换挡操纵系统（精选五篇）
换挡操纵系统 篇1
关键词：换挡操纵系统,换挡性能,试验,人机工程学
引言
换挡操纵系统是执行驾驶员意志,实现车辆操控的装置。其换挡性能的好坏对车辆的操控性,平顺性,舒适性,动力性,经济性都有很大的影响。换挡操纵系统的传统设计思路重点关注到了可靠性和功能的实现。随着人机工程学的发展,重型车辆作为一种载运工具,其整车的舒适性日益受到客户,特别是驾驶员的关注。变速器操纵系统作为一种最直接最明显的车辆操控装置,与驾驶室内饰中的方向盘,油门和制动踏板,仪表板,座椅等共同组成了整车操控性的关键因素。以上特点使得变速器换挡操纵系统的设计难度大大增加,换挡过程如何实现轻便,平顺,有吸入感,换挡行程如何设计才符合人机工程学的范围,手柄球在空挡位置是否符合最佳人机点,车辆在怠速下手柄球NVH是否最小,操纵系统杠杆比数值在选换挡力和行程中如何最佳分配等。这些具体因素都必须从整车角度做系统分析后考虑。以确保换挡操纵系统的满足性能和功能的双重提升。最后通过试验测试,从而得到一个基于理论建模和实车试验验证的、较为合理且适合企业设计开发应用的分析论证过程[1]。
1、模型建立
1.1三维模型
某重型车辆变速器操纵系统三维模型如下
1.2数学模型
当拉杆与操纵器成90°时,选挡时拉杆的旋转方向是X方向,此时换挡杠杆比i1公式如下[3]:
式中:i1—换挡杠杆比;L3—换挡时手柄球旋转半径;L7—换挡摇臂连接孔中心距;L2—操纵器下端安装长度;α—操纵器与拉杆的夹角;L8—换挡拨头中心距。
当拉杆与操纵器成90°时,选挡时拉杆的旋转方向是X方向,此时选挡杠杆比i2公式如下:
式中:i2—选挡杠杆比;L1—选挡时手柄球旋转半径;L5—拉杆拐点与连接板固定点高度;
L2—操纵器下端安装长度;L6—连接板固定点与摇臂高度差。
当拉杆变成直管段时,选挡时拉杆的旋转方向是沿拉杆的轴线方向,此时选挡杠杆比i3公式如下:
式中:i3—选挡杠杆比;L1—选挡时手柄球旋转半径;α—操纵器与拉杆的夹角;L4—连接板安装长度。
1.3理论计算
某重型汽车变速器操纵系统设计的换挡杠杆比i1=5.6,选档杠杆比i2=4.0。匹配国内某重型左置12档铝壳超速挡变速器(单杆操作)。其变速器换挡摇臂端的性能和行程分别如表1和表2所示[4]:
按照上述数学模型计算,理论设计时,该操纵系统手柄球端的换挡性能和行程如下表3和表4所示:
2、试验验证
试验采用拉线与位移传感器测试装配该操纵系统的车辆手柄球端的换挡性能,加速度传感器测试手柄球端的NVH性能[5]。
2.1性能测试结果
2.2试验验证结论
重型车辆换挡性能评价指标如表所示,此表为某企业内部标准,仅供参考。
该变速器操纵系统杠杆比设计数值是正确而且合理的,理论换挡性能与实际样车测试数值能对应。而且符合企业标准中换挡性能的指标评价范围[7]。
3、结论
本文通过对操纵系统数学模型的建立,将操纵系统杠杆比与零部件设计尺寸的函数关系式搭建出来,在换挡性能指标评价这个约束条件下,确定操纵系统的杠杆比设计范围,并通过试验测试得以验证,确立该操纵系统的研究方法,为为现产车型和新车型的开发提供数据和技术支持。
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造.北京:机械工业出版社,2002.
[2]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学.北京.高等教育出版社,2009.
[3]孙训方等.材料力学.北京.高等教育出版社,2009.
[4]刘延柱等.多体系统动力学.北京.高等教育出版社,2014.
[5]张立军等.车辆随机振动.辽宁.东北大学出版社,2007.
[6]何耀华.汽车试验技术.北京.机械工业出版社,2010.
