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SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名张立磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-2指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车驱动桥试验台的设计一、设计（论文）目的、意义设计目的：汽车零部件性能试验在汽车试验方面占有重要的地位，汽车上的变速器、传动轴、驱动桥等重要部件具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产装车都需要对其进行大量的试验，而且这些试验的项目和规范都已形成国家标准并要求强制执行，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修和使用者提供可靠的保障。本课题即是开发一款适合于汽车驱动桥性能试验的装置，设计原理采用闭式功率流的原理，以达到节能、操控方便、适用性强的目的。意义：汽车驱动桥性能试验的特点是周期长、耗能大、操控复杂、劳动强度大。因此，开发具有节约能源消耗、减轻操作人员劳动强度、试验程序规范、数据记录准确等特点的试验装置具有十分重要的意义。同时，通过此设计，能够培养学生综合运用所学知识独立完成设计的能力，以及培养学生分析问题和解决问题的能力。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、主要设计内容根据驱动桥的实际工作状态，开发可以模拟汽车驱动桥实际工作状态的测试系统，要求设计的系统采用电动机输入动力，使之在事先通过加载器给系统添加完载荷的状态下按规定转速运转。具体完成以下设计内容：1）结构的总体设计；2）加载器的设计；3）电动机及传感器的选择；4）传动系的设计；2、主要技术要求1）确定系统的总体结构和工作原理；2）加载器结构合理、数据准确；3）总体系统运行可靠；三、设计（论文）完成后应提交的成果1、设计说明书一份，1.5万字以上；2、设计图纸一套。3、设计的电子稿件一份。四、设计（论文）进度安排1、进行文献检索查，查看相关资料，撰写开题报告。 第1-2周（3月13月12）2、初步确定设计的总体方案，对系统进行初步设计。 第3-6周（3月164月09）3、提交设计草稿，并针对存在问题进行修定。 第 7 周（4月124月16）4、绘制图纸。 第8-12周（4月195月21）5、提交设计，教师审核。 第13-14周（5月246月4）6、设计修改。 第15周（6月76月11）7、装订设计，准备答辩。 第16周（6月146月18） 8、设计答辩。 第17周（6月216月25）五、主要参考资料1张利平.测功机原理.北京：化学工业出版社，20052黄纬纲，王旭永，王显正等.汽车驱动桥实验装置的研发.上海交通大学学报，1998,(12)3付百学.汽车试验学.北京；机械工业出版社，20084冯晋祥.机械设计.北京：人民交通出版社，5汽车工程手册编委会.汽车工程手册.北京：人民交通出版社，20016黄声显.汽车试验与检测技术。北京：人民交通出版社，20057谢金元.闭式功率流驱动桥试验台的研究.，北京；机械工业出版社，2006（4）六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 汽车驱动桥试验台的设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆07-2班 学 生 姓 名: 张立磊 导 师 姓 名: 纪峻岭 开 题 时 间: 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名张立磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-2指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称汽车驱动桥试验台的设计一、课题研究现状、选题目的和意义1汽车驱动桥检测技术的发展与现状随着我国经济的高速发展和高速公路的迅速建设，我国重型汽车的生产在经历了几十年的发展后已经颇具规模，目前的生产厂家有二十多家，年生产能力达到50万辆以上。国内市场上的国产主流重卡产品，技术上大多比较落后。统计数据显示，一汽、二汽的主销产品仍然属于810t的准重卡产品，其平台本身也并不完全符合重卡产品的构造特点。重型汽车产业与其它产业不同，尤其是高端产品，不仅是国民经济的支柱产业之一，也是重要的战略战备资源。重型汽车工业的发展，产品技术的提升同军队装备现代化建设发展是密不可分的。从长远发展来看，其对我国的国防建设、军事装备的现代化持续发展有极为重要的意义。早在多年前中国重卡市场最为火爆之际，就有业内专家清醒地指出：“中国现在缺少的不是卡车，中国缺少的是高技术含量、高品质的高端重卡”。所以，提高我国在重型卡车制造行业的研发检测能力、制造加工水平和维修服务规模，加快民族自主品牌在高端重卡市场的崛起具有重要的使命和意义。重型车辆驱动桥性能和寿命试验是重型车辆传动系台架试验的重要项目，是载货汽车底盘试验除发动机、变速器之外的主要试验设备之一，在载货汽车的试验设备中具有重要的地位。综上所述，正因为重型车辆驱动桥总成齿轮疲劳测试系统的研发有着重要的研究价值和实用意义，国外重型汽车制造商对其可靠性进行了较为详细的寿命试验研究。如美国BURKE公司、英国的ROMAX公司和SMT制造技术有限公司、德国RENK公司和SCHENCK公司、奥地利的AVL公司在汽车驱动桥检测方面都具有相当的实力和市场。随着传感器技术、电子技术和计算机技术的不断发展，在国外汽车零部件检测技术近年来得到了迅速的发展。国外汽车驱动桥生产厂家除在产品开发、产品设计、效果验证阶段使用试验设备以外，在生产制造环节中，即生产线上、装配线上、无人车间内，也大量使用测试性能先进的在线检测仪器。检测装备、检测仪器、遍及零部件加工整个过程，零部件的加工基本上是自动制造、自动检测、自动判断，以实现全过程质量控制。这样不仅能准确地判断产品是否合格，更重要的是可以通过检测数据的分析处理，正确判断质量失控的状态即产生的原因。产品质量控制得较好。因此，装配、调整差异小。由于该试验要求能够近似模拟真车实际情况，且测量的参数和要求的功能较多，故必须搭建专用的试验台架进行性能和寿命测试试验。以下是国外汽车零部件试验台架检测技术的发展特点：向标准化方向发展；普遍采用了高新技术；检测方法由传统方法转向仪表化、微机化的方法；检测诊断设备具有快速、准确、方便的特点；开发具有功能繁多、检测种类齐全的设备。我国汽车检测技术起步较晚，而且在国内汽车驱动桥生产厂家中，只有少部分能够进行驱动桥的性能和寿命测试，且具有测试结构简单，自动化程度低、测试手段落后、测试项目单一等缺点，甚至有些企业还是停留在人们常讲的 “望”（眼看）、“闻”（耳听）、“切”（手摸）的传统方式来判断质量是否合格。与发达国家相比我们的汽车检测维修技术还存在着许多急需解决的问题。主要表现为：产品可靠性低；自动化程度低、性能落后；品种不全，更新慢；技术含量低；检测设备的加工能力有待提高。但是，随着我国汽车工业的发展，零部件制造业也会得到迅速的发展，同样汽车部件特别是重型车辆部件检测技术也会有较大提高，各种检测设备也会遍布设计生产制造的各个环节，来保证产品出厂的质量要求，真正和国外的重型车辆制造商们进行竞争。可喜的是，国家下属的汽车质量监督检测中心和一些国有大型汽车制造企业的研发单位这些年在汽车检测行业都做了大量的工作，取得了显著的成绩。驱动桥总成齿轮疲劳试验台一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司NQ510型驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。2.设计目的：汽车零部件性能试验在汽车试验方面占有重要的地位，汽车上的变速器、传动轴、驱动桥等重要部件具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产装车都需要对其进行大量的试验，而且这些试验的项目和规范都已形成国家标准并要求强制执行，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修和使用者提供可靠的保障。本课题即是开发一款适合于汽车驱动桥性能试验的装置，设计原理采用闭式功率流的原理，以达到节能、操控方便、适用性强的目的。3.设计意义：汽车驱动桥性能试验的特点是周期长、耗能大、操控复杂、劳动强度大。因此，开发具有节约能源消耗、减轻操作人员劳动强度、试验程序规范、数据记录准确等特点的试验装置具有十分重要的意义。同时，通过此设计，能够培养学生综合运用所学知识独立完成设计的能力，以及培养学生分析问题和解决问题的能力。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、主要设计内容根据驱动桥的实际工作状态，开发可以模拟汽车驱动桥实际工作状态的测试系统，要求设计的系统采用电动机输入动力，使之在事先通过加载器给系统添加完载荷的状态下按规定转速运转。具体完成以下设计内容：1）结构的总体设计；2）加载器的设计；3）电动机及传感器的选择；4）传动系的设计；2、主要技术要求；1）确定系统的总体结构和工作原理；2）加载器结构合理、数据准确；3）总体系统运行可靠；三、技术路线（研究方法）调研和收集资料台架总体方案的确定电动机，传感器的选择加载机构设计传动系设计试验台主要装置的支撑设计以及强度校核试验台操纵机构的设计方案绘制图纸完成设计说明书四、设计（论文）进度安排1、进行文献检索查，查看相关资料，撰写开题报告。 第1-2周（2月283月11）2、初步确定设计的总体方案，对系统进行初步设计。 第3-6周（3月144月08）3、提交设计草稿，并针对存在问题进行修定。 第 7 周（4月114月15）4、建立模型进行分析，绘制图纸。 第8-12周（4月185月20）5、提交设计，教师审核。 第13-14周（5月236月3）6、设计修改。 第15周（6月66月10）7、装订设计，准备答辩。 第16周（6月136月17）8、设计答辩。 第17周（6月206月24）五、参考文献1张利平.测功机原理M.北京：化学工业出版社，20052黄纬纲，王旭永，王显正等.汽车驱动桥实验装置的研发J.上海交通大学学报，1998,(12)3付百学.汽车试验学M.北京；机械工业出版社，20084冯晋祥.机械设计M.北京：人民交通出版社，5汽车工程手册编委会.