电子差速

电子差速（精选9篇）

电子差速 篇1

0 引言

随着电动汽车的发展,轮毂电机驱动的电动汽车已成为汽车行业日益发展和研究的热点,其具有简单的机械传动结构,可以减轻整车自重,减小传动比和附加损耗,提高电机驱动效率,降低成本。但轮毂电机驱动存在一个致命的问题,当车辆转弯行驶时不可采用机械差速来解决内外轮因所走路程不同而造成的外轮打滑、内轮原地不动、轮胎严重磨损问题。采用电子差速控制不仅可以解决上述问题,并且由于电子差速器利用了现代电子控制方法,省去了复杂的机械传动结构,所以电子差速控制已成为电动汽车行业的重要研究项目。

1 电子差速模型分析

目前电子差速控制主要有两种,一种是基于转矩的控制,一种是基于转速的控制。

1.1 基于转速控制的电子差速器

基于转速控制的电子差速就是直接控制两侧驱动轮的转速,达到差速控制的目的。其主要控制方法为:通过分析方向盘转角与各驱动车轮转速的关系,结合两侧车轮反馈速度信号及加速踏板的位置信号,通过分析运算,把最终的速度控制信号通过电机控制器传递给相应的驱动电机,实现两侧电机差速的控制。

此种差速控制多采用神经网络控制算法和模糊控制算法,故其控制算法比较复杂,并且理论上只能分析静态和非时变参数。而电动汽车在实际的转弯过程中两驱动轮所受的负载是随时间变化的,很难建立准确的数学模型,所以基于转速控制的电子差速器有一定的局限性。

1.2 基于转矩控制的电子差速器

基于转矩控制的电子差速器主要是进行滑移率的控制。其控制原理是:通过加速踏板信号与方向盘角度信号控制驱动电动机转矩的输入量,并且参考路面状况及估算的偏转率,计算出两侧驱动车轮在转向时的目标滑移率,然后再利用鲁棒性好的开关控制两侧驱动车轮的转矩分配量。

与基于转速控制的电子差速器相比,这种差速器充分考虑了地面状况与轮胎的影响,有一定的应用价值。但滑移率的控制复杂,控制难度大,成本高,所以很难付诸于实践。

结合文献[1]对机械差速器的力学分析,本文利用机械差速器“差速不差力”的原理,设计出基于转矩控制的“自适应”电子差速器。

2 电子差速控制系统

电子差速控制系统主要由外部输入信号、控制电路、功率驱动电路、轮毂电机、CAN通讯等部分组成。其中,外部控制信号主要包括正反转信号、加速踏板信号、制动踏板信号。控制系统的核心是两个同一型号的电机控制器。

当电动汽车在理想的路面上直线行驶时,左、右两侧驱动车轮走过相同的路程,并且受到相等的阻力矩。为保证左、右两侧驱动电机有相同的转速,应使左、右两侧驱动电机有相同的输出转矩。此时,两侧电机控制器同时接受相等的外部输入信号,经过分析运算,通过功率驱动电路,控制其相应轮毂电机的转速。直线行驶时电子差速控制系统框图如图1所示。

当电动汽车转弯时,由于两侧驱动轮行驶不同的路程,使左、右两侧驱动车轮受到不同的阻力。此时根据机械差速器的“自适应”原理,给定左、右两侧驱动电机相同的电磁转矩,使左、右两侧驱动车轮在各自阻力矩的作用下,实现“差速不差力”的“自适应”电子差速。此时,使左侧电机控制器接受外部输入信号,在左侧控制器内部经过分析运算,然后通过功率驱动电路,控制其左侧轮毂电机的转速。而右侧电机控制器的电流通过CAN总线由左侧控制器给定,保证左、右两侧有相同的驱动转矩,进而控制其右侧轮毂电机的转速,实现右侧轮毂电机转速“自适应”左侧轮毂电机转速的目的。转弯行驶时电子差速控制系统框图如图2所示。

3 电子差速系统MATLAB仿真

利用MATLAB/Simulink软件进行系统仿真,就是用图形化的方法直接建立系统的仿真模型,并通过Simulink环境下的示波器Scope模块将结果显示出来,操作简单而且便于观察。本文使用MATLAB/Simulink模块仿真电子差速控制系统。

3.1 电动汽车直线行驶时

给定两驱动电机转速为2 000 r/min,两侧驱动电机在不加负载的情况下,相当于电动汽车直线行驶。左、右两侧驱动电机的速度及电磁转矩仿真结果如图3~图6所示。

由以上仿真结果可知:当左、右两侧驱动电机给定相同转速时,此电子差速系统能够保证左、右两侧驱动电机在相同的电磁转矩作用下有相同的转速,可以顺利、平稳地实现电动汽车的直线行驶。

3.2 电动汽车转弯时

左、右两侧驱动电机给定转速2 000 r/min,在0.1 s时,左侧驱动电机突加负载转矩7 Nm,右侧驱动电机突加负载转矩4 Nm。此时左侧驱动电机负载转矩大于右侧驱动电机负载转矩,相当于实际工况下电动汽车的左转弯。此时,左、右两侧驱动电机的速度和电磁转矩曲线如图7~图10所示。

由图7和图8可知:当电动汽车左转弯时,左侧驱动电机转速下降,右侧驱动电机转速不变,实现“自适应”差速。图9和图10表明:当左、右两侧驱动电机承受不同的负载转矩时,左、右两侧驱动电机的输出转矩(即电磁转矩)基本相同,验证了“差速不差力”控制方案的可行性。

4 结论

本文利用机械差速器的原理,提出了一种基于转矩控制的“自适应”电子差速控制策略。解决了用轮毂电机驱动转向时不能采用传统机械差速的问题;同时采用电子差速器避免了机械差速器的传动结构,大大简化了电动汽车的底盘空间。相比于其他的电子差速,不用考虑路面及转向角度的问题,简化了控制计算方法,提高了控制系统的稳定性,使车辆具有更佳的转弯性能。同时本文通过MATLAB仿真验证了此电子差速控制策略的可行性。

摘要：针对轮毂电机驱动的电动汽车的转向问题,利用机械差速器的原理,提出了一种“差速不差力”的“自适应”电子差速器。通过对两侧驱动电机电磁转矩的控制,进而达到对驱动电机差速的控制。设计了电子差速的控制过程,并进行了MATLAB仿真,证明了此设计的可行性。

关键词：轮毂电机,电动汽车,自适应,电子差速

参考文献

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电子差速 篇2

和要求

1、了解驱动桥的结构特点和各零部件的名称。

2、了解差速器作用和工作特点。

3、掌握差速器的`工作原理。

二、实验器材

1、工具

常用工具1套，铜棒，拉具，撬棒。 第一步：用对角线交叉法分次旋下半轴螺栓，抽出半轴。第二步：用对角线交叉法分次旋下主减速器壳和后桥壳螺丝。卸下主减速器总成。第三步：拆下主动双曲线齿轮连接凸缘及油封座、锥齿轮轴承座，拆下主动双曲线齿轮。第四步：拆下主动双曲线齿轮连接凸缘及油封座、锥齿轮轴承座，拆下主动双曲线齿轮

