基于二次调节的减速器加载试验台设计【3张图纸】【优秀】
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基于二次调节的减速器加载试验台设计
58页 21000字数+说明书+小论文+开题报告+3张CAD图纸
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基于二次调节的减速器加载试验台设计开题报告.doc
基于二次调节的减速器加载试验台设计论文.doc
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驱动变速箱装配图.dwg
驱动变速箱装配图.exb
目录
前言1
1 绪论2
1.1 课题研究目的和意义2
1.2 国内外二次调节技术的研究发展概况2
1.3 二次调节技术的应用及特点3
1.3.1 二次调节技术的的应用3
1.3.2 二次调节技术的特点4
1.4 二次调节加载系统原理5
1.5 减速器加载系统概述6
1.5.1 开放式加载系统6
1.5.2 封闭式加载系统7
1.6 论文主要研究内容9
2 减速器模拟加载系统数学模型10
2.1 概述10
2.2 减速器模拟加载试验台组成与原理10
2.2.1 试验台各部分组成及其功用10
2.2.2 模拟加载系统原理10
2.3 模拟加载系统的方块图模型12
2.3.1 二次元件阀控缸的方块图模型12
2.3.2 驱动单元转速控制的方块图模型15
2.3.3 加载单元转矩控制的方块图模型19
2.3.4 整个模拟加载系统的方块图模型22
2.4 本章小结23
3 减速器模拟加载系统特性分析24
3.1 概述24
3.2 驱动单元转速控制系统刚度特性分析24
3.3 本章小结27
4 减速器加载试验台驱动变速箱的设计28
4.1 概述28
4.2 驱动变速箱的参数计算28
4.2.1 传动方案的确定29
4.2.2 最大扭矩的计算29
4.2.3 最大转速的计算29
4.3齿轮的设计30
4.3.1选择齿轮材料30
4.3.2确定齿轮传动精度等级30
4.3.3齿轮传动几何尺寸计算31
4.3.4各轴齿轮中心距的计算35
4.3.5齿轮齿宽的计算35
4.3.6齿根弯曲疲劳强度校核36
4.4 轴的设计39
4.4.1 Ⅰ轴的设计39
4.4.2 Ⅱ轴的设计41
4.4.3 Ⅲ轴的设计42
4.4.4 Ⅳ轴的设计43
4.4.5 Ⅴ轴的设计44
4.4.6 Ⅵ轴的设计45
4.4.7 Ⅶ轴的设计45
4.5 轴的强度校核47
4.5.1 Ⅰ轴的校核47
4.5.2 Ⅶ轴的校核48
4.6 本章小结50
5 结论51
致谢52
参考文献53
摘 要
静液驱动二次调节技术是一项新型的液压传动技术。它具有控制方便、容易组成类似于电气系统的网络执行机构以及液压能回收与重新利用,甚至比电气系统更为简便等一系列突出的优点。二次调节技术的研究将极大地提高液压传动技术的应用范围和产品的竞争力。本文对基于二次调节的减速器加载系统进行深入的理论分析，建立减速器加载系统的数学模型，并绘制方框图，由所建立的模型可以看出，该减速器模拟加载系统为单输入单输出系统，包括驱动单元转速控制系统、二次输出加载转矩控制系统；本文还对驱动单元转速控制系统进行刚度特性分析。详细介绍了减速器模拟加载试验台驱动变速箱及其变速器的轴和传动零部件的设计及校核。试验结果表明，该模拟加载系统具有良好的转速、转矩调节功能，轴和齿轮具有较好的承受载荷能力，能满足减速器模拟加载要求，得出许多有参考价值的结论，为进一步完善和提高二次调节加载技术提供了依据。
关键词：静液驱动；二次调节；加载；数学模型。1.3 二次调节技术的应用及特点
1.3.1 二次调节技术的的应用
由于二次调节技术具有诸多优点，使它在很多领域得到广泛应用。第一套配备有二次调节闭环控制的产品是建在鹿特丹欧洲联运码头（ECT）的无人驾驶集装箱转运车CT40；德国的科那西山特号海上浮油及化学品清污船的液压传动设备配备有二次调节反馈控制系统。该系统可以使预选的撇沫泵和传输泵设备的转速保持恒定，并使之不受由于传输介质黏度的变化而引起的外加转矩变化的影响；德累斯顿工业大学通用试验台应用了二次调节反馈控制的四象限运转、能量回收及高反馈控制精度等特点。该试验台能满足实际中的严格要求；奔驰汽车公司也将二次调节技术应用于行驶模拟试验台、以及在无人驾驶运输系统的行驶驱动。它还被用于近海起重机的驱动、油田用抽油机和精轧机组的液压系统中。德国在市区公共汽车上配备二次调节传动系统后取得显著的节能效果。如图1-1所示，改造后的市区公共汽车由恒压变量泵2和二次元件4组成的轴向柱塞单元驱动。它在满载启动时能给出大约180Kw的功率，由此可使汽车在20s内加速到它的最大速度50km/h。而发动机1的功率却只有30Kw，其中150Kw的差值是从液压蓄能器3中获得的。液压蓄能器的充压是在制动过程中进行的，在这个过程中二次元件作为泵来工作，而液压蓄能器为下次的加速过程充压。系统的损失由液压泵来补偿。
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摘 要静液驱动二次调节技术是一项新型的液压传动技术。它具有控制方便、容易组成类似于电气系统的网络执行机构以及液压能回收与重新利用,甚至比电气系统更为简便等一系列突出的优点。二次调节技术的研究将极大地提高液压传动技术的应用范围和产品的竞争力。本文对基于二次调节的减速器加载系统进行深入的理论分析，建立减速器加载系统的数学模型，并绘制方框图，由所建立的模型可以看出，该减速器模拟加载系统为单输入单输出系统，包括驱动单元转速控制系统、二次输出加载转矩控制系统；本文还对驱动单元转速控制系统进行刚度特性分析。详细介绍了减速器模拟加载试验台驱动变速箱及其变速器的轴和传动零部件的设计及校核。试验结果表明，该模拟加载系统具有良好的转速、转矩调节功能，轴和齿轮具有较好的承受载荷能力，能满足减速器模拟加载要求，得出许多有参考价值的结论，为进一步完善和提高二次调节加载技术提供了依据。关键词：静液驱动；二次调节；加载；数学模型。AbstractStatic fluid-driven second- regulation technology is a new fluid drive technology. It has a lot of advantages, such as convenient control, network perform institution which can be easily formed like electrical system and recovery or reuse of the hydraulic pressure energy, especially much more convenience than electrical system. The research on second-regulation technology can greatly advance the application of the fluid drive technology and the competition of the product. This text bases on reducer load system of the second- regulation to make deep theoretic analyze, found mathematical model of the reducer load system, protract pane chart. We can see from the model founded, this reducer simulated load system is single input and single output system, including driven module rotational speed control module system, second export load torque control system,; the text also analyze the rigidity characteristics of the driven module rotational speed control module system., and also design or Check the drive gear-box, shift organ saxes and drive parts of the reducer simulate load test bed. The result of the text indicate that this simulate system has good function at rotate speed and torque regulation, the axes has good ability of enduring load, and it can achieve certain shift gears ability. This system has good efficiency, it can also satisfy the need of the reducer simulate load. We educe several conclusions with reference value. This text also provide there under about how to improve or advance second-regulation load technology.Keywords: Static fluid-driven; second- regulation; load; Mathematical model.II中文题目：基于二次调节的减速器加载试验台设计外文题目：REDUCER LOAD TEST BED DESIGN BASED ON THE SECOND-REGULATION毕业设计（论文）共 86 页（其中：外文文献及译文32页） 图纸共3张 完成日期 2006年6月 答辩日期 2006年6月II辽宁工程技术大学 本科毕业设计（论文）开 题 报 告 题 目 基于二次调节减速器加载系统特性分析 指 导 教 师 王 慧 院（系、部） 机械学院 专 业 班 级 机械自动化02-7 学 号 0207100705 姓 名 高 航 怡 日 期 2006/3/15 教务处印制 一、选题的目的、意义和研究现状随着我国煤炭行业的不断发展壮大，对各种矿用设备的工作性能和可靠性等的要求也越来越高。