汽车工程手册M.北京：人民交通出版社，20016黄声显.汽车试验与检测技术M.北京：人民交通出版社，20057谢金元.闭式功率流驱动桥试验台的研究M.北京；机械工业出版社，2006（4）8. 国家标准局. 噪声检测标准 （GB/T1946-1997）, 19979. 陈家瑞.汽车构造M.人民交通出版社, 199410. 余志生主编. 汽车理论M.机械工业出版社, 198911. 竺延年主编. 最新车桥设计、制造、质量检测及国内外标准实用手册M.中国知识出版社, 200512. 陈克兴. 设备状态检测与故障诊断技术J.科学技术文献出版社 199013. 刘惟信. 驱动桥(汽车设计丛书) M.北京：人民交通出版社，198714. 刘惟信. 机械可靠性设计M.北京：清华大学出版社, 199615. 刘惟信. 汽车车桥设计M.北京：清华大学出版社, 200416. 王植槐. 汽车制造检测技术M.北京：北京理工大学出版社, 2000 17. 小田柿浩三. 自動車設計M.日本：山海堂, 197818. 尾崎紀男. 自動車工学M.日本：森北出版, 197819. Gleason Company GLEASON BEVEL AND HYPOID GEAR DESIGN 197220. Reimpell. J,Stoll H . The Automotive Chassis: Engineering Principles.Warrendale,PA 15096, USA,SAE,199621. 重庆重型汽车研究所. 国外重型载重汽车驱动桥汽车资料J.1981，（5）22. 长春汽车研究所.驱动桥设计 汽车技术J.1972 ，(3，4)23. Lechner G ， Naunheimer H. Automotive Transmissions: Fundamentals,Selection, Design and Application.Berlin:Spring,199924. 汽车工程手册编写组 汽车工程手册M.北京：人民交通出版社, 200125. 陈焕江. 汽车检测及诊断(上)(下) M.北京：机械工业出版社, 200226. 刘世恺. 汽车的传动系M.北京：人们交通出版社, 198627. 李维谔. 东风 EQ140-1 型汽车维修手册M.武汉：湖北人民出版社, 198828. 李维谔. 东风 EQ140-1 型汽车使用问答M.武汉：湖北人民出版社, 199029. 郦明等. 汽车结构抗疲劳设计M. 合肥：中国科学技术大学出版社, 1995六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日 本科学生毕业设计汽车驱动桥试验台的设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 B07-2 班 学生姓名： 张立磊 指导教师： 纪峻岭 职 称： 副教授 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Automobile Driving Axle Test-Bed Candidate：Zhang LileiSpecialty：Vehicle Engineering Class：B07-2Supervisor：Associate Prof. Ji JunlingHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘 要汽车零部件性能试验在汽车试验方面占有重要的地位，汽车上的变速器、传动轴、驱动桥等重要部件具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产装车都需要对其进行大量的试验，而且这些试验的项目和规范都已形成国家标准并要求强制执行，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修和使用者提供可靠的保障。本课题即是开发一款适合于汽车驱动桥性能试验的装置，设计原理采用闭式功率流的原理，以达到节能、操控方便、适用性强的目的。文中分析了驱动桥性能闭式试验台的布置结构和工作原理，在确定了设计方案的基础上完成了试验台传动机构的设计，并对设计的结构进行了布置合理性分析和力学刚度、强度的校核，使得此试验台能够完成如磨合试验和齿轮磨损试验，并根据所设计的各部分详细参数，利用软件 AUTOCAD 绘制了试验台中传动机构的整体装配图和传动机构的各部分零件图。关键词：汽车驱动桥；试验台；性能试验；设计；加载机构黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTAuto parts performance test in automotive test occupies an important position in the transmission, and cars, transmission shaft, axles and other important parts with complex structure, use condition is complex and reliability requirements higher characteristic, therefore, from product development to the production of its load all need quite a lot of experiments, and the test project and has formed national standards and regulations and requirements to determine their compulsory execution, whether satisfy various performance parameters for car design requirement, the production, sales and maintenance and users provided the reliable safeguard. This topic that is development of a suitable for vehicle axles performance test device, design principles using the principle of closed power flow control, in order to achieve energy saving, convenient, and wide applicability purpose.This paper analyzes the driving axle performance test-bed closed the layout structure and working principle, in determining the basis of the design plan completed the design of test, and drive mechanism to design the structure of rationality analysis and mechanical stiffness decorate, checking intensity, make this test rig can accomplish such as driving axle ratio test, the running-in, gear wear test, and according to all the parts of the detailed design parameters and employing software AUTOCAD plotted in the overall test drive mechanism assembly and driving mechanism of each parts graph.Key Words: Drive cars；Test-beds；Performance test；Excogitation；Institutions loading黑龙江工程学院本科生毕业设计目目 录录摘要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 课题的来源和意义.11.2 机械疲劳可靠性研究的历史回顾.11.3 驱动桥疲劳可靠性研究的方法与现状.21.4 本课题的研究内容及主要工作.4第 2 章 总体方案确定.52.1 设计方案论证.52.1.1 引言.52.1.2 封闭式试验台试验原理.52.1.3 封闭式试验台动力装置的布置方案分析.52.2 本章小结.7第 3 章 传动机构设计.83.1 驱动电机的选择.83.2 齿轮箱 A.93.2.1 齿轮计算.93.2.2 轴与轴承的设计.113.3 齿轮箱 B.233.3.1 齿轮计算.233.3.2 轴与轴承的设计.263.4 本章小结.33第 4 章 加载机构设计.344.1 加载小电机功率计算.34黑龙江工程学院本科生毕业设计4.2 加载机构设计与计算.344.2.1 齿轮的设计.344.2.2 涡轮蜗杆的设计与计算.374.2.3 V 带的设计与计算.384.2.4 加载齿轮设计与计算.394.3 本章小结.41结论.42参考文献.43致谢.45附录.46黑龙江工程学院本科生毕业设计1第 1 章 绪 论1.1 课题的来源和意义汽车已经成为现代社会发展不可或缺的交通工具，在人们的日常生活中扮演着重要的角色。另一方面汽车工业以其强有力的产业拉动作用，己经成为我国国民经济发展的支柱性行业。2009 年，为应对国际金融危机、确保经济平稳较快增长，国家出台了一系列促进汽车、摩托车消费的政策，有效刺激了汽车消费市场，汽车产销呈高增长态势，首次成为世界汽车产销第一大国。2009 年，汽车产销分别为 1379.1 万辆和 1364.5 万辆，同比增长 48.3和 46.15。汽车零部件试验在汽车设计和制造领域占据重要的地位，因此试验台的总类也很多，有的结构简单，适用范围广，但试验耗费较高，有的现代化程度高、适合规模大、效益高的大型试验部门使用，但造价昂贵。而一些小型科研单位以及高等院校受资金、场地、人员、环境等的影响，应采用操作方便，占地较小，试验费用较低的试验台。作为汽车上重要部件的汽车驱动桥具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产使用都要对其进行大量的试验，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修单位以及汽车的使用者提供可靠的保障。 