主减速器范文（精选8篇）
主减速器 第1篇
传统辊筒输送轨道总成
传统无动力辊筒输送轨道总成结构主要由传动辊筒、机架和支架等部分组成 (见图1) 。辊筒总成设计结构为采用一根贯穿整个辊筒芯轴, 芯轴两端铣扁身与轨道支架的扁形槽配合, 保证辊筒总成的定位和旋转, 辊筒钢管两端内孔精加工与轴承紧配, 整个总成重量大, 轨道支架需铣槽, 辊筒总成中的芯轴、辊筒钢管加工精度均较高。制造成本高, 轴承拆卸不方便, 维修困难, 结构相对复杂。
汽车零部件生产为规模化生产, 产品品种多, 造成所使用的输送轨道总成使用空间狭小, 结构需简单耐用、维修方便。另外, 由于加工工艺复杂普遍生产线较长, 采用的辊筒输送轨道总成长度长, 需求辊筒总成的数量较多, 高质量低成本的设计结构可给使用汽车企业节约较大的成本。因此, 设计一种新型的结构简单低成本无动力辊筒输送轨道总成结构, 是当前值得研究的课题。
新型辊筒输送轨道总成技术方案
2013年我公司从国外进口了一批先进的加工设备, 组建了主减速器壳总成加工线, 急需配备适合主减速器壳总成的加工工序流转的轨道输送系统, 要求在短时间内完成安装且成本低。针对存在的问题和实际情况, 我公司决定利用自身的加工设备和技术资源, 设计制造一种新型的低成本、无动力辊筒输送轨道总成, 以满足新生产线的需要。
1.新型辊筒输送轨道总成结构
经过技术人员的多次设计改进和评审, 我公司自主设计的汽车车桥主减速器壳总成输送轨道总成由输送轨道支架和设置于支架上的辊筒组成 (见图2) 。
1.轴承支撑角铁2.轴用弹性挡圈3、6.轴4.辊筒钢管5.双面带防尘罩双钩球轴承7.支架角铁8.矩形管
新型辊筒输送轨道总成结构特点如下:
1) 新型辊筒输送轨道总成的滚轴设置于滚筒的两端, 与传统的辊筒总成一根贯穿整个辊筒的滚轴结构相比, 减少了滚轴中间较长的连接部分, 由于辊筒的数量较多, 此种辊筒总成结构节约了滚轴的成本, 减少了组成件的加工工序和生产成本, 减轻了整体的重量。
2) 新型辊筒输送轨道总成的轴承直接安装在两端滚轴上与辊筒分离, 轴承无需与辊筒端部的内孔进行紧配, 轴承拆卸维修方便, 且滚筒端部内孔无需加工, 滚筒端部直接和滚轴配焊, 从而减少了辊筒端部的加工工序, 辊筒钢管选材时壁厚规格相应减少, 节约了购置材料的成本和辊筒精加工的生产成本。
3) 新型辊筒输送轨道总成采用轴承、V形固定架和L形槽钢配合定位, V形固定架采用两个角铁拼焊而成, V形固定架无需采用钢板下料并在支架上铣扁槽与芯轴扁身配合固定辊筒总成防止旋转, 此结构简单无需精加工工序, 且固定结构稳定。
2.辊筒输送轨道总成选型设计与计算
(1) 辊子输送机有效输送宽度主减速器壳总成最大外圆W=460mm, 宽度裕量ΔB=50~150mm, 选取ΔB=100m m, 则辊子输送机有效输送宽度B=W+ΔB=460+100=560mm。
(2) 辊子间距主减速器壳总成在辊子输送机上的可输送性的主要条件是:硬而平的底面和底面尺寸至少由三个辊子支撑。主减速器壳总成最大长度L=460mm, 辊子间距P=L/4=460/4=115mm, 设计选取辊子间距为100mm。
(3) 倾斜角度无动力辊子输送轨道总成靠物体自身重力的向下分力倾斜输送时, 其倾斜角度一般2°~7°, 当输送大小不等的柔性包装件时, 倾斜角度一般12°~14°, 根据本设计输送产品为汽车车桥主减速器壳总成所以选取倾斜角度3°。
3.具体实施方式
该新型车桥主减速器壳总成无动力辊筒输送轨道总成由轨道架和辊筒总成构成, 其中轨道架由支架角铁和轴承支撑角铁、矩形管焊接而成, 所使用的材料均为标准板材无需金属加工。辊筒总成由辊筒钢管、双面带防尘罩双钩球轴承、轴用弹性挡圈、轴3和轴6组成, 两端采用分离芯轴结构, 其中轴3和轴6分别焊接在辊筒钢管两端内孔, 双面带防尘罩双钩球轴承安装在轴3和轴6上。辊筒总成通过两端的双面带防尘罩双钩球轴承与轨道架上的轴承支撑角铁配合, 组成无动力辊筒输送轨道总成 (见图2) 。使用时拖动工件辊筒总成转动, 主减速器壳总成在辊筒总成表面滑动, 实现轨道输送功能。
同时由于辊筒总成的辊筒钢管外表面采用抛丸工艺处理不加工, 利用抛丸工艺中辊筒钢管表面形成的凹坑的储油功能, 使用时在辊筒表面涂油, 主减速器壳总成在轨道上输送时表面与辊筒接触, 实现输送时涂油防锈效果。新型无动力辊筒输送轨道总成在车桥主减速器壳总成加工线上的应用如图3和图4所示。
结语
主减速器 第2篇
（1.上海内燃机研究所 上海 200438；2.上海汽车商用车技术中心，上海200438）
汽车驱动桥主动锥齿轮是汽车传动系统的关键零部件，其工作性能、使用寿命、振动、噪声等在很大程度上取决于齿轮的传动质量［1］。因此，分析驱动桥主减速器锥齿轮传动对提高驱动桥产品的质量有重要的意义。
齿轮接触印迹和传动误差是评定齿轮传动性能好坏的重要依据。由于驱动桥锥齿轮齿面几何拓扑结构非常复杂，加之传统设计方法及制造手段的落后，其啮合质量的控制非常困难［2］。传统方法主要是在滚检机上看配对齿轮的接触区及听传动噪音，这主要依靠有经验的技术人员来保证，过程较为繁琐［3］。利用MASTA对配对齿轮接触印迹和传动误差进行仿真分析将会简便这个调整过程，有利于快速有效地获得良好的齿面接触质量。