第五步：拆下从动双曲线齿轮轴承盖，卸下从动双曲线齿轮总成，旋下差速器壳螺丝分解差速器。

3、装配

第一步：清洗所有零部件。

第二步：组装差速器，装上从动双曲线齿轮，装上从动齿轮轴承盖并调整从动齿轮轴承预紧力。第三步：将主动双曲线齿轮和油封座安装在锥齿轮轴承座上并通过垫片调节主动齿轮轴承预紧力。第四步：安装主动双曲线齿轮，通过调整主动锥齿轮轴承座与主减速器壳体之间垫片和旋动从动锥齿轮两侧螺母进行调整主、从动锥齿轮的啮合间隙和啮合印痕。

第五步：安装主动双曲线齿轮连接凸缘，将主减速器总成同桥壳安装在一起，插上半轴

四、注意事项

1、将后桥固定在拆装架上操作，注意操作安全。

2、严格按照操作程序拆装。

3、注意主减速器、差速器的调整垫片位置和片数。

电子差速 篇3

关键词：差速器；虚拟样机；动力学分析；仿真

中图分类号：S223.99 文献标识码：A 文章编号：1674-1161（2014）07-0018-04

汽車行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程通常不等，如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则行驶时驱动轮在路面上会不可避免地滑移或滑转，不仅会加剧轮胎磨损与功率、燃料的消耗，而且可能导致转向和操作性能恶化。为防止这些现象发生，汽车左右轮间都装有轮间差速器。但是当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也会随之减小，无法发挥潜在的牵引力，进而使汽车停驶。为保证汽车行驶，越野汽车通常装设差速锁和防滑差速器，这些结构通常比较复杂，不适用于农业机械。

农业机械的驱动系统通常不安装差速器，所以转向比较困难。轮距窄的开沟机、田园管理机等转向时，利用人力强行扭转机械使机具的左右轮在地面相对滑动。轮距相对较宽的移栽机、插秧机等，靠人力扭转机械基本不能转向。所以通常在驱动系统中采用牙嵌式转向离合器，转向时通过分离该侧的牙嵌式离合器，切断动力传递，另外一侧因动力没有被切断而继续行驶，实现大轮距农业机械转向。牙嵌式离合器转向虽然可以满足上述要求，但操作复杂、转向灵活性差、牙嵌齿轮有冲击。为此，设计一种滑动齿轮式差速器，差速时保证至少有一只动力输出轴运动，能够可靠的传递驱动力矩，且结构简单、使用方便、实用性强。

1 滑动齿轮差速器的总体结构

滑动齿轮差速器（见图1）主要由滑动齿轮、滚轮、滚轮轴、滚轮架、弹簧、滚轮轴卡箍、支撑轴、输出轴等组成。其中支撑轴通过动力输出轴内端的圆孔定位和支撑，滑动齿轮安装在支撑轴上，滚轮通过滚轮轴安装在滚轮架上组成滚轮传动组件，滚轮传动组件相对滑动齿轮对称布置；滑动齿轮两端圆周方向均布凸台，滚轮安装在凸台凹槽一半处，当动力输出轴两端阻力矩相同时，滑动齿轮位于两滚轮架中间，动力输出轴同向等速旋转，当动力输出轴两端助力矩不同时，滑动齿轮向力矩小的一端移动，小力矩端驱动转速加快，大力矩断转速降低；当两端助力矩相差在一定程度时，大力矩端动力中断，小力矩端保持动力传递，实现差速。该差速器能产生一定的差速锁紧扭矩，特别适合低速车辆和农业机械动力传递使用。

2 滑动齿轮差速器的工作原理

滑动齿轮式差速器工作时，滑动齿轮在一定范围内左右移动，实现对两侧驱动轮的差速驱动。

2.1 直线行驶运动分析

滑动齿轮差速器的核心工作部件是滑动齿轮。在滑动齿轮的两侧端面分别对称设置凸台。凸台（见图2）由两侧斜面、底端面、顶端面、内台面、外台面组成。

初始状态时，在弹簧弹力的作用下，滑动齿轮凸台底端面与滚轮体相距半个滚轮体半径位置，滚轮体与滑动齿轮凸台斜面接触。在直线行驶时，两侧滚轮对应的驱动力矩相等，滑动齿轮处于正中心位置，等速驱动两侧车辆。直线行驶示意图如图3所示。

2.2 转向行驶运动分析

以水平公路左转向为例，如驾驶员小扭矩扭转机械，相当于在滑动齿轮中心作用一个扭矩M1（见图4）。由于扭矩M1的作用，左侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力大于右侧滚轮作用在凸台斜面的轴向分力，设此分力为F1。当F1的分力小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，在F1的作用下，滑动齿轮开始向左侧滑动一个小于x/2的位置t，同时左侧滚轮向后移动一段距离b，右侧滚轮向前移动一段相同距离b，从而两轮走过的路程出现差别，实现小幅度转向差速。驾驶员大扭矩扭转机械时，扭矩M1增大，分力F1增加。当分力F1大于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2时，滑动齿轮滑动到右侧极限位置，使左侧滚轮向后移动距离b1，到凸台顶面并向下继续移动至下一个凸台斜面，左侧滚轮向后移动，左侧驱动力在此位置打滑，直至分力F1小于右侧弹簧在x/2位置变相的胡克力F2，停止打滑。同时右侧滚轮向前移动距离b2，右侧滚轮继续保持直线行驶，两侧动力轮走过的路程差加大，实现大幅度转向差速或原地掉头，F2即为该差速器的锁紧力。同理可实现向右转向。

3 Adams运动仿真分析

在Adams中建立复杂三维模型的难度较大，为此先在UG软件中建立模型，再导入ADAMS中进行约束和运动幅等相关参数设置和分析。建立的Adams模型如图5所示。

3.1 等速行驶（两轮阻力相同）运动仿真

对于两轮所受地面给其阻力相同的情况，可看成直线行驶，即齿轮中间位置带动两个半轴同速转动。分别给两半轴和中心轴之间添加一个固定幅，定义构建方式类型为两体一点定位。测量两轮的输出力矩，如图6所示。

3.2 差速行驶（两轮阻力不同）运动仿真

对于差速转向行驶的情况，以右转弯为例，右轮受到的阻力大于左轮受到的阻力，根据该差速器原理，中间齿轮受到右边弹簧的力大于左边弹簧的力，齿轮被压到与左边半轴啮合的更多一些，从而带动左轮更快速转动，实现差速。在软件环境中，给右轮加载一个额外的阻力矩，而左轮受力情况不变，其差速仿真结果如图7所示。测量左右轮的速度、加速度、位移等情况，如图8所示。

仿真结果表明，左轮基本保持测试形态，而右侧车轮的速度、加速度发生了大幅变化，位移不断增大，右轮位移先保持一段距离，然后后移。当转向力消除后继续前进，表明差速效果明显，将上述图形集成后如图9所示。

4 结论

仿真分析结果表明，该差速器符合低速农业机械差速转向要求。仿真结果与机构的运动原理相符合，说明UG建立的实体模型与Adams建立的数据模型真实可靠。

参考文献

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电子差速 篇4

传统轮式工程机械用机械差速器来完成差速。机械差速器的工作原理是无论转弯行驶或直线行驶, 两侧驱动车轮的转速之和始终等于转速器壳转速的两倍。常用的对称式锥齿轮差速器, 其内摩擦力矩很小, 实际上可以认为无论左右驱动轮转速是否相等, 两边扭矩总是平均分配, 这样的分配比例对于车辆在良好附着路面上直线或转弯行驶时, 其运行状态都是满意的[1,2,3,4,5,6,7]。

