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1、前言靜液傳動由于具有功率大、密度大、易于實現(xiàn)工作過程的自動化等優(yōu)點而被廣泛地應用在工程領(lǐng)域中。但由于靜液傳動存在著漏油、噪聲大和效率低等缺點，以及來自于機械傳動、電器傳動和交流伺服技術(shù)快速發(fā)展的競爭等原因，進入20世紀90年代以來，其增長速度明顯減慢。因此，如何在發(fā)揮其自身優(yōu)勢的基礎(chǔ)上，借鑒于其他傳動技術(shù)的優(yōu)點、克服自身的不足，從而設計出新型的靜液傳動系統(tǒng)，并不斷地使其獲得進一步地發(fā)展，已經(jīng)成為當前急需解決的關(guān)鍵問題。二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)是近年新發(fā)展起來的節(jié)能系統(tǒng)。它具有一系列的獨特特點，越來越引起了人們的重視。二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)是工作于恒壓網(wǎng)絡的壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，能在四個象限內(nèi)工作，回收與重新

2、利用系統(tǒng)的制動動能和重物勢能；在系統(tǒng)中二次元件能無損地從恒壓網(wǎng)絡取得能量，因而大大地提高了系統(tǒng)效率；系統(tǒng)中可以同時并聯(lián)多個負載，在各負載端可分別實現(xiàn)互不相關(guān)的控制規(guī)律；擴大了系統(tǒng)的工作區(qū)域，改善了系統(tǒng)的控制特性，減少了設備總投資，降低了工作過程中的能耗，節(jié)約冷卻費用。在能源日益緊缺的今天，基于能量回收與重新利用而提出的二次調(diào)節(jié)技術(shù)具有重要的理論研究意義和實際應用價值。國外從70年代末開始此項技術(shù)的研究，現(xiàn)已將它應用于造船工業(yè)、車輛傳動、大型試驗臺等領(lǐng)域，取得了顯著的節(jié)能效果。我國從80年代末從事二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究，目前尚處于實驗室研究階段。本文簡要回顧了這一領(lǐng)域的發(fā)展過程及最新成就，并對基于二

3、次調(diào)節(jié)的減速器加載試驗臺驅(qū)動單元進行了詳細地設計，并對驅(qū)動單元的系統(tǒng)剛度特性進行了分析。不當之處希望得到老師的批評指正。1 緒論1.1 課題研究目的和意義世界在發(fā)展，科技在進步。對于新設計制造的減速器，需要利用專門的固定試驗臺對其進行加載試驗，檢測各項工作性能和可靠性指標是否滿足要求。減速器是用于原動機和工作機之間的獨立的封閉傳動裝置。由于減速器具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動效率高、傳動準確可靠、使用維護方便等特點，故在各種機械設備中應用甚廣。以往對較簡單的單項試驗如疲勞壽命試驗等，可在傳統(tǒng)的液壓式加載試驗臺上進行，但其功率消耗很大，效率很低。對稍復雜一些的綜合性能試驗，可在電封閉加載試驗臺上進行，但在相

4、同加載功率下，所用電器設備龐大復雜，另外雖然可實現(xiàn)功率回收，提高了效率，可由于其回收功率以電能形式回饋給電網(wǎng)，因而在動載變化較大時，對電網(wǎng)的沖擊較大，某些電器元件被燒壞的情況時有發(fā)生，所以我們要盡量避免它的發(fā)生。這也成為了我們的主要任務。由于近年來加載試驗臺技術(shù)的不斷發(fā)展，使得許多試驗都可以在具有高動態(tài)性能的固定試驗臺上完成，而利用二次調(diào)節(jié)技術(shù)的液壓伺服加載試驗臺就是近年來為人們所重視的一類加載試驗臺。這種加載系統(tǒng)與傳統(tǒng)的變量泵-定量馬達系統(tǒng)不同，它采用帶有儲能器的恒壓中心油源（一次元件）實現(xiàn)與各個單獨調(diào)節(jié)回路（二次元件）之間的壓力藕聯(lián)，該系統(tǒng)具有能量可回收利用，效率高，可以多用戶并行工作，遠

5、離動力源，沖擊小，噪聲底，系統(tǒng)控制性能好等優(yōu)點，因此被認為是液壓領(lǐng)域的重大突破。近年來我國開始利用二次調(diào)節(jié)技術(shù)研制新型加載試驗設備，在這種二次調(diào)節(jié)加載技術(shù)的理論與應用方面，取得了一定成果和進展，但還存在許多需要進一步解決的問題。所以對此的研究有一定的實用和經(jīng)濟價值。1.2 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展與應用1.2.1 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的研究發(fā)展概況二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)是近年新發(fā)展起來的節(jié)能系統(tǒng).它具有一系列的獨特優(yōu)點，因而越來越受到人們的重視，二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)是工作于恒壓網(wǎng)絡的壓力禍聯(lián)系統(tǒng)，能在四個象限內(nèi)工作，回收與重新利用系統(tǒng)的制動動能和重物勢能;在系統(tǒng)中二次元件能無損耗地從恒壓網(wǎng)絡取得能量，因而