驱动桥在其研发阶段需要完成变速器机械效率试验、润滑试验、疲劳磨损试验等。提驱动桥的传动效率不仅可提高动力性，降低车辆油耗，而且对抑制由于近年来车辆速度提高而引起的传动系统的发热具有重要的意义。为了防止烧坏，同时抑制油温上升，要对变速器内的各部件供给必要而充分的润滑油进行润滑，并进行确认试验，试验目的是评价变速器在各种工作条件下不传递转矩时的润滑效能。变速器耐久性试验分为齿轮试验、轴承试验和磨损试验，即分别考核齿轮的弯曲疲劳强度、轴承的承载能力和寿命以及齿轮轴承的点蚀、色变和压痕等。1.2 机械疲劳可靠性研究的历史回顾 车辆驱动桥是一个机械零部件组成的结构系统，因此，研究驱动桥的疲劳可靠性要以研究机械疲劳可靠性的理论、方法为基础。机械可靠性研究，主要以产品的寿命特征作为研究对象，而疲劳是机械结构和零黑龙江工程学院本科生毕业设计2部件的主要破坏形式，据统计有 80以上的机械失效都源于疲劳破坏，这是由于大多数机械结构和零部件都工作在循环载荷下。关于动载荷引起疲劳失效的机理问题直至现在尚不能做出明确的解释，人们研究疲劳寿命仍然要通过试验完成。早在1871年德国工程师August Wohler就提出了表征循环应力与寿命之间关系的S-N曲线和疲劳极限的概念。1910年，OHBasquin提出了金属S-N曲线的经验规律，指出应力对疲劳循环数的双对数坐标图在很大的应力范围内表现为线性关系。这一理论沿用至今，仍然是寿命预测的根本理论。但S-N曲线只能预测恒幅对称循环应力下的寿命，对于变幅应力下的寿命却不能直接应用。对此，MAMiner在1945年，提出了线性疲劳累积损伤理论，建立了多级应力下的疲劳寿命模型141，从而解决了变幅载荷下的寿命预测问题。1954年，LFCoffin和SSManson又提出了表征塑性应变幅与疲劳寿命关系的CoffinManson公式，从而，形成了适于塑性变形状态下的疲劳寿命估算的局部应变法。从另一方面，在1960年至1970年前后，E.B.Haugen、E.B.Stulen、DKececioglutlo、AMFreudenthalil等人，在疲劳可靠性理论的研究和应用方面取得了突破，将静强度应力强度干涉模型用于疲劳可靠性设计中，将经典的应力强度干涉模型中静强度概率分布变为在指定寿命下的疲劳强度的分布，将静应力的概率分布变为疲劳应力的概率分布，逐渐完善了用应力与强度干涉关系进行疲劳可靠性设计的一套方法，并提出了著名的疲劳可靠性应力强度干涉模型，为疲劳可性研究奠定了重要的理论基础。此后，关于机械可靠性设计与疲劳问题的理论与应用方面的研究更是吸引了众多研究人员，研究主要集中在干涉模型的推广和可靠度的计算方法方面。我国在80年代开始注重机械可靠性研究，90年代后得到了空前的进展，由于对机械破坏失效机理认识的逐步深化，对机械概率故障资料的逐步积累，以及概率统计在零部件的应力与强度分析方面的应用，为可靠性研究提供了理论基础和实践经验，吕海波等对结构、零部件疲劳可靠性进行了具体的研究，分析了结构在稳定和非稳定应力下的可靠性模型、可靠度的计算方法。黄洪钟等将模糊数学应用到可靠性分析，黄雨华等研究了随机载荷下疲劳可靠性的研究方法，吴立言等把概率有限元与虚拟测试技术引入齿轮可靠度计，使可靠性理论的应用在强度分析、疲劳研究等方面有了新进展。黑龙江工程学院本科生毕业设计31.3 驱动桥疲劳可靠性研究的方法与现状1汽车驱动桥检测技术的发展与现状随着我国经济的高速发展和高速公路的迅速建设，我国重型汽车的生产在经历了几十年的发展后已经颇具规模，目前的生产厂家有二十多家，年生产能力达到50万辆以上。国内市场上的国产主流重卡产品，技术上大多比较落后。统计数据显示，一汽、二汽的主销产品仍然属于810t的准重卡产品，其平台本身也并不完全符合重卡产品的构造特点。重型汽车产业与其它产业不同，尤其是高端产品，不仅是国民经济的支柱产业之一，也是重要的战略战备资源。重型汽车工业的发展，产品技术的提升同军队装备现代化建设发展是密不可分的。从长远发展来看，其对我国的国防建设、军事装备的现代化持续发展有极为重要的意义。早在多年前中国重卡市场最为火爆之际，就有业内专家清醒地指出：“中国现在缺少的不是卡车，中国缺少的是高技术含量、高品质的高端重卡” 。所以，提高我国在重型卡车制造行业的研发检测能力、制造加工水平和维修服务规模，加快民族自主品牌在高端重卡市场的崛起具有重要的使命和意义。重型车辆驱动桥性能和寿命试验是重型车辆传动系台架试验的重要项目，是载货汽车底盘试验除发动机、变速器之外的主要试验设备之一，在载货汽车的试验设备中具有重要的地位。综上所述，正因为重型车辆驱动桥总成齿轮疲劳测试系统的研发有着重要的研究价值和实用意义，国外重型汽车制造商对其可靠性进行了较为详细的寿命试验研究。如美国BURKE公司、英国的ROMAX公司和SMT制造技术有限公司、德国RENK公司和SCHENCK公司、奥地利的AVL公司在汽车驱动桥检测方面都具有相当的实力和市场。随着传感器技术、电子技术和计算机技术的不断发展，在国外汽车零部件检测技术近年来得到了迅速的发展。国外汽车驱动桥生产厂家除在产品开发、产品设计、效果验证阶段使用试验设备以外，在生产制造环节中，即生产线上、装配线上、无人车间内，也大量使用测试性能先进的在线检测仪器。检测装备、检测仪器、遍及零部件加工整个过程，零部件的加工基本上是自动制造、自动检测、自动判断，以实现全过程质量控制。这样不仅能准确地判断产品是否合格，更重要的是可以通过检测数据的分析处理，正确判断质量失控的状态即产生的原因。产品质量控制得较好。因此，装配、调整差异小。由于该试验要求能够近似模拟真车实际情况，且测量的参数和要求的功能较多，故必须搭建专用的试验台架进行性能和寿命测试试验。以下是国外汽车零部件试验台架检测技术的发展特点：（1）向标准化方向发展；（2）普遍采用了高新技术；黑龙江工程学院本科生毕业设计4（3）检测方法由传统方法转向仪表化、微机化的方法；（4）检测诊断设备具有快速、准确、方便的特点；（5）开发具有功能繁多、检测种类齐全的设备。我国汽车检测技术起步较晚，而且在国内汽车驱动桥生产厂家中，只有少部分能够进行驱动桥的性能和寿命测试，且具有测试结构简单，自动化程度低、测试手段落后、测试项目单一等缺点，甚至有些企业还是停留在人们常讲的 “望” （眼看） 、 “闻”（耳听） 、 “切” （手摸）的传统方式来判断质量是否合格。与发达国家相比我们的汽车检测维修技术还存在着许多急需解决的问题。主要表现为：（1）产品可靠性低；（2）自动化程度低、性能落后；（3）品种不全，更新慢；（4）技术含量低；（5）检测设备的加工能力有待提高。但是，随着我国汽车工业的发展，零部件制造业也会得到迅速的发展，同样汽车部件特别是重型车辆部件检测技术也会有较大提高，各种检测设备也会遍布设计生产制造的各个环节，来保证产品出厂的质量要求，真正和国外的重型车辆制造商们进行竞争。可喜的是，国家下属的汽车质量监督检测中心和一些国有大型汽车制造企业的研发单位这些年在汽车检测行业都做了大量的工作，取得了显著的成绩。驱动桥总成齿轮疲劳试验台一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司NQ510型驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。1.4 本课题的研究内容及主要工作利用机械闭式功率流原理，研制一套驱动桥机械效率、刚度、疲劳强度和润滑测试装置的传动机构，要求设计并研究可靠的传动系统的结构。由于封闭式功率流试验台只需在事先给系统加载的情况下，选择较小的电动机（仅提供封闭系统消耗的机械损失功率） ，即可完成机械效率的测定以及用时较长的疲劳寿命和润滑等的试验，具有功耗少、投资省、耗电少的特点，而且驱动桥的机械效率高、功率损失小，因此，黑龙江工程学院本科生毕业设计5本课题将对这种试验台的传动系统部分进行研究。在这部分里主要完成传动机构的设计（包括升速器、传动轴和加载器的设计）以及电动机及传感器的选型。黑龙江工程学院本科生毕业设计6第 2 章 总体方案确定2.1 设计方案论证2.1.1 引言一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台（国内外广泛采用）、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司 NQ510 型驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。驱动桥总成齿轮疲劳试验中，一般采用的测试仪器有转矩转速传感器。此外，近年来试验中普遍配套使用的二次仪表有转矩转速仪、功率仪和效率仪等，给台架试验提供了方便条件，便于实现操作、测量的自动化。动力装置的布置位置及功率流的方向都直接影响到系统的功率损失，合理地布置动力装置、及确定功率流的流向能将系统的损失功率控制到最低。采用封闭式汽车驱动桥可靠性试验台并选用最优动力装置的布置方案能大大减小试验能耗，有效节约试验成本。2.1.2 封闭式试验台试验原理封闭式汽车驱动桥总成可靠性试验台结构如图 2.1 所示。它由主减速器、辅助齿轮箱以及加载装置构成一个封闭系统。通过加载装置加载封闭力矩，在整个封闭系统中各齿轮之间产生啮合力，由封闭系统外的动力装置来完成整个系统的运转，并同时补充封闭系统中发热所产生的功率损失。此时，动力装置需消耗的能量仅占系统中的一小部分。2.1.3 封闭式试验台动力装置的布置方案分析并用支撑使之反方向不能旋转，这时，封闭系统断开。之后将加载小齿轮用工具推向加载大齿轮并固定好，随后开启加载小电机，通过加载小齿轮箱的减速升扭后，将较大的扭矩如图 2-1 所示。黑龙江工程学院本科生毕业设计7图 2-1 封闭式试验台原理图 2-2 机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台架功率流流向简图黑龙江工程学院本科生毕业设计8为了减少试验台结构，提高可控性且减少噪音、污染以及节约能源，故这里用电机代替发动机作为原动力，经连轴器带动主动齿轮箱运转。主动齿轮箱再带动加载卡盘和加载大齿轮后再经过转矩转速传感器传动轴到被试驱动桥总成样品。然后，经过两侧的齿轮箱及位于主试件上面的与主试件相同型号的陪试驱动桥总成，再经传动轴与主动齿轮箱相连，从而构成一个扭矩的封闭循环结构。试验台的封闭载荷是由加载电机带动加载齿轮箱中的齿轮副和蜗轮蜗杆副驱动可移位的加载小齿轮。加载过程为：先关闭试验台电机，并松开齿轮箱后侧卡盘和加载大齿轮之间的八个连接螺栓，然后，用专用卡具卡在卡盘外的卡槽中，通过加载小齿轮和加载大齿轮的啮合传递到齿轮箱后面的系统中，观察转矩转速仪实时显示的转矩值，到目标转矩时停止加载，此时用螺栓将卡盘和加载大齿轮相连并固定好。