轮边电力驱动系统中, 各电动轮之间无机械差速器连接, 其差速功能则主要通过电子差速控制技术来实现。目前, 研究较多的电子差速控制策略有3种:以驱动轮转速为控制变量、以驱动轮转矩为控制变量、以各驱动轮滑转率相等为控制目标。在理想情况下, 转速控制策略可以实现差速控制, 但现有理论模型很难适应车辆的实际路面[8,9]。使用BP神经元网络的控制方式对于路况固定的路段具有一定的实用性, 但是无法适应没有学习过的路况[10]。转矩控制策略以驱动轮转矩为控制变量, 具有较好的差速功能, 但此方法除受限于车辆模型的精确度外, 还受限于路面的实际情况 (附着系数、滚动阻力系数、坡度等) 的影响, 理论转矩很难精确计算[11]。滑转率控制策略是以驱动轮滑转率相等为控制目标, 是对转矩控制策略的改进, 将计算理论转矩的问题转变成为如何控制滑转率相同。此方法虽然克服了理论转矩的计算难题, 但是滑移率的实时监测和控制, 也比较困难[12]。

综上所述, 现有的3种电子差速控制策略均不能很好地适应轮式工程机械轮边电力驱动系统, 因此有必要研究设计出一套满足此系统使用要求的电子差速控制技术。

1 基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术

车轮要实现平稳转向, 需满足下式:

式中, vj为第j个车轮的速度;ωj、rj分别为第j个车轮的旋转角速度和车轮的滚动半径;Sj为车轮轮心沿平行于行驶路面的轨迹移动的距离。

采用弱磁控制策略的永磁同步电机 (permanent magnet synchronous motor, PMSM) 在恒功率区的输出转矩必定与外负载平衡, 而电机转速随其受力状态沿弱磁控制曲线随动。因此可将弱磁控制策略归类为上述转矩控制策略, 但不同的是省去了繁琐困难的理论转矩计算部分, 控制更简洁。与滑转率控制策略不同, 弱磁控制策略无须控制滑转率, 能够自适应不同的路面, 虽然这在一定程度上影响了能量的利用率, 但非常简便。笔者对PMSM采用弱磁控制策略, 以实现各车轮的自适应差速控制。整机控制系统只根据车辆运动状态, 输出驱动电机的转矩指令信号。电动轮系统的转速由电机转矩与电动轮系统的受力平衡点决定。电机转矩采用开环控制。现分析证明如下:

轮式工程机械受力方程为

其中, Tz、Ff、Fa、Fw、Fs、Fr分别为驱动力、滚动阻力、惯性力、风载荷、斜坡阻力和作业阻力, N;f为滚动阻力系数;m为整机质量, kg;g为重力加速度, m/s2;α为坡度角, (°) ;v为整机速度, km/h;CD为空气阻力系数;A为迎风面积, m2;ρ为空气密度, kg/m3;Fz为全部阻力之和, N。

若该轮式工程机械由k个电动轮驱动, 则受力方程为

其中, ij为第j个电动轮中行星减速器的传动比;Tj为第j个电动轮中PMSM的输出转矩, N·m;rj为第j个电动轮中车轮的动力半径, m。

根据能量守恒原则, 由式 (3) 可得

其中, nj为第j个电动轮中PMSM的输出转速, r/min;ηj为第j个电动轮中PMSM的传动效率。

根据弱磁控制算法, 当整机运行平稳后, PMSM运行在恒功率模式, 则有

其中, P为PMSM理论额定功率, W。

由式 (4) 、式 (5) 可得整机速度:

设第j个电动轮的滑转率为δj, 则直行过程中电动轮的轮心速度为

转向过程中电动轮的轮心速度为

其中, R为整机的转弯半径, m;Rj为第j个电动轮的转弯半径, m。

分别将式 (7) 、式 (8) 和nj=30ijvj/ (πrj) 代入式 (3) 得

由式 (9) 、式 (10) 可知, 在行驶和转弯工况中, 各驱动轮均能克服各自阻力矩的变化、行走减速器传动比和车轮动力半径的差异、转弯半径的差异等问题, 可以自适应差速工作。

由此可见, 基于弱磁控制算法的电动轮之间能自适应差速, 而不需要任何基于理论模型或理论计算的额外控制策略, 简单方便, 实用可靠。

2 基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真

下面以改装为轮边电力驱动的ZLM15B装载机为原型, 进行基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真。

轮边电力驱动ZLM15B装载机采用永磁同步电动轮进行前轮驱动, 其仿真模型主要由整机控制器 (vehicle control unit, VCU) 模块、牵引力控制系统 (traction control system, TCS) 模块、电机及其控制器模块、电源模块、超级电容系统模块和机械系统模块等组成, 如图1所示。

忽略坡度和风载, 整个模型仿真参数如下, 整机质量mv=7000kg, 负载和质心折算到前轴的轴荷系数k=0.8, 整机的转弯半径R=3.17m, 车轮半径r=0.5m, 车轮轮距b=1.49m, 滚动阻力系数f=0.1, 超级电容的电容C=3.3F, 电机转动惯量Jm=0.15kg·m2, 质心高度h=0.7m, 车轮数量ntyre=4, 电机数量nmotor=2, 重力加速度g=9.8m/s2, 电感L=4mH。自适应差速仿真分为两种工况:转弯工况和不同滚动半径直行工况。

2.1 转弯工况

0s给予电机90N·m的转矩指令使之启动, 稳定后在10s给予转向指令使之右转, 质心转弯半径R=3.17m, 16s时仿真结束。

图2所示为左右驱动车轮的轮速, 由于向右转向, 左侧车轮轮速大于右侧车轮轮速;图3所示为左右驱动电机转矩, 右驱动电机转矩大于左驱动电机转矩;图4所示为左右驱动车轮的滑转率。由图4可以看出, 滑移率在10s转向时有个跳变后, 马上自适应路面而稳定在轮胎附着系数的稳定区。采用弱磁控制的左右电机在转弯过程中, 能自适应向心力负载, 很好地满足转向时转矩与转速的需要, 保证转弯时的稳定行驶。

2.2 不同滚动半径直行工况

仿真时, 左右驱动轮滚动半径分别为0.4m和0.6m, 转矩指令均为90N·m。

图5所示为左右轮轮速和车速的变化, 可以看出, 左轮滚动半径小于右轮滚动半径, 导致左轮轮速慢, 右轮轮速快;图6所示为左右轮电机转矩, 右轮电机转矩大于左轮电机转矩;图7所示为左右轮滑转率变化, 由滑转率曲线可以看出, 虽然车轮滚动半径不同, 但左右车轮加速和匀速过程中均没有出现打滑现象, 左右车轮在该工况可实现自适应差速。

3 轮边电力驱动装载机的转向工况试验

轮式装载机转向时, 由于内外侧驱动轮在同样的时间内行驶的路程不一样, 所以内外侧驱动轮的转速不一样。传统的液力机械传动系统通过驱动桥中的差速器解决差速问题, 采用轮边电力驱动的装载机则是通过转矩控制转速自适应的电子差速进行差速。

轮边电力驱动装载机在水泥路面上进行转向试验 (重载和空载) 。试验中, 装载机以固定转向角全速运行。根据内外侧驱动轮的滑转率, 研究装载机电力驱动系统的转向差速特性。

