二次調節(jié)扭矩伺服加載試驗臺設計說明書[帶圖紙]

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　前言1</b></p><p><b>　　1 緒論52</b></p><p>　　1.1 國內外二次調節(jié)技術研究發(fā)展概況52</p><p>　　1.2 車輛輪橋加載系統(tǒng)概述63</p&g

2、t;<p>　　1.2.1 開放式加載系統(tǒng)74</p><p>　　1.2.2 封閉式加載系統(tǒng)74</p><p>　　1.3 二次調節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點96</p><p>　　1.3.1 原理96</p><p>　　1.3.2 特點107</p><p>　　2 總體的結構設計118&l

3、t;/p><p>　　2.1 試驗臺各部分組成及其功用118</p><p>　　2.2 模擬加載系統(tǒng)原理118</p><p>　　3 驅動變速箱的設計1411</p><p>　　3.1 傳動方案的確定1411</p><p>　　3.2 最大轉矩的計算1512</p><p>　　3

4、.3 齒輪的設計1613</p><p>　　3.3.1 選擇齒輪材料1613</p><p>　　3.3.2 確定齒輪傳動精度等級1714</p><p>　　3.4 軸的設計2420</p><p>　　3.4.1Ⅰ軸的設計2421</p><p>　　3.4.2 Ⅱ軸的設計2623</p>

5、<p>　　3.4.3 Ⅲ軸的設計2724</p><p>　　3.4.4 Ⅳ軸的設計2824</p><p>　　3.4.5 Ⅴ軸的設計2926</p><p>　　4 零件的強度校核3128</p><p>　　4.1 軸的強度校核3128</p><p>　　4.1.1 Ⅰ軸的校核312

6、8</p><p>　　4.1.2 Ⅱ軸的校核3330</p><p>　　4.1.3 Ⅲ軸的校核3734</p><p>　　4.1.4 Ⅳ軸的校核3936</p><p>　　4.1.5 Ⅴ軸的校核4340</p><p>　　4.2 軸承的校核4643</p><p>　　4.3

7、 鍵的校核4744</p><p>　　4.3.1 平鍵的校核4744</p><p>　　4.3.2 花鍵的校核4846</p><p><b>　　5 結論5047</b></p><p><b>　　致謝5148</b></p><p><b>　　

8、參考文獻5249</b></p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展壯大，對各種汽車車輛的工作性能和可靠性等的要求也越來越高，尤其是在特殊路況和工作條件下運行的越野，大型重載等特種車輛，這方面的要求就更高。對這種車輛來說，其總體工作性能和可靠性主要取決于它的發(fā)動機和輪橋，發(fā)動機為成型產品，其工作性能和可靠性等指標

9、均已通過嚴格檢測，設計車輛時按要求選擇即可，而輪橋是另行設計的，因此為了提高車輛的工作性能和可靠性，應將重點放在輪橋上。對于新設計制造的特種車輛輪橋，需要利用專門的高動態(tài)性能固定試驗臺對其進行模擬加載試驗，檢測各項工作性能和可靠性指標是否滿足要求。輪橋加載試驗臺，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成恒壓網絡。</p><

10、p>　　關鍵詞：二次調節(jié);二次原件;驅動變速箱</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Unceasing grows strong along with the automobile profession, and reliable and so on request is also getting higher and hi

11、gher to each kind of automobile vehicles' operating performance, particularly cross country which moves under the special state of roads and the working condition, the large-scale heavy load and so on special purpose

12、 vehicle, this aspect's request is higher. To this kind of vehicles, its overall operating performance and the reliability is mainly decided by its engine and the </p><p>　　Key word: Two adjustments; two

13、 original parts; actuate the gear box</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　隨著汽車行業(yè)不斷發(fā)展壯大，對各種汽車車輛的工作性能和可靠性等的要求也越來越高，尤其是在特殊路況和工作條件下運行的越野，大型重載等特種車輛，這方面的要求就更高。對這種車輛來說，其總體工作性能和可靠性主要取決于它的發(fā)動機和輪橋，發(fā)動機為

14、成型產品，其工作性能和可靠性等指標均已通過嚴格檢測，設計車輛時按要求選擇即可，而輪橋是另行設計的，因此為了提高車輛的工作性能和可靠性，應將重點放在輪橋上。對于新設計制造的特種車輛輪橋，需要利用專門的高動態(tài)性能固定試驗臺對其進行模擬加載試驗，檢測各項工作性能和可靠性指標是否滿足要求。由于特種車輛輪橋的動力輸入輸出軸數目多，功率大、工作參數變化范圍大，工況復雜多變，要對其進行接近實際條件下的全面試驗，在普通試驗臺上是很難完成的。以往對較簡單

15、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，但在相同加載功率下，所用電器設備龐大復雜，另外雖然可實現功率回收，提高了效率，但由于其回收功率以電能形式回饋給電網，因而在動載變化較大時，對電網的沖擊較大，某些電器元件被燒壞的情況時</p><p>　　哈爾濱工業(yè)大學電液伺服系統(tǒng)仿真與試驗設備研究所，2003年利用二次

