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547 机械液压双流传动系统试验台设计（转向装置）（有cad图） 机械 液压 双流 传动系统 试验台 设计 转向 装置 cad

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机械液压双流传动系统试验台设计（转向装置）摘 要机械液压双功率流转向系统是履带车辆的一种新型转向方式，也就是发动机功率在变速箱的输入轴上分流，一路功率流向变速箱，一路功率流向由变量泵、定量马达及其他控制元件组成的液压转向调速系统。本文从整体上论述了机械液压双功率流转向系统（转向装置）性能检测系统的测试原理和设计方案，并从硬件和软件两方面详细阐述了汽车变速箱性能检测系统的组成。介绍了汽车变速器系统综合试验台的主要构成与种类, 着重在机械硬件方面去分析研究开放式机械液压双功率流转向系统（转向装置）综合试验台的主要结构、特点及工作原理。试验台通过各扭矩转速传感器测得的转矩和转速对转向装置进行性能分析。因试验台所用液压泵的需求，试验台设计安装了第一升速装置，它使液压泵的输入扭矩和转速符合液压泵的要求；又根据测功机的扭矩转速特性曲线选择安装了第二升速装置，使测功机的输入扭矩和转速符合其要求。本论文研究的目的、意义：我国汽车、拖拉机工业正处于发展和提升时期，履带车辆双功率流转向装置可实现由方向盘操纵进行精确的方向控制，机动性好等许多优点，这对其设计制造、性能检测与维修提出了迫切要求。为开发具有自主知识产权的、适合我国国情的高性能转向装置，提出本研究课题。关键词：双功率流，转向装置，试验台，开式DOUBLE MECHANICAL HYDRAULIC POWER TO THE SYSTEM TEST RIG DESIGN DESIGN (STEERIING)ABSTRACTDouble mechanical hydraulic power transfer to the system is tracked vehicles to a new way Engine power is in the gearbox input shaft streaming all the way power flows gearbox, all the way power flows from variable pumps, motors and other quantitative control components of hydraulic steering system speed. This paper discusses the overall mechanical-hydraulic power to the circulation system (steering) Performance Test System and the principles established test Total program, and hardware and software from the two described in detail the performance of automobile gearbox detection system components. On the automobile transmission systems integration test rig with the main component types, focusing on the mechanical hardware to open analysis of hydraulic-mechanical power transfer to the (steering) Integrated Test Bed The main structure, characteristics and working principle. Taiwan passed the test torque speed sensor measuring the torque and speed of steering device performance analysis. By the test bed used by the demand for hydraulic pumps, test design and installation of the first or speed device It allows the input torque hydraulic pumps and hydraulic pump speed with the requirements; According to the dynamometer torque speed characteristic curve chosen to install a second or speed device Dynamometer make the input torque and speed meet their requirements. This paper studies the purpose, significance : My car, a tractor industry is to develop and upgrade period, Tracked