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机械液压双流传动系统试验台设计【优秀含2张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】

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万向.dwg

变速箱开式试验台.dwg

第一升速箱.dwg

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设计说明书.doc[8300字，35页]

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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)


ABSTRACT


Double 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.............................3

§2.1试验台的结构.... ..............................3

§2.2 试验台的测试原理...............................3

§2.3主要部件的选择.................................5

§2.3.1动力源.....................................5

§2.3.2变速箱.....................................5

§2.3.3液压泵的选用...............................5

§2.3.4测功机的选择.................................6

§2.4各级转速扭矩的计算.............................7

§2.5 传感器的选择...................................8

第二章升速装置的设计................................14

§3.1液压泵升速装置设计（第一升速装置）............14

§3.1.1齿轮的设计................................14

§3.1.2低速轴的设计..............................16

§3.2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

参考文献

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[11] 王昆 主编.机械设计课程设计.北京: 高等教育出版社,2005

[12] 机械电子工业部洛阳拖拉机研究所主编。拖拉机设计手册（上册）。北京：机械工业出版社1994

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[14] 邹宜侯，窦墨林 主编.机械制图.北京:清华大学出版社,2002年7月:21-126

[15] 廖军.汽车变速器系统综合试验台的分析研究.广西机械,2000年4月,第4期，31-33


内容简介：
外文资料译文 1 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 mp n0 （ 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 ： kgm trnmpmvmtm tr40568204 0 0m a x, 因此行李 mtr在最小值 为 ： Mb = 7*5= 35 5.3.3.2 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 kg 3 人 : 204 kg + 24 kg 行李 = 225 kg 4 人 : 272 kg + 28 kg 行李 = 300 kg 5 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nts外文资料译文 2 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 ) kgmmThv 70击杆强加的装载，当拖曳拖车时 kgmTr 75 名义载荷 kgmt 520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nts外文资料译文 3 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) m a xt,v,m a xr,v,m a xf,v, mmm 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) nts外文资料译文 4 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 。 5 3 6 1 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nts外文资料译文 5 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 46.9 2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 48.8 4位乘客 272 1445 年 718 727 49.6 50.4 5 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 2.5nts外文资料译文 6 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 。 nts I 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 nts II DOUBLE MECHANICAL HYDRAULIC POWER TO THE SYSTEM TEST RIG DESIGN DESIGN (STEERIING) ABSTRACT Double 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 nts III 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 nts IV 目 录 第一章 前言 .1 第 二 章 总体设计方 案 的设计 .3 2.1 试验台的结构 . .3 2.2 试验台的测试原理 .3 2.3 主要 部件的选择 .5 2.3.1 动力源 .5 2.3.2 变速箱 .5 2.3.3 液压泵的选用 .5 2.3.4 测功机的 选择 .6 2.4 各级转速扭矩的计算 .7 2.5 传感器的选择 .8 第三章 