图8为装载机转向示意图, 实测转向半径R=3.195m, 外侧轮的转向半径R1=4.055m, 内侧车轮的转向半径R2=2.335m。点O为装载机转向的瞬时速度中心, 外侧驱动轮车速、整车车速、内侧驱动轮车速的关系如图8b所示。

由图8可知, 内外侧驱动轮的实际速度分别为

3.1 空载转向

图9、图10所示为空载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。

经测量可知, 装载机的实际转向速度v=3.85km/h, 根据式 (11) 可知, 外侧驱动轮的实际线速度v1=4.9km/h, 内侧驱动轮的实际线速度v2=2.81km/h。当装载机运行稳定时, 取8.4~17.8s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2466.29r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1414.83r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.4km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.1km/h。外侧车轮和内侧车轮的滑转率, 见表1。

3.2 重载转向

图11、图12所示为重载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。

经测量计算可知, 装载机的实际转向速度v=4.5km/h, 根据式 (11) 计算得, 外侧驱动轮的实际速度v1=5.69km/h, 内侧驱动轮的实际速度v2=3.31km/h。计算驱动轮的理论速度, 当装载机运行稳定时, 取13~21s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。计算得, 外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2705.63r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1665.15r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.93km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.65km/h。外侧驱动轮和内侧驱动轮的滑转率见表2。可见, 转向差速性能良好。

图9、图11中, 由于采用弱磁控制, 内外侧电机恒功率运行, 从而导致内侧电机的转速小于外侧电机。图10、图12中, 装载机稳定运行时, 内侧电机 (前左轮) 输出的扭矩大于外侧电机 (前右轮) 输出的扭矩, 这是因为装载机在向左转向行驶时, 离心力会造成内侧驱动轮的承重增大, 外侧驱动轮的承重减小。

由表1、表2可知, 无论在空载转向还是在重载转向, 内外侧驱动轮的滑转率都在轮胎与地面附着特性的稳定区域内, 充分表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能自适应差速, 实现平稳转向。另外, 在重载转向试验 (图12) 中, 外侧驱动轮 (前右轮) 输出的扭矩跳动比较明显, 这是由装载机运行过程中的振动引起的。装载机运行得越快, 驱动轮上的载荷越大, 电机输出的扭矩跳动就越明显。

4 结语

在现有的电子差速控制策略的基础上, 介绍了基于弱磁控制算法的自适应电子差速控制技术。通过搭建轮边电力驱动装载机模型, 对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究。轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向, 验证了该方法在理论上和实际应用中的可行性。

摘要：传统轮式工程机械使用机械差速器来完成差速, 而轮边电力驱动系统的差速功能主要通过电子差速控制技术来实现。分析了常用的电子差速控制策略, 提出了基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术, 搭建了轮边电力驱动装载机模型, 并对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究, 进行了轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验。研究表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向。

关键词：工程机械,轮边电力驱动,弱磁控制,自适应电子差速

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差速器的铆接工艺 篇5

一汽技术中心研发的某款变速器总成的差速器壳体与从动齿轮首次采用铆接连接工艺, 相比以往螺栓连接方式, 在变速器运行时承受的载荷发生交互变化情况下, 具有联接强度稳定可靠、不易松动的优点。但目前此款变速器尚属于研发阶段, 其工艺尚未成熟, 差速器铆接缺乏专用铆接设备, 只能通过传统工艺方式实现。针对上述问题, 分析了施加压力过程中铆钉变形、应力分布以及变速器工作状态下铆钉受力等情况, 采用合理的压床压力及施压方式并设计了专用铆接工装, 在传统压床上实现了差速器壳体与从动齿轮的铆接。

2 铆接工艺应用分析

2.1 工艺技术

使用铆钉将两个或多个工件连接在一起的工艺方式称为铆接。其按应用情况分为活动铆接、固定铆接以及密封铆接。其工艺过程为:钻孔→锪窝→去毛刺→插入铆钉→顶模顶住铆钉→铆成形。20世纪60年代初, 瑞士贝瑞克公司为适应大工业生产对高质量、高效率、低能耗、低噪声的要求, 率先将摆动碾压原理运用于铆接行业。近年来随着对汽车经济性要求的提高, 汽车总成的轻量化及材料连接质量倍受关注。铆接工艺以其连接强度高、适合结构复杂及异种材料零件间的连接、操作工艺简单等优点被逐渐用于汽车制造。

2.2 工艺的难点

a.以往自主开发的轿车变速器总成中, 差速器壳体与从动齿轮采用螺接连接工艺, 没有差速器铆接工艺经验。

b.缺少专业铆接设备, 进行铆接工艺只能借助现有设备资源, 对传统压床压力及施压方式的控制较难。

c.此款变速器目前尚属研发阶段, 铆接工艺没有专用工装夹具, 铆接质量较难保证。

2.3 工艺的条件

a.铆钉。必须保证铆钉杆长度适宜。铆钉杆过长, 在铆接过程中会产生弯曲变形, 甚至被多次施压而损坏。如果铆钉杆过短, 则不能形成完整的铆钉头, 且在铆接过程中发生被铆件损坏的问题。

b.孔径。铆钉在钉孔中不允许太松。钉孔直径以比铆钉杆直径大5%~7%为宜。如果间隙太大, 即使形成外观良好的铆钉头, 铆钉杆也可能是弯曲的, 会削弱铆接强度。被铆件上钉孔的直线度也很重要, 否则会出现铆钉倾斜、弯曲等缺陷。

c.工装。铆接工装必须具有良好的尺寸精度, 铆接头表面具有较好的表面质量。铆接装置、支撑工具中心线与铆钉轴心线必须在一条直线上。否则形成的铆钉头将偏离铆钉轴心线或与铆钉杆成一角度, 出现被铆件表面损伤的问题。

d.装夹。被铆接工件夹紧力必须适当。如果被铆接件在铆接过程中没有完全夹紧或夹有铁屑等异物, 可能出现铆钉膨胀、板材之间出现缝隙或伞形凸起等情况, 使铆接装配失败。如果工件夹紧力过大, 工件上铆钉孔周围板材局部受挤压, 将形成材料的局部凸起。

e.铆接压力。铆接压力必须合适, 为形成铆钉头而进行的冲击次数也不能太多。过高的铆接压力会形成扁平铆钉头或产生与工件夹紧力过大同样的后果。而铆接压力太低, 则不能形成良好的铆钉头, 必须以增加铆接次数达到形成铆钉头的效果, 从而极易造成铆钉头的硬化和碎裂。

3 6MT差速器总成的铆接工艺

在6MT差速器总成试制过程中差速器铆接是关键工艺, 实现该工艺具有一定难度。此前一汽自主研发的变速器从未在该领域做过相关研究, 也没有任何的成熟经验。对其设计方法的可行性、工艺的合理性、工艺可操作性以及相应的保障措施等均需要在实践中探索和研究。本文对实现该工艺进行理论分析和试验验证。对铆接过程中铆接力的分布形式、材料变形趋势等进行分析计算。在合理利用现有设备资源情况下提出更改建议, 并辅以设计加工专用的铆接工装, 在普通压床上一次性成功实现了差速器壳体与从动齿轮的铆接工艺, 突破自主研发变速器中差速器传统铆接技术的瓶颈。

