63 5.2 基于双层隔振系统的驱动主轴端隔振设计 ................................ 63 5.2.1 双层隔振系统的概述 ....................................................... 63 5.2.2 驱动主轴端双层隔振系统的机械结构 ............................. 655.2.3 橡胶隔振器的设计 ........................................................... 66 5.2.4 驱动主轴端双层隔振系统整体结构设计 .......................... 68 5.3 双层隔振系统的结构分析与优化 ............................................... 68 5.3.1 驱动端整体有限元模型的建立......................................... 68 5.3.2 驱动端隔振器结合部的结构优化 ..................................... 70 5.4 本章小结 .................................................................................... 71 第六章 总结与展望 .................................................................................. 72 6.1 总结 ............................................................................................ 72 6.2 展望 ............................................................................................ 72 参考文献 ................................................................................................... 74 攻读硕士学位期间发表的论文 ................................................................. 76插图清单图 1-1 汽车及其总成与机构的试验分类 ............................................................ 1 图 2-1 变速箱空载试验台结构图 ....................................................................... 6 图 2-2 变速箱在线加载试验台结构图 ................................................................ 7 图 2-3 同步器试验台结构原理图 ....................................................................... 8 图 2-4 机械式五档变速箱故障诊断试验规范图 ................................................. 9 图 2-5 驱动桥空载试验台结构图 ..................................................................... 11 图 2-6 主减综合性能试验台结构图 ................................................................. 11 图 2-7 驱动桥齿轮疲劳寿命试验台结构图 ...................................................... 12 图 2-8 桥总成磨合试验规范图 ......................................................................... 13 图 2-9 主减总成故障诊断试验规范图 .............................................................. 14 图 3-1 铸铁底座元结构类型图 ......................................................................... 17 图 3-2 底座结构名称释义图 ............................................................................. 18 图 3-3 六大类铸铁底座结构示意图 ................................................................. 18 图 3-4 铸铁底座低阶频率振型图 ..................................................................... 19 图 3-5 底座改变约束位置后的频率分析图 ...................................................... 21 图 3-6 增加约束后的底座频率分析图 .............................................................. 21 图 3-7 筋板厚度与底座低阶频率关系图 .......................................................... 22 图 3-8 筋板高度与底座低阶频率的关系图 ...................................................... 22 图 3-9 底座长度与底座低阶频率的关系图 ...................................................... 23 图 3-10 底座宽度与低阶频率的关系图 ............................................................ 23 图 3-11 铸铁层厚度与底座低阶频率的关系图 ................................................. 24 图 3-12 正交试验原理图 .................................................................................. 25 图 3-13 正交试验设计流程图 ........................................................................... 26 图 3-14 正交试验设计结果分析流程图 ............................................................ 27 图 3- 15 优化变量结构图 ................................................................................. 28 图 3-16 筋板高度与上表面铸铁层厚度交互作用二维图 .................................. 31 图 3-17 优化后的铸铁底座模态分析图 ............................................................ 32 图 3-18 底座位于地面上的结合部结构简图 .................................................... 33 图 3-19 掩埋底座结合部结构简图 ................................................................... 33 图 3-20 底座与地面减震垫铁连接结构图 ........................................................ 34 图 3-21 新型铸铁底座固定结构图 ................................................................... 34 图 4-1 常用主轴系统结构图 ............................................................................. 36 图 4-2 常用高速主轴结构图 ............................................................................. 36 图 4-3 新型高速抗振主轴结构图 ..................................................................... 37图 4-4 主轴系统振动传递图 ............................................................................. 38 图 4-5 主轴系统载荷传递图 ............................................................................. 38 图 4-6 轴承组配形式图 .................................................................................... 