1 齿轮接触印迹与传动误差
在齿轮啮合过程中，两齿面连续相切接触，在固定坐标系中，任一时刻两齿面都有公共接触点，且有相同的公法线。由此得到下式成立：
式中：θp、φp、θg、φg分别为小轮和大轮齿面的曲面坐标，φ1、φ2分别为小轮和大轮啮合转角。
式（1）为一个非线性方程组，将方程组中各个矢量分量展开，可得到5个独立的标量方程。而未知数有6个，此时取φ1值为输入值，以一定的步长不断改变，直到接触点超出边界为止。这样给定初值，可以求得其余 5 个参数。 将求得的 θp、φp和 θg、φg分别代入到齿面方程r1→（1）（θp，φp）和r2→（1）（θg，φg）中，即可得到齿面上接触点，这些接触点构成了接触路径。
由图1可得到接触椭圆长轴和短轴方向矢量：
以绘制大轮接触印痕为例，将坐标系Sh下ηh、ζh转换到齿轮坐标系S2中，可得：
在绘制接触印痕时，接触椭圆长轴与短轴与节锥母线的夹角为：
求得每个接触点以后，各接触点接触椭圆的长半轴a和短半轴b可由下式计算得出。
求得一系列接触点处的φ1、φ2，可由下式求得传动误差：
式中：φ1（0），φ2（0）分别为两轮在参考点啮合时的初始转角。
2 MASTA接触印迹与传动误差曲线分析
正确解读齿轮的接触印迹和传动误差曲线，对分析齿轮传动性能、啮合质量以及在实际中的运用都起着至关重要的作用。齿轮的接触迹线和传动误差曲线在实际的过程中是多种多样的，特别是传动误差曲线，所包含的信息量很大，对每一种齿轮可能出现的接触情况，都能在传动误差曲线中反映出来。
2.1 MASTA接触印迹曲线
齿轮接触印迹曲线是齿轮在瞬时接触过程中接触点在齿长和齿高方向的位置，MASTA软件采用局部综合法计算得到的齿轮接触印迹曲线如图2所示。横坐标为齿宽方向，纵坐标为齿高方向，图中的点为齿轮的瞬时接触点，黑线为齿轮的点接触线，红线为潜在的接触椭圆的长半轴的方向及长度。由接触印迹曲线可以得到齿轮接触区域的位置、大小和形状并判断出齿轮是否存在边缘接触。
驱动桥锥齿轮接触区域的位置大概可以分为三种：中间接触，小端接触，大端接触。分别如图3、图4和图5所示。
当齿轮出现小端接触和大端接触时，齿轮传动时将产生严重的振动和噪声，并且大大地缩短了齿轮的使用寿命。正确的齿轮接触印迹曲线应该是齿轮接触斑点位于齿面中间位置，长度为齿全宽的70%左右，高度为全齿高的60%左右，接触区域也不应该太大，否则在受载时容易出现边缘接触，接触区域也不应该太小，这将影响齿轮的传动质量。
2.2 MASTA传动误差曲线
MASTA软件由式（6）计算得到的传动误差曲线如图6所示。齿轮传动误差曲线反映了齿轮啮合的动态特性、载荷分配、重合度和齿面接触特性。
（1）传动误差曲线波动程度可反映出齿轮幅的动态性能，波动幅值愈大，振动愈大，噪音愈大；波动幅值愈小，传动愈平稳。当齿轮传动误差设计幅值较大时，轻载传动误差波动大，而重载时变形补偿作用使波动减小；反之，当设计幅值较小时，轻载传动误差波动小，重载时易出现边缘接触使振动噪音加大。
（2）几何传动误差相邻两条曲线上同一横坐标上的传动误差值反映了可能同时接触的两对齿的初始相对位置。载荷在两对齿间的分配既取决于齿对刚度（变形），也取决于初始间距。
（3）几何传动误差曲线下端宽度与啮合周期之比即为齿轮的设计重合度。重合度越大，轮齿受力越小。理论上重合度大于1齿轮即可连续传动，目前最大能达到3甚至4。当承载传动误差超出几何传动误差下端时，出现边缘接触，即齿面与相啮合齿的齿顶刃接触，产生振动与强度问题。
（4）几何传动误差曲线不交叉（见图7），齿轮出现边缘接触。这在齿轮设计中是应该避免的。
（5）几何传动误差曲线向上弯曲或呈S形（如图7）时，齿面产生桥式接触，伴随严重的振动；各齿对传动误差曲线不连续时（如图7），产生边缘接触。因此，理想的几何传动误差曲线应向下弯曲、齿对间连续且两下端尽量对称，此时产生边缘接触的可能性相对小。
2.3 实例分析
以某驱动桥主减速器锥齿轮为例，齿轮参数如下表所示。根据驱动桥主减速器齿轮、轴和轴承的详细参数在MASTA中建立驱动桥的仿真模型，如图8所示。齿轮基本参数见表1。
表1 齿轮基本参数
在MASTA中进行驱动桥主减速器齿轮的仿真分析，得到驱动桥主减速器齿轮的接触印迹和传动误差曲线，如图9、图10所示。
由接触印迹曲线可以看出齿轮的接触区域位于齿面中间，大小和形状也比较合适，不产生边缘接触；由于此驱动桥多用于重载工况，故传动误差设计幅值较大。由传动误差曲线计算得齿轮的重合度为3；传动误差曲线交叉，向下弯曲，齿对间连续且基本对称。由此可知，这对齿轮在传动过程中啮合质量较好、振动噪声小、受力均匀，且使用寿命较长。
3 结论
利用MASTA软件仿真计算得到驱动桥主减速器齿轮的啮合印迹和传动误差曲线，全面分析了啮合印迹和传动误差曲线所反映的齿轮传动的众多信息，为锥齿轮啮合质量的评定提供依据，避免了依靠经验的定性评价。并且，在驱动桥主减速器齿轮设计开发阶段，进行齿轮齿面接触的仿真分析，可以有效的减少试验费用，缩短开发周期，为今后的驱动桥主减速器齿轮的开发与运用提供了较好的指导作用。
［1］李永祥，张军顺，陈国定.齿轮TCA技术及发展［J］.机械设计与制造，2009.4：267-268.
