畢業(yè)設(shè)計論文減速器加載試驗臺設(shè)計

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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(yīng)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(shè)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(dāng)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(luò)的壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，能在四個象限內(nèi)工作，回

2、收與重新利用系統(tǒng)的制動動能和重物勢能；在系統(tǒng)中二次元件能無損地從恒壓網(wǎng)絡(luò)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(shè)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(yīng)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(yīng)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

3、，并對基于二次調(diào)節(jié)的減速器加載試驗臺驅(qū)動單元進行了詳細地設(shè)計，并對驅(qū)動單元的系統(tǒng)剛度特性進行了分析。不當(dāng)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(shè)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(shè)備中應(yīng)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

4、稍復(fù)雜一些的綜合性能試驗，可在電封閉加載試驗臺上進行，但在相同加載功率下，所用電器設(shè)備龐大復(fù)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(wù)。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

5、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(shè)備，在這種二次調(diào)節(jié)加載技術(shù)的理論與應(yīng)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(yīng)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(luò)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

6、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(luò)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(shè)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(yīng)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(yīng)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

7、事這方面研究的單位主要有德國漢堡國防工業(yè)大學(xué)靜液傳動和控制實驗室LHAS、亞深工業(yè)大學(xué)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(xué)的H.W.Nikolaus教授、亞深工業(yè)大學(xué)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

8、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(dāng)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(dǎo)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

9、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。 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(xué)內(nèi)燃機和汽車研究所研制了大功率、

10、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(yīng)用到生產(chǎn)實際中，并不斷地擴大應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(xué)品清污船的液壓傳動設(shè)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(yù)選的撇

11、沫泵和傳輸泵設(shè)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；德累斯頓工業(yè)大學(xué)通用試驗臺應(yīng)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(yīng)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50

12、km/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(yīng)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(yīng)用在以

13、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(yīng)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(shè)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)

14、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(luò)的壓力耦聯(lián)系統(tǒng)，其工作原理是：在恒壓網(wǎng)絡(luò)中，通過調(diào)節(jié)二次元件斜盤傾角來改變二次元件排量，以適應(yīng)負載（工作機構(gòu)）轉(zhuǎn)矩的變化，從而使負載按設(shè)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。可逆式泵/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 1

15、3─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、恒壓變量泵、蓄能器、安全閥及相應(yīng)的管路等元件構(gòu)成恒壓網(wǎng)絡(luò)，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(luò)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1

16、1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(yīng)外負載轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的變化。另外，當(dāng)系統(tǒng)進行工作時，元件9（馬達）由恒壓網(wǎng)絡(luò)獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械能來驅(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(luò)，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

17、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

18、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 蓄能器回收的液壓能可滿足間歇性大功率的需要，在設(shè)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(luò)，在這個恒壓網(wǎng)絡(luò)中可以并聯(lián)多個互不相關(guān)的負載，并可

19、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(shè)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(yīng)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(yīng)用范圍廣，用以滿足各種機械傳動的不同要求。因此，減速器加載試驗臺系統(tǒng)應(yīng)具備扭矩、轉(zhuǎn)速可變化的條件，且其扭矩、轉(zhuǎn)速的變化應(yīng)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

20、責(zé)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(shè)備的技術(shù)含量低，制造成本相對較低，但它的致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 system 1.4.2 封閉式

21、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 Fig.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?zāi)芎?，系統(tǒng)效率高。但由于功

22、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(zé)向系統(tǒng)提供動力(功率)，通過對液壓馬達流量和斜盤擺角的調(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(luò)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

23、試驗?zāi)芎?，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(fù)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

24、）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(xué)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(shè)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

25、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(xué)模型。數(shù)學(xué)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(luò)。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

26、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(dāng)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(fēng)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?？刂葡到y(tǒng)由PC計算機、工業(yè)控制計算機、數(shù)據(jù)采集卡、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

27、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(luò)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 experiments composition 速轉(zhuǎn)矩傳感

28、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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(dāng)系統(tǒng)進行工作時，二次元件1（馬達）由恒壓網(wǎng)絡(luò)獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械

29、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(luò)，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(shè)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(shè)置其中一套二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)作為驅(qū)動單元，另外1套作

30、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 system 3 減速器加載試驗臺驅(qū)動變速箱的設(shè)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

31、3-1是驅(qū)動變速箱傳動系統(tǒng)圖，從圖中可以看出Ⅰ軸、Ⅳ軸分別有滑移齒輪。Ⅰ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，Ⅰ軸最大輸入扭矩為945.46N.m，Ⅰ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 system 3.2.1 傳動方案的確定 如何分配各級傳動比，是傳動裝置設(shè)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

32、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

33、 (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 maps 3.3 齒輪的設(shè)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

34、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)。 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Ⅱ公差組，Ⅰ軸的齒輪精度等級為5，Ⅱ軸、Ⅲ軸的齒輪精度等級為7，Ⅳ軸、Ⅴ軸的齒輪精度等級為8，Ⅵ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

35、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Ⅰ軸和Ⅱ軸的中心距： (3-7) 取 估計模數(shù) 取 2）同理，確定Ⅱ軸和Ⅲ軸的中心距： 取 估計模數(shù) 取 3）確定Ⅲ軸和Ⅳ軸的中心距： 取 估計模數(shù) 取 4）確定Ⅳ軸和Ⅴ軸的中心距：

36、 取 估計模數(shù) 取 5）確定Ⅴ軸和Ⅵ軸的中心距： 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）Ⅰ軸小齒輪和Ⅱ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