6、大大地提高了系統(tǒng)效率;系統(tǒng)中可以同時并聯(lián)多個負載，在各負載端可分別實現(xiàn)互不相關(guān)的控制規(guī)律;擴大了系統(tǒng)的工作區(qū)域，改善了系統(tǒng)的控制特性，減少了設備總投資，降低了工作過程中的能耗，節(jié)約冷卻費用.在能源日益緊缺的今天，基于能量回收與重新利用而提出的二次調(diào)節(jié)技術(shù)具有重要的理論研究意義和實際應用價值，國外從70年代末開始此項技術(shù)的研究，現(xiàn)己將它應用于造船工業(yè)、車輛傳動、大型試驗臺等領(lǐng)域，取得了顯著的節(jié)能效果.由于這項技術(shù)的成功利用，使得液壓技術(shù)向前推進了一大步。二次調(diào)節(jié)技術(shù)起源于德國，從事這項技術(shù)的研究也主要限于德國。目前國外從事這方面研究的單位主要有德國漢堡國防工業(yè)大學靜液傳動和控制實驗室LHAS、亞

7、深工業(yè)大學流體傳動與控制研究所RWTH和博士力士樂有限公司(Bosch Rexroth GmbH)。國外該研究方向的代表人物主要有德國漢堡國防工業(yè)大學的H.W.Nikolaus教授、亞深工業(yè)大學的W.Backe教授以及力士樂公司的R.Kodak先生等。1977年，H. W.Nikolaus教授首先提出二次調(diào)節(jié)靜液傳動的概念。1980年W.Backe教授和H.Murrenhoff先生開始利用單出桿變量油缸的二次元件進行液壓直接轉(zhuǎn)速控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的研究。 1981年，H. W.Nikolaus教授采用雙出桿變量油缸的二次元件進行液壓直接轉(zhuǎn)速控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的研究。在這種液壓直接轉(zhuǎn)速控制的二次

8、調(diào)節(jié)系統(tǒng)中，用測速泵來作為二次元件輸出轉(zhuǎn)速的檢測和反饋元件。由于測速泵的最小感知轉(zhuǎn)速較高，當所要求的轉(zhuǎn)速低于最小感知轉(zhuǎn)速時，不能真實地檢。測轉(zhuǎn)速值；因此，這種系統(tǒng)的調(diào)速范圍比較小，最低工作轉(zhuǎn)速也比較高。1982年開始研究液壓先導控制二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)，其中有機液位移反饋調(diào)速和機液力反饋調(diào)速兩種調(diào)速形式。從1983年開始研究電液轉(zhuǎn)速控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)和電液轉(zhuǎn)角控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng).在電液控制系統(tǒng)中，用測速電機作為二次元件輸出轉(zhuǎn)速的檢測和反饋元件，它的最小感知轉(zhuǎn)速低，系統(tǒng)的調(diào)速范圍大，消耗的能量少，系統(tǒng)的效率高。此后又有一系列關(guān)于對二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的研究，其中有對單反饋和雙反饋電液轉(zhuǎn)速控制二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的研究等

9、。1987年，F(xiàn).Metzner為提高系統(tǒng)的控制性能，提出了數(shù)字模擬混合轉(zhuǎn)角控制系統(tǒng)，將經(jīng)過電液力反饋轉(zhuǎn)速控制的二次元件作為被控對象，用數(shù)字PID控制方法，實現(xiàn)位置(轉(zhuǎn)角)、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率控制。1993年，W.Backe和Ch.Koegl又研究了轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩控制的二次調(diào)節(jié)問題，其中包括對這種系統(tǒng)中兩個參數(shù)的解禍問題的研究。1994年，R.Kodak先生研究了具有高動態(tài)特性的電液轉(zhuǎn)矩控制二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)，并在四輪驅(qū)動車上進行了實物試驗。1995年，德國力士樂公司為德累斯頓工業(yè)大學內(nèi)燃機和汽車研究所研制了大功率、用于旋轉(zhuǎn)試件并接近于實際運行條件的二次調(diào)節(jié)反饋控制試驗臺。從此，這一技術(shù)開始逐漸應用到生產(chǎn)

10、實際中，并不斷地擴大應用范圍。目前在德國，這項技術(shù)已進入實用階段，在許多與液壓相關(guān)的領(lǐng)域獲得了成功利用。以力士樂公司為代表，在二次調(diào)節(jié)技術(shù)方面，具有多項專利技術(shù)，用于二次調(diào)節(jié)的二次元件和控制器等也有多種系列產(chǎn)品。1.2.2 二次調(diào)節(jié)技術(shù)的應用由于二次調(diào)節(jié)技術(shù)具有諸多優(yōu)點，使它在很多領(lǐng)域得到廣泛應用。第一套配備有二次調(diào)節(jié)閉環(huán)控制的產(chǎn)品是建在鹿特丹歐洲聯(lián)運碼頭（ECT）的無人駕駛集裝箱轉(zhuǎn)運車CT40；德國的科那西山特號海上浮油及化學品清污船的液壓傳動設備配備有二次調(diào)節(jié)反饋控制系統(tǒng)。該系統(tǒng)可以使預選的撇沫泵和傳輸泵設備的轉(zhuǎn)速保持恒定，并使之不受由于傳輸介質(zhì)黏度的變化而引起的外加轉(zhuǎn)矩變化的影響；德累斯

