547 機械液壓雙流傳動系統(tǒng)試驗臺設計（轉向裝置）（有cad圖）,547,機械液壓雙流傳動系統(tǒng)試驗臺設計（轉向裝置）（有cad圖）,機械,液壓,雙流,傳動系統(tǒng),試驗臺,設計,轉向,裝置,cad 機械液壓雙流傳動系統(tǒng)試驗臺設計（轉向裝置） 摘 要 機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)是履帶車輛的一種新型轉向方式，也就是發(fā)動機功率在變速箱的輸入軸上分流，一路功率流向變速箱，一路功率流向由變量泵、定量馬達及其他控制元件組成的液壓轉向調(diào)速系統(tǒng)。 本文從整體上論述了機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)（轉向裝置）性能檢測系統(tǒng)的測試原理和設計方案，并從硬件和軟件兩方面詳細闡述了汽車變速箱性能檢測系統(tǒng)的組成。介紹了汽車變速器系統(tǒng)綜合試驗臺的主要構成與種類, 著重在機械硬件方面去分析研究開放式機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)（轉向裝置）綜合試驗臺的主要結構、特點及工作原理。 試驗臺通過各扭矩轉速傳感器測得的轉矩和轉速對轉向裝置進行性能分析。因試驗臺所用液壓泵的需求，試驗臺設計安裝了第一升速裝置，它使液壓泵的輸入扭矩和轉速符合液壓泵的要求；又根據(jù)測功機的扭矩轉速特性曲線選擇安裝了第二升速裝置，使測功機的輸入扭矩和轉速符合其要求。 本論文研究的目的、意義：我國汽車、拖拉機工業(yè)正處于發(fā)展和提升時期，履帶車輛雙功率流轉向裝置可實現(xiàn)由方向盤操縱進行精確的方向控制，機動性好等許多優(yōu)點，這對其設計制造、性能檢測與維修提出了迫切要求。為開發(fā)具有自主知識產(chǎn)權的、適合我國國情的高性能轉向裝置，提出本研究課題。 關鍵詞：雙功率流，轉向裝置，試驗臺，開式 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 錄 第一章前言............................................1 第二章 總體設計方案的設計.............................3 §2.1試驗臺的結構.... ..............................3 §2.2 試驗臺的測試原理...............................3 §2.3主要部件的選擇.................................5 §2.3.1動力源.....................................5 §2.3.2變速箱.....................................5 §2.3.3液壓泵的選用...............................5 §2.3.4測功機的選擇.................................6 §2.4各級轉速扭矩的計算.............................7 §2.5 傳感器的選擇...................................8 第三章 升速裝置的設計................................14 §3.1液壓泵升速裝置設計（第一升速裝置）............14 §3.1.1齒輪的設計................................14 §3.1.2低速軸的設計..............................16 §3.2測功機升速裝置選擇（第二、三升速裝置）........20 第四章 聯(lián)軸器的選用..................................24 第五章 結論..........................................29 參考文獻.............................................30 致謝.................................................31 IV 外文資料譯文 翻譯 5.3.3.1根據(jù)ISO 2416 本標準規(guī)定的小客車最低載荷,即名義有效載荷mt. 這取決于汽車制造商提供座位數(shù)n0的和乘客的行李量或座位和行李實際占用。 我們必須確定，座位數(shù)n , 質量mp = 68公斤/人, 加上行李mb=7公斤/人。則名義有效載荷 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） 經(jīng)驗表示，負載不超過廠定的可選配置質量△mv，和行李箱質量 m0時，行車時實際負載為： mv,ul = mx0+△mn 以一輛五座客車為例,mt,max = 400公斤和可允許使用載荷的是20公斤， 則： 因此行李mtr在最小值為： Mb = 7*5= 35 5.3.3.2 名義載荷 它是標定載荷的制造商規(guī)定的有效載荷-考慮到對車(交誼車、旅行車、體育小轎車等等)的期望的用途，當依從法律上規(guī)定的有效載荷mt，其基于位子的數(shù)量n. 按照等式5.7c， mt為： 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 這意味著法律上批準五座車名義載為mt = 375kg。 同時其他要求得到滿足，如安全帶等。 