直升机操纵系统间隙测量新方法 篇2
关键词：直升机操纵系统 实验过程 实验方法
中图分类号：V249.1 文献标识码：A 文章编号：1007-3973（2013）012-067-02
由于难以精确测量直升机操纵系统的间隙这一问题，所以就研究出了一种精确测量直升机操纵系统间隙的新方法，并且分析了这一新方法的测量依据、实验过程以及测量的实验结果。这个新的方法实际上操作起来简单，其实验的测量结果一事先计算的理论数据一般情况下大致符合。而且有一点至关重要，就是直升机操纵系统间隙测量所得的实验结果是否可信与精确不紧直接关系到能否实现完美满意的飞行而且还会严重影响以后飞行需要测量的数据来体现的飞行品质。
所以，相关人员根据某一机型进行了详细的系统间隙测量这一试验，采用了新的测量方法，记录其实验过程，对数据也要进行详细的采集，然后进行分析，形成一套测量研究分析的系统，以后可以按照实际的情况，有所依据的进行测量。使本方法测量得到的实验结果与理论上得到的相符合。但在清楚实验原理，实验过程，和实验分析之前，有一项工作也是很重要的就是清楚直升机的操纵系统构造。以下文章就介绍了直升机的操作系统，以及测量其间隙的原理、实验过程、结果分析等一系列相关问题。
1 直升机操纵系统的构造
直升机的操纵系统构造与固定翼航空器是有很大区别，一般由以下结构组成。
1.1 总距操纵杆
总距操纵杆也称总距杆，用来控制旋翼桨叶总距变化的座舱操纵杆。总距操纵杆一般布置在驾驶员座位左侧，绕支座轴线上、下转动。驾驶员可以左手上提总距杆，使自动倾斜器上升而增大旋翼桨叶总距使旋翼拉力增大，反之拉力减小，这样就可以控制直升机的升降运动。这也是直升机特有的一种操纵结构。这种操纵结构也是有调节发动机油门机构，这种旋转式油门一般都是在总距杆手柄上，控制着发动机输出功率与旋翼桨叶总距离变化后的旋翼需用功率相适应。因此，也称为总距油门杆。由于电传、光传操纵杆技术的快速发展，新型侧杆操纵方式可能取代原来座舱操纵杆，总操纵杆有可能与周期变距操纵杆合并成一个非常简单的侧置操纵杆，从而减轻驾驶员的负担。
1.2 周期变距操纵杆
周期变距操纵杆也称驾驶杆。驾驶杆也就是位于驾驶员座位正前方的操纵杆，与固定翼飞机驾驶杆没多大区别。驾驶员可以前、后（或左、右）操纵周期变距操纵杆，是倾斜盘相应的倾斜，从而使桨叶的桨距每转一次的周期改变，这样就会造成旋翼拉力矢量按相应方向倾斜，即达到控制直升机前、后（或左、右）和俯仰（或翻滚）运动。周期变距操纵杆不同于其他操纵杆必须有结构的独立性，纵向和横向操纵不能干扰。不仅如此，周期变距操纵杆上还可以根据不同要求，装设各种开关、按钮和把手。同样，手操纵杆也会随着座舱操纵机构的更新而移到座位右侧，并可能与总距操纵杆和脚蹬合而为一。
1.3 自动倾斜器
自动倾斜器也称倾斜盘。这是链接旋翼桨叶和总距杆和周期变距杆的结构，它可以把总距杆和周期变距杆的操纵位移转换成旋翼桨叶的总距操纵和周期变距操纵。自动倾斜器发明于1911年，直升机复杂的操纵就依靠这项发明。自动倾斜器其构造形式有很多种，但基本原理都差不多。都是由与操纵线系相连的不旋转件和与桨叶变距拉杆相连的旋转件组成。不旋转件通过径向止推轴承与旋转件相连。可操纵线系输入的操纵量，经过不旋转换成旋转的上下移动和倾斜运动，旋转件通过与桨叶变距摇臂相连的桨叶变距拉杆去改变桨叶桨距，使旋翼拉力大小、方向改变，从而实现直升机的飞行操纵。自动倾斜器和周期变距杆有共同特点，也就是结构上的独立性，分别是横向、纵向和总距操纵。
