二次调节加载试验台设计

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，大型重载等特种车辆，这方面的要求就更高。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，因此为了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载试验，检测各项工作性能和可靠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，工况复杂多变，要对其进行接近实际条件下的全面试验，在普通试验台上是很难完成的。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1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2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，但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。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备，它是国内成功应用二次调节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、加载功能可互换；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、重量轻、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。1绪论11国内外二次调节技术研究发展概况二次调节技术是20世纪70年代末80年代初开始发展起来的一种新型静液传动技术，近年来越来越受到人们的重视，它在诸如大型加载试验台、车辆传动、造船工业、钢铁工业等许多领域获得了广泛的应用，并表现出许多独特的优点。由于这项技术的成功利用，使得液压技术向前推进了一大步。二次调节技术起源于德国，从事这项技术的研究也主要限于德国。目前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和博士力士乐有限公司BOSCHREXROTHGMBH。国外该研究方向的代表人物主要有德国汉堡国防工业大学的HWNIKOLAUS教授、亚琛工业大学的WBACKE教授以及力士乐公司的RKODAK先生等3。1977年，HWNIKOLAUS教授首先提出二次调节静液传动的概念15。1980年，WBACKE教授和HMURRENHOFF先生开始利用单出杆变量油缸的二次元件进行液压直接转速控制的二次调节系统的研究14。1981年，HWNIKOLAUS教授采用双出杆变量油缸的二次元件进行液压直接转速控制的二次调节系统的研究16,17。在这种液压直接转速控制的二次调节系统中，用测速泵来作为二次元件输出转速的检测和反馈元件。由于测速泵的最小感知转速较高，当所要求的转速低于最小感知转速时，不能真实地检测转速值。因此，这种系统的调速范围比较小，最低工作转速也比较高。1982年开始研究液压先导控制二次调节系统，其中有机液位移反馈调速和机液力反馈调速两种调速形式。从1983年开始研究电液转速控制的二次调节系统和电液转角控制的二次调节系统18,19,20。在电液控制系统中，用测速电机作为二次元件输出转速的检测和反馈元件，它的最小感知转速低，系统的调速范围大，消耗的能量少，系统的效率高。此后又有一系列关于对二次调节系统的研究，其中有对单反馈和双反馈电液转速控制二次调节系统的研究等。1987年，FMETZNER为提高系统的控制性能，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，用数字PID控制方法，实现位置转角、转速、转矩和功率控制。1993年，WBACKE和CHKOEGL又研究了转速和转矩控制的二次调节问题21，其中包括对这种系统中两个参数的解耦问题的研究。1994年，RKODAK先生研究了具有高动态特性的电液转矩控制二次调节系统，并在四轮驱动车上进行了实物试验。1995年，德国力士乐公司为德累斯顿工业大学内燃机和汽车研究所研制了大功率、用于旋转试件并接近于实际运行条件的二次调节反馈控制试验台。从此，这一技术开始逐渐应用到生产实际中，并不断地扩大应用范围。目前在德国，这项技术已进入实用阶段，在许多与液压相关的领域获得了成功利用。以力士乐公司为代表，在二次调节技术方面，具有多项专利技术，用于二次调节的二次元件和控制器等也有多种系列产品。在国内，从事二次调节技术的研究起步较晚，直到20世纪80年代末才开始这方面的研究。1989年，哈尔滨工业大学的谢卓伟博士首先对二次调节系统的原理及其机液，电液调速特性进行了理论分析，并于1990年在哈尔滨工业大学机械工程系液压传动与气动实验室内的试验台上，用单片机组成闭环控制系统进行试验研究，提出了用变结构PID控制算法来控制二次元件的转速，并取得了一定的成果。1992年，蒋晓夏博士对二次元件的模型进行了一定的简化4，同时研究了用微机控制的二次调节系统，并引入了仅需要输入输出信号的二次调节全数字自适应控制系统。浙江大学的金力民等根据二次调节系统的数学模型，研究了低速滞环问题，并采用非线性补偿算法来克服低速滞环5。中国农机研究所的闫雨良等也进行过二次元件调速特性的试验研究，并且应用到遥控装载机行走液压传动系统中6。同济大学范基等进行了二次调节系统的节能液压实验系统研究7。1995年哈尔滨工业大学姜继海等人采用智能PID、神经网络和模糊控制等方法，分别对转速控制和转角控制的二次调节进行了研究8,9。1997年，哈尔滨工业大学的田联房博士在国内首次将二次调节系统用于扭矩伺服加载技术中，并建立了二次调节加载试验台。同时，还进行了转速控制和转矩控制以及它们之间解耦技术方面的研究，并将模糊控制和神经网络控制引入二次调节系统中，形成了神经模糊PID控制方案。国内贵阳航空液压件厂引进了德国力士乐公司的二次调节液压元件制造技术。北京理工大学液压实验室引进安装了德国力士乐公司生产的二次调节扭矩加载实验台。通过对引进的二次调节技术和设备的消化和吸收，取得了一些阶段性成果3。