近年来，用于各个矿业公司的刮板输送机及转载机，通过在实际工作中的调查分析，动力部(由电动机，减速器及相关连接件组成)对其总体工作性能和可靠性有重要影响，而其中电动机为成型产品，其工作性能和可靠性等指标均已通过严格检测，设计时按要求选择即可，因此为了保证动力部的工作性能和可靠性，应将重点放在减速器上。对于新设计制造的减速器，需要利用专门的高动态性能固定试验台对其进行模拟加载试验，检测各项工作性能和可靠性指标是否满足要求，以往对较简单的单项试验如出厂试验等，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。 由于近年来加载试验台技术的不断发展，使得许多试验都可以在具有高动态性能的固定试验台上完成，而利用次级调节技术的液压伺服加载试验台就是近年来为人们所重视的一类加载试验台，这种加载系统与传统的变量泵-定量马达系统不同，它采用带有储能器的恒压中心油源（一次元件）实现与各个单独调节回路（二次元件）之间的压力藕联，该系统具有能量可回收利用，效率高，可以多用户并行工作，远离动力源，冲击小，噪声底，系统控制性能好等优点，因此被认为是液压领域的重大突破。可是次级调节技术液压伺服加载试验台同时也具有非线性、时变性、参数不确定性，难于建立其精确的数学模型。即使得到了它的数学模型，结构也往往十分复杂，参数较多，难以用现有的控制方法实现有效的控制。而模糊控制作为一种智能控制，它无需被控对象的数学摸型，就能对其实现有效的控制，本文对次级调节技术的液压伺服加载试验台进行系统分析与研究的基础之上，着重研究了模糊控制应用于本系统的时效性，对于其它应用模糊控制的系统也具有借鉴和参考作用。二、研究方案及预期结果（设计方案或论文主要研究内容、主要解决的问题、理论、方法、技术路线及论文框架等）论文研究主要内容：系统分析，对基于减速器模拟加载系统进行深入的理论分析,建立系统的数学模型、并对系统分进行时域特性和频域特性研究。控制策略研究，在对现代PID控制方法进行深入分析的基础上，重点研究解决适合于本模拟加载系统的模糊控制方法，并对其进行仿真与试验研究。二次调节加载原理：二次调节加载系统原理由可逆式泵/马达元件与电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器等组合在一起，统称为二次元件。电动机、恒压变量泵、蓄能器、安全阀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。马达元件以压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以及加载对象刚性地连接在一起。马达元件为马达工况，为加载系统提供所需的驱动转速，它同电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器、转速传感器和控制器构成转速控制系统。马达元件为泵工况，实现对加载对象的加载，它同电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器、转矩传感器和控制器构成转矩控制系统。在该加载系统中，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，由控制器分别向电液伺服阀发出电信号，通过阀控缸机构（前置级排量控制）改变元件的斜盘摆角，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，马达元件由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载对象实现加载，可逆式泵将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动马达元件，在马达元件和可逆式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，而驱动马达元件所需的大部分能量都来自元件可逆式泵。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。三、研究进度首先进行二次调节减速器加载系统特性的总体设计。其次详细设计二次调节减速器加载系统，尤其针对其减速器的设计开展工作。1.收集资料，编写开题报告 （14 周）2.方案设计 （56 周）3.具体设计计算 （711 周）4.计算机绘制图纸，撰写说明书 （1217 周）5.整理完善图纸，说明书，准备答辩。四、主要参考文献1 谢卓伟.二次转速调节静液驱动系统调速特性分析.液压与气动.1989，（3）：16-22 姜继海，徐志进，刘庆和，王碧泉.二次调节静液驱动转速PID控制及其实验研究. 工程机械. 1997，（11）：31-333 张永杲.流体力学系统的计算机控制. 机械工业出版社，1992：67-68 193-1944 李士勇.模糊控制、神经控制和智能控制论. 哈尔滨工业大学出版社，1996：252-2585 王丽艳等.参考模型模糊控制. 机床与液压，1995，（3）6 蒋晓夏. 静液驱动二次调节及自适应控制系统的研究. 哈尔滨工业大学博士论文，1992，127 田联房. 次级调节扭矩伺服系统加载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: 168 高彦宇, 安世奇. 基于神经网络的一种PID控制技术. 包头钢铁学院学报. 2000，19(1): 53 569 佟绍成, 王艳平, 王涛. 基于状态观测器的一类非线性系统的模糊鲁棒控制. 控制与决策. 2001, 16(1): 626810 党开放, 周瑞祥, 林廷圻. 基于模型参考模糊自适应的电液位置伺服系统鲁棒控制研究. 机床与液压. 2003,(4): 20821011 方千山. 王永初. 基于神经网络的模糊预测控制及其应用. 自动化仪表. 2002, 23(8): 111312 张秀玲. 神经网络非线性系统模型参考自适应控制器统一设计法. 控制与决策. 2002, 17(2): 15215813 黎启柏, 陈刚, 朱建辉. 二次调节液压系统的开关-模糊-PID控制. 机床与液压. 2003, (5): 909214 王慧 哈尔滨工业大学博士学位论文15 战兴群，张炎华，赵克定. 二次调节扭距加载系统动态特性的研究J. 中国工程科学，2000，2（7）；4754 1501150316 战兴群. 静液驱动二次调节技术控制特性的研究. 哈尔滨工业大学工学博士学位论文，1999 五、指导教师意见 指导教师签字：目录前言11 绪论21.1 课题研究目的和意义21.2 国内外二次调节技术的研究发展概况21.3 二次调节技术的应用及特点31.3.1 二次调节技术的的应用31.3.2 二次调节技术的特点41.4 二次调节加载系统原理51.5 减速器加载系统概述61.5.1 开放式加载系统61.5.2 封闭式加载系统71.6 论文主要研究内容92 减速器模拟加载系统数学模型102.1 概述102.2 减速器模拟加载试验台组成与原理102.2.1 试验台各部分组成及其功用102.2.2 模拟加载系统原理102.3 模拟加载系统的方块图模型122.3.1 二次元件阀控缸的方块图模型122.3.2 驱动单元转速控制的方块图模型152.3.3 加载单元转矩控制的方块图模型192.3.4 整个模拟加载系统的方块图模型222.4 本章小结233 减速器模拟加载系统特性分析243.1 概述243.2 驱动单元转速控制系统刚度特性分析243.3 本章小结274 减速器加载试验台驱动变速箱的设计284.1 概述284.2 驱动变速箱的参数计算284.2.1 传动方案的确定294.2.2 最大扭矩的计算294.2.3 最大转速的计算294.3齿轮的设计304.3.1选择齿轮材料304.3.2确定齿轮传动精度等级304.3.3齿轮传动几何尺寸计算314.3.4各轴齿轮中心距的计算354.3.5齿轮齿宽的计算354.3.6齿根弯曲疲劳强度校核364.4 轴的设计394.4.1 轴的设计394.4.2 轴的设计414.4.3 轴的设计424.4.4 轴的设计434.4.5 轴的设计444.4.6 轴的设计454.4.7 轴的设计454.5 轴的强度校核474.5.1 轴的校核474.5.2 轴的校核484.6 本章小结505 结论51致谢52参考文献53摘 要静液驱动二次调节技术是一项新型的液压传动技术。