前言隨著汽車行業(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(chǎn)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(shù)目多，功率大、工作參數(shù)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1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2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(xiàn)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(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。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年利用二次調(diào)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(nèi)成功應用二次調(diào)節(jié)技術的首例成型產(chǎn)品。這種基于二次調(diào)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(qū)動、加載功能可互換；數(shù)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，功率密度大、重量輕、安裝空間和安裝功率較小；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(wǎng)的沖擊較小。1緒論11國內(nèi)外二次調(diào)節(jié)技術研究發(fā)展概況二次調(diào)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(xiàn)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(diào)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BOSCHREXROTHGMBH。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HWNIKOLAUS教授、亞琛工業(yè)大學的WBACKE教授以及力士樂公司的RKODAK先生等3。1977年，HWNIKOLAUS教授首先提出二次調(diào)節(jié)靜液傳動的概念15。1980年，WBACKE教授和HMURRENHOFF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14。1981年，HWNIKOLAUS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16,17。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)18,19,20。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，WBACKE和CHKOEGL又研究了轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩控制的二次調(diào)節(jié)問題21，其中包括對這種系統(tǒng)中兩個參數(shù)的解耦問題的研究。1994年，RKODAK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，這一技術開始逐漸應用到生產(chǎn)實際中，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(diào)節(jié)技術方面，具有多項專利技術，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。在國內(nèi)，從事二次調(diào)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(diào)節(jié)系統(tǒng)的原理及其機液，電液調(diào)速特性進行了理論分析，并于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(nèi)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(zhuǎn)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4，同時研究了用微機控制的二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)，并引入了僅需要輸入輸出信號的二次調(diào)節(jié)全數(shù)字自適應控制系統(tǒng)。浙江大學的金力民等根據(jù)二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的數(shù)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)5。中國農(nóng)機研究所的閆雨良等也進行過二次元件調(diào)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6。同濟大學范基等進行了二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)的節(jié)能液壓實驗系統(tǒng)研究7。1995年哈爾濱工業(yè)大學姜繼海等人采用智能PID、神經(jīng)網(wǎng)絡和模糊控制等方法，分別對轉(zhuǎn)速控制和轉(zhuǎn)角控制的二次調(diào)節(jié)進行了研究8,9。1997年，哈爾濱工業(yè)大學的田聯(lián)房博士在國內(nèi)首次將二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)用于扭矩伺服加載技術中，并建立了二次調(diào)節(jié)加載試驗臺。同時，還進行了轉(zhuǎn)速控制和轉(zhuǎn)矩控制以及它們之間解耦技術方面的研究，并將模糊控制和神經(jīng)網(wǎng)絡控制引入二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)中，形成了神經(jīng)模糊PID控制方案。國內(nèi)貴陽航空液壓件廠引進了德國力士樂公司的二次調(diào)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(chǎn)的二次調(diào)節(jié)扭矩加載實驗臺。通過對引進的二次調(diào)節(jié)技術和設備的消化和吸收，取得了一些階段性成果3。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?qū)崿F(xiàn)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及恒功率控制，系統(tǒng)技術含量高，可滿足車輛不同路況的模擬加載要求，是國內(nèi)首例應用二次調(diào)節(jié)技術的成型產(chǎn)品。12車輛輪橋加載系統(tǒng)概述車輛在行駛過程中，隨著路面、載荷、車速等因素的變化，輪橋扭矩與轉(zhuǎn)速也是變化的。因此，試驗加載系統(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。根據(jù)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。