自动倾斜器不止一种，常见有两种，使用最广是环式自动倾斜器；另一种是蜘蛛式自动倾斜器。
2 直升机操纵系统间隙测量的理论依据
直升机的操纵系统间隙成因复杂，零件加工精度不够及安装工艺存在缺陷两个重要因素。操纵机构可看成纯机械传动装置。由于机构中节点间有间隙存在，导致系统成为非线性环节。
可通过描述函数对操纵系统间隙进行分析，根据已知非线性系统函数，确定正弦输入信号、输出信号。由于输出信号是一个非正弦周期信号函数，其中除了含有基波还有大量的高次基波，所以在函数中，只有将输出信号基波分量近视非线性环节输出。
在函数中主要有正弦信号的振幅，和输出信号基波分量相对输入信号相移之间的关系，同时我们还要画出间隙特性在正弦输入信号作用下输出信号基波分量的波形图。
我们可以根据波形图看出输出信号的基波分量在任意频率范围内相差值为定值，也就是相频特性曲线为直线。倘若给一定值激励信号，即可求解出间隙。从理论上这样可以推导出间隙求解公式。但是实际并非采用这种繁琐方法，而是通过计算机采用凑数法去近似值，这种方法方便，快捷。
3 实验方法及实验过程
像这种实验，在方法上肯定不是一种，其发挥空间大。实验目的在于在实践中验证理论依据的正确性，并且在实验中更加深刻理解理论依据，并且为以后工作积累丰富经验。
由于本实验是研究性实验，该实验是在模拟台上进行。实验中会运用较先进的测试设备和仪器，其中有Dp440动态分析仪、电液信号发生器、高精度非接触式位移传感器、实验夹具。
下面就来分析操纵系统间隙测量实验详细过程。
3.1 系统状态
（1）主、尾桨助力器供压10MPa。
（2）除纵向操纵线系以外，其余操纵线系用中立位置销销住。
（3）断开纵向并联舵机。
（4）驾驶杆初始位置一定要在中立位置。
3.2 测试点改装
（1）将电液信号发生器作动杆与驾驶杆手柄沿纵向链接
（2）在驾驶杆手柄处安装一套非接触式位移传感器。
（3）同样在主桨助力器输入拉杆处安装一套非接触式位移传感器。
在基本操作完成后我们就可以根据实验结果画出相应曲线图，在实验过程中电液信号发生器可以产生预定的正弦信号，同时作动杆带动驾驶杆做周期运动。通过Dp440动态分析仪实时记录驾驶杆及助力器输入拉杆的位移传感器输出信号。我们根据实验结果画出曲线图可以得到相频特性曲线近视一直线，这刚好与理论符合。
我们从实验结果中，可以很清楚看到变量与自变量的关系。我们在杆头施加不同的激励幅值，计算出来间隙值是有区别的。我们在通过分析这些数据，去发现振幅取值范围对间隙值得测量精度有相当大的影响。当然实验过程中肯定存在着误差，这对采集数据、和计算结果带来了困难。这次实验主要误差在于振幅本身存在误差以及叠加的信号噪声，都可以引起实验结果较大的变化。显然，实验误差是难免的，但我们可以尽量减小误差这也可以为我们做实验总结出经验。
本次实验理论依据正确，根据实验结果与理论计算相吻合，自动飞行控制系统的计算与模拟实验验证本次实验结果有效。该方法测量过程简捷、快速、可靠，可广泛应用相关系统测量。现在NI控制卡技术已经非常成熟，有着控制精确、稳定可靠、功能强大等特点。并且在计算机开发网络上有着很大空间。
综上所述，这套控制方案方便、稳定可靠、并且开发周期短等特点，已得到多个单位好评，值得信赖，希望能进一步推广和完善。
参考文献：
[1] 杨送非，王予生，刘云涛，等.直升机操纵系统间隙测量新方法[J].测控技术，2006（03）.
