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齿轮传动实验台设计

XXXXXXX

毕业设计说明书

题 目: 齿轮传动实验台设计

齿轮传动实验台

摘要:齿轮传动试验台是用试验的方法研究齿轮传动的各种失效形式并测定其承载 能力、传动效率及有关性能的基本手段,齿轮是各种机器上必不可少的传动零件,对齿轮 的各项性能进行测试是保证机器性能的重要途径。 针对齿轮传动综合性能测试的研究已成 为现代测试技术的一个重要研究方向。 构建齿轮传动综合测试系统同样对机械传动设备的 开发和研究具有重要理论价值和经济价值.。

本文对齿轮传动试验台作出了方案比较并采取了最优方案来对齿轮试验台进行设计, 并且对其关键零部件齿轮、轴、齿轮箱、加载器进行了设计,对轴承、联轴器、传感器进 行了选取,通过各部件之间的相互配合,可测定齿轮的承载能力、传动效率及有关性能。

关键词:齿轮、实验台、承载能力、传动效率等。

Gear transmission test rig

Summary:Gear transmission test sets of the basic means of the

various failure modes of determination of their carrying capacity, the transmission efficiency and performance test method of the gear transmission, gear transmission parts is essential for a variety of machines, all the gearperformance testing is an important way to ensure that the machine performance. Comprehensive performance testing of the gear transmission has become an important research direction of the modern testing technology.。The gear drive test system is constructed to the same mechanical equipment development and research has important theoretical value and economic value。

In this paper, Of gear test rig Make the program compare And take the optimal solution to design the gear test rig,The interaction between the various components,Determination of the carrying capacity of gear、 Transmission efficiency And related performance。

Keyword:Gear test rig, carrying capacity, transmission efficiency.

第一章 概述

1 选题的依据

随着机械工业的发展和科研水平的不断提高, 对机械传动产品的实验与检测 手段不断提出了更高的要求。 传动试验台是用试验的方法研究机械传动的各种失 效形式并测定其承载能力、传动效率及有关性能的基本手段。长期以来我国的传 动试验台的研制基本上还停留在传统的人工方式水平上, 主要类型为以机械力或 液压力加载的机械功率流开放式试验台, 机械功率流封闭式试验台和用发电机作 负载的电功率封闭式试验台。这些试验台或由于节能或由于加载方面各具特色, 但都存在一个共同的缺点,那就是自动化程度低,很难按事先设计的试验过程进 行实验,无法模拟实际工况对各种机械传动产品进行试验,因此试验结果与实际

情况总免有相当距离,这在很大程度上影响了试验数据对机械传动产品的设计、 生产的指导作用。传动试验平台大多采用人工操纵方式,试验过程的监控及试验 数据的采集和处理都较麻烦且准确性低,不易实现多参数自动控制和失效判定。

2 研究齿轮传动试验台的意义

随着科技的不断发展, 人们创造了各种各样的机械以达到减轻体力劳动和提 高生产率的目的。 针对机械传动综合性能测试的研究已成为现代测试技术的一个 重要研究方向。 构建机械传动综合测试系统同样对机械传动设备的开发和研究具 有重要理论价值和经济价值。齿轮是各种机器上必不可少的传动零件,对齿轮的 各种性能进行测定是保证齿轮可靠使用的必经之路。

3 国内外研究的进展

随着机械传动技术的发展,人们发现各种机械传动产品在室内距离定载荷寿 命试验与生产现场试验结果有很大的差距, 因此国内外有关学者一直致力于在实 验室模拟机械传动产品的实际工况进行机械传动产品的寿命和性能试验。 比如自 1989 年以来,德国大众公司、美国 GM 公司和斯太尔公司都在研制能模拟汽车 行驶工况的传动系综合实验台, 日本也有人在从事有直流电机模拟发电机载荷的 研究并申请了专利。国内目前这方面的研究正处于起步阶段,从事这方面研究的 局限于高等院校,如重庆大学,重庆工学院等相继建立了机械传动试验台。目前 绝大多数实验台只能进行恒定载荷加载或简单的程序控制阶梯加载, 实验结果与 现场测试依然有较大的差距。