2003年，哈尔滨工业大学电液伺服仿真及试验系统研究所研制的“特种车辆轮桥加载试验台”，应用德国REXROTH的二次元件，采用计算机控制技术，能够实现转速、转矩及恒功率控制，系统技术含量高，可满足车辆不同路况的模拟加载要求，是国内首例应用二次调节技术的成型产品。12车辆轮桥加载系统概述车辆在行驶过程中，随着路面、载荷、车速等因素的变化，轮桥扭矩与转速也是变化的。因此，试验加载系统应具备扭矩、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。根据加载功率流的循环情况，车辆轮桥试验加载系统主要分为开放式和封闭式两大类。121开放式加载系统开放式加载系统原理如图11所示10。驱动单元由电动机或内燃机、液压马达等、调速器及附属装置组成，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、变速器、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。驱动单元试验单元负载模拟单元功率输入功率消耗图11开放式加载系统原理示意图FIG11PRINCIPLEDIAGRAMOFOPENTYPELOADINGSYSTEM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。122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12所示2,11。驱动单元由交流（或直流）电动机、调速器及附属装置组成，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。功率补偿负载模拟单元电功率回收试验单元驱动单元图12电力封闭式加载系统原理示意图FIG12PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEELECTRICLOADINGSYSTEM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的影响以及其驱动仍然需要较大的动力，所以很难达到比较理想的状况。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如图13所示10。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。转速提供装置（电动机、变频器）被试件转矩转速测量装置变速传动装置变速传动装置转矩转速测量装置转矩施加装置（液压加载器）陪试件图13机械封闭式加载系统原理示意图FIG13PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEMECHANICALLOADINGSYSTEM3）液压封闭式加载系统这种加载系统的原理如图14所示12,13。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。功率补偿负载模拟单元液压功率回收试验单元驱动单元图14液压封闭式加载系统原理示意图FIG14PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEHYDRAULICLOADINGSYSTEM如果将图14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车辆轮桥模拟加载试验，是十分理想的。13二次调节加载系统原理与特点131原理二次调节加载系统原理如图15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驱动转速，它同电液伺服阀8、变量液压缸7、位移传感器6、转速传感器10和控制器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和控制器14构成转矩控制系统。23567891011213145161718E14转速控制系统转矩控制系统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15二次调节加载系统原理FIG15PRINCIPLEDIAGRAMOFLOADINGSYSTEMWITHSECONDARYREGULATION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。132特点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）多个二次元件可联合工作于一个恒压网络上，每一二次元件可单独进行调节，且既能工作于泵工况，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摆角的自动调节，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、重量轻、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。2总体的结构设计21试验台各部分组成及其功用轮桥加载试验台如图21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车辆轮桥的驱动和加载的模拟，它包括驱动单元、二次输出加载单元、左右轮边加载单元。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、转矩转速传感器和四档驱动变速器组成，该单元用来模拟车辆发动机驱动。二次输出加载单元主要由双联二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器和三档二次输出变速器组成，该单元用来模拟车辆传动桥二次输出端的负载。左、右轮边加载单元完全相同，主要由单个二次元件、两个弹性联轴器、转矩转速传感器和三档轮边变速器组成，该单元用来模拟车辆轮边（或一次输出端）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及变速器档位切换的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轮桥、变速器、驱动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。22模拟加载系统原理图22为轮桥模拟加载系统的原理图。