毕业设计（论文）-二次调节加载试验台设计.docx

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1、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

2、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

3、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

4、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。

5、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

6、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

7、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

8、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

9、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(49

10、2+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=RAX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=10384.83425.5=4418745.17N.mmXOZ而上的考矩cziRzi=4855.22x257.5=1250219.15N.mmMCZ

11、IA=RHz(2+3)=3780.07x(492+425.5)=3468214.23N.mmcz2%=Rzx(+2)=4855.22(257.5+492)=363898739N.mmMz2=Rf1.ZX/3=3780.07425.5=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

12、.0!N.mMC2(1=M14=Ra,X=33933.04I27=4309521.48X.mmMeTM,=R*X(/2+/J=7449.I6(46+9I)=7873762.12N.nunfo2A=RAx(+2)=33933.24(I27+146)=7916402.59M.nunMcY2iBYx3=7449.16911.=6786i84.76N.EXOZ面上的弯矩jVfcz1,-Rz=I235I.69127=1568664.63N.rr11=2711.50x(146+911)=2866()55.5ON.innMCZ2=AZx(1.t+h)=12351.69x(127+146)=3372011.3

13、7N.mm(72(=RZ1=2711.5091.1.=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Wza=Raz=15I7I.20xI30=1972256.0N.min,Wzm,=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=5207.98760=3

14、958064.8N.n合成弯矩M=JMcY2,iMZ24=J29398I47.72=16985m11j75mmV0.160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+h1I397.264381214=4112.03NXOY而上的弯矩c5三Ryr=2001438438=8766298.44N.nunM

15、mi=Rf1.T/2=11296.77776=8766293.52N.mmXOZ面上的弯矩fe，,:=HAZX=7285.23438=319()930.74N.mmMSi=R皿x/2=4112.O3776=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”x=27231.32x230.

16、5=6276819.26N.ranMCr3=RorX/2=6382.13983.5=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*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=1.28503.71=10204.45NPj2=jr,=.24240.81=5088.97N(4-25)AnPjz计

17、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=60230010201.45=I5684.62h15000h(4-26)1轴选用GB/T276T99460000型6215型深沟球轴承两个，尺J为：D=13O25满足要求。1轴校核公式，同理得2轴轴承寿命1.,=IO6(61.1.51.1.0x2x14400026361.01-)=18899.I5I5(XX)2轴选用GB/T276-199460000型6318型深沟球轴承两个，尺寸/）

18、XA=I90x43，满足要求。10j6()638.8913轴轴承寿命=22095.28150001.0x2x20500()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)8.47i5(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IOft60x255.9760x399.315轴选用GB/T276-199460000里6224型深沟球轴承两个，尺寸0x8=215x

19、40,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：=16IO,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.(M784.1.3551O8O=95.26MPaA=321854许用应力分2=66.26MZq,=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：bh1.=321875许用应力=8590x=452592许用应力bz=53.12M&b1J=1.(X)Mpa,平键强

20、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=281615()许用应力分=66.61MPa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：=3281.许用应力分=14.01MPaJ=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：fJDB=685952O(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

21、键平均直径，d=()+d)2,mm;j许用挤压应力，MPa。2T2O47884.13cf95-85Af95+85.o.0.861.-21.1.-!469.5=3.44MpaJ=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(iCh.Koe1.SecondaryCofitro1.1.cdMotorsinSpeedandTorquecontro1.TheSecondInternationa1.SyaposiunonF1.uidPower,JHPS,Tokyo,September1993:24248