拆掉专用卡具，退出加载小齿轮，使之不与加载大齿轮相啮合。到此，系统内部扭矩加载完毕，开启试验台，相应的扭矩便加到了被试驱动桥总成和陪试驱动桥总成当中。功率流流向如上图 2-2 所示。2.2 本章小结本章对总体设计方案进行了比较分析，以及试验台架运行原理，工作过程和加载工程进行阐述。最终确定了总体设计方案如图 2-1 封闭试验台架原理。黑龙江工程学院本科生毕业设计9第 3 章 传动机构设计3.1 驱动电机的选择 本试验台选择以一汽客车的驱动桥的技术参数为基准。为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数 K=1.5。各项参数如下:最大功率 125Kw/2300rpm 扭矩 580Nm/13001500rpm 变速器 1 档 6.098 R 档 5.98驱动桥 4.556表 3.1 传动效率表齿轮传动精度等级及结构形式传动类型6、7 级，闭式 8 级，闭式脂润滑，开式圆拄齿轮传动0.980.970.95圆锥齿轮传动0.970.950.94表 3.2 传动效率表部件名称效率 部件名称效率 46 档变速器 0.95单级减速主减速器 0.96 分动器 0.95双级减速主减速器 0.92 8 档以上变速器 0.90 传动轴的万向节 0.98 蜗杆传动 0.700.75 V 带传动 0.940.96所有齿轮箱的效率取 =0.95。则 (3.1)A动PKw83.171258574. 01P95. 095. 095. 01试 (3.2)Kw74.265 . 183.175 . 1A动PPw查机械设计课程设计后，选用驱动电机型号为 Y200L1-2。其参数为：额定功率 30KW；满载转速 2950r/min。黑龙江工程学院本科生毕业设计103.2 齿轮箱 A3.2.1.齿轮计算1、计算齿轮4321ZZZZ分配传动比1321iiii 231i12i323i（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a）由于工作条件中高速及噪声影响取 6 级精度。 图 3-1 齿轮箱 A 简图b）小齿轮材料为 20CrMnTi 渗碳 淬火，大齿轮材料为 20CrMnTi，渗碳 淬火c）初选小齿轮齿数=30、。1z452330z2（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算 （3.3） 32HEHb1zzu1uKT2da）根据工作条件，选取载荷系数 K=1.3b）计算小齿轮传递的转矩mmN105 . 35 . 1098. 6580kiTT6maxemax2为发动机输出最大转矩；变速器最大传动比（此处为一档传动比）emaxTmaxik 为试验台通用而设的系数c）选取齿宽系数 5 . 0bd）由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮MPa8.189zE5.2zHe）有图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮MPa7501Hlim 的接触疲劳强度极限。MPa7502Hlim f）计算硬力循环次数9h111059. 11030024198.36860jLn60N）（921006.1N黑龙江工程学院本科生毕业设计11g）有图表查得接触疲劳寿命系数 ;0.95KHN10.97KHN2h）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，有式得 MPa50.71275095. 0SK2HlimHN21H MPa5 .72775097. 0SK3HlimHN32Hi）计算小齿轮分度圆直径 d，代入中较小值H 32HEHb1zzu1uKT2d =237.20mm 3265 .7128 .1895 . 25 . 115 . 15 . 0105 . 33 . 12（3.4）j）确定齿轮参数9 . 73020.237zdm22去模数 m=8，B=mm240308mzd11mmdb1202405 . 02(3)校核齿根弯曲疲劳强度a)由表查得齿形系数和应力修正系数为：，35. 2Y625. 1Y52. 2Y2Fa1Sa1Fa，。68. 1Y2Sab)由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数 , 0.92KFN10.93KFN2c)由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ，MPa8502FE。850MPaFE2d)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 （3.5） MPa57.5584 . 185092. 0SKFE1FN22F （3.6） MPa64.5644 . 185093. 0SKFE3FN33Fe)计算圆周力黑龙江工程学院本科生毕业设计12 （3.7）N1092. 2240105 . 32dT2F4622tf)计算轮齿齿根弯曲应力。由式得 MPa57.558MPa92.161625. 152. 281201092. 23 . 1YYBmKF41Sa1Fat1F（3.8） （3.9MPa64.564MPa1 .15668. 135. 281201092. 23 . 1YYBmKF42Sa2Fat2F）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算mm240308mzd11mm360458mzd22mmmhdhddaaa25622111mmmchdhddaff220)(22111mmmhdhddaaa37622322mmmchdhddaff340)( 22222齿轮与相同，齿轮与相同。3z2z4z1z3.2.2.轴与轴承的设计1、轴的设计 1Z（1）估算轴的基本直径选用 45 钢，正火处理，估计直径 d100mm，查表得=600MPa，查表，取bC=115，由式得mmnPCd70.44230012511833所求 d 为最小轴径，应为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大黑龙江工程学院本科生毕业设计133%，即，取标准值 d=48mm。mmd04.4603. 170.44（2）轴的结构设计 （见图 3.1a）表 3.3 各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说 明联轴器48根据内径，选定凸缘联轴器 GYH6轴承端盖处56562448轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012齿轮处63齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处75，取 75mm6 .7582.7120.1)0.07(6363右端轴承轴肩处69为便于拆卸，轴间高度不能过高，取 4.5右端轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012右端轴承端盖处56562448表 3.4 各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说 明联轴器9084+6=90 GYH6轴承端盖处67端盖距联轴器 25mm，端盖距轴承左端面 42mm轴承处742+49+5+18=74mm齿轮处118为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取 118轴环处10轴环宽度故取 b=10mmab6 . 544 . 14 . 1右端轴承轴肩处444451049右端轴承处18深沟球轴承 6012 宽度 b=18mm右端轴承端盖处67端盖距联轴器 25mm，端盖距轴承左端面 42mm右端联轴器处9084+6=90 GYH6全轴长度578L=90+67+74+118+10+44+18+67+90=578mm（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩黑龙江工程学院本科生毕业设计14mmNmmNnpT36610519)23001251055. 9(1055. 9b)求轴上的作用力齿轮上的切向力 NNdTFt18.43252401051922522齿轮上的径向力 NFFtr23.157420tan18.4325tan22c)求轴的跨距 mmll2591844101186921（4） 按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图 （见图 3.1b）b)作水平面受力图及弯矩图 （见图 3.1c）HMNFFrH12.787223.157422mmNlFMHH 511004. 225912.787c) 作垂直面受力图及弯矩图 （见图 3.1d）VMNFFtV56.393212.7872mmNlFMVV511002. 125956.393d)作合成弯矩图 （见图 3.1e）mmNMMMVH52525221028. 2)1002. 1 ()1004. 2(e)作转矩图 （见图 3.1f）T=mmN 310519f)按当量弯矩校核轴的强度 （3.11）BeM52323221025.605)105196 . 0()10519()(TM由表查得，对于 45 钢，其中，故由式得MPab600MPaw551黑龙江工程学院本科生毕业设计15 （3.12）wBeBeMPadM135373.54481 . 01025.6051 . 0因此，轴的强度足够。（a） L=259 （b） Fr=157423N Ft=4325.18N （c） Ft Fh=787.12N Fh Mh=mmN 51004.2 Fr （d） Fv=393.56N Fv Mv=mmN 51002.1 MmmN 51028.2（e）黑龙江工程学院本科生毕业设计16 （f） T mmN 310519图 3.1 齿轮轴强度计算4z2、 轴承选择与校核 由于已知条件与轴承配合处的轴径为 55mm，转速=2300r/min。maxn 轴承处所受的径向力 Fr=1574.23N，工作温度正常，预期寿命为 10000h。a)球当量动载荷 P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故)(arpYFxFfPX=1，Y=0，fp 查表取 1.2NP08.188923.157412 . 