【正文】 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。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 。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 教授、亞深工業(yè)大學(xué)的 教授以及力士樂公司的 先生等。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。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。 1994 年， 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。以力士樂公司為代表，在二次調(diào)節(jié)技術(shù)方面，具 4 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。該試驗臺能滿足實際中的嚴(yán)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。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。 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點 二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理 [3] 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。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。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)。 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。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 7 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)。減速器試驗加載系統(tǒng)主要分為開放式和封閉式兩大類。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。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) 。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。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，從而降低試驗?zāi)芎?，系統(tǒng)效率高。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。 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。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。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。 模擬加載系統(tǒng)原理 由圖 22 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) 11 123二次元件雙聯(lián)二次元件雙聯(lián)變速器驅(qū)動變速器二次輸出減 速 器恒 壓 油 源驅(qū) 動 模 擬 單 元 二 次 輸 出 加 載 單 元低 壓 恒 壓 網(wǎng) 絡(luò)高 壓 恒 壓 網(wǎng) 絡(luò)5 641PC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 21 減速器加載實驗臺組成 Fig. 21 The reducer gear experiments position 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。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)。二 次元 件 2驅(qū) 動變 速 器轉(zhuǎn) 速傳 感 器二 次 輸 出 變速 器轉(zhuǎn) 矩傳 感 器USUS電 液 伺 服 閥 2電 液 伺 服 閥 1恒 壓 網(wǎng) 絡(luò)恒 壓變 量 泵蓄 能 器控 制器 1二 次元 件 1控 制器 2變 量 液壓 缸 2變 量 液壓 缸 1L V D T 1 L V D T 2 減速器 圖 22 模擬加載系統(tǒng)原理圖 Principle diagram of simulation loading system 13 3 減速器加載試驗臺驅(qū)動變速箱的設(shè)計 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。 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 ，二次加載元件輸出扭矩為 ， Ⅰ 軸最大輸入扭矩為 ， Ⅰ軸最大輸入功率為 。 分配傳動比如下： 8 3 8 1 6 1 7 7 8 7 = 1 0 .0 24 2 4 1 3 9 5 3 7 7? ? ? ? 8 3 8 1 6 1 7 4 8 7 = 9 .1 04 2 4 1 3 9 5 6 7 7? ? ? ?（ 最小傳動比 ） 8 5 8 1 6 1 7 7 8 7 = 1 0 .5 84 0 4 1 3 9 5 3 7 7? ? ? ?（ 最大傳動比 ） 8 5 8 1 6 1 7 4 8 7 = 9 .8 04 0 4 1 3 9 5 6 7 7? ? ? ? 扭矩的計算 1 0 01 193 .46 9 191 .53 kw?? ? ? ? ? ? ? (31) 1 2300 / minnr? (32) 1111 9 1 .5 39 5 5 0 9 5 5 0 7 9 5 .2 72300 Nmn?? ? ? ? ? (33) 同理，其他各軸的扭矩分別為 2 164 Nm? ? ?； 3 309 Nm? ? ?； 4 457 Nm? ? ?； 5 627 Nm? ? ?； 6 687 Nm? ? ? 最大轉(zhuǎn)速的計算 12 12=nn i (34) 2300= = r/min 同理，其它各軸轉(zhuǎn)速為 3 = r/min； 4 = r/min； 5 = r/min；6 = r/min。 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： 1 N mm? ? ?， 初取 2 ???。 Ⅱ 軸小齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑 21=205d mm，齒頂高直徑 21=5ah mm，齒根高21 = mm，全齒高直徑 21 = mm，齒頂圓直徑 21=215ad mm，齒根圓直徑21 = mm，基圓直徑 21 = mm， 齒距直徑 21= mm，齒厚直徑 21= mm，齒槽寬 21= mm，基圓齒距 21 = mm ，法向齒距 21 = mm ，頂隙 23 21= mm。 Ⅳ 軸中齒輪傳動幾何尺寸：分度圓直徑 42=336d mm，齒頂圓直徑 42 =348ad mm，齒根圓直徑 42 =321fd mm，基圓直徑 42 =316bd mm，其余傳動幾何尺寸與 Ⅳ 軸大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 53=462d mm，齒頂圓直徑 53 =474ad mm，齒根圓直徑 53 =447fd mm，基圓直徑 53=434bd mm，其余傳動幾何尺寸與 Ⅳ 軸小齒輪傳動幾何尺寸相同。XXZZ??取 ,WZ ? 取,LVRZ ? 取 ? 。 驗算接觸疲勞強度 1112 1H E H KT uZ Z Z b d u?? ??? (331) 22 1 . 2 7 7 9 5 2 6 5 . 8 7 2 . 1 5 11 8 8 . 9 2 . 5 0 . 8 6 8 8 1 6 0 2 . 1 5? ? ?? ? ? ? ? 465 .55 [ ]HM Pa ??? 安全。 ? ? 。 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 1 205 106 .19db d m m?? ? ? ?， 0?? 由表查得， ?? 載荷系數(shù) 1 .1 1 .1 9 1 .0 5 1 .1 1 .5 1AvK K K K K??? ? ? ? ? ? 計算端面和縱面重合度 1211 1 1 1[ 1 .8 8 3 .2 ( ) ] c o s [ 1 .8 8 3 .2 ( ) ] 1 1 .7 6 24 1 8 10 .3 1 8 ta n 0dzzz????? ? ?? ? ? ? ? ? ? ??? 27 由 ?? 和??查圖，得 ? ? ，取 ? 。取 ? ，則計算出應(yīng)用應(yīng)力 l im 11 1 1l im 22 2 2435[ ] 696415[ ] 664FF N X STFFF N X STFY Y Y MP aSY Y Y MP aS????? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? 由圖查得 1 ? ， 2 ? 和 1 ? ， 2 ? 。查表 得， ? 。查圖得，??， ??。 7） 驗算 Ⅳ 軸中齒輪和 Ⅴ 軸大齒輪的齒面接觸疲勞強度 29 因輕微沖擊。 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， lim 1 435F MPa? ? ， lim 2 415F MPa? ? ，取 ? 。 驗算彎曲疲勞強度 30 11 1 11112 2 2122 2 6 457 048 136 318 6160 .39 [ ]2 2 6 457 048 136 318 6144 .7 [ ]F Fa SaFF Fa SaFKTY Y Ybd mM PaKTY Y Ybd mM Pa????????? ? ? ? ???????? ? ? ? ????? 安全 。 驗算接觸疲勞強度 12122 12 1 .4 5 6 6 2 7 6 3 7 4 .8 2 1 .1 4 11 8 8 .9 2 .5 0 .8 81 4 5 3 8 5 1 .1 45 2 5 .0 7 [ ]H E HHKT uZ Z Zb d uM P a??????? ? ?? ? ? ???? 安全。 ? ? 。 1） Ⅰ 軸大齒輪齒寬為： 12=88b mm， 小齒輪齒寬： 11 12= + (5 ~ 10)bb (334) =88+7