vehicles dual power transfer device can be controlled by the steering wheel in the direction of accurate control, good mobility and many other advantages, its design and manufacture, testing and maintenance performance of the urgent request. For the development of self-owned intellectual property rights, the conditions for China to the high-performance devices, the present study. KEY WORD: double power class, diverting device, test platform, opens the type目 录第一章前言.1第二章 总体设计方案的设计.32.1试验台的结构. .32.2 试验台的测试原理.32.3主要部件的选择.52.3.1动力源.52.3.2变速箱.52.3.3液压泵的选用.52.3.4测功机的选择.62.4各级转速扭矩的计算.72.5 传感器的选择.8第三章 升速装置的设计.143.1液压泵升速装置设计（第一升速装置）.143.1.1齿轮的设计.143.1.2低速轴的设计.163.2测功机升速装置选择（第二、三升速装置）.20第四章 联轴器的选用.24第五章 结论.29参考文献.30致谢.31IV外文资料译文翻译5.3.3.1根据ISO 2416本标准规定的小客车最低载荷,即名义有效载荷mt. 这取决于汽车制造商提供座位数n0的和乘客的行李量或座位和行李实际占用。我们必须确定，座位数n , 质量mp = 68公斤/人, 加上行李mb=7公斤/人。则名义有效载荷mt=( mp+ mb)n增多行李的最大值mtr后 mtr = mt - mp * n0或 （5.7d）mtr = mv,t,max mv,ul mpn0 （5.8）经验表示，负载不超过厂定的可选配置质量mv，和行李箱质量 m0时，行车时实际负载为：mv,ul = mx0+mn以一辆五座客车为例,mt,max = 400公斤和可允许使用载荷的是20公斤，则：因此行李mtr在最小值为：Mb = 7*5= 355.3.3.2 名义载荷它是标定载荷的制造商规定的有效载荷-考虑到对车(交谊车、旅行车、体育小轿车等等)的期望的用途，当依从法律上规定的有效载荷mt，其基于位子的数量n. 按照等式5.7c， mt为： 2 人: 136 kg + 14 kg 行李 = 150 kg3 人: 204 kg + 24 kg 行李 = 225 kg4 人: 272 kg + 28 kg 行李 = 300 kg5 人: 340 kg + 35 kg 行李 = 375 kg等这意味着法律上批准五座车名义载为mt = 375kg。 同时其他要求得到满足，如安全带等。如果五个人，每个重的75公斤，占五座客车的375公斤，达到车辆可允许载荷 375公斤. 如果车改型了加装配件mv超出正常数额 (参见等式5.8a)，汽车已经超载，并且不可携带任何行李.如果，司机不用知道情况，加装行李，车将超出可允许总质量和可允许轴装载. 如果发生的恶化在事情或因不足的轮胎气压导致事故，在德国司机根据法律将被认为对超载负责任，法律予以支持。5.3.3.3根据欧共体指令92/21/EEC和95/48/EC相对于5.3.1.2，整装整备质量(空载)不是汽车总质量. 5.3.3.4，有拖车时当有拖车时，欧共体方针92/21/EEC和95/48/EC标定允许的mTh和最大牵引定负荷mTr,制造商必须将其列入计算的名义载荷.五座客车以下式计算名义载荷(参考第1.1.6部分) ：五个人最小质量 mp=375可选设备包括拖曳设备(假设) 击杆强加的装载，当拖曳拖车时 名义载荷 如果载荷是420公斤，关系是不同的：名义载荷 420kg 可选设备 -30kg 拖曳设备 -15kg 拉杆装备 -75kg. 最小值 300kg 根据等式5.7c，应在汽车说明书上改为四座. 最大静态扭矩装载一般是mTr = 50 - 75公斤; 然而，根据方向性92/21/EEC最大可允许装载不能少于25公斤。5.3.4 设计质量设计质量mv， t， pl前后轴载重mv、f、pl和mv、r、pl以及座位设计，有关汽车也称为正常正常使用位置或空载位置. 在标定的载荷之下，从空载状态启动，车身集中，结果使车身相对地面变化. ISO/IS 2958 公路车辆：对乘用车外部保护国际上关于座位数如下标定设计位置(标定或允许的乘客的数字)座位数 配置2到3 二个人每人的68公斤在前座4到5 二人在前座一人在一人在后座6到7 二人在前座二人在后座忽略行李. 在绘图板应该显示车乘客数。.当车制造商设计汽车尺寸时，设计质量标定设计位置. 德国标准VDA 239-01 (Verband der Automobilindustrie -汽车业联盟)和参考 11涵盖这个领域所有相关标准。5.3.5允许轴载荷5.3.5.1根据德国公路交通许可规定(StVZO)的第34部分可允许前后轴载由车制造者标定. 