39 图 4-7 主轴系统轴承定位预紧图 ..................................................................... 40 图 4-8 主轴系统热分析模型图 ......................................................................... 44 图 4-9 主轴系统温度场分析结果图 ................................................................. 45 图 4-10 主轴系统瞬态热分析结果图................................................................ 45 图 4-11 主轴系统润滑、散热结构设计图 ........................................................ 46 图 4-12 主轴有限元模型图 .............................................................................. 47 图 4-13 主轴静扭分析结果图 ........................................................................... 47 图 4-14 主轴系统有限元模型图 ....................................................................... 49 图 4-15 主轴系统低阶模态振型图 ................................................................... 50 图 4-16 主轴模态分析结果图 ........................................................................... 51 图 4-17 均匀设计符号介绍图 ........................................................................... 52 图 4-18 主轴二次回归方程的三维展示图 ........................................................ 56 图 4-19 主轴一阶频率对长度求导式的二维表示图 ......................................... 56 图 4-20 轴套有限元模型图 .............................................................................. 57 图 4-21 轴套模态分析结果图 ........................................................................... 57 图 4-22 频率对于跨距求导式的三维图像表示图 ............................................. 58 图 4-23 主轴长度对主轴一阶频率的关系图 .................................................... 59 图 4-24 主轴轴径对主轴一阶频率的关系图 .................................................... 59 图 4-25 主轴约束长度与主轴一阶频率的关系图 ............................................. 60 图 4-26 轴套壁厚与一阶频率的关系图 ............................................................ 60 图 4-27 轴承跨距与轴套一阶频率的关系图 .................................................... 61 图 4-28 .轴套长度与轴套一阶频率的关系图 .................................................... 61 图 4-29 主轴参数化设计流程图 ....................................................................... 62 图 5-1 双层隔振系统模型图 ............................................................................. 64 图 5-2 双层隔振系统振动隔离效果图 .............................................................. 64 图 5-3 双层隔振系统诺模图 ............................................................................. 65 图 5-4 变速箱试验台驱动端结构图 ................................................................. 65 图 5-5 驱动端支架结构图 ................................................................................ 67 图 5-6 驱动端双层隔振系统结构图 ................................................................. 68 图 5-7 变速箱试验台驱动端三维及有限元模型图 ........................................... 69 图 5-8 驱动端低阶模态分析图 ......................................................................... 70 图 5-9 驱动端结构优化后的三维图 ................................................................. 70 图 5-10 驱动端结构优化后的模态分析图 ........................................................ 71表 格 清 单表 3.1 底座结构尺寸表 .................................................................................... 17 表 3.2 铸铁底座模态分析表 ............................................................................. 19 表 3.3 正交设计各因素水平表 ......................................................................... 28 表 3.4 四因素三水平表头设计表 ..................................................................... 28 表 3.5 底座正交试验规划与结果表 .................................................................. 29 表 3.6 底座正交试验直观分析结果表 .............................................................. 30 表 3.7 底座因素水平分析结果表 ..................................................................... 30 表 3.8 底座正交试验方差分析表 ..................................................................... 30 表 3.9 筋板高度与上表面铸铁层厚度的交互作用表........................................ 31 表 3.10 正交试验设计分析结果 ....................................................................... 32 表 4.1 主轴系统热分析边界条件表 .................................................................. 45 表 4.2 主轴模态分析结果表 .............................................................................. 50 表 4.3 混匀设计混合水平试验设计表 ............................................................... 54 表 4.4 主轴均匀试验设计分析表 ..................................................................... 55 表 5.1 质量比和刚度比的组合表 ..................................................................... 