37、 (3-12) 驗算圓周速度 (3-13) 選擇5級精度的齒輪合適 2）Ⅱ軸小齒輪和Ⅲ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）Ⅲ軸小齒輪和Ⅳ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

38、 驗算圓周速度 選擇7級精度的齒輪合適 4）Ⅳ軸小齒輪和Ⅴ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 5）Ⅴ軸小齒輪和Ⅵ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)Ⅰ軸齒輪傳動幾何尺寸計算 Ⅰ軸小齒輪傳動幾何尺寸計算： 分度圓直徑：

39、 mm 齒頂高： (3-14) mm 齒根高：

40、 (3-15) mm 全齒高： (3-16) mm 齒頂圓直徑： (3-17)

41、 mm 齒根圓直徑： (3-18) mm 基圓直徑： (3-19)

42、 mm 齒距： (3-20) mm 齒厚： (3-21)

43、mm 齒槽寬： (3-22) mm 基圓齒距： (3-23) mm 法向齒距： mm

44、 (3-24) 頂隙： (3-25) mm 同理可得Ⅰ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 Ⅱ軸大齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑

45、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Ⅰ軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅱ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Ⅰ軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅱ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。 Ⅲ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Ⅱ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅲ軸小齒輪傳動

46、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。 Ⅳ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。 Ⅳ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Ⅳ軸大齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅳ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

47、尺寸與Ⅲ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅴ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Ⅱ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅴ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Ⅳ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅴ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Ⅳ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 Ⅵ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Ⅴ軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。 3.3.6 齒輪強度

48、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(yīng)力 (3-26) (3-27) 1）驗算Ⅰ軸小齒輪與Ⅱ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)

49、 (3-28) 計算端面和縱面重合度 (3-29) (3-30) 由和查圖，得，取。 驗算接觸疲勞強度 (3-31) 安全。 2）驗算Ⅰ軸小齒輪與Ⅱ軸中齒輪的齒根彎曲疲勞強度

50、 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(yīng)力修正系數(shù)，則計算出應(yīng)用應(yīng)力 (3-32) 由圖查得 ， 和，。。 驗算彎曲疲勞強度

51、 (3-33) 安全。 3）驗算Ⅱ軸小齒輪和Ⅲ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Ⅱ軸小齒輪和Ⅲ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(yīng)用應(yīng)力 由圖查得 ， 和，。。 驗算彎曲疲勞強度 安全。 5）驗算Ⅲ軸小齒輪和Ⅳ軸大齒輪的齒面接觸

52、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Ⅲ軸小齒輪和Ⅳ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(yīng)用應(yīng)力 由圖查得 ， 和，。。 驗算彎曲疲勞強度 安全。 7）驗算Ⅳ軸中齒輪和Ⅴ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，且，由圖查

53、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Ⅳ軸中齒輪和Ⅴ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(yīng)用應(yīng)力 由圖查得 ， 和，。。 驗算彎曲疲勞強度 安全。 9）驗算Ⅴ軸小齒輪和Ⅵ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

54、安全。 10）驗算Ⅴ軸小齒輪和Ⅵ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(yīng)用應(yīng)力 由圖查得 ， 和，。。 驗算彎曲疲勞強度 安全。 3.3.7 各軸齒輪中心距的計算 Ⅰ軸與Ⅱ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

55、算 齒寬系數(shù)按齒輪相對軸承為非對稱布置取=0.8。 1）Ⅰ軸大齒輪齒寬為：mm， 小齒輪齒寬： (3-34) mm 2）同理可求得其它軸的齒輪齒寬： Ⅱ軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm； Ⅲ軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm Ⅳ軸大齒輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm； Ⅴ軸大齒

56、輪齒寬mm，小齒輪齒寬mm，中齒輪齒寬mm； Ⅵ軸齒輪齒寬mm 3.4 軸的設(shè)計 1）Ⅰ軸的設(shè)計 a 作用在一個齒輪上的圓周力、徑向力、和軸向力的大小如下： 圓周力： (3-35) N 徑向力： (3-36) N 軸向力： (3-37)

57、 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：

58、 N b 確定Ⅰ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) =

59、 =1192898.805 N.mm 式中 ——根據(jù)工作情況選?。? 根據(jù)工作要求選用GB5014—85的HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL4，許用轉(zhuǎn)矩。 Ⅰ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型孔軸），與軸配合的轂孔長度mm。 d 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(yīng)比聯(lián)軸器配合段轂孔長度略短2~3mm，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

60、=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(yīng)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?？紤]軸承承受徑向力，選擇深溝球軸承。取軸段直徑mm，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(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離s,現(xiàn)

61、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(yīng)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GB1095—79，GB1096—79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(shè)計 其他軸的設(shè)計與Ⅰ軸設(shè)計步驟相同，具體尺寸詳見圖。 3.5 軸的強度校核 3.5.1 Ⅰ軸的校核 1）求軸的載荷

62、 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)

63、 N.mm N.mm N.mm N.mm 當(dāng)量彎矩 （α取0.58）

64、 (4-39) = =2750366.64 N.mm N.mm N.mm

65、 N.mm 2）取危險截面按當(dāng)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，

66、mm，，h為鍵高； l——鍵的工作長度，mm，，b為鍵寬。 鍵的許用擠壓應(yīng)力N/mm2，所以；滿足強度條件。 3.5.2 Ⅵ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(dāng)量彎矩 （α取0.58） (4-39) = =5293089.79 N.mm