16、調節(jié)技術成功研制出“特種車輛輪橋加載試驗臺”，其最大加載功率可達350kW，可模擬車輛行駛的各種復雜路況和工作狀態(tài)，對多軸輸入輸出的輪橋進行各種綜合性性能試驗，是一種理想的輪橋模擬加載試驗設備，它是國內成功應用二次調節(jié)技術的首例成型產品。這種基于二次調節(jié)技術的加載系統(tǒng)，同傳統(tǒng)的液壓加載系統(tǒng)相比，可回收、儲存、重新利用能量，系統(tǒng)效率高；多個二次元件聯(lián)合工作，且其驅動、加載功能可互換；數字控制靈活可靠，系統(tǒng)動態(tài)性能好。同電氣加載系統(tǒng)相比，功

17、率密度大、重量輕、安裝空間和安裝功率較??；閉環(huán)控制動態(tài)響應快，回收能量不改變形式而直接回饋給加載系統(tǒng)，對電網的沖擊較小。</p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 國內外二次調節(jié)技術研究發(fā)展概況</p><p>　　二次調節(jié)技術是20世紀70年代末80年代初開始發(fā)展起來的一種新型靜液傳動技術，近年來越來越受到人們

18、的重視，它在諸如大型加載試驗臺、車輛傳動、造船工業(yè)、鋼鐵工業(yè)等許多領域獲得了廣泛的應用，并表現出許多獨特的優(yōu)點。由于這項技術的成功利用，使得液壓技術向前推進了一大步。二次調節(jié)技術起源于德國，從事這項技術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、亞琛工業(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

19、德國漢堡國防工業(yè)大學的H.W.Nikolaus教授、亞琛工業(yè)大學的W.Backe教授以及力士樂公司的R.Kodak先生等。</p><p>　　1977年，H.W.Nikolaus教授首先提出二次調節(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速控制的二次調節(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

20、件進行液壓直接轉速控制的二次調節(jié)系統(tǒng)的研究。在這種液壓直接轉速控制的二次調節(jié)系統(tǒng)中，用測速泵來作為二次元件輸出轉速的檢測和反饋元件。由于測速泵的最小感知轉速較高，當所要求的轉速低于最小感知轉速時，不能真實地檢測轉速值。因此，這種系統(tǒng)的調速范圍比較小，最低工作轉速也比較高。1982年開始研究液壓先導控制二次調節(jié)系統(tǒng)，其中有機液位移反饋調速和機液力反饋調速兩種調速形式。從1983年開始研究電液轉速控制的二次調節(jié)系統(tǒng)和電液轉角控制的二次調節(jié)系

21、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速的檢測和反饋元件，它的最小感知轉速低，系統(tǒng)的調速范圍大，消耗的能量少，系統(tǒng)的效率高。此后又有一系列關于對二次調節(jié)系統(tǒng)的研究，其中有對單反饋和雙反饋電液轉速控制二次調節(jié)系統(tǒng)的研究等。</p><p>　　1987年，F.Metzner為提高系統(tǒng)的控制性能，提出了數字模擬混合轉角控制系統(tǒng)，將經過電液力反饋轉速控制的二次元件作為被控對象，用數字PID控制方法，實現位置

22、(轉角)、轉速、轉矩和功率控制。1993年，W.Backe和Ch.Koegl又研究了轉速和轉矩控制的二次調節(jié)問題，其中包括對這種系統(tǒng)中兩個參數的解耦問題的研究。1994年，R.Kodak先生研究了具有高動態(tài)特性的電液轉矩控制二次調節(jié)系統(tǒng)，并在四輪驅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)大學內燃機和汽車研究所研制了大功率、用于旋轉試件并接近于實際運行條件的二次調節(jié)反饋控制試驗臺。從此，這一技術開始逐漸應用到生產實際

23、中，并不斷地擴大應用范圍。目前在德國，這項技術已進入實用階段，在許多與液壓相關的領域獲得了成功利用。以力士樂公司為代表，在二次調節(jié)技術方面，具有多項專利技術，用于二次調節(jié)的二次元件和控制器等也有多種系列產品。</p><p>　　在國內，從事二次調節(jié)技術的研究起步較晚，直到20世紀80年代末才開始這方面的研究。1989年，哈爾濱工業(yè)大學的謝卓偉博士首先對二次調節(jié)系統(tǒng)的原理及其機液，電液調速特性進行了理論分析，并于

24、1990 年在哈爾濱工業(yè)大學機械工程系液壓傳動與氣動實驗室內的試驗臺上，用單片機組成閉環(huán)控制系統(tǒng)進行試驗研究，提出了用變結構PID控制算法來控制二次元件的轉速，并取得了一定的成果。1992年，蔣曉夏博士對二次元件的模型進行了一定的簡化，同時研究了用微機控制的二次調節(jié)系統(tǒng)，并引入了僅需要輸入輸出信號的二次調節(jié)全數字自適應控制系統(tǒng)。浙江大學的金力民等根據二次調節(jié)系統(tǒng)的數學模型，研究了低速滯環(huán)問題，并采用非線性補償算法來克服低速滯環(huán)。中國農機