由图可见，四套二次元件的液压端口共同并联于恒压网络上，机械端口通过各转速转矩传感器、弹性联轴器、变速器、加载对象轮桥等连接在一起。二次元件1工作于马达工况，用来模拟车辆发动机驱动轴动力，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、3、4工作于泵工况，分别用来对车辆传动桥二次输出端、左右轮边进行加载，为转矩控制方式，它们同各相应的转矩传感器、控制器2、3、4。左轮边变速器左轮传动桥变速器二次输出变速器驱动右轮右轮边变速器二次元件双联二次元件双联二次元件二次元件恒压油源132456高压恒压网络低压恒压网络驱动模拟单元二次输出加载单元左轮边加载单元右轮边加载单元象轮桥加载对1PC机上位机2工控机（下位机）3采集卡4弹性联轴器（8个）5转矩转速传感器（4个）6齿轮联轴器（4个）图21轮桥加载试验台组成FIG21CONSTITUTIONOFLOADINGTESTRIGOFWHEELSANDTRANSMISSIONBRIDGES分别构成二次输出、左右轮边加载转矩控制系统。在各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构成前置级排量控制回路（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）。二次元件2驱动变速器转速传感器右轮边变速器二次变速器左轮边变速器转矩传感器转矩传感器转矩传感器USUSUSUS电液伺服阀2电液伺服阀4电液伺服阀3电液伺服阀1恒压网络恒压变量泵蓄能器控制器1二次元件1控制器2控制器4二次元件3二次元件4控制器3变量液压缸4变量液压缸2变量液压缸1变量液压缸3LVDT1LVDT3LVDT2LVDT4轮桥图22模拟加载系统原理图FIG22PRINCIPLEDIAGRAMOFSIMULATIONLOADINGSYSTEM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对象轮桥和二次元件2、3、4（泵），实现模拟加载。同时，二次元件2、3、4（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、3、4（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、3、4（泵）。因此，该加载系统实现了能量回收与利用，系统效率高。由于四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、2套或3套作为加载单元，构成2轴、3轴或4轴复合加载系统。3驱动变速箱的设计图31驱动变速箱传动系统图FIG31DRIVENTRANSMISSIONSDRIVETRAINSYSTEM31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。分配传动比如下（最大传动比）947351682374（最小传动比）9528716443532最大转矩的计算二次元件的输出转距（31）012MPQT式中二次元件中液压马达的压力差，MPAP二次元件中液压马达的排量，R/MLMQ二次元件的效率，。由式（31）得，0T12850934105892NM二次元件的输出功率（30MPQN2）式中二次元件中液压马达的输出转速，R/MIN0N二次元件中液压马达的压力差，MPAP二次元件中液压马达的排量，R/MLMQ二次元件的效率，。由式（32）得，0P238509625492KW1轴33101KW2549253713R/MINN341P0T2579048N32轴35212KW92353612NI50R/MI3722P9TN435001256N由2轴公式，同理得3轴23273KW，63889R/MIN，347880NM3P3N3T4轴22349KW，39931R/MIN，534504NM4445轴21462KW，25597R/MIN，800727NM555其中联轴器效率，取099。1轴承效率，取099。2齿面摩擦损耗效率，取097。333齿轮的设计331选择齿轮材料小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢，正1275HBSBS火处理，；按国家标准，分度圆上的压力角；对于正常齿，2167HBS20O齿顶高系数，顶隙系数。AH05C332确定齿轮传动精度等级按下式估取圆周速度3813102TPVN35270M/S24同理，可得其它齿轮的圆周速度M/S；M/S；M/S；215TV310TV47TVM/S。各轴齿轮精度均为第公差组，轴齿轮精度等级为5，轴齿轮精度等级5TV为6，轴、轴齿轮精度等级为7，轴齿轮精度等级为8。1）计算许用应力39160HJNNLN923108312031012IN9930651主动轮和从动轮齿面硬度为230HBS和170HBS，并查参考资料得，570MPA,LIM1H520MPA,查参考资料得，10，11,10,10,10,LIM2H1NZ2N1XZ2XWZ092,10。LVRZH3111LIM11NXWLVRS75009254MPA3122HLIM22NXWLVRZZS50109562MPA2）按齿面接触疲劳强度确定中心距小齿轮转距313611950PTN623704813NM初取，取，查参考资料得，21TTKZ205,505ADAU,。189EMP2COSINCOSIN0HO确定中心距3142132EHTAKZTUA23047831955426221MM取A265MM估计模数MA265MM,取M5MM。0720721853各轮齿数3151AZMU2653316212IZ5706取123,实际传动比3172ZI实712035传动比误差（31I理实理18）203145许用。分度圆直径3191MDZMM5373202MM1验算圆周速度321160DNV34752016/2/MS选择5级精度的齿轮合适。3）验算齿面接触疲劳强度因液压马达驱动，有轻微冲击，查参考资料得，由于速度V2106M/S,5级精1AK度齿轮，查参考资料得，轴上轴承不对称分布，且，查参考资料得10VK052D，齿宽BMM。取B92MM,。104K152798DO查参考资料得0载荷系数（3AV22）10411144计算端面和纵向重合度（31283COSZ23）1835717410TAN0DZ由和，查参考资料得，取U2。