3.1 铆接成形力计算

采用压床施压冷铆工艺方法, 可以把铆钉成形过程近似视为圆盘类零件的模锻过程, 其锻造力[3]为:

式 (1) 中, σs为屈服极限, MPa;b为锻造飞边宽度 (可视为铆钉帽的宽度) , mm;h为飞边高度, mm;Fb为飞边投影面积, mm2;Fd为锻件本体投影面积 (钉孔面积) , mm2;d为锻件直径 (铆钉直径) , mm。

在6MT变速器差速器总成中, 铆钉直径d=12 mm, 钉孔直径d孔=12.15 mm, 铆钉材料为碳素钢ML10, 屈服极限σs=225 MPa。由d=12 mm, 可得出:b=4.5 mm, h=6.4 mm, Fb=233.46 mm2。由d孔=12.15 mm, 可得出:Fd=113.1 mm2。

代入公式 (1) 可得出锻造力:

铆钉铆接成形力形式见图1。

3.2 差速器铆接工装设计

为确保在普通压床上实现差速器铆接工艺, 除保证零件精度及压床适合的压力外, 铆接工装的尺寸精度、材料硬度及表面质量也是影响铆接质量的关键要素。设计并制造了一套专用的差速器铆接工装 (图2) 。

为保证工装的强度, 冲压部位的上冲头、下冲头、套及导柱材料采用了T10A碳素模具钢, 淬火处理硬度50~55 HRC, 其余各零件材料采用45钢, 调质硬度28~32 HRC。对与两侧铆接头接触的上、下冲头表面进行研磨处理, 以保证形成铆钉头的质量。

将下模板固定在压床工作台上, 将导柱、套、浮动板、下冲头依据图纸依次利用过盈配合或螺钉紧固与下模板进行装配, 上冲头与上模板进行压配后, 将上模板固定在压床工作台。工作过程中, 将从动齿轮与差速器壳体依次放置在下模板上, 由铆钉对二者进行对孔连接固定, 手动调整差速器壳体位置使各铆钉孔中心线与上冲头中心轴线对应在一条直线上, 然后起动压床施加压力完成铆接操作 (图3) 。操作完成后, 释放压床压力, 利用弹簧将浮动板复位。

4 铆接质量及精度检测

4.1 铆接质量检测

a.表面铆接质量检验。铆接完成后对铆接表面进行检测, 结果显示, 铆钉未出现堆积、裂纹、划伤、差速器壳体与从动齿轮连接表面变形等现象, 铆接部位表面光滑、连接可靠, 铆钉头尺寸符合图纸要求。

b.试验验证。将变速器总成进行装配后, 进行润滑、疲劳试验等台架测试项目。试验结果显示, 差速器铆接质量较好, 未出现开裂、松动等现象。

4.2 铆接精度检测

a.对差速器壳体进行全尺寸检测。其结果表明, 相比铆接前壳体尺寸精度无变化, 两侧半轴孔径同轴度, 铆接前为0.009 mm, 铆接后为0.011 mm, 符合图纸精度要求。

b.对从动齿轮铆接前后进行对齿检测。检测结果表明, 从动齿轮铆接后齿形倾斜误差和齿向倾斜误差无变化, 单一齿距误差无变化;周节累积精度铆接前为4级, 铆接后为5级;径向跳动铆接前为3级, 铆接后为4级。

上述差速器壳体及从动齿轮检测结果显示, 所进行的零部件铆接工艺能够满足总成精度的要求。

5 结束语

利用普通压床进行差速器的铆接工艺, 节约了专用铆接机设备的购置费用, 降低了新产品研发成本, 结束了一汽集团自主开发的轿车变速器采用螺接的历史, 积累了差速器铆接工艺的经验, 为后续同类产品研发、试制及应用奠定了基础。

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差速器失效模式分析 篇6

我公司生产的差速器 (见图1) , 是运用比较广泛的对称式圆锥行星齿轮结构形式, 属于齿轮式差速器。其主要零件是由两个圆锥行星齿轮、一个行星齿轮轴、两个圆锥半轴齿轮、两个半轴垫片、两个球形垫片和差速器壳等组成, 两个行星齿轮分别套在一字轴轴颈上, 两个半轴齿轮与两个行星齿轮相互啮合, 并一起装在差速器壳内, 而行星齿轮轴是一根带锁止销的直轴。

差速器的失效模式

差速器的失效模式主要有行星轮轴和行星齿轮粘结 (见图2a) 、锁止销断裂 (见图2b) 、行星轮轴断裂, 更有甚者出现齿轮崩齿 (见图2c) 、差速器壳断裂 (见图2d) 等。

失效模式分析

从售后故障件差速器的拆解分析中发现以下共性:故障件润滑油的清洁度很差, 油污存积于各零件表面, 油污中含有大量的金属末或金属颗粒;故障件中的主从动齿轮、轴承、轮轴等摩擦表面都不同程度地发生了疲劳磨损或磨粒磨损 (见图3) 。

通过对金属颗粒收集和分析, 这些碎屑主要有来自主从动齿轮的表面剥落物或来自桥壳、减壳、差壳等内表面粘着的金属掉落。我们认为装配零件的清洁度差, 润滑油性能下降, 是导致差速器早期失效的根本原因。为此, 通过我公司的驱动桥综合性能试验台 (见图4) , 对差速器失效进行了模拟性试验, 以证实猜想。

具体试验方案:试验名称是差速器失效模式模拟试验。试验目的是分析差速器零件失效原因;试验设备为驱动桥综合性能试验台;试验条件为模拟车辆行驶过程的差速状况进行试验;润滑油状况, 用行驶了1万km以上的旧油, 油中含有大量的金属颗粒和微细颗粒, 油色乌黑, 黏糊;使用后桥总成全新零件进行试验。试验结果:行星轮轴上有划痕和积屑物, 轴承滚子上有明显划痕和点蚀, 轴承外环滚道有点蚀, 行星齿轮、半轴齿轮、球形垫片、半轴垫片磨痕均匀, 从动齿轮齿面上出现点蚀, 锁止销上有明显剪痕。

为了使试验更加有说服力, 又试着做了第二次试验。其他条件与上述相同, 不同之处为:润滑油使用生产线上所用新油;桥壳用上次做过差速试验的桥壳, 不再清洗, 其余零件为全新零件。试验结果:轴承外圈滚道有轻微划线, 行星轮轴上有环向磨痕, 与未磨损处相比较, 磨掉约0.01mm, 润滑油比较清洁, 透明度较好, 其余零件都属于正常磨损, 没有出现异常情况。

通过上面两次试验相比较, 显然第二次试验中零件失效情况没有第一次明显, 只有线痕, 没有出现划伤点蚀等情况。这是因为在润滑油中没有明显的金属颗粒, 通过检查桥壳, 只有一些末状物。行星齿轮、半轴齿轮表面润滑油膜没有被破坏, 处于正常润滑状态;油膜的完整使行星轮轴和行星齿轮孔的表面没有直接接触而受磨粒的碾压和划伤。

当润滑油中一旦混有金属颗粒或其他颗粒物等 (主要是指桥壳、减速器壳、差速器等零件清洗不干净, 有杂物或润滑油品质差、黏度低等情况) , 将会影响到润滑油膜的形成, 这些颗粒初期对零件表面造成擦伤及轻微的磨粒磨损, 由此, 破坏行星齿轮和行星轮轴之间的接触表面 (第一次模拟试验出现的状况) 。