25、研究所的閆雨良等也進行過二次元件調速特性的試驗研究，并且應用到遙控裝載機行走液壓傳動系統(tǒng)中。同濟大學范基等進行了二次調節(jié)系統(tǒng)的節(jié)能液壓實驗系統(tǒng)研究。1995 年哈爾濱工業(yè)大學姜繼海等人采用智能PID、神經網絡和模糊控制等方法，分別對轉速控制和轉角控制的二次調節(jié)進行了研究。1997年，哈爾濱工業(yè)大學的田聯(lián)房博士在國內首次將二次調節(jié)系統(tǒng)用于扭矩伺服加載技術中，并建立了二次調節(jié)</p><p>　　國內貴陽航空液壓件廠

26、引進了德國力士樂公司的二次調節(jié)液壓元件制造技術。北京理工大學液壓實驗室引進安裝了德國力士樂公司生產的二次調節(jié)扭矩加載實驗臺。通過對引進的二次調節(jié)技術和設備的消化和吸收，取得了一些階段性成果。</p><p>　　2003年，哈爾濱工業(yè)大學電液伺服仿真及試驗系統(tǒng)研究所研制的“特種車輛輪橋加載試驗臺”，應用德國Rexroth的二次元件，采用計算機控制技術，能夠實現轉速、轉矩及恒功率控制，系統(tǒng)技術含量高，可滿足車輛不同

27、路況的模擬加載要求，是國內首例應用二次調節(jié)技術的成型產品。</p><p>　　1.2 車輛輪橋加載系統(tǒng)概述</p><p>　　車輛在行駛過程中，隨著路面、載荷、車速等因素的變化，輪橋扭矩與轉速也是變化的。因此，試驗加載系統(tǒng)應具備扭矩、轉速可變化的條件，且其扭矩、轉速的變化應是可單獨調節(jié)的。根據加載功率流的循環(huán)情況，車輛輪橋試驗加載系統(tǒng)主要分為開放式和封閉式兩大類。</p>

28、<p>　　1.2.1 開放式加載系統(tǒng)</p><p>　　開放式加載系統(tǒng)原理如圖1-1所示。驅動單元由電動機(或內燃機、液壓馬達等)、調速器及附屬裝置組成，它負責向系統(tǒng)提供動力(功率)，驅動轉速的調節(jié)由電機調速來實現；試驗單元主要由被測裝置、變速器、轉矩轉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、磁粉制動器等)及附屬裝置組成，加載轉矩由測功機(或液壓加載器、磁粉制動

29、器)調定。</p><p>　　圖1-1 開放式加載系統(tǒng)原理示意圖</p><p>　　Fig.1-1 Principle diagram of open type loading system</p><p>　　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

30、成本相對于后面所述的封閉式加載系統(tǒng)來說較高。</p><p>　　1.2.2 封閉式加載系統(tǒng)</p><p>　　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。</p><p>　　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,。驅動單元由交流（或直流）電動機、調速器及附屬裝置組成，驅動轉速的調節(jié)由電機調速來實現；試驗單元與開放式相同；負載

31、模擬單元由交流（或直流）發(fā)電機及附屬裝置組成，負載轉矩由發(fā)電機形成。負載發(fā)電機產生的電能通過電網加以回收并反饋給驅動電機，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是一項專業(yè)性非常強的技術，整套裝置的成本非常高，又由于回收過程的回收效率的影響以及其驅動仍然需要較大的動力，所以很難達到比較理想的狀況。另外，在系統(tǒng)動載變化較大時，可能對電網造成較大的沖擊。</p><p>　　圖1-2 電力封

32、閉式加載系統(tǒng)原理示意圖</p><p>　　Fig.1-2 Principle diagram of closed type electric loading system</p><p>　　2）機械封閉式加載系統(tǒng) 這種加載系統(tǒng)的原理如圖1-3所示。它將原來單純由電機提供功率（轉矩、轉速），分解為由兩套裝置分別向系統(tǒng)提供轉矩和轉速，由轉速提供裝置(電動機)向系統(tǒng)提供所需要的轉速，同時由

33、轉矩施加裝置（液壓加載器）向系統(tǒng)提供試驗所需要的轉矩。在這個過程中，轉矩被封閉在一個由兩個變速傳動裝置、兩個轉矩轉速測量裝置、一個轉矩施加裝置、被試件和陪試件所組成的封閉機械系統(tǒng)中，它不再對轉速提供裝置(電動機)產生影響，電動機所提供的動力，僅僅是用來平衡系統(tǒng)運動過程中產生的機械損耗，從而降低了電動機的功率消耗。這種加載系統(tǒng)的轉速通過電機調速進行調節(jié)，轉矩通過調節(jié)液壓加載器油源系統(tǒng)溢流閥的開啟壓力來設定，不易實現自動控制。因此，這種加載

34、系統(tǒng)不適用于動態(tài)模擬加載試驗。</p><p>　　圖1-3 機械封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖</p><p>　　Fig.1-3 Principle diagram of closed type mechanical loading system</p><p>　　3）液壓封閉式加載系統(tǒng) 這種加載系統(tǒng)的原理如圖1-4所示。驅動單元由油源、液壓馬達及相關液壓元件組成

35、，它負責向系統(tǒng)提供動力(功率)，通過對液壓馬達流量和斜盤擺角的調節(jié)，來滿足對不同驅動轉速的要求；試驗單元與前述系統(tǒng)相同；負載模擬單元由液壓泵及相關液壓元件等組成，通過控制液壓泵的斜盤擺角，可模擬各種工況下的負載轉矩。負載模擬單元產生的液壓能通過液壓網絡加以回收，并直接反饋給驅動單元，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)內部，對電網的沖擊很小。</p><