第二章 整体方案的选择

方案一:开放式试验台

试验台设备由原动机、 齿轮装置和耗能负载三部分组成。 所谓开放式功率流, 就是齿轮传动所传递的功率由电动机传来, 经过齿轮传动和实验装置中的所有传 动件,最后传到耗能装置,即加载装置。开放式试验台加载之后,所需功率全部 消耗在加载中,损失功率大,它只适合用于小功率短周期工作的齿轮实验装置。

方案二:封闭式试验台

封闭式试验台分为电封闭式与机械封闭式两大类。电封闭式试验台,由电动 机带动实验齿轮箱,再带动发电机,发电机再返回到电动机,形成封闭系统,它

可以节约 50%的电能,但是电动机与发电机的功率至少与实验齿轮箱的功率相 等。因此,电封闭式试验台也不适用大功率实验装置。适用于大功率实验装置的 是机械封闭式试验台。机械封闭式试验台由电动机、陪试齿轮箱、被试齿轮箱、 加载装置、 转矩转速传感器五大部分组成, 所有实验台零部件都安装在工作台上, 再设计中采用两个相同的被试齿轮。一个减速,一个加速,且速比相同。当被测 对象的中心距不同时,改变的仅仅是两个被试齿轮的中心距,而对于整个试验台 的传动路线不会产生影响。这种加载方法具有简单可靠,操作方便,加载范围大 等优点。

方案的对比及确定

综上所述:封闭式试验装置相对于开放式实验装置有着明显的优越性。机械 封闭式试验台相对于电封闭式试验台适用范围更广。因此,本设计采用的是机械 封闭式实验装置,技术指标为整套系统的传动效率。

第三章 封闭式齿轮试验台的主要特性及用途

1 主要特性

本试验台为封闭功率,采用直流电动机驱动,能在运行中进行双向加载。

如该为单向加载最大封闭功率可达6KW。

本试验台的最大封闭功率为4KW,

转速取1000r/min。

本实验台配有测量封闭扭矩及电动机扭矩的传感器。 这种传感器静态标定误 差满载时低于0.2%。

本试验台可进行以下试验

a 齿轮效率。

b齿轮的承载能力(可按载荷谱模拟实际工作状态进行强度及寿命试验)。

2 组成部分及工作原理

齿轮箱:被试验齿轮及陪试齿轮箱为结构及尺寸基本相同,传动比为1:1的 两个齿轮箱,均安装在同一底板上。

加载器:用套筒滚珠及左右螺旋轮组成机械式加载器。用专用钩子,扳手旋 动加载螺旋通过轴承及拉杆拉动套筒而使左右旋的螺旋轮作反向旋转从而使齿 轮加载。

扭矩传感器:扭矩传感器的轴上安装有两组旋转变压器,其中一组传递电源,另一 组传递扭矩信号.旋转轴上的应变桥检测到的 mV级扭矩信号被高精度仪表放大器放大后,再 经过V/F转换器变换成与扭矩成正比的方波信号。通过轴上的旋转变压器,非接触地传递到 轴外接受器上,从而输出同扭矩成正比的方波频率的数字信号。

驱动电机:本试验台采用 4KW 直流电动机驱动。电机由可控硅无极调速设备控制。

3 其他说明:

一般教学实验求效率,可认为两齿轮效率相等,用下式求效率(η)是足够 精确。

η= =

式中T封——封闭扭矩

T电——电机扭矩

η总——总效率

两齿轮的材料或工艺等条件不同时,可先用此法求得陪试齿轮箱的效率,再更换 被试齿轮测效率,则

η=

做强度或寿命试验时,由于运转时间长,为了防止由于振动等原因引起加载 器螺旋旋松动而使载荷下降,应用专用的内六角扳手,拧紧加载螺旋端的内六角 螺旋钉使用螺旋与螺母锁紧。

