毕业设计（论文）-二次调节加载试验台设计.docx

前言2I结论31.1 国内外二次调节技术研究发展概况31.2 车辆轮桥加领系统概述41.2.1 开放式加载系统51.2.2 封闭式加我系统51.3 二次调节加载系统原理与特点71.3.1 原理71.3.2 特点82总体的结构设计92.1 试验台各部分组成及其功用92.2 模拟加栽系统原理93驱动变速箱的设计123.1 传动方案的确定123.2 般大转矩的计0133.3 齿轮的设计143.3.1 选择齿轮材料143.3.2 确定齿轮传动精度等级143.4 轴的设计213.4.1 I轴的设计213.4.2 II轴的设计233.4.3 W轴的设计243.4.4 IV轴的设计253.4.5 V轴的设计264零件的强度校核284.1 轴的强度校核284.1.1 I轴的校核284.1.2 I1.轴的校核304.1.3 IH轴的校核344.1.4 IV轴的校核364.1.5 V轴的校核404.2 轴承的校核424.3 键的校核4443.1平键的校核444.3.2花健的校核455结论47致谢48参考文献48前言随着汽车行业的不断发展壮大，对各种汽车车辆的工作性能和可靠性等的要求也越来越高，尤其是在特殊路况和工作条件下运行的越野，大型重教等特种车辆，这方面的耍求就更高。对这种车辆来说，其总体工作性能和可靠性主要取决于它的发动机和轮桥，发动机为成型产品，其工作性能和可靠;性等指标均已通过严格检测，设计车辆时按要求选择即可，而轮桥是另行设计的，因此为J'提高车辆的工作性能和可靠性,应将重点放在轮桥上.对于新设计制造的特种车辆轮桥，需要利用专门的高动态性能固定试验台对其进行模拟加我试效，检测各项工作性能和可弊性指标是否满足要求。由于特种车辆轮桥的动力输入输出轴数目多，功率大、工作参数变化范围大，工况纪杂多变，要对其进行接近实际条件下的全面试脸，在普通试脸台上是很难完成的。以往对较简单的单项试验如疲劳寿命试验等,可在传统的液压式加载试验台上进行，但其功率消耗很大，效率很低。对稍豆杂一些的综合性能试验,可在电封闭加载试险台上进行，但在相同加效功率下，所用电器设备庞大第杂，另外虽然可实现功率回收，提而效率，但由丁其回收功率以电能形式回馈给电网，因而在动载变化较大时，对电网的冲击较大，某些电器元件被烧坏的情况时有发生。哈尔滨工业大学电液伺服系统仿真与试验设备研究所,2003年利用二次调节技术成功研制出“特种车辆轮桥加载试验台”，其最大加载功率可达350kW可模拟车辆行驶的各种复杂路况和工作状态，对多轴输入输出的轮桥进行各种综合性性能试验，是一种理想的轮桥模拟加载试验设缶，它是国内成功应用二次调打技术的首例成型产品。这种基于二次调节技术的加载系统，同传统的液压加载系统相比，可回收、储存、重新利用能量，系统效率高：多个二次元件联合工作，且其驱动、加栽功能可互换：数字控制灵活可靠，系统动态性能好。同电气加载系统相比，功率密度大、重员轻、安装空间和安装功率较小：闭环控制动态响应快，回收能量不改变形式而直接回馈给加载系统，对电网的冲击较小。于二次调节加载系统可充分利用计算机控制的优越性，使加载参数（转矩和转速）的调节非常灵活方便，所以系统的睁、动态性能好，可对各种发杂工况进行模拟。因此，将这种二次调节式加载系统用于下辆轮侨模拟加载试验，是十分理想的。1.3二次调节加载系统原理与特点1.3.1 原理二次调节加载系统原理如图1-5所示。可逆式泵/马达元件9（或15）与电液伺服阀8（或17）、变量液压缸7（或16）、位移传感器6（或18）等组合在一起，统称为二次元件。电动机1、恒压变量泵2、蓄能器3、安全阀4及相应的管路等元件构成恒压网络，为整个加载系统提供稳定的恒压动力源。元件9和15以乐力耦联方式并联于恒压网络上，两元件机械端口之间通过转速转矩传感器10、13以及加载对象12刚性地连接在一起.元件9为马达工况，为加载系统提供所需的郸动转速，它同电液伺服阀8、变量液压缸7、位移传感洛6、转速传感器10和捽制错11构成转速控制系统。元件15为泵工况，实现对加载对象12的加载，它同电液伺服阀17、变量液压缸16、位移传感器18、转矩传感器13和控制潺14构成转矩控制系统，1电动机2恒压变城泵3-常住器，1安全观5油箱6,18T1.移传那器7,11变玳液压缸8,17电液伺服阀9,15可逆式泵/马达元件IO-转速传感器U,M控制器12加栽对象13一转雄传感涔图1-5二次调节加我系统原理Fig.1-5Princip1.ediagramof1.oadingsystemwithsecondaryregu1.ation在该加我系统中，转速控制系统和转矩控制系统为典型的电液伺服系统，二者相互独立,可分别进行调节，以满足加载系统对转速和转矩的不同要求。