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主减速器装配线的设计与实施 第3篇
1 方案介绍
1.1 主减总成装配工艺流程
(1) 主锥支线:壳体上线—压主齿轴承外圈—测量选取调整垫片—压主齿轴承内圈—压油封、突缘—拧紧大螺母—下线。如图1所示.。
(2) 差速器支线:差壳上线—压上下差壳轴承—装差速器—拧紧差壳螺栓—压被齿—拧紧被齿螺栓—下线。如图2所示。
(3) 合装线:减壳上线—装主锥总成—翻转270度—装差速器总成—装差速器轴承外圈、调整螺母轴承盖—预紧轴承盖螺栓—调整主、被齿啮合斑点, 齿侧间隙—装锁片, 拧紧—总成下线—打钢码辨识。如图3所示。
1.2 设计要点
(1) 装配线整体布局确定
主减速器装配主要分为3大块:主锥总成、差速器总成、总成合装;采用的总体设计方案为:主锥装配支线, 差速器装配支线, 主减总成合装区。由于各支线的节拍差异, 工艺合理性是不仅可以减少生产过程中的中断、等待和停顿, 还可以避免系统配置的不平衡。一般装配线平面布局的形式为直线线、U型、环型, 这也经过了公司自身的特性及需求, 所以本次装配线的设计综合了以上布局的优势特点, 将合环线采用直线型, 分支线采用U型结合;根据节拍差异, 将合环线布局置于中心, 各支线零部件装配完成后汇集到合环线完成总成装配。
(2) 工序间物流方式
考虑到装配线设备布局可持续性, 及KBK覆盖面积大的特点, 异于悬臂吊小范围覆盖, 不利于优化布局的缺点, 决定采用KBK方式在各支线工序间传递工件方式, 也有效利于场地面积。
(3) 主减速器总成装配小车设计
国内主减速器装配线合环线一般采用两种方式:地板链和摩擦式滚动驱动;考虑到原主减线的合环线维修故障模式, 及布局不一, 决定采取固定方式装配。装配小车在主减壳与主锥合装完毕后, 需翻转主减总成调整齿轮啮合斑点及检测齿侧间隙;为满足装配要求及考虑人机工程, 装配小车翻转时设计有90°、270°回转固定装置。装配小车共10个, 左右两边各5个, 可满足与支线节拍差异的均衡。
(4) 支线压床
压床主要用于压轴承使用, 不采用流水作业, 单独完成作业后再由滚道流水作业下一步工序, 主要考虑节拍比合装线快等问题;即分支线共使用4台10t压床。
(5) 支线输送方式
支线输送, 采用托盘随行夹具滚道输送方式。
(6) 投入改制拧紧机, 确保螺栓拧紧扭矩控制
2 设计方案
设计主要基于以上几个设计要点, 简单综合概括为:a.理顺物流, 提高装配效率;b.降低装配线及设备故障率;c.充分考虑柔性和未来变化及发展。
2.1 初步整体平面规划设计方案
该方案, 结合了目前公司内的物流走向以及所装配产品性质等要求, 评估在KBK覆盖存在无充分灵活性, 对往后如产线调整优化不好重新布局。
2.2 最终方案整体平面规划设计方案
2.3 KBK布局
在整体平面规划设计方案确定后, 下步是KBK布局的方案设计:各KBK根据各工位上下料、物流走向、工件重量、工序间物料传递方式、高度等布局。如图6所示。
2.4 装配小车设计
装配小车在主减壳与主锥合装完毕后, 需翻转主减总成调整齿轮啮合斑点及检测齿侧间隙;为满足装配要求及考虑人机工程, 装配小车翻转时设计有90°、270°回转装置。如图7所示。
2.5 支线布局设计
各支线在装配完成后, 使用轨道加随行夹具方式输送至合装线, 随行夹具采用立体上下返回方式。如图8所示。
2.6 双轴拧紧机改制投入
使用两台闲置电动拧紧机, 通过与原厂方沟通, 将原两台拧紧机卧式拧紧机改为立式拧紧机, 扭矩范围能覆盖完产品所需;改制完毕后投入到差速器左右壳连接螺栓拧紧工位、轴间差速器左右壳连接螺栓拧紧工位, 可实现不同分布圆的快速转换, 可设定扭矩值和合理的轴间拧紧顺序, 扭矩大、精度高, 工作可靠, 显著提高生产率和装配质量。如图9所示。
3 产线实施及验收
在整体产线布局设计阶段完成后, 在实施过程就要涉及到土建等项目, 例如厂房钢结构安装、地面基建、空压气管安装、电气安装等与产线息息相关的项目也是至关重要, 这将影响着产线的持续性与柔线性。见图10。
4 结束语
装配线的设计要尽可能兼顾各种总成不同的特点, 尽可能共用设备, 以提高装配线的使用效率。本装配线都有一定的可扩展性, 在适当增加和更换部分工具和零部件后能完成类似中、后桥主减速器的装配工作, 并考虑到今后的发展, 尽量考虑企业未来产品的变化。本项目也适用于其他汽车企业, 在产能超负荷生产时, 以最低的投入, 最短的周期, 自主设计装配线, 提高生产效率及产能需求, 为企业创造最大的价值;在其他行业一样具有很强的参考和推广价值.
参考文献
[1]JBJ35-2004, 机械工业建设工程设计文件深度规定[S].
[2]李绍明.机械加工工艺基础[M].北京:北京理工大学出版社, 1993.
[3]金应, 但斌, 饶凯.面向产品族的混流装配线平衡研究[J].2006.