8（312EHKUTZBD24）214078131895089546952MPAH安全。4）验算齿根弯曲疲劳强度根据材料热处理，查参考资料得，查参考资LIM1LIM2435,415,125FFMPAPASF取。料得，则计算出许用应力12120,00NXSTYY。取Y（3LIMFSTS25）435102692MPA（3LIM2FNXSTYS26）4150642PA由参考资料得，12128,54,1790FAFSASAYYY和。验算弯曲疲劳强度（31112FASFKTYBMD27）24078326154079159314MPAF（3222ASFKTYBMD28）140781376019258262MPA2F安全。5）齿轮主要参数和几何尺寸123,7,5,10,25AUMHCZ分度圆直径MM137DZMM25齿顶圆直径3291AAMDHMM75210853302AAMM336齿根圆直径33112FAMDHCMM75102563322FAMM334中心距33312ADMM7536齿宽MM,510MM,取MM29B12B10B同理得当1轴2轴间传动比16时，齿轮主要参数和几何尺寸12I4,65,5,0,25AUMHCZMM10MDMM23MM15215AAHMM203DMM1205FAMCMM22513FHMM12036ADMM,MM,MM。294B125B10B取当轴2和轴3间的传动比18，齿轮主要参数和几何尺寸I2316,8,6,25AUMHCZMM540MDMM21MM132540AAHMM2402DMM11517FAMCMM2039FHMM123042ADMM,MM,MM2B125B10B取当轴3和轴4间的传动比16，齿轮主要参数和几何尺寸I341257,9,16,5,10,25AUMHCZMM8MDMMM24MM1521095AAHMM246DMM18275FAMCMM252104FHMM12437ADMM,MM,MM。230B1250B18B取当轴4和轴5间传动比156，齿轮主要参数和几何尺寸4I127,6,7,025AUMHCZMM39MDMM251MM127034AAHMM25DMM1912315FAMCMM227049FHMM12354ADMM2147,0,BB取当轴4和轴5间传动比13，齿轮主要参数和几何尺寸45I12,68,3,7,0,25AUMHCZMM7MDMM24MM136271038AAHMM247621049AAMDHMM1325346FCMM278FAMM12640ADMM,MM,MM。27B125B15B取34轴的设计341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1TF1R1AF当传动比时2I圆周力1TF33412TTD047835N19径向力1RF3351TANCOSRT209758ON43轴向力1AF3361TAN97582T0ON0由4143的计算公式得当传动比126I1022326N,372096N,0NTF2RF2AF2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A110，可得A337MIN1D3P110325705266MM3联轴器的选择联轴器的转矩计算3381CAATK616766146NMM式中根据工作情况选取；AK1A根据工作要求选用GB501485的HL型弹性柱销联轴器，型号为HL5，许用转矩。20NTNM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15D15DMM（Y型孔轴），与轴配合的毂孔长度MM。1L2L4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的长度应比联轴器配合段毂孔长度（L112MM）略短MM，取1L23MM。10L轴段2的直径MM；根据轴承端面结构轴承端盖厚12MM，经计算此轴段2处选265D用毡圈油封作为密封装置。初步确定轴段2的长度。250LM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/T2761994深沟球轴承60000型02系列6215型两个，尺寸375DDB；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10705DMM。32L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H5MM（H007D3），所以轴段4的直径MM，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应485D距箱体内壁有一段距离S,现取S8MM。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。410L轴段5该段安装滚动轴承，直径MM，长度取MM。57D654L5轴上零件的周向定位联轴器与轴的轴向定位采用GB109679型的A型普遍平键定位，按D55MM,平键截面尺寸为，L96MM,联轴器与轴的配合为H7/T6；轴上滑移齿轮采用矩形花160BH键进行周向定位，尺寸为。85920NDDB6）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。342轴的设计1）同理，由轴的设计中的计算公式4143可得当传动比，时,N；N，N；12I238I1386TF14276RF10AFN,N,N。2750TFRF20A当传动比，时,N；N，N；126I23I1T1R1AN；N，N。3849T4508R3AF2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A110，可得A339MIN2D3P1103425106546MM3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10D径MM。轴段1安装了两个GB/T2761994的6222型深沟球轴承，尺寸为03D；轴承端盖厚144MM；轴段1长度MM。2038DB120L轴段2轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度H75MM（H007D1），所以轴段2的直径MM；取齿轮距箱体内壁的距离,考虑到箱体的铸造误差，5D4M滚动轴承应距箱体内壁有一段距离S,现取S8MM。