升速装置的设计 .14 3.1 液压泵升速装置设计（第一升速装置） .14 3.1.1 齿轮的设计 .14 3.1.2 低速轴的设计 .16 3.2 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 nts 1 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 nts 2 DOUBLE MECHANICAL HYDRAULIC POWER TO THE SYSTEM TEST RIG DESIGN DESIGN (STEERIING) ABSTRACT Double 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 nts 3 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 nts 4 目 录 第一章前言 .1 第二章 总体设计方案的设计 .3 2.1 试验台的结构 . .3 2.2 试验台的测试原理 .3 2.3 主要 部件的选择 .5 2.3.1 动力源 .5 2.3.2 变速箱 .5 2.3.3 液压泵的选用 .5 2.3.4 测功机的选择 .6 2.4 各级转速扭矩的计算 .7 2.5 传感器的选择 .8 第二章 升速装置的设计 .14 3.1 液压泵升速装置设计（第一升速装置） .14 3.1.1 齿轮的设计 .14 3.1.2 低速轴的设计 .16 3.2 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 nts 5 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nts 6 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。 nts 7 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 第一升速器第一扭矩转速传感器发动机被测转向装置第二升速器扭矩转速传感器测功机液压泵第二扭矩转速传感器第三升速器扭矩转速传感器测功机变速器图 2-1 试验台的结构 2.2 试验台的测试原理 nts 8 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11,nM有第三、第四传感器测得转向装置的输出扭矩转速3344 , nMnM，由下式可进行计算， 213322113322129 5 5 09 5 5 09 5 5 0MnMnMnMnMnMnPP （ 2-1） 式中 变速器传动效率； 1M 转向装置输入转矩； 3M 转向装置输入转矩； 4M 转向装置输入转矩； 1n 转向装置输入转速； 3n 转向装置输入转速； 4n 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1435344334RRnnRR （ 2-2） 反向是1435344334RRnnRR （ 2-3） 式中 4R 、3R为两轮各自的转向半径； 4n 、3n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 22,nM ，由第一扭矩转速传感器测得输入转向装置的转矩转速 22,nM 即可 1122nM nM（ 2-4） 式中 为转向液压分流比。 nts 9 3、通过在输油路上 安装油耗仪，测量燃油消耗量fG来测试柴油机的燃油消耗率。将测得值代入下式 1000feeGgP（ 2-5） 式中 eg 燃油消耗率 fG 燃油消耗量 eP 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 kw 106/118 发动机额定转速 r/min 2300 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=3.7 2.3.3 液压泵的选用 ： 已知选用 90055 nts 10 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： zM=ymccvmkiiBMr 1)1(2 （参考文献河南科技大学学报 2005 年第 6 期（ 2-6） 式中： zM 表示转向液压马达的驱动力矩 车辆驱动轮半径kr 0.346m 车辆履带中心距 B 1.435m 差速行星排特性参数 =2.391 末端传动效率 98.0m转向机构输出效率 95.0c履带车辆驱动段效率 96.0v中央传动效率 97.0z 末端传动比 091.6mi液压马达到转向机构传动比yi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 M，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 39.4KN m,粘性土壤路况下的测量结果为49.4KN。故可计算得： zM 243N m 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 cm3 min-1 (rpm) min-1 (rpm) min-1 (rpm) min-1 (rpm) Nm/bar kg m2 kg 55 500 3900 4250 4700 0.88 0.0060 40 nts 11 2.3.4 测功机的选择 ： 根据发动机的额定功率 kwPe 106 ，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N m 最高转速r/min 额定扭矩转速范围 r/min 转动惯量 2mkg DW250 250 1100 2500 20002800 0.88 2.4 各级转速扭矩的计算 nPT 9550（ 2-7） 发动 机到离合器： kwPe 106 min/2300 rn 变速箱输出轴转速及扭拒 一档： m in/14.6 5 711rinn e 二档： m in/75.9 6 23 8 9.22 3 0 022rinn e 三挡： m in/95.1.1 1 205.22 3 0 033rinn e 四挡： m in/8.1 2 5 48 3 3.12 3 0 044rnnn e 五挡： m in/05.1 5 5 4m in/48.12 3 0 055rrinn e 六挡： m i n/57.2 6 2 5m in/8 7 0.02 3 0 066rrinn e 各挡扭矩： 9 5 5 0 1 0 0 4 4 0 . 