它具有控制方便、容易组成类似于电气系统的网络执行机构以及液压能回收与重新利用,甚至比电气系统更为简便等一系列突出的优点。二次调节技术的研究将极大地提高液压传动技术的应用范围和产品的竞争力。本文对基于二次调节的减速器加载系统进行深入的理论分析，建立减速器加载系统的数学模型，并绘制方框图，由所建立的模型可以看出，该减速器模拟加载系统为单输入单输出系统，包括驱动单元转速控制系统、二次输出加载转矩控制系统；本文还对驱动单元转速控制系统进行刚度特性分析。详细介绍了减速器模拟加载试验台驱动变速箱及其变速器的轴和传动零部件的设计及校核。试验结果表明，该模拟加载系统具有良好的转速、转矩调节功能，轴和齿轮具有较好的承受载荷能力，能满足减速器模拟加载要求，得出许多有参考价值的结论，为进一步完善和提高二次调节加载技术提供了依据。关键词：静液驱动；二次调节；加载；数学模型。AbstractStatic fluid-driven second- regulation technology is a new fluid drive technology. It has a lot of advantages, such as convenient control, network perform institution which can be easily formed like electrical system and recovery or reuse of the hydraulic pressure energy, especially much more convenience than electrical system. The research on second-regulation technology can greatly advance the application of the fluid drive technology and the competition of the product. This text bases on reducer load system of the second- regulation to make deep theoretic analyze, found mathematical model of the reducer load system, protract pane chart. We can see from the model founded, this reducer simulated load system is single input and single output system, including driven module rotational speed control module system, second export load torque control system,; the text also analyze the rigidity characteristics of the driven module rotational speed control module system., and also design or Check the drive gear-box, shift organ saxes and drive parts of the reducer simulate load test bed. The result of the text indicate that this simulate system has good function at rotate speed and torque regulation, the axes has good ability of enduring load, and it can achieve certain shift gears ability. This system has good efficiency, it can also satisfy the need of the reducer simulate load. We educe several conclusions with reference value. This text also provide there under about how to improve or advance second-regulation load technology.Keywords: Static fluid-driven; second- regulation; load; Mathematical model.前言静液传动由于具有功率大、密度大、易于实现工作过程的自动化等优点而被广泛地应用在工程领域中。但由于静液传动存在着漏油、噪声大和效率低等缺点，以及来自于机械传动、电器传动和交流伺服技术快速发展的竞争等原因，进入20世纪90年代以来，其增长速度明显减慢。因此，如何在发挥其自身优势的基础上，借鉴于其他传动技术的优点、克服自身的不足，从而设计出新型的静液传动系统，并不断地使其获得进一步地发展，已经成为当前急需解决的关键问题。二次调节静液传动系统是近年新发展起来的节能系统。它具有一系列的独特特点，越来越引起了人们的重视。二次调节静液传动系统是工作于恒压网络的压力耦联系统，能在四个象限内工作，回收与重新利用系统的制动动能和重物势能；在系统中二次元件能无损地从恒压网络取得能量，因而大大地提高了系统效率；系统中可以同时并联多个负载，在各负载端可分别实现互不相关的控制规律；扩大了系统的工作区域，改善了系统的控制特性，减少了设备总投资，降低了工作过程中的能耗，节约冷却费用。在能源日益紧缺的今天，基于能量回收与重新利用而提出的二次调节技术具有重要的理论研究意义和实际应用价值。国外从70年代末开始此项技术的研究，现已将它应用于造船工业、车辆传动、大型试验台等领域，取得了显著的节能效果。我国从80年代末从事二次调节技术的研究，目前尚处于实验室研究阶段。本文简要回顾了这一领域的发展过程及最新成就，并对基于二次调节的减速器加载试验台驱动单元进行了详细地设计，并对驱动单元的系统刚度特性进行了分析。不当之处希望得到老师的批评指正。1 绪论1.1 课题研究目的和意义世界在发展，科技在进步。对于新设计制造的减速器，需要利用专门的固定试验台对其进行加载试验，检测各项工作性能和可靠性指标是否满足要求。减速器是用于原动机和工作机之间的独立的封闭传动装置。由于减速器具有结构紧凑、传动效率高、传动准确可靠、使用维护方便等特点，故在各种机械设备中应用甚广。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。对稍复杂一些的综合性能试验，可在电封闭加载试验台上进行，但在相同加载功率下，所用电器设备庞大复杂，另外虽然可实现功率回收，提高了效率，可由于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，所以我们要尽量避免它的发生。这也成为了我们的主要任务。由于近年来加载试验台技术的不断发展，使得许多试验都可以在具有高动态性能的固定试验台上完成，而利用二次调节技术的液压伺服加载试验台就是近年来为人们所重视的一类加载试验台。这种加载系统与传统的变量泵-定量马达系统不同，它采用带有储能器的恒压中心油源（一次元件）实现与各个单独调节回路（二次元件）之间的压力藕联，该系统具有能量可回收利用，效率高，可以多用户并行工作，远离动力源，冲击小，噪声底，系统控制性能好等优点，因此被认为是液压领域的重大突破。近年来我国开始利用二次调节技术研制新型加载试验设备，在这种二次调节加载技术的理论与应用方面，取得了一定成果和进展，但还存在许多需要进一步解决的问题。所以对此的研究有一定的实用和经济价值。1.2 国内外二次调节技术的研究发展概况1德国汉堡国防工业大学的H.W.Nikolaus2教授于1977年首先提出了二次调节静液传动的概念。国外从事这方面研究的单位主要有德国汉堡国防工业大学静液传动和控制实验室（LHAS）、亚琛工业大学流体传动与控制研究所（RWTH）和曼内斯曼力士乐有限公司（Mannesm ann Rexroth GmbH）。1980年W.Backe和H.Murrenhoff教授进行了液压直接转速控制的二次调节静液传动系统的研究，他们用的二次元件的变量油缸单出杆活塞缸。1981年至1987年间，R.Kordark、W.Backe、H.Murrenhoff、W.Nikolaus和F.Metzner等人先后提出了液压直接控制系统、液压先导控制调速系统和机液调速系统。但这些调速系统的控制性能不太理想，结构复杂，实现较困难。1982年至1987年间，H.Murrenhoff、Backe和H.J.Haas等人为提高系统的控制性能，对二次调节电液转速控制系统和电液转角控制系统进行了研究。这种系统可以是单反馈控制回路，但其阻尼比较小，控制性能不太好。为提高系统的阻尼，改善系统的控制性能，引入二次元件变量油缸位移反馈，组成双反馈回路电液转速控制系统。1987年F.Metzner提出了数字模拟混合转角控制系统，将经过电液力反馈转速控制的二次元件作为被控对象，控制算法采用数字PID控制，它能实现二次元件的转速、转角、转矩和功率控制。