影响轴载因素： 车身的构件强度和车轮悬架或车轴的构件强度; 轮胎负载和型号; 制动系统和制动力分配置; 减震弹簧和减震器。德国ABE型测试，或在一辆单独车情况下与StVZO的第21部分包括可允许轴载的参数确定.并且标定价格和材料类型。迄今，客车这个规格未由任何法律法规确定，只有标定载荷mt席位必须被考虑，并且可允许的前轴载荷mv,f,max，和后轴载荷mv,f,max之和必须是大于等于可允许总车质量(也参见式5.1) 要能载荷匹配，在车辆模拟试验总车质量通常大于可允许总质量mv t,max (参见. 5.11)。 在道路试验与车辆模拟试验中(参见第6.3部分和第6.4部分)，最有利的负荷状态下，即可允许后轴装载mv,r,max必须足够. 前桥装载mv,r,lo，通常是低于可允许轴载mv,f,max(式5.1)。如果转弯半径少于50mm,弹簧将比较危险，车身重心降低很少，因此他们的重心将上升，转弯特性将改变，有翻车趋向，驾驶员不能控制。（参照2.42， 5.15和5.16) 5.3.5.2根据欧共体指标92/21/EEC方向性92/91/EEC (参见部分5.3.1.2)装载汽车受到更严格的规定.允许总车质量mV,t,max (参见等式5.7a和5.8a)将由允许载荷mV,t,max和实际行李质量mv,ul按比例计算：91% (90.7%，是精确的)然后被分配了到位子和9% (或9.3%)均匀地分布了在行李箱(第5.3.6部分)中。制造商必须证明可允许轴载荷值.根据标准65 /48/EEC，但根据ISO 2316要求(参见第5部分第3.3.1)，撤出这项标准。5.3.5.3，当拖曳拖车时如果车有拖曳设备，减负荷由它的组分质量必须假定，并且，此外，必须包括拖车的最大静态击杆强加的装载mT (参见部分5.3.1.3和第1.1.7部分在参考. 3). 剩余的载荷,然后被在100%分派到位子和行李箱。允许后轴负荷更大. 可得出两种选择：制造者为所有车订更高的轨载.这意味着，汽车其他部分必须依据这一点.并且轮胎，轨零件和车轮轴承要以更高的负载容量。制造者标定二不同轴载和没有拖车拖曳设备; 制造商必须保证这些要求满足5.3.5.1中避震其，等装置的平衡。5.3.6.根据ISO 2416分配负荷无论是乘用车还是商用车或者挂车，假如轴荷分配已经计算过了，其减震弹簧只能按重量设计。最重要的是多少公斤的载荷将各自分配到车轴上，允许轴载荷是否满负荷或超负荷工作，可从各种手册中选择查看。5361在行李箱容量不可变的乘用车上图1.36显示轴分布百分比。已知轴质量当添加乘员的质量,就可以计算不同状态下的轴负荷.第5.3.3部分描述了许用轴荷的计算，这些计算给出了轴荷的分配。在工业与TUV上，这决定于放于车辆乘员座椅上H点（人的中心位置）上的重量。H点的位置可在标准S A E-J 826a， ISO 6549和在DIN 33408中找到.见参考文献3的第1.1.3部分和参考文献20的7.2。按照ISO 2416计算负荷分配时，前后排的可调座椅必须移动到靠后的合适的位置。乘客重量的H点安排在他们各自座椅位置H点前100毫米的各自面。后座不是可调整的，距离只是50毫米.欧共体92/21/EEC最进一步确定的后面指点或位置的H点(参见部分5.3.5.2).这两种情况,因此是一种纯理论确定的负载分布, 而忽略了该车辆在各种坐姿是否转向和操作。使用方程5.7a和5.8a计算允许载荷 要按照5.3.3.1 部分, 并且行李质量必须放入行李箱内中间. 乘用车设计标准如见图5.10将得到以下的负荷和轴负荷mt,max= 427公斤,mp = 68公斤和mb = 87公斤。 而实际情况,因为它会有不同的计算值, 少了多个个体质量的行李箱和车厢,将很容易做到与人平衡。 为了尽可能准确, 司机(应该重约为68公斤, 高约1.70m)应调整到一个合适的位置，由于乘员重心的原因，所有的人质量绝对不能太大偏离mp这个标准(见第1.1.3和1.1.4在档. 3详情) 。图.5.10 标准中型轿车上通过重量决定轴荷的分布. 车上装有电动天窗。 这些和其他特征特点意味着它空载重1173公斤 (而非由制造商标注的1100公斤)席位 5 允许轴载 整装整备质量 1100公斤 前轴 750公斤制造商的详情 载荷 500公斤 后轴 850公斤 可允许总质量 1600公斤 共计 1600公斤 装货状态 装载 车重 轴载 轴负荷分配 前轴 后轴 前轴 后轴 （kg） （kg） （kg） (kg) (%) (%)空载 0 1173 623 550 53.1 46.92位乘客 136 1309年 692 617 52.8 47.2 2位乘客在前面1在后方 204 1377年 705 672 51.2 48.84位乘客 272 1445年 718 727 49.6 50.45位乘客 340 1513年 731 782 48.4 51.6最大载荷 427 1600年 721 879 45.1 54.9 表( Fig.5.10 )显示中长客运车的负荷分布,因为它携带有额外的设备,空载比标准重73公斤,. 因此行李容量由原来的500公斤下降到427公斤。 虽然可载行李质量现在仍是87公斤和5名乘客, 每名乘客平均质量为68公斤( =5 68公斤, 允许后轴负荷超过了29公斤。 然而, 185/65R1588H尺寸轮胎在小于190公里/小时可装载490公斤,此时标定空气压力P值为2.5拔(图2.15和2.14方程) 如此超载将不会影响轮胎也不影响减震弹簧，如图所示fig.5.15。 