36、p>　　圖1-4 液壓封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖</p><p>　　Fig.1-4 Principle diagram of closed type hydraulic loading system</p><p>　　如果將圖1-4中的液壓馬達和液壓泵換成二次元件，就構成了二次調節(jié)加載系統(tǒng)。由于二次調節(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（轉矩和轉速）的調節(jié)非常靈活方便

37、，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，將這種二次調節(jié)式加載系統(tǒng)用于車輛輪橋模擬加載試驗，是十分理想的。</p><p>　　1.3 二次調節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點</p><p><b>　　1.3.1 原理</b></p><p>　　二次調節(jié)加載系統(tǒng)原理如圖1-5所示?？赡媸奖?馬達元件9（或15）與電液伺服閥8（或17）

38、、變量液壓缸7（或16）、位移傳感器6（或18）等組合在一起，統(tǒng)稱為二次元件。電動機1、恒壓變量泵2、蓄能器3、安全閥4及相應的管路等元件構成恒壓網絡，為整個加載系統(tǒng)提供穩(wěn)定的恒壓動力源。元件9和15以壓力耦聯(lián)方式并聯(lián)于恒壓網絡上，兩元件機械端口之間通過轉速轉矩傳感器10、13以及加載對象12剛性地連接在一起。元件9為馬達工況，為加載系統(tǒng)提供所需的驅動轉速，它同電液伺服閥8、變量液壓缸7、位移傳感器6、轉速傳感器10和控制器11構成轉速

39、控制系統(tǒng)。元件15為泵工況，實現對加載對象12的加載，它同電液伺服閥17、變量液壓缸16、位移傳感器18、轉矩傳感器13和控制器14構成轉矩控制系統(tǒng)。</p><p>　　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─轉速傳感器 11,14─控制器 12─加載對象 1

40、3─轉矩傳感器</p><p>　　圖1-5 二次調節(jié)加載系統(tǒng)原理</p><p>　　Fig.1-5 Principle diagram of loading system with secondary regulation</p><p>　　在該加載系統(tǒng)中，轉速控制系統(tǒng)和轉矩控制系統(tǒng)為典型的電液伺服系統(tǒng)，二者相互獨立，可分別進行調節(jié)，以滿足加載系統(tǒng)對轉速和轉矩

41、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（前置級排量控制）改變元件9和15的斜盤擺角，從而使其排量發(fā)生變化，以適應外負載轉速和轉矩的變化。另外，當系統(tǒng)進行工作時，元件9（馬達）由恒壓網絡獲取液壓能，并將其轉換成機械能來驅動加載對象12和元件15（泵），實現加載，元件15（泵）將機械能轉換成液壓能后又直接回饋給恒壓網絡，重新用來驅動元件9（馬達），在元件9（馬達）和元件15（泵）之間形成

42、閉式循環(huán)。</p><p>　　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。</p><p><b>　　1.3.2 特點</b></p><p

43、>　　同傳統(tǒng)的加載系統(tǒng)相比，二次調節(jié)加載系統(tǒng)有如下一些特點：</p><p>　　1） 多個二次元件可聯(lián)合工作于一個恒壓網絡上，每一二次元件可單獨進行調節(jié)，且既能工作于泵工況，又能工作于馬達工況，因此可方便地實現驅動和加載功能的互換。</p><p>　　2） 通過對二次元件斜盤擺角的自動調節(jié)，可靈活方便地實現轉角、轉速、轉矩和功率的計算機數字控制，系統(tǒng)靜動態(tài)性能好。</p&g

44、t;<p>　　3） 可實現能量回收、儲存和重新利用，系統(tǒng)效率高。</p><p>　　4） 功率密度大、重量輕、安裝空間和設置功率較小。</p><p>　　5） 系統(tǒng)開環(huán)速度剛度近似為零，轉速控制系統(tǒng)易受負載干擾的影響。低速穩(wěn)定性較差，使運行最低轉速和控制精度受到一定限制。</p><p><b>　　2 總體的結構設計</b>

45、;</p><p>　　2.1 試驗臺各部分組成及其功用</p><p>　　輪橋加載試驗臺如圖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成恒壓網絡。恒壓油源主要由兩臺Rexroth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

46、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)實現對試驗對象車輛輪橋的驅動和加載的模擬，它包括驅動單元、二次輸出加載單元、左右輪邊加載單元。驅動單元主要由兩個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、轉矩轉速傳感器和四檔驅動變速器組成，該單元用來模擬車輛發(fā)動機驅動。二次輸出加載單

47、元主要由雙聯(lián)二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉矩轉速傳感器和三檔二次輸出變速器組成，該單元用來模擬車輛傳動橋二次輸出端的負載。左、右輪邊加載單元完全相同，主要由單個二次元件、兩個彈性聯(lián)軸器、轉矩轉速傳感器和三檔輪邊變速器組成，該單元用來模擬車輛輪邊（或</p><p>　　2.2 模擬加載系統(tǒng)原理</p><p>　　圖2-2為輪橋模擬加載系統(tǒng)的原理圖。由圖可見，四套二次元件的液壓端口共同并聯(lián)于