第四章 加载器的方案选择

方案一:加重式机械加载器

结构原理

加重式机械加载器结构原理如下图所示。由图可知,试验台空载时,悬臂 齿轮箱的杠杆通常处于水平位置,当加上一定载荷之后,悬臂齿轮箱会产生一定 角度的翻转, 这时扭力轴将有一力矩T9作用于齿轮9, 万向节轴也有一力矩T9’ 作用于齿轮9’。 当电机顺时针方向以角速度ω转动时, T9与ω的方向相同, T9’ 与ω方向相反,故这时齿轮 9 为主动轮,齿轮 9’为从动轮,同理齿轮 5’为主 动轮,齿轮5为从动轮。

图4.1 加重式机械加载器结构原理图

加重式机械加载器的特点

加重式机械加载器的特点是结构简单,成本低,操作方便可靠,但是由于其加载 装置裸露在外,容易受外界环境的干扰,抗干扰能力不强。

方案二:螺旋滚珠式机械加载器

结构原理

螺旋滚珠式机械加载器结构原理如图所示。其实现加载的过程如图4.2:旋 转加载螺旋(2)使其作轴向移动,通过滚动轴承及横键(3),拉杆(4),推(或 拉)动套筒(6)也作轴向移动。由于套筒两端装有两圈钢珠,钢珠的一半嵌在套 筒内,与套筒在圆周上及轴向均不能相对运动,钢珠的另一半又相应的嵌在左右 螺旋槽轮(5,7)的螺旋槽中,(槽的截面为半圆形),套筒(6)的轴向移动通 过两端的钢珠,迫使左右螺旋槽轮(5,7)作反向旋转,经过联轴器(1,8), 使图中的 a,a’齿轮反向旋转,再通过与之啮合的 b,b’齿轮,使联接 b,b’齿 轮的扭力轴产生扭转弹性变形,这种弹性变形的恢复力使两对齿轮 a,b 和 a’,b’齿面受压,达到增加齿面载荷的目的。

与加载螺旋(2)相连的滚珠轴承外圈是不旋转的,而内圈,横键(3),拉 杆(4),套筒(6),左右螺旋槽轮(5,7)等部件都是在实验转速下旋转的,也 即加载螺旋(2)的运动与试验台是否处于运动状态无关,因此,可以实现在空 载启动,在运转状态下改变载荷。加载螺旋(2)可以手动控制,也可以用涡轮 蜗杆机动控制(图中未画出)。

加载螺旋(2)正反向旋转,使套筒(6)可以左右移动,从而迫使左右螺旋 槽轮(5,7)改变方向旋转,实现齿轮正反方向被加上载荷。如图所示,套筒(6) 移动的方向不同 , 也即使齿轮所受载荷的方向亦不同 。

1.,8——联轴器

2——加载器

3——横键

4——拉杆 5,7——左右螺旋槽轮 6——套筒

图4.2 螺旋滚珠式机械加载器结构图

由图中可以看出,当套筒(6)使两圈钢珠原始位置在左右螺旋槽轮(5,7) 的中间位置时,左右移动套筒,可使被试齿轮正反方向加上载荷。若套筒(6) 使两圈钢珠的原始位置在左右螺旋槽轮(5,7)的一端(最左或最右),则套筒 (6)向另一端(向右或向左)移动的距离将加大一倍,就可使被试齿轮在一个 方向上加上两倍于双向加载时的载荷,即如果加载器设计为正反向最大扭距为 1000N.M时,若作为单向加载用,则可达到2000N.M,使加载器的使用范围扩大。 螺旋滚珠式机械加载器的特点

螺旋滚珠式机械加载器除了结构简单,投资少,操作方便可靠,封闭式的加 载装置防干扰能力强。 最大的特点是实现了在运转状态逐渐改变载荷的大小和方 向,更能真实地反映生产实际。

方案的对比及确定

综上所述:螺旋滚珠式机械加载器相对于加重式机械加载器的封闭性强、抗 干扰能力强,能够满足本设计的要求,因此,选择方案二来完成本设计。

第五章 关键零部件的设计与计算

一 齿轮的设计计算

已知的参数电动机功率P=4KW 最高转速n=1000r/min。

选用直齿圆柱之论传动

1.材料的选择. 由实验台的要求可以知道,两个齿轮箱完全一样,因此所设计 的次轮完全一样,取材料为45钢(调质)硬度为 240HBS,齿数选择 12 Z Z = =71。试 验台为一般工作机器,速度高,故选用七级精度。