11、頓工業(yè)大學通用試驗臺應用了二次調(diào)節(jié)反饋控制的四象限運轉(zhuǎn)、能量回收及高反饋控制精度等特點。該試驗臺能滿足實際中的嚴格要求；奔馳汽車公司也將二次調(diào)節(jié)技術(shù)應用于行駛模擬試驗臺、以及在無人駕駛運輸系統(tǒng)的行駛驅(qū)動。它還被用于近海起重機的驅(qū)動、油田用抽油機和精軋機組的液壓系統(tǒng)中。德國在市區(qū)公共汽車上配備二次調(diào)節(jié)傳動系統(tǒng)后取得顯著的節(jié)能效果。如圖1-1所示，改造后的市區(qū)公共汽車由恒壓變量泵2和二次元件4組成的軸向柱塞單元驅(qū)動。它在滿載啟動時能給出大約180Kw的功率，由此可使汽車在20s內(nèi)加速到它的最大速度50km/h。而發(fā)動機1的功率卻只有30Kw，其中150Kw的差值是從液壓蓄能器3中獲得的。液壓蓄能器

12、的充壓是在制動過程中進行的，在這個過程中二次元件作為泵來工作，而液壓蓄能器為下次的加速過程充壓。系統(tǒng)的損失由液1. 發(fā)動機 2. 恒壓變量泵 3. 蓄能器 4. 二次元件 5. 汽車后橋圖1-1二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)在公共汽車中應用原理圖Fig.1-1 second-quiet fluid drivetrain system in the application of principles of the bus綜上所述，二次調(diào)節(jié)技術(shù)可實現(xiàn)能量回收和重新利用，其主要應用在以下幾個方面：1) 位能回收 如液壓驅(qū)動的卷揚起重機械。由于卷揚機械中有位能變化，采用二次調(diào)節(jié)傳動技術(shù)可以回收其位能。它可用于起

13、重機械和礦井提升機械，纜索機械的索道傳動，船用甲板機械等；2) 慣性能回收 如液壓驅(qū)動擺動機械和實驗裝置。應用二次調(diào)節(jié)技術(shù)可對擺動機械在頻繁起動、制動過程中產(chǎn)生的慣性能進行回收和再利用；3) 綜合節(jié)能 群控作業(yè)機械和實驗裝置。對于多臺周期性工作設備可共用一個動力能源,這樣既節(jié)省了費用,又節(jié)約了能源,這在流水作業(yè)的機械和液壓實驗裝置中十分常見。1.3 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點1.3.1 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理二次調(diào)節(jié)靜液傳動系統(tǒng)（簡稱為二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)）一般由恒壓油源、二次元件（液壓泵/馬達）、工作機構(gòu)和控制調(diào)節(jié)機構(gòu)等組成。二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)是工作于恒壓網(wǎng)絡的壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，其工作原理是：在恒壓網(wǎng)絡中，通過

14、調(diào)節(jié)二次元件斜盤傾角來改變二次元件排量，以適應負載（工作機構(gòu)）轉(zhuǎn)矩的變化，從而使負載按設定的規(guī)律變化。二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理如圖1-2所示?？赡媸奖?馬達元件與電液伺服閥、變量液壓缸、1電動機 2恒壓變量泵 3蓄能器 4安全閥 5油箱 6,18位移傳感器 7,16變量液壓缸 8,17電液伺服閥 9,15可逆式泵/馬達元件 10轉(zhuǎn)速傳感器11,14控制器 12加載對象 13轉(zhuǎn)矩傳感器圖1-2 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理Fig.1-2 Principle diagram of loading system with secondary regulation位移傳感器等組合在一起，統(tǒng)稱為二次元件。電動機、恒

15、壓變量泵、蓄能器、安全閥及相應的管路等元件構(gòu)成恒壓網(wǎng)絡，為整個加載系統(tǒng)提供穩(wěn)定的恒壓動力源。兩個可逆式泵/馬達元件以壓力耦聯(lián)方式并聯(lián)于恒壓網(wǎng)絡上，兩元件機械端口之間通過轉(zhuǎn)速傳感器和轉(zhuǎn)矩傳感器以及加載對象剛性地連接在一起。轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)和轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)為典型的電液伺服系統(tǒng)二者相互獨立，可分別進行調(diào)節(jié)，以滿足加載系統(tǒng)對轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的不同要求。系統(tǒng)工作時，由控制器11和14分別向電液伺服閥8和17發(fā)出電信號，通過閥控缸機構(gòu)（前置級排量控制）改變兩個可逆式泵/馬達元件的斜盤擺角，從而使其排量發(fā)生變化，以適應外負載轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化。另外，當系統(tǒng)進行工作時，元件9（馬達）由恒壓網(wǎng)絡獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械能

16、來驅(qū)動加載對象和元件15（泵），實現(xiàn)加載，元件15（泵）將機械能轉(zhuǎn)換成液壓能后又直接回饋給恒壓網(wǎng)絡，重新用來驅(qū)動元件9（馬達），在兩個可逆式泵/馬達元件之間形成閉式循環(huán)。這樣，恒壓油源所提供的液壓能只是用來補償系統(tǒng)的容積損失和機械損失，而驅(qū)動元件9（馬達）所需的大部分能量都來自元件15（泵）。此外，在該加載系統(tǒng)中，沒有節(jié)流元件，因而避免了節(jié)流損失。由此可見，該加載系統(tǒng)在工作中不僅減少系統(tǒng)發(fā)熱，而且還可以達到節(jié)能目的。從以上分析可以得出，實現(xiàn)各種控制目的的最終控制量是作用在變量液壓缸上，變量液壓缸不同的位置使二次元件有不同的斜盤傾角，即有不同的排量。因此，二次調(diào)節(jié)的最終控制是實現(xiàn)對變量液壓缸位置