轴载荷分布在45% / 55% (前后轴) ,在满载的情况可能导致的驾驶性能轻微恶化，同时大大提高这个车辆的牵引力。这种情况对前轮驱动车辆,在科隆大学实验室研究底盘工程中的试验给出不同的图示( Fig.5.11 ) . 在满载客运乘客时,轴载荷分布按46% / 54%计算, 表明这样一个严峻的负荷在遇到潮湿的天气条件下, 在上坡驾驶时,或车辆被拖车时驱动前轮将会遇到困难(图6.22 ) .制造商定的500剩余 公斤负荷在乘客体重70公斤时得到应用。空载时,车载比表明的重6公斤;但, 144公斤重的行李都必须考虑在内。 如果行李在行李箱,装卸,制动和转弯性能将恶化(见表5.13 , 5.15 , 5.16和6.15 )。 理想的负荷按照欧盟指令92/21/eec分配更效果。6机械液压双流传动系统试验台设计（转向装置）摘 要机械液压双功率流转向系统是履带车辆的一种新型转向方式，也就是发动机功率在变速箱的输入轴上分流，一路功率流向变速箱，一路功率流向由变量泵、定量马达及其他控制元件组成的液压转向调速系统。本文从整体上论述了机械液压双功率流转向系统（转向装置）性能检测系统的测试原理和设计方案，并从硬件和软件两方面详细阐述了汽车变速箱性能检测系统的组成。介绍了汽车变速器系统综合试验台的主要构成与种类, 着重在机械硬件方面去分析研究开放式机械液压双功率流转向系统（转向装置）综合试验台的主要结构、特点及工作原理。试验台通过各扭矩转速传感器测得的转矩和转速对转向装置进行性能分析。因试验台所用液压泵的需求，试验台设计安装了第一升速装置，它使液压泵的输入扭矩和转速符合液压泵的要求；又根据测功机的扭矩转速特性曲线选择安装了第二升速装置，使测功机的输入扭矩和转速符合其要求。本论文研究的目的、意义：我国汽车、拖拉机工业正处于发展和提升时期，履带车辆双功率流转向装置可实现由方向盘操纵进行精确的方向控制，机动性好等许多优点，这对其设计制造、性能检测与维修提出了迫切要求。为开发具有自主知识产权的、适合我国国情的高性能转向装置，提出本研究课题。关键词：双功率流，转向装置，试验台，开式DOUBLE MECHANICAL HYDRAULIC POWER TO THE SYSTEM TEST RIG DESIGN DESIGN (STEERIING)ABSTRACTDouble mechanical hydraulic power transfer to the system is tracked vehicles to a new way Engine power is in the gearbox input shaft streaming all the way power flows gearbox, all the way power flows from variable pumps, motors and other quantitative control components of hydraulic steering system speed. This paper discusses the overall mechanical-hydraulic power to the circulation system (steering) Performance Test System and the principles established test Total program, and hardware and software from the two described in detail the performance of automobile gearbox detection system components. On the automobile transmission systems integration test rig with the main component types, focusing on the mechanical hardware to open analysis of hydraulic-mechanical power transfer to the (steering) Integrated Test Bed The main structure, characteristics and working principle. Taiwan passed the test torque speed sensor measuring the torque and speed of steering device performance analysis. By the test bed used by the demand for hydraulic pumps, test design and installation of the first or speed device It allows the input torque hydraulic pumps and hydraulic pump speed with the requirements; According to the dynamometer torque speed characteristic curve chosen to install a second or speed device Dynamometer