2.按齿面接触强度设计

由《机械设计》设计计算进行计算,即

2 3 1 1 2.32.() []

t E t d H K T Z u d u f s ± 3 2.1 确定公式中的参数

(1)选择载荷系数 t K =1.3

(2)计算齿轮的转矩T =9550*p/n=38200Nmm

(3) 由《机械设计》表10-7选取齿轮宽度系数得 d f =0.2

(4)由《机械设计》表10-6查得材料弹性系数 E Z =189.8MPa

(5)由《机械设计》图10-21d 查得齿轮的接触疲劳强度极限 lim H s =550MPa

(6)由《机械设计》式10-13计算应力循环次数

N=60njLh=60′1000′1(2′8′300′15) =4.32′ 9 10

(7)由《机械设计》图10-19差得接触疲劳寿命系数KHN1 = KHN2 =0.93

(8)计算接触疲劳许用应力

取失效率为1%,安全系S=1,由《机械设计》式(10-12)

[] H s = lim HN H K S

s =0.93′550=511.5MPa 2.2 计算

(1)计算齿轮分度圆直径

dt ≧ 2.32 =2.32 =94.87mm

(2)计算圆周速度v

v==

=4.97m/s

(3)计算齿宽b b= d f 1t d =0.2′94.87=18.974mm

(4)计算齿宽与齿高之比 b/h

模数m= 1t d z

=94.87/71=1.34 齿高h=2.25m=2.25*1.34=3

b/h=18.974/3=6.32

(5)计算载荷系数

根据v=4.97m/s,七级精度,查得动载荷系数 V K =1.10

直齿轮,假设 A K t F /b<100N/mm.由《机械设计》表10-3查得

H K a = F K a =1.2;

由《机械设计》表10-2C 查得使用系数 A K =1;

由表10-.4查得 7级精度.齿轮相对支撑非对称布置时

H K b =1.12+0.18(1+0.6′ 2

d f ) 2

d f +0.23′ 3 10 ×18.974=1.13

由b/h=18.974, H K b = 1.13查《机械设计》图10-13得 F K b =1.1

所以K= V A K K F K a F K b =1.1*1*1.2*1.1=1.452

(6)按实际载荷系数校正所计算的分度圆直径,由《机械设计》式10-10a 得

3 1t t K d d K = = =98.

4 (7)计算模数m= =1.39

3.按齿根弯曲强度设计

3.1 由《机械设计》公式 10-5得

m≥

由《机械设计》图10-28c 查的齿轮弯曲疲劳强度极限 FE s =380MPa

由《机械设计》图 10-18查的弯曲寿命系数 FN K =0.88

(2)c 计算弯曲许用应力

(3)取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由《机械设计》公式10-12得

[] F s = 1.4 FN FE K s = 0.88380 1.4

′ =238.86MPa (4)计算载荷系数

K= V A K K F F K K a b =1.1*1*1.2*1.1=1.452

(5)查取齿形系数

由《机械设计》10-5可查得 Fa Y =2.24

(6)查取应力校正系数

由《机械设计》10-5可查得 Sa Y =1.75 (2)计算 []

Fa Sa F Y Y s []

Fa Sa F Y Y s = 2.24 1.75 238.86 ′ =0.01641 3.2 设计计算

m≥ =1.217mm

对比计算结果, 由齿面接触强度的模数 m 大于齿根弯曲强度计算的模数.由 于齿轮模数 m 的大小主要取决于齿根弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触 强度所决定的承载能力,仅于齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,根据试验台 的尺寸要求取标准值m=3。