17、控制。1.3.2 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)特點1）同傳統(tǒng)的加載系統(tǒng)相比，二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)有如下一些特點：a 通過改變二次元件的排量來改變輸出轉(zhuǎn)矩的大小，進而實現(xiàn)對轉(zhuǎn)速、位置、轉(zhuǎn)矩和功率的控制。通過改變二次元件斜盤擺角的方向（過零點）來改變二次元件的轉(zhuǎn)向；b 由于二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)是壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，所以二次元件的流量與其轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的乘積成比例；c 它是壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，系統(tǒng)中的壓力基本保持不變。二次元件直接與恒壓油源相連，因此在系統(tǒng)中沒有原理性節(jié)流損失，提高了系統(tǒng)效率；d 二次元件（液壓馬達/泵）可在四個象限內(nèi)運行工作，既可以工作在液壓馬達工況，也可以工作在液壓泵工況，為能量的回收和重新利用創(chuàng)造了條件；e 蓄能器回

18、收的液壓能可滿足間歇性大功率的需要，在設備的啟動過程中能利用蓄能器釋放出的能量來加速啟動過程，由此來提高系統(tǒng)的工作效率；f 由于蓄能器的存在使系統(tǒng)中不會形成壓力尖峰，可減少壓力限制元件的發(fā)熱，從而降低用于系統(tǒng)冷卻的功率消耗；g 與電力系統(tǒng)相似，二次元件工作于恒壓網(wǎng)絡，在這個恒壓網(wǎng)絡中可以并聯(lián)多個互不相關(guān)的負載，并可實現(xiàn)互不相關(guān)的控制規(guī)律，而液壓泵站只需按負載的平均功率之和進行設計安裝；h 二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)提供了新的控制規(guī)律和控制結(jié)構(gòu)。2）與電傳動相比：a 閉環(huán)控制動態(tài)響應快；b 高功率密度，重量輕，安裝空間小；c 安裝功率小。1.4 減速器加載系統(tǒng)概述減速器的種類很多、應用范圍廣，用以滿足各種機械

19、傳動的不同要求。因此，減速器加載試驗臺系統(tǒng)應具備扭矩、轉(zhuǎn)速可變化的條件，且其扭矩、轉(zhuǎn)速的變化應是可單獨調(diào)節(jié)的。減速器試驗加載系統(tǒng)主要分為開放式和封閉式兩大類。1.4.1 開放式加載系統(tǒng)開放式加載系統(tǒng)原理如圖1-1所示。驅(qū)動單元由電動機(或內(nèi)燃機、液壓馬達等)、及附屬裝置組成，它負責向系統(tǒng)提供動力(功率)，驅(qū)動轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)由電機調(diào)速來實現(xiàn);試驗單元主要由被測裝置、減速器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量裝置以及其它一些測量裝置組成;負載模擬單元主要由測功機(或液壓加載器等)及附屬裝置組成，加載轉(zhuǎn)矩由測功機(或液壓加載器)調(diào)定。開放式加載系統(tǒng)的工作原理及工作過程比較簡單，整套設備的技術(shù)含量低，制造成本相對較低，但它的致

20、命弱點是需要大功率動力，能量無法回收利用，效率低，因此其試驗成本相對于后面所述的封閉式加載系統(tǒng)來說較高。圖1-3開放式加載系統(tǒng)原理示意圖Fig.1-3 Principle diagram of open type loading system1.4.2 封閉式加載系統(tǒng) 封閉式加載系統(tǒng)又分為電力封閉式、機械封閉式和液壓封閉式幾種。 1) 電力封閉式加載系統(tǒng)這種加載系統(tǒng)的原理如圖1-2所示。驅(qū)動單元由交流(或直流)電動機及附屬裝置組成，驅(qū)動轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)由電機調(diào)速來實現(xiàn);試驗單元與開放式相同;負載模擬單元由交流(或直流)發(fā)電機及附屬裝置組成，負載轉(zhuǎn)矩由發(fā)電機形成。圖1-4電力封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖F

21、ig.1-4 Principle diagram of closed type electric loading system負載發(fā)電機產(chǎn)生的電能通過電網(wǎng)加以回收并反饋給驅(qū)動電機，形成封閉的功率流，從而降低試驗能耗，系統(tǒng)效率高。但由于功率回收技術(shù)是一項專業(yè)性非常強的技術(shù)，整套裝置的成本非常高，又由于回收過程的回收效率受加載負荷的影響較大，而且對于大功率加載系統(tǒng)來說，試驗臺及電動機體積龐大，另外，在系統(tǒng)動載變化較大時，可能對電網(wǎng)造成較大的沖擊。2) 液壓封閉式加載系統(tǒng)這種加載系統(tǒng)的原理如圖1-3所示。驅(qū)動單元由油源、液壓馬達及相關(guān)液壓元件組成，它負責向系統(tǒng)提供動力(功率)，通過對液壓馬達流量和斜