1988年W.Holz先生发表文章介绍此系统，并给出其应用的可能性。1993年W.Backe教授和Ch.Koegl又研究了转速和转矩控制的二次调节静液传动问题，其中包括对这两个系统中参数的解耦问题研究。1994年R.Kodak研究了具有高动态特性的电液转矩控制系统。近年来，德国汉堡国防工业大学与力士乐公司合作进行了实用性研究，把二次调节静液传动技术应用到多种机械设备的液压系统中，取得了显著的节能效果。我国从80年代末开始从事二次调节技术的研究。哈尔滨工业大学、浙江大学、中国农机研究院以及同济大学等单位都对该技术进行了不同形式的研究。1990年哈尔滨工业大学谢卓伟等用单片机组成数字闭环控制系统，并用变结构PID控制算法来控制二次元件的输出转速；中国农机研究所阎雨良等进行过二次元件调速特性的实验研究；同济大学范基等进行过二次调节系统的节能液压实验系统研制。 1.3 二次调节技术的应用及特点1.3.1 二次调节技术的的应用由于二次调节技术具有诸多优点，使它在很多领域得到广泛应用。第一套配备有二次调节闭环控制的产品是建在鹿特丹欧洲联运码头（ECT）的无人驾驶集装箱转运车CT40；德国的科那西山特号海上浮油及化学品清污船的液压传动设备配备有二次调节反馈控制系统。该系统可以使预选的撇沫泵和传输泵设备的转速保持恒定，并使之不受由于传输介质黏度的变化而引起的外加转矩变化的影响；德累斯顿工业大学通用试验台应用了二次调节反馈控制的四象限运转、能量回收及高反馈控制精度等特点。该试验台能满足实际中的严格要求；奔驰汽车公司也将二次调节技术应用于行驶模拟试验台、以及在无人驾驶运输系统的行驶驱动。它还被用于近海起重机的驱动、油田用抽油机和精轧机组的液压系统中。德国在市区公共汽车上配备二次调节传动系统后取得显著的节能效果。如图1-1所示，改造后的市区公共汽车由恒压变量泵2和二次元件4组成的轴向柱塞单元驱动。它在满载启动时能给出大约180Kw的功率，由此可使汽车在20s内加速到它的最大速度50km/h。而发动机1的功率却只有30Kw，其中150Kw的差值是从液压蓄能器3中获得的。液压蓄能器的充压是在制动过程中进行的，在这个过程中二次元件作为泵来工作，而液压蓄能器为下次的加速过程充压。系统的损失由液压泵来补偿。1. 发动机 2. 恒压变量泵 3. 蓄能器 4. 二次元件 5. 汽车后桥图1-1二次调节静液传动系统在公共汽车中应用原理图Fig.1-1 second-quiet fluid drivetrain system in the application of principles of the bus综上所述，二次调节技术可实现能量回收和重新利用，其主要应用在以下几个方面：1）位能回收 如液压驱动的卷扬起重机械。由于卷扬机械中有位能变化，采用二次调节传动技术可以回收其位能。它可用于起重机械和矿井提升机械，缆索机械的索道传动，船用甲板机械等；2）惯性能回收 如液压驱动摆动机械和实验装置。应用二次调节技术可对摆动机械在频繁起动、制动过程中产生的惯性能进行回收和再利用；3）综合节能 群控作业机械和实验装置。对于多台周期性工作设备可共用一个动力能源,这样既节省了费用,又节约了能源,这在流水作业的机械和液压实验装置中十分常见。1.3.2 二次调节技术的特点31）同传统的加载系统相比，二次调节加载系统有如下一些特点：（1）通过改变二次元件的排量来改变输出转矩的大小，进而实现对转速、位置、转矩和功率的控制。通过改变二次元件斜盘摆角的方向（过零点）来改变二次元件的转向；（2）由于二次调节系统是压力耦联系统，所以二次元件的流量与其转速和转矩的乘积成比例；（3）它是压力耦联系统，系统中的压力基本保持不变。二次元件直接与恒压油源相连，因此在系统中没有原理性节流损失，提高了系统效率；（4）二次元件（液压马达/泵）可在四个象限内运行工作，既可以工作在液压马达工况，也可以工作在液压泵工况，为能量的回收和重新利用创造了条件；（5）蓄能器回收的液压能可满足间歇性大功率的需要，在设备的启动过程中能利用蓄能器释放出的能量来加速启动过程，由此来提高系统的工作效率；（6）由于蓄能器的存在使系统中不会形成压力尖峰，可减少压力限制元件的发热，从而降低用于系统冷却的功率消耗；（7）与电力系统相似，二次元件工作于恒压网络，在这个恒压网络中可以并联多个互不相关的负载，并可实现互不相关的控制规律，而液压泵站只需按负载的平均功率之和进行设计安装；（8）二次调节系统提供了新的控制规律和控制结构。2）与电传动相比：（1）闭环控制动态响应快；（2）高功率密度，重量轻，安装空间小；（3）安装功率小。1.4 二次调节加载系统原理4二次调节静液传动系统（简称为二次调节系统）一般由恒压油源、二次元件（液压泵/马达）、工作机构和控制调节机构等组成。二次调节系统是工作于恒压网络的压力耦联系统，其工作原理是：在恒压网络中，通过调节二次元件斜盘倾角来改变二次元件排量，以适应负载（工作机构）转矩的变化，从而使负载按设定的规律变化。二次调节加载系统原理如图1-2所示。可逆式泵/马达元件与电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器等组合在一起，统称为二次元件。电动机、恒压变量泵、蓄能器、安全阀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。两个可逆式泵/马达元件以压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传感器和转矩传感器以及加载对象刚性地连接在一起。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1电动机 2恒压变量泵 3蓄能器 4安全阀 5油箱 6,18位移传感器 7,16变量液压缸 8,17电液伺服阀 9,15可逆式泵/马达元件 10转速传感器11,14控制器 12加载对象 13转矩传感器图1-2 二次调节加载系统原理Fig.1-2 Principle diagram of loading system with secondary regulation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）改变两个可逆式泵/马达元件的斜盘摆角，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，并将其转换成机械能来驱动加载对象和元件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），在两个可逆式泵/马达元件之间形成闭式循环。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。从以上分析可以得出，实现各种控制目的的最终控制量是作用在变量液压缸上，变量液压缸不同的位置使二次元件有不同的斜盘倾角，即有不同的排量。因此，二次调节的最终控制是实现对变量液压缸位置控制。1.5 减速器加载系统概述5减速器的种类很多、应用范围广，用以满足各种机械传动的不同要求。因此，减速器加载试验台系统应具备扭矩、转速可变化的条件，且其扭矩、转速的变化应是可单独调节的。减速器试验加载系统主要分为开放式和封闭式两大类。1.5.1 开放式加载系统开放式加载系统原理如图1-3所示。驱动单元由电动机(或内燃机、液压马达等)、及附属装置组成，它负责向系统提供动力(功率)，驱动转速的调节由电机调速来实现；试验单元主要由被测装置、减速器、转矩转速测量装置以及其它一些测量装置组成；负载模拟单元主要由测功机(或液压加载器、磁粉制动器等)及附属装置组成，加载转矩由测功机(或液压加载器、磁粉制动器)调定。 图1-3 开放式加载系统原理示意图Fig.1-3 Principle diagram of open type loading system开放式加载系统的工作原理及工作过程比较简单，整套设备的技术含量低，制造成本相对较低，但它的致命弱点是需要大功率动力，能量无法回收利用，效率低，因此其试验成本相对于后面所述的封闭式加载系统来说较高。1.5.2 封闭式加载系统封闭式加载系统又分为电力封闭式、机械封闭式和液压封闭式几种。1）电力封闭式加载系统这种加载系统的原理如图1-4所示。驱动单元由交流（或直流）电动机及附属装置组成，驱动转速的调节由电机调速来实现；试验单元与开放式相同；负载模拟单元由交流（或直流）发电机及附属装置组成，负载转矩由发电机形成。负载发电机产生的电能通过电网加以回收并反馈给驱动电机，形成封闭的功率流，从而降低试验能耗，系统效率高。但由于功率回收技术是一项专业性非常强的技术，整套装置的成本非常高，又由于回收过程的回收效率受加载负荷的影响较大，而且对于大功率加载系统来说，试验台及电动机体积庞大，试验不同型号减速器时调整困难。另外，在系统动载变化较大时，可能对电网造成较大的冲击。2）机械封闭式加载系统 这种加载系统的原理图如图1-5所示。它将原来单纯由电机提供功率（转矩、转速），分解为由两套装置分别向系统提供转矩和转速，由转速提供装置(电动机)向系统提供所需要的转速，同时由转矩施加装置（液压加载器）向系统提供试验所需要的转矩。在这个过程中，转矩被封闭在一个由两个变速传动装置、两个转矩转速测量装置、一个转矩施加装置、被试件和陪试件所组成的封闭机械系统中，它不再对转速提供装置(电动机)产生影响，电动机所提供的动力，仅仅是用来平衡系统运动过程中产生的机械损耗，从而降低了电动机的功率消耗。