4 几何尺寸计算

(1) d=mz=3 71=213mm

(2)中心矩a=d=mz=213mm 圆整为210mm

(3)齿宽 b= =0.2 210=42

人为加宽5到10 则齿宽b=50

5 验算

2 t T F d

=

= =358.69N 则 A K F b

==7.1738〈 100N/min 因此,齿轮的参数符合条件。 6 齿轮结构设计:

取 HAX=1

CX=0.25

X=0

则 HA=hax*m=1*3=3

HF=(hax+cx)m=1.25*3=3.75

D=MZ=213

DA=D+2*HA=213+2*3=219

DF=D-2*HF=205.5

由于分度圆直径较大,故采用四孔板式结构。齿轮简图如下:

图5.1 齿轮结构图

二 轴的设计计算

已知轴的转速为1000r/min,轴的功率为4KW,于是能得到轴的转矩为 T= =38200Nmm

1 取材

选取轴的材料为45号调质处理, 由《机械设计》表15-3查得

Ao 的范围是103~126,取Ao=112

2.按许用扭应力初步估算轴径

由《机械设计》表 15-2知

3 0 p d A n

3 有 6 9.5510 P T n ′ =T P n 6 9.5510

T = ′ T---加载器的扭矩

n---轴的转速

所以 3 p d A n 3 = =17.78mm

而输出轴的最小直径安装在联轴器上,所以取输出轴的最小直径为38mm。 3 轴的结构设计

3.1 拟定轴上零件的装配方案,如图5.2所示:

图5.2 轴上零件的装配方案

3.2 根据轴向定位要求,确定轴各段直径和 长度

(1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ—Ⅱ,Ⅷ—Ⅸ轴段的左右 端需制定轴肩,故取Ⅱ—Ⅲ,Ⅶ—Ⅷ轴段的直径为 42mm。半轴器与轴配合 的孔长度为 80mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上,而不压在轴的断 面,故这段长度应略短些。取LⅠ—Ⅱ=LⅧ—Ⅸ=70mm。

(2)初步选择深沟球轴承

因为此轴上安装的是圆柱直齿轮, 只有径向力而无轴向力的作用, 轴转速高达1000r/min, 故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据轴段直径, 由轴承产品目录中初步选取滚动轴承型号 6213,dⅢ—Ⅳ=dⅦ—Ⅷ=65mm, 两端轴承采用轴承端盖和套筒进行轴向定位。

(3)取安装齿轮处的轴段Ⅴ—Ⅵ直径为 dⅤ—Ⅵ=75mm,已知齿轮轮 宽为 50mm,为了使套筒断面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮宽,故取 LⅤ—Ⅵ=48.齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=7.5mm,则轴 环处直径dⅣ—Ⅴ=90mm,轴环宽度b=1.4h,取LⅣ—Ⅴ=8mm。

(4)取齿轮距箱体内壁的距离为 26mm,为了方便装配,轴承一端应 该凸出轴段,取凸出1mm,则LⅢ—Ⅳ=LⅥ—Ⅶ=26+1+23=50mm。

(5)轴承端盖的总长度为 20mm,垫圈的宽度为 5mm,取轴承端盖与半 联轴器端面的距离为 5mm,故 LⅡ—Ⅲ=LⅦ—Ⅷ=30mm。至此已初步确定了 轴的各段直径和长度。

3.2 轴上零件的周向定位

齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由手册 查得齿轮处键的尺 寸为b*h*l=10mm*,8mm*36mm(GBT1906-2003),同时为了出轮与轴有良好的对中 性,故选择齿轮与轴的配合为?75H7/K6。同样半联轴器与轴的连接,采用平键为 10mm*8mm*56mm(GBT1906-2003)。半联轴器与轴的配合为?45m6。滚动轴承与轴的 轴向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为K6。

3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸

参考 《机械设计》 表15-2取轴端倒角为C2, 各轴肩处的圆角半径见图 (轴 〈2〉)。

3.5 求轴上的载荷

已知齿轮分度圆直径为213mm

因为齿轮为标准圆柱直齿轮,所以 =20°

根据《机械设计》表15-3得

首先根据轴的结构简图作出轴的计算简图a。

因为 T=38200Nmm,取轴承的效率为 0.98,则齿轮处传递的功率为 P2=4*0.98=3.92KW , 则可计算出齿轮处传递的转矩 T2=9550000*3.92/1000=37436Nmm。又知齿轮的分度圆直径为 213mm,则可计算 出齿轮处的切向力为 Ft=2T/R=2*37436/213=351.5N,径向力 Fr=Ft*tan20° =127.94N。