系统工作时，由控制器11和14分别向电液伺服阀8和17发出电信号，通过阀控缸机构（前置级排量控制）改变元件9和15的斜盘摆向，从而使其排量发生变化，以适应外负载转速和转矩的变化。另外，当系统进行工作时，元件9（马达）由恒压网络获取液压能，并聘其转换成机械能来期动加载对象12和元件15（泵），实现加载,元件15（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动元件9（马达），在元件9（马达）和元件15（泵）之间形成闭式循环。这样，恒压油源所提供的液压能只是用来补偿系统的容积损失和机械损失，而驱动元件9（马达）所需的大部分能量都来自元件15（泵）。此外，在该加载系统中，没有节流元件，因而避免了节流损失。由此可见，该加载系统在工作中不仅减少系统发热，而且还可以达到节能目的.1.3.2 特点同传统的加载系统相比，二次调节加载系统有如下些特点：D多个二次元件可联合工作丁一个恒压网络上，每一二次元件可单独进行调节，且既能工作于泉工况，又能工作于马达工况，因此可方便地实现驱动和加载功能的互换。2）通过对二次元件斜盘撰角的自动调节，可灵活方便地实现转角、转速、转矩和功率的计算机数字控制，系统静动态性能好.3）可实现能量回收、储存和重新利用，系统效率高。4）功率密度大、重用轻、安装空间和设置功率较小。5）系统开环速度刚度近似为零，转速控制系统易受负载干扰的影响.低速稳定性较差，使运行最低转速和控制精度受到一定限制。11338.36X257.5+12384.98X(257.5+492)_网网831175XOZ面（水平面）的支反力RF,1.x(2+)+F,5×*一1.+j+=4855.22N=3780.07N4127.16x(492+425.5)+450«.13x425.51175Fx+ix(八+/Jh+h+b41.27.1.6257.5+4508.13x(257.5+492)1175XOY面上的弯矩fciV=RA»X八=13338.16x257.5=弘34576.2N.mm/C"=RarX(/2+/3)=10384.83×(492+425.5)=9528081.53N.mmfdR“x(+2)=13338.16×(257.5+492)=9996950.92N.mmM(Y2<,Rmxh=10384.83×425.5=4418745.17N.mmXOZ而上的考矩cziRz×i=4855.22x257.5=1250219.15N.mmMCZIA=RHz×(2+3)=3780.07x(492+425.5)=3468214.23N.mmcz2%=Rzx(+2)=4855.22×(257.5+492)=363898739N.mmM<z2=Rf1.ZX/3=3780.07×425.5=1.608419.79N.mm合成弯矩Mc=.Wo-.+Mrzx,:=3434576.2-+1250219.1.52=3655046.05N.11nMCIG=QmOIf1+7(Z6=9528()81.532+3468214.23*=IO1.39667.04N.EMC2f,:=Mcrik+MCZ2A;=9996950.922+3638987.392-10638668.0!N.mMC2(1=M<r2(i+MCY2(,=4418745.172+16()8419.79-=4702374.20N.nun取危险被而按当盘弯矩验算直径，危脸被而齿轮1右端。险算直径._JMcifirf11w,V1.-1J=#0638668%.H',""0.1.×6()合格。4.1.3川轴的校核同理由I轴的校核公式4-1-4-22得，当传动比I=1.8h=6°XOY面(垂直而的支反力D_F,1×(2+3)+F,2×3/1+6+616969.76×(I46+91)+24412.64×911184+j+16969.76X127+24412.64×(127+146八.=1.=7449.16N1184XOZ面(水平面)的支反力”,M2+J+”,2X3/1+/2+/36I76.99×(146+911.)+8886.2×91.I,、1184-'JZOI.O.”,x+",2x(+2)/1+/:+/36176.99×127+6370.28×(127+146)1184一二2/11.3UNXoY面上的弯矩c>14=Ra>,X=33933.04×I27=4309521.48X.mmMeTM,=R*X(/2+/J=7449.I6×(46+9I)=7873762.12N.nunfo2A=RA>x(+2)=33933.24×(I27+146)=7916402.59M.nunMcY2iBYx3=7449.16×911.