67 表 5.2 驱动端零部件材料属性表 ..................................................................... 69第一章 绪论1.1 论文研究的背景 2010 年我国的汽车产销双双超过 1800 万辆，刷新全球汽车产销纪录。伴 随着汽车行业的不断发展，人们对于汽车质量的要求也越来越严格。据中消协 统计，去年汽车成为投诉量同比上升幅度最大的商品，投诉量达到 1.4 万余件， 同比上升 51.1%，创历史新高。为了提高汽车的质量，汽车试验台越来越受到 汽车生产厂家的重视，其最近几年发展非常迅速。 我国汽车行业在80年代末90年代初便建立了汽车标准委员会，旨在拟定适 应我国国情的汽车标准，其中中国汽车技术研究中心标准化研究所已编制《汽 车标准汇编》为汽车的各部分的术语作了说明和规定，并制定了各种零部件及 整车的试验标准与方法。 汽车试验总成与机构的各种不同类型的试验，按其用途、研究对象以及运 行试验的方法与条件来分类如图1-1所示如下 [1] ：汽车及其总成与机构的 试验按任务分按试验对象分按方法与条件分检查性 的试验特殊性 试验科学研究 性试验汽车整体试验机构与总成体的试验试验室 试验道路 试验运用 试验传动系 动 力 性 经 济 性 运 动 平 稳 性 操 稳 通 纵 定 过 性 性 性 管理 可靠 舒 及修 性与 适 理的 耐磨 性 简单 性 性及 便利 性转向与制 动部分行驶部分变 速 离 箱 合 与 器 分 动 器万 向 驱 传 动 动 桥 装 置主 减 速 器转 制 向 动 操 纵悬 架车 桥 和 车 轮车 架 与 车 身图1-1 汽车及其总成与机构的试验分类如上图所示，本文研究的传动系试验台主要包括驱动桥、主减、变速箱、 等试验台，其中驱动桥、主减和变速箱加载试验台主要结构优化是本文研究的 重点。传动系试验台按载荷进行分类：空载试验台和加载试验台，加载试验台 又可以分为：综合性能试验台和疲劳寿命试验台。本文结构优化的重点为驱动 桥、主减和变速箱的加载试验台。11.2 课题的来源及意义 1.2.1 课题的来源 该论文题目来源于国家高技术发展计划（863 计划） 《自动变速箱装配生产 线关键技术攻关及推广应用》 （-2）课题。 1.2.2 课题的意义 汽车传动系（包括：离合器、变速器、万向节、驱动桥、主减速器、差速 器等）是汽车的主要组成部分。它将发动机发出的动力传给驱动车轮，具有减 速增扭、实现汽车倒驶、中断传递以及实现驱动轮差速等功能，保证汽车能在 不同使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。 汽车传动系是汽车的重要的组成部分，伴随着汽车产业的不断发展，汽车 传动系的安全性也越来越引起汽车生产厂家和消费者的重视。为检测汽车传动 系的性能，各大汽车生产厂家纷纷开始了对汽车传动系试验台的研发。 本课题希望能找到一种在试验台设计过程中，可以迅速对设计出的结构进 行 CAE 多方面验证及改进的方法。与此同时，希望通过对现有试验台关键部分 进行的静态、动态性能分析，找到关键结构的优化方法，并对其加以优化。最 终达到提高传动系试验台设计质量，降低传动系试验台制造成本，提高传动系 试验台设计效率的目的。 1.3 国内外传动系试验台研究的现状与发展 对于汽车传动系试验台的研究，国外开始的比较早，已经有近六十多年的 发展历程。二十世纪五十年代，美国格里森公司就设计出了用轮系作为加载系 统的桥试验台的方案。与国外相比，国内对于传动系试验台的研究起步相对较 晚，研究工作始于上世纪八十年代初期，发展了近三十年。与国外相比，国内 试验台在自动化程度、控制精度、测试种类、测试准确度各个方面都有很大的 差距 [2] 。 我国传动系试验台在整个发展过程中，可以分为四大类：其一，机械加载 闭式试验台，这种试验台结构工作稳定可靠，但其机械结构非常复杂，性能单 一，不能对加载力矩进行精细调节；其二，液压加载闭式试验台，这种试验台 相对机械加载闭式试验台在加载力矩精细调节方面有了很大提高，但是其引入 了液压控制环节，可靠性减弱了，自动化控制也较弱；其三，为电封闭式试验 台，其控制方便，机械部分相对简化了，灵活性、通用性不好；其四，现在大 量使用的开式试验台。其结构简单，自动化程度高，无需陪试件，但对电器控 制要求较高，成本相对较高，能量回收利用难度大。对于传动系试验台，国内 很多专家、学者都进行了相关的研究。 合肥工业大学戴军康等通过对主减速器总成常用的试验规范进行初步探2究，并结合被试主减速器总成的结构性能特点及其工作状况，制定了被试主减 速器总成的试验规范。并对主减速器总成试验的开放式和电封闭式两大基本方 案的进行了详细的对比研究，对比后提出了电回馈加载方案 [2] 。 合肥工业大学蔡高坡等以惯量模拟为试验设计的出发点，制定了试验台的 基本布置方案，阐述了该试验台架的基本工作原理，分析了同步换挡试验惯量 模拟的过程。最后，对试验台架的总体结构、关键组成部件的工作原理和设计 原则进行了详细介绍 [3] 。 天津大学王苏卿实现了对变速箱试验台测控系统的设计，其测控系统实现 了数据的实时采集和控制、实时显示、数据保存、数据打印、曲线图绘制等功 能，并通过 PLC 控制器来实现自动控制 [4] 。 吉林大学宫耀旺等完成了对驱动桥总成综合性能试验台研究，详细阐述了 汽车驱动桥总成综合性能试验台的理论基础、结构设计、试验内容及应用。并 通过实际使用数据证明了其可靠性和有效性 [5] 。 吉林大学王军年等对重型车辆驱动桥总成齿轮疲劳测试系统进行了相关研 究，其试验台是用机械加载的闭式功率流试验台架和计算机实时控制润滑油油 温的台架试验来模拟实车典型运行工况，通过试验的方式进行相关数据采集和 处理，对驱动桥尤其是其中的主减速器锥齿轮的疲劳寿命作出准确评价的计算 机控制系统 [6] 。 1.4 国内外关于有限元分析与应用的研究现状 随着机械工业的发展，有限元在机械行业中的应用也越来越广。本课题将 引入有限元分析方法，来实现对汽车传动系试验台关键结构的分析与优化，用 以提高汽车传动系试验台的整体性能。在结构分析和优化方面，国内、外许多 大学、厂家的诸多专家、学者都进行了相关的研究。 德国 University of applied science 大学的 Stefan Reh 和 Jean-Daniel Beley 曾 论述过基于有限元的 ANSYS 软件在机械行业的可行性分析。并对应用的方面 和实际应用实例都进行了论述 [7] 。 Pusan National University 的 Bong Ju Kim 和 Ieom Kee Paik 曾将有限元方 法应用到船身结构的优化，通过改变船身的结构和尺寸，实现了对船身的优化 研究 [8] 。 英国皇家学院 F.D.Queroz 和 P.C.G.S.Veuasco 在对复合材料梁特性的研究 中，采用弹簧阻尼系统来对接触面进行模拟，并进行了相关的论述 [9] 。 中南大学王宇奇等利用有限元法实现了对磨齿机床身和立柱的建模，进行 了结合部（螺栓结合部、导轨滑块结合部）分析，整机模型静态和动态性能分 析，并对整体模态分析中出现的薄弱环节进行了优化，最后用实验的方法验证 了有限元分析的正确性 [10] 。3哈尔滨工业大学解文志等已完成高速电主轴静态、动态性能特性的有限元 分析。其研究主要包括：电主轴的全面力学分析、有限元模型的正确建立、电 主轴的静态、动态性能研究 [11] 。 东南大学李恒熙等通过对数控车床进行有限元建模，静态、动态性能分析 和结构优化等多方面的分析，完成了基于 ANSYS 的 CK6136 数控车床的有限 元分析及优化设计课题的研究 [12] 。 华中科技大学李修平等通过对高速加工中心进行有限元建模，静态、动态 性能分析等，完成了基于 ANSYS 的高速加工中心有限元分析课题的研究 [13] 。 1.5 课题研究的主要内容及拟解决的问题 1.5.1 课题研究的主要内容 本课题将有限元分析和优化设计试验思想应用到结构的优化中，对传动系 试验台铸铁底座和变速箱试验台驱动端高度抗振主轴系统进行动态性能分析和 优化，此外还对主轴系统进行了热分析，并对其散热和润滑结构进行了优化， 最后对主轴系统支撑结构、直线导轨和底座的的隔振与抗振结构都进行了分析 与优化。其主要包括以下几个方面： （ 1） 在已 有 传 动 系 试验 台 的 基 础上 ， 对 机械 结 构 、 试验 规 范 进行 深 一 步的 分析，确定各机械部分的约束和运动状况，明确被分析对象的边界条件。 （ 2） 基于 元 结 构 的 铸铁 底 座 建 模、 动 态 分析 与 优 化 。文 中 分 别对 六 种 元结 构构成的底座进行了模态分析，并将其进行比较，并选取之中性价比最高的底 座结构进行了基于正交试验设计的结构优化。并明确了各底座结构之间的交互 作用。 （ 3） 对变 速 箱 试 验 台驱 动 端 主 轴系 统 的 结构 性 能 进 行了 介 绍 与分 析 ， 并运 用 ANSYS 进行了主轴的静态受力分析与主轴系统的动态特性分析，最后对其进 行了基于均匀设计的主轴系统结构优化，并求出其二次回归方程，实现了对其 结构的优化。 （ 4） 在求 得 主 轴 系 统稳 定 温 度 场载 荷 和 边界 条 件 的 基础 上 ， 对主 轴 系 统进 行三维建模和稳态热分析， 得到其温度最高点的位置并获得其温度时间曲线图， 最后对主轴系统润滑和散热结构进行了优化。 （ 5） 对主 轴 系 统 支 撑结 构 进 行 基于 二 层 隔振 理 论 的 结构 设 计 ，用 以 防 止主 轴系统在高频状态下发生共振时引起的过大振动。最后进行了直线导轨的抗振 结构优化设计。 1.5.2 课题研究中拟解决的问题 （1）如何使用 SolidWorks 和 ANSYS 实现对底座和主轴系统快速而又准确的 建模；并运用 COMOS 和 ANSYS 实现对底座和主轴系统的静态、动态特性分析。4（ 2） 掌握 正 交 试 验 设计 的 原 理 ，并 灵 活 运用 正 交 试 验设 计 方 法实 现 对 铸铁 底座结构的优化设计，其次掌握均匀试验设计思想，并用其实现对主轴系统的 优化设计，最后对这两种试验设计方法进行比较。 （3）掌握 ANSYS 轴承结合部的模拟方法，并将其应用于主轴系统动态特性 的分析当中，求得主轴系统的低阶频率，为主轴系统的优化做好铺垫。 （ 4） 掌握 主 轴 系 统 热分 析 的 方 法， 并 准 确求 得 主 轴 系统 稳 态 热分 析 的 边界 条件，实现主轴系统的稳态热分析，并实现对主轴系统润滑结构和散热结构的 设计。 （ 5） 掌握 双 层 隔 振 的原 理 ， 将 其应 用 到 驱动 端 结 合 部的 双 层 隔振 设 计 中， 并实现变速箱试验台驱动端结合部双层隔振系统的设计与结构优化。 1.6 本章小结 本章首先提出了课题研究的来源及意义，然后对传动系试验台的发展、有 限元分析与应用研究现状等国内外相关研究领域进行了一定的介绍，概括了论 文研究的主要内容和想要解决的问题。5汽车传动系试验台的 第二章 汽车传动系试验台的构造与试验规范2.1 汽车传动系试验台 简介 对于汽车传动系试验台，本论文主要是指变速器、驱动桥总成、主减总成 三大类试验台。试验台按照加载载荷的有无可分为：空载试验台和加载试验台； 按照测试种类的不同，又可以分为磨合试验台、综合性能试验台和疲劳寿命试 验台三大类。 机械工业部部标准《机械式变速器台架试验方法》规定了载货车、越野车、 客车所使用的机械式齿轮变速器的台架试验方法。对于机械式变速器，需要进 行的试验项目有： （1）变速器传动效率试验； （2）变速器噪声测量； （3）变速 器动态刚性试验； （4）变速器静扭强度试验； （5）变速器疲劳寿命试验； （6） 换档齿轮齿端冲击磨损试验； （7）变速器同步器性能和寿命试验。以上项目根 据被试变速器的实际情况进行选择 [14] 。 参照机械工业部部标准QC/T 533-1999《汽车驱动桥台架试验方法》对于驱 动桥总成和主减总成试验台试验方法的规定，本文试验台其主要的测试项为： （1）驱动桥（主减）总成噪声试验； （2）验证驱动桥（主减）的差速功能和驱 动桥转向功能试验； （3）实现桥总成或主减定时与定距离运行和磨合（模拟整 （5）测量桥总成齿轮不同载 车运行） （4）桥总成和主减的在线装配故障诊断； 荷下的的试验寿命和疲劳损坏形式 [15] 。 2.2 汽车 变速箱试 验台的构造 2.2.1 变速箱空载磨合试验台的构造 变速箱空载试验台主要用来做变速器的磨合试验、空载扭矩、空载噪声和 检测换挡过程中有无障碍。其结构图比较简单，如图2-1所示：图2-1 变速箱空载试验台结构图 1-底座；2-支架；3-电机；4-弹性联轴器；5-扭 矩传感器； 6-变速箱支架；7-主轴定位系统8-变速箱6变速箱空载试验台所承受的载荷比较小，但是其要求的速度比较高，一般 都为3000r/min以上，对底座、夹具和支撑件的抗振性能要求较高，并且对输入 轴系的同心度要求也非常高，如图2-1所示，为了测量变速器空载的扭矩，减小 冲击 ， 一般 采 用 弹性 联轴 器 ，如 XL型 无 间 隙弹 性 联轴 器 和 LX型 弹性 柱 销联 轴 器，其底座最优选择为铸铁件。电机底座为钢板焊接件，其焊接结构必须合理， 否则将很容易产生共振，影响试验台的使用性能。 2.2.2 变速箱加载试验台的构造 变速箱综合性能试验台一般采用机械开式结构与电能回收装置构成能量封 闭的加载系统；试验台机械结构采用整体床身式结构。被试变速箱总成的驱动 和加载均由交流变频调速电机和变频调速系统共同组成的电加载系统来实现。 其主要结构原理如图 2-2 所示：图2-2 变速箱在线加载试验台结构图 1-变速箱驱动系统；2-左半轴加载系统；3-右半轴加载系统试验台定位夹具利用变速箱总成离合器壳原有定位销孔在夹具定位盘上进 行“一面两销”定位。试验台设计工艺半轴法兰与变速箱总成的输出轴花键直 接相联接；试验台加载单元设置液压滑台驱动的柔性加载头来实现与工艺半轴 法兰的自动对接；加载头内设置弹性传动件确保高速工况传动的平稳性。 试验台的驱动电机和加载电机均通过平皮带与传动轴柔性相连，通过平皮 带轮副实现隔离电机振动和过载保护功能，其中如图 2-1 所示：本实验台的主 驱动系统的电机位于底座的地部，而左右半轴加载系统的电机位于底座装配平 面上，这样可以很好的隔离主驱动电机对底座及底座上装配件的振动冲击，也 很好的缩小了底座的宽度，其结构适用于变速箱在线加载试验台，对于普通的 综合性能试验台，其底座高度较低，驱动系统的电机也放在底座平面上。 2.2.3 变速箱同步器试验台的构造 同步器试验台采用双惯性飞轮旋转惯量模拟车辆直线行驶惯量实现换挡过 程中所需的输出轴处的惯量模拟。变速器由发动机直接驱动，并有专门的换挡 机构来实现试验中的换挡要求。应用等效惯量的算法尽可能地确保变速器左、 右半轴处旋转惯量在 AMT 同步器结合过程中对其造成的冲击与整车行驶过程中7的同步器同步过程所承受的冲量相当，如下图所示，下图为同步器试验台的结 构原理图。图2-3 同步器试验台结构原理图如图 2-3 所示，同步器试验台的结构设计特点为： （1）两惯性飞轮通过弹性联轴器联接，确保左、右飞轮旋转同步；另外， 惯性飞轮组采用单元化的结构形式，并设计标准的轴头尺寸，使惯性飞轮组在 其它试验过程中经过适当的调整组合即可完成其它类似试验内容； （2）惯性飞轮通过变频电机直联驱动，变频电机通过变频器的控制实现飞 轮组件起步、停车以及恒速运行等工况；确保飞轮运行平稳，转速控制精确、 调速便捷； （3）飞轮主轴同AMT左、右半轴之间的动力传递通过高速平皮带来实现， 该类型传动带具有线速度高、噪声低的特点以及隔离振动、过载保护等功能； 飞轮到AMT左、右半轴之间的传动速比大于1；经带轮传动机构“减速”可适当 降低惯性飞轮完成整车模拟所需的等效转动惯量； （4）试验台所有的轴联接部分均采用摩擦传动（端面摩擦/涨紧套） ，消除 由于键联接回转间隙造成的冲击，提高设备运行的稳定性和可靠性； （5）试验台利用 AMT 总成离合器壳原有定位销孔在夹具定位盘上进行“一 面两销”定位，通过螺栓拧紧固定，螺栓拧紧结构设计确保快速、便捷，满足 变速器在试验过程中，快速、可靠夹紧的需求；变速器定位盘设计为可换结构， 实现不同型号变速器在试验台上的准确定位以及快捷的品种更换。 2.2.4 变速箱试验规范 （1）磨合试验规范 [16] 在做变速器效率和寿命试验前，应对试验样品进行磨合。磨合能使工作表 明微观不平度减少，增大实际接触面积，从而减少单位面积上的载荷。其试验 规范如下： ①变速器第一轴输入扭矩 M 1 =1 M e max （ M e max 为所匹配的发动机最大扭矩， 28N ? m ）；② 变 速 器 第 一 轴 输 入 转 速 n1 = nM （ nM 为 所 匹 配 的 发 动 机 最 大 扭 矩 时 的 转 速，当 nM 接近或小于 1450rpm 时，可用 1450rpm） ； ③齿轮磨合时间为 t = 2h ； ④润滑油及油量按设计要求确定； ⑤磨合时油温为 80 ± 10℃；⑥磨合时应进行清洗或更换润滑油。 （2）基于振动信号分析的变速箱故障诊断试验规范 基于振动信号分析的变速箱故障诊断是变速箱在线试验台的主要检测项 目，也是最近几年刚刚应用于变速箱试验台的新科技，实际应用也证明了其具 有非常大的实用价值，但其也存在许多技术上的难点，需要做进一步的改进。图2-4 机械式五档变速箱故障诊断试验规范图如图 2-4 所示基于振动信号的变速箱故障诊断试验要对变速箱进行正拖与 反拖试验，正拖即驱动电机带动变速箱运转，左右半轴加载电机为负载电机进 行加载；反拖即左右半轴加载电机带动变速箱运转，驱动电机变为负载电机对 变速箱进行加载。图 2-4 左图为变速箱的速度和驱动端扭矩控制图，右图为变 速箱的档位图。在试验过程中每个档位都要进行一次正拖与反拖试验，并进行 振动信号的采集，最后做出分析，得出变速箱是否合格，如果不合格，找出其 故障原因。 （3）变速器疲劳寿命试验规范 [16] 汽车变速器在产品设计定型前通常要进行几百小时的疲劳试验，以检验其 疲劳寿命。根据国家标准、行业标准，并对业界企业的标准进行调研，结合被 试变速器的结构以及使用特点，制定变速器疲劳寿命试验规范。表 2.1 为某类 型变速器各档位的试验参数表。9表2.1 变速器各档位的试验参数表 试 验 1 2 3 4 5 输入扭矩 Nm 217(230) 195(207) 173.6(184) 173.6(184) 108.5(115) 输入转速 Rpm 30 .2 4.6 8.8 11.0 37.0 耐久试验时间（s） I 420 Ⅱ
R各档运行总次数 （100万次）试验程序：首先将磨合后的变速器重新加注润滑油，并准确地安装在试验 台架上，然后按照表 2.1 中的 1～5 顺序进行疲劳寿命试验，在完成上述规定 的试验后，检查变速器损坏情况，做好记录。 2.2.5 变速箱试验台机械结构的性能要求 对变速箱试验台机械结构性能的要求主要与该试验台所承载的测试项有 关，如上一节中的试验规范所示，对变速箱试验台机械结构的主要要求如表 2.2 所示： （以某一款乘用车变速箱试验规范为标准）表2.2 变速箱试验台机械结构性能要求表 试验台类型 空载磨合试验台 转速范围 0-3000 r/min 承受载荷 0-100 Nm 主要性能要求 速度较低， 载荷较小对机械结构的要求 较低。 载荷较大，输入端转速较高，其输入端 应满足高转速要求， 并具有非常好的减 振与抗振性。 所受载荷和输入转速都较高， 作用时间 长，其试验台除满足高转速要求外，必 须具备非常好的疲劳特性综合性能试验台0-6000 r/min0-230 Nm疲劳寿命试验台0-6000 r/min0-217 Nm目前，在变速箱试验台的研发中，其面临的难题主要是试验台输入端机械 结构和隔振结构的设计，因为其必须满足两个条件，其一，必须能满足高转速 要求，其二，其必须具有很好的动态特性，在其高转速工作条件下必须防止零 部件共振的产生，并减弱其振动对测试件的反作用。所以变速箱试验台输入端 结构的设计与优化成为了本文研究的主要内容。 2.3 汽车 驱动桥 、 主减 试验台的构造 与 试验 规范 2.3.1 驱动桥空载试验台的构造 驱动桥空载试验台主要由电机及带轮传动部分、支撑及传动轴部分、过渡 花键套部分、夹具及调整机构部分和电器控制部分等组成。主要用来测量：驱10动桥在变频电机带动下由低速升速到2500r/min（或是更高的速度）过程中出现 的最大空载扭矩、噪声值，并用来试验差速功能和转向功能。