1.行星轮轴和行星齿轮粘接失效模式分析

通过以上试验模拟得知:一旦润滑条件遭到破坏, 将会不断恶化, 摩擦副之间的摩擦力增大, 行星齿轮和行星轮轴之间的接触表面受到交变应力的反复作用, 发生接触疲劳磨损中的鳞剥磨损;同时考虑到差速器所在的工作温度 (大约100℃) , 摩擦副之间由于之前磨粒磨损对零件表面造成的划伤, 零件接触面之间将发生表面擦伤性的粘着磨损。当粘结点的强度高于摩擦副中较软材料的剪切强度时, 破坏将发生在离结合面不远的软材料表层内, 软材料转移到硬材料内, 这时候摩擦副由鳞剥磨损和表面擦伤性的粘着磨损转化为撕脱性粘着磨损, 由于行星轮轴心部硬度小于行星齿轮心部硬度, 故被撕脱的一方只能是硬度相对较低的行星轮轴, 行星轮轴被撕到较深处而形成沟槽。如果粘结点的强度远远高于摩擦副两材料的剪切强度, 而且粘结点面积较大时, 剪切破坏发生在摩擦材料的基体内。此时, 两表面出现严重磨损, 甚至使摩擦副之间咬死而不能相对滑动, 这在故障件中的失效模式中可以看到, 行星轮轴和行星齿轮粘结在一起, 不可分开。

2.锁止销失效模式分析

锁止销断裂也是经常见到的失效模式。通过对差速器的原理进行运动学分析, 正常情况汽车直线行驶时, 行星齿轮没有转动, 它和行星轮轴一起随着差速器公转, 行星轮轴和锁止销之间没有相对滑动, 锁止销受到的剪切力很小, 可以忽略不计。汽车在路面状况恶劣或拐弯时, 差速器行星齿轮才会转动。行星齿轮和行星轮轴发生相对转动, 它们之间产生摩擦力, 行星齿轮轴产生转动力矩, 行星轮轴将此传动力矩转移给锁止销, 锁止销在两端受到剪切力, 根据整车相关参数进行理论计算, 销子所受到的剪切强度远远小于锁止销所能承受的。锁止销材料为工具钢, 韧性好。到底什么原因会导致锁止销发生断裂?观察锁止销断裂伤口处, 断口宏观形貌没有明显的变形痕迹, 断口微观形貌呈明显的韧窝, 可判断锁止销受到较大的冲击力造成一次性断裂。通过上面的分析, 当行星齿轮和行星齿轮轴组成的摩擦副发生粘结磨损, 它们之间摩擦力增大, 形成了较大的粘着强度, 差速器齿轮在汽车转向运动中所受的动力转向传给阻止其转动的锁止销, 这个力对于锁止销是一个具有破坏性的剪切力, 超过了锁止销所承受的强度, 从而导致锁止销断裂。

3.行星轮轴断裂失效模式分析

在前面叙述的行星轮轴和行星齿轮粘结失效模式后, 锁止销没有断裂前, 行星轮轴会受到扭转作用力。这是因为在汽车行驶转弯中, 行星齿轮和行星轮轴发生相对转动, 此时行星齿轮和行星轮轴粘结一起, 锁止销阻止行星齿轮转动, 使行星轮轴受到锁止销和行星齿轮的扭转力偶作用。

锁止销发生断裂后, 失去对行星轮轴的锁紧作用。由于前面粘着磨损带来的碎屑, 在轮轴形成堆积物, 使行星轮轴产生偏向转动。飞速旋转的差速器将行星轮轴抛出正常位置, 凸出的一端碰到差速器外的机件上而产生冲击性弯曲力。这样行星轮轴在前期受到扭转力偶作用力和后期弯曲力的冲击作用下, 最终造成行星轮轴断裂。

4.差速器其他失效模式分析

差速器内部零件 (锁止销、行星轮轴断裂) 发生破坏后, 而驾驶员没有发现, 继续行驶, 这时差速器里面的行星半轴齿轮丧失了它们正常啮合条件, 再加上润滑条件的严重破坏, 就会出现齿轮崩齿。差速器行星半轴齿轮破坏, 差速器失去其功能, 在汽车拐弯行驶时, 差壳收到非正常的作用力, 差速器抱死, 当作用力大于差壳材料的破坏强度时, 就会出现差壳断裂。

5.差速器失效模式的综合分析

通过以上对差速器的各种失效模式分析, 它们之间是循序渐进、相关联系的。当然引起差速器的失效模式原因是多种多样的, 比如由于设计、制造、装配等方面综合因数影响。但润滑油清洁度差、润滑条件遭到破坏是差速器失效的一个重要原因。

改进措施

(1) 增加对差速器壳行星轮轴孔位置度和同轴度加工精度和测量频次, 保证行星轮轴和行星轮轴孔的合理配合;行星轮轴孔不过度偏向一方, 以免影响齿轮正常啮合。

(2) 对半轴垫片和球形垫片表面进行氮化处理, 增加其耐磨性, 避免由于差速器长期工作, 垫片过度磨损, 增大行星齿轮、半轴齿轮的间隙, 影响油膜的形成, 发生润滑不良。

(3) 严格控制后桥壳、减速器壳、差速器壳等装配的清洁度, 特别是润滑油的品质和清洁度等。

(4) 差速器总成装配方面, 在保证行星齿轮、半轴齿轮的间隙合格情况下, 增加对半轴齿轮转动阻力距的工艺要求。

结语

通过模拟试验验证和改进措施, 公司发生的差速器失效模式故障率大幅度降低, 挽回了经济损失, 赢得了顾客的赞誉, 并提高了公司的形象。

差速器壳体预钻孔加工 篇7

差速器壳体合件是轮式拖拉机转向系差速器中的重要部件之一, 其圆周面上径向孔的精度对于行星齿轮的装配要求有着重要的影响。对于精度孔的加工, 需要先预钻孔后精镗。传统的翻转夹具是在立钻上加工预钻孔, 存在操作繁琐、劳动强度大、加工效率不高等问题;而用立式加工中心, 精度虽有保证, 但单一钻孔加工效率不高, 对于批量不大的生产是大材小用, 无法发挥加工中心的优越性。

由此需要设计专机, 在满足零件加工要求的前提下, 降低劳动强度, 提高加工效率。

2 预钻孔专机的设计

基于差速器壳体品种繁多、结构相似, 我们选取其中一个典型零件进行分析。如图1, 零件材料QT450-10, 需加工的孔为4-φ14F7, 表面粗糙度为Ra3.2, 同轴度与位置度要求如图1所示, 并保证孔的中心与底面高度为25.2+0.15+0.05mm。初步确定该孔的加工为先预钻钻镗。下面着重阐述预钻孔专机的设计。