=6786i84.76N.EXOZ面上的弯矩jVfcz1,-Rz×=I235I.69×127=1568664.63N.rr11=2711.50x(146+911)=2866()55.5ON.innMCZ2>=AZx(1.t+h)=12351.69x(127+146)=3372011.37N.mm(72(=RZ×1=2711.50×91.1.=2470176.50N.mm合成弯矩MC1.1.qMmx,+M=4309521.48-+1568664.63*=458614().44N.ER_F,1.×1.1.+F,2×(h+h)_8551.84X130+11827.33X(130+300)力久月<)、119()XOY面上的弯矩MeHA=RAyX=4I679.1.1.×I30=5418284.3N.IanMcrG=RBr×(2+,1)=14307.63x(30()+760)=66()87.8N.mmMc2=Rr×(1+2)=41679.1.1.×(1.30+300)=17922017.3N.nunAfcn疔=ReyK/3=I43O7.63×760=10873798.8N.mmXOZ面上的弯矩>W<za=Raz×=15I7I.20xI30=1972256.0N.min,W<zm,=R皿x(2+3)=5207.98×(3+760)=5520458.8N.m(Z2,=RZX(+/2)=151.71.20(1.30+3(X)=652361.6.0N.nmMCZ23=ReZX/3=5207.98×760=3958064.8N.n合成弯矩M<t=VWc11t+izt=5418284.32+1972256.0j=5766073.06N.nunMC1.r,=JMEM,+Mi：=J1.5166087.铲+5520458.8?=639568.9IN.mmMC2>=>JMcY2,iM<Z24=J29398I47.72=16985m11j<75mmV0.1×60合格。4.1.5V轴的校核同理由I轴的校核公式4T4-22得，1 .）当传动比沁=1.56时XOY面（垂直面）的支反力二HX/2-h+1231311.15x7761214=20014.38、=Rx/A+/231311.15x4381214=11296.77NXOZ而（水平面）的支反力',×2h+hH397.26x776=7285,23N1214+h1I397.26×4381214=4112.03NXOY而上的弯矩c5三Ryr×=2001438×438=8766298.44N.nunMmi=Rf1.T×/2=11296.77×776=8766293.52N.mmXOZ面上的弯矩fe，,:=HAZX=7285.23×438=319()930.74N.mmMSi=R皿x/2=4112.O3×776=3I9O935.28N.mm合成弯矩Mcf1.QMcr+Mcz1-.=8766298.44,+319O93O.742=8772101.74N.m11Mct.=V.'W1+jWf,=8766293.523+319O935.28i=8772096.99N.mm取危险截面按当量弯矩验算直径，危险截面齿轮左端。验算直径,_/MCU=37721.01.74=I1.3.50"”<120mmV0.1X6()合格，2.)当传动比劫=1.3时XOY而(垂直而的支反力,×jZ1+/2RMY=33613.45x983.5121427231.32NF,×1./1+633613.45x230.51214=6382.13NXOZ面（水平面）的支反力二FKh/1+/212235.29x983.51214=9912.20N+2=|2235.29x23O.5=2323Ot)N1214XOY面上的弯矩=RA>x=27231.32x230.5=6276819.26N.ranMCr3=RorX/2=6382.13×983.5=6276824.86N.nunXOZ面上的弯矩MeZv=R八z*八=9912.20X230.5=2284762.10N.mmfe,i=ReZX/2=2323.09x983.5=2284759.01N.mm合成弯矩MCK=VW<+M=6276819.26：+2284762.IO2=6679715.40N.mnMCfi=yM<r1.