48、恒壓網絡上，機械端口通過各轉速轉矩傳感器、彈性聯(lián)軸器、變速器、加載對象輪橋等連接在一起。二次元件1工作于馬達工況，用來模擬車輛發(fā)動機驅動軸動力，它同轉速傳感器、控制器1等構成驅動轉速控制系統(tǒng)；二次元件2、3、4工作于泵工況，分別用來對車輛傳動橋二次輸出端、左右輪邊進行加載，為轉矩控制方式，它們同各相應的轉矩傳感器、控制器2、3、4。</p><p>　　1-PC機(上位機) 2-工控機（下位機） 3-采集卡&l

49、t;/p><p>　　4-彈性聯(lián)軸器（8個） 5-轉矩轉速傳感器（4個） 6-齒輪聯(lián)軸器（4個）</p><p>　　圖2-1 輪橋加載試驗臺組成</p><p>　　Fig.2-1 Constitution of loading test rig of wheels and transmission bridges</p><p>　　分別構成

50、二次輸出、左右輪邊加載轉矩控制系統(tǒng)。在各轉速控制系統(tǒng)和轉矩控制系統(tǒng)中，都包含有內環(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構成前置級排量控制回路（內環(huán)），再加上相應的二次元件、轉速感器或轉矩傳感器，就構成了轉速控制回路或轉矩控制回路（外環(huán)）。</p><p>　　圖2-2 模擬加載系統(tǒng)原理圖</p><p>　　Fig.2-2 Principle

51、diagram of simulation loading system</p><p>　　當系統(tǒng)進行工作時，二次元件1（馬達）由恒壓網絡獲取液壓能，并將其轉換成機械能來驅動加載對象輪橋和二次元件2、3、4（泵），實現模擬加載。同時，二次元件2、3、4（泵）將機械能轉換成液壓能后又直接回饋給恒壓網絡，重新用來驅動二次元件1（馬達），在二次元件1（馬達）和二次元件2、3、4（泵）之間，功率流形成閉式循環(huán)。這樣，恒

52、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，而驅動二次元件1（馬達）所需的大部分能量</p><p>　　都來自二次元件2、3、4（泵）。因此，該加載系統(tǒng)實現了能量回收與利用，系統(tǒng)效率高。</p><p>　　由于四套二次調節(jié)系統(tǒng)同樣設置有轉速傳感器和轉矩傳感器，可以任意將</p><p>　　其調整為轉速控制狀態(tài)（作為驅動單元）和轉矩控制狀態(tài)（作為加

53、載單元），</p><p>　　因此可以按被試件的要求，設置其中一套二次調節(jié)系統(tǒng)作為驅動單元，另外1套、2套或3套作為加載單元，構成Ⅱ軸、Ⅲ軸或Ⅳ軸復合加載系統(tǒng)。</p><p>　　3 驅動變速箱的設計</p><p>　　3.1 傳動方案的確定</p><p>　　二次調節(jié)實驗臺是一個大型的試驗裝置，這樣大功率，高負載的大型實驗臺，由雙聯(lián)

54、二次元件、驅動變速器、傳動橋、二次輸出變速器、左右輪加載單元、控制系統(tǒng)、液壓機械支架、試驗臺組成。驅動變速器和二次輸出變速器是這個實驗平臺最核心的部分。而國內的大部分都達不到使用得標準，只能購買進口產品。</p><p>　　本設計的驅動變速箱如圖3-1，其中Ⅰ軸、Ⅴ軸為具有可滑移齒輪的特殊軸，輸入功率為254.92 kW，輸入軸轉速為，總效率為84%，二次元件中液壓馬達的排量為250r/l。</p>

55、<p>　　圖3-1 驅動變速箱傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　Fig. 3-1 driven transmissions drivetrain system</p><p>　　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，達到結構緊湊，降低成本的目的，還可以得到較好的潤滑條件。</p><p&g

56、t;<b>　　分配傳動比如下：</b></p><p><b>　?。ㄗ畲髠鲃颖龋?lt;/b></p><p><b>　?。ㄗ钚鲃颖龋?lt;/b></p><p>　　3.2 最大轉矩的計算</p><p><b>　　二次元件的輸出轉距</b></p

57、><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中 ——二次元件中液壓馬達的壓力差，MPa;</p><p>　　——二次元件中液壓馬達的排量，r/ml;</p><p>　　——二次元件的效率，%。</p><p><b>　　由式（3-1）得，</b><

58、;/p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1058.92 N.m</p><p><b>　　二次元件的輸出功率</b></p><p><b>　　（3-2）</b></p><p>　　式中 ——二次元件中液壓馬達的輸出轉速，r/m

59、in;</p><p>　　——二次元件中液壓馬達的壓力差，MPa;</p><p>　　——二次元件中液壓馬達的排量，r/ml;</p><p>　　——二次元件的效率，%。</p><p><b>　　由式（3-2）得，</b></p><p><b>　　=</b>&l

60、t;/p><p><b>　　=254.92kW</b></p><p>　?、褫S (3-3)</p><p><b>　　kW</b></p><p><b>　　(3-4)<