make the input torque and speed meet their requirements. This paper studies the purpose, significance : My car, a tractor industry is to develop and upgrade period, Tracked vehicles dual power transfer device can be controlled by the steering wheel in the direction of accurate control, good mobility and many other advantages, its design and manufacture, testing and maintenance performance of the urgent request. For the development of self-owned intellectual property rights, the conditions for China to the high-performance devices, the present study. KEY WORD: double power class, diverting device, test platform, opens the type目 录第一章前言.1第二章 总体设计方案的设计.32.1试验台的结构. .32.2 试验台的测试原理.32.3主要部件的选择.52.3.1动力源.52.3.2变速箱.52.3.3液压泵的选用.52.3.4测功机的选择.62.4各级转速扭矩的计算.72.5 传感器的选择.8第二章 升速装置的设计.143.1液压泵升速装置设计（第一升速装置）.143.1.1齿轮的设计.143.1.2低速轴的设计.163.2测功机升速装置选择（第二、三升速装置）.20第四章 联轴器的选用.24第五章 结论.29参考文献.30致谢.31第一章 前 言本次设计是我们在校期间最后一次设计、学习机会，是对所学知识的一次综合运用，也是我们在走向工作岗位之前的一次重要实战演练。通过这次设计，我们进一步对所学知识加以巩固，进一步提高搜集资料及查阅资料的能力，进一步提高我们的团队协作精神。总之，这次设计对我们走向工作岗位有着重要的作用。履带拖拉机无论是作为工程机械变型、农田作业牵引或驱动动力，还是作为农业机械行走底盘，其功能都非常强大，而在特殊的工作环境下对转向系统的要求也有更改的要求。机械液压双功率转向系统是履带车辆的一种新型转向方式，也就是发动机功率在变速箱的虽然轴是分流，一路流向变速箱一路流向变量泵、定量马达及其他控制元件组成的液压转向调速系统。其能各号的满足履带车辆的转向要求。 本次试验台的设计就是为了对机械液压双功率转向装置进行性能试验和车辆燃油经济性的试验，满足对转向装置开发和维修的需求。本次试验台设计采用开式试验台设计，开放式试验台是最先出现的一种试验台，它的主要结构原理所示功率输入动力区试验区模拟负载区功率损耗各部分的组成及功用为：动力区由内燃机、调速器及附属装置组成，它负责向系统提供动力(功率)，其中包括转速和扭矩。试验区由被测装置、变速器、扭矩转速测量装置及其它一些测量装置组成。模拟负载区主要由测功机及附属装置组成。开放式试验台整套系统的工作原理及工作过程简单，制造成本较低，它的弱点是能量无法反馈使用。在说明书中重点说明了：1试验台的总体设计方案，包括整体结构、测试原理、主要部件的选择。2 试验台升速箱的设计和选择，介绍升速箱的设计原则和方法，设计了第一升速箱和选择了第二升速箱。3 试验台连接装置的选择，即联轴器的选择和运用。说明书中还有少缺点和不足，希望老师能指正。第三章 总体设计方安的设计2.1试验台的结构机械液压双功率流转向系统是履带车辆的一种新型转向方式，也就是发动机功率在变速箱的输入轴上分流，一路功率流向变速箱，一路功率流向由变量泵、定量马达及其他控制元件组成的液压转向调速系统。根据测试的要求 1.能测试转向装置的传动效率（包括变速器）；2. 能测试转向装置的转向性能；3.能测试柴油机的燃油经济性； 确定试验台的结构图2-1 试验台的结构2.2试验台的测试原理 1、测试转向装置的传动效率（包括变速器），测量的过程是：由第一扭矩转速传感器测得转向装置的输入扭矩转速有第三、第四传感器测得转向装置的输出扭矩转速，由下式可进行计算， （2-1）式中变速器传动效率；转向装置输入转矩；转向装置输入转矩； 转向装置输入转矩； 转向装置输入转速； 转向装置输入转速； 转向装置输入转速。2、能测试转向装置的转向性能， 转向半径的计算:同向时 （2-2） 反向是 （2-3）式中 、为两轮各自的转向半径； 、为转向装置输出转速； 1435为两轮距离。 转向时的液压动力部分的分流比，由第二扭矩转速传感器测得通过测得液压路的扭矩转速，由第一扭矩转速传感器测得输入转向装置的转矩转速即可 （2-4）式中 为转向液压分流比。 3、通过在输油路上安装油耗仪，测量燃油消耗量来测试柴油机的燃油消耗率。