如果五個人，每個重的75公斤，占五座客車的375公斤，達到車輛可允許載荷 375公斤. 如果車改型了加裝配件mv超出正常數(shù)額 (參見等式5.8a)，汽車已經(jīng)超載，并且不可攜帶任何行李.如果，司機不用知道情況，加裝行李，車將超出可允許總質量和可允許軸裝載. 如果發(fā)生的惡化在事情或因不足的輪胎氣壓導致事故，在德國司機根據(jù)法律將被認為對超載負責任，法律予以支持。 5.3.3.3根據(jù)歐共體指令92/21/EEC和95/48/EC 相對于5.3.1.2，整裝整備質量(空載)不是汽車總質量. 5.3.3.4，有拖車時 當有拖車時，歐共體方針92/21/EEC和95/48/EC標定允許的mTh和最大牽引定負荷△mTr,制造商必須將其列入計算的名義載荷.五座客車以下式計算名義載荷(參考第1.1.6部分) ： 五個人最小質量 mp=375 可選設備 包括拖曳設備(假設) 擊桿強加的裝載，當拖曳拖車時 名義載荷 如果載荷是420公斤，關系是不同的： 名義載荷 420kg 可選設備 -30kg 拖曳設備 --15kg 拉桿裝備 -75kg. 最小值 300kg 根據(jù)等式5.7c，應在汽車說明書上改為四座. 最大靜態(tài)扭矩裝載一般是△mTr = 50 - 75公斤; 然而，根據(jù)方向性92/21/EEC最大可允許裝載不能少于25公斤。 5.3.4 設計質量 設計質量mv， t， pl前后軸載重mv、f、pl和mv、r、pl以及座位設計，有關汽車也稱為正常正常使用位置或空載位置. 在標定的載荷之下，從空載狀態(tài)啟動，車身集中，結果使車身相對地面變化. ISO/IS 2958 `公路車輛：對乘用車外部保護’國際上關于座位數(shù)如下標定設計位置(標定或允許的乘客的數(shù)字) 座位數(shù) 配置 2到3 二個人每人的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. 在繪圖板應該顯示車乘客數(shù)。 .當車制造商設計汽車尺寸時，設計質量標定設計位置. 德國標準VDA 239-01 (Verband der Automobilindustrie -汽車業(yè)聯(lián)盟)和參考 [11]涵蓋這個領域所有相關標準。 5.3.5允許軸載荷 5.3.5.1根據(jù)德國公路交通許可規(guī)定(StVZO)的第34部分 可允許前后軸載由車制造者標定. 影響軸載因素： 車身的構件強度和車輪懸架或車軸的構件強度; 輪胎負載和型號; 制動系統(tǒng)和制動力分配置; 減震彈簧和減震器。 德國ABE型測試，或在一輛單獨車情況下與StVZO的第21部分包括可允許軸載的參數(shù)確定.并且標定價格和材料類型。 迄今，客車這個規(guī)格未由任何法律法規(guī)確定，只有標定載荷mt席位必須被考慮，并且可允許的前軸載荷mv,f,max，和后軸載荷mv,f,max之和必須是大于等于可允許總車質量(也參見式5.1) 要能載荷匹配，在車輛模擬試驗總車質量通常大于可允許總質量mv t,max (參見. 5.11)。 在道路試驗與車輛模擬試驗中(參見第6.3部分和第6.4部分)，最有利的負荷狀態(tài)下，即可允許后軸裝載mv,r,max必須足夠. 前橋裝載mv,r,lo，，通常是低于可允許軸載mv,f,max(式5.1)。 如果轉彎半徑少于50mm,彈簧將比較危險，車身重心降低很少，因此他們的重心將上升，轉彎特性將改變，有翻車趨向，駕駛員不能控制。（參照2.42， 5.15和5.16) 5.3.5.2根據(jù)歐共體指標92/21/EEC 方向性92/91/EEC (參見部分5.3.1.2)裝載汽車受到更嚴格的規(guī)定.允許總車質量mV,t,max (參見等式5.7a和5.8a)將由允許載荷mV,t,max和實際行李質量mv,ul按比例計算： 91% (90.7%，是精確的)然后被分配了到位子和9% (或9.3%)均勻地分布了在行李箱(第5.3.6部分)中。 制造商必須證明可允許軸載荷值.根據(jù)標準65 /48/EEC，但根據(jù)ISO 2316要求(參見第5部分第3.3.1)，撤出這項標準。 5.3.5.3，當拖曳拖車時 如果車有拖曳設備，減負荷由它的組分質量必須假定，并且，此外，必須包括拖車的最大靜態(tài)擊桿強加的裝載△mT (參見部分5.3.1.3和第1.1.7部分在參考. [3]). 剩余的載荷,然后被在100%分派到位子和行李箱。 允許后軸負荷更大. 可得出兩種選擇： 制造者為所有車訂更高的軌載.這意味著，汽車其他部分必須依據(jù)這一點.并且輪胎，軌零件和車輪軸承要以更高的負載容量。 制造者標定二不同軸載和沒有拖車拖曳設備; 制造商必須保證這些要求滿足5.3.5.1中避震其，等裝置的平衡。 5.3.6.根據(jù)ISO 2416分配負荷 無論是乘用車還是商用車或者掛車，假如軸荷分配已經(jīng)計算過了，其減震彈簧只能按重量設計。最重要的是多少公斤的載荷將各自分配到車軸上，允許軸載荷是否滿負荷或超負荷工作，可從各種手冊中選擇查看。 5．3．6．1在行李箱容量不可變的乘用車上 圖1.36顯示軸分布百分比。已知軸質量當添加乘員的質量,就可以計算不同狀態(tài)下的軸負荷. 第5.3.3部分描述了許用軸荷的計算，這些計算給出了軸荷的分配。在工業(yè)與TUV上，這決定于放于車輛乘員座椅上H點（人的中心位置）上的重量。H點的位置可在標準S A E-J 826a， ISO 6549和在DIN 33408中找到.見參考文獻[3]的第1.1.3部分和參考文獻[20]的7.2。 按照ISO 2416計算負荷分配時，前后排的可調(diào)座椅必須移動到靠后的合適的位置。乘客重量的H點安排在他們各自座椅位置H點前100毫米的各自面。