+Mczc=6276824.86*+2284759.012=6679719.61.N.mni取危险截面按当量弯矩险算直径，危险截面齿轮右端。验算直径合格。4.2轴承的校核1轴rv=197582x770=799080Nj97582384=3985.02N+j1154N=4359.20x77。-5N吆=4359.20x384/50.55N1.+21154R1=av2÷Kaz2(4-23)=7990.802+2908.65"=8503.71NR2=rbt+R隙(4-24)=3985.022+1450.5?=4240.81N计算当量动栽荷Pd=ft>*R式中h一一冲击载荷系数，取1.2；R轴承所承受的径向载荷，NoPdi=rf×>=1.2×8503.71=10204.45NPj2=j×r,=.2×4240.81=5088.97N(4-25)An>Pjz计算轴承寿命1.h=黑图式中1.h基本额定寿命，hg温度系数,取1.0,C一一轴承基本动载荷，NPd轴承当量动栽荷，N一一寿命指数，球轴承取3.10t,（亚丫_IO1.i（1.oX2X1300001.u=丽（ij=60×230010201.45=I5684.62h>15000h(4-26)1轴选用GB/T276T99460000型6215型深沟球轴承两个，尺J为：D×=13O×25满足要求。1轴校核公式，同理得2轴轴承寿命1.>,=IO6(6×1.1.51.1.0x2x14400026361.01-)=18899.I5>I5(XX)2轴选用GB/T276-199460000型6318型深沟球轴承两个，尺寸/）XA=I90x43，满足要求。10"j6()×638.8913轴轴承寿命=22095.28">15000"1.0x2x20500()143333.61J3轴选用GB/T276-199460000型6322型深沟球轴承两个，尺寸Dx8=240x50,满足要求。4轴轴承寿命IO6)=22(X)8.47>i5(XX)1.0x2x21500053225.291.Z=4轴选用GB/T276-199460000型6230型深沟球抽承两个,尺寸DXA=270x45,满足要求。5轴轴承寿命IOft''60x255.9760x399.315轴选用GB/T276-199460000里6224型深沟球轴承两个，尺寸0x8=215x40,满足要求。4.3键的校核4.3.1 平键的校核I轴轴段1与联轴器相连，采用A型普遍平键定位，按d=55mm平键技面尺寸为：×=16×IO,平键按下面公式进行校核=<W（4-27）式中fi挤压应力，MPa；T转距，N.e;d轴径，mm;Ii键高度，ran：I键工作长度，nm:j许用挤压应力，MPa。4x1.(M784.1.355×1O×8O=95.26MPa<°J=100Mpa所以平键的强度满足要求.I1.轴轴段2果用三个A型普遍平键联接,平键尺寸为:>×A×=32×18×54许用应力分2=66.26MZ<q,=100P0。平键强度满足要求。In轴轴段2采用两个A型普遍平健联接，平键尺寸为：b×h×1.=32×18×75许用应力=8590"½<bj=100MPa.平键强度满足要求。N轴轴段2采用一个A型普遍平键联接，平键尺寸为：>×x=45×25×92许用应力bz=53.12M&<b1J=1.(X)Mpa,平键强度满足要求。V轴的轴段1与联轴器相连，采用两个A型普遍平键定位，平键尺寸为:×jx=28×16×15()许用应力分=66.61MPa<J=1.O()P.,平铺强度满足要求1>轴段4上采用四个A型普遍平键定位，成对使用，平键尺寸为：=328×1.许用应力分=14.01MPa<J=100Mn1.,平键强度满足要求。4.3.2 花键的校核I轴轴段4有滑移齿轮，采用矩形花键段接，尺寸为：f×J×D×B=6×85×95×2O(4-28)花键按下面公式进行校核0产嬴工式中p挤压应力，MPa;T转距，N.mm;载荷分布不均匀系数，取e=0.8；N一一花钺的键数，取N=6：h-花键齿工作高度，h=(D-d)2-2c.C为倒角尺寸，1111n;I花键齿的工作长度，mm;d«花键平均直径，d=()+d)2,mm;j许用挤压应力，MPa。2T2O47884.13"cf95-85Af95+85.o.0.8×6×1.-21.×1.-!×469.5=3.44Mpa<J=100Mpa所以花键强度满足要求。同理IV轴轴段2仃滑移齿轮，采用矩形花键联接，尺寸为：，Vx4OxA=6751.8520许用应力CrZ=2.92MP(i<J=100MR,花链强度满足要求.5结论本研究课题所依据的特种车辆轮桥加载试验台，是利用二次调节技术研制而成的高动态旋转试件模拟加教试瞪设备，该模拟加载系统具有良好的转速、转矩调节功能，系统效率裔，工作性能稳定，控制精度高，的动态性能好，能满足特种车辆轮桥的模拟加我要求。