1b)计算所需的径向力额定动载荷值 （球轴承）3 （3.13） 3164161010650060120871060hLnftPCN32852c)选择轴承型号 查有关轴承手册，根据 d=60mm，选取 6012 轴承，油润滑。基本额定动载荷 Cr=43.2KN，极限转速=7500r/mimmaxn轴相同。42Z轴与Z3、轴的设计2Z（1）估算轴的基本直径由箱体与轴的结构可以确定轴的长度：18+44+10+118+69=259mm。1Z轴所受的力为齿轮传递到轴承传到轴的径向力。由于该齿两边都有齿轮，采用极限法，所受力为 2 倍的单对齿轮产生的径向力。故NFFrr46.3148223.1574212轴的受力分析NFFrH23.1574246.314822黑龙江工程学院本科生毕业设计17mmNLFMHB51004. 2225923.15742由表查得，对于 45 钢，其中，故有式得MPab600MPaw551MPa551 . 03dMBBeMPad551 . 01004. 2235 （3.14）mmd17.513故取整=60mm。2d（2）轴的结构设计 （见图 3.2a）表 3.5 各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说 明轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012齿轮处63齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处75，取 75mm6 .7582.7120.1)0.07(6363右端轴承轴肩处69为便于拆卸，轴间高度不能过高，取 4.5右端轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012表 3.6 各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说 明轴承处742+49+5+18=74mm齿轮处118为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取 118轴环处10轴环宽度故取 b=10mmab6 . 544 . 14 . 1右端轴承轴肩处444451049右端轴承处10深沟球轴承 6012 宽度 b=18mm全轴长度259L=69+118+10+44+18=259mm（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩黑龙江工程学院本科生毕业设计18mmNmmNnpT36610519)23001251055. 9(1055. 9b)求轴上的作用力齿轮上的切向力 NNdTFt18.43252401051922522齿轮上的径向力 NFFtr23.157420tan18.4325tan22c)求轴的跨距 mmll2591844101186921（4） 按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图 （见图 3.1b）b)作水平面受力图及弯矩图 （见图 3.1c）HMNFFrH12.787223.157422mmNlFMHH511004. 225912.787c) 作垂直面受力图及弯矩图 （见图 3.1d）VMNFFtV56.393212.7872mmNlFMVV511002. 125956.393d)作合成弯矩图 （见图 3.1e）mmNMMMVH52525221028. 2)1002. 1 ()1004. 2(e)作转矩图 （见图 3.1f）T=mmN 310519f)按当量弯矩校核轴的强度 （3.11）52323221025.605)105196 . 0 ()10519()(TMMBe由表查得，对于 45 钢，其中，故由式得MPab600MPaw551 （3.12）wBeBeMPadM135373.54481 . 01025.6051 . 0因此，轴的强度足够。黑龙江工程学院本科生毕业设计194、 轴承选择与校核（a） L=259mm （b）Fr Ft （c） Ft Fh Fh Mh Fr （d） Fv FvMvM （e） （f） T 黑龙江工程学院本科生毕业设计20图 3.2 齿轮轴强度计算2z 由于已知条件与轴承配合处的轴径为 60mm，转速=2300r/min。maxn 轴承处所受的径向力 Fr=3148.46N，工作温度正常，预期寿命为 10000h。a)球当量动载荷 P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故)(arpYFxFfPX=1，Y=0，fp 查表取 1.2NP15.377846.314812 . 1b)计算所需的径向力额定动载荷值 （球轴承）3/10 （3.15） 10364161010650060115.37781060hLnftPCKN34.15c)选择轴承型号查有关轴承手册，根据 d=60mm，选取 6012 深沟球轴承，油润滑。基本额定动载荷 Cr=31.5KN，极限转速=7500r/mim。maxn齿轮轴与齿轮轴相同2Z3z4、轴设计 4Z（1）估算轴的基本直径选用 45 钢，正火处理，估计直径 d100mm，查表得=600MPa，查表，取bC=115，由式得mmnPCd70.44230012511833所求 d 为最小轴径，应为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大3%，即，取标准值 d=48mm。mmd04.4603. 170.44（2）轴的结构设计 （见图 3.3a）（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩mmNmmNnpT36610519)23001251055. 9(1055. 9黑龙江工程学院本科生毕业设计21b)求轴上的作用力表 3.7 各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说 明联轴器48根据内径，选定凸缘联轴器 GYH6轴承端盖处56562448轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012齿轮处63齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处75，取 75mm6 .7582.7120.1)0.07(6363右端轴承轴肩处69为便于拆卸，轴间高度不能过高，取 4.5右端轴承处60根据轴承内径，初定深沟球轴承 6012表 3.8 各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说 明联轴器9084+6=90 GYH6轴承端盖处67端盖距联轴器 25mm，端盖距轴承左端面 42mm轴承处742+49+5+18=74mm齿轮处118为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取 118轴环处10轴环宽度故取 b=10mmab6 . 544 . 14 . 1右端轴承轴肩处444451049右端轴承处18深沟球轴承 6012 宽度 b=18mm全轴长度421L=90+67+74+118+10+44+18+67+90=421mm齿轮上的切向力 NNdTFt18.43252401051922544齿轮上的径向力 NFFtr23.157420tan18.4325tan44c)求轴的跨距 mmll2591844101186921（4） 按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图 （见图 3.3b）黑龙江工程学院本科生毕业设计22b)作水平面受力图及弯矩图 （见图 3.3c）HMNFFrH12.787223.157424mmNlFMHH511004. 225912.787c) 作垂直面受力图及弯矩图 （见图 3.3d）VMNFFtV56.393212.7872mmNlFMVV511002. 125956.393d)作合成弯矩图 （见图 3.3e）mmNMMMVH52525221028. 2)1002. 1 ()1004. 2(e)作转矩图 （见图 3.3f）T=mmN 310519f)按当量弯矩校核轴的强度 （3.11）52323221025.605)105196 . 0()10519()(TMMBe由表查得，对于 45 钢，其中，故由式得MPab600MPaw551 （3.12）wBeBeMPadM135373.54481 . 01025.6051 . 0因此，轴的强度足够。2、 轴承选择与校核 由于已知条件与轴承配合处的轴径为 60mm，转速=2300r/min。maxn轴承处所受的径向力 Fr=1574.23N，工作温度正常，预期寿命为 10000h。a)球当量动载荷 P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故)(arpYFxFfPX=1，Y=0，fp 查表取 1.2NP08.188923.157412 . 1b)计算所需的径向力额定动载荷值 （球轴承）3 （3.13） 3164161010650060120871060hLnftPCN32852黑龙江工程学院本科生毕业设计23c)选择轴承型号（a） L=259mm（b） FrN157423 FtN18.4325 （c） Ft Fh FhN12.787 MhmmN 51004.2 Fr （d） Fv FvN56.393MvmmN 51002.1M（e） （f） T 黑龙江工程学院本科生毕业设计24图 3.3 齿轮轴强度计算4z 查有关轴承手册，根据 d=60mm，选取 6012 轴承，油润滑。基本额定动载荷 Cr=43.2KN，极限转速=7500r/mim。maxn3.3 齿轮箱 B3.3.1.齿轮计算 此齿轮箱位于两个驱动桥中间，故输入和输出没有比例变化，故与、1BZ4BZ与两两相同齿轮，并且此齿轮箱应为对称的 2 个。2BZ3BZ1、计算与齿轮1BZ2BZ分配传动比；1321iiii 231i12i323i（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a）由于工作条件中高速及噪声影响取 6 级精度。b）小齿轮材料为 20CrMnTi 渗碳 淬火，大齿轮材料为 20CrMnTi，渗碳 淬火c）初选小齿轮齿数=30、。 图 3-2 齿轮箱 B 简图1BZ4523301BZ（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算 （3.3） 32HEHb1zzu1uKT2da）根据工作条件，选取载荷系数 K=1.3b）计算小齿轮传递的转矩mmN1011.16556. 