后座不是可調(diào)整的，距離只是50毫米.歐共體92/21/EEC最進一步確定的后面指點或位置的H點(參見部分5.3.5.2).這兩種情況,因此是一種純理論確定的負載分布, 而忽略了該車輛在各種坐姿是否轉向和操作。 使用方程5.7a和5.8a計算允許載荷 要按照5.3.3.1 部分, 并且行李質量必須放入行李箱內(nèi)中間. 乘用車設計標準如見圖5.10將得到以下的負荷和軸負荷mt,max= 427公斤,mp = 68公斤和mb = 87公斤。 而實際情況,因為它會有不同的計算值, 少了多個個體質量的行李箱和車廂,將很容易做到與人平衡。 為了盡可能準確, 司機(應該重約為68公斤, 高約1.70m)應調(diào)整到一個合適的位置，由于乘員重心的原因，所有的人質量絕對不能太大偏離mp這個標準(見第1.1.3和1.1.4在檔. [3]詳情) 。 圖.5.10 標準中型轎車上通過重量決定軸荷的分布. 車上裝有電動天窗。 這些和其他特征特點意味著它空載重1173公斤 (而非由制造商標注的1100公斤) 席位 5 允許軸載 整裝整備質量 1100公斤 前軸 750公斤 制造商的詳情 載荷 500公斤 后軸 850公斤 可允許總質量 1600公斤 共計 1600公斤 裝貨狀態(tài) 裝載 車重 軸載 軸負荷分配 前軸 后軸 前軸 后軸 （kg） （kg） （kg） (kg) (%) (%) 空載 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最大載荷 427 1600年 721 879 45.1 54.9 表( Fig.5.10 )顯示中長客運車的負荷分布,因為它攜帶有額外的設備,空載比標準重73公斤,. 因此行李容量由原來的500公斤下降到427公斤。 雖然可載行李質量現(xiàn)在仍是87公斤和5名乘客, 每名乘客平均質量為68公斤( =5 ×68公斤, 允許后軸負荷超過了29公斤。 然而, 185/65R1588H尺寸輪胎在小于190公里/小時可裝載490公斤,此時標定空氣壓力P值為2.5拔(圖2.15和2.14方程) 如此超載將不會影響輪胎也不影響減震彈簧，如圖所示fig.5.15。 軸載荷分布在45% / 55% (前后軸) ,在滿載的情況可能導致的駕駛性能輕微惡化，同時大大提高這個車輛的牽引力。 這種情況對前輪驅動車輛,在科隆大學實驗室研究底盤工程中的試驗給出不同的圖示( Fig.5.11 ) . 在滿載客運乘客時,軸載荷分布按46% / 54%計算, 表明這樣一個嚴峻的負荷在遇到潮濕的天氣條件下, 在上坡駕駛時,或車輛被拖車時驅動前輪將會遇到困難(圖6.22 ) .制造商定的500剩余 公斤負荷在乘客體重70公斤時得到應用?？蛰d時,車載比表明的重6公斤;但, 144公斤重的行李都必須考慮在內(nèi)。 如果行李在行李箱,裝卸,制動和轉彎性能將惡化(見表5.13 , 5.15 , 5.16和6.15 )。 理想的負荷按照歐盟指令92/21/eec分配更效果。 6 機械液壓雙流傳動系統(tǒng)試驗臺設計（轉向裝置） 摘 要 機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)是履帶車輛的一種新型轉向方式，也就是發(fā)動機功率在變速箱的輸入軸上分流，一路功率流向變速箱，一路功率流向由變量泵、定量馬達及其他控制元件組成的液壓轉向調(diào)速系統(tǒng)。 本文從整體上論述了機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)（轉向裝置）性能檢測系統(tǒng)的測試原理和設計方案，并從硬件和軟件兩方面詳細闡述了汽車變速箱性能檢測系統(tǒng)的組成。介紹了汽車變速器系統(tǒng)綜合試驗臺的主要構成與種類, 著重在機械硬件方面去分析研究開放式機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)（轉向裝置）綜合試驗臺的主要結構、特點及工作原理。 試驗臺通過各扭矩轉速傳感器測得的轉矩和轉速對轉向裝置進行性能分析。因試驗臺所用液壓泵的需求，試驗臺設計安裝了第一升速裝置，它使液壓泵的輸入扭矩和轉速符合液壓泵的要求；又根據(jù)測功機的扭矩轉速特性曲線選擇安裝了第二升速裝置，使測功機的輸入扭矩和轉速符合其要求。 本論文研究的目的、意義：我國汽車、拖拉機工業(yè)正處于發(fā)展和提升時期，履帶車輛雙功率流轉向裝置可實現(xiàn)由方向盤操縱進行精確的方向控制，機動性好等許多優(yōu)點，這對其設計制造、性能檢測與維修提出了迫切要求。為開發(fā)具有自主知識產(chǎn)權的、適合我國國情的高性能轉向裝置，提出本研究課題。 關鍵詞：雙功率流，轉向裝置，試驗臺，開式 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 錄 第一章前言............................................1 第二章 總體設計方案的設計.............................3 §2.1試驗臺的結構.... ..............................3 §2.2 試驗臺的測試原理...............................3 §2.3主要部件的選擇.................................5 §2.3.1動力源.....................................5 §2.3.2變速箱.....................................5 §2.3.3液壓泵的選用...............................5 §2.3.4測功機的選擇.................................6 §2.4各級轉速扭矩的計算.............................7 §2.5 傳感器的選擇...................................8 第二章 升速裝置的設計................................14 §3.1液壓泵升速裝置設計（第一升速裝置）............14 §3.1.1齒輪的設計................................14 §3.1.2低速軸的設計..............................16 §3.2測功機升速裝置選擇（第二、三升速裝置）........20 第四章 聯(lián)軸器的選用..................................24 第五章 結論..........................................29 參考文獻.............................................30 致謝.................................................31 第一章 前 言 本次設計是我們在校期間最后一次設計、學習機會，是對所學知識的一次綜合運用，也是我們在走向工作崗位之前的一次重要實戰(zhàn)演練。通過這次設計，我們進一步對所學知識加以鞏固，進一步提高搜集資料及查閱資料的能力，進一步提高我們的團隊協(xié)作精神?？傊?，這次設計對我們走向工作崗位有著重要的作用。 履帶拖拉機無論是作為工程機械變型、農(nóng)田作業(yè)牽引或驅動動力，還是作為農(nóng)業(yè)機械行走底盤，其功能都非常強大，而在特殊的工作環(huán)境下對轉向系統(tǒng)的要求也有更改的要求。 機械液壓雙功率轉向系統(tǒng)是履帶車輛的一種新型轉向方式，也就是發(fā)動機功率在變速箱的雖然軸是分流，一路流向變速箱一路流向變量泵、定量馬達及其他控制元件組成的液壓轉向調(diào)速系統(tǒng)。其能各號的滿足履帶車輛的轉向要求。 本次試驗臺的設計就是為了對機械液壓雙功率轉向裝置進行性能試驗和車輛燃油經(jīng)濟性的試驗，滿足對轉向裝置開發(fā)和維修的需求。 本次試驗臺設計采用開式試驗臺設計，開放式試驗臺是最先出現(xiàn)的一種試驗臺，它的主要結構原理所示 功率輸入—動力區(qū)—試驗區(qū)—模擬負載區(qū)—功率損耗 各部分的組成及功用為： 動力區(qū)由內(nèi)燃機、調(diào)速器及附屬裝置組成，它負責向系統(tǒng)提供動力(功率)，其中包括轉速和扭矩。 試驗區(qū)由被測裝置、變速器、扭矩轉速測量裝置及其它一些測量裝置組成。 模擬負載區(qū)主要由測功機及附屬裝置組成。 開放式試驗臺整套系統(tǒng)的工作原理及工作過程簡單，制造成本較低，它的弱點是能量無法反饋使用。 在說明書中重點說明了： 1試驗臺的總體設計方案，包括整體結構、測試原理、主要部件的選擇。 2 試驗臺升速箱的設計和選擇，介紹升速箱的設計原則和方法，設計了第一升速箱和選擇了第二升速箱。 3 試驗臺連接裝置的選擇，即聯(lián)軸器的選擇和運用。 說明書中還有少缺點和不足，希望老師能指正。 第三章 總體設計方安的設計 §2.1試驗臺的結構 機械液壓雙功率流轉向系統(tǒng)是履帶車輛的一種新型轉向方式，也就是發(fā)動機功率在變速箱的輸入軸上分流，一路功率流向變速箱，一路功率流向由變量泵、定量馬達及其他控制元件組成的液壓轉向調(diào)速系統(tǒng)。 根據(jù)測試的要求 1.能測試轉向裝置的傳動效率（包括變速器）； 2. 能測試轉向裝置的轉向性能； 3.能測試柴油機的燃油經(jīng)濟性； 確定試驗臺的結構 圖2-1 試驗臺的結構 §2.2試驗臺的測試原理 1、測試轉向裝置的傳動效率（包括變速器），測量的過程是：由第一扭矩轉速傳感器測得轉向裝置的輸入扭矩轉速有第三、第四傳感器測得轉向裝置的輸出扭矩轉速，由下式可進行計算， （2-1）　 式中　　—變速器傳動效率； 　　　　—轉向裝置輸入轉矩； 　　　　—轉向裝置輸入轉矩； —轉向裝置輸入轉矩； —轉向裝置輸入轉速； —轉向裝置輸入轉速； —轉向裝置輸入轉速。 2、能測試轉向裝置的轉向性能， 轉向半徑的計算:同向時 （2-2） 反向是 （2-3） 式中 、為兩輪各自的轉向半徑； 、為轉向裝置輸出轉速； 1435為兩輪距離。 轉向時的液壓動力部分的分流比，由第二扭矩轉速傳感器測得通過測得液壓路的扭矩轉速，由第一扭矩轉速傳感器測得輸入轉向裝置的轉矩轉速即可 （2-4） 式中 為轉向液壓分流比。 3、通過在輸油路上安裝油耗儀，測量燃油消耗量來測試柴油機的燃油消耗率。將測得值代入下式 （2-5） 式中 — 燃油消耗率 —燃油消耗量 —發(fā)動機功率 §2.3 主要部件的選擇 §2.3.1動力源 LR6105ZT10柴油機，參數(shù)如下： 發(fā)動機型號??????????? LR6105ZT10 發(fā)動機額定功率?????????? kw 106/118 發(fā)動機額定轉速?????????? r/min 2300 發(fā)動機啟動方式 直接電啟動 §2.3.2變速箱： 6+2變速箱（東方紅－C1302履帶拖拉機使用） 各檔傳動比： i1=3.5 i2=2.389 i3=2.05 i4=1.833 i5=1.48 i6=0.870 又知中央傳動比：iz=2.73 最終傳動比：im=3.7 §2.3.3液壓泵的選用： 已知選用90055 轉向液壓馬達的計算 因設計中的給定參數(shù)與東方紅1302R橡膠履帶拖拉機的結構與性能參數(shù)相近，故設計中的未知參數(shù)可參考東方紅1302R橡膠履帶拖拉機的參數(shù)用以計算。 