轴段2上安装了三个齿轮为了固定齿轮位置，加四个轴用弹性挡圈，挡圈直径MM，估算MM。103D210L轴段3该段安装滚动轴承，直径MM，长度取MM。334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215D。321854BHL5）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。343轴的设计1）同理，由轴的设计中可得N；N；N；TF1RF10AFN；N；N。2T222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A110，可得A340MIN3DP1103276897856MM3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10DMM。轴段1安装了两个GB/T2761994的6322型深沟球轴承，尺寸为03D；轴承端盖厚24MM；轴段1长度MM。245DB12L轴段2轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度H5MM（H007D1），所以轴段2直径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210DS8MM。轴段2上安装了两个齿轮，为了固定齿轮位置，加两个轴用弹性挡圈，挡圈直径MM，估算MM。310L轴段3该段安装滚动轴承，直径MM，长度取MM。310D3120L4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，选用两个键，键的尺2D寸为。321875BHL5）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。344轴的设计1）同理，由轴的设计中的计算公式4143可得当传动比，时,N；N，N；3416I45I1TF1RF10AFN,N,N。2TF2RF20A当传动比，时N；N，N；34I453I1T1R1AN；N，N；3TR3AF2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A110，可得A341MIN4D3P110324919065MM3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160DMM。轴段1安装了两个GB/T2761994的6232型深沟球轴承，尺寸为5D；轴承端盖厚24MM；轴段1长度MM。29048DB120L轴段2轴段1右端制出定位轴肩，取轴肩高度H125MM（H007D1），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75D4距箱体内壁有一段距离S,现取S8MM。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165DMM。210L轴段3该段安装滚动轴承，直径MM，长度取MM。3160D3120L4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275D，滑移齿轮与轴的联接采用花键，尺寸为452BHNDB。617805）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。345轴的设计1）同理，由轴的设计中可得当传动比时,N,N，N；4516I1TF1RF10AF当传动比时,N,N,N。32T222）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A110，可得A342MIN5D3P110321469710373MM3联轴器的选择联轴器的转矩计算3431CAATK1612800000NMM式中根据工作情况选取；AK16AK根据工作要求选用GB/T50151985的ZL型弹性柱销联轴器，型号为ZL8，许用转矩。160NTNM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10D10D度MM（Y型孔轴），与轴配合的毂孔长度MM。2L2L4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的长度应比联轴器配合段毂孔长度（L212MM）略短23MM，取1LMM。120L轴段2的直径MM；根据轴承端面结构轴承端盖厚24MM，经计算此轴段2处圆205D周速度V147M/S007D3），所以轴段4的直径MM，考虑到箱体的铸造误差滚动轴承应距4120D箱体内壁有一段距离S,现取S8MM。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。410L轴段5该段安装滚动轴承，直径MM，长度取MM。510D5120L5轴上零件的周向定位联轴器与轴的轴向定位采用GB109679型的A型普遍平键定位，按D100MM平键截面尺寸，L190MM,联轴器与轴的配合为H7/T6；齿轮与轴的周向定位采用2816BH矩形花键联接，轴段直径MM，选用键的尺寸为20D1203NDDB6）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。4零件的强度校核41轴的强度校核411轴的校核1）当传动比时12IXOY面（垂直面）的支反力（421TAYLFR1）N975807984（412TBYLFR2）N97583495021XOZ面（水平面）的支反力（421RAZLFR3）N43590729865（412RBZLFR4）N435908145XOY面上的弯矩（41CYALM左R5）NMM79083406872（42CYBL右6）NMM39850736845XOZ面上的弯矩471CZALM左RNMM29086534692148CZBL右NMM175合成弯矩4922CYCZM左左左NMM2365473068471941022CYCZ右右右NMM25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4113MIN10CBMD左MM326547864185D合格。