驱动桥主减速器异响的排除 第4篇
异响产生的原因
(1) 驱动桥主减速器总成中的主从动齿轮有碰伤及高点, 主从动齿轮在转动时, 间隙不均匀产生碰撞, 发出“梆、梆”的撞击声。
(2) 主从动齿轮的齿侧间隙过小时, 主从动齿轮转动困难, 齿轮产生挤压, 发出“滋、滋”的磨合声。
(3) 主从动齿轮的齿侧间隙过大时, 主从动齿轮啮合松动, 齿轮产生松散状况, 发出“刺啦”的刺耳声。
(4) 主从动齿轮的齿侧啮合斑点在从动齿轮的大端或小端时, 主从动齿轮转动不平稳, 发生两级分化, 发出“当、当”的敲击声。但是, 可以根据主从动齿轮的旋向是向前还是后退判断异响产生的原因。
(5) 驱动桥主减速器总成中的任何一盘轴承碎裂时, 主从动齿轮转动不平稳, 振动相当大, 发出“喀拉”声。这时需要马上停车检修, 以防事故发生。
异响排除的方法
(1) 主从动齿轮有碰伤及高点, 需拆开主减速器总成, 检查磕碰伤及高点, 将碰伤及高点修磨, 使主从动齿轮表面光滑即可。
(2) 主从动齿轮的齿侧间隙过小或过大, 需拆开主减速器总成, 检查间隙, 重新调整主从动齿轮的齿侧间隙, 以满足使用要求。
(3) 主从动齿轮的齿侧啮合斑点在从动齿轮的大端 (小端) 时, 需拆开主减速器总成, 并拆开主减速器的小齿轮壳总成, 增加 (减少) 小齿轮壳总成的调整垫。重新装配后, 保证主减速器总成中主从动齿轮的齿侧啮合斑点在中间位置。
(4) 驱动桥主减速器总成中的任何一盘轴承碎裂时, 马上停车检修, 打开主减速器总成, 检查轴承及齿轮、密封环情况, 更换损坏的相关件。
主减速器 第5篇
汽车驱动桥主减速器中的主从动锥齿轮传动副是汽车驱动桥中的关键动力传动件，其传动性能的好坏直接影响到汽车的动力性能以及驱动桥寿命的长短和汽车整体的安全性。
在驱动桥主减速器的装配过程中，由于主动锥齿轮采用两个圆锥滚子轴承实现轴向与径向定位，为确保轴承能够正常工作，根据轴承的设计要求，装配时必须对轴承施加一定的预紧载荷，目的是在消除轴承间隙的基础上，再给予一定的压紧力，以提高轴的支承刚度，延长轴承的使用寿命，保证锥齿轮副的正常啮合。轴承上所施加的预紧载荷过大或过小，都会影响主减装置的工作性能。预紧载荷过大，会破坏轴承内部油膜而产生高温，缩短轴承寿命;预紧载荷过小，则会降低主减速器锥齿轮副的啮合精度，增加机构破坏的可能性[2]。但是行业内现在普遍的状况是忽略了主齿螺母拧紧力与螺母对轴承产生的正压力直接的对应关系。
在拧紧螺母时，其拧紧扭矩M需要克服被旋合螺纹间的摩擦力矩和螺母与被连接件(或垫圈)支撑面间的摩擦力矩，并使联接产生预紧力P0，它们的关系为[3]
式中：Mmax-拧紧扭矩，N·m;K-拧紧扭矩系数;P0-预紧力，N;d-螺纹直径，mm。
想要得到规定的预紧力，应进行大量的试验求出拧紧扭矩系数(K-因素)的实际数值，通过以上的关系计算，把一定大小的扭矩加到螺母上就能得到。通过试验和数学分析得出[2,3]，通常情况下对于M10到M68的粗牙螺栓，无润滑时扭矩系数(K-因素)值约等于0.2。其他情况时大约K=0.1～0.3[5]。
1 工程中的问题
在驱动桥主减速器的实际拧紧装配时，拧紧机参数是根据主机厂给出的主动锥齿轮螺母拧紧扭矩值设定的。但主齿螺母拧紧装配完成后，主动锥齿轮运转并不良好。其主要出现是：
(1)主减速器主动锥齿轮总成装配过程中对轴承预紧力的第一直接参数(主动锥齿轮轴向拉伸力)失控问题;
(2)主动锥齿轮总成轴承预紧力调整垫片选定的压力选定问题;
(3)主动锥齿轮总成初装压测轴承预紧力测试压力选定的问题。
分析上述问题，发现由主机厂给出的主动锥齿轮螺母的拧紧扭矩和拧紧系数(K-因素)通过式(1)计算出的主动锥齿轮轴向拉伸力并不能满足主动锥齿轮轴承装配所需的预紧力。从而出现将拧紧机参数设定在该拧紧力矩时，拧紧装配后并不能达到装配要求。针对驱动桥主减速器的实际装配解决上述问题，需设计出一套试验验证机构，以在工程中确定较为合适的拧紧力矩参数来保证拧紧装配质量。
2 试验的设计和实现
2.1 试验机原理
试验机结构如图1。该试验机原理是，在拧紧主锥螺母1过程中，将主动锥齿轮11产生的轴向拉伸力进行实时测量，从而得出主减速器主齿螺母装配时拧紧力矩与所产生主动锥齿轮拉伸应力对应关系。
1.主锥螺母2.上压板3.盖板4.支杆5.仪器座筒6.压力传感器安装板7.止转拨爪8.上快换垫片9.凸缘10.下快换垫片11.主动锥齿轮12.下压板13.压力传感器14.拨销15.凸块拨块16.圆盘
在测试过程中，止转拨爪7上拨销14插入凸缘9孔中，拨块15用于固定止转拨爪7不产生旋转。通过拧紧设备对主锥螺母1进行拧紧。主动锥齿轮11产生的轴向拉伸力一个方向通过盖板3、座筒5、压力传感器安装板6传递至压力传感器，另一个方向通过上压板2、支杆4、下压板12传递至压力传感器实现力作用线封闭，从而通过压力传感器实时检测出主动锥齿轮11的轴向拉伸力。
2.2 设计分析
由上述分析可知，为了针对驱动桥主减速器的实际装配解决上述问题，设计出一套试验验证机构，以在工程中确定较为合适的拧紧力矩参数来保证拧紧装配质量。试验机构需要确定扭矩系数(K-因素)，螺栓扭矩系数的取值和螺栓的加工精度表面处理和有无涂油有关、精度高、涂油的扭矩系数就低一些，一般在0.1～0.24之间变动，而设计者、螺栓厂家、大轴承厂家给出的值均不相同[4]。可以通过公式K=M/(P0d)来计算。在这种情况下，有一个参考尺寸d。这意味着对于一个尺寸来说扭矩系数(K-因素)的有效值是有限的。为了确定扭矩系数就必须测量主动锥齿轮轴向拉伸力P0和拧紧扭矩M。拧紧系数(K-因素)仅用于相同的摩擦条件下、相同的参考尺寸下d和相同的几何比例的拧紧扭矩和主动锥齿轮轴向拉伸力。
2.3 试验机结构