滿足車輛轉向時的最大轉向阻力距?？捎上率接嬎悖? =（參考文獻《河南科技大學學報》2005年第6期（2-6） 式中：表示轉向液壓馬達的驅動力矩 車輛驅動輪半徑＝0.346m 車輛履帶中心距B＝1.435m 差速行星排特性參數(shù)=2.391 末端傳動效率 轉向機構輸出效率 履帶車輛驅動段效率 中央傳動效率 末端傳動比 液壓馬達到轉向機構傳動比取5.5 經(jīng)實際測量東方紅1302R橡膠履帶拖拉機的最大轉向阻力距，當此型號拖拉機在預計最大轉向阻力距工況下進行測量，其中，在水泥路面上的轉向阻力距的測量結果為39.4KN·m,粘性土壤路況下的測量結果為49.4KN·ｍ。故可計算得： ＝243N·m 表2-1 液壓泵參數(shù) 排量 輸入速度 理論扭矩 吸油口旋轉部件的轉動慣量 重量 最小 額定 最大 可達到 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 §2.3.4測功機的選擇： 根據(jù)發(fā)動機的額定功率，知需要選用額定吸收功率大于106的測功機，又因電渦流測功機的扭矩特性（后面選擇升速裝置時詳解），選擇ＤＷ250電渦流測功機。其參數(shù)如下： 表2-2 ＤＷ250電渦流測功機參數(shù) 型號 吸收功率kW 安定扭矩N·m 最高轉速r/min 額定扭矩轉速范圍r/min 轉動慣量 DW250 250 1100 2500 2000~2800 0.88 §2.4各級轉速扭矩的計算 （2-7） 發(fā)動機到離合器： 變速箱輸出軸轉速及扭拒 一檔： 二檔： 三擋： 四擋： 五擋： 六擋： 各擋扭矩： 一檔： 二檔： 三擋： 四檔： 五檔： 六擋： 后橋輸出轉速和扭矩 由式 得 表2-3后橋輸出轉速和扭矩 轉速扭矩 Ⅰ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 65.1/14.045 Ⅱ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 94.62/9.628 Ⅲ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 110．5/8.202 Ⅳ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 124.2/7.335 Ⅴ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 152.7/5.965 Ⅵ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN ） 258.0/3.531 §2.5傳感器的選擇： 需測的扭矩轉速如圖2-1 第一傳感器所測為發(fā)動機輸出轉速和扭矩，其大小為 第三、第四傳感器所測是轉向裝置輸出經(jīng)升速裝置升速后的扭矩轉速，其大小為 一檔時 所以 傳感器一、三、四選擇為：ORT-803--1000～2000N.m 圖2-2 ORT-803--1000 N.m 第二傳感器所測的是液壓泵輸入扭矩轉速由§2.3.3知 所以 第二傳感器選用ORT-803--500N.m 圖2-3 ORT-803--500N.m 一、應用范圍： ORT-803系列傳感器是一種測量各種扭矩、轉速及機械功率的精密測量儀器。應用范 圍十分廣泛，主要用于： 1、電動機、發(fā)動機、內(nèi)燃機等旋轉動力設備輸出扭矩及功率的檢測； 2、風機、水泵、齒輪箱、扭力板手的扭矩及功率的檢測； 3、鐵路機車、汽車、拖拉機、飛機、船舶、礦山機械中的扭矩及功率的檢測； 4、可用于污水處理系統(tǒng)中的扭矩及功率的檢測； 5、可用于制造粘度計； 6、可用于過程工業(yè)和流程工業(yè)中。 二、產(chǎn)品系列尺寸參考下表: 規(guī)格 (N.M) Φ d ΦD2 A B C E F G H H1 L 鍵 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 表2-4 ORT-803系列傳感器尺寸參數(shù) 三、主要性能及電氣指標： 扭矩精度：＜±0.5 % F· S、＜±0.3 % F· S、＜±0.1 % F· S（可選） 頻 率 響 應： 100μs 非 線 性： ＜±0.2 % F· S 重 復 性： ＜±0.1% F· S 回 差： ＜0.1 % F· S 零 點 時 漂： ＜0.2 % F· S 零 點 溫 漂： ＜0.2 % F· S /10℃ 輸 出 阻 抗： 350Ω±1Ω、700Ω±3Ω、1000Ω±5Ω（可選） 絕 緣 阻 抗： >500MΩ 靜 態(tài) 超 載： 120 % 150% 200%(可選) 使 用 溫 度： －10 ～ 50℃ 儲 存 溫 度： －20 ～ 70℃ 電 源 電 壓： ±15V±5% 總 消耗電流： ＜200mA 頻率信號輸出： 5KHZ—15KHZ 額 定 扭 矩： 10KHZ±5kHZ （正反雙向測量值） 信 號占空比： （50±10）% 四、電氣連接： 如圖2-4所示，扭矩傳感器用一個航空接頭（X12K5P）與外部設備連接， 插座端固定在機殼上。航空插座管腳定義如下圖： 圖2-4 五、安裝方式： (1)水平安裝:如圖2-5所示: 圖2-5水平安裝 2、連接方式： 扭矩傳感器與動力設備、負載設備之間的連接 (1)彈性柱銷聯(lián)軸器連接: 如圖2-7所示，此種連接方式結構簡單，加工容易，維護方便。