这种加载系统的转速通过电机调速进行调节，转矩通过调节液压加载器油源系统溢流阀的开启压力来设定，不易实现自动控制。因此，这种加载系统不适用于动态模拟加载试验。图1-4 电力封闭式加载系统原理示意图Fig.1-4 Principle diagram of closed type electric loading system图1-5 机械封闭式加载系统原理示意图Fig.1-5 Principle diagram of closed type mechanical loading system3）液压封闭式加载系统 这种加载系统的原理如图1-6所示。驱动单元由油源、液压马达及相关液压元件组成，它负责向系统提供动力(功率)，通过对液压马达流量和斜盘摆角的调节，来满足对不同驱动转速的要求；试验单元与前述系统相同；负载模拟单元由液压泵及相关液压元件等组成，通过控制液压泵的斜盘摆角，可模拟各种工况下的负载转矩。负载模拟单元产生的液压能通过液压网络加以回收，并直接反馈给驱动单元，形成封闭的功率流，从而降低试验能耗，系统效率高。系统加载过程中所形成的动载影响，基本被限制在液压系统内部，对电网的冲击很小。如果将图1-6中的液压马达和液压泵换成二次元件，就构成了二次调节加载系统。由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，所以系统的静、动态性能好，可对各种复杂工况进行模拟。因此，将这种二次调节式加载系统用于减速器加载试验，是十分理想的。 图1-6液压封闭式加载系统原理示意图Fig.1-6 Principle diagram of closed type hydraulic loading system1.6 论文主要研究内容1）对基于二次调节的减速器加载系统进行深入的理论分析，建立减速器加载系统的数学模型，并绘制方框图；2）对对驱动单元转速控制系统进行刚度特性分析；3）对驱动变速箱的轴及齿轮等传动零部件进行详细的设计，并对其作校核。2 减速器模拟加载系统数学模型2.1 概述减速器加载试验按减速器的重要性分为型式检验、出厂检验、温升检验等几种检验方式。型式检验主要针对最新研制的减速器的一种检验方式，包括装配及连接尺寸检验，空载试验，效率试验，温升试验，噪声试验，超载试验，耐久试验；出厂检验针对现有成熟减速器进行的出厂前检验，包括装配及连接尺寸检验，出厂空载试验，出厂温升试验，出厂噪声试验；温声试验主要针对检修完毕的减速器进行的性能测试。本章针对减速器模拟加载系统，建立较为精确的数学模型。数学模型包括有微分方程、状态方程及变量图、传递函数及方块图等。2.2 减速器模拟加载试验台组成与原理2.2.1 试验台各部分组成及其功用减速器加载试验台如图2-1所示，由恒压油源及管路系统、模拟加载系统、控制系统、机械台架四部分组成。恒压油源为整个模拟加载单元提供恒定压力，同各种液压元件及管路一起构成恒压网络。恒压油源主要由两台Rexroth公司的A4VSO180DP型轴向柱塞式恒压变量泵和一台双联叶片式定量泵组成，柱塞泵为系统提供恒定的高压油源，叶片泵为二次元件及主泵提供背压，并通过给系统补充冷油的方式来实现系统的冷却。当然，油源部分还包括高低压溢流阀、卸荷阀、蓄能器、油液过滤器及风冷却器等。模拟加载系统实现对试验对象减速器的驱动和加载的模拟，它包括驱动单元、二次输出加载单元。驱动单元主要由两个Rexroth公司的A4VSO250型轴向柱塞元件串联而成的双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器组成，该单元用来模拟减速器的驱动。二次输出加载单元主要由双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器组成，该单元用来模拟传感器二次输出端的负载。控制系统由PC计算机、工业控制计算机、数据采集卡、数字显示仪和用来控制油源启停的PLC控制器等组成，该部分主要完成整个系统的连续量和开关量的控制、数据采集、系统状态监测、系统状态超限保护等。机械支架和试验平台提供加载试验对象减速器、联轴器及加载二次元件的支撑和连接。其中模拟加载系统为整个试验台的核心部分，也是本课题的研究对象。2.2.2 模拟加载系统原理由图2-2可见，二套二次元件的液压端口共同并联于恒压网络上，机械端口通过各转 1-PC机（上位机） 2-工控机（下位机） 3-采集卡4-弹性联轴器（4个） 5-转矩转速传感器（2个） 6-齿轮联轴器（2个）图2-1减速器加载实验台组成Fig. 2-1 The reducer gear experiments composition速转矩传感器、弹性联轴器、变速器、加载试件等连接在一起。二次元件1工作于马达工况，用来模拟减速器发动机驱动轴动力，它同转速传感器、控制器1等构成驱动转速控制系统；二次元件2工作于泵工况，用来对减速器二次输出端加载，为转矩控制方式，它同相应的转矩传感器2、控制器2，构成二次输出加载转矩控制系统。在转速控制系统和转矩控制系统中，都包含有内环和外环两种控制回路，由对应于各二次元件的电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器LVDT构成阀控缸回路（内环），再加上相应的二次元件、转速感器或转矩传感器，就构成了转速控制回路或转矩控制回路（外环）。当系统进行工作时，二次元件1（马达）由恒压网络获取液压能，并将其转换成机械能来驱动加载试件和二次元件2（泵），实现模拟加载。同时，二次元件2（泵）将机械能转换成液压能后又直接回馈给恒压网络，重新用来驱动二次元件1（马达），在二次元件1（马达）和二次元件2（泵）之间，功率流形成闭式循环。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，而驱动二次元件1（马达）所需的大部分能量都来自二次元件2（泵）。因此，该加载系统实现了能量回收与利用，系统效率高。由于二套二次调节系统同样设置有转速传感器和转矩传感器，可以任意将其调整为转速控制状态（作为驱动单元）和转矩控制状态（作为加载单元），因此可以按被试件的要求，设置其中一套二次调节系统作为驱动单元，另外1套作为加载单元。 图2-2模拟加载系统原理图Fig.2-2 Principle diagram of simulation loading system2.3 模拟加载系统的方块图模型2.3.1 二次元件阀控缸的方块图模型减速器模拟加载系统所用核心部件为Rexroth公司的A4VS0250 DS型二次元件，其原理如图2-3所示。它由可逆式轴向柱塞泵，马达单元、电液伺服阀、变量油缸、安全保护阀、位移传感器(LVDT)、滤油器以及防气蚀单向阀等组成。它具有快速的响应特性，能工作在四个象限，既可用做马达也可用做泵，具有很好的转速、转矩控制特性，没有节流损失，功率损失小。 1-轴向柱塞单元 2-变量液压缸 3-电液伺服阀 4-安全保护阀 5-滤油器 6-位移传感器7-码盘 8-防气蚀单向阀 9-二位三通电磁阀 B-高压油口 S-低压油口图2-3 A4VSO250DS型二次元件原理图Fig.2-3 Picture and principle diagram of A4VSO250DS type secondary unit由上所说，二次元件用作马达时，其控制方式为转速控制；用作泵时，其控制方式为转矩控制，但两种控制方式的阀控缸(内环)是相同的，都是由电液伺服阀、变量液压缸、位移传感器LVDT构成的。由图2-3可见，阀控缸回路就是对称伺服阀控制对称液压缸回路，下面分别列写出该回路各元件的数学模型5。1）电液伺服阀电液伺服阀的传递函数通常用二阶振荡环节表示，即 (2-1)如果系统的频宽较低时，伺服阀的传递函数可用一阶惯性环节表示，即 (2-2)当系统的频宽远小于伺服阀的固有频率时，伺服阀的传递函数可近似为比例环节，即 (2-3)式中 第个二次元件电液伺服阀的输出流量（m/s）； 第个二次元件电液伺服阀的输入电压(v)； 第个二次元件电液伺服阀的固有频率(rads)； 第个二次元件电液伺服阀的阻尼比(无因次)； 第个二次元件电液伺服阀的流量增益（ms）v）； 第个二次元件电液伺服阀的时问常数（s）； 二次元件序号，=1，2，分别对应于驱动、二次输出加载二次元件。2）变量液压缸 变量液压缸的流量连续性方程为 (2-4)式中 变量液压缸的流量（ms）； 变量液压缸活塞的位移（m）； 变量液压缸的有效作用面积（m）； 变量液压缸的泄漏系数(m/s)/ Pa)； 变量液压缸两腔的总容积（m）； 液压油的体积弹性模量(N/m2)； 第i个变量液压缸的进出口压差（bar）。变量液压缸的力平衡方程为 (2-5)式中 变量液压缸活塞与斜盘的等效质量（kg）； 变量液压缸的阻尼系数(N/（m/s）)； 作用于变量液压缸活塞上的外负载力（N）； 负载的弹簧刚度（N/m），没有弹性负载时，=0； 第i个变量液压缸的进出口压差（bar）。3）位移传感器位移传感器视为比例环节，其传递函数为 (2-6)式中 位移传感器的变换系数（V/m）；对式(2-4)、式（2-5）进行拉式变换得 (2-7) (2-8) 由式(2-1)、式(2-6)、式(2-7)和式(2-8)，可画出阀控缸的传递函数方块图，如图2-4所示，输入的是电压量，输出的是液压缸的位移，经过一套连杆机构，将液压缸的位移转换为可逆式泵马达元件的斜盘摆角，因此将排量控制也称为摆角控制。 