试验机构主体由仪器盖板3、座筒5、压力传感器安装板6及压力传感器13组成。主体决定了本仪器的外型为一圆筒状组件。此4个零件之间采用紧固件进行固连。在压力传感器13上浮动有上压板2、支杆4、下压板12组成的浮动支撑组件。用于支撑被测件(为被测主减速器中相应零件)，主锥螺母1、凸缘9、主动锥齿轮11。其中，凸缘9与压板2之间有上快换垫片8，盖板3与主动锥齿轮11之间有下快换垫片10。凸缘9和主动锥齿轮11之间为花键连接。止转拨爪7布置于凸缘9上，止转拨爪带有两凸起拨块15和两个拨销14。圆盘15为止转拨爪的本体。
2.4 试验机操作
(1)将被测工件主锥螺母1、凸缘9、主动锥齿轮11如图1放置后,调整压力传感器零点,消除工件自重;
(2)将止转拨爪7固定，消除其旋转方向自由度，对主齿螺母进行拧紧;
(3)依次从低至高加大拧紧力矩，同时记录压力传感器13输出信号;
(4)依次从高至低卸载拧紧力矩，同时记录压力传感器13输出信号;
(5)将记录数据进行处理，得出该工件主齿螺母1不同拧紧力矩产生的主动锥齿轮11轴向拉伸力。
3 试验结果分析
通过上述试验，对某种主减速器主动锥齿轮凸缘螺母进行拧紧检测并进行分析计算得出图表5-1所示的数据折线。
由图2可以看出针对该品种的主减速器主动锥齿轮凸缘螺母进行试验，在相同拧紧扭矩的情况下，通过试验得到的轴向拉伸力折线普遍和理论计算所得的轴向拉伸力相比偏小。说明按拧紧力矩拧紧装配完成后，由实际轴向拉伸力支持的主动锥齿轮轴承预紧力并不能达到理论所期望的大小。这正是导致装配不合格的主要原因。
通过最小二乘法对该试验数据折线进行直线化处理后，将拧紧系数(K-因素)校正为0.324。针对该品种，以此系数通过式(1)计算所得的拧紧力矩进行拧紧后，可以满足主动锥齿轮轴承的预紧力要求，大大提高了装配质量。
4 结论
(1)与已有技术相比，该试验机对主减速器主齿螺母拧紧及主动锥齿轮进行了分析研究，攻克了主减速器主齿总成装配过程中对轴承预紧力的第一直接参数(主动锥齿轮轴向拉伸力)失控的问题;主齿总成轴承预紧力调整垫片选定压力选定的问题;主齿总成初装压测轴承预紧力测试压力选定的问题。该试验机成功地提高了主减速器装配工艺的质量和可靠性。
(2)该试验机结构简单，使用方便，通过上快换垫片和下快换垫片可适用不同型号的主减速器，进行主齿螺母拧紧力与螺母对轴承正压力对应关系的测量。
参考文献
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主减速器 第6篇
汽车驱动桥是一个复杂的机械系统, 通常位于传动系的末端, 一般由主减速器和驱动桥壳两大部分组成。在功能上, 主要是实现将传动轴传来的转矩增大, 并将转矩分配给左、右驱动车轮, 进而满足汽车左、右驱动车轮在车辆行驶运动学所要求的差速功能[1,2]。驱动桥也是汽车上的主要承载构件之一, 支承保护主减速器、差速器和半轴, 承受作用于路面和车架之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。驱动桥是汽车中工作条件最恶劣的总成之一, 既受主减速器轴承、差速器轴承和半轴轴承的作用力;又受车轮牵引力、制动力、侧向力和悬架传递的各种力[3]。汽车的行驶条件变化很大, 上述各力均受其影响而随之发生变化。
重载汽车驱动桥的主要失效形式有:主减速器轮齿损坏、主动齿轮轴承早期损坏、驱动桥异响、发热、漏油和驱动桥壳变形。所有这些故障都严重地影响了重载汽车产品的品质, 使得国产汽车驱动桥寿命离散性大、可靠性差, 有些重型商用车辆驱动桥的平均寿命 (MTTF) 只有3~5 万km。
实际上, 汽车行驶时, 驱动桥既承受主减速器齿轮的转矩, 又承受车轮牵引力、制动力、侧向力和悬架传递的各种力[4], 这些力都会作用到驱动桥的圆锥滚子轴承上。轴承载荷不仅仅承受由传递转矩所引起的径向载荷和轴向载荷, 还承受着由支承轴和桥壳变形引起的附加载荷[5]。随着重载汽车的不断轻量化, 驱动桥壳的总体刚度逐渐趋向于减小, 复杂动载荷作用下桥壳和支撑轴的变形对圆锥滚子轴承的影响越来越显著[6,7]。因此综合考虑驱动桥壳、主减速器轴、半轴和轴承等组件在实际使用工况下的载荷与系统变形协调性, 才能更准确地进行驱动桥圆锥滚子轴承的承载分析及寿命计算, 进而实现一定使用成本条件下的驱动桥整体性能的优化。
本文根据某型重载汽车可靠性试验时实测的传动轴载荷谱, 计算了主减速器轴承系统的动载荷, 结合实测的驱动桥壳外载荷, 讨论了重载驱动桥在单独考虑钢板弹簧外载荷时桥壳的疲劳寿命以及和驱动桥壳在内外综合作用下的疲劳寿命, 发现后者分析结果与该类型驱动桥的实际寿命更为接近。
1 桥壳有限元模型建立
本文所研究的驱动桥是某公司新开发的额定载荷为60t的重载货车驱动桥。主要由齿轮系统、轴承系统、轴系、桥壳、制动系统、气泵、差速锁、板簧座附件、螺栓等构成。其中有些复杂部件省略, 利用建模软件Romax建立桥壳三维实体模型, 主要包括轴模型、齿轮模型、轴承模型、花键模型和桥壳模型。具体过程如下:
1) 根据厂家提供的尺寸在Romax中进行轴件模型的绘制。
2) 依据表1~ 表3 所示的数据, 建立齿轮、轴承、花键等模型。
3) 根据厂家提供的桥壳数模在hypermesh中进行网格划分后, 导入Romax模型中。
4) 将轴件、轴承、花键等装配在桥壳上, 取定坐标系水平向右为X轴正向, 车辆行驶方向为Z轴正向, 垂直向上为Y轴正向, 最终得到桥壳的有限元分析模型。其Romax模型如图1 所示。
2 驱动桥载荷谱实测
为了计算驱动桥壳在实际工况下的疲劳寿命, 需对桥壳在实际工况下的载荷- 时间历程进行采集, 以获得真实的载荷工况。本研究使用在传动轴上粘贴应变片来得到驱动桥输入载荷的应变- 时间历程, 进而得到转矩- 时间历程。同时在钢板弹簧附近固定加速度传感器, 得到加速度- 时间历程。