汽车换挡操纵机构分总成设计 篇3
以前,轿车、微型车、中大型客车及中型货车的变速器操纵机构是采用刚性的杆系连接操纵,刚性杆系操纵在布置时存在操纵杆传动机构与其他系统发生干涉的问题[1],具有不能弯曲、操纵间隙大、操纵阻力大、负载效率低、手感差等缺点。随着我国汽车工业的发展,近年来采用推拉式软轴总成进行挡位操纵代替刚性杆系操纵是汽车技术发展的需要,但也存在操纵机构总成及选、换挡软轴总成由于分别由不同供应商提供给整车厂进行装配而造成的误差,因此在整车厂进行装配时,经常发生操纵机构与软轴无法装配或装配后配合不当从而引发生产线停线的严重问题。这种分别由不同供应商供货的方式,既存在产品在配送过程中产生的质量问题,也增加了整车装配的成本。
针对上述问题,我们设计了一款软轴式换挡操纵机构分总成,该项产品采用推拉式软轴操纵代替刚性杆系操纵,同时采用模块化的方式进行设计,即将操纵机构总成和选、换挡软轴总成整合成大模块换挡操纵机构分总成。该项目也是柳州市金元机械制造有限公司承担某中外合资公司新车型换挡操纵机构分总成的设计研制任务。该设计方案使产品更加紧凑、占用空间小、安装方便、结构工艺简单、过渡接头少、空行程小、装配连接简捷方便、易于维修,而且大大降低了生产成本。
2 操纵机构分总成结构设计
操纵机构分总成结构设计如图1所示,由操纵机构总成、卡簧、选挡软轴总成、换挡软轴总成组成。
3 操纵机构分总成设计输入
3.1 变速器数据
(1)变速器端选挡摇臂R1为50 mm,θ1=θ2=12.2°±2°;换挡摇臂R2为47 mm,θ1=θ2=14.1°±2°。
(2)静态选、换挡平均力:选挡为47.5±10 N;换挡为86±10N。
3.2 操纵机构数据
(1)手柄端静态选、换挡力≤20 N。
(2)行程:选挡手柄行程为35～55 mm;换挡手柄行程为60～80 mm。
3.3 布局限制条件
(1)换挡机构底座的安装位置符合座椅下架上的螺栓孔。
(2)换挡杆的极限运动范围距离副仪表板框开口边缘≥10 mm。
(3)该产品与各关联体之间的间隙距离≥25 mm。
3.4 性能数据
(1)选、换挡软轴行程效率≥90%。
(2)选、换挡软轴负载效率≥80%。
(3)高低温循环试验:按实车布线及负载,低温为-40℃,高温为120℃,频次为10次/分,次数为60万次。
(4)盐雾试验72 h。
(5)选、换挡软轴管接头拉脱力≥1 500 N。
(6)选、换挡软轴轴芯拉脱力≥2 000 N。
(7)选、换挡软轴轴芯承载推力≥500 N。
(8)选、换挡软轴轴芯极限推力≥700 N。
(9)选、换挡软轴轴芯破坏推力≥1 000N。
(10)在选、换挡软轴安装面施加1 500 N的力,底座无损坏。
(11)换挡平顺、选换挡力度适中、无冲击和卡滞、精确可靠、故障率低。
(12)其余应符合相关标准。
4 结构设计计算
4.1 设计计算
根据车型数模中换挡杆的空间定位条件,先画出换挡杆,同时画出选、换挡软轴与操纵杆对应的安装位置,再按设计要求将左右前后摆动到极限角度,计算其所占的空间,既要操纵杆保持在原来的位置,又要保证选、换挡软轴相对原车身的安装孔左右位置偏差最小。
(1)由数模给予的茶几板与换挡操纵机构顶点距离(如图2所示),得出换挡杆总高度L1+L2=307 mm;由变速器端输出的换挡臂力为86N,即换挡底端所受的力为86/0.80=107.5 N;已知换挡杆顶端所受的力为20 N,计算换挡杆短端L2=307×20/107.5=57 mm (即连动板长端),换挡杆长端L1=307-57=250 mm。
(2)按换挡杆前后摆动±25°、左右摆动±15°几何计算操纵杆底部在支架内前后移动的空间范围,结合换挡杆及连动板安装位置,确定支架长度为100 mm,宽度为57 mm,高度为83 mm。
(3)由变速器摆臂运动挡位条件,可得出摆臂运动位移,再由行程效率为90%,可得出选、换挡软轴的行程,选挡软轴总行程取45 mm,换挡软轴总行程取75 mm,连动板运动角度为50°。
4.2 操纵机构作用力计算