4098. 6580kiTT6maxemax2为发动机输出最大转矩；变速器最大传动比（此处为一档传动比）emaxTmaxik 为试验台通用而设的系数c）选取齿宽系数 5 . 0b黑龙江工程学院本科生毕业设计25d）由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮MPa8 .189zE5 . 2zHe）有图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮MPa7501Hlim 的接触疲劳强度极限。MPa7502Hlim f）计算硬力循环次数8h111033. 21030024199.5360jLn60N）（82105 . 1Ng）有图表查得接触疲劳寿命系数 ; 0.92KHN10.94KHN2h）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，有式得 MPa69075092. 0SK2HlimHN21H MPa70575094. 0SK3HlimHN32Hi）计算小齿轮分度圆直径 d，代入中较小值H=187.60m 32HEHb1zzu1uKT2d3266908 .1895 . 25 . 115 . 15 . 01011.163 . 12m （3.4）j）确定齿轮参数25. 63060.187zdm22去模数 m=7，B=mm210307mzd11mmdb1052105 . 02(3)校核齿根弯曲疲劳强度a)由表查得齿形系数和应力修正系数为：，35. 2Y625. 1Y52. 2Y2Fa1Sa1Fa，。68. 1Y2Sab)由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数 。0.93K0.92,KFN2FN1黑龙江工程学院本科生毕业设计26c)由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ，MPa8502FE。850MPaFE2d)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 MPa57.5584 . 185092. 0SKFE1FN21F（3.5） MPa64.5644 . 185093. 0SKFE3FN32F（3.6）e)计算圆周力 （3.7）N1034.152101011.162dT2F4611tf)计算轮齿齿根弯曲应力。由式得 MPa57.558MPa31.108625. 152. 27105105 . 13 . 1YYBmKF51Sa1Fat1F（3.8） MPa64.564MPa74.10468. 135. 28120105 . 13 . 1YYBmKF52Sa2Fat2F（3.9）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算mm210307mzd11mm315457mzd22mmmhdhddaaa22422*111mmmchdhddaff5 .192)( 22111mmmhdhddaaa32922322黑龙江工程学院本科生毕业设计27mmmchdhddaff5 .297)( 22222齿轮与、与两两相同。1BZ4BZ2BZ3BZ3.3.2.轴与轴承的设计1、轴的设计1BZ（1）估算轴的基本直径选用 40Cr 调质，估计直径 d100mm，查表得=980MPa，查表，取 C=105，由b式得 （3.21）mmnPCd93.652300556. 412510533所求 d 为最小轴径，应为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大5%，即，取标准值 d=70mm。mmd23.6905. 193.65（2）轴的结构设计 （见图 3.4a）（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩表 3.9 各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说 明联轴器70选用 GY8 联轴器轴承端盖处80便于安装设一轴肩膀，取 a=5轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承 6017齿轮处90齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处104，取 104mm1086 .10220.1)0.07(9090右端轴承轴肩处96为便于拆卸，轴间高度不能过高，取 a=4右端轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承 6017mmNmmNnpT3661056.2364)2300556. 41251055. 9(1055. 9b) 求轴上的作用力齿轮上的切向力 NdTFt461111052. 22101065. 222黑龙江工程学院本科生毕业设计28齿轮上的径向力 NFFtr34111017. 920tan1052. 2tanc）求轴的跨距 mmll89)20492120(21（4） 按当量弯矩校核轴的强度表 3.10 各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说 明联轴器115107+5=115 GY8轴承端盖处90端盖距联轴器 25mm，端盖距轴承左端面 42mm轴承处4922+20+5+2=49mm齿轮处103为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取 118轴环处10轴环宽度故取 b=10mmab6 . 544 . 14 . 1右端轴承轴肩处151510520右端轴承处22深沟球轴承 6017 宽度 b=22mm全轴长度404L=115+90+49+103+10+15+22=404mma) 作轴的空间受力简图 （见图 3.4b）b）作水平面受力图及弯矩图 （见图 3.4c）HMNFFrH3311059. 421017. 92mmNlFMHH5311008. 4891059. 4c) 作垂直面受力图及弯矩图 （见图 3.4d）VMNFFtV4411026. 121052. 22mmNlFMVV6411012. 1891026. 1d）作合成弯矩图 （见图 3.4e）mmNMMMVH52425221008. 4)1026. 1 ()1008. 4(e）作转矩图 （见图 3.4f）f）按当量弯矩校核轴的强度黑龙江工程学院本科生毕业设计29mmNTMMBe52625221062. 4)1036. 26 . 0()1008. 4()(由表查得，对于 45 钢，其中，故由式得MPab600MPaw551（a） L=178mm （b）Fr Ft （c） Ft Fh Mh Fh Fr (d) Fv FvMvM（e）黑龙江工程学院本科生毕业设计30 （f） T 图 3.4 齿轮轴强度计算5z （3.22）wBeBeMPadM1353392101 . 01062. 41 . 0因此，轴的强度足够。2、轴承选择与校核 由于已知条件与轴承配合处的轴径为 85mm，转速=504.83r/min。maxn 轴承处所受的径向力 Fr=9170N，工作温度正常，预期寿命为 10000h。a) 球当量动载荷 P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故)(arpYFxFfPX=1，Y=0，fp 查表取 1.2NP11004917012 . 1b）计算所需的径向力额定动载荷值 （球轴承）3 （3.23） 31641610101300601110041060hLnftPCN51001. 1c）选择轴承型号 查有关轴承手册，根据 d=85mm，选取 6017 轴承，油润滑。基本额定动载荷 r=50.8KN，极限转速=5600r/mim。maxn3、齿轮轴的设计2BZ由箱体与轴的结构可以确定轴的长度：49+103+10+15+22=199mm。2BZ轴所受的力为齿轮传递到轴承传到轴的径向力。由于该齿两边都有齿轮，采用极限法，所受力为 2 倍的单对齿轮产生的径向力。故NFFrr1834091702212（1）轴的受力分析NFFrH917021834022黑龙江工程学院本科生毕业设计31mmNLFMHB51012. 92/19991702/由表查得，对于 40Cr 调质，其中，故由式得MPab980MPaw551MPa551 . 03dMBBeMPad551 . 01012. 8225 （3.24）mmd9 .816故取整=85mm。3d2）轴的结构设计 （见图 3.5a）表 3.11 各轴段直径（从左到右）位置轴直径/mm说 明轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承 6017齿轮处90齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处104，取 104mm1086 .10220.1)0.07(9090右端轴承轴肩处96为便于拆卸，轴间高度不能过高，取 a=4右端轴承处85根据轴承内径，初定深沟球轴承 6017表 3.11 各轴段长度（从左到右）位置轴段长度/mm说 明轴承处4922+20+5+2=49mm齿轮处103为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取 118轴环处10轴环宽度故取 b=10mmab6 . 544 . 14 . 1右端轴承轴肩处151510520右端轴承处22深沟球轴承 6017 宽度 b=22mm全轴长度199L=49+103+10+15+22=199mm（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩黑龙江工程学院本科生毕业设计32mmNmmNnpT3661099.3546)23005 . 1556. 41251055. 9(1055. 9b) 求轴上的作用力齿轮上的切向力 44121004. 51052. 222ttFF齿轮上的径向力 NFFrr1834091702212c）求轴的跨距 mmll89)20492120(21（4） 按当量弯矩校核轴的强度a) 作轴的空间受力简图 （见图 3.5b）b）作水平面受力图及弯矩图 （见图 3.5c）HMNFFrH917021834022mmNLFMHB51012. 