在V平面内进行分析,其图如图b,可计算出Fv1=166.5,Fv2=185,其弯矩 如图c。

在 H 平面内进行分析,其图如图 d,可计算出 Fh1=60.6,Fh2=67.34,其弯 矩如图e。

将V平面和 H平面合成,其总弯矩如图f。其转矩如图g。

经计算总弯矩 = Fh1*L1=4242 Nmm

= Fv1*L1=11655 Nmm

得M=12402.97 Nmm

3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时, 通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面 (即装齿轮轴段的截面) 的强度。取α=0.6

轴的弯扭合成强度条件为《机械设计》公式15-5,

由《机械设计》表15-1查得 为60

查《机械设计》表15-4可知 W取0.1

则 =0.62 MPa 60

图5.3 弯扭合成应力图

三 滚动轴承的选择与寿命计算

根据轴的结构设计,根据载荷方向知,受径向载荷,所以可以选择深沟球轴承, 初步选择滚动轴承:6213 对于具有基本额定动载荷C 的轴承, 当它所受的当量动 载荷为P 时,其寿命计算公式为

式中: h L 的单位为h

C --是基本额定动载荷,单位为可KN,取 C=44KN

e --为指数,对于滚子轴承 10/3 e = ,对于球轴承, 3

e = n --是轴的转速,n =1000 /min

r P --是当量动载荷,

r a P XF YF =+ 单位为kN ,式中 a F 是轴向载荷, r F 是径向载荷。

其中的径向载荷 r F 即为由外界作用到轴上的径向力在各轴承上的径向载 荷;但其中的轴向载荷 a F 并不完全由外界的轴向作用力 ae F 产生,而是应该根据 整个轴向载荷(包括因径向载荷 r F 产生的派生轴向力 d F )

之间的平衡条件得出, 而由题意知深沟球轴承只承受径向载荷X=1,Y=0,即 r F =1367.02N。

实际中,在许多支撑中还会出现一些附加载荷,如冲击力,不平衡作用力,惯性力, 以及轴挠曲或轴承座变形产生的附加力等等,因此可对当量动载荷乘胜一个根据 经验而定的载荷系数 p f ,有《机械设计》表13-6 查得 p f =1.2所以

P= p f r F =1640.424N=1.64KN

=321866h =36.7年

故所选轴承能满足寿命要求。

四 联轴器的选择

弹性联轴器

1.概述

弹性联轴器除了能补偿两轴相对位移,降低对联轴器安装的精确对中要求 外,更重要的是能够缓和冲击,改变轴系的自振频率,避免发生严重的危险性振 动。

弹性联轴器利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴相对位移,因而可动元件之 间的间隙小,特别适宜于需要经常起动或逆转的传动。

对弹性联轴器的要求有:

(1).强度高,承载能力大,在有可能发生扭振或存在瞬时尖峰载荷的场合,要 求联轴器的许用瞬时最大转矩为许用长期转矩的三倍以上。

(2).弹性高,阻尼大,具有足够的减震能力,把冲击和振动产生的振幅降低到 允许的范围以内。

(3)具有足够的补偿能力,满足安装和工作时两轴发生相对位移的需要。 (4)工作可靠,性能稳定;

(5)结构简单,体积小,重量轻,装拆方便,维护容易,价格低廉。

2. 弹性柱销联轴器的结构

根据封闭式齿轮试验台各方面的要求,以及弹性柱销联轴器的特点,在封闭式 齿轮试验台中所用的联轴器均使用弹性柱销联轴器。

弹性柱销联轴器利用若干非金属材料制成的柱销置于两半联轴器凸缘上的孔中, 以实现两半联轴器的联接。由于柱销与柱销孔为间隙配合,且柱销富有弹性,因 而获得补偿两轴相对位移和缓冲性能。 为了改善柱销与柱销孔的接触条件和补偿 性能,柱销的一端制成鼓型。