1 32300T e N m nts 12 一档： mNmNn pT 1 5 3 29 5 5 0 11二档： mNmNn pT 1 0 5 19 5 5 0 22三挡： mNmNn pT 9 0 29 5 5 0 33四档： mNmNn pT 8 0 69 5 5 0 44五档： mNmNn pT 6 5 49 5 5 0 55六挡： mNmNn pT 3 8 29 5 5 0 66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 ） 110 5/8.202 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 ） 258.0/3.531 2.5 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 mNnpTriiinmz9550m in/2300nts 13 min/2300 rn 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 mNT rrn 3.7 0 2 m in/1 3 0 2m in/201.65所以 传感器一、三、四选择为： ORT-803-1000 2000N.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 mNMern243m in/4250m a x 所以 第二传感器选用 ORT-803-500N.m 9 5 5 0 1 0 0 4 4 0 . 1 32300T e N m nts 14 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 : nts 15 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： 100 s 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： 350 1 、 700 3 、 1000 5 （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： 15V 5% 总 消耗电流： 200mA 频率信号输出： 5KHZ 15KHZ 额 定 扭 矩： 10KHZ 5kHZ （正反双向测量值） 信 号占空比： （ 50 10） % 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： 规格 (N.M) d D2 A B C E F G H H1 L 键 b*h*l*n 0-100 18 78 8 72 122 31 61 100 54 112 188 6x6x25x1 200 28 92 8 72 123 41 61 100 60 125 209 8x7x35x1 500 38 96 8 72 124 55 61 100 65 135 238 10x8x50x2 1K-2K 48 106 8 69 126 70 78 120 68 144 270 14x9x65x2 5000 75 144 13 69 132 105 85 120 90 185 347 20x14x95x2 nts 16 图 2-4 五、安装方式： (1)水平安装 :如图 2-5 所示 : 动力设备联轴器扭矩传感器联轴器负载设备图 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。 nts 17 图 弹性柱销连接示意图动力设备联轴器扭矩传感器联轴器负载设备图 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。 nts 18 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=1.7 3.1.1 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 ,430l i m M P aF 查得接触疲劳极限 MPaH 1500lim 。 2 按齿轮弯曲疲劳强度设计 3 2114.12FPdFSz YKTm （ 3-1） 1)确定许用弯曲应力 FP 按式NF STFFP YSYm inlim 计算，取 YST =2， SFm in=1.6。因为齿轮的循环次数 N=60nat=60 3900 1 (100 8 5)=9.36 108 取寿命系数 YN=1 53816.12430m i nl i m NFSTFFP YS YMPa 2) 计算小齿轮的名义 扭矩 T1 T1=9550 106/3900=259.56N m 3) 选取载荷系数 K 取 K=KAKVKKa=3.07 4）初步选定齿轮参数 69.1335656,1.567.133,33 221 izzz 取 4.0d 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 nts 19 1.41 FSY将上述参数代入，并取 4.0d，得 0.3538334.01.456.2591.34.124.12 323 211 FPdFSz YKTm 又因需考虑到两轴中心距 按表查得 m=5 侧中心距 mmzzma 5.2222 )5633(52 )( 21 为便于箱体孔加工和校验，取 a=223mm. 6）计算几何尺寸 2805651653352211 mzd mzd mmbmmb506012 3 校核齿面的接触疲劳强度 HPEH uubdKTZ 11 0 921（ 3-2） 如前所述，若一对齿轮均为钢制，可取弹性系数 ZE=1.89 MPa ， M P aM P aH 9069.1169.11653356.25907.38.1891092 齿面许用接触应力 HP 取最小安全系数 SHmin =1.4， ZN=1， Zw=1 MPMPaZZS wNHHHP 1 0 7 1114.11 5 0 0m i nm i n 因为 HPH ，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 Z1 20 5 6.25 175 158.75 67.3 7.85 Z2 20 5 6.25 290 283.5 114.3 7.85 3.1.2 低速轴的设计 nts 20 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 MPaB 6402 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=106 0.99 0.99 0.98kW=102.5kW；输出轴的转速 n1=n2 u=3900 r/min 根据公式得 mmdmmnPCd4.4105.143.392300106110m i n3322m i n 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21245 21245 JAJAJB/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 nts 21 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 2 45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 nts 22 转矩 T2=440.13 mN 圆周力 NdTFt 8.3 1 4 328021 0 0 013.4402222 径向力 