将测得值代入下式 （2-5）式中 燃油消耗率燃油消耗量发动机功率2.3 主要部件的选择2.3.1动力源LR6105ZT10柴油机，参数如下：发动机型号 LR6105ZT10发动机额定功率 kw106/118发动机额定转速 r/min2300发动机启动方式直接电启动2.3.2变速箱：6+2变速箱（东方红C1302履带拖拉机使用） 各档传动比： i1=3.5 i2=2.389 i3=2.05 i4=1.833 i5=1.48 i6=0.870 又知中央传动比：iz=2.73 最终传动比：im=3.72.3.3液压泵的选用：已知选用90055转向液压马达的计算因设计中的给定参数与东方红1302R橡胶履带拖拉机的结构与性能参数相近，故设计中的未知参数可参考东方红1302R橡胶履带拖拉机的参数用以计算。满足车辆转向时的最大转向阻力距。可由下式计算：=（参考文献河南科技大学学报2005年第6期（2-6）式中：表示转向液压马达的驱动力矩 车辆驱动轮半径0.346m 车辆履带中心距B1.435m 差速行星排特性参数=2.391 末端传动效率 转向机构输出效率 履带车辆驱动段效率 中央传动效率 末端传动比 液压马达到转向机构传动比取5.5经实际测量东方红1302R橡胶履带拖拉机的最大转向阻力距，当此型号拖拉机在预计最大转向阻力距工况下进行测量，其中，在水泥路面上的转向阻力距的测量结果为39.4KNm,粘性土壤路况下的测量结果为49.4KN。故可计算得：243Nm表2-1 液压泵参数排量输入速度理论扭矩吸油口旋转部件的转动惯量重量最小额定最大可达到尺寸cm3min-1(rpm)min-1(rpm)min-1(rpm)min-1(rpm)Nm/barkg m2kg555003900425047000.880.0060402.3.4测功机的选择：根据发动机的额定功率，知需要选用额定吸收功率大于106的测功机，又因电涡流测功机的扭矩特性（后面选择升速装置时详解），选择250电涡流测功机。其参数如下：表2-2 250电涡流测功机参数型号吸收功率kW安定扭矩Nm最高转速r/min额定扭矩转速范围r/min转动惯量DW25025011002500200028000.882.4各级转速扭矩的计算 （2-7）发动机到离合器： 变速箱输出轴转速及扭拒一档：二档：三挡：四挡：五挡：六挡：各挡扭矩：一档：二档：三挡：四档：五档：六挡：后桥输出转速和扭矩由式 得表2-3后桥输出转速和扭矩转速扭矩 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 65.1/14.045 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 94.62/9.628 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 1105/8.202 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 124.2/7.335 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 152.7/5.965 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 258.0/3.5312.5传感器的选择：需测的扭矩转速如图2-1第一传感器所测为发动机输出转速和扭矩，其大小为 第三、第四传感器所测是转向装置输出经升速装置升速后的扭矩转速，其大小为 一档时 所以传感器一、三、四选择为：ORT-803-10002000N.m图2-2 ORT-803-1000 N.m第二传感器所测的是液压泵输入扭矩转速由2.3.3知所以第二传感器选用ORT-803-500N.m 图2-3 ORT-803-500N.m一、应用范围：ORT-803系列传感器是一种测量各种扭矩、转速及机械功率的精密测量仪器。应用范围十分广泛，主要用于：1、电动机、发动机、内燃机等旋转动力设备输出扭矩及功率的检测；2、风机、水泵、齿轮箱、扭力板手的扭矩及功率的检测；3、铁路机车、汽车、拖拉机、飞机、船舶、矿山机械中的扭矩及功率的检测；4、可用于污水处理系统中的扭矩及功率的检测；5、可用于制造粘度计；6、可用于过程工业和流程工业中。二、产品系列尺寸参考下表:规格(N.M)dD2ABCEFGHH1L键b*h*l*n0-10018788721223161100541121886x6x25x120028928721234161100601252098x7x35x1500389687212455611006513523810x8x50x21K-2K4810686912670781206814427014x9x65x25000751441369132105851209018534720x14x95x2表2-4 ORT-803系列传感器尺寸参数三、主要性能及电气指标：扭矩精度：0.5 % F S、0.3 % F S、0.1 % F S（可选）频 率 响 应： 100s非 线 性： 0.2 % F S 重 复 性： 0.1% F S回 差： 0.1 % F S零 点 时 漂： 0.2 % F S 零 点 温 漂： 0.2 % F S /10输 出 阻 抗： 3501、7003、10005（可选）绝 缘 阻 抗： 500M静 态 超 载： 120 % 150% 200%(可选)使 用 温 度： 10 50储 存 温 度： 20 70电 源 电 压： 15V5% 总 消耗电流： 200mA频率信号输出： 5KHZ15KHZ额 定 扭 矩： 10KHZ5kHZ （正反双向测量值） 信 号占空比： （5010）%四、电气连接：如图2-4所示，扭矩传感器用一个航空接头（X12K5P）与外部设备连接，插座端固定在机壳上。