推拉软轴总成的负载效率为80%,选挡臂力(变速器输入)为47.5 N,换挡臂进挡力(变速器输入)为86 N,软轴阻力为5 N。即,选挡软轴总成拉力为47.5/0.80=59.38 N;换挡软轴总成拉力为86/0.80=107.5 N;选挡作用力F1=选挡软轴总成拉力+软轴阻力=59.38+5=64.38 N;换挡作用力F2=换挡软轴总成拉力+软轴阻力=107.50+5=112.50 N。
4.2.1 杠杆比计算
已知手柄端换挡力为20 N;换挡软轴总成拉力为107.50 N;由换挡杆顶点确定换挡杆总高度为307 mm,得出以下公式:
由公式(1)、公式(2)得出换挡杆短端L2=48 mm;换挡杆长端L1=259 mm。
已知连动板长端L5=L2=L3=54 mm,连动板短端L4=34mm,如图3所示,换挡杠杆比a2=L1/L2=259/48=5.4;选挡杠杆比a1=L1/L3×L4/L5=259/54×34/54=3.02。
4.2.2 手柄作用力计算
已知F1=56.35 N,F2=95.56 N,a1=3.02,a2=5.4;选挡为1/2和5/R在计算时,增加5 N的回位弹簧力,换挡从1挡到R挡在计算时,都增加5N的回位弹簧力。因此,选挡手柄作用力F3=F1/a1+5=56.35/3.03+5=23.59 N,接近目标值20 N,符合;换挡手柄作用力F4=F2/a2+5=95.56/5.4+5=22.70 N,接近目标值20 N,符合(如图4所示)。
4.2.3 变速器端选挡行程计算
如图5所示,已知选挡摇臂R1:OA=ON=OB=50 mm,∠AON=∠BON=10°,O'点为选挡软轴安装中心点,O'N=191 mm为空挡时选挡卡位距,OO'=197 mm,计算O'A和O'B的长度。
(1)从已知条件可得OO'=197mm,ON=50mm,O'N=191mm,由函数关系式解一元二次方程并查表得到∠O'ON=75°,∠O'OB=∠O'ON-∠BON=75°-10=°65°,BD=OB·sin∠O'OB=50·sin65°≈45.3 mm,OD=OB·cos∠O'OB=50·cos65°≈21.13 mm,O'D=O'O-OD=197-21.13=175.87mm,,选挡左行程=O'N-O'B=191-181.61=9.34mm。
(2)∠O'OA=∠O'ON+∠AON=75°+10°=85°。同理可求出AC=49.8 mm,OC=4.36 mm,O'C=O'O-OC=197-4.36=192.64mm,,选挡右行程=O'A-O'N=199.01-191=8.01 mm。
4.2.4 变速器端换挡行程计算
换挡的连杆机构与选挡相同,计算方法与步骤亦相同。如图5所示,已知换挡摇臂R2:OA=ON=OB=47mm,∠AON=∠BON=14°,O'点为换挡软轴安装中心点,O'N=161 mm为空挡时换挡卡位距,OO'=167.72 mm,计算O'A和O'B的长度。
(1)从已知条件可得OO'=167.72mm,ON=47,O'N=161mm,由函数关系式解一元二次方程并查表得到∠O'ON=74°,∠O'OB=O'ON-∠BON=74°-14°=60°,BD=OB·sin∠O'OB=47·sin60°≈40.70mm,OD=OB·cos∠O'OB=47·cos60°≈23.5 mm,O'D=O'O-OD=167.72-23.5=144.22 mm,,换挡左行程=O'N-O'B=161-149.85=11.15mm。
(2)∠O'OA=∠O'ON+∠AON=74°+14=°88°,同理可求出AC=46.97 mm,OC=1.64 mm。O'C=O'O-OC=167.72-1.64=166.08 mm,,换挡右行程=O'A-O'N=172.59-161=11.59mm。
4.2.5 手柄端换挡行程计算
已知OA=换挡杆短端=50 mm,OE=换挡杆长端=257 mm,求EF (如图6所示)。
当变速器换挡角度为最大值14°时,换挡行程为11 mm;手柄短端单边行程=变速箱端换挡行程/软轴行程效率=11/0.9=12.2 mm;按近似方法计算:AC≈手柄短端单边行程=12.2 mm,由杠杆比得EF/AC=OE/OA,EF≈62.7 mm,手柄换挡行程=61.4 mm,符合设计60～80 mm的要求。
4.2.6 手柄端选挡行程计算