NFFtr 25.1 1 4 4t a n22 2）求轴承的支反力 水平方向上的支反力 NNFFF tBD 9.1 5 7 128.3 1 4 32 2 垂直方向上的支反力 NFFF rDB 125.5722 2 3）画弯矩图 截面 C 处的弯矩为 水平面上的弯矩 MC=55.5FB 0.001=87.24 mN 垂直面上的弯矩 mNFMBC 75.3110125.5725.555.55 3合成弯矩 mNmNMC 84.9224.8775.31 224）画转矩图 mNT 13.4402 5）画计算弯矩图 因单向回转，视转矩为脉动循环， 6.0a ，则截面 C 处的当量弯矩为 mNaTMMmNMCvCvC92.2 7 9)(84.9222221 mNMvE 01.264nts 23 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=Mv C2=279.92N m,查得 MPab 60 1 MPadWM ee 3 31.0 1092.2 7 9 16.9MPa MPab 60 1 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 mNMvE 01.264M P aM P adWM ee 281.0 1001.2 6 4 33 MPab 60 1 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 nts 24 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） 110 5/8.202 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 nts 25 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：mNT rrn 3.7 0 2 m in/1 3 0 2m in/201.65六挡：mNT rrn 5.176 m in/5 1 6 0m in/200.258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 d1 l1 L1 b1 t1 d2 l2 L2 b2 250 48 82 292 14 51.5 110 165 355 28 规格 t2 A B H a C m 1 m 2 m 3 250 116 830 450 594 430 50 350 - 380 规格 n 1 n 2 e 1 e 2 e 3 h d 3 n 重量 250 80 190 145 184 293 280 28 6 252kg 承载能力 ： nts 26 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 n2 1500 75 142 1000 50 95 700 38 76 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。 nts 27 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 mNT 13.440 由式 Tc=KWKKzKtnTT 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 mNmNT c /4.8 7 1/13.4 4 01.10.15.12.1 （ 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/T6140-1992 Td: /N m TN /N m 许用转速 /r min-1 a 游动量 dmax 静止 转动 BJ95C QWLZ2 1130 2500 3300 38 25 10 50 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 nts 28 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 mNT 13.440 由式 Tc=KWKKzKtnTT （ 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 1 . 2 1 . 5 1 . 0 1 . 1 4 4 0 . 1 3 8 7 1 . 4cT N m N m （ 3）型号选择 从标准查得 LX3 弹性柱销联轴器 公称直径 Tn 1250/N m 许用转矩 n 4750/r min-1 J1 型轴孔，轴颈为 3048mm，质量 8kg，故适用。 配合使用 为1145 11245 112JBJB 转动惯量 0.026/kg m2 4.3 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 mNMTe 2 4 3由式（ 4-1） Tc=KWKKzKtnTT 查得 动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5 启动系数 Kz=1.0 nts 29 温度系数 Kt=1.1 故计算转矩为 mNmNT c 14.4 8 12 4 31.10.15.12.1 （ 3）型号选择 从标准查得 LX2 公称直径 Tn 560/N m 许用转矩 n 6300/r min-1 J1 型轴孔 ，轴颈为 3048mm 质量 5kg 故适用。 配合使用 为8238823511 JBJBGB/T 5014-2003 转动惯量 0.009/kg m2 第二传感器到液压泵之间的联轴器 选用 LX2 公称直径 Tn/ 560N m 许用 转矩 n 6300/r min-1 J1 型轴孔 ，轴颈为 3048mm 质量 5kg 故适用。 配合使用 为1135 8238 82JBJB GB/T 5014-2003 转动惯量 0.009/kg m 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 mNT 13.440 由式 Tc=KWKKzKtnTT 查得 动力机系数 Kw=1.2 工况系数 K=1.5 启动系数 Kz=1.0 nts 30 温度系数 Kt=1.1 故计算转矩为 1 . 2 1 . 5 1 . 0 1 . 1 4 4 0 . 1 3 8 7 1 . 4cT N m N m （ 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 为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器
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本文标题：机械液压双流传动系统试验台设计【优秀含2张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】
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