图2-5 驱动桥空载试验台结构图 1-电机及皮带轮；2-主 轴系统；3-万向传动轴；4-防护罩；5-液压夹紧机构；6-定位机构如2-5所示，底座为铸铁底座，其具有很好的抗振性能，电机安装处有螺栓 调整机构，可以通过调整电机的位置达到使V带张紧的目的。采用V带传动用以 减振，又可以起到安全防护的作用。轴承座与驱动桥之间采用十字形万向联轴 器来连接。驱动桥有专门的压紧机构和调整机构。驱动桥支承座，通过调节螺 栓机构可以对驱动桥高度的调整，又有丝杆机构可以调整驱动桥支撑底座的纵 向位置，从而实现空载试验台的柔性化。 2.3.2 主减综合性能试验台的构造 本试验台由机座部分、驱动系统、加载系统、翻转夹具系统、润滑系统、 噪音检测系统和故障诊断装置，其整体布局图如图 2-6 所示。图2-6 主减综合性能试验台结构图 1-1-驱动电机 ；1-2-加 载端传感器；1-3-加载端 主轴系统；1-4 加载端驱动头；2-1 左端加 载电机；2-2 左端扭矩传感器；2-3 左端主轴系统；2-4 左端花键半轴；3-1 右端加载电机 3-2 右端扭矩传感器；3-3 右端主轴系统；3-4 右端花键半轴11试验台的机座部分为铸造结构，呈 T 字型，用来安放驱动系统，左、右半 轴加载系统和翻转夹具体系统。机座部分是采用整体加工，这样可以保证左、 右半轴加载系统在同一中心位置，还可以加强整个试验台的刚性并降低了试验 台系统的振动噪音，提高了试验台的测试稳定性。 试验台的驱动系统和左、右半轴加载系统均采用交流无级调速电机拖动， 电封闭加载，加载系统发出的电能通过直流母线回馈到驱动系统。试验台直接 利用装配线的起吊装置，将装配好的主减速器总成吊入翻转夹具系统中模拟驱 动桥壳的中段结构的壳体内，利用主减速器上的一面两销定位，采用液压夹紧 并通过液动调整到试验位置，电机翻转，从而完成被测对象的夹紧定位工作。 噪音检测系统用来检测主减速器在试验过程中的噪音状况，监测被测对象的运 行状态，从而判断是否有异响及故障。 2.3.3 驱动桥齿轮疲劳寿命试验台的构造 驱动桥齿轮疲劳寿命试验台结构与主减总成试验台结构相近，都为 T 字形 布置，竖向布置的为驱动系统，横向布置的为左、右加载系统。与主减总成试 验台相比，桥总成齿轮疲劳试验台驱动端和加载端都多了一台变速箱，主要用 于降速增扭的作用。如图 2-7 所示：图2-7 驱动桥齿轮疲劳寿命试验台结构图 1-1-驱动电机；1-2-驱动 端变速箱；1-3-驱动端扭矩传感器；1-4 万向传动轴；2-1 左端加 载电机；2-2 左端变速箱；2-3 左端扭矩传感器；2-4 左端万向传动轴；3-1 右端加载电机； 3-2 右端变速箱；3-3 右 端扭矩传感器；3-4 右端万向传动轴主传动系统由主传动电机、转速扭矩传感器、减速箱、可伸缩十字万向联 轴器及各联轴器组成。通过可伸缩的十字万向联轴器的传动，既保证有足够强12度传递扭矩，又便于与不同驱动桥主减速器输入轴连接的调整。 两端加载系统由加载电机，转速扭矩传感器，减速箱、各联轴器、滑移花 键轴及十字万向联轴器组成。滑移花键轴可适应不同轴向尺寸桥的加载。转速 扭矩传感器按图示安装在减速箱后端，其量程大、检测精度不受减速箱传动效 率影响，测量准确。主传动及两端加载系统安装在专用底座上，底座下方设置 装置便于底座的移动，并可根据不同类型沿底板上导轨用电机带减速器进行位 置调整。 2.3.4 桥总成、主减总成主要检测项试验规范 （1）桥总成加载磨合试验 [15] 对桥总成进行其他试验之前，都要对桥总成进行加载磨合试验，去除零部 件毛刺，增大配合面的接触面积，改善载荷分布状况。桥总成加载磨合试验输 入轴为转矩控制模式（转矩可设定，上限为不同品种桥的额定扭矩的 10%,两输 ，控制系统可设定显示输入 出轴为转速控制模式（转速可设定，上限 150rpm） 轴的扭矩、转速、噪声、温度等。其试验规范图，如图 2-8 所示：n (r p m ) 0 2s 300 60s 60s 测 量 噪 音 124 60s 测 量 噪 音 t(s) 186 1902 M (N m )6210% M nt(s) 190图2-8 桥总成磨合试验规范图（2）基于振动信号的主减总成故障诊断的试验规范 对于主减总成的故障诊断试验与变速箱故障诊断试验规范具有相似之处， 都要进行正拖与反拖试验，但是其控制模式不同，本试验输入轴为扭矩控制模 式（加载模式为恒扭矩加载，扭矩值可设定） ，两输出轴为转速控制模式（转速 可设定，不超过 500rpm，初定为 400rpm，），故障分析软件与硬件主要采用 使用 eol 分析仪。其试验规范图如图 2-9 所示：13图2-9 主减总成故障诊断试验规范图（3）驱动桥总成齿轮疲劳寿命试验规范 [15] 参照机械工业部部标准 QC/T 533-1999 《汽车驱动桥台架试验方法》对于 驱动桥总成齿轮疲劳试验的规定其主要试验规范如下： ①试验之前要对桥总成进行注油，正式试验时，普通油控制在 70-90℃， 双曲线齿轮油控制在 85-120℃范围内。 ②试验的负荷 M 按照驱动桥所装配车辆的发动机的最大载荷传至驱动桥 时的载荷为标准。 ③驱动桥总成走合试验的施加方法为：按 1/4M、1/2M、3//4M 进行加载， 加载时间按驱动轴运转 2 ? 3 × 104 循环次数为标准。 ④驱动桥走合完成以后，进行正式试验，对驱动桥进行全载荷加载，直至 齿轮失效为止，齿轮的失效方式有：齿轮断裂、齿面压碎、齿面严重剥落和齿 面严重点蚀等。2.3.5 桥总成（主减）试验台机械结构的性能要求对于桥总成（主减）性能试验台而言，其输入转速范围为 0-3000r/min ，其 相对于变速箱加载试验台而言其转速较低。但其加载扭矩较大，某些桥总成疲 劳寿命试验台的最大加载扭矩可达 10000Nm 。对于驱动桥（主减）试验台而言， 其结构较变速箱试验台结构较为简单，但其结构更为粗大、结实。 目前，在驱动桥（主减）试验台的研发中，其面临的难题主要是驱动桥疲 劳寿命试验台底座的设计，其主要原因在于： 其一， 驱动桥自身的长度较长， 重量较重 （有些驱动桥的重量可达 2000kg ） ， 所以驱动桥疲劳寿命试验台的底座的长度非常长，而且重量较重，故其底座自 身的支撑结构非常难设计。 其二，驱动桥疲劳寿命试验台底座所承受的冲击载荷较大，载荷作用时间14较长，其必须具有非常好的动态刚度。 综上所述，驱动桥疲劳寿命试验台底座结构的设计是驱动桥疲劳寿命试验 台设计中的一大难题。所以它也成了本文研究的主要内容。 2.4 本章小结 本章主要介绍了变速箱空载试验台、变速箱加载试验台、同步器试验台、 桥总成空载试验台、主减综合性能试验台、驱动桥总成疲劳寿命试验台的布置 形式和结构，并对变速箱、桥总成和主减总成的主要试验测试项的试验规范以 及对机械结构的要求都进行了详细分析。15传动系试验台 铸铁底座结构的优化设计 试验台铸铁 第三章 传动系 试验台 铸铁 底座结构的优化设计3.1 传动系试验台 铸铁底座动态特性分析概述 在汽车试验台的各个组成部分中，底座是其中重要的大件，它是驱动电机、 加载电机、减速器、轴承座和试验零部件等的重要支承件，承受各类零部件自 身的重力，以及高速运转状态下因为振动而产生的冲击力等各种载荷的作用。 底座性能的好坏对试验台的测量的准确性和耐用性具有非常大的影响。因此， 在试验台设计时，运用有限元法对底座进行分析，提前预测到底座在工况下的 变形，以及其频率和相应振型的特点，得到其薄弱环节，采用合理的优化改进 的方法，提高底座的整体性能，最终设计出高质量的底座，为试验台的设计打 下良好的基础 [10] 。 对于本文中的铸铁底座，其静态受力主要承受电机、变速箱、主轴系统及 其它一些零部件的压力，其静态受力完全符合强度要求，本文就不再赘述。而 是把重点放在铸铁底座动态特性的分析与优化上，其中底座的动态特性分析主 要为模态分析。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的频率、 阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算 或试验分析过程称为模态分析。模态分析一般适用于确定设计中的结构或机械 部件的振动特性，特别是确定结构或机械部件的频率，从而在设计阶段，通过 合理的设计机械的结构避开这些频率或最大限度地减少对这些频率上的激励， 消除过度振动或噪声。 本文对铸铁底座的分析主要采用 SolidWorks 软件和其中的 COMOS 软件， 并将模型导入 COMOS 软件中进行模态分析。 即在 SolidWorks 中进行三维建模， COMOS 软件主要采用了有限元方法(FEM)理论。FEM 是一种用于分析工程设 计的数字方法，其将模型划分为许多称作单元的简单小块形状，并生成控制每 个单元行为的方程式，方程式中一并考虑了每个单元与其它单元之间的联系， 并由计算机来实现对方程式未知量的求解，并得出分析结果，该方法已公认为 标准的分析方法 [17][18] 。 与 ANSYS 软件相比， COMOS 软件对于普通的机械类问题求解具备其非常 大的优势： （1）其求解速度更为迅速，其操作更为简单； （2）COMOS 软件可 以直接引入 SolidWorks 中建造的模型无需任何模型的改造便可以进行有限元分 析，尤其适用于结构较为复杂的零部件的普通特性的有限元分析； （3）COMOS 软件具备常用材料的材料属性库，其可以直接调用各种材料的属性。 （4）其网 格划分更为简单，精度也较高。对于本文中的铸铁底座，其结构非常复杂，有 限元建模非常困难，故本文选用 COMOS 软件进行底座的模态分析工具优化设 计。163.2 铸铁 底座的 结构设计与 分析 大型铸铁底座主要用于加载试验台，特别是疲劳寿命试验台。对于疲劳试 验台而言，其连续工作时间长，正常工况下转速较高，加载力矩大，其产生的 冲击载荷大，所以疲劳试验台底座必须具有高转速下很好的动态性能。疲劳试 验台绝大部分都采用铸铁底座， 铸铁底座在静态受力状态下其完全能满足要求， 本文不再进行分析，只针对其最主要的问题―如何提高其动态性能进行分析。 3.2.1 基于元结构的加载试验台底座的结构设计 在铸铁底座结构的设计中，铸铁底座的内部支撑结构尤为重要。对于大型 的铸铁底座其支撑结构最终可以分解为一些基本的单元结构，被称为元结构。 常用的构成铸铁底座的元结构主要有以下几种 [10][19] ：元结 构 1元结构 2元结构 3元结构 4元结构 5元结构 6图3-1 铸铁底座元结构类型图元结构 1 为最常用的元结构，其结构简单，制作容易；对于元结构 2，是 在元结构 1 的基础上增加了中间部位的圆环连接支撑；元结构 3 为对角线布置 的加强筋形式，也较为常用，制造也非常简单；将元结构 3 中间连接部位增设 圆环支撑，便可得到元结构 4；元结构 5 为元结构 1 和元结构 3 的组合体；元 结构 6 又在元结构 5 的基础上对连接部位增加了圆环支撑。 依据以上六种元结构，按照实际的底座要求，可以得到六种底座结构，其 结构尺寸如表 3.1 所示：表3.1 底座结构尺寸表 结构名称 底座长度 底座高度 筋板高度 筋板单元尺寸 结构尺寸 mm