已知OA=换挡杆短端=50mm,OE=换挡杆长端=257mm,求EF (如图6所示)。
当变速器选挡角度为最大值10°时,选挡行程为9.34 mm;手柄短端单边行程=变速箱端选挡行程/软轴行程效率=9.34/0.9=10.38 mm;按近似方法计算:AC≈手柄短端单边行程=10.38 mm,由杠杆比得EF/AC=OE/OA,EF≈53.35 mm,手柄选挡行程=53.35 mm,符合设计50～70 mm的要求。
(单位:mm)
4.2.7 手柄短端选挡位移
4.2.7. 1 手柄短端选挡连动板位移
连动板(如图7所示)与软轴连接,∠α=∠EOE1。
4.2.7. 2 计算连动板端位移
按近似算法:
BC1≈变速箱端选挡位移=9.34 mm
EE1=0.017 453×αr=0.017 453×10.93×37=7.06 mm
4.2.7. 3 杠杆位移角度
如图8所示,DD2=EE1=7.06mm。按公式DD2=0.017453×αr=7.06 mm推导如下:
α=7.06/0.017 453r
R=斜杆=43mm代入α=7.06/0.017453r=7.06/(0.017453×43)=9.41。
手柄长端与短端的转动角度相等(如图8所示),AB=2×sinα/2×AO=2×sin (9.41/2)×276=45 mm。
(单位:mm)
(单位:mm)
4.3 选、换挡软轴总成的结构设计
选、换挡软轴由轴芯组件和耐压软管组件及其他部件组成(如图9所示)。它的轴芯是由多股钢丝构成,是用于传递动力的部件,有的轴芯外面还缠有一层扁钢带,以提高轴芯的承载动力[1]。轴芯的外面是耐压软管中的内衬管,为轴芯运动起引导作用,再外层是由多根钢丝缠绕而成起支撑作用的软管,钢丝的外层还有一层起保护作用的塑料层[1]。选、换挡软轴总成的结构设计,因其具有柔软性和可弯曲性,所以是推拉式软轴总成进行挡位操纵代替刚性杆系操纵的重要部件。
注:1.轴芯;2.内衬管;3.钢丝;4.塑料层。
5 输出
(1)变速器端摆臂位移:按输入的要求参数计算机构运动位移。变速器端选挡摆臂位移L=12.2 mm;变速器端换挡摆臂位移L=14.1 mm。
(2)验算手柄端的位移:根据选择的机构参数验算手柄的位移是否合格。换挡手柄位移要求≤70 mm。选挡手柄位移要求≤55 mm,换挡手柄位移=61.4 mm≤70 mm,符合要求;选挡手柄位移要求=53.35 mm≤55 mm,符合要求。
(3)手柄变速箱操纵方向:方向符合挡位要求,手柄向变速箱端推操作为1、3、5挡,向后拉是2、4、R挡位,符合要求。
(4)由设计条件得出变速器端选挡卡位距为191 mm,换挡卡位距为161 mm;操纵机构端选挡卡位距为124 mm,换挡卡位距为141 mm。
6 输出评审(见表1)
7 结语
采用推拉式软轴应用于汽车换挡操纵机构分总成设计,对汽车行业的技术进步有一定的推动作用,对整车的性能质量有一定的提高,并且为主机厂降低了生产成本,对汽配行业产品结构调整也有一定的促进作用。
该汽车换挡操纵机构分总成的设计方案,提高了分总成的操纵灵活性、可靠性、安全性、通用性,并且对分总成的选挡软轴总成、换挡软轴总成在结构上做了一定的改进设计,提高了力的传输效率,对汽车行业有一定的积极影响,具有较高的学术价值。
摘要：为适应汽车工业快速发展的需要,设计开发一款采用推拉软轴式代替硬杆式的换档操纵机构分总成,以提供装配好的操纵机构总成、选挡软轴总成、换挡软轴总成等部件给各汽车整车厂,既可以提高整车的产品质量,又可以提高生产效率及降低成本,这种供货方式是各整车厂对汽车零部件配套厂家提出大批量供货的要求。推拉软轴式操纵换挡机构分总成能有效地隔绝来自动力总成的振动干扰,无论是怠速还是行驶时,驾驶员感觉到手挡把上的震颤很小,挡位也很清晰。
关键词：汽车,操纵机构总成,选档软轴总成,换挡软轴总成,设计
参考文献
一种滩涂作业车辆气动换挡操纵机构 篇4
滩涂作业车辆是沿海滩涂养殖业的一种通用作业平台。由于沿海滩涂特殊的土壤特性及地貌特点,车辆在砂土和粘土混合的滩涂上行驶时阻力很大。而且根据作业需要,驾驶室需要在不同水位下及时调整高度。由于驾驶室高度的变化,使得换挡操控距离不断变化,驾驶室换挡杆到变速器变档机构需使用软连接,造成换挡时操纵变档杆阻力大,换挡操作时间长。因此,在中低速行驶换挡过程中,由于地面阻力大、操纵距离远,往往会出现换挡困难而停滞不前。