121開放式加載系統(tǒng)開放式加載系統(tǒng)原理如圖11所示10。驅(qū)動單元由電動機或內(nèi)燃機、液壓馬達等、調(diào)速器及附屬裝置組成，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、變速器、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、磁粉制動器等及附屬裝置組成，加載轉(zhuǎn)矩由測功機或液壓加載器、磁粉制動器調(diào)定。驅(qū)動單元試驗單元負載模擬單元功率輸入功率消耗圖11開放式加載系統(tǒng)原理示意圖FIG11PRINCIPLEDIAGRAMOFOPENTYPELOADINGSYSTEM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，因此其試驗成本相對于后面所述的封閉式加載系統(tǒng)來說較高。122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12所示2,11。驅(qū)動單元由交流（或直流）電動機、調(diào)速器及附屬裝置組成，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。功率補償負載模擬單元電功率回收試驗單元驅(qū)動單元圖12電力封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖FIG12PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEELECTRICLOADINGSYSTEM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(qū)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(wǎng)造成較大的沖擊。2）機械封閉式加載系統(tǒng)這種加載系統(tǒng)的原理如圖13所示10。它將原來單純由電機提供功率（轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速），分解為由兩套裝置分別向系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，由轉(zhuǎn)速提供裝置電動機向系統(tǒng)提供所需要的轉(zhuǎn)速，同時由轉(zhuǎn)矩施加裝置（液壓加載器）向系統(tǒng)提供試驗所需要的轉(zhuǎn)矩。在這個過程中，轉(zhuǎn)矩被封閉在一個由兩個變速傳動裝置、兩個轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量裝置、一個轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速提供裝置電動機產(chǎn)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(chǎn)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(zhuǎn)速通過電機調(diào)速進行調(diào)節(jié)，轉(zhuǎn)矩通過調(diào)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(xiàn)自動控制。因此，這種加載系統(tǒng)不適用于動態(tài)模擬加載試驗。轉(zhuǎn)速提供裝置（電動機、變頻器）被試件轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量裝置變速傳動裝置變速傳動裝置轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速測量裝置轉(zhuǎn)矩施加裝置（液壓加載器）陪試件圖13機械封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖FIG13PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEMECHANICALLOADINGSYSTEM3）液壓封閉式加載系統(tǒng)這種加載系統(tǒng)的原理如圖14所示12,13。驅(qū)動單元由油源、液壓馬達及相關液壓元件組成，它負責向系統(tǒng)提供動力功率，通過對液壓馬達流量和斜盤擺角的調(diào)節(jié)，來滿足對不同驅(qū)動轉(zhuǎn)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(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。功率補償負載模擬單元液壓功率回收試驗單元驅(qū)動單元圖14液壓封閉式加載系統(tǒng)原理示意圖FIG14PRINCIPLEDIAGRAMOFCLOSEDTYPEHYDRAULICLOADINGSYSTEM如果將圖14中的液壓馬達和液壓泵換成二次元件，就構成了二次調(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)用于車輛輪橋模擬加載試驗，是十分理想的。13二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理與特點131原理二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理如圖15所示。可逆式泵/馬達元件9（或15）與電液伺服閥8（或17）、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(wǎng)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(wǎng)絡上，兩元件機械端口之間通過轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)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(qū)動轉(zhuǎn)速，它同電液伺服閥8、變量液壓缸7、位移傳感器6、轉(zhuǎn)速傳感器10和控制器11構成轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)。元件15為泵工況，實現(xiàn)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(zhuǎn)矩傳感器13和控制器14構成轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)。23567891011213145161718E14轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)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15二次調(diào)節(jié)加載系統(tǒng)原理FIG15PRINCIPLEDIAGRAMOFLOADINGSYSTEMWITHSECONDARYREGULATION在該加載系統(tǒng)中，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（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(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)換成機械能來驅(qū)動加載對象12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），在元件9（馬達）和元件15（泵）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。