92/19991702/c) 作垂直面受力图及弯矩图 （见图 3.5d）VM4421052. 221004. 52tVFFmmNlFMVV6411024. 2891052. 2d）作合成弯矩图 （见图 3.5e）mmNMMMVH52425221012. 9)1024. 2()1012. 9(e）作转矩图 （见图 3.5f）f）按当量弯矩校核轴的强度mmNTMMBe52625221017.23)1055. 36 . 0()1012. 9()(由表查得，对于 45 钢，其中，故由式得MPab600MPaw551 （3.22）wBeBeMPadM1353252101 . 01017.231 . 0因此，轴的强度足够。2、轴承选择与校核黑龙江工程学院本科生毕业设计33由于已知条件与轴承配合处的轴径为 85mm，转速=504.83r/min。maxn 轴承处所受的径向力 Fr=18340N，工作温度正常，预期寿命为 10000h。a) 球当量动载荷 P根据公式，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故)(arpYFxFfP（a）L=178mm （b） Fr Ft （c） Ft Fh FhMh Fr (d) Fv FvMvM （e）黑龙江工程学院本科生毕业设计34 （f） T 图 3.5 齿轮轴强度计算5z X=1，Y=0，fp 查表取 1.2NP220081834012 . 1b）计算所需的径向力额定动载荷值 （球轴承）3 （3.23） 31641610101300601220081060hLnftPCN51003. 2c）选择轴承型号 查有关轴承手册，根据 d=85mm，选取 6017 轴承，油润滑。基本额定动载荷 r=50.8KN，极限转速=5600r/mim。maxn3.4 本章小结 本章中系统的进行了传动系统中最重要的主要两个部件进行了设计，即齿轮箱A 和齿轮箱 B 的设计，包括电机的选择和各齿轮各轴、轴承的设计，设计时注意功率和扭矩的差异，并要合理的空间结构。黑龙江工程学院本科生毕业设计35第 4 章 加载机构设计4.1 加载小电机功率计算加载小电机的扭矩通过齿轮传动、蜗杆传动及带传动传递到加载大齿轮上，传递扭矩的同时，也存在着传递能量的损失，这些损失我们可以根据传递效率的大小及加载所需功率的多少来计算，具体如下：由于为了及时准确地观察加载扭矩值，所以加载速度不能太高，可以选择 ，所以可按下式估算电机功率值：srnq/18min/6jzqqxdnnTP19550式中；加载齿轮箱传动效率（具体效率可参考表 1-1 和表 1-2）jzn 66. 097. 095. 075. 095. 0加载齿轮带蜗杆直齿轮nnnnnjz按最大值计算KWPxa80. 066. 0195506900参考课程设计手册选 Y8022，P=1.1KW，n=2825rpm。4.2 加载机构设计与计算4.2.1、齿轮的设计（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a) 由于工作条件及噪声影响取 7 级精度。b) 齿轮材料均为 45 钢，小齿轮调质处理，硬度为 240HBS，大齿轮正火处理，硬度为 200HBS。c) 初选小齿轮齿数=24、。1z605 . 224z2（2） 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算黑龙江工程学院本科生毕业设计36 （4.1）32HEHb1zzu1uKT2da)根据工作条件，选取载荷系数 K=1.3b)计算小齿轮传递的转矩mmN105 . 330001 . 1109550105509T3331eenPc)选取齿宽系数 1bd)由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮MPa8 .189zE5 . 2zHe)有图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，MPa6001Hlim。MPa5501Hlimf)计算硬力循环次数8h11108 . 110001300060jLn60N782102 . 75 . 2/108 . 1Ng)有图表查得接触疲劳寿命系数 ;0.93KHN10.95KHN2h)计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，有式得 MPa55860093. 0SK1HlimHN11H MPa5 .52255095. 0SK2HlimHN22Hi)计算小齿轮分度圆直径 d，代入中较小值 H=22.9mm 32HEHb1zzu1uKT2d3235 .5228 .1895 . 25 . 215 . 21105 . 33 . 12（4.2）j)确定齿轮参数mm91. 0249 .21zdm11黑龙江工程学院本科生毕业设计37取模数 m=1，B=mm24241mzd11mm60601mzd22mmdb242411（3）校核齿根弯曲疲劳强度a）由表查得齿形系数和应力修正系数为：，28. 2Y58. 1Y65. 2Y2Fa1Sa1Fa，。73. 1Y2Sab）由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数 。0.95K0.90,KFN2FN1c）由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ，MPa5001FE。MPa380FE1d）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 MPa43.3214 . 150090. 0SKFE1FN11F MPa86.2574 . 138095. 0SKFE1FN11Fe） 计算圆周力N67.29124105 . 32dT2F311tf） 计算轮齿齿根弯曲应力。由式得 MPa43.321MPa05.2258. 165. 232467.2913 . 1YYBmKF1Sa1Fat1F（4.3） MPa68.257MPa77.2073. 128. 232467.2913 . 1YYBmKF2Sa2Fat2F（4.4）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算mm24241mzd11mm60601mzd22mmmhdhddaaa2622111黑龙江工程学院本科生毕业设计38mmmchdhddaff5 .21)(22111mmmhdhddaaa6222222mmmchdhddaff5 .57)(222224.2.2、涡轮蜗杆的设计与计算（1）选择蜗杆、涡轮材料蜗杆材料用 45 钢，轮齿表面淬火，硬度45HRC。涡轮材料用 ZCuAL10Fe3，砂型铸造，估计 v2m/s,根据表得160MPa。 H（2）选择蜗杆头数与1z2z根据 i=50，查表得蜗杆头数=1，则涡轮齿数为=i=5=501z2z1z50（3）确定涡轮传递的转矩涡轮传递的转矩为mmNiTT32812575. 05030005 . 21 . 11055. 9612（4）确定模数 m 和蜗杆分度圆直径1d因载荷平稳，取载荷系数 K=1.1。按式得 （4.5） mmZKTdmH91.1409160505003281251 . 1500222212查表得，模数 m=5mm，直径系数 q=10。分度圆直径 =501d（5）计算主要尺寸涡轮分度圆直径 mmmzd25055022蜗杆导程角71. 5101arctanarctan1qzr中心距 mmzqma15050102522黑龙江工程学院本科生毕业设计394.2.3、V 带的设计与计算小带轮转速5Zrpmn24505 . 230001输入功率 P=1.1KW（1） 查的21. 11 . 11 . 1PKpAc1 . 1AK（2）选用普通 V 带型号根据，位于 A 型 B 型交界，按 B 型选用。KWPc21. 1rpmn241（3）取mmd1401mmdd224)2 . 01 (1402)1 (212（4）验算； 在 525m/s 范围内，合适。smndv/58.171000602414010006011（5）初选选取中心距mmdda546)224140(5 . 1)( 5 . 1210取，符合5500a)(2)(7 . 021021ddadd021221004)()(22addddaLmm5504)140224(2)224140(55022=1674.69查表 B 型选用 1600mm，计算实际中心距mmmmLLaad509)269.16741600546(2200（6）验算最小带轮包角1a12054.1703 .575091402241803 .57180211adda（7）求 V 带根数 z黑龙江工程学院本科生毕业设计40lacKKPppz)(00，得 rpmn241mmd140159. 00P由式得传动比；2)1 (12ddiKwP13. 00，54.1701a98. 0aK99. 0lK得； 取 z=2 根57. 199. 098. 0)13. 059. 0(1 . 1z4.2.4加载齿轮设计与计算（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a) 由于工作条件及噪声影响取 9 级精度。b) 齿轮材料均为 20CrMnTi，渗碳淬火，。1100bc) 初选小齿轮齿数=24、。1z48224z2（2） 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算 （4.1） 32HEHb1zzu1uKT2da)根据工作条件，选取载荷系数 K=1.3b)计算小齿轮传递的转矩mmN 51109 . 25 . 0580Tc)选取齿宽系数 5 . 0bd)由表查得材料的弹性影响系数，标准齿轮MPa8 .189zE5 . 2zHe)有图按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限，MPa7501Hlim黑龙江工程学院本科生毕业设计41。MPa7501Hlimf)计算硬力循环次数8h11108 . 110001300060jLn60N782102 . 75 . 2/108 . 1Ng)有图表查得接触疲劳寿命系数 ;0.94KHN10.94KHN2h)计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，有式得 MPa70575094. 0SK1HlimHN11H MPa70575094. 0SK2HlimHN22Hi)计算小齿轮分度圆直径 d，代入中较小值 H=76.78mm 32HEHb1zzu1uKT2d3237058 .1895 . 