22、盤擺角的調(diào)節(jié)，來滿足對不同驅(qū)動轉(zhuǎn)速的要求;負載模擬單元由液壓泵及相關(guān)液壓元件等組成，通過控制液壓泵的斜盤擺角，可模擬各種工況下的負載轉(zhuǎn)矩。負載模擬單元產(chǎn)生的液壓能通過液壓網(wǎng)絡加以回收，并直接反饋給驅(qū)動單元，形成封閉的功率流，從而降低試驗能耗，系統(tǒng)效率高。系統(tǒng)加載過程中所形成的動載影響，基本被限制在液壓系統(tǒng)內(nèi)部，對電網(wǎng)的沖擊很小。圖1-5液壓封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖Fig.1-5 Principle diagram of closed type mechanical loading system如果將圖1-3中的液壓馬達和液壓泵換成二次元件，就構(gòu)成了二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)。由于二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)可充分利

23、用計算機控制的優(yōu)越性，使加載參數(shù)(轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速)的調(diào)節(jié)非常靈活方便，所以系統(tǒng)的靜、動態(tài)性能好，可對各種復雜工況進行模擬。因此，將這種二次調(diào)節(jié)式加載系統(tǒng)用于減速器加載試驗，是十分理想的。1.5 論文主要研究內(nèi)容1）對基于二次調(diào)節(jié)的減速器加載系統(tǒng)進行深入的理論分析，建立減速器加載系統(tǒng)的數(shù)學模型，并繪制方框圖；2）對驅(qū)動變速箱的軸及齒輪等傳動零部件進行詳細的設計，并對其作校核。2 減速器模擬加載試驗臺組成與原理2.1 引言減速器加載試驗按減速器的重要性分為型式檢驗、出廠檢驗、溫升檢驗等幾種檢驗方式。型式檢驗主要針對最新研制的減速器的一種檢驗方式，包括裝配及連接尺寸檢驗，空載試驗，效率試驗，溫升試驗，噪

24、聲試驗，超載試驗，耐久試驗；出廠檢驗針對現(xiàn)有成熟減速器進行的出廠前檢驗，包括裝配及連接尺寸檢驗，出廠空載試驗，出廠溫升試驗，出廠噪聲試驗；溫聲試驗主要針對檢修完畢的減速器進行的性能測試。本章針對減速器模擬加載系統(tǒng)，建立較為精確的數(shù)學模型。數(shù)學模型包括有微分方程、狀態(tài)方程及變量圖、傳遞函數(shù)及方塊圖等。2.2 試驗臺各部分組成及其功用減速器加載試驗臺如圖2-1所示，由恒壓油源及管路系統(tǒng)、模擬加載系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、機械臺架四部分組成。恒壓油源為整個模擬加載單元提供恒定壓力，同各種液壓元件及管路一起構(gòu)成恒壓網(wǎng)絡。恒壓油源主要由兩臺Rexroth公司的A4VSO180DP型軸向柱塞式恒壓變量泵和一臺雙聯(lián)葉

25、片式定量泵組成，柱塞泵為系統(tǒng)提供恒定的高壓油源，葉片泵為二次元件及主泵提供背壓，并通過給系統(tǒng)補充冷油的方式來實現(xiàn)系統(tǒng)的冷卻。當然，油源部分還包括高低壓溢流閥、卸荷閥、蓄能器、油液過濾器及風冷卻器等。模擬加載系統(tǒng)實現(xiàn)對試驗對象減速器的驅(qū)動和加載的模擬，它包括驅(qū)動單元、二次輸出加載單元。驅(qū)動單元主要由兩個Rexroth公司的A4VSO250型軸向柱塞元件串聯(lián)而成的雙聯(lián)二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器組成，該單元用來模擬減速器的驅(qū)動。二次輸出加載單元主要由雙聯(lián)二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器組成，該單元用來模擬傳感器二次輸出端的負載。控制系統(tǒng)由PC計算機、工業(yè)控制計算機、數(shù)據(jù)采集卡、

26、數(shù)字顯示儀和用來控制油源啟停的PLC控制器等組成，該部分主要完成整個系統(tǒng)的連續(xù)量和開關(guān)量的控制、數(shù)據(jù)采集、系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測、系統(tǒng)狀態(tài)超限保護等。機械支架和試驗平臺提供加載試驗對象減速器、聯(lián)軸器及加載二次元件的支撐和連接。其中模擬加載系統(tǒng)為整個試驗臺的核心部分，也是本課題的研究對象。2.3 模擬加載系統(tǒng)原理由圖2-2可見，二套二次元件的液壓端口共同并聯(lián)于恒壓網(wǎng)絡上，機械端口通過各轉(zhuǎn)1-PC機（上位機） 2-工控機（下位機） 3-采集卡4-彈性聯(lián)軸器（4個） 5-轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器（2個） 6-齒輪聯(lián)軸器（2個）圖2-1減速器加載實驗臺組成Fig. 2-1 The reducer gear experim