本文根据上述现象,结合换挡过程,设计了一种气动换挡操纵机构,经过计算选用了一种性价比高的通用气缸,解决了上述问题。本机构可为同类车辆的相关问题提供一种切实可行的解决方案。
1、气缸换挡回路
1.1手动变速器档位
手动变速器档位如图1所示。选用四个气缸,分两组,分别控制左右和前后运动。当一个气缸先向左运动,到位后,另一个气缸向前运动即可,每次换新档位前都回到空挡位置。
1.2气动换挡动作程序和工作顺序
气动换挡动作程序和工作顺序如图2所示。
1.3气动换挡X-D线图的方格图
气动换挡X-D线图的方格图如图3所示。
1.4换挡原理
气缸换挡原理图如图4所示。采用两单杆气缸背靠背并装作为选档用气缸组,目的是确保换挡前变档杆处于空挡位置(图1所示)。若采用双出杆气缸不能保证每次复位时换挡杆的位置在空挡。另一组与选档相同作为挂档用。
1.5气路分析
以1档至5档、倒档顺序换挡为例,各个档位的电磁阀及气缸的动作过程如下:
(1)1档:1号电磁阀左位得电,压缩空气进入1号气缸左腔,由于选档气缸组左杆固定,缸桶左移,到位后4号电磁阀右位得电,4号气缸左腔充气,气缸杆前移,挂入1档。
(2)2档:换2档前,4号电磁阀左位得电,4号气缸右腔充气,气缸杆后移,1号电磁阀右位得电,压缩空气进入1号气缸右腔,1号气缸右腔充气,缸桶右移。所有气缸和电磁阀回到初始设置状态。
1号电磁阀左位得电,压缩空气进入1号气缸左腔,缸桶左移,到位后3号电磁阀左位得电,3号气缸左腔充气,缸桶后移,挂入2档。
(3)3档:换3档前,4号电磁阀右位得电,4号气缸左腔充气,气缸杆前移,1号电磁阀右位得电,压缩空气进入1号气缸右腔,1号气缸右腔充气,缸桶右移。所有气缸和电磁阀回到初始设置状态。
4号电磁阀右位得电,4号气缸左腔充气,气缸杆前移,挂入3档。
(4)4档:4号电磁阀左位得电,4号气缸右腔充气,气缸杆后移,所有气缸和电磁阀回到初始设置状态。
3号电磁阀左位得电,3号气缸左腔充气,缸桶后移,挂入4档。
(5)5档:3号电磁阀右位得电,3号气缸右腔充气,缸桶前移,所有气缸和电磁阀回到初始设置状态。
2号电磁阀右位得电,2号气缸左腔充气,气缸杆右移,到位后4号电磁阀右位得电,4号气缸左腔充气,气缸杆前移,挂入5档。
(6)倒档:4号电磁阀左位得电,4号气缸右腔充气,气缸杆后移,到位后2号电磁阀左位得电,2号气缸右腔充气,气缸杆左移。所有气缸和电磁阀回到初始设置状态。
2号电磁阀右位得电,2号气缸左腔充气,气缸杆右移,到位后3号气缸左腔充气,缸桶后移,挂入倒档。
2、结论
以上气缸的连接方式解决了采用双出杆气缸不能保证空挡位置的问题,使得换挡得以实现,且采用的都是通用气缸和电磁阀,结构简单、安装方便、易于维护,经过试验验证是可行的,提高了滩涂作业的效率。
参考文献
[1]左建民.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,1999.
[2]刘欣,孙斌,方加宝.电控气动换挡系统中位移与压力关系的研究[J].汽车零部件,2010(10):62-63.
[3]张德川,董明堂,李强,迟峰.ZL100型装载机气动换挡系统[J].工程机械,2000(12):7-8.
换挡操纵系统 篇5
1. 功能和主要技术参数
(1)功能
BS428型变速器电液换挡缓冲操纵阀具有以下4项功能:
挡位控制
电液换挡缓冲操纵阀的挡位选择器直接控制3个挡位电磁阀,可实现2个前进挡、1个倒挡之间的切换,操作方便快捷。
减压和缓冲控制
电液换挡缓冲操纵阀设有减压溢流阀和缓冲阀。减压溢流阀可根据不同挡位要求进行油压的设定和控制;缓冲操纵阀可根据挡位切换时油压的变化进行动态控制,从而使换挡时变速离合器摩擦片柔性接合,以实现变速器平稳换挡。
制动控制
电液换挡缓冲操纵阀有气液制动和电液制动2种结构,分别设置了1个气液制动装置及1个电液制动装置。其中电液制动装置的二位三通制动电磁阀分为主油路常开和主油路常闭2种,供不同主机选用。上述制动装置可控制主油路切断与开启,以保障装载机安全传动。