本文采用北京必创科技制造的无线信号设备, 应用无线转矩传感器节点MODEL:TQ201 和应用无线加速度节点MODEL A302 进行数据采集。
2.1传动轴转矩测定
应用无线转矩传感器节点MODEL:TQ201测得5min (2km) 传动轴转矩如图2所示。
由图2 可知, 转矩最大值为8012N·m, 转矩的数值随车辆工况的改变波动较大。
2.2 钢板弹簧加速度测定
应用无线加速度节点MODEL:A302 测得钢板弹簧加速度, 根据力与加速度关系F=ma, 计算得出板簧垂直载荷为F板簧=m (g+a) 。钢板弹簧垂直载荷如图3、图4 所示。
定义加速度方向向下为正, 图中Z轴负向为左, Z轴正向为右。由于车载质量较大, 板簧载荷围绕车辆静态载重载荷上下波动。
3 减速器轴承载荷谱的确立
根据以上路测所得转矩及钢板弹簧垂直载荷谱, 按照时间节点输入有限元分析软件Romax中, 在计算结果中提取减速器轴承X、Y、Z方向载荷, 如图5~ 图10所示。
由图可知, 减速器左右轴承分布在传动轴两侧, 故X轴方向所受力反向, 分布曲线保持一致。Y轴和Z轴轴承载荷基本相同。
分析可知, 计算所得的轴承三方向的载荷与车辆钢板弹簧的垂直载荷的数值在同一或小一数量级, 由于轴承载荷作用位置与车桥的约束位置相距较远, 能够产生较大力矩, 说明在桥壳的疲劳特性分析中引入减速器轴承载荷可行。
4 减速器轴承载荷对桥壳疲劳特性的影响
应用Romax中求取的减速器左、右轴承载荷谱, 结合实测的板簧垂直载荷谱, 将桥壳模型导入Design Life疲劳软件中, 采用材料ZG310-570 的S-N修正曲线, 如图11所示, 利用准静态应力叠加的原理, 平均应力修正为古德曼Goodman, 应力提取为最大绝对值主应力Abs Max Principal, 应力计算为Averaged Node On Element, 根据图12 约束和载荷加载位置, 计算驱动桥壳的疲劳寿命如图13 所示。
在钢板弹簧垂直载荷和减速器轴承载荷的共同作用下, 桥壳的疲劳寿命不是很理想, 疲劳寿命为2.27 万次, 根据载荷谱每循环为2km计算行驶里程为5.54 万km, 与厂家反映的此批车桥寿命较低, 只能跑6 万km左右相吻合。
在不考虑减速器轴承载荷的条件下, 采用同样的材料、约束、S-N曲线和计算方法, 得出疲劳特性如图14 所示。此载荷模式下的驱动桥具有较好的疲劳特性, 已经达到6.32 万次以上, 折合里程为12.64 万km, 显然超出厂家提供疲劳损坏时间。
5 结语
以上分析结果可以看出, 钢板弹簧载荷单独作用下驱动桥壳的疲劳寿命远高于实际使用寿命, 而给桥壳添加主减速器轴承载荷后, 驱动桥壳的疲劳寿命极大缩短, 计算寿命与该桥的实际使用寿命6 万km左右接近。因此, 在进行驱动桥壳疲劳寿命分析时, 除了考虑桥壳承受的板簧外载荷之外, 还应考虑桥壳内主减速器轴承系统施加给桥壳的动载荷。
摘要：为解决某型重载卡车驱动桥使用寿命较短的问题, 在进行试验场可靠性试验时测得了该车道路行驶工况下钢板弹簧对桥壳的动载荷和传动轴给主减速器的输入载荷, 据此使用Romax软件建立了主减速器系统的动力学模型, 得到了实际运行工况下主减速器轴承系统施加于桥壳的动载荷, 然后使用Design Life疲劳分析软件对驱动桥壳在单独施加板簧载荷和同时施加板簧载荷与主减速器轴承载荷两种分析工况下的疲劳特性进行了分析计算, 发现同时考虑板簧载荷和轴承载荷时的分析结果比较接近该车的实际寿命。
关键词：重载卡车,减速器轴承载荷,Design Life,疲劳分析
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主减速器 第7篇
汽车从业人员都知道, 波形隔套对于汽车驱动桥主减速器的装配有重大作用, 可直接影响减速器轴承的预紧度和主动齿轮的支撑刚性。一般来说, 主齿轴承装配形式如图1所示, 不同的只是两轴承间的波形隔套有两类:一类是“刚性”隔套, 主要用于轻型车 (3t) 以上吨位的后驱动桥上;另一类是波形隔套即弹性隔套, 广泛用于 (3t) 以下轻、微型车的后驱动桥上。使用“刚性”隔套时, 需要多组调整垫片, 并且各组之间厚度差非常小, 最小的为0.03mm, 经常要反复拆装试加多次垫片才能调整到合适的预紧力, 导致生产效率低, 劳动强度大。而且预紧力过大, 会降低传动效率, 导致轴承发热, 影响辅承寿命, 甚至烧死。若预紧力过小, 会降低主动齿轮的支撑刚性, 造成主齿轴承轴向窜动, 影响主被齿啮合, 甚至打齿。如果使用波形隔套, 上述问题就会迎刃而解, 甚至在装配尺寸链上的相关公差可以放宽, 提高装配效率, 提高零件加工的经济性。
1.从动齿轮2.大圆锥滚子轴承3.主动齿轮4.波形波形隔套5.小圆锥滚子轴承6.主减速器壳体7.主齿螺母8.主齿连接法兰
1、主动齿轮轴承预紧力分析
目前, 圆锥滚子轴承基本都是成对背向装配使用的, 必须施加一定的预紧力, 才能保证其旋转精度, 提高轴承的支撑刚性, 确保轴承正常工作。例如:五十铃NPR59的主齿轴承预紧力为1960N-3290N, 那么为什么减速器总成装配时要在主齿螺母上施加340N.m-490N.m的扭矩呢?下面以五十铃NPR59的主齿轴承为例进行分析, 见图2。
如图2所示, F0为主齿螺母在拧紧力矩T的作用下产生的轴向力, 作用于内圈。主齿螺母规格为M24x2。F1为轴承所需的预紧力, 即减速器壳内挡肩作用于外圈的力 (1960N-3920N) 。F2为波形隔套作用于内圈的轴向力。
1.轴承内圈2.轴承外圈3.减速器壳体