27、ents composition速轉(zhuǎn)矩傳感器、彈性聯(lián)軸器、變速器、加載試件等連接在一起。二次元件1工作于馬達工況，用來模擬減速器發(fā)動機驅(qū)動軸動力，它同轉(zhuǎn)速傳感器、控制器1等構(gòu)成驅(qū)動轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)；二次元件2工作于泵工況，用來對減速器二次輸出端加載，為轉(zhuǎn)矩控制方式，它同相應的轉(zhuǎn)矩傳感器2、控制器2，構(gòu)成二次輸出加載轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)。在轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)和轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)中，都包含有內(nèi)環(huán)和外環(huán)兩種控制回路，由對應于各二次元件的電液伺服閥、變量液壓缸、位移傳感器LVDT構(gòu)成閥控缸回路（內(nèi)環(huán)），再加上相應的二次元件、轉(zhuǎn)速感器或轉(zhuǎn)矩傳感器，就構(gòu)成了轉(zhuǎn)速控制回路或轉(zhuǎn)矩控制回路（外環(huán)）。當系統(tǒng)進行工作時，二次元件1（馬達）

28、由恒壓網(wǎng)絡獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械能來驅(qū)動加載試件和二次元件2（泵），實現(xiàn)模擬加載。同時，二次元件2（泵）將機械能轉(zhuǎn)換成液壓能后又直接回饋給恒壓網(wǎng)絡，重新用來驅(qū)動二次元件1（馬達），在二次元件1（馬達）和二次元件2（泵）之間，功率流形成閉式循環(huán)。這樣，恒壓油源所提供的液壓能只是用來補償系統(tǒng)的容積損失和機械損失，而驅(qū)動二次元件1（馬達）所需的大部分能量都來自二次元件2（泵）。因此，該加載系統(tǒng)實現(xiàn)了能量回收與利用，系統(tǒng)效率高。由于二套二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)同樣設置有轉(zhuǎn)速傳感器和轉(zhuǎn)矩傳感器，可以任意將其調(diào)整為轉(zhuǎn)速控制狀態(tài)（作為驅(qū)動單元）和轉(zhuǎn)矩控制狀態(tài)（作為加載單元），因此可以按被試件的要求，設置其中一套二

29、次調(diào)節(jié)系統(tǒng)作為驅(qū)動單元，另外1套作為加載單元。圖2-2模擬加載系統(tǒng)原理圖Fig.2-2 Principle diagram of simulation loading system3 減速器加載試驗臺驅(qū)動變速箱的設計3.1 引言減速器加載試驗臺是大功率、高載荷的試驗臺，它主要由驅(qū)動單元、加載單元、控制系統(tǒng)、機械支架及試驗平臺組成。驅(qū)動單元和加載單元是該平臺的核心部分，對于液壓加載試驗臺來說，加載單元只有德國力士樂公司的產(chǎn)品符合要求，其它的產(chǎn)品均不能達到令人滿意的程度。我國的這類產(chǎn)品更是少之又少，而且也不能完全滿足要求，并且性能也不太穩(wěn)定。3.2 驅(qū)動變速箱的參數(shù)計算圖3-1是驅(qū)動變速箱傳動系統(tǒng)

30、圖，從圖中可以看出軸、軸分別有滑移齒輪。軸最大輸入轉(zhuǎn)速為2300r/min，二次加載元件最大排量為250ml/r，二次加載元件工作壓差為36.39MPa，二次加載元件輸出扭矩為6870.94N.m，軸最大輸入扭矩為945.46N.m，軸最大輸入功率為193.46kw。 圖3-1 驅(qū)動變速箱傳動系統(tǒng)圖Fig. 3-1 driven transmissions drivetrain system3.2.1 傳動方案的確定如何分配各級傳動比，是傳動裝置設計中又一個重要問題。傳動比分配的合理，可以見效傳動裝置的外廓尺寸和重量，達到結(jié)構(gòu)緊湊，降低成本的目的，還可以得到較好的潤滑條件。圖3-2為變速箱傳動

31、比的分配。分配傳動比如下：（最小傳動比）（最大傳動比）3.2.2 扭矩的計算 (3-1) (3-2) (3-3)同理，其他各軸的扭矩分別為；3.2.3 最大轉(zhuǎn)速的計算 (3-4) r/min同理，其它各軸轉(zhuǎn)速為 r/min； r/min； r/min； r/min。圖3-2 驅(qū)動變速箱傳動比分配圖Fig. 3-2 driven transmissions transmission than distribution maps3.3 齒輪的設計3.3.1 選擇齒輪材料小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45號鋼 ，正火處理，；按國家標準，分度圓上的壓力角；對于正常齒，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。

32、3.3.2 確定齒輪傳動精度等級按下式估取圓周速度： (3-5) m/s同理，可得其它齒輪的圓周速度：m/s；m/s；m/s；m/s；m/s。各軸齒輪精度均為第公差組，軸的齒輪精度等級為5，軸、軸的齒輪精度等級為7，軸、軸的齒輪精度等級為8，軸的齒輪精度等級為9。3.3.3 各軸齒輪中心距的確定1）按齒面接觸疲勞強度確定中心距小齒輪的轉(zhuǎn)矩：，初取 。取，齒寬系數(shù)： (3-6)查表得，而確定軸和軸的中心距： (3-7) 取 估計模數(shù) 取 2）同理，確定軸和軸的中心距：取 估計模數(shù) 取 3）確定軸和軸的中心距： 取 估計模數(shù) 取 4）確定軸和軸的中心距： 取 估計模數(shù) 取 5）確定軸和軸的中心距：