22121109 . 23 . 12（4.2）j)确定齿轮参数mm20. 32478.76zdm11取模数 m=4， B=mm96244mzd11mm192484mzd22mmdb12245 . 01（3）校核齿根弯曲疲劳强度a）由表查得齿形系数和应力修正系数为：，33. 2Y58. 1Y65. 2Y2Fa1Sa1Fa，。69. 1Y2Sab）由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数 。0.93K0.92,KFN2FN1c）由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ，MPa8501FE。MPa850FE1黑龙江工程学院本科生毕业设计42d）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式得 MPa57.5584 . 185092. 0SKFE1FN11F MPa64.5644 . 185093. 0SKFE1FN11Fe） 计算圆周力N1004. 696109 . 22dT2F3511tf） 计算轮齿齿根弯曲应力。由式得 MPa57.558MPa23.17158. 165. 24481004. 63 . 1YYBmKF31Sa1Fat1F（4.3） MPa64.564MPa03.16169. 133. 24481004. 63 . 1YYBmKF32Sa2Fat2F（4.4）因此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算mm96244mzd11mm192484mzd22mmmhdhddaaa10422111mmmchdhddaff86)(22111mmmhdhddaaa20022222mmmchdhddaff182)(222224.3 本章小结 本章中主要设计了两个部分，一个是减速部分，起减速增扭作用，另一个是加载器。减速机构为一对齿轮和一对蜗轮蜗杆组成，加载器为齿轮加载式加载器，根据设计的传动比设计出结构出来。黑龙江工程学院本科生毕业设计43结 论 本次设计主要是通过了解国内外汽车驱动桥性能试验台的发展概况，以及节能的观点下，采用闭式试验台。通过方案论证，采用功率损失最小的传动系统结构。此试验台传动机构利用机械闭式功率流原理，在事先给系统加载的情况下，选择小的驱动电机即可完成机械效率的测定以及用时较长的疲劳寿命和润滑等的试验。本次设计主要进行了以下几方面的内容： （1）通过计算研究，各结构闭式试验台功率损失也一样，根据计算选出功率损失最少的结果，并设计。 （2）根据所需参数，选择驱动电机，并设计传动机构各部分，计算、校核两个齿轮箱各参数。 （3）选出加载用的小电机，并确定出所需传动比，根据传动比设计减速机构和加载器，并计算各参数。 本次设计的创新之处在于解决了开式试验台功耗大、耗电多的缺点，虽然结构麻烦一点，占用空间大一点，但是对于长期，频繁进行驱动桥试验的机构来说还是很大的节省。 但是由于参考资料有限各项参数也不全并且受理论知识和实践调研的限制，此驱动桥性能试验台传动机构的设计仍有一些不足之处，比如整个试验台传动机构需要有一个冷却系统来对试验台进行冷却，且冷却液温度的变化要控制在一个很小的范围之内，并且由于本此设计只是对试验台传动机构进行了理论上的参数和结构设计，在实际应用中肯定还会存在一些问题，这些问题都还需要我通过更深入的学习和研究，积累丰富的理论知识和实践经验后加以解决和完善。黑龙江工程学院本科生毕业设计44参考文献 1张利平.测功机原理M.北京：化学工业出版社，20052黄纬纲，王旭永，王显正等.汽车驱动桥实验装置的研发J.上海交通大学学报，1998,(12)3付百学.汽车试验学M.北京；机械工业出版社，20084冯晋祥.机械设计M.北京：人民交通出版社，5汽车工程手册编委会.汽车工程手册M.北京：人民交通出版社，20016黄声显.汽车试验与检测技术M.北京：人民交通出版社，20057谢金元.闭式功率流驱动桥试验台的研究M.北京；机械工业出版社，2006（4）8. 国家标准局. 噪声检测标准 （GB/T1946-1997）, 19979. 陈家瑞.汽车构造M.人民交通出版社, 199410. 余志生主编. 汽车理论M.机械工业出版社, 198911. 竺延年主编. 最新车桥设计、制造、质量检测及国内外标准实用手册M.中国知识出版社, 200512.付百学 等.汽车试验技术M.北京：北京理工大学.200713 何耀华.汽车试验学M.北京：人民交通出版社.200514. 刘惟信. 机械可靠性设计M.北京：清华大学出版社, 199615. 刘惟信. 汽车车桥设计M.北京：清华大学出版社, 200416. 王植槐. 汽车制造检测技术M.北京：北京理工大学出版社, 2000 17 方锡邦.汽车检测设技术与设备M.北京：人民交通出版社.200518 陈家瑞.汽车构造M.北京：机械工业出版社.2003 19 刘维信.汽车车桥设计M北京：清华大学出版社.200420. Reimpell. J,Stoll H . The Automotive Chassis: Engineering Principles.Warrendale,PA 15096, USA,SAE,199621 孙志礼 陈良玉编著.实用机械可靠性设计理论及方法M北京：北京科学出版社，200322 机械设计手册编委会 机械设计手册第二卷 M.北京：机械工业出版社.1998黑龙江工程学院本科生毕业设计4523. Lechner G ， Naunheimer H. Automotive Transmissions: Fundamentals,Selection, Design and Application.Berlin:Spring,199924. 汽车工程手册编写组 汽车工程手册M.北京：人民交通出版社, 200125. 陈焕江. 汽车检测及诊断(上)(下) M.北京：机械工业出版社, 200226 QCT 5331999，汽车驱动桥台架试验方法S，199927 QCT 5341999，汽车驱动桥台架试验评价指标S，1999黑龙江工程学院本科生毕业设计46致 谢本设计自始至终都是在导师纪峻岭关心和指导下完成的，从毕业的选题、资料收集、图纸的绘制到完成无不凝结了指导老师辛勤的汗水。导师严谨的治学态度、渊博的学识、诲人不倦的奉献和求实肯干的钻研精神，使我在设计工作中受益匪浅；导师为人师表的言行及给我的关怀，令我终生难忘。我在学习和设计工作中的点滴进步，无不凝聚着导师的心血，至此设计完成之际，首先向导师致以最崇高的敬意和诚挚的感谢。此外，在进行设计的三个多月时间里，感谢汽车系的几位老师为我的设计工作的顺利进行给予的学术指导。感谢武中锋同学、张会金和李景泉同学等全体同学的大力支持和热心帮助，与他们的融洽相处使我的求学生活充满乐趣、终生难忘。感谢四年来同寝室的朋友、同学在生活中的关心与照顾，感谢所有曾给予我无私帮助的老师和同学们。由于本人水平有限，时间仓促，本设计难免存在错误与不足之处，希望各位领导、老师和同学给予批评指正。黑龙江工程学院本科生毕业设计47附 录 A Cars drive transmission in the end of its basic function is increased by the transmission shaft or directly by the torque, came to the torque distribution to left and right drive wheels, drive the car. Drive axle assembly quality affects the quality, and automotive test is to ensure product performance, improve product quality and market competition. This car will drive assembly of fatigue life test research and analysis on the key technology.It firstly introduces the concept of automotive test technology, development of automobile test technology, auto drive the important significance of fatigue life of main detection methods. Then the drive assembly structure and performance of the gear drive and the analysis, this is the foundation of test drive. Then the car drive axle of fatigue invalidation forms and common reasons for main reducer, gear failure mechanism, this paper discusses the application of gmina fatigue damage cumulative theory, this paper puts forward to drive axle of fatigue life estimation method. Based on the structure and mechanical parts drive axle of fatigue, combined with the automobile industry theory of national standards at home and abroad, some auto parts factory, the enterprise standard to drive the assembly, test were discussed, and the standard of the test bench. Based on the test drive axle assembly open and closed two basic electricity, determine the scheme adopts ac frequency feedback loading experiment system solutions. Finally, the test drive axle assemb