由此可得, F0=F1+F2
由于F1相对于F2较小, 可以近似认为F0≈F1, 也就是说, 主齿螺母产生的轴向力几乎全部施加到波形隔套上。
根据螺纹联接的拧紧力矩的计算公式:
上式中, T为主齿螺母拧紧力矩, N.m, 按装配要求T=340N.m-490N.m;T1为用于克服螺纹副的螺纹阻力矩;T2为螺母与被联接件支承面间的端面摩擦力矩;d为螺纹公称直径, mm, d=24 mm;F0为预紧力, N;K为拧紧力矩系数。
上式中, d2为螺纹中径;ψ为螺旋升角;ρv为螺纹当量摩擦角, ρv=arctgfv;f为螺母与被联接件支承面间的摩擦系数, f=0.15;fv为螺纹当量摩擦系数, fv=0.15;Dw为主齿螺母与主齿连接法兰接触面外径, Dw=50mm;d0为主齿螺母与主齿连接法兰接触面内径, d0=33mm。
根据式 (1) , 当T=340N.m时, F0=67460N
当T=490N.m时, F0=97222N
所以主齿螺母产生的轴向力在67460N~97222N范围内。
2、波形隔套的受力分析
波形隔套作为结构件中的一个构件, 首先要保证它自身足够的强度。波形隔套形状上产生了变化, 变化的目的就是减小结构的刚性, 在装配载荷的作用下, 在确保自身足够的强度的前提下, 让波形隔套产生更大的竖向变形, 这样波形隔套就更加有弹性。如下图3:
五十铃NPR59波形隔套如图3 (a) 所示, 五十铃NPR57和皮卡桥波形隔套如图3 (b) 所示。以五十铃NPR59为例, 其波形隔套达到屈服极限时需要的压力为:
上式中, A为波形隔套的截面积;δs为材料的屈服极限, 材料为10号钢, δs=205N/mm2;
上式中, r2为波形隔套外半径;r1为波形隔套内半径。
由此可见, 主齿螺母产生的轴向力基本上用来使波形隔套屈服, 波形隔套的受力与变形曲线应在图4中阴影部分范围内。
3、主动齿轮的受力分析
在汽车前进时, 被动齿轮对主动齿轮的作用力所产生的轴向分力是由下向上推, 即大轴承承受;而在倒挡时, 被动齿轮对主动齿轮作用的轴向分力由主动齿轮传递给主齿螺母, 再由主齿螺母传递给小轴承, 此时主动齿轮受力见图5。
按发动机最大扭矩, 变速器为倒挡时, 作用于主动齿轮的转矩为:
取:Memax (发动机最大转矩) 为294N.m;t5 (变速器倒挡速比) 为7.82;η (传递效率) 为0.9。
计算主动齿轮齿宽中点处分度圆上的切向力Ftm1为:
取:dm1 (主动齿轮分度圆直径) 为60.1mm, 计算主动齿轮齿宽中心处的轴向力Fx1为:
取:αn (主动齿轮凹面压力角) 为23°06', βm (主动齿轮平均螺旋角) 为45°03', δ1 (主动齿轮顶锥角) 为14°56'。
4、波形隔套的加工成型流程
从原材料到成品的加工流程如下图:
5、波形隔套的装配
波形隔套都有一段工作区域, 即按规定的主齿螺母拧紧力矩范围装配后波形隔套的受力及变形状态处于载荷特性曲线P-δ曲线的“使用区域”位置上, 如图4所示。
现以某国外车型的波形隔套装配过程为例加以说明:
1.用规定的扭矩拧紧主齿螺母;
2.将连接法兰旋转5圈以上使轴承充分贴合, 然后用测矩器测量轴承规定的起动力矩, 并在主动齿轮与从动齿轮的齿隙调整合格后再次测量主减的综合力矩;
3.现以图解方式说明调整起动力矩的步骤:
4.调整完毕并锁紧主齿螺母后在螺母上刻好拧紧合格标识。
若出现了过拧紧, 即在图4中A点右方工作, 常会导致主动齿轮初装时转动力矩合格, 但数小时后明显增大, 行车数百公里后会发生异响。装配工人也不易掌握, 例如因主动齿轮转动力矩一直较小而稍稍拧紧螺母时却又突然增大, 甚至不能用手转动。这时, 可将此波形隔套再进行油淬回火, 使其屈服极限略有上升, 但仍具有较好塑性变形能力而作为半刚性波形隔套。此时只需2~3种厚度规格的垫片即可使用, 也可加快装配速度和满足使用要求, 但一般不推荐, 即波形套只要出现过拧紧就报废。因波形隔套出现一次过拧紧后不管采用什么挽救手段, 均达不到原技术状态。
6、波形隔套的设计步骤及主齿螺母拧紧力矩的确定
1.先计算倒挡时波形隔套的受力情况, 根据公式 (3) 确定轴向力Fx1的大小。
2.为了保证主齿的正常工作, 主齿螺母所产生的轴向力F0应大于Fx1, 同时考虑安全系数F0=K1Fx1, 取K1=1.3~1.5。根据公式 (1) 可求得主齿螺母拧紧力矩, 在装配过程中按该值操作。
3.任何螺纹都有其强度极限, 应使螺纹的保证载荷P>K2F0, 才不至于使螺纹失效, 一般取安全系数K2>2。
4.根据主动齿轮安装部位的形状设计波形隔套的外形, 从形状而言, 要设计出隔套薄弱点即鼓型, 有利于塑性变形。如图3中的A-A剖面处。
5.根据公式 (2) 计算A值和δs值, 以便选取合适的型材尺寸和材料。并经过有限元分析和计算, 确定波形隔套的初步结构方案。
6.通过台架试验、汽车道路试验最终确认波形隔套的定型方案。
摘要：汽车后桥主减速器主齿轴承的预紧参数, 对整个驱动桥的使用性能影响极大, 要保持装配参数在使用过程中基本不变, 这就需要利用波形隔套即弹性隔套的载荷特性曲线P-δ作用。文章从力学上对主动齿轮轴承的预紧进行了详细的分析和计算, 以及主减速器的装配性能进行详细分析, 并提出了主动齿轮轴承预紧力的确定原则, 同时为波形隔套的设计提供了理论依据。
关键词：预紧,波形隔套,载荷特性曲线,装配性能
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主减速器 第8篇