能夠微量補償安裝誤差造成的軸的相對偏移，同時能起到輕微減振的作用。適用于中等載荷、起動頻繁的高低速運轉場合，工作溫度為-10-50℃。 圖2-7彈性柱銷聯(lián)軸器連接 (2)剛性聯(lián)軸器連接:這種連接形式結構簡單，成本低，無補償性能，不能緩沖減振，對兩軸的安裝精度較高。用于振動很小的工況條件。 §2.6數(shù)據(jù)處理系統(tǒng) 采用車輛研究所的數(shù)據(jù)處理采集系統(tǒng)信號采集及數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)。系統(tǒng)主要對在換擋過程中變速器的工作狀態(tài)進行實時檢測；對變速器運轉過程中的反饋信號進行采集轉換和處理；變速器不管采用何種方式的控制方法和控制策略，工件壓油驅動的，液壓油壓力大小、油溫的高低、流量大小實時反映了變速器的工作狀態(tài)。 故采集自動變速器的信號主要是各種油路的壓力、冷卻油液流量、油溫的高低、變速器輸入輸出轉速等根據(jù)數(shù)據(jù)采集的實時性要求，合不同信號的變化率及采樣的離散值所需要達到的分辨率，確定不同信號的采樣時間間隔，傳感器將此多種信號轉化為電信號。用計算機對采集到的信號進行處理， 并將結果顯示于計算機屏幕上。同時把采集到的信號與正常信號進行比較，判斷變速器工作是否正常，判斷并指出變速器工作不正常的可能原因，為變速器進一步整和維修提供依據(jù)。 第三章 升速裝置的設計 §3.1液壓泵升速裝置的設計（第一升速裝置） 有表2-1可知液壓泵的驅動軸轉速需要達到泵的額定轉速3900r/min， 則升速裝置的升速不為u=1.7 3.1.1 齒輪的設計 1確定齒輪材料及熱處理： 根據(jù)條件，大小齒輪均選用20CrMnTi鋼滲碳淬火，硬度56-62HRC。查得彎曲疲勞極限應力 查得接觸疲勞極限。 2 按齒輪彎曲疲勞強度設計 （3-1） 1)確定許用彎曲應力 按式計算，取YST=2，SFmin=1.6。因為齒輪的循環(huán)次數(shù) N=60nat=60×3900×1×(100×8×5)=9.36×108 取壽命系數(shù) YN=1 MPa 2) 計算小齒輪的名義扭矩T1 T1=9550×106/3900=259.56N·m 3) 選取載荷系數(shù)K 取K=KAKVK?Ka=3.07 4）初步選定齒輪參數(shù) 5）確定復合齒形系數(shù) 因兩輪所選材料及熱處理相同，故設計時按小齒輪的復合齒形系數(shù) 將上述參數(shù)代入，并取，得 又因需考慮到兩軸中心距 按表查得 m=5 側中心距 為便于箱體孔加工和校驗，取a=223mm. 6）計算幾何尺寸 3校核齒面的接觸疲勞強度 （3-2） 如前所述，若一對齒輪均為鋼制，可取彈性系數(shù)ZE=1.89， 齒面許用接觸應力 取最小安全系數(shù)SHmin =1.4，ZN=1，Zw=1 因為，故接觸疲勞強度也足夠 4齒輪其它形狀尺寸： 表3-1 齒輪形狀尺寸 壓力角 齒頂高 齒根高 齒頂園直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒厚 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低速軸的設計 由條件可知： 傳輸功率P=106kW，轉速n2=2300r/min；傳動零件（齒輪）的主要尺寸 m=4 , 齒數(shù)比u=1.69，小齒輪數(shù)z1=33，大齒輪數(shù)z2=56，小齒輪分度圓直徑d1=165,大齒輪分度圓直徑d2=280,中心距a=223mm,齒寬B1=60mm，B2=50mm。 1 選擇軸的材料 該軸無特殊要求，因此選用調(diào)質處理的45鋼，查得 2 初步估計軸頸 按扭矩強度估算出端連軸器處的軸頸。查得 45鋼，C=110；輸出軸的功率P2=106×0.99×0.99×0.98kW=102.5kW；輸出軸的轉速n1=n2×u=3900 r/min 根據(jù)公式得 為使所選軸頸與連軸器孔徑相適應，需同時選用聯(lián)軸器。從手冊上查得，LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器 JB/T6140-1992。故取軸與連軸器鏈接的軸頸為45mm。 齒輪簡圖 圖3-1齒輪簡圖 3.軸的結構設計 根據(jù)齒輪減速器的 簡圖確定的軸上主要零件的布置 和軸的初步估計定出的軸頸，進行軸的結構設計。 裝配方案 及尺寸大小 圖3-2裝配方案 考慮到軸結構的工藝性，在軸的右端和左端均制成2×45°倒角； 4．軸的強度驗算 先作出軸的受力簡圖（即力學模型） 圖3-3軸的受力簡圖 1）齒輪上作用力的 大小 轉矩 T2=440.13 圓周力 徑向力 2）求軸承的支反力 水平方向上的支反力 垂直方向上的支反力 3）畫彎矩圖 截面C處的彎矩為 水平面上的彎矩 MC=55.5FB×0.001=87.24 垂直面上的彎矩 合成彎矩 4）畫轉矩圖 5）畫計算彎矩圖 因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，，則截面C處的當量彎矩為 圖3-4彎矩圖 6）按彎矩合成應力校核軸的強度 A. 截面C當量彎矩最大，故截面C可能是危險截面。 已知Me=MvC2=279.92N·m,查得 16.9MPa< B． 截面E處雖然僅受轉矩，但其直徑最小，則該平面亦可能為危險截面 < 所以其強度足夠 3.1.2軸承的設計 低速軸選用 圓柱滾動軸承 36211 GB283-83 高速軸選用 圓柱滾子軸承 36209 GB283-83 經(jīng)校核軸承滿足要求。 §3.2測功機升速裝置的選擇（第二、三升速裝置） 根據(jù)后橋的輸出轉速和扭矩 轉速扭矩 Ⅰ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 65.1/14.045 Ⅱ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 94.62/9.628 Ⅲ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 110．5/8.202 Ⅳ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 124.2/7.335 Ⅴ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 152.7/5.965 Ⅵ 檔速度 (r/min)/ 扭矩（ kN m） 258.0/3.531 又DW系列電渦流測功機扭矩特性曲線如下 圖3-4 DW系列電渦流測功機扭矩特性曲線 可知道后橋輸出轉速扭矩不能滿足電渦流測功機扭矩特性，如要滿足測功機的要求， 需要將輸出轉速升高。 選擇升高20倍 以最高擋和最低擋來計算： 一擋： 六擋： 有圖可知升速后的扭矩轉速滿足電渦流測功機扭矩特性， 故選用ZLY224-20-1 減速機 （新鄉(xiāng)恒星傳動機廠） 其技術參數(shù)如下： 圖3-5 ZLY224-20-1 減速機 表3-2 ZLY224-20-1 減速機技術參數(shù) 規(guī)格 d1 l1 L1 b1 t1 d2 l2 L2 b2 250 48 82 292 14 51.5 110 165 355 28 規(guī)格 t2 A B H a C m 1 m 2 m 3 250 116 830 450 594 430 50 350 - 380 規(guī)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 承載能力： 表3-2 ZLY224-20-1 減速機承載能力 公稱轉速 r/min 輸入功率 kw 輸入 n1 輸出 n2 1500 75 142 1000 50 95 700 38 76 減速器適用范圍 1、高速軸轉速不大于1500轉/分。 2、齒輪傳動圓周速度不大于20米/秒。 3、工作環(huán)境溫度為-40-45℃。如果低于0℃，啟動前潤滑油應預熱至0℃以上，本減速器可用于正反兩個方向運轉。 安裝方案：為適用于試驗臺 選用Ⅰ方案（圖3-6） 圖3-6減速器安裝方案 冷卻方法：沒有 廠房較大 P2 =105kw 升速裝置選擇確定。 第四章 聯(lián)軸器的選用 §4.1發(fā)動機到第一傳感器的連軸器 （1）類型選擇 為了避免不同軸心 選用籠型同步萬象聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 （3）型號選擇 從標準查的BJC型球籠型同步萬象聯(lián)軸器，其參數(shù)如下 BJC型球籠型同步萬象聯(lián)軸器 表4-1 BJC型球籠型同步萬象聯(lián)軸器參數(shù) 型號 JB/T6140-1992 Td: /N·m TN /N·m 許用轉速 /r·min-1 a 游動量 dmax 靜止 轉動 BJ95C QWLZ2 1130 2500 3300 38° 25° ±10 50 故適用。 §4.2 第一傳感器到第一升速器之間的連軸器 （1） 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt （4-1） 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 （3）型號選擇 從標準查得LX3彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱直徑Tn 1250/N·m 許用轉矩[n] 4750/r·min-1 J1型軸孔，軸頸為30~48mm，質量8kg，故適用。 配合使用 為 轉動慣量 0.026/kg·m2 §4.3第一升速裝置到第二傳感器之間的聯(lián)軸器 （1）類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉矩 由式（4-1） Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 （3）型號選擇 從標準查得LX2 公稱直徑Tn 560/N·m 許用轉矩[n] 6300/r·min-1 J1型軸孔 ，軸頸為30~48mm 質量5kg 故適用。 配合使用 為 GB/T 5014-2003 轉動慣量 0.009/kg·m2 第二傳感器到液壓泵之間的聯(lián)軸器 選用 LX2 公稱直徑Tn/ 560N·m 許用轉矩[n] 6300/r·min-1 J1型軸孔 ，軸頸為30~48mm 質量5kg 故適用。 