33、取 估計模數(shù) 取 3.3.4 齒輪齒數(shù)及分度圓直徑的計算1）軸小齒輪和軸與其嚙合的大齒輪齒數(shù)的確定： (3-8) (3-9)取實際傳動比 (3-10)傳動比誤差 (3-11)許用分度圓直徑 (3-12) 驗算圓周速度 (3-13) 選擇5級精度的齒輪合適2）軸小齒輪和軸與其嚙合的大齒輪齒數(shù)的確定： 取實際傳動比 傳動比誤差 許用分度圓直徑 驗算圓周速度選擇7級精度的齒輪合適3）軸小齒輪和軸與其嚙合的大齒輪齒數(shù)的確定： 取實際傳動比 傳動比誤差 許用分度圓直徑 驗算圓周速度選擇7級精度的齒輪合適4）軸小齒輪和軸與其嚙合的大齒輪齒數(shù)的確定： 取實際傳動比 傳動比誤差 許用分度圓直徑 驗算圓周速度選

34、擇8級精度的齒輪合適5）軸小齒輪和軸與其嚙合的大齒輪齒數(shù)的確定： 取實際傳動比 傳動比誤差 許用分度圓直徑 驗算圓周速度選擇8級精度的齒輪合適.3.3.5 齒輪傳動幾何尺寸計算1)軸齒輪傳動幾何尺寸計算軸小齒輪傳動幾何尺寸計算：分度圓直徑： mm齒頂高： (3-14) mm齒根高： (3-15) mm全齒高： (3-16) mm 齒頂圓直徑： (3-17) mm 齒根圓直徑： (3-18) mm基圓直徑： (3-19) mm齒距： (3-20) mm齒厚： (3-21) mm齒槽寬： (3-22) mm基圓齒距： (3-23) mm法向齒距： mm (3-24)頂隙： (3-25) mm同理可

35、得軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂高mm，齒根高mm，全齒高mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，齒距直徑mm，齒厚直徑mm，齒槽寬mm，基圓齒距mm，法向齒距mm，頂隙mm。2）其它各軸齒輪傳動幾何尺寸軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。軸中齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。軸小齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂高直徑mm，齒根高mm，全齒高直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基

36、圓直徑mm，齒距直徑mm，齒厚直徑mm，齒槽寬mm，基圓齒距mm，法向齒距mm，頂隙mm。軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。軸小齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂高直徑mm，齒根高mm，全齒高直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，齒距直徑mm，齒厚直徑mm，齒槽寬mm，基圓齒距mm，法向齒距mm，頂隙mm。軸小齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，齒距直徑mm，齒厚直徑mm，齒槽寬mm，基圓齒距mm，法向齒距mm，頂隙mm。軸中齒輪傳動幾

37、何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。軸小齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。軸中齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與

38、軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。軸齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，齒根圓直徑mm，基圓直徑mm，其余傳動幾何尺寸與軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。3.3.6 齒輪強度校核主、從動輪齒面硬度為230HBS和170HBS，并由圖得，查圖得 查圖得取取取。計算許用應力 (3-26) (3-27) 1）驗算軸小齒輪與軸中齒輪的齒面接觸疲勞強度因輕微沖擊。查表得，使用系數(shù)。 由于，5級齒輪，查圖得，動載荷系數(shù)單級軟齒面齒輪傳動，其軸上軸承非對稱布置，且，由圖查得，齒向載荷分布系數(shù)，齒寬，由表查得，齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù) (3-28) 計算端面和縱面重合度 (3-29) (3-30)由和查圖，得，

39、取。驗算接觸疲勞強度 (3-31)安全。2）驗算軸小齒輪與軸中齒輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱處理，查圖得，取彎曲疲勞強度計算的安全系數(shù)。查圖得，彎曲疲勞強度的壽命系數(shù)，彎曲疲勞強度計算的尺寸系數(shù)。取試驗齒輪的應力修正系數(shù)，則計算出應用應力 (3-32) 由圖查得 ， 和，。 驗算彎曲疲勞強度 (3-33)安全。3）驗算軸小齒輪和軸大齒輪的齒面接觸疲勞強度因輕微沖擊。查表得，。由于，7級齒輪，查圖得，單級軟齒面齒輪傳動，其軸上軸承非對稱布置，且，由圖查得，齒寬，由表查得，載荷系數(shù) 計算端面和縱面重合度由和查圖，得，取。驗算接觸疲勞強度安全。4）驗算軸小齒輪和軸大齒輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱

40、處理，查圖得，取。查圖得，。取，則計算出應用應力由圖查得 ， 和，。 驗算彎曲疲勞強度安全。5）驗算軸小齒輪和軸大齒輪的齒面接觸疲勞強度因輕微沖擊。查表得，。由于，5級齒輪，查圖得，單級軟齒面齒輪傳動，其軸上軸承非對稱布置，且，由圖查得，齒寬，由表查得，載荷系數(shù) 計算端面和縱面重合度由和查圖，得，取。驗算接觸疲勞強度安全。6）驗算軸小齒輪和軸大齒輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱處理，查圖得，取。查圖得，。取，則計算出應用應力由圖查得 ， 和，。 驗算彎曲疲勞強度安全。7）驗算軸中齒輪和軸大齒輪的齒面接觸疲勞強度因輕微沖擊。查表得，。由于，8級齒輪，查圖得，單級軟齒面齒輪傳動，其軸上軸承非對稱布置