长 430 宽 270 结构名称 底座宽度 底座四周壁厚 筋板厚度 上表面铸铁层厚度 结构尺寸 mm
80以元结构 1 构成的底座为例，其具体结构图如下所示：17图3-2 底座结构图其建模完成后的三维结构图如下图 3-3 所示：铸铁底座结构 1铸 铁底座结构 2铸铁底座结构 3铸 铁底座结构 4铸铁底座结构 5铸 铁底座结构 6图3-3 六大类铸铁底座结构示意图3.2.2 铸铁底座的模态分析 驱动桥疲劳寿命试验台铸铁底座的材料采用 HT200，其材料属性为：弹性3 模量 EX=0.67e11N/m 2 ，泊松比 ? =0.27，密度 ρ =7200Kg/m 。铸铁底座通过地脚18螺栓与地面进行连接，故设定铸铁底座的约束为，螺栓孔的固定约束和底座底 面的 z 方向移动约束。其对应的模态分析结果如表 3.2 所示 [20][21] ：表3.2 铸铁底座模态分析表 分析结果 底座类型 铸铁底座结构 1 铸铁底座结构 2 铸铁底座结构 3 铸铁底座结构 4 铸铁底座结构 5 第一阶频率 Hz 482.83 476.59 400.74 396.63 494.33 第二阶频率 Hz 539.47 536.83 437.99 432.83 552.93 第三阶频率 Hz 541.86 538.57 452.32 444.1 560.78 第四阶频率 Hz 706.77 705.64 692.44 489.9 735.48铸铁底座结构 6497.27558.91565.56751.99对上面的数据分析可得，第六种底座结构低阶频率最高，具有非常好的动 态特性，但其结构非常复杂，制造非常困难，制造成本高，制造周期长与第一 种结构相比其性价比较低。虽然第一种结构低阶频率略低于第六种底座结构， 但其结构非常简单，制造非常方便，成本低廉，性价比高，可以广泛应用于实 际生产，下文将针对第一种底座结构做进一步优化。第一种底座结构对应的前 四阶模态分析振型如图 3-4 所示：一阶模态振型二 阶模态振型三阶模态振型 图3-4 铸铁底座低阶频率振型图四 阶模态振型第一种底座结构的前四阶模态特征如下：19（1）一阶模态 底座中间部位沿 Z 轴方向振动，其振型如 3-4 所示。主振系统是底座的中 间部分约束与约束之间的部位，底座的最中间筋板的交汇处振幅最大，底座的 整体频率为 482.83Hz。 （2）二阶模态 底座左右两侧结构绕 X 轴的扭转振动，振型如 3-4 所示。主振系统为底座 左右两端部位，其左右两端约束的中间部位振幅最大，底座的整体频率为 539.47Hz。 （3）三阶模态 底座结构沿 Z 轴方向来回振动，其振型如 3-4 所示。主振系统为底座两端 约束与约束的中间部位，且其振幅最大，其频率与二阶频率非常接近为 541.86Hz。 （4）四阶模态 底座结构绕 Z 轴扭振，其振型如图 3-4 所示。主振系统为底座的左右两端 部位，且其振幅最大，其频率为 706.77Hz。 通过对低阶振型的分析可知，其振动主要产生于铸铁底座约束与约束之间 的中间部位，即此部位动态刚度最差，所以要提高底座的整体动态性能，必须 以提高两约束中间部位的刚度，特别是底座中间部位的刚度为基础。 3.3 各 结构因素对底座动态特性的影响 要提高底座最中间部位的动态刚度，最直接有效的方法便是对中间部位施 加约束，但其在实际应用中是不允许的。因为底座的上表面中间部位要进行电 机或者减速箱以及轴承座支撑架的安装， 加设约束可能会造成与零部件的干涉。 如果在中间部位上表面采用沉孔结构加设地脚螺栓约束，如果底座装配后不做 任何调整，此方法可以采用，这种情况在实际应用中非常少。其若要进行底座 的调整，则要将底座上表面装配的零部件拆除，此时零部件之间的装配精度便 会被破坏，需要重新进行零部件的装配和装配精度的调整，其对装配与维护非 常不利。故不能采用在底座最中间部位加设约束的方法。 为了实现对底座的优化，本文首先对构成底座的各主要结构性因素进行分 析，找到其与底座低阶频率的关系，其分析包括：其一，适当改变铸铁底座的 约束位置，加强中间部位的支撑刚度；其二，分析筋板结构对铸铁底座动态性 能的影响；其三，分析铸铁底座整体尺寸变化对动态性能的影响，最终得出各 因素与铸铁底座低阶频率的关系图。 3.3.1 底座约束结构对底座低阶频率的影响 依据底座的结构和设计经验，将底座的约束部位向底座中间靠拢，将原间20距值由 820mm 变为 660mm，其新的设计结构如图 3-5 所示：图3-5 底座改变约束位置后的频率分析图对新的底座结构进行模态分析，其材料属性设置以及约束设置与原分析相 同，其分析结果如图 3-4 所示，其一阶频率变为 499Hz，而其主要振动部位变 为底座的左右两端，故只是通过移动约束的位置并不能很好的改进底座的动态 性能，在本结构的基础上，再增加四处约束结构，并保证约束之间不干涉，其 改进后的结构如图 3-6 所示：图3-6 增加约束后的底座频率分析图将改进后底座结构进行分析可得，其一阶频率上升为 577.04Hz，与原底座 结构相比上升了约 19%，其薄弱部位仍位于支撑刚度最差的底座中心部位。 3.3.2 筋板结构对底座低阶频率的影响 为了更好的提高底座的动态性能，并研究筋板结构对底座频率的影响，下 文将以经过约束结构优化后的底座为基础，对筋板厚度和高度进行重新赋值， 并逐一进行分析，找到筋板厚度与底座频率的关系， （1）筋板厚度度对铸铁底座模态的影响 以铸铁底座筋板的厚度为研究对象，设定其变化范围为：30mm-100mm， 步长为 5mm，其分析结果如图 3-7 所示：21图3-7 筋板厚度与底座低阶频率关系图对以上两图分析可得，在筋板厚度的试验范围内，底座的频率随着底座的 筋板的厚度的增加而增大，但并不是成线性增加。其一阶频率值的增速随着底 座壁厚的增加而减小， 二阶频率随着底座筋板壁厚的增加其增长速度波动较大。 虽然底座筋板壁厚越厚，其底座的低阶频率越高，动态性能越好，但是在实际 应用中，并不能无限制的增加筋板的壁厚，因为底座筋板的壁厚每增加 10mm 其价格就要上升近 1000 元。必须以成本和设计经验为基础，以满足实际的要求 为目标，通过整体结构的优化来实现铸铁底座动态特性的优化。 （2）筋板的高度对铸铁底座模态的影响 以 底 座 筋 板 的 高 度 为 设 计 变 量 ， 设 定 筋 板 的 高 度 变 化 范 围 为 40mm 到 220mm 并以 20mm 为步长进行变化，由其分析结果如图 3-8 所示：图3-8 筋板高度与底座低阶频率的关系图对模态分析结果进行分析可得，在设定的数据范围内，随着筋板高度的增 高，其低阶频率先增大后变小，其中间存在最优点，筋板高度为 100mm 时， 底 座 的 一 阶 频 率 最 高 为 625.74Hz ， 二 阶 频 率 最 高 为 629.42Hz ， 比 设 计 值 H=200mm 高出了约 25Hz，但铸铁底座各因素之间存在交互作用，不能简单的 认为筋板的高度为 100mm 便是筋板高度的最优解。 3.3.3 底座基本尺寸对底座低阶频率的影响22（1）铸铁底座的长度对动态特性的影响 以铸铁底座的长为设计变量，从 1600mm 变化到 3600mm，200mm 为一步 长，分别建立新的模型进行模态分析。在建模时，根据总体的长度不同，纵向 筋板间的间距依据设计经验做进行相应的调整。 其模态分析结果如图 3-9 所示：图3-9 底座长度与底座低阶频率的关系图对以上底座长度与频率关系图分析可得，在设定的尺寸范围内，底座的低 阶频率随着长度的增长而降低。底座与其一阶频率之间的变化关系基本为直线 关系，即随着底座长度的增长，其一阶频率均匀减小。底座长度与其二阶频率 之间的关系为非线性，其存在频率的快速减小区域，当底座长度增大到一定长 度后，其二阶频率的减小速度会变缓。所以在设计底座时在保证结构强度和实 际要求的前提下，应使底座长度尽量减小。 （2）铸铁底座的宽度对动态特性的影响 以铸铁底座的宽度为设计变量，从 600mm 变化到 1800mm，100mm 为一 步长，分别建立新的模型进行模态分析。在建模时，根据总体的宽度不同，横 向筋板间的间距依据设计经验进行相应的调整。其分析结果如图 3-10 所示：图3-10 底座宽度与低阶频率的关系图对以上两分析结果进行分析可得，在设定的宽度范围内随着底座宽度的增 加，底座的低阶频率不断减小，且其中存在快速减小区域，通过快速减小区域 以后，底座的低阶频率减速变缓，所以在设计时，在满足实际工况和结构刚度 时，要尽量避开减小底座的宽度值位于底座低阶频率的快速减小区域。 （3）铸铁底座上表面铸铁层的厚度对动态特性的影响23以上表面铸铁层的厚度为变量，保证筋板的高度为 100mm 不变，底座上 表面铸铁层的厚度由 40mm 变化到 140mm，步长为 10mm，其对应的底座的高 度为 140mm-240mm。其分析结果如图 3-11 所示：图3-11 铸铁层厚度与底座低阶频率的关系图对以上两结果图进行分析可得，当底座上表面铸铁层的厚度在设定的尺寸 范围内变化时，其低阶频率随着铸铁层厚度的增加先增大后减小，其存在最优 点为铸铁层厚度为 90mm 左右处，与筋板的高度一样，由于构成底座个因素之 间存在交互作用，不能简单的认为铸铁层的厚度为 90mm 便是最优解。