图2-4阀控缸方块图Fig.2-4 Block diagram of prestage displacement control2.3.2 驱动单元转速控制的方块图模型减速器模拟加载系统驱动单元物理模型如图2-5 a)所示，驱动单元的组成如图2-5 b)所示，它包括双联驱动二次元件、弹性联轴器、转速传感器、驱动变速器以及齿轮联轴器等。下面分别列出它们的有关方程。1）二次元件排量方程为 (2-9)且有如下关系式 (2-10)式中 二次元件的排量（m/rad）；二次元件的最大排量（m/rad）； 二次元件变量斜盘的摆角(deg)；二次元件变量斜盘的最大摆角（deg）； 二次元件变量液压缸活塞的位移（m）；二次元件变量液压缸活塞的最大位移（m）； 变量液压缸活塞位移对斜盘摆角的变换系数（degm）。脚标是二次元件的序号，此处指的是驱动单元二次元件，故应取扣=1。 a） b）图2-5驱动单元组成与物理模型Fig.2-5 Constitution and physical model of drive unit2）双联驱动二次元件的力矩平衡方程为 (2-11)式中 二次元件的理论输出转矩(Nm)； 二次元件的实际输出转矩（Nm）； 二次元件转动件和弹性联轴器输入轴的等效转动惯量（kgm2）； 二次元件的等效阻尼系数(Nm/(rad/s)；二次元件的转角（rad）； 二次元件的进出油口压差（N/m）； 二次元件的排量（m/rad）。 3）弹性联轴器的力矩平衡方程为 (2-12)式中 弹性联轴器的扭转刚度系数(Nm/rad)； 弹性联轴器的输出轴转角(rad)。4）转速传感器的力矩平衡方程为 (2-13)式中 转速传感器的输出轴转矩(Nm)； 弹性联轴器输出轴、转速传感器和弹性联轴器输入轴的转动惯量之和（kgm2）。5）转速传感器视为比例环节，其传递函数为 (2-14)式中 转速传感器的变换系数V/（rads）。6）弹性联轴器的力矩平衡方程为 (2-15)式中 驱动变速器的输入轴转矩（Nm）； 弹性联轴器的扭转刚度系数(Nm/rad)； 驱动变速器的输入轴转角(rad)。7）驱动变速器及齿轮联轴器的力矩平衡方程为 (2-16) (2-17)式中 减速器输入轴转矩(Nm)； 减速器输入轴转角(rad)； 驱动变速器的总传动比(无因次)； 弹性联轴器输出轴、驱动变速器、齿轮联轴器 (包括试件输入加载轴)的等效转动惯量(向驱动变速器输入轴等效)（kgm2）； 变速器及齿轮联轴器的等效阻尼系数（Nm/（rad/s）。对式(2-9)式(2-13)和式(2-15)式(2-17)进行拉氏变换得 (2-18) (2-19) (2-20) (2-21) (2-22) (2-23) (2-24) (2-25)由式(2-14)、式(2-18)、式(2-25)和阀控缸方块图，可以画出驱动单元转遽控制系统(至试件输入端)的传递函数方块图，如图2-6所示。和表示两个柔性环节弹性联轴器的影响。图2-6驱动单元转速控制系统方块图Fig.2-6 Block diagram of drive unit speed control system2.3.3 加载单元转矩控制的方块图模型二次输出加载单元采用双联二次元件进行加载，下面建立它的数学模型。二次输出加载单元转矩控制物理模型如图2-7 a)所示。转矩控制的方块图模型如图2-7 b)所示，二次输出加载单元由双联加载二次元件、弹性联轴器、转矩传感器、二次输出变速器及齿轮联轴器等组成。 a)b)图2-7二次输出加载单元组成与物理模型 Fig.2-7 Constitution and physical model of secondary output loading unit1）二次输出变速器和齿轮联轴器C的力矩平衡方程为 (2-26) (2-27)式中 减速器二次输出轴转矩(N*m)； 二次输出变速器的输出轴(弹性联轴器输入轴)转矩（Nm）； 二次输出变速器的总传动比(无因次)； 齿轮联轴器 (包括二次输出加载轴)、二桥变速器和弹性联轴器 输入轴的等效转动惯量(向二次输出变速器的输入轴等效)( kgm2) 试件二次输出轴转角(rad)； 齿轮联轴器二次输出变速器和弹性联轴器的等效阻尼系数（Nm/(rad/s)）； 二次输出变速器的输出轴(弹性联轴器的输入轴)转角（rad）。 2）弹性联轴器的力矩平衡方程为 (2-28)式中 弹性联轴器的扭转刚度系数（Nm/rad）； 弹性联轴器的输出轴转角（rad）； 转矩传感器的输入轴转矩（Nm）。 3）转矩传感器的力矩平衡方程为 (2-29)式中 转矩传感器的输出轴转矩，也是双联二次元件的实际输入 转矩(Nm); 转矩传感器的转动惯量(kgm2)。 4）弹性联轴器的力矩平衡方程为 (2-30)式中 双联二次元件的输入轴转角(rad)。 5）二次输出单元二次元的力矩平衡方程为 (2-31)式中 二次元件的进出油口压差(N/m)； 二次元件的排量(mrad)； 二次元件的转动件、输入轴及弹性联轴器输出轴的等效转动惯量(kgm2)； 二次元件是的阻尼系数(Nm/(rad/s)。 6）转矩传感器视为比例环节、其传递函数为 (2-32)式中 转矩传感器的变换系数(V/(Nm)。 对式(2-26)式(2-31)进行拉氏变换得 (2-33) (2-34) (2-35) (2-36) (2-37) (2-38)由式(2-32)式(2-38)以及阀控缸方块图，可以画出二次输出加载单元转矩控制系统的传递函数方块图，如图2-8所示。图2-8二次输出加载单元转矩控制系统方块图Fig.2-8 Block diagram of torque control system of secondary outout loading unit2.3.4 整个模拟加载系统的方块图模型整个减速器模拟加载系统的物理模型如图2-9所示，它由前述加载驱动及加载单元的物理模型综合而成。另外通过对驱动单元转速控制方块图的分析可知，驱动单元的转矩由负裁决定，负载转速由驱动转速决定，所以还应推导出驱动转矩与负载转矩之间；负载转速与驱动转速之间的对应关系。由式(2-16)、式(2-17)、式(2-26)、式(2-27)可得 (2-39) (2-40) (2-41) (2-42) 式中 各变速器、试件及它们之间连接件在驱动变速器输入轴上的等效 转动惯量(kgm2)； 各变速器、试件及它们之间连接件在驱动变速器输入轴上的等效阻尼系数(Nm/(rad/s)。图2-9整个模拟加载系统的物理模型Fig.2-9 Physical model of entire simulation loading system根据式(2-42)所确立的与之间关系和式(2-23)、式（2-24）、式(2-39)所确立的与之间关系，可将图2-6、图2-7所示的各单元方块图模型、在输出端联接在一起，得到整个减速器模拟加载系统的传递函数方块图模型，如图2-10所示。图2-10 整个模拟加载系统的方块图Fig.2-10 Block diagram of entire simulation loading system2.4 本章小结本章介绍了减速器模拟加载试验台的组成与原理，着重考虑系统各柔性环节等的影响，建立了整个模拟加载系统的传递函数方块图模型。由所建立的模型可以看出，该减速器模拟加载系统为单输入单输出系统，包括驱动单元转速控制系统、二次输出加载转矩控制系统。每一系统都为双闭环控制，两个内闭环阀控缸完全相同。方块图模型清晰地描述了2个弹性联轴器柔性环节的影响，体现出各系统之间的相互作用关系，另外通过传递函数方块图模型清楚地看出，驱动单元的转矩由负裁决定，负载转速由驱动转速决定，所以驱动转矩与负载转矩之间、负载转速与驱动转速之间有着耦合关系。3 减速器模拟加载系统特性分析3.1 概述由第2章可知，本减速器模拟加载系统为单输入单输出、双闭环控制的耦合系统，内闭环为阀控缸，外闭环分别为驱动单元转速控制、二次输出加载单元转矩控制。该模拟加载系统的性能主要取决于如下几方面因素：1）系统固有参数，如电液伺服阀的固有频率和阻尼比、机械系统等效转动惯量和等效阻尼系数、变量液压缸活塞的有效作用面积以及各传感器的变换系数等；2）内外控制器参数；3）系统柔性环节，如弹性联轴器等；4）耦合干扰，即系统压力波动、驱动转速波动和加载转矩波动的影响；5）管路动态；6）控制方法。本章主要对驱动单元转速控制系统刚度特性分析。3.2 驱动单元转速控制系统刚度特性分析对于如图2-4所示的阀控缸模型方块图，若忽略作用于变量液压缸活塞上的外负载力，则可得电液伺服阀输出流量对活塞位移的传递函数为 (3-1) 式中的参数为主要由变量液压缸泄漏产生的系数，其值一般都比大得多，因此项与1相比可忽略不计。另外，本阀控缸中的弹性负载较小，可认为0。于是式(3-1)可简化为 (3-2) (3-3) (3-4)式中 第个变量液压缸的固有频率(rad/s)；第个变量液压缸的阻尼比(无因次)；若小到可以忽略不计时，则可用下式表示 (3-5)在本系统中，变量液压缸的活塞有效作用面积较大，有效容积和活塞质量都较小，由式(3-3)可知，变量液压缸的固有频率很高，同固有频率相对较低的伺服阀相比，可将其二阶振荡环节略去，于是变量液压缸可简化为一个积分环节。电液伺服阀作为二阶振荡环节来考虑，则阀控缸方块图如图3-1所示。 图3-1 阀控缸简化方块图Fig. 3-1 Simplified block diagram of prestage displacement control阀控缸闭环传递函数为 (3-6) 式中 阀控缸一阶惯性环节的转折频率(rad/s)；阀控缸二阶振荡环节的固有频率(rad/s)；阀控缸二阶振荡环节的阻尼比(无因次)。