132特點同傳統(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1）多個二次元件可聯(lián)合工作于一個恒壓網(wǎng)絡上，每一二次元件可單獨進行調(diào)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(xiàn)驅(qū)動和加載功能的互換。2）通過對二次元件斜盤擺角的自動調(diào)節(jié)，可靈活方便地實現(xiàn)轉(zhuǎn)角、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率的計算機數(shù)字控制，系統(tǒng)靜動態(tài)性能好。3）可實現(xiàn)能量回收、儲存和重新利用，系統(tǒng)效率高。4）功率密度大、重量輕、安裝空間和設置功率較小。5）系統(tǒng)開環(huán)速度剛度近似為零，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速和控制精度受到一定限制。2總體的結構設計21試驗臺各部分組成及其功用輪橋加載試驗臺如圖21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(wǎng)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)對試驗對象車輛輪橋的驅(qū)動和加載的模擬，它包括驅(qū)動單元、二次輸出加載單元、左右輪邊加載單元。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)速傳感器和四檔驅(qū)動變速器組成，該單元用來模擬車輛發(fā)動機驅(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(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)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（或一次輸出端）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及變速器檔位切換的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輪橋、變速器、驅(qū)動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。22模擬加載系統(tǒng)原理圖22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)于恒壓網(wǎng)絡上，機械端口通過各轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)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(qū)動軸動力，它同轉(zhuǎn)速傳感器、控制器1等構成驅(qū)動轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩控制方式，它們同各相應的轉(zhuǎn)矩傳感器、控制器2、3、4。左輪邊變速器左輪傳動橋變速器二次輸出變速器驅(qū)動右輪右輪邊變速器二次元件雙聯(lián)二次元件雙聯(lián)二次元件二次元件恒壓油源132456高壓恒壓網(wǎng)絡低壓恒壓網(wǎng)絡驅(qū)動模擬單元二次輸出加載單元左輪邊加載單元右輪邊加載單元象輪橋加載對1PC機上位機2工控機（下位機）3采集卡4彈性聯(lián)軸器（8個）5轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器（4個）6齒輪聯(lián)軸器（4個）圖21輪橋加載試驗臺組成FIG21CONSTITUTIONOFLOADINGTESTRIGOFWHEELSANDTRANSMISSIONBRIDGES分別構成二次輸出、左右輪邊加載轉(zhuǎn)矩控制系統(tǒng)。在各轉(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構成前置級排量控制回路（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，就構成了轉(zhuǎn)速控制回路或轉(zhuǎn)矩控制回路（外環(huán)）。二次元件2驅(qū)動變速器轉(zhuǎn)速傳感器右輪邊變速器二次變速器左輪邊變速器轉(zhuǎn)矩傳感器轉(zhuǎn)矩傳感器轉(zhuǎn)矩傳感器USUSUSUS電液伺服閥2電液伺服閥4電液伺服閥3電液伺服閥1恒壓網(wǎng)絡恒壓變量泵蓄能器控制器1二次元件1控制器2控制器4二次元件3二次元件4控制器3變量液壓缸4變量液壓缸2變量液壓缸1變量液壓缸3LVDT1LVDT3LVDT2LVDT4輪橋圖22模擬加載系統(tǒng)原理圖FIG22PRINCIPLEDIAGRAMOFSIMULATIONLOADINGSYSTEM當系統(tǒng)進行工作時，二次元件1（馬達）由恒壓網(wǎng)絡獲取液壓能，并將其轉(zhuǎn)換成機械能來驅(qū)動加載對象輪橋和二次元件2、3、4（泵），實現(xiàn)模擬加載。同時，二次元件2、3、4（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、3、4（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、3、4（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。由于四套二次調(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，設置其中一套二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)作為驅(qū)動單元，另外1套、2套或3套作為加載單元，構成2軸、3軸或4軸復合加載系統(tǒng)。3驅(qū)動變速箱的設計圖31驅(qū)動變速箱傳動系統(tǒng)圖FIG31DRIVENTRANSMISSIONSDRIVETRAINSYSTEM31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，達到結構緊湊，降低成本的目的，還可以得到較好的潤滑條件。分配傳動比如下（最大傳動比）947351682374（最小傳動比）9528716443532最大轉(zhuǎn)矩的計算二次元件的輸出轉(zhuǎn)距（31）012MPQT式中二次元件中液壓馬達的壓力差，MPAP二次元件中液壓馬達的排量，R/MLMQ二次元件的效率，。由式（31）得，0T12850934105892NM二次元件的輸出功率（30MPQN2）式中二次元件中液壓馬達的輸出轉(zhuǎn)速，R/MIN0N二次元件中液壓馬達的壓力差，MPAP二次元件中液壓馬達的排量，R/MLMQ二次元件的效率，。由式（32）得，0P238509625492KW1軸33101KW2549253713R/MINN341P0T2579048N32軸35212KW92353612NI50R/MI3722P9TN435001256N由2軸公式，同理得3軸23273KW，63889R/MIN，347880NM3P3N3T4軸22349KW，39931R/MIN，534504NM4445軸21462KW，25597R/MIN，800727NM555其中聯(lián)軸器效率，取099。1軸承效率，取099。