航空插座管脚定义如下图：图2-4五、安装方式： (1)水平安装:如图2-5所示:图2-5水平安装2、连接方式： 扭矩传感器与动力设备、负载设备之间的连接(1)弹性柱销联轴器连接: 如图2-7所示，此种连接方式结构简单，加工容易，维护方便。能够微量补偿安装误差造成的轴的相对偏移，同时能起到轻微减振的作用。适用于中等载荷、起动频繁的高低速运转场合，工作温度为-10-50。图2-7弹性柱销联轴器连接(2)刚性联轴器连接:这种连接形式结构简单，成本低，无补偿性能，不能缓冲减振，对两轴的安装精度较高。用于振动很小的工况条件。2.6数据处理系统采用车辆研究所的数据处理采集系统信号采集及数据处理系统。系统主要对在换挡过程中变速器的工作状态进行实时检测；对变速器运转过程中的反馈信号进行采集转换和处理；变速器不管采用何种方式的控制方法和控制策略，工件压油驱动的，液压油压力大小、油温的高低、流量大小实时反映了变速器的工作状态。 故采集自动变速器的信号主要是各种油路的压力、冷却油液流量、油温的高低、变速器输入输出转速等根据数据采集的实时性要求，合不同信号的变化率及采样的离散值所需要达到的分辨率，确定不同信号的采样时间间隔，传感器将此多种信号转化为电信号。用计算机对采集到的信号进行处理， 并将结果显示于计算机屏幕上。同时把采集到的信号与正常信号进行比较，判断变速器工作是否正常，判断并指出变速器工作不正常的可能原因，为变速器进一步整和维修提供依据。 第三章 升速装置的设计3.1液压泵升速装置的设计（第一升速装置） 有表2-1可知液压泵的驱动轴转速需要达到泵的额定转速3900r/min，则升速装置的升速不为u=1.73.1.1 齿轮的设计1确定齿轮材料及热处理：根据条件，大小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56-62HRC。查得弯曲疲劳极限应力 查得接触疲劳极限。2 按齿轮弯曲疲劳强度设计 （3-1） 1)确定许用弯曲应力 按式计算，取YST=2，SFmin=1.6。因为齿轮的循环次数 N=60nat=6039001(10085)=9.36108取寿命系数 YN=1 MPa2) 计算小齿轮的名义扭矩T1T1=9550106/3900=259.56Nm3) 选取载荷系数K 取K=KAKVKKa=3.074）初步选定齿轮参数 5）确定复合齿形系数 因两轮所选材料及热处理相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数 将上述参数代入，并取，得 又因需考虑到两轴中心距 按表查得 m=5 侧中心距为便于箱体孔加工和校验，取a=223mm.6）计算几何尺寸 3校核齿面的接触疲劳强度 （3-2） 如前所述，若一对齿轮均为钢制，可取弹性系数ZE=1.89， 齿面许用接触应力 取最小安全系数SHmin =1.4，ZN=1，Zw=1 因为，故接触疲劳强度也足够4齿轮其它形状尺寸：表3-1 齿轮形状尺寸压力角齿顶高齿根高齿顶园直径齿根圆直径基圆直径齿厚Z12056.25175158.7567.37.85Z22056.25290283.5114.37.853.1.2低速轴的设计由条件可知：传输功率P=106kW，转速n2=2300r/min；传动零件（齿轮）的主要尺寸 m=4, 齿数比u=1.69，小齿轮数z1=33，大齿轮数z2=56，小齿轮分度圆直径d1=165,大齿轮分度圆直径d2=280,中心距a=223mm,齿宽B1=60mm，B2=50mm。1 选择轴的材料该轴无特殊要求，因此选用调质处理的45钢，查得 2 初步估计轴颈按扭矩强度估算出端连轴器处的轴颈。查得 45钢，C=110；输出轴的功率P2=1060.990.990.98kW=102.5kW；输出轴的转速n1=n2u=3900 r/min 根据公式得 为使所选轴颈与连轴器孔径相适应，需同时选用联轴器。从手册上查得，LX3型弹性柱销联轴器 JB/T6140-1992。故取轴与连轴器链接的轴颈为45mm。齿轮简图图3-1齿轮简图3.轴的结构设计 根据齿轮减速器的 简图确定的轴上主要零件的布置 和轴的初步估计定出的轴颈，进行轴的结构设计。 装配方案 及尺寸大小图3-2装配方案考虑到轴结构的工艺性，在轴的右端和左端均制成245倒角；4轴的强度验算先作出轴的受力简图（即力学模型）图3-3轴的受力简图1）齿轮上作用力的 大小转矩 T2=440.13 圆周力 径向力 2）求轴承的支反力 水平方向上的支反力 垂直方向上的支反力 3）画弯矩图 截面C处的弯矩为 水平面上的弯矩 MC=55.5FB0.001=87.24 垂直面上的弯矩 合成弯矩 4）画转矩图 5）画计算弯矩图 因单向回转，视转矩为脉动循环，则截面C处的当量弯矩为 图3-4弯矩图 6）按弯矩合成应力校核轴的强度 A. 截面C当量弯矩最大，故截面C可能是危险截面。已知Me=MvC2=279.92Nm,查得 16.9MPa B 截面E处虽然仅受转矩，但其直径最小，则该平面亦可能为危险截面 所以其强度足够3.1.2轴承的设计 低速轴选用 圆柱滚动轴承 36211 GB283-83 高速轴选用 圆柱滚子轴承 36209 GB283-83 经校核轴承满足要求。