61、;/b></p><p>　　Ⅱ軸 (3-5)</p><p><b>　　kW</b></p><p><b>　　(3-6)</b></p><p><b>　　(3-7)<

62、;/b></p><p><b>　　由Ⅱ軸公式，同理得</b></p><p>　　Ⅲ軸 232.73kW， 638.89r/min， 3478.80N.m</p><p>　?、糨S 223.49kW， 399.31r/min，5345.04N.m</p><p>　?、踺S

63、 214.62kW， 255.97r/min，8007.27N.m</p><p>　　其中 ——聯(lián)軸器效率，取0.99。</p><p>　　——軸承效率，取0.99。</p><p>　　——齒面摩擦損耗效率，取0.97。</p><p><b>　　3.3 齒輪的設計</b></p>

64、;<p>　　3.3.1 選擇齒輪材料</p><p>　　小齒輪選用45號鋼，調質處理，；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，頂隙系數。</p><p>　　3.3.2 確定齒輪傳動精度等級</p><p>　　按下式估取圓周速度：</p><p><b>　　(3

65、-8)</b></p><p><b>　　m/s</b></p><p>　　同理，可得其它齒輪的圓周速度： m/s； m/s； m/s； m/s。各軸齒輪精度均為第Ⅱ公差組，Ⅰ軸齒輪精度等級為5，Ⅱ軸齒輪精度等級為6，Ⅲ軸、Ⅳ軸齒輪精度等級為7，Ⅴ軸齒輪精度等級為8。 </p><p><b>　　1）計算許用應力&l

66、t;/b></p><p><b>　　(3-9)</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　(3-10)</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　主動輪和從動輪齒

67、面硬度為230HBS和170HBS，并查參考資料得， =570Mpa, =520Mpa,查參考資料得， =1.0， =1.1, =1.0, =1.0, =1.0, =0.92, =1.0。</p><p>　　= (3-11)</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=

68、 (3-12)</p><p><b>　　=</b></p><p>　　2）按齒面接觸疲勞強度確定中心距</p><p><b>　　小齒輪轉距</b></p><p><b>　　(3-13)</b></p>

69、;<p>　　初取，取，查參考資料得，,。</p><p><b>　　確定中心距</b></p><p><b>　　(3-14)</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=262.21mm</b><

70、;/p><p><b>　　取a=265mm</b></p><p>　　估計模數m= a=265=mm,取m=5mm。</p><p><b>　　各輪齒數 </b></p><p><b>　　(3-15)</b></p><p><b>　　

71、(3-16)</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　實際傳動比 </p><p><b>　　(3-17)</b></p><p><b>　　傳動比誤差</b></p><p><b&g

72、t;　?。?-18）</b></p><p><b>　　許用。</b></p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p><b>　　(3-19)</b></p><p><b>　　mm</b></p><

73、p><b>　　(3-20)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　驗算圓周速度 </b></p><p><b>　　(3-21)</b></p><p>　　選擇5級精度的齒輪合適。</p>

74、<p>　　3）驗算齒面接觸疲勞強度</p><p>　　因液壓馬達驅動，有輕微沖擊，查參考資料得，，由于速度v=21.06m/s,5級精度齒輪 ，查參考資料得，軸上軸承不對稱分布，且，查參考資料得，齒寬b=mm。取b=92mm, 。</p><p><b>　　查參考資料得</b></p><p>　　載荷系數

75、 </p><p><b>　　（3-22）</b></p><p><b>　　=1.144</b></p><p>　　計算端面和縱向重合度 </p><p><b>　?。?-23）</b></p><p>　　由和，查參考資料得，，取u=2。&

76、lt;/p><p><b>　?。?-24）</b></p><p>　　=469.52MPa </p><p><b>　　安全。</b></p><p>　　4）驗算齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　根據材

77、料熱處理，查參考資料得，查參考資料得，，則計算出許用應力</p><p><b>　?。?-25）</b></p><p><b>　　（3-26）</b></p><p><b>　　由參考資料得，</b></p><p><b>　　驗算彎曲疲勞強度</b&

78、gt;</p><p><b>　?。?-27）</b></p><p><b>　　=93.14MPa</b></p><p><b>　　（3-28）</b></p><p><b>　　=82.62MPa</b></p><p&g

79、t;<b>　　安全。</b></p><p>　　5）齒輪主要參數和幾何尺寸</p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>&l

80、t;b>　　齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　(3-29)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　(3-30)</b></p><p><b>　　mm</b></p>

81、<p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p><b>　　(3-31)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　(3-32)</b></p><p><b>　　mm</b>&

82、lt;/p><p><b>　　中心距</b></p><p><b>　　(3-33)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒寬</b></p><p>　　mm, +5~10mm, 取mm&

83、lt;/p><p><b>　　同理得</b></p><p>　　當Ⅰ軸Ⅱ軸間傳動比 =1.6時，齒輪主要參數和幾何尺寸</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm<

84、/b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　mm, mm, mm。<

85、/p><p>　　當軸2和軸3間的傳動比=1.8，齒輪主要參數和幾何尺寸</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b&g

86、t;</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　mm, mm, mm</p><p>　　當軸3和軸4間的傳動比=1.6，齒輪主要參數和幾何尺寸<