2齒面摩擦損耗效率，取097。333齒輪的設計331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1275HBSBS火處理，；按國家標準，分度圓上的壓力角；對于正常齒，2167HBS20O齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。AH05C332確定齒輪傳動精度等級按下式估取圓周速度3813102TPVN35270M/S24同理，可得其它齒輪的圓周速度M/S；M/S；M/S；215TV310TV47TVM/S。各軸齒輪精度均為第公差組，軸齒輪精度等級為5，軸齒輪精度等級5TV為6，軸、軸齒輪精度等級為7，軸齒輪精度等級為8。1）計算許用應力39160HJNNLN923108312031012IN9930651主動輪和從動輪齒面硬度為230HBS和170HBS，并查參考資料得，570MPA,LIM1H520MPA,查參考資料得，10，11,10,10,10,LIM2H1NZ2N1XZ2XWZ092,10。LVRZH3111LIM11NXWLVRS75009254MPA3122HLIM22NXWLVRZZS50109562MPA2）按齒面接觸疲勞強度確定中心距小齒輪轉(zhuǎn)距313611950PTN623704813NM初取，取，查參考資料得，21TTKZ205,505ADAU,。189EMP2COSINCOSIN0HO確定中心距3142132EHTAKZTUA23047831955426221MM取A265MM估計模數(shù)MA265MM,取M5MM。0720721853各輪齒數(shù)3151AZMU2653316212IZ5706取123,實際傳動比3172ZI實712035傳動比誤差（31I理實理18）203145許用。分度圓直徑3191MDZMM5373202MM1驗算圓周速度321160DNV34752016/2/MS選擇5級精度的齒輪合適。3）驗算齒面接觸疲勞強度因液壓馬達驅(qū)動，有輕微沖擊，查參考資料得，由于速度V2106M/S,5級精1AK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10VK052D，齒寬BMM。取B92MM,。104K152798DO查參考資料得0載荷系數(shù)（3AV22）10411144計算端面和縱向重合度（31283COSZ23）1835717410TAN0DZ由和，查參考資料得，取U2。8（312EHKUTZBD24）214078131895089546952MPAH安全。4）驗算齒根彎曲疲勞強度根據(jù)材料熱處理，查參考資料得，查參考資LIM1LIM2435,415,125FFMPAPASF取。料得，則計算出許用應力12120,00NXSTYY。取Y（3LIMFSTS25）435102692MPA（3LIM2FNXSTYS26）4150642PA由參考資料得，12128,54,1790FAFSASAYYY和。驗算彎曲疲勞強度（31112FASFKTYBMD27）24078326154079159314MPAF（3222ASFKTYBMD28）140781376019258262MPA2F安全。5）齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸123,7,5,10,25AUMHCZ分度圓直徑MM137DZMM25齒頂圓直徑3291AAMDHMM75210853302AAMM336齒根圓直徑33112FAMDHCMM75102563322FAMM334中心距33312ADMM7536齒寬MM,510MM,取MM29B12B10B同理得當1軸2軸間傳動比16時，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸12I4,65,5,0,25AUMHCZMM10MDMM23MM15215AAHMM203DMM1205FAMCMM22513FHMM12036ADMM,MM,MM。294B125B10B取當軸2和軸3間的傳動比18，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸I2316,8,6,25AUMHCZMM540MDMM21MM132540AAHMM2402DMM11517FAMCMM2039FHMM123042ADMM,MM,MM2B125B10B取當軸3和軸4間的傳動比16，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸I341257,9,16,5,10,25AUMHCZMM8MDMMM24MM1521095AAHMM246DMM18275FAMCMM252104FHMM12437ADMM,MM,MM。230B1250B18B取當軸4和軸5間傳動比156，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸4I127,6,7,025AUMHCZMM39MDMM251MM127034AAHMM25DMM1912315FAMCMM227049FHMM12354ADMM2147,0,BB取當軸4和軸5間傳動比13，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸45I12,68,3,7,0,25AUMHCZMM7MDMM24MM136271038AAHMM247621049AAMDHMM1325346FCMM278FAMM12640ADMM,MM,MM。27B125B15B取34軸的設計341軸的設計1）作用在齒輪上的圓周力、徑向力、和軸向力的大小如下1TF1R1AF當傳動比時2I圓周力1TF33412TTD047835N19徑向力1RF3351TANCOSRT209758ON43軸向力1AF3361TAN97582T0ON0由4143的計算公式得當傳動比126I1022326N,372096N,0NTF2RF2AF2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A110，可得A337MIN1D3P110325705266MM3聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算3381CAATK616766146NMM式中根據(jù)工作情況選??；AK1A根據(jù)工作要求選用GB501485的HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5，許用轉(zhuǎn)矩。20NTNM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15D15DMM（Y型孔軸），與軸配合的轂孔長度MM。1L2L4軸的結構設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段1的長度應比聯(lián)軸器配合段轂孔長度（L112MM）略短MM，取1L23MM。10L軸段2的直徑MM；根據(jù)軸承端面結構軸承端蓋厚12MM，經(jīng)計算此軸段2處選265D用氈圈油封作為密封裝置。初步確定軸段2的長度。250LM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/T2761994深溝球軸承60000型02系列6215型兩個，尺寸375DDB；在軸承左邊安裝一個彈性擋圈，尺寸為MM；為拆裝方便軸段3長度10705DMM。32L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H5MM（H007D3），所以軸段4的直徑MM，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應485D距箱體內(nèi)壁有一段距離S,現(xiàn)取S8MM。