3.2测功机升速装置的选择（第二、三升速装置） 根据后桥的输出转速和扭矩转速扭矩 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 65.1/14.045 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 94.62/9.628 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 1105/8.202 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 124.2/7.335 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 152.7/5.965 档速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 258.0/3.531又DW系列电涡流测功机扭矩特性曲线如下 图3-4 DW系列电涡流测功机扭矩特性曲线 可知道后桥输出转速扭矩不能满足电涡流测功机扭矩特性，如要满足测功机的要求， 需要将输出转速升高。 选择升高20倍以最高挡和最低挡来计算： 一挡：六挡：有图可知升速后的扭矩转速满足电涡流测功机扭矩特性，故选用ZLY224-20-1 减速机 （新乡恒星传动机厂）其技术参数如下：图3-5 ZLY224-20-1 减速机表3-2 ZLY224-20-1 减速机技术参数规格d1l1L1b1t1d2l2L2b225048822921451.511016535528规格t2ABHaC m 1m 2m 325011683045059443050350-380规格n 1 n 2e 1e 2e 3h d 3n 重量25080190145184293280286252kg 承载能力：表3-2 ZLY224-20-1 减速机承载能力公称转速 r/min输入功率 kw输入 n1输出 n2150075142100050957003876减速器适用范围1、高速轴转速不大于1500转/分。2、齿轮传动圆周速度不大于20米/秒。3、工作环境温度为-40-45。如果低于0，启动前润滑油应预热至0以上，本减速器可用于正反两个方向运转。安装方案：为适用于试验台 选用方案（图3-6）图3-6减速器安装方案冷却方法：没有 厂房较大 P2 =105kw 升速装置选择确定。第四章 联轴器的选用4.1发动机到第一传感器的连轴器（1）类型选择 为了避免不同轴心 选用笼型同步万象联轴器。（2）载荷计算 公称转矩 由式Tc=KWKKzKt查得动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5启动系数 Kz=1.0温度系数 Kt=1.1故计算转矩为（3）型号选择从标准查的BJC型球笼型同步万象联轴器，其参数如下BJC型球笼型同步万象联轴器 表4-1 BJC型球笼型同步万象联轴器参数型号JB/T6140-1992Td:/NmTN/Nm许用转速/rmin-1a游动量dmax静止转动BJ95CQWLZ211302500330038251050故适用。4.2 第一传感器到第一升速器之间的连轴器（1） 类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。（2）载荷计算 公称转矩 由式Tc=KWKKzKt （4-1）查得动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5启动系数 Kz=1.0温度系数 Kt=1.1故计算转矩为（3）型号选择从标准查得LX3弹性柱销联轴器 公称直径Tn 1250/Nm 许用转矩n 4750/rmin-1 J1型轴孔，轴颈为3048mm，质量8kg，故适用。 配合使用 为转动惯量 0.026/kgm24.3第一升速装置到第二传感器之间的联轴器（1）类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。（2）载荷计算 公称转矩 由式（4-1）Tc=KWKKzKt 查得动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5启动系数 Kz=1.0温度系数 Kt=1.1故计算转矩为（3）型号选择从标准查得LX2 公称直径Tn 560/Nm 许用转矩n 6300/rmin-1 J1型轴孔 ，轴颈为3048mm 质量5kg 故适用。 配合使用 为 GB/T 5014-2003转动惯量 0.009/kgm2第二传感器到液压泵之间的联轴器选用LX2 公称直径Tn/ 560Nm 许用转矩n 6300/rmin-1 J1型轴孔 ，轴颈为3048mm 质量5kg 故适用。 配合使用 为GB/T 5014-2003转动惯量 0.009/kgm第一升速装置到变速箱之间的连轴器（1） 类型选择 为了避免不同轴心 选用笼型同步万象联轴器。（2）载荷计算 公称转矩 由式Tc=KWKKzKt查得动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5启动系数 Kz=1.0温度系数 Kt=1.1故计算转矩为（3）型号选择从标准查的BJC型球笼型同步万象联轴器，其参数如下BJC型球笼型同步万象联轴器驱动桥到第二、第三升速装置的联轴器选择(1) 类型选择 为了隔