41、，且，由圖查得，齒寬，由表查得，載荷系數(shù) 計算端面和縱面重合度由和查圖，得，取。驗算接觸疲勞強度安全。8）驗算軸中齒輪和軸大齒輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱處理，查圖得，取。查圖得，。取，則計算出應用應力 由圖查得 ， 和，。 驗算彎曲疲勞強度安全。9）驗算軸小齒輪和軸齒輪的齒面接觸疲勞強度因輕微沖擊。查表得，。由于，8級齒輪，查圖得，單級軟齒面齒輪傳動，其軸上軸承非對稱布置，且，由圖查得，齒寬，取，由表查得，載荷系數(shù) 計算端面和縱面重合度由和查圖，得，取。驗算接觸疲勞強度安全。10）驗算軸小齒輪和軸齒輪的齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱處理，查圖得，取。查圖得，。取，則計算出應用應力由圖查得 ，

42、和，。 驗算彎曲疲勞強度安全。3.3.7 各軸齒輪中心距的計算軸與軸的中心距： (3-33) mm同理，其它各軸齒輪的中心矩為 mm； mm； mm； mm。 3.3.8 齒輪齒寬的計算齒寬系數(shù)按齒輪相對軸承為非對稱布置取=0.8。1）軸大齒輪齒寬為：mm， 小齒輪齒寬： (3-34) mm2）同理可求得其它軸的齒輪齒寬：軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm；軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm；軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm；軸齒輪齒寬mm3.4 軸的設計1）軸的設計a 作用在一個齒輪上的圓周力、徑向力、和軸向力的大小

43、如下：圓周力： (3-35) N徑向力： (3-36) N軸向力： (3-37) N作用在另一個齒輪上的圓周力、徑向力、和軸向力的大小如下：圓周力： N徑向力： N軸向力： Nb 確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=110，可得：=A (4-29)=110×=48.04 mm c 聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算： (4-30) = =1192898.805 N.mm式中 根據(jù)工作情況選?。桓鶕?jù)工作要求選用GB501485的HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL4，許用轉(zhuǎn)矩。軸聯(lián)軸器的孔徑mm，因此取軸段1的直徑mm。聯(lián)軸器的輪轂總寬度mm（Y型

44、孔軸），與軸配合的轂孔長度mm。 d 軸的結(jié)構(gòu)設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：軸段1 聯(lián)軸器左端用軸端擋圈定位，按軸段1的直徑mm，取擋圈直徑mm。為保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器，軸段1的長度應比聯(lián)軸器配合段轂孔長度略短23mm，取mm。軸段2 為了聯(lián)軸器的軸向定位，軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度h=4mm（h>0.07d1），所以軸段2的直徑mm；根據(jù)軸承端面結(jié)構(gòu)軸承端蓋厚9.6mm，此軸還應該加旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈作為密封裝置，此油封主要優(yōu)點是密封性能好，結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，價格便宜。初步確定軸段2的長度。軸段3 該段安裝滾動軸承。考慮軸承承受徑向力，選擇深溝球軸承。取軸段直徑mm

45、，選用GB/T276-94深溝球軸承60000型02系列6012型兩個，尺寸=；為拆裝方便軸段3長度mm。軸段4 為了軸承的軸向定位，軸段4右端制出定位軸肩，取軸肩高度h=5mm（h>0.07d3），所以軸段4的直徑mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內(nèi)壁有一段距離s,現(xiàn)取s=8mm。此軸安裝了滑移齒輪，為了使滑移齒輪有一定的空間滑動，軸段長度應取mm。軸段5 該段安裝滾動軸承，直徑mm，長度取mm。e 軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用GB109579，GB109679型的A型普遍平鍵定位，按d=50mm平鍵截面尺，L=110mm,聯(lián)軸器與軸的配

46、合為H7/h6；軸上滑移齒輪采用矩形花鍵進行周向定位，尺寸為。f 確定軸上圓角和倒角尺寸各軸肩圓角半徑取4,軸端倒角取2×45°。2） 其他軸的設計其他軸的設計與軸設計步驟相同，具體尺寸詳見圖。3.5 軸的強度校核3.5.1 軸的校核1）求軸的載荷 支反力 水平面 N N 垂直面 N N彎矩和 水平面 N.mm N.mm N.mm N.mm 垂直面 N.mm N.mm N.mm N.mm合成彎矩M (4-38) N.mm N.mm N.mm N.mm當量彎矩 （取0.58） (4-39)=2750366.64 N.mm N.mm N.mm N.mm 2）取危險截面按當量彎矩驗算直徑。 3）鍵的校核 7.95 N/mm2式中 d軸的直徑； k鍵與輪轂槽（或軸槽）的接觸高度，mm，h為鍵高； l鍵的工作長度，mm，b為鍵寬。鍵的許用擠壓應力N/mm2，所以；滿足強度條件。3.5.2 軸軸軸的校核1）求軸的載荷 支反力 水平面 N N 垂直面 N N彎矩和 水平面 N.mm N.mm 垂直面 N.mm N.mm合成彎矩M (4-38) N.mm N.mm當量彎矩 （取0.58） (4-39)=5293089.79 N.mm