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。410L軸段5該段安裝滾動軸承，直徑MM，長度取MM。57D654L5軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用GB109679型的A型普遍平鍵定位，按D55MM,平鍵截面尺寸為，L96MM,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/T6；軸上滑移齒輪采用矩形花160BH鍵進行周向定位，尺寸為。85920NDDB6）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245。342軸的設計1）同理，由軸的設計中的計算公式4143可得當傳動比，時,N；N，N；12I238I1386TF14276RF10AFN,N,N。2750TFRF20A當傳動比，時,N；N，N；126I23I1T1R1AN；N，N。3849T4508R3AF2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A110，可得A339MIN2D3P1103425106546MM3軸的結構設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段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10D徑MM。軸段1安裝了兩個GB/T2761994的6222型深溝球軸承，尺寸為03D；軸承端蓋厚144MM；軸段1長度MM。2038DB120L軸段2軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度H75MM（H007D1），所以軸段2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，5D4M滾動軸承應距箱體內(nèi)壁有一段距離S,現(xiàn)取S8MM。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。103D210L軸段3該段安裝滾動軸承，直徑MM，長度取MM。334軸上零件的周向定位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215D。321854BHL5）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245。343軸的設計1）同理，由軸的設計中可得N；N；N；TF1RF10AFN；N；N。2T222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A110，可得A340MIN3DP1103276897856MM3軸的結構設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段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10DMM。軸段1安裝了兩個GB/T2761994的6322型深溝球軸承，尺寸為03D；軸承端蓋厚24MM；軸段1長度MM。245DB12L軸段2軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度H5MM（H007D1），所以軸段2直徑MM；，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210DS8MM。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。310L軸段3該段安裝滾動軸承，直徑MM，長度取MM。310D3120L4軸上零件的周向定位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2D寸為。321875BHL5）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245。344軸的設計1）同理，由軸的設計中的計算公式4143可得當傳動比，時,N；N，N；3416I45I1TF1RF10AFN,N,N。2TF2RF20A當傳動比，時N；N，N；34I453I1T1R1AN；N，N；3TR3AF2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A110，可得A341MIN4D3P110324919065MM3軸的結構設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段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160DMM。軸段1安裝了兩個GB/T2761994的6232型深溝球軸承，尺寸為5D；軸承端蓋厚24MM；軸段1長度MM。29048DB120L軸段2軸段1右端制出定位軸肩，取軸肩高度H125MM（H007D1），所以軸段2直徑MM；取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離MM，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應75D4距箱體內(nèi)壁有一段距離S,現(xiàn)取S8MM。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，在齒輪右邊加一個軸用彈性擋圈,擋圈直徑MM，估算165DMM。210L軸段3該段安裝滾動軸承，直徑MM，長度取MM。3160D3120L4軸上零件的周向定位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275D，滑移齒輪與軸的聯(lián)接采用花鍵，尺寸為452BHNDB。617805）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245。345軸的設計1）同理，由軸的設計中可得當傳動比時,N,N，N；4516I1TF1RF10AF當傳動比時,N,N,N。32T222）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A110，可得A342MIN5D3P110321469710373MM3聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算3431CAATK1612800000NMM式中根據(jù)工作情況選??；AK16AK根據(jù)工作要求選用GB/T50151985的ZL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為ZL8，許用轉(zhuǎn)矩。160NTNM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10D10D度MM（Y型孔軸），與軸配合的轂孔長度MM。2L2L4軸的結構設計按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段1的長度應比聯(lián)軸器配合段轂孔長度（L212MM）略短23MM，取1LMM。120L軸段2的直徑MM；根據(jù)軸承端面結構軸承端蓋厚24MM，經(jīng)計算此軸段2處圓205D周速度V147M/S007D3），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4120D箱體內(nèi)壁有一段距離S,現(xiàn)取S8MM。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。410L軸段5該段安裝滾動軸承，直徑MM，長度取MM。