本文特别针对模拟加我忒验台的变速装置进行了分析和设计，使变速装置的结构更加崇密，体积更小，效率和调速范围更广，进一步提虑/系统的效率和稔定性，可进行多种模拟加栽试验。本文还存在不足之处，系统存在的柔性问题、系统参数时变性问题、耦合干扰问题、管路动态问题、系统鲁棒性问题，由于本人掌握知识有限，这里不作号虑，如果要做深步研究，还应针对模拟加载系统的各种特性以及P1.D控制、模糊控制、动态鲁棒补偿控制和解耦控制等进行了大量的仿真和试验研究。致谢参考文献1田联房.次娘调节扭矩伺服系统加成技术及其控制方法的研究.哈尔滨工业大学博士学位论文.1997:1*62陆贵友，张慧姐电加疑机械传动实验台的设计.吉林工业大学自然科学学报.1999,(3):100'1023姜缚海.二次调节的液传动系统及其控制技术的研究.哈尔滨工业大学博士学位论文.1998:254蒋小更，刘庆和.：次调节系统的模型简化和位置控制.机床与液压.1994,(6):353565金力民,路甬祥,吴旭茂.果用非税性补偌算法克服二次调节系统的低速滞环.液虚与气动.1991,：6、86周雨良，陈良华，陈宗，汪崇松.但压网络上马达得速特性实验研究J.液压与气动.1990,：26287范基，王志兰.次级圜节的节能液压系统研制J.液压与气动.1991,(2):16'178姜维海,王德海,刘庆和二次转速词节静态神经网络非线控制策略研究.机床与液IR1997.：2229姜继海，轴永刚，王在海，刘庆和.二次调节静压驱动系统的智能PID控制.哈尔滨工业大学学报.1998,(1):45'4810嚓军.汽车变速器系统踪令试脸台的分析研究.广西机械.2000.(4):33311陶维有，苏建徽，胡子卿，钟金宏.微机控制电封闭汽车变速箱试验台.制造业自动化.2000,22：43'612欧家福.液压加成式驱动桥御用试验台的设计.汽车研究与开发.1999,(2):30"3213田联房，毛宗海，刘庆和，李尚义,次级调节扭矩伺服加软系统,机床与液压.1999,(2h57'5911W.Backe,II.Murrenhoff.Rege1.ungeinesverste1.1.motorsnneineBKonstant-DrucknetzJJ.0中.O1.hydrau1.ikundPneutik.1981,25(8):635'M215 II.i.Niko1.aus.Antribssystenimithydrau1.ischerKraftUbertragungPatentanae1.dung.1997,(9):27-3916 R.Kordak.PraktischeAus1.egungSekundargereg1.terAntriebssysteino1.J.0÷P.O1.hydrau1.ikundPneumatik.1982,26(11):795'80017 R.Krdak.Sekundargerege1.terHydrostatischeAn1.ricbeJ.0+P.O1.hydrau1.ikUndPneumatik.1985,29(9):657'66718 II.Murrenhoff.Einsatzbeispie1.Botorgerege1.terAntriebemi1.derKtog1.ichkeitderIinergierUckgerinnungj.(HP.O1.hydrau1.ikundPneumatik.1981.28(7):427'KM19 II.J.Hass.Drehzah1.und1.agerege1.ungvonVerste1.1.motorenanei11emZentra1.enDrucknetzJ.0+P.O1.hydrau1.ikundPneumatik.1986,30(12):909、9M20 W.Backe.E1.ektro-hydrau1.ischerRege1.ungvonVerdrangereinheitj.(HP.O1.hydrau1.ikundPneumatik.1987,31(10):770'78221 W.Bckc>Ch.Koe1.SecondaryCofitro1.1.cdMotorsinSpeedandTorquecontro1.TheSecondInternationa1.SyaposiunonF1.uidPower,JHPS,Tokyo,September1993:24248