2.1 预钻孔专机方案拟定

对于该预钻孔夹具以零件底面和外圆准115-0.01-0.04mm定位, 因螺栓孔的位置度要求不高, 选用零件上的螺栓头的外圆粗定位控制轴向的转动自由度。零件的压紧采用中间伸出螺杆在顶面用开口垫圈配合球面螺母压紧。需要注意的是在考虑压紧结构的时候要避免定位结构受力, 定位的位置也要考虑刀具切削力的影响, 保证定位结构在加工过程中的定位精度。根据零件预钻孔大小为准13.5mm, 刀具选用浅孔钻, 为了适应它的刚性, 采用铣削头配合钻孔, 这样就可以省去夹具上的钻套, 使夹具更简洁。对于刀具的选择需要注意, 因该零件钻孔的面是圆弧曲面, 没有预钻中心孔, 对于不带钻套的浅孔钻刀具虽然刚性可以, 也会有一定的变形量, 所以为了更好地适应加工环境保证加工精度, 要选择主偏角Kr较小点的, 便于定心。对同轴的两孔采用两组机械滑台双向同时进给, 使零件对称受力, 保证两孔的同轴度要求。并在夹具上装配液压等分回转台, 实现高精度定位, 对相对应的不同位置孔进行加工, 实现一次装夹多工位加工, 保证了零件位置度, 同时避免了反复装夹的繁琐和多次定位误差, 提高了加工精度和效率。预钻孔专机总体结构如图2所示。后续的精镗原理上类似, 这里不再赘述。

1.侧底座2.机械滑台3.铣削头4.连接底座5.液压回转台6.夹具

2.2 设计计算与选型

(1) 首先根据零件材料QT450-10, 确定材料硬度为160~210HB, 抗拉强度为450MPa, 选择刀具的切削速度v和进给量f (切削参数以刀具厂家推荐为准) 。本设计选用带硬质合金刀片可转位钻头。可转位刀片钻头将钢制钻柄的韧性和硬质合金的耐磨性有机结合, 更换磨钝的可转位刀片, 而不是重磨刀片, 使用寿命长, 可靠性和精度都比传统钻头高。

(2) 确定铣削头转速和功率

根据公式确定铣削头转速, 式中n为铣削头转速, r/min;v为切削速度, m/min;d为刀具直径, mm。

硬质合金钻头加工铸铁件的切削用量计算如下:

轴向切削力切削扭矩

式中, F为轴向切削力, N;D为钻头直径, mm;f为进给量, mm/r;HB为布氏硬度:T为切削扭矩, N·mm;P为切削功率, kW。

为了适应多品种加工, 以最大的差速器壳体预钻孔D=21.5计算, 综合其他因素, 在满足切削功率的要求下, 保证铣削头正常工作, 最后选定铣削头的额定功率为4kW, 主轴转速为1000r/min。

(3) 滑台选型

因为是预钻孔, 对于孔的精度要求不是很高, 所以选用机械滑台就能满足加工要求。

根据刀具布置图上零件的加工深度, 确定走刀行程, 从而选择滑台的行程长度;

根据公式s=nf确定滑台工进速度, 式中, s为工进线速度, mm/min。

根据轴向切削力F, 确定滑台的最大进给力。最后综合上述数据以及铣削头的外形连接尺寸, 确定机械滑台的型号, 并选择相应的侧底座。

(4) 液压回转台选型

对于回转台的选型要根据夹具的外形和重量是否在规定范围内, 还有回转台的分度精度是否满足加工精度要求, 主要还要考虑切削力对回转台的倾覆力矩是否在范围以内, 最后就是根据零件的加工要求选择等分度数。该设计选用的是液压油缸驱动, 转台分度元件为端齿盘, 抬起式转位, 分度精度高的液压四等分回转台。

最后根据以上选择的型号尺寸, 综合考虑刀具的布置、工人的操作位置的合理性以及排屑等问题设计夹具的底座, 把滑台、底座及回转台合理地组合在一起。因为零件是铸铁, 刀具是硬质合金, 可以不用配备冷却系统。根据型号和加工动作要求, 配备液压系统和电器系统, 完成整机的设计。

3 结语

该专机采用两组机械滑台双向进给, 配合液压回转更换工位, 大大提高了加工的效率。组合机床对于大批量生产的零件很有优势, 但其本身结构固定, 加工品种单一, 灵活性不够, 不能很好地适应当代加工行业多元化的趋势, 这也是组合机床存在的普遍矛盾。加工中心的普及, 虽然解决了多品种加工问题, 但效率上不及组合机床, 而且成本较高。对于中国当前的经济水平, 专机的应用还是必要的, 关键在于应用场合, 以及如何灵活多变地去组合应用。该专机引入了液压回转台提高了自动化程度。由此引发的思考, 对于未来组合机床的应用, 在改进组合部件使其更利于调整组合方式的前提下, 还应该结合一些现代发展的科技产品, 包括液压气动机械、电子电器等等优化组合, 使其更好地适应多元化加工。

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履带推土机的差速转向机构 篇8

采用差速转向机构的推土机,可对左、右履带进行无级、精确差速控制,实现原地和带载状态下平稳、精确转向。此类推土机转向时2条履带始终传力,可以不降低平均行驶速度,因此工作效率高,可避免单侧履带转向时可能产生的打滑现象,这对推土机适应湿地、山地和作业空间较小的工况有特殊意义。

1.左端输出轴2、8、13.行星架3、7、12.行星齿轮4、6、11.行星排齿圈5.大锥齿轮9、17.锥齿轮副10.传动轴14.右端输出轴15、16、18.太阳轮A——变速器输入端B——转向马达输入端Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ——行星排

一、差速转向机构组成与工作原理

如图1所示,履带式推土机的差速转向机构为双功率差速式转向机构,由3个行星排、变速器输入端的锥齿轮副9、转向液压马达输入端的锥齿轮副17,以及左、右端输出轴1、14 (与终端传动连接、驱动履带转动)等组成。

差速转向机构的2路功率中,一路从变速器A输入(包括行驶速度和方向),另一路来自转向马达B(包括左、右转向)。差速转向机构应用转向马达的功率输入来增加一侧履带的速度,同时减小另一侧履带的速度,从而使两侧履带产生速度差,实现推土机转向。

转向马达的旋转方向决定推土机的转向方向;转向马达的旋转速度决定推土机转向的缓、急,即转向半径的大与小。为保证推土机的直线行驶功能,须将I和HI行星排的结构参数设计为完全相等。为保证推土机能够绕自身中心原地转向,须将Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ行星排的结构参数取为α1=α3=α2-1,其运动学和动力学原理本文不再叙述。

履带推土机差速转向机构动力传输路线如图2所示。发动机的动力经分动箱、变矩器到变速箱和中央传动,再经锥齿轮副分为2个方向,经Ⅱ和Ⅲ行星排分别传至左、右端输出轴。此时左、右两端输出轴的转速相等、旋转方向相同,推土机直线行驶。当差速马达的转向功率与变速总成的牵引功率叠加时,即可实现推土机的差速转向功能。

二、差速转向液压系统

1.推土机液压系统

如图3所示,履带推土机液压系统多为开式回路,由油箱1、变量柱塞泵2、多路阀组3、转向马达4、松土器转角缸7、松土器升降缸8、推土铲侧倾缸12和推土铲升降缸13等组成。

该系统采用变量柱塞泵2,通过多路阀组3为差速马达4、松土器转角缸7、松土器升降缸8、推土铲侧倾缸12和推土铲升降缸13提供压力油。其采用负荷传感控制,具有压力补偿功能,由多路阀组3上控制元件发出的反馈信号调整变量柱塞泵2的斜盘倾角,从而使变量柱塞泵2供油量发生变化。

由于变量柱塞泵2的供油压力与执行元件(转向马达4和各组液压缸)负载压力差保持不变(供油压力高于控制阀负载信号油压2.1 MPa),使得转向马达4和各组液压缸在其控制阀阀芯开度确定时,压力油输出流量不随负载变化。美国卡特彼勒早期N、R系列推土机多采用该形式液压系统。