由式(3-6)可知，本系统的阀控缸由一阶惯性环节和二阶振荡环节复合而成。参照图2-6所示的驱动单元转速控制系统方块图，阀控缸采用图3-1 所示的方块图模型，忽略加载系统中各弹性联轴器的柔性和液压管路的阻力损失，并将所有机械件的转动惯量和阻尼向驱动二次元件输出轴进行等效，最后得到驱动单元转速控制系统的简化方块图，如图3-2所示。图3-2 驱动单元转速控制系统简化方块图Fig. 3-2 Simplified block diagram of drive unit speed control system当外环控制器采用PID控制时，以负载转矩为 输入、以转速为输出的开环传递函数和闭环传递函数分别为 (3-7) (3-8) 式中 所有机械件在驱动二次元件输出轴上的等效转动惯量(kgm2)；所有机械件在驱动二次元件输出轴上的等效阻尼(Nm/(rad/s)。由式(3-7)可得系统的开环速度刚度为 (3-9) 由式(3-8)可得系统的闭环速度刚度为 (3-10)由式(3-9)和式(3-10)可知，当外环控制器采用PID控制时，开环速度刚度为0，而闭环速度刚度与二次元件进出口压差、排量系数、外环控制器积分常数、位移角度变换系数和转速传感器变换系数成正比，与内环位移传感器变换系数成反比。当系统元件给定时，除了和外，其它参数是一定的，因而适当加大二次元件进出口压差和外环控制器积分常数，可提高系统闭环速度刚度。3.3 本章小结本章对减速器模拟加载系统的刚度特性进行了分析，并得到如下一些结论：1）在本系统中，变量液压缸的活塞有效作用面积较大，有效容积和活塞质量都较小，使变量液压缸的固有频率很高，因此变量液压缸可简化为一个积分环节。 2）不考虑压力管路阻力损失的理想情况下，驱动单元转速控制系统开环速度刚度为零。闭环速度刚度由式(3-10)决定，当系统元件给定时，适当加大二次元件进出口压差、开环增益和外环控制器积分常数，可提高系统闭环速度刚度。4 减速器加载试验台驱动变速箱的设计4.1 概述减速器加载试验台是大功率、高载荷的试验台，它主要由驱动单元、加载单元、控制系统、机械支架及试验平台组成。驱动单元和加载单元是该平台的核心部分，对于液压加载试验台来说，加载单元只有德国力士乐公司的产品符合要求，其它的产品均不能达到令人满意的程度。我国的这类产品更是少之又少，而且也不能完全满足要求，并且性能也不太稳定。4.2 驱动变速箱的参数计算7图4-1是驱动变速箱传动系统图8，从图中可以看出轴、轴和轴分别有滑移齿轮。轴最大输入转速为2300r/min，二次加载元件最大排量为250ml/r，二次加载元件工作压差为30.5MPa，二次加载元件输出扭矩为1174N.m，轴最大输入扭矩为2348N.m，轴最大输入功率为565kw。 图4-1 驱动变速箱传动系统图Fig. 4-1 driven transmissions drivetrain system4.2.1 传动方案的确定如何分配各级传动比，是传动装置设计中又一个重要问题。传动比分配的合理，可以见效传动装置的外廓尺寸和重量，达到结构紧凑，降低成本的目的，还可以得到较好的润滑条件。图4-2为变速箱传动比的分配。分配传动比如下：（最大传动比）（最小传动比）4.2.2 最大扭矩的计算 (4-1) N.m同理，其它各轴扭矩为 N.m； N.m； N.m； N.m； N.m。4.2.3 最大转速的计算 (4-2) r/min同理，其它各轴转速为 r/min； r/min； r/min； r/min； r/min。 图4-2 驱动变速箱传动比分配图Fig. 4-2-driven transmissions transmission than distribution maps 4.3齿轮的设计94.3.1选择齿轮材料10小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢 ，正火处理，；按国家标准，分度圆上的压力角；对于正常齿，齿顶高系数，顶隙系数。4.3.2确定齿轮传动精度等级按下式估取圆周速度： (4-3) m/s同理，可得其它齿轮的圆周速度：m/s；m/s；m/s；m/s；m/s；m/s。各轴齿轮精度均为第公差组，轴、轴齿轮精度等级为5，轴、轴齿轮精度等级为6，轴、轴的公差精度等级为7，轴齿轮的公差精度等级为8。4.3.3齿轮传动几何尺寸计算1）轴齿轮传动几何尺寸计算轴小齿轮传动几何尺寸计算：分度圆直径： (4-4) mm齿顶高： (4-5) mm齿根高： (4-6) mm齿全高： (4-7) mm 齿顶圆直径： (4-8) mm 齿根圆直径： (4-9) mm基圆直径： (4-10) mm齿距： (4-11) mm齿厚： (4-12) mm齿槽宽： (4-13) mm基圆齿距： (4-14) mm法向齿距： mm (4-15) 顶隙： (4-16) mm同理可得轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶高直径mm，齿根高mm，齿全高直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，齿距直径mm，齿厚直径mm，齿槽宽mm，基圆齿距mm，法向齿距mm，顶隙mm。2）由公式(4-13)公式(4-25)同理可得其它各轴齿轮传动几何尺寸，如下：轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴大齿轮传动几何尺寸相同。轴中齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴大齿轮传动几何尺寸相同。轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶高直径mm，齿根高mm，齿全高直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，齿距直径mm，齿厚直径mm，齿槽宽mm，基圆齿距mm，法向齿距mm，顶隙mm。轴齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴中齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴中齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴中齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴大齿轮传动几何尺寸与轴大齿轮传动几何尺寸相同。轴小齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。轴大齿轮传动几何尺寸：分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，齿根圆直径mm，基圆直径mm，其余传动几何尺寸与轴小齿轮传动几何尺寸相同。4.3.4各轴齿轮中心距的计算轴与轴的中心距： (4-17) mm同理，其它各轴齿轮的中心矩为 mm； mm； mm； mm； mm。4.3.5齿轮齿宽的计算齿宽系数按齿轮相对轴承为非对称布置取=0.8。1）轴齿宽： (4-18) mm轴大齿轮齿宽为：mm，小齿轮齿宽： (4-19) mm2）同理可求得其它轴的齿轮齿宽：轴大齿轮齿宽mm，小齿轮齿宽mm，中齿轮齿宽mm；轴齿轮齿宽mm；轴大齿轮齿宽mm，小齿轮齿宽mm，中齿轮齿宽mm；轴大齿轮齿宽mm，小齿轮齿宽mm，中齿轮齿宽mm；轴大齿轮齿宽mm，小齿轮齿宽mm，中齿轮齿宽mm；轴大齿轮齿宽mm，小齿轮齿宽mm。4.3.6齿根弯曲疲劳强度校核1）轴齿轮强度校核载荷系数： (4-20)式中 轴使用系数； 轴动载荷系数； 轴齿向载荷分布系数； 轴齿间载荷分配系数，并插值。所以。 (4-21)式中 轴齿形系数，小齿轮，大齿轮；轴应力修正系数，小齿轮，大齿轮；轴重合度系数=0.71。所以小齿轮 N/mm2，大齿轮 N/mm2。 许用弯曲应力： (4-22)式中 轴弯曲疲劳极限，小轮 N/mm2,大轮 N/mm2； 轴弯曲寿命系数，； 轴尺寸系数； 轴安全系数。所以轴小齿轮 N/mm2，轴大齿轮 N/mm2。故，轴齿轮弯曲强度足够。2）轴齿轮强度校核载荷系数： (4-23)式中 轴使用系数； 轴动载荷系数； 轴齿向载荷分布系数； 轴齿间载荷分配系数，并插值。所以。 (4-24)式中 轴齿形系数，小齿轮，大齿轮；轴应力修正系数，小齿轮，大齿轮；轴重合度系数=0.68。所以小轮N/mm2，大轮N/mm2。 许用弯曲应力： (4-25)式中 轴弯曲疲劳极限，小轮 N/mm2,大轮 N/mm2； 轴弯曲寿命系数，； 轴尺寸系数； 轴安全系数。所以轴小齿轮 N/mm2，轴大齿轮 N/mm2。故，轴齿轮弯曲强度足够。同理，其它轴的齿轮弯曲强度也足够，满足要求。4.4 轴的设计114.4.1 轴的设计1）作用在齿轮上的圆周力、径向力、和轴向力的大小如下：圆周力： (4-26) N径向力： (4-27) N法向力： (4-28) N2) 确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=110，可得：=A (4-29)=110=68.89 mm 3) 联轴器的选择联轴器的转矩计算： (4-30) = =3756800 N.mm式中 根据工作情况选取；根据工作要求选用GB50148512的HL型弹性柱销联轴器，型号为HL7，许用转矩N.m。轴联轴器的孔径mm，因此取轴段1的直径mm。