87、;/p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b><

88、;/p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　mm, mm, mm。</p><p>　　當軸4和軸5間傳動比=1.56，齒輪主要參數和幾何尺寸</p><p><b>　　mm</b></p&

89、gt;<p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p&

90、gt;<p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　當軸4和軸5間傳動比=1.3，齒輪主要參數和幾何尺寸</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b>&l

91、t;/p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b>&l

92、t;/p><p>　　mm, mm, mm。</p><p><b>　　3.4 軸的設計</b></p><p>　　3.4.1 Ⅰ軸的設計</p><p>　　1）作用在齒輪上的圓周力、徑向力、和軸向力的大小如下：</p><p><b>　　當傳動比時</b></p&

93、gt;<p><b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　(3-34)</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　徑向力：</b></p><p><b>　　(3-35)</b

94、></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　軸向力：</b></p><p><b>　　(3-36)</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　由4-1~4-3的計算公式

95、得</p><p><b>　　當傳動比</b></p><p>　　10223.26N, 3720.96N, 0N</p><p>　　2) 確定Ⅰ軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45號鋼，調質處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=110，可得：</p><p>　　=A

96、 (3-37)</p><p><b>　　=110×</b></p><p>　　=52.66mm </p><p><b>　　3) 聯(lián)軸器的選擇</b></p><p><b>　　聯(lián)軸器的轉矩計算：</b>

97、;</p><p><b>　　(3-38)</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　=1676614.6 N.mm</p><p>　　式中 ——根據工作情況選取；</p><p>　　根據工作要求選用GB5014—85的HL型彈性柱銷聯(lián)軸

98、器，型號為HL5，許用轉矩。</p><p>　?、褫S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。</p><p><b>　　4) 軸的結構設計</b></p><p>　　按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：</p><p>　　軸段1的長度應比聯(lián)軸器配合段轂

99、孔長度（L=112mm）略短mm，取mm。</p><p>　　軸段2的直徑mm；根據軸承端面結構軸承端蓋厚12mm，經計算此軸段2處選用氈圈油封作為密封裝置。初步確定軸段2的長度。</p><p>　　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/T276-1994深溝球軸承60000型02系列6215型兩個，尺寸：=；在軸承左邊安裝一個彈性擋圈，

100、尺寸為mm；為拆裝方便軸段3長度mm。</p><p>　　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，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內壁有一段距離s,現取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。</p><p>　　軸段5 該段安裝滾動軸承，直徑mm，長度取mm

101、。</p><p>　　5) 軸上零件的周向定位</p><p>　　聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用GB1096—79型的A型普遍平鍵定位，按d=55mm,平鍵截面尺寸為：，L=96mm,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/t6；軸上滑移齒輪采用矩形花鍵進行周向定位，尺寸為：。</p><p>　　6）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　各軸肩圓角半徑

102、取4,軸端倒角取2×45°。</p><p>　　3.4.2 Ⅱ軸的設計</p><p>　　1）同理，由Ⅰ軸的設計中的計算公式4-1~4-3可得</p><p>　　當傳動比，時, N； N， N； N, N, N。</p><p>　　當傳動比，時, N； N， N；N； N，N。</p><p

103、>　　2) 確定Ⅱ軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45號鋼，調質處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=110，可得：</p><p>　　=A (3-39)</p><p><b>　　=110×</b></p><p>　

104、　=65.46 mm </p><p><b>　　3) 軸的結構設計</b></p><p>　　按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：</p><p>　　軸段1 此軸軸端用擋圈定位，按軸段1的直徑 mm，取軸用彈性擋圈直徑 mm。軸段1安裝了兩個GB/T276-1994的6222型深溝球軸承，尺寸為；軸承端蓋厚14.4mm；軸段1長度mm

105、。</p><p>　　軸段2 軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度h=7.5mm（h>0.07d1），所以軸段2的直徑mm；取齒輪距箱體內壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內壁有一段距離s,現取s=8mm。軸段2上安裝了三個齒輪為了固定齒輪位置，加四個軸用彈性擋圈，擋圈直徑mm，估算 mm。</p><p>　　軸段3 該段安裝滾動軸承，直徑 mm，長度取mm。<

106、/p><p>　　4) 軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪與軸的周向定位采用A型平鍵聯(lián)接，軸段直徑mm，選用鍵的尺寸為：。</p><p>　　5）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　各軸肩圓角半徑取4,軸端倒角取2×45°。</p><p>　　3.4.3 Ⅲ軸的設計</p&g

107、t;<p>　　1）同理，由Ⅰ軸的設計中可得</p><p><b>　　N； N；N；</b></p><p><b>　　N； N；N。</b></p><p>　　2) 確定Ⅲ軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45號鋼，調質處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=1

108、10，可得：</p><p>　　=A (3-40)</p><p><b>　　=110×</b></p><p>　　=78.56 mm </p><p><b>　　3) 軸的結構設計</b></p>&

109、lt;p>　　按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：</p><p>　　軸段1 此軸軸端用擋圈定位，按軸段1的直徑mm，取軸用彈性擋圈直徑mm。軸段1安裝了兩個GB/T276-1994的6322型深溝球軸承，尺寸為：；軸承端蓋厚24mm；軸段1長度mm。</p><p>　　軸段2 軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度h=5mm（h>0.07d1），所以軸段2直徑mm；，考慮到箱