中国科学院近代物理研究所重离子加速器 (HIRFL) 的加速腔高频相位稳定系统是整个加速器腔体低电平控制系统的重要组成部分, 它用来保证各腔得到具有严格的频率关系和相位关系的高频信号, 在各个加速器腔体间建立稳定且正确的相位, 抑制腔体由于振动、电源等引起的相位调制[1]。为解决相位稳定系统的长期稳定性与调相抑制度的矛盾, 旧系统采用双环结构, 内环 (E.APC) 抑制相位调制, 外环 (慢环) 设置与维持腔体与基准信号的相位[2]。新设计的相位稳定系统采用一个在FPGA上实现的数字稳相环路, 达到了所有的指标与功能需求。
1 相位稳定系统环路滤波器参数设计
1.1 相位稳定环路简介
建立腔体的相位稳定系统传输模型[1]如图1所示。其中移相器为固定增益为1, 相位稳定系统的环路滤波器的传输函数为F (s) 。
腔体在加速不同离子时工作频率从5.5~16 MHz, 腔体的品质因数Q值从5 000~12 000, 谐振腔体近似为单调谐特性[2], 它的相位传输函数为[2]:
式中:, B为腔体频率特性的3 d B带宽, f0为腔体自谐振中心频率, Q为腔体自谐振的品质因数, 腔体的传输函数随工作频率变化, 为可变负载。
1.2 环路滤波器理论分析
环路滤波器传输函数如:
本环路滤波器为PI控制加零极点重构形式。其中, 部分为PI控制[4], 保证系统在低频段具有很高的开环增益, 抵消系统内部的相位漂移;其中为零极点重构部分, 设计使滤波器的零点与腔体传输函数的极点对消, 如此得到稳相环的开环传输函数为:
稳相环的开环传递函数是设计系统重要依据, 根据系统指标要求 (干扰抑制度) 合理设计环路滤波器参数, 可以使稳相环的闭环性能达到系统干扰抑制度指标要求。图2为开环设计的波特图。
1.3 环路滤波器数字化设计结构
将双线性变换公式代入式 (2) 得到z域传输函数[3], 整理后得:
式 (4) 分为前后两部分, 分别对应式 (2) 的前后两部分。将上式使用FPGA实现, 得到实现结构框图如图3所示。图中虚框内部为式 (4) 的第1部分, 实现PI调节;虚框外部分为式 (4) 的第2部分, 实现零极点重构, 根据当前工作频率与Q值计算出参数设置进去。
1.4 稳相环的环路滤波器参数设计
根据调相抑制度指标要求 (如表1所示) , 可以得到在相位调制频率600 Hz处抑制度为计算基点计算出τ1, 其他值依次计算出。
(1) 计算τ4
以SSC腔体相位稳定系统的稳相环为例, 已知工作在8.434 7 MHz时腔体Q值为7 029, 所以
因此, 取τ4=T0=2.652 6×10-4s/rad;
(2) 计算τ1
系统要求在600 Hz时有40 d B抑制度, 在此取43 d B开环增益, 从0~600 Hz的波特图斜率为-20d B/10倍频, 因此的穿越频率为:
(3) 计算τ3
根据系统相位抑制需求, 可选取600 Hz时为极点τ3的拐点频率, 因此:
(4) 计算τ2
(5) 参数确定
将计算出的τ1~τ4与采样周期代入式 (4) 的各个部分, 然后量化设置到图3的各个相关部分。
2 试验结果与分析
2.1 闭环相位长期稳定度
在实际SSC腔体上进行24小时闭环相位长期稳定度测试, 采用稳相环自身鉴相器检测与锁定放大器同时检测, 测试结果为:稳相环鉴相器:±0.001 6°, SR884锁定放大器:±0.04°。
在长期观测的曲线上, 稳相环鉴相器的输出是一根均值为零的直线上叠加了一部分噪声, 噪声的最大值为±0.001 6°。测试结果远优于指标要求的±0.7°的要求, 已经达到SR884仪器自身精度的极限, SR884测试出的结果主要是仪器自身的相位漂移, 说明稳相环的相位长期稳定度肯定优于锁定放大器测出的指标。
2.2 调相抑制度
调相抑制度测试采用在传输通道内加相位调制, 然后在调制点之后采用频谱仪进行测试。在稳相环开环时记录调制频谱功率, 然后闭稳相环再次测试调制频谱功率, 然后得到闭环调制抑制度。在模拟负载与实际SSC腔体上进行不同工作频率下分别测试, 实测得到稳相环闭环调相抑制结果如表1所示。
根据测试结果, 采用模拟腔体负载时, 稳相环的调相抑制度与理论计算结果相吻合。在采用实际腔体负载测试时满足指标要求, 但是在调制频率小于300 Hz时与计算结果有较大差别, 主要原因有2个:一个是在接近中心频率测试时调制信号淹没在腔体噪声中, 测试误差较大;另一个是腔体只是近似的单调谐系统, 零极点不能完全对消。
低频端频谱仪测试图如图4所示。
2.3 腔体调制抑制效果
在SSC D1腔体上13.541 8 MHz工作频率下, 闭稳幅环后, 分别测试稳相环开环与闭环的频谱图, 得到相位稳定系统的腔体相位调制抑制测试频谱图如图5所示。
3 结束语
经过实际测试, 证明设计合理可行, 达到并超过了指标需求。在实际工程应用中采用同样方法设计了SSC D1腔体、SSC D2腔体、NB1腔体、NB2腔体和SFC腔体的相位稳定系统与幅度稳定系统, 经测试都达到了较高的长期相位稳定度 (测试结果小于0.1°) , 相位调制抑制度优于指标要求并有一定的抑制余量。采用PI控制加零极点对消的设计方法可以广泛应用于可变单极点负载稳定系统的环路滤波器设计, 并可达到较高的性能。
摘要：针对HIRFL (重离子加速器) 的加速器腔体的高频电压设计了以DSP和FPGA为基础的数字相位负反馈控制稳定系统。介绍了相位稳定系统的组成、环路滤波器设计与参数计算方法等几个方面的内容, 提出了零极点对消与重构的环路设计方案, 本实现方案可以应用于各种Q值变化的加速器腔体的相位稳定控制与幅度稳定控制。设计出的设备在SSC腔体上进行了长期测试, 表明设备具有优异的调制抑制度与长期相位稳定度。
关键词：相位稳定,幅度稳定,环路设计,长期稳定度,调制抑制度
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