2）当传动比时126IXOY面（垂直面）的支反力41221TAYLFRN102367954841312TBYLFRN0364578XOZ面（水平面）的支反力41421RAZLFRN370963825441512RBZLFRN3709638154XOY面上的弯矩4161CYALM左RNMM654782691374172CYBL右NMM38XOZ面上的弯矩4181CZALM左RNMM238459874419CZBYL右NMM10合成弯矩42022CYCZM左左左NMM289174716930874542122CYCZ右右右NMM26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4223MIN10CBMD右3289467805M合格。412轴的校核同理由轴的校核公式41422得，1）当传动比，时12I238IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN867915017952064112123TTBYLLFRN8657057126897XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN47691567091573812123RRBZLLFRN47657095126983XOY面上的弯矩11CYALM左RNMM20645173154613CYBLM右RNMM89920212CYAL左NMM064571645923CYBL右RNMM819483XOZ面上的弯矩11CZALM左NMM7538293482151ZBL右RNMM96170322CZAL左NMM753856281592CZBLM右RNMM96134合成弯矩22111CYCZ左左左NMM25635346934822111CYCZM右右右NMM2074707222CYCZ左左左NMM28539916458169222CYCZM右右右NMM20417873取危险截面按当量弯矩验算直径，危险截面齿轮2左端。验算直径3MIN10BMD2左38459781406M合格。2）当传动比，时12I23IXOY面（垂直面）的支反力132TTAYLLFRN3864951284951386713122TTBYLLFRN8657849574921038XOZ面（水平面）的支反力132RRAZLLFRN476945081342582171322RRBZLLFRN47654081574923780XOY面上的弯矩11CYALM左RNMM386257346213YBL右NMM049958013212CYAL左RNMM3865746223CYBLM右RNMM1084254187XOZ面上的弯矩11CZAL左NMM485272501913ZBLM右RNMM0436842212CZAL左NMM485797923ZBL右RNMM0216084合成弯矩22111CYCZM左左左NMM236504345760922111CYCZ右右右NMM219798348222CYCZM左左左NMM2063865097222CYCZ右右右NMM247418781取危险截面按当量弯矩验算直径，危险截面齿轮1右端。验算直径3MIN10BMDC右36820415M合格。413轴的校核同理由轴的校核公式41422得，当传动比，。2318I346IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN6974914691324812123TTBYLLFRN697461746918XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN6794186912356912123RRBZLLFRN679670814627504XOY面上的弯矩11CYALM左RNMM3904273951481CYBL右NMM76176222CYALM左RNMM3947914052CYBL右NMM71686XOZ面上的弯矩11CZALM左RNMM2356975864313CZBL右NMM0120522CZALM左RNMM35697463172CZBL右NMM710250合成弯矩22111CYCZM左左左NMM24586104309586322111CYCZ右右右NMM27970222CYCZM左左左NMM285369634571222CYCZ右右右NMM2778106取危险截面按当量弯矩验算直径，危险截面齿轮2左端。验算直径3MIN10BMDC2左3985678120M合格。414轴的校核同理由轴的校核公式41422得，1）当传动比，时3416I45IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN49076049760417911223TTBYLLFRN4907496713043076XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN85407618760152912123RRBZLLFRN8540873052799XOY面上的弯矩11CYALM左RNMM46793054182312CYBL右NMM6078212CYALM左RNMM46793019232CYBL右NMM187XOZ面上的弯矩11CZALM左RNMM1572031972560CZBLM右RNMM848212CZAL左NMM570365231023CZBLM右RNMM98648合成弯矩22111CYCZ左左左NMM2576035483922111CYCZM右右右NMM219860748222CYCZ左左左NMM20735419356222CYCZM右右右NMM2169087984取危险截面按当量弯矩验算直径，危险截面齿轮2左端。验算直径3MIN10BDC2左39754703156M合格。2）当传动比，时341I45IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN2349078239687236801101223TTBYLLFRN490796871302618XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN85481069238975612123RRBZLLFRN854069308294631XOY面上的弯矩11CYALM左RNM