配合使用 為GB/T 5014-2003 轉動慣量 0.009/kg·m 第一升速裝置到變速箱之間的連軸器 （1） 類型選擇 為了避免不同軸心 選用籠型同步萬象聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 （3）型號選擇 從標準查的BJC型球籠型同步萬象聯(lián)軸器，其參數(shù)如下 BJC型球籠型同步萬象聯(lián)軸器 驅動橋到第二、第三升速裝置的聯(lián)軸器選擇 (1) 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 (2) 載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為： （3）型號選擇 從標準查得LX3彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱直徑Tn 35500/N·m 許用轉矩[n] 1600/r·min-1 J1型軸孔，孔徑110~180 質量8kg 又因升速裝置輸出軸d2=110mm LX10聯(lián)軸器 GB/T 5014-2003 LX型彈性柱銷聯(lián)軸器 表4-2 LX10型彈性柱銷聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱直徑TN/N·m 許用轉速/r·min-1 Lx10 35500 1600 第二、三升速裝置到第三、第四傳感器之間聯(lián)軸器的選擇 (1) 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 (2) 載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 又因升速裝置輸出軸d1=48mm如圖2所示 傳感器輸入軸d=48mm 如圖4所示 （3）所以選用 LX4聯(lián)軸器 GB/T 5014-2003 表4-3 LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱直徑TN/N·m 許用轉速/r·min-1 Lx4 2500 3870 第三、第四轉速扭矩傳感器到測功機之間的聯(lián)軸器 （1）類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 公稱轉矩 由式 Tc=KWKKzKt 查得 動力機系數(shù) Kw=1.2 工況系數(shù) K=1.5 啟動系數(shù) Kz=1.0 溫度系數(shù) Kt=1.1 故計算轉矩為 又因升速裝置輸出軸d1=48mm如圖2所示 傳感器輸入軸d=48mm 如圖4所示 （3）所以選用 LX4聯(lián)軸器 GB/T 5014-2003。 第六張結 論 本機械液壓雙功率流系統(tǒng)（轉向裝置）試驗臺設計設計，是通過查閱大量的資料和實地考察實驗室的試驗臺，以待測產(chǎn)品為依據(jù)結合實驗室已有的試驗場地和設備經(jīng)行的設計。試驗臺為開式試驗臺，結構簡單易于布置，但無法經(jīng)行功率的在運用。 試驗臺通過各扭矩轉速傳感器測得的轉矩和轉速對轉向裝置進行性能分析。因試驗臺所用液壓泵的需求試驗臺設計安裝了第一升速器，它使液壓泵的輸入扭矩和轉速符合液壓泵的要求;又根據(jù)測功機的扭矩轉速特性曲線選擇安裝了第二升速裝置，使測功機的輸入扭矩轉速符合其要求。說明書最后根據(jù)試驗臺各級的轉速扭矩選擇安裝了聯(lián)軸器。。 總之，這次畢業(yè)設計是大學學習中的一項重要的課程，它不僅幫助我們發(fā)現(xiàn)不足而且給我們思考問題、處理問題的方法。這對我們今后的生活是非常有幫助的。 參考文獻 [1] 彭文生，李志明，黃花梁 主編．機械設計．北京：高等教育出版社,2002年8月,6—371 [2] 安相璧 主編.汽車試驗工程.北京:國防工業(yè)出版社,2006年3月,24—330 [3] 陳家瑞 主編.汽車構造(上、下).第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2006年1月,199—225 [4] 王望予 主編.汽車設計.北京:機械工業(yè)出版社,2005年7月:174—212 [5] 唐忠一 主編.復合傳動與控制.重慶:重慶大學出版社,2004年,82—197 [6] 鄔惠樂,邱敏強 主編.汽 車拖拉機試驗學.北京:機械工業(yè)出版社,1981 [7] 阮忠唐 主編.聯(lián)軸器、離合器設計與選用指南.北京:化學工業(yè)出版社,2006 [8] 張龍 主編.機械設計課程手冊.北京:國防工業(yè)出版社,2006年5月 [9] [日]自動車技術會小林明等 主編.汽車工程手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1984 [10] 姚懷新 主編.工程車輛液壓動力學與控制原理.北京:人民交通出版社,2006 [11] 王昆 主編.機械設計課程設計.北京: 高等教育出版社,2005 [12] 機械電子工業(yè)部洛陽拖拉機研究所主編。拖拉機設計手冊（上冊）。北京：機械工業(yè)出版社1994 [13] 機械電子工業(yè)部洛陽拖拉機研究所主編。拖拉機設計手冊（上冊）。北京：機械工業(yè)出版社1994 [14] 鄒宜侯，竇墨林 主編.機械制圖.北京:清華大學出版社,2002年7月:21-126 [15] 廖軍.汽車變速器系統(tǒng)綜合試驗臺的分析研究.廣西機械,2000年4月,第4期，31-33 致 謝 本次‘機械液壓雙功率流系統(tǒng)（轉向裝置）試驗臺設計’是在導師張文春教授，周志力教授的精心指導和嚴格要求下完成的。導師淵博的知識、嚴謹求實的治學態(tài)度和誨人不倦的學者風范以及他實事求是的工作作風給我在大學后的時刻上了生動的一課，將激勵我以更積極的態(tài)度投入到以后的工作學習中。 通過本次設計，鞏固了我的專業(yè)知識，提高了我的分析總結問題的能力，進一步加強自己獨立工作和團隊合作的能力。 再次感謝張文春，周志力，牛毅等教授老師給于的極大幫助是我能夠完成本次設計，同時感謝楊少帥，李亞東等同組同學給于的無私幫助。 最后祝各位老師、同學工作順利學業(yè)有成。 35