510D5120L5軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用GB109679型的A型普遍平鍵定位，按D100MM平鍵截面尺寸，L190MM,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/T6；齒輪與軸的周向定位采用2816BH矩形花鍵聯(lián)接，軸段直徑MM，選用鍵的尺寸為20D1203NDDB6）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245。4零件的強度校核41軸的強度校核411軸的校核1）當傳動比時12IXOY面（垂直面）的支反力（421TAYLFR1）N975807984（412TBYLFR2）N97583495021XOZ面（水平面）的支反力（421RAZLFR3）N43590729865（412RBZLFR4）N435908145XOY面上的彎矩（41CYALM左R5）NMM79083406872（42CYBL右6）NMM39850736845XOZ面上的彎矩471CZALM左RNMM29086534692148CZBL右NMM175合成彎矩4922CYCZM左左左NMM2365473068471941022CYCZ右右右NMM25取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪左端。驗算直徑4113MIN10CBMD左MM326547864185D合格。2）當傳動比時126IXOY面（垂直面）的支反力41221TAYLFRN102367954841312TBYLFRN0364578XOZ面（水平面）的支反力41421RAZLFRN370963825441512RBZLFRN3709638154XOY面上的彎矩4161CYALM左RNMM654782691374172CYBL右NMM38XOZ面上的彎矩4181CZALM左RNMM238459874419CZBYL右NMM10合成彎矩42022CYCZM左左左NMM289174716930874542122CYCZ右右右NMM26取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪左端。驗算直徑4223MIN10CBMD右3289467805M合格。412軸的校核同理由軸的校核公式41422得，1）當傳動比，時12I238IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN867915017952064112123TTBYLLFRN8657057126897XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN47691567091573812123RRBZLLFRN47657095126983XOY面上的彎矩11CYALM左RNMM20645173154613CYBLM右RNMM89920212CYAL左NMM064571645923CYBL右RNMM819483XOZ面上的彎矩11CZALM左NMM7538293482151ZBL右RNMM96170322CZAL左NMM753856281592CZBLM右RNMM96134合成彎矩22111CYCZ左左左NMM25635346934822111CYCZM右右右NMM2074707222CYCZ左左左NMM28539916458169222CYCZM右右右NMM20417873取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪2左端。驗算直徑3MIN10BMD2左38459781406M合格。2）當傳動比，時12I23IXOY面（垂直面）的支反力132TTAYLLFRN3864951284951386713122TTBYLLFRN8657849574921038XOZ面（水平面）的支反力132RRAZLLFRN476945081342582171322RRBZLLFRN47654081574923780XOY面上的彎矩11CYALM左RNMM386257346213YBL右NMM049958013212CYAL左RNMM3865746223CYBLM右RNMM1084254187XOZ面上的彎矩11CZAL左NMM485272501913ZBLM右RNMM0436842212CZAL左NMM485797923ZBL右RNMM0216084合成彎矩22111CYCZM左左左NMM236504345760922111CYCZ右右右NMM219798348222CYCZM左左左NMM2063865097222CYCZ右右右NMM247418781取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪1右端。驗算直徑3MIN10BMDC右36820415M合格。413軸的校核同理由軸的校核公式41422得，當傳動比，。2318I346IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN6974914691324812123TTBYLLFRN697461746918XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN6794186912356912123RRBZLLFRN679670814627504XOY面上的彎矩11CYALM左RNMM3904273951481CYBL右NMM76176222CYALM左RNMM3947914052CYBL右NMM71686XOZ面上的彎矩11CZALM左RNMM2356975864313CZBL右NMM0120522CZALM左RNMM35697463172CZBL右NMM710250合成彎矩22111CYCZM左左左NMM24586104309586322111CYCZ右右右NMM27970222CYCZM左左左NMM285369634571222CYCZ右右右NMM2778106取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪2左端。驗算直徑3MIN10BMDC2左3985678120M合格。414軸的校核同理由軸的校核公式41422得，1）當傳動比，時3416I45IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN49076049760417911223TTBYLLFRN4907496713043076XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN85407618760152912123RRBZLLFRN8540873052799XOY面上的彎矩11CYALM左RNMM46793054182312CYBL右NMM6078212CYALM左RNMM46793019232CYBL右NMM187XOZ面上的彎矩11CZALM左RNMM1572031972560CZBLM右RNMM848212CZAL左NMM570365231023CZBLM右RNMM98648合成彎矩22111CYCZ左左左NMM2576035483922111CYCZM右右右NMM219860748222CYCZ左左左NMM20735419356222CYCZM右右右NMM2169087984取危險截面按當量彎矩驗算直徑，危險截面齒輪2左端。驗算直徑3MIN10BDC2左39754703156M合格。2）當傳動比，時341I45IXOY面（垂直面）的支反力12233TTAYLLFRN2349078239687236801101223TTBYLLFRN490796871302618XOZ面（水平面）的支反力12233RRAZLLFRN85481069238975612123RRBZLLFRN854069308294631XOY面上的彎矩11CYALM左RNM