联轴器的轮毂总宽度mm（Y型孔轴），与轴配合的毂孔长度mm。 4) 轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段1的直径mm，取挡圈直径mm。为保证轴端挡圈压紧联轴器，轴段1的长度应比联轴器配合段毂孔长度（L=142mm）略短23mm，取mm。轴段2 为了联轴器的轴向定位，轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度5mm（h0.07d1），所以轴段2的直径mm；根据轴承端面结构轴承端盖厚9.6mm，此轴还应该加旋转轴唇形密封圈作为密封装置，此油封主要优点是密封性能好，结构简单，制造容易，价格便宜。初步确定轴段2的长度mm。轴段3 该段安装滚动轴承。考虑轴承承受径向力，选择深沟球轴承。取轴段直径mm，选用GB/T276-9413深沟球轴承60000型02系列6216型两个，尺寸=；在轴承左边安装一个弹性挡圈，尺寸为mm；为拆装方便轴段3长度mm。 轴段4 为了轴承的轴向定位，轴段4右端制出定位轴肩，取轴肩高度6mm（h0.07d3），所以轴段4的直径mm，取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。此轴安装了滑移齿轮，为了使滑移齿轮有一定的空间滑动，轴段长度应取mm。 轴段5 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。5) 轴上零件的周向定位联轴器与轴的轴向定位采用GB109579，GB10967914型的A型普遍平键定位，按70mm平键截面尺，110mm,联轴器与轴的配合为H7/t615；轴上滑移齿轮采用矩形花键16进行周向定位，尺寸为。6）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4,轴端倒角取245。4.4.2 轴的设计1）同理，由轴的设计中可得 N； N；N。2) 确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=109，可得：=A (4-31)=109=84.70 mm 3) 轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 此轴轴端用挡圈定位，按轴段1的直径mm，取轴用弹性挡圈直径mm。轴段1安装了两个GB/T276-94的6217型深沟球轴承，尺寸为；轴承端盖厚9.6mm；轴段1长度mm。轴段2 轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度6mm（h0.07d1），所以轴段2的直径mm；取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。轴段2上安装了三个齿轮，估算mm。轴段3 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。4) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型平键联接，轴段直径mm，选用键的尺寸为。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4，轴端倒角取245。4.4.3 轴的设计1）同理，由轴的设计中可得56063 N；20405 N；59661 N。2) 确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=109，可得：=A (4-32)=109=94.76 mm 3) 轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 此轴轴端用挡圈定位，按轴段1的直径mm，取轴用弹性挡圈直径mm。轴段1安装了两个GB/T276-94的6218型深沟球轴承，尺寸为；轴承端盖厚9.6mm；轴段1长度mm。轴段2 轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度7.5mm（h0.07d1），所以轴段2直径mm；取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。轴段2上安装了一个齿轮，为了固定齿轮位置，在齿轮右端加一个轴用弹性挡圈，挡圈直径mm，估算mm。轴段3 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。4) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型平键联接，轴段直径mm，选用键的尺寸为。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4，轴端倒角取245。4.4.4 轴的设计1）同理，由轴的设计中可得43071 N；15676 N；45838 N。2) 确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=110，可得：=A (4-33)=110=97.80 mm 3) 轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 此轴轴端用挡圈定位，按轴段1的直径mm，取轴用弹性挡圈直径mm。轴段1安装了两个GB/T276-94的6222型深沟球轴承，尺寸为；轴承端盖厚9.6mm；轴段1长度mm。轴段2 轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度7.5mm（h0.07d1），所以轴段2直径mm；取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。轴段2上安装了一个固定齿轮和两个滑移齿轮，为固定好不动的齿轮，在齿轮右边加一个轴用弹性挡圈，挡圈直径mm，估算mm。轴段3 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。4) 轴上零件的周向定位定齿轮与轴的周向定位采用A型平键联接，轴段直径mm，选用键的尺寸为，滑移齿轮与轴的联接采用花键，尺寸为。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4，轴端倒角取245。4.4.5 轴的设计1）同理，由轴的设计中可得61512 N；22389 N；65460 N。2）确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=107，可得：=A (4-34)=107=109.79 mm 3）轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 此轴轴端用挡圈定位，按轴段1的直径mm，取轴用弹性挡圈直径mm。轴段1安装了两个GB/T276-94的6222型深沟球轴承，尺寸为；轴承端盖厚9.6mm；轴段1长度mm。轴段2 轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度7.5mm，所以轴段2直径mm；取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。轴段2上安装了三个齿轮，为了与轴的滑移齿轮更好的相啮合，在轴最下面的齿轮左端安装一个轴用弹性挡圈，尺寸为mm，估算mm。轴段3 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型平键联接，轴段直径mm，选用键的尺寸为。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4，轴端倒角取245。4.4.6 轴的设计1）同理，由轴的设计中可得61512 N；22389 N；65460 N。2）确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理，按公式初估轴的最小直径，查表取A=107，可得：=A (4-35)=107=109.79 mm 3）轴的结构设计按轴向定位要求确定各轴段直径和长度：轴段1 此轴轴端用挡圈定位，按轴段1的直径mm，取轴用弹性挡圈直径mm。轴段1安装了两个GB/T276-94的6222型深沟球轴承，尺寸为；轴承端盖厚9.6mm；轴段1长度mm。轴段2 轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度7.5mm，所以轴段2直径mm；取齿轮距箱体内壁的距离mm，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离s，现取8mm。轴段2上安装了三个齿轮，一个固定齿轮，两个滑移齿轮，估算mm。轴段3 该段安装滚动轴承，直径mm，长度取mm。4）轴上零件的周向定位定齿轮与轴的周向定位采用A型平键联接，轴段直径mm，选用键的尺寸为；滑移齿轮与轴采用花键联接，花键尺寸为。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径取4，轴端倒角取245。4.4.7 轴
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