柱销的材料目前主要用 MC 尼龙 6 制成,其抗拉强度 2

3 ,其抗弯强度

N

/

54 mm

2

/

3 ,抗剪强度 2

N

52 mm

N

3 。

3 ,抗压强度 2

/

60 mm

70 mm

/

N

因为从电动机输出的轴直径为 38mm 的轴,传感器为标准件,选用的是小径 为38mm的,因此弹性柱销联轴器选用HL3型的,许用转矩为630N.m的,轴孔直 径30~48。

第六章 传感器的选择

1 概述

信息处理技术取得的进展以及微处理器和计算机技术的高速发展,都需要在 传感器的开发方面有相应的进展。 微处理器现在已经在测量和控制系统中得到了 广泛的应用。随着这些系统能力的增强,作为信息采集系统的前端单元,传感器 的作用越来越重要。传感器已成为自动化系统和机器人技术中的关键部件,作为 系统中的一个结构组成,其重要性变得越来越明显。

最广义地来说, 传感器是一种能把物理量或化学量转变成便于利用的电信号 的器件。国际电工委员会(IEC:International Electrotechnical Committee) “传感器是测量系统中的一种前置部件,它将输入变量转换成可供测 的定义为:

“传感器是包括承载体和电路连接的敏感元 。按照Gopel等的说法是:

量的信号”

。传 ,而“传感器系统则是组合有某种信息处理(模拟或数字)能力的传感器” 件”

感器是传感器系统的一个组成部分,它是被测量信号输入的第一道关口 。 进入传感器的信号幅度是很小的,而且混杂有干扰信号和噪声。为了方便随后的 处理过程, 首先要将信号整形成具有最佳特性的波形, 有时还需要将信号线性化, 该工作是由放大器、滤波器以及其他一些模拟电路完成的。在某些情况下,这些 电路的一部分是和传感器部件直接相邻的。成形后的信号随后转换成数字信号, 并输入到微处理器。

德国和俄罗斯学者认为传感器应是由二部分组成的, 即直接感知被测量信号 的敏感元件部分和初始处理信号的电路部分。按这种理解,传感器还包含了信号 成形器的机械动力设备的扭矩变化是其运行状况的重要信息, 扭矩测试是各种 机械产品开发、质量检验、优化控制、工况监测和故障诊断等必不可少的内容。 扭矩传感器已广泛应用于各种机械设备的动力驱动系统优化设计和智能控制上。 目前,国内外研制和开发的扭矩传感器种类很多,从原理上讲,主要分为应变型、 磁弹性型、转角型和其他型等四种。

传感器系统的性能主要取决于传感器, 传感器把某种形式的能量转换成另一 种形式的能量。有两类传感器:有源的和无源的。有源传感器能将一种能量形式 直接转变成另一种,不需要外接的能源或激励源。 无源传感器不能直接转换能 量形式, 但它能控制从另一输入端输入的能量或激励能传感器承担将某个对象或 过程的特定特性转换成数量的工作。其“对象”可以是固体、液体或气体,而它 们的状态可以是静态的,也可以是动态(即过程)的。对象特性被转换量化后可以 通过多种方式检测。对象的特性可以是物理性质的,也可以是化学性质的。按照 其工作原理,传感器将对象特性或状态参数转换成可测定的电学量,然后将此电 信号分离出来,送入传感器系统加以评测或标示。 各种物理效应和工作机理被 用于制作不同功能的传感器。传感器可以直接接触被测量对象,也可以不接触。 用于传感器的工作机制和效应类型不断增加,其包含的处理过程日益完善。

与当代的传感器相比,人类的感觉能力好得多,但也有一些传感器比人的感 觉功能优越,例如人类没有能力感知紫外或红外线辐射,感觉不到电磁场、无色 无味的气体等。

对传感器设定了许多技术要求,有一些是对所有类型传感器都适用的,也有

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