110、體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內壁有一段距離s,現取s=8mm。軸段2上安裝了兩個齒輪，為了固定齒輪位置，加兩個軸用彈性擋圈，擋圈直徑mm，估算mm。</p><p>　　軸段3 該段安裝滾動軸承，直徑mm，長度取mm。</p><p>　　4) 軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪與軸的周向定位采用A型平鍵聯(lián)接，軸段直徑mm，選用兩個鍵，鍵的尺寸為：。&l

111、t;/p><p>　　5）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　各軸肩圓角半徑取4,軸端倒角取2×45°。</p><p>　　3.4.4 Ⅳ軸的設計</p><p>　　1）同理，由Ⅰ軸的設計中的計算公式4-1~4-3可得</p><p>　　當傳動比，時, N； N， N； N, N, N。&

112、lt;/p><p>　　當傳動比，時N； N， N； N； N， N；</p><p>　　2) 確定Ⅳ軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45號鋼，調質處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=110，可得：</p><p>　　=A (3-41)</p>

113、<p><b>　　=110×</b></p><p>　　=90.65 mm </p><p><b>　　3) 軸的結構設計</b></p><p>　　按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：</p><p>　　軸段1 此軸軸端用擋圈定位，按軸段1的直徑mm，取軸用彈性擋圈

114、直徑mm。軸段1安裝了兩個GB/T276-1994的6232型深溝球軸承，尺寸為；軸承端蓋厚24mm；軸段1長度mm。</p><p>　　軸段2 軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度h=12.5mm（h>0.07d1），所以軸段2直徑mm；取齒輪距箱體內壁的距離mm，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內壁有一段距離s,現取s=8mm。軸段2上安裝了一個固定齒輪和兩個滑移齒輪，為固定好不動的齒輪，在齒輪右

115、邊加一個軸用彈性擋圈, 擋圈直徑mm，估算mm。</p><p>　　軸段3 該段安裝滾動軸承，直徑mm，長度取mm。</p><p>　　4) 軸上零件的周向定位</p><p>　　定齒輪與軸的周向定位采用A型平鍵聯(lián)接，軸段直徑mm，選用鍵的尺寸為：，滑移齒輪與軸的聯(lián)接采用花鍵，尺寸為：</p><p><b>　　。</

116、b></p><p>　　5）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　各軸肩圓角半徑取4,軸端倒角取2×45°。</p><p>　　3.4.5 Ⅴ軸的設計</p><p>　　1）同理，由Ⅰ軸的設計中可得</p><p>　　當傳動比時, N, N，N；</p><p

117、>　　當傳動比時, N, N, N。</p><p>　　2）確定Ⅴ軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45號鋼，調質處理，按公式初估軸的最小直徑，查表取A=110，可得：</p><p>　　=A (3-42)</p><p><b>　　=110&

118、#215;</b></p><p>　　=103.73 mm </p><p><b>　　3) 聯(lián)軸器的選擇</b></p><p><b>　　聯(lián)軸器的轉矩計算：</b></p><p><b>　　(3-43)</b></p><p>

119、;<b>　　=</b></p><p>　　=12800000N.mm</p><p>　　式中 ——根據工作情況選?。?lt;/p><p>　　根據工作要求選用GB/T5015—1985的ZL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為ZL8，許用轉矩。</p><p>　?、褫S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

120、寬度mm（Y型孔軸），與軸配合的轂孔長度mm。</p><p><b>　　4) 軸的結構設計</b></p><p>　　按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度：</p><p>　　軸段1的長度應比聯(lián)軸器配合段轂孔長度（L=212mm）略短2~3mm，取mm。</p><p>　　軸段2的直徑mm；根據軸承端面結構軸承端

121、蓋厚24mm，經計算此軸段2處圓周速度v=1.47m/s<5m/s所以選用公稱直徑為132mm內徑為108mm的氈圈油封作為密封裝置。初步確定軸段2的長度。</p><p>　　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，選用兩個GB/T276-1994的6222型深溝球軸承，尺寸為；安裝兩個彈性擋圈，尺寸為mm；；軸段3長度mm。</p><p>

122、　　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，考慮到箱體的鑄造誤差滾動軸承應距箱體內壁有一段距離s,現取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。</p><p>　　軸段5 該段安裝滾動軸承，直徑mm，長度取mm。</p><p>　　5) 軸上零件的周向定位</

123、p><p>　　聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用GB1096—79型的A型普遍平鍵定位，按d=100mm平鍵截面尺寸：，L=190mm,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/t6；齒輪與軸的周向定位采用矩形花鍵聯(lián)接，軸段直徑mm，選用鍵的尺寸為：</p><p>　　6）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　各軸肩圓角半徑取4,軸端倒角取2×45°。 </

124、p><p><b>　　4 零件的強度校核</b></p><p>　　4.1 軸的強度校核</p><p>　　4.1.1 Ⅰ軸的校核</p><p><b>　　1） 當傳動比時</b></p><p>　　XOY面（垂直面）的支反力</p><p>

125、<b>　?。?-1）</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　?。?-2）</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　XOZ面（水平面）的支反力 </p><p>&l

126、t;b>　?。?-3）</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　XOY面上的彎矩 </p><p><b&g