综上所 述，对于底座上表面铸铁层厚度的取值，并不是越大越好，当上表面铸铁层厚 度增加到一定厚度时，其最薄弱环节将会发生转变，在本例中其低阶频率下的 薄弱环节由中间处的整体 Z 方向振动，转变为底座支撑结构的摆动，所以在以 后的设计中，要想提高底座的动态特性，最主要的是提高整体的刚度。 3.4 基于正交设计的底座优化设计 对于结构如此复杂的底座进行优化，主要有两种方法： 其一基于参数化设计的有限元结构优化，其主要方法为，对底座进行参数 化建模，设定优化的目标和优化的因素，从而实现对底座的优化，其分析较为 方便，结果较为准确，但对于因素对整体分析结果的贡献及因素与因素之间的 交互作用不能进行很好的分析； 其二为基于某一种算法的结构优化，其不仅可以较为准确的分析出某一因 素对优化结果的贡献，还可以很好的分析出因素之间的交互作用，但其分析过 程繁杂，非常耗费时间。本文为了更好研究底座各个因素对底座动态特性的影 响程度，发现各因素之间的交互作用，选择采用第二种方法，即运用正交试验 设计的方法对底座进行优化。 3.4.1 正交设计概述 （1）正交试验设计的基本概念 [22][23][24]24对于单因素或两因素试验，因其因素少，试验的设计、实施与分析都比较 简单。但在实际工作中，常常需要同时考察 3 个或 3 个以上的试验因素，若进 行全面试验，则试验的规模将很大，往往因试验条件的限制而难于实施。 正交试验设计就是安排多因素试验、寻求最优水平组合的一种高效率试验 设计方法。正交试验设计是利用正交表来安排与分析多因素试验的一种设计方 法。它是由试验因素的全部水平组合中，挑选部分有代表性的水平组合进行试 验的，通过对这部分试验结果的分析了解全面试验的情况，找出最优的水平组 合。 全面试验：可以分析各因素的效应 ，交互作用，也可选出最优水平组合。 但全面试验包含的水平组合数较多，工作量大，在有些情况下无法完成。若试 验的主要目的是寻求最优水平组合，较准确的展现元素间的交互作用，则可利 用正交表来设计安排试验。 正交试验设计的基本特点是：用部分试验来代替全面试验，通过对部分试 验结果的分析，了解全面试验的情况。正因为正交试验是用部分试验来代替全 面试验的，它不可能像全面试验那样对各因素效应、交互作用一一分析；当交 互作用存在时，有可能出现交互作用的混杂。且正交试验设计不适用于多因素 多水平的试验设计，如 6 因素 6 水平以上的试验设计其试验次数最少为 36 次， 次数变得非常多。 但多因素多水平的试验设计可以采用均匀设计进行试验设计， 本文第四章对均匀设计做了详细的描述，此处便不再赘述。虽然正交试验设计 有上述不足，但它不仅能通过部分试验找到最优水平组合，而且可以较准确的 展现元素间的交互作用，其已被工作人员所广泛应用。 （2）正交试验设计的基本原理 [22][23][24] 在试验安排中，每个因素在研究的范围内选几个水平，就好比在选优区内 打上网格，如果网上的每个点都做试验，就是全面试验。如上例中，3 个因素 的选优区可以用一个立方体表示（图 3-12） 个因素各取 3 个水平，把立方体 ，3 划分成 27 个格点，反映在图 3-12 上就是立方体内的 27 个“.” 。若 27 个网格 点都试验，就是全面试验，其试验方案如表 3-12 所示。图3-12 正交试验原理图253 因素 3 水平的全面试验水平组合数为 3 3 =27，4 因素 3 水平的全面试验水 平组合数为 3 4 =81，5 因素 3 水平的全面试验水平组合数为 3 5 =243，这在科学 试验中是有可能做不到的。 正交设计就是从选优区全面试验点（水平组合）中挑选出有代表性的部分 试验点（水平组合）来进行试验。图 3-12 中标有试验号的九个“(?)”，就是利用 正 交 表 L9(3 3 )从 27 个 试 验 点 中 挑 选 出 来 的 9 个 试 验 点 。 即 ： (1)A1B1C1、 (2)A2B1C2、 (3)A3B1C3 、 (4)A1B2C2 、 (5)A2B2C3、 (6)A3B2C1、 (7)A1B3C3、 (8)A2B3C1、(9)A3B3C2。 上述选择 ，保证了 A 因素的每个水平与 B 因素、C 因素的各个水平在试 验中各搭配一次。对于 A、B、C 3 个因素来说，是在 27 个全面试验点中选择 9 个试验点，仅是全面试验的三分之一。从图 3-12 中可以看到，9 个试验点在 选优区中分布是均衡的，在立方体的每个平面上，都恰是 3 个试验点；在立方 体的每条线上也恰有一个试验点。9 个试验点均衡地分布于整个立方体内 ，有 很强的代表性，能够比较全面地反映选优区内的基本情况。 （3）正交试验的基本程序 [22][23][24] 正交试验设计的基本程序包括试验方案设计及试验结果分析两部分。其主 要的流程图如图 3-13 所示：试 验 目 的 与 要 求 试 验 指 标 选 因 素 、 定 水 平 选 择 合 适 正 交 表 设 计 试 验 方 案 试 验 结 果 分 析图3-13 正交试验设计流程图（4）试验结果分析 1）正交试验的极差分析 ①计算 Ki 值，Ki 为同一水平之和。 ②计算各因素的极差 R，R 表示该因素在其取值范围内试验指标变化的幅 度。其关系式为：R=max（Ki）-min（Ki） ③根据极差大小，判断因素的主次影响顺序。R 越大，表示该因素的水平 变化对试验指标的影响越大，因素越重要。 ④做因素与指标趋势图，直观分析出指标与各因素水平波动的关系。26⑤选优组合，即根据各因素各水平的平均值确定优水平，进而选出优组合。 2）正交试验的方差分析 方差分析基本思想是将数据的总变异分解成因素引起的变异和误差引起的 变异两部分，构造 F 统计量，作 F 检验，即可判断因素作用是否显著。 由于进行 F 检验时，要用误差偏差平方和及其自由度，因此，为进行方差 分析，所选正交表应留出一定空列。当无空列时，应进行重复试验，以估计试 验误差。 误差自由度一般不应小于 2，自由度很小，F 检验灵敏度很低，有时即使 因素对试验指标有影响，用 F 检验也判断不出来。为了增大自由度，提高 F 检 验的灵敏度，在进行显著性检验之前，先将各因素和交互作用的方差与误差方 差比较，若 MS 因（MS 交）&2MSe，可将这些因素或交互作用的偏差平方和、 自由度并入误差的偏差平方和、自由度，这样使误差的偏差平方和和自由度增 大，提高了 F 检验的灵敏度。 3）正交试验设计的结果分析流程 正交试验设计的结果分析流程图，如图 3-14 所示：图3-14 正交试验设计结果分析流程图3.4.2 基于正交试验设计的底座优化设计 (1) 选定因素和水平 由设计经验可得，底座各因素之间可能存在交互作用，故不能单独的选取 某一因素的最优值作为其因素的优化取值，本文将利用正交试验设计的方法寻 找其最优值。选定筋板的高度、筋板的厚度、底座上表面铸铁层的厚度，底座 的长度为正交试验四因素，对其进行正交分析。不选底座宽度作为正交分析因 素的原因在于，其一，而且当底座宽度设计值为 1200mm 时，底座的频率变化 趋于平缓，对底座低阶频率的影响变小，其二，本文中的试验台宽度方向实际27中很难再缩小。 对于其因素各水平的设定主要依据各因素与底座低阶频率关系图（图 3-6、 图 3-7、图 3-8、图 3-9、图 3-10）分别取筋板的高度、筋板的厚度、底座上表 面铸铁层的厚度三因素与低阶频率关系图中的顶点和其左右临近点作为优化的 水平，即三水平。并依据实际工况和设计选取底座的长度三水平为 2400mm、 2600mm 和 2800mm。其对应的取值如下所示：表3.3 正交设计各因素水平表因素 代号 1水平 2水平 3水平底座的长度 A 2400mm 2600mm 2800mm筋板的厚度 B 40mm 50mm 60mm筋板的高度 C 80mm 100mm 120mm铸铁层厚度 D 80mm 90mm 100mm其对应的优化变量结构图，如图 3-15 所示：图3- 15 优化变量结构图 A-底座的长度；B-筋板的厚度；C-筋板的高度；D-底座上表面铸铁层的厚度(2) 选择正确的正交表并设计试验方案 四因素三水平的正交试验设计要考虑六个交互作用：A×B、A×C、A×D、 B×C、B×D、C×D，L9（9 次试验）正交表是无法安排的，于是考虑采用 L27 （要进行 27 次试验） ，L27 一共有 13 列，四个因素占四列，每个交互作用占两 列，六个交互作用要占 12 列，如果不混杂一共需要 16 列，L27 是安排不了的， 这就需要更大的表做更多的试验，但根据具体的情况，于是有意识的让交互作 用进行混杂，在 A、B、C、D 四因素中 A、B、C 这三个因素对底座低阶频率的影 响较大，放在 1、2、5 列，D 因素放在第九列，得到表头设计如表 3.4 下：表3.4 四因素三水平表头设计表 列号 因素 列号 因素 1 A 8 B×C (A×D) 2 B 9 D 3 A×B (C×D) 10 (A×D)284 A×B 11 B×C5 C 12 (B×D)6 A×C (B×D) 13 (C×D)7 A×C在多数情况下，交互作用比单个因素的影响要小，在上述问题中，是否能 完全保证 A×B、A×C、B×C 与 A×D、B×D、C×D 完全不混杂吗，实际是保 证不了的，于是只能求其次让交互作用略有混杂，保证因素没有混杂。 (3) 正交试验的数据处理与结果分析 采用上述表头设计，其试验计划和结果如表 3.5 所示：表3.5 底座正交试验规划与结果表 列 试 号 1（A1B1C1D1） 2（A1B1C2D2） 3（A1B1C3D3） 4（A1B2C1D2） 5（A1B2C2D3） 6（A1B2C3D1） 7（A1B3C1D3） 8（A1B3C2D1） 9（A1B3C3D2） 10 A2B1C1D2） （ 11 A2B1C2D3） （ 12 A2B1C3D1） （ 13 A2B2C1D3） （ 14 A2B2C2D1） （ 15 A2B2C3D2） （ 16 A2B3C1D1） （ 17 A2B3C2D2） （ 18 A2B3C3D3） （ 19 A3B1C1D3） （ 20 A3B1C2D1） （ 21 A3B1C3D2） （ 22 A3B2C1D1） （ 23 A3B2C2D2） （ 24 A3B2C3D3） （ 25 A3B3C1D2） （ 26 A3B3C2D3） （ 27 A3B3C3D1） （ 号 1 底座长度 A (mm) 00 00 00 00 00 00 00 00 00 2 筋板厚度 B (mm) 40 40 40 50 50 50 60 60 60 40 40 40 50 50 50 60 60 60 40 40 40 50 50 50 60 60 60 5 筋板高度 C (mm) 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 80 100 120 9 铸铁层厚 D (mm) 80 90 100 90 100 80 100 80 90 90 100 80 100 80 90 80 90 100 100 80 90 80 90 100 90 100 80 一阶频率 (Hz) 587.49 611.28 598.8 631.63 646.66 629.76 647.34 642.75 639.26 609.22 613.8 603.37 648.02 621.93 607.96 628.8 653.55 596.59 560.75 537.54 554.28 547.85 572.69 565.83 581.87 603.89 586.9929对以上试验数据进行分析，其分析结果如表 3.6 所示：表3.6 底座正交试验直观分析结果表 所在列 因素 均值 K1 均值 K2 均值 K3 极差 R 所在列 因素 均值 K1 均值 K2 均值 K3 极差 R 1 A 628.33 620.36 567.97 60.36 8 B×C A×D 606.80 601.44 608.42 6.98 598.50 606.86 611.30 12.80 2 B 586.28 608.04 622.34 36.06 9 D 3 A×B C×D 595.88 611.91 608.87 16.03 10 A×D 603.03 607.42 606.21 4.39 4 A×B 605.36 604.40 606.90 2.51 11 B×C 602.40 604.91 609.35 6.95 5 C 607.00 611.57 598.09 13.47 12 B×D 607.07 604.68 604.91 2.384 6 A×C B×D 600.94 610.43 605.29 9.482 13 C×D 603.33 614.86 598.46 16.40 7 A×C 609.20 599.90 607.55 9.31表3.7 底座因素水平分析结果表 因素主次顺序 因素优水平 元素优组合 A1 A&B&C×D&C&D& A×C& B×C& A×D& B×D B3 A1 B3 C2 D3 表3.8 底座正交试验方差分析表 因素 A B A×B C×D A×B C A×C B×D A×C B×C A×D D A×D B×C B×D C×D 误差 偏差平方和 3.73 .75 844.94 405.47 443.84 240.00 760.38 92.52 223.01 31.16 7.03 自由度 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 18 F比 43.05 13.20 2.90 0.064 1.879 0.902 0.987 0.534 1.69 0.21 0.50 0.07 2.84 F 临界值 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 3.55 显著性 显著 显著 C2 D330如直观分析结果所示，对底座一阶频率影响最大的结构性因素为底座的长 度，其次为筋板的厚度，这两者是底座一阶频率的主要影响因素，与这两者相 比，筋板的高度和底座上表面铸铁层厚度对底座一阶频率的影响要小，在这两 者之中，筋板的高度要比底座上表面铸铁层厚度对底座一阶频率的影响要大， 所以在设计时，在满足底座强度要求的情况下，可以适当的减小底座上表面铸 铁层的厚度。 如上文预测的一致，底座各因素之间存在交互作用，而且其交互作用对底 座的一阶频率影响较大，如筋板高度和底座上表面铸铁层厚度的交互作用要比 筋板的高度和上表面铸铁厚度对底座一阶频率的影响要大。故在设计中应加强 对交互作用的因素的设计。其他各交互作用对底座一阶频率的影响较小。 在进行方差分析时，本文认为其误差主要位在交互作用项，故将所有交互 作用项的误差作为本文分析的误差，其分析结果如表 3-8 所示。其中底座的长 度和底座筋板的厚度对底座一阶频率构成显著影响，其他各因素对底座一阶频 率不构成显著影响。在以后设计时，尽量缩短底座的长度，增厚底座筋板的厚 度。 为了更好的展现求解各因素最优水平的过程以及展示元素间交互作用，现 选取交互作用最强的筋板高度与上表面铸铁层厚度的交互作用对其进行分析， 其它元素间的交互作用分析方法类似，不再赘述，其主要采用二元表和二元图 的方法进行对比与分析。表3.9 筋板高度与上表面铸铁层厚度的交互作用表 因素 1 因素 2 铸铁厚度 D1=80mm 铸铁厚度 D2=90mm 铸铁厚度 D3=100mm 筋板高度 C1mm 80 mm 588.05 607.57 625.37 筋板高度 C2 100mm 600.74 612.51 621.45 筋板高度 C3 120 mm 606.71 600.50 587.07图3-16 筋板高度与上表面铸铁层厚度交互作用二维图31如图 3-16 所示，在试验范围内，当筋板高度为 100mm 时，其与底座上表 面铸铁层的厚度的交互作用对底座一阶频率的影响在试验的较大范围内要好于 其他两水平的交互作用，故选取筋板高度为 100mm 作为在 C 与 D 的交互作用 中筋板高度的最优水平。对于底座上表面铸铁层厚度而言，当铸铁层厚度为 100mm 时，其在筋板高度偏低的条件下，交互作用对底座一阶频率的正影响在 试验的较大范围内要好于其他两水平的交互作用，故选取铸铁层厚度为 100mm 作为在 C 与 D 的交互作用中铸铁层厚度的最优水平。运用相同的分析方法，可 以对其他交互作用进行分析，其分析结果为如表 3-7 所示，其每个因素对应的 最优水平如表 3.10 所示：表3.10 正交试验设计分析结果 结构名称 底座的长度 筋板的高度 最优尺寸 mm
结构名称 上表面铸铁层厚度 筋板的厚度 最优尺寸 mm 100 60并将其四者作为底座优化的最终结果。由于底座筋板的高度和底座上表面 铸铁层的厚度两者之间存在较强的交互作用，故设计底座时应合理的筋板的高 度和底座上表面铸铁层的厚度。取底座各因素的最优值进行底座的重新建模， 并对其模态进行分析，其对应的底座一阶、二阶频率及振型图如图 3-1 所示：图3-17 优化后的铸铁底座模态分析图其一阶频率为 655.89Hz，与优化前的底座一阶频率 499Hz 相比，其一阶 频率提高了 31%，其振型也发生了变化，由原来中间部位的上下震动变为底座 整体的左右方向摆动。在底座低阶频率调大幅提高的基础上，其工艺性和成本 都未发生大的改变，该底座的优化取得了理想的效果，而且该优化后的底座已 成功应用于桥总成疲劳试验台驱动端。实际应用也证明了其具有非常好的动态 性能。 3.5 底座与地面结合部的结构优化设计 底座和地面结合部的设计可以分为固定形式结合部的设计和相对位置结 合部的设计两大类。所谓固定形式结合部是指地面和底座之间是以什么形式进32行固定的；而相对位置结合部是指，底座相对于地面的所处的位置，比如在地 面以上、底座被部分掩埋和底座在地面以下等。下面将对其进行分析： (1) 底座与地面相对位置结合部分析 工厂中常用的传动系试验台的底座一般都在地面以上，通过地脚螺或是减 震垫铁实现底座与地面连接。其结构如图 3-18 所示：图3-18 底座位于地面上的结合部结构简图对于这种结合形式，其实施起来非常简便，不耗工时。但这种结构也存在 其缺陷，对于疲劳寿命试验台而言，其载荷作用时间长，冲击大，所有的冲击 载荷通过结合部都要传递给底座，很容易造成底座的移位和连接的松动，从而 对试验台的正常工作造成影响，针对这种情况，我们可以采用将试验台底座进 行部分掩埋和全部掩埋的方案，其结构原理如图 3-19 所示：图 3-19 掩埋底座结合部结构简图这种底座结合部结构在底座安装之前要挖制地基，打地脚螺栓孔并装好地 脚螺栓，装好底座以后，将地脚螺栓的螺母拧紧，实现对底座的固定，最后将 底座周围浇注水泥，水泥凝固以后对底座上表面进行刮研，实现其平面度、平 行度和垂直度等的精度要求。这种底座与地面的结合部结构具有非常好的抗振 性，可以承受长时间大载荷的冲击和振动，使用寿命长，位置精度高，这种结 构已成功应用于驱动桥疲劳寿命试验台。但这种结构也存在其缺陷，其制作较 为浪费工时，而且其一旦安装成功，便很难进行调整，更不可能更换底座的放 置位置。这种底座结构主要应用于研究所或其他试验部门，这类部门对抗振性 要求较高，试验场地宽敞，很少对试验设备进行位置的更换。33(2) 底座与地面固定方法的优化 对于底座和地面的固定连接， 最早的结构为采用地脚螺栓进行底座的固定， 其结构原理图如 3-18 所示： 这种底座与地面结合部结构非常简单，连接非常牢固，可以承受大载荷振 动或冲击，其成本也很低，在试验台中被广泛应用，但这种结构对地面平面度 和硬度的要求非常高，其最大的缺陷在于其中间不存在高度调整环节，只能通 过刮研进行小范围的高度调节，其过程非常繁琐，非常耗费工时。 随着技术的不断进步，减震垫铁被应用到底座与地面的结合部中，其原理 图如图 3-20 所示：图3-20 底座与地面减震垫铁连接结构图对于这种底座结构，在底座和地面之间引入了减震垫铁，对地面和铸铁底 座地面的要求降低了，另一方面减震垫铁具有很好的减振性能，对冲击和荷载 都能很好的减弱，减小了底座对地面的冲击破坏。但这种结构也有其缺陷，其 一，如果高度方向出现很小的偏差，要消除这个偏差，一般情况下对每个减震 垫铁都要进行调整，其调整较为繁琐；其二，其对于长时间的冲击载荷，如果 冲击载荷较大，随着时间的推移，会出现位置的移动。当位移量达到一定数值， 便会直接影响试验台的正常工作，这种结构只适用于体积庞大，质量重的底座， 质量越大相对位移量}