油路控制
电液换挡缓冲操纵阀阀体上方设有进油接口、润滑(淋油)接口,阀体底部设有主油路、工作油路、回油油路、制动油路。由于这种新设计的电液换挡缓冲操纵阀,不需改变BS428型变速器已有的连接油口及安装尺寸,所以需要通过隔板将油路封闭和搭接,并通过输油板将阀体的油路与变速器各功能油口连通。电液换挡缓冲操纵阀与机液换挡变速操纵阀的安装尺寸相同,可实现互换。
(2)主要技术参数
电液换挡缓冲操纵阀的流量≥50L/min,压力为1.1～1.6MPa,换挡的升压时间为0.8～1.6s,气压制动压力为0.5～0.6 MPa,液压制动的压力为0.9～1.0 MPa,电压可根据不同主机选择24VDC或12VDC。
2. 结构与原理
(1)气液阀结构与原理
气液制动电液换挡缓冲操纵阀由气液制动装置、主油路切断阀、减压溢流阀、缓冲阀、单向节流阀和前进I挡电磁阀、前进Ⅱ挡电磁阀和倒挡电磁阀组成。如图1所示
气液制动电液换挡缓冲操纵阀压力油走向如下:变速泵输出的主油路压力油,经气液制动装置主进油孔、主油路切断阀和减压溢流阀后,其压力降到1.1～1.6MPa。此时一部分压力油经减压溢流阀到达回油油路或润滑油路,另一部分压力油经缓冲阀、单向节流阀到达3个挡位电磁阀的进油口。
气液制动电液换挡缓冲操纵阀换挡原理如下:当前进I挡、前进Ⅱ挡和倒挡中的某1个电磁阀开启时,该挡位离合器进油口与工作油口连通,向变速离合器油路输入压力油,并使变速器相应的挡位离合器接合。在换挡过程中,单向节流阀起调速作用,用以实现系统的快速卸荷、慢速充油升压。缓冲阀与单向节流阀同时作用,实现比较合理的压力变化,可使各挡位离合器平稳结合、减轻换挡冲击。当上述相应挡位电磁阀关闭时,其进油口关闭,工作油口与回油口连通实现卸荷。
(2)电液阀结构与原理
电液制动电液换挡缓冲操纵阀由二位三通制动电磁阀、主油路切断阀、减压溢流阀、缓冲阀、单向节流阀、前进I挡电磁阀、前进Ⅱ挡电磁阀和倒退挡电磁阀组成。电液制动电液换挡缓冲操纵阀分为常闭式和常开式2种,现将这2种操纵阀结构及工作原理分述如下。
常闭式电液阀
常闭式电液制动电液换挡缓冲操纵阀如图2所示。常闭式电液制动电液换挡缓冲操纵阀压力油走向如下:
当二位三通制动电磁阀关闭时,装载机变速泵输出的主油路压力油,经过二位三通制动电磁阀进油口到达该电磁阀工作油口,推动主油路切断阀将主油路切断。
当二位三通制动电磁阀开启时主油路连通,变速泵输出的主油路压力油,经二位三通制动电磁阀主进油孔、主油路切断阀和减压溢流阀后,其压力降到1.1～1.6MPa。此时一部分压力油经减压溢流阀到达回油油路或润滑油路,另一部分压力油经缓冲阀、单向节流阀到达3个挡位电磁阀的进油口。
常闭式电液制动电液换挡缓冲操纵阀换挡原理与气液制动电液换挡缓冲操纵阀相同,此处叙述从略。
常开式电液阀
电液制动电液换挡缓冲操纵阀的主油路处于常开状态,如图3所示。常开式电液制动电液换挡缓冲操纵阀压力油走向如下:
当二位三通制动电磁阀关闭时,变速泵输出的主油路压力油,经主油路切断阀、减压溢流阀后,油压降到1.1～1.6MPa。此时一部分压力油经过减压溢流阀到达回油油路或润滑油路,另一部分压力油经缓冲阀、单向节流阀到达3个挡位电磁阀的进油口。
当二位三通制动电磁阀开启时,其进油口与主油路连通,主油路压力油从二位三通制动电磁阀进油口进到达工作油口,推动切断阀切断主油路。此时变速离合器分离,变速器失去液压动能停止工作。
常开式电液制动电液换挡缓冲操纵阀换挡原理与气液制动电液换挡缓冲操纵阀相同,此处描述从略。
3. 优点与成果
BS428型变速器电液换挡缓冲操纵阀具备电液集成控制、挡位控制、减压与缓冲控制、制动控制和油路控制等功能。在不改变BS428型变速器现有的设计和连接油口及安装尺寸前提下,将其直接安装到BS428型变速器上使用,不仅能缩短新型变速器的研发过程,节约整机制造成本,还可对老型装载机进行技术改造和升级换代。
BS428型变速器电液换挡缓冲操纵阀,为提升装载机整体技术水平发挥了重要作用,适应了此类装载机高端市场的需求,是目前国内率先设计的新型电液换挡缓冲操纵阀。该阀已申报国家专利,专利号为ZL2013 2028 9795 3。