2.差速转向液压系统结构形式

履带推土机差速转向液压系统结构形式分为开式回路和闭式回路2种,现分述如下。

(1)开式回路

开式差速转向液压系统布置如图4所示。采用开式回路时,推土机整机液压系统与其差速转向液压系统可一体集成,A10V0型变量柱塞泵工作最高压力38.5 MPa,转向马达平衡阀最高压力41.5 MPa,采用手动或先导操纵。该系统采用负荷传感技术,各控制阀工作压力可分别设定,泵、阀、马达及管路布置也较为方便。

若将开式差速转向液压系统,采用容积节流调速,并与工作装置液压系统组成整机液压系统,可使其具有效率高、发热少的优点,并且结构简单,使用和维护比较方便。同时,由于采用变量柱塞泵与调速阀相配合对各执行元件进行调速,使得各回路的稳定性较高。但由于采用节流调速,不可避免地存在溢流和节流损失。

1.油箱2.变量柱塞泵3.多路阀组4.转向马达5.转向阀6.松土器转角阀7.松土器转角缸8.松土器升降缸9.松土器升降阀10.推土铲升降阀11.推土铲侧倾阀12.推土铲侧倾缸13.推土铲升降缸

(2)闭式回路

闭式差速转向液压系统原理如图5所示。采用闭式回路时,差速转向液压系统将与推土机整机液压系统分开,从而形成相对独立的2个控制回路。

差速转向液压系统闭式回路采用容积调速系统,由转向泵(变量柱塞泵)、转向马达(定量)、滤油器及冷却器等组成。其属于HD (单输出先导液控)型控制,内置补油泵兼作供油和先导控制泵。而工作装置液压系统则为开式回路,采用负荷传感、压力补偿变量柱塞泵。该回路输出流量不随负载变化而变化,反馈信号通过控制变量柱塞泵的活塞移动来控制斜盘摆角。

闭式差速转向液压系统A4VG型转向泵额定工作压力为40MPa,过载溢流阀压力设定为45MPa,补油泵兼做先导泵。该系统技术先进,具有压力补偿和负荷传感性能,同时高压闭式柱塞泵与马达系统配套容易,技术成熟可靠。而开式工作装置液压系统压力—般仅为24 MPa左右,采购此压力等级的变量柱塞泵、液压阀组也较容易。

1.推土铲侧倾阀2.推土铲升降阀3.松土器控制阀4.多路阀进油阀5.多路阀组6.主安全阀7.背压阀8.工作泵9.松土器转角缸10.松土器升降缸11.松土器分配阀12.转向马达13.转向泵总成14.转向先导阀15.油冷器16.旁通及压力控制阀17.推土铲升降缸18.推土铲快降阀19.推土铲侧倾缸20.压力滤油器21.油箱22.多路阀底阀

采用闭式差速转向液压系统的推土机,工作装置多采用容积节流调速回路,其变量泵输出的流量总与定量马达的负载流量一致,不存在节流和溢流能量损失,工作效率较高。但该系统在负载增加状况下,可能因变量泵内泄漏量增大而速度不稳定。闭式回路要求较高的制造精度,加上其结构比较复杂,因此造价较高。

三、技术升级途径

实现国内大中型推土机差速转向的技术升级,涉及到推土机传动系统和液压系统的改进。目前国内差速转向机构中传动系统零部件配套已比较成熟,但液压系统仍未能实现配套,其中开式差速转向液压系统中的大流量(300 L/min)、高压力(40 MPa)阀体制作难度较大,如能攻克此技术瓶颈,采用开式差速转向液压系统不失为一种好的选择。而闭式差速转向液压系统虽然结构复杂、成本较高,但实施技术难度较小,卡特彼勒、小松近年来升级的推土机也逐步采用了闭式回路。

差速器的结构原理及故障检修 篇9

一、差速器的主要功能

农用车辆转弯时, 由于外侧车轮行走的距离比内侧车轮长, 所以外侧车轮必须比内侧车轮转得快。这就是说, 外侧车轮与内侧车轮之间应当存在转速差, 否则农用车辆无法转向。

为了使两侧驱动轮以不同的转速旋转, 保证驱动轮处于纯滚动状态, 而不发生滑动 (包括滑转和滑移) , 必须将两侧的驱动轴分开 (称为半轴) , 由主减速器的从动齿轮通过一个装置分别驱动两侧半轴和驱动车轮, 这种安装在同一驱动桥之间的装置称为“轮间差速器”。

假如在驱动桥不设置差速器, 就会产生内侧车轮的“制动”现象。在驱动桥设置差速器以后, 内外侧驱动轮的转速差可以由差速器来均衡, 使左右车轮在同一时间内滚动不同的距离, 从而避免转弯时车轮的异常“制动”现象, 如图1所示。

二、差速器的基本结构

大多数农用车辆采用行星齿轮式差速器, 它由行星齿轮 (4个) 、行星齿轮轴 (又称为“十字轴”) 、半轴齿轮 (2个) 以及差速器壳等组成 (见图2) 。

差速器壳由左右两个半端组成, 用螺栓连接在一起。传动系统主减速器的从动锥齿轮用螺栓固定在差速器壳左半部的凸缘上。装合时, 行星齿轮轴的四个轴颈嵌在差速器壳两个半端相应的半圆槽所形成的孔内。在行星齿轮轴的每个轴颈上, 浮套着一个直齿圆锥行星齿轮, 它们都与两个直齿圆锥半轴齿轮啮合 (见图3) , 半轴齿轮的轴颈支承在差速器壳左右两半端的相应座孔中。半轴齿轮用花键与半轴内端相连, 而半轴的外端则与齿轮轮毂固定在一起。

三、差速器的工作原理

1.车辆直行时当农用车辆直

当农用车辆直线行驶时，如图4 (a) 所示, 发动机的动力通过从动锥齿轮传递到差速器壳和行星齿轮。由于两侧驱动轮所受的阻力基本相同, 所以行星齿轮不发生自转, 动力均衡地分配到左右半轴, 通过半轴传递到两侧车轮。此时左右半轴相当于刚性连接, 两侧车轮的转速相等。

2. 车辆转弯时

当农用车辆转弯时, 由于左右车轮受到的阻力不一样, 此时行星齿轮绕着半轴公转, 同时自转, 从而吸收阻力差, 使左右车轮能够以不同的速度旋转, 如图4 (b) 所示。

四、差速器的检修要点

1. 常见故障

差速器的常见损伤包括:行星齿轮自然磨损, 齿轮损坏, 十字轴磨损, 差速器壳安装十字轴的支承孔磨损或者安装滚珠轴承的颈部磨损, 差速器异响等。

另外, 在长时间使用中, 由于半轴齿轮垫片和行星齿轮承推垫片磨损变薄, 引起差速器齿轮的间隙增大, 加上半轴齿轮键槽磨损, 从而产生异常响声。这种响声在农用车辆转弯时更加明显。

差速器在工作时, 由于轴向力的作用, 半轴齿轮端面与差速器壳或者支承垫圈间的间隙反映为行星齿轮与半轴齿轮之间的啮合间隙, 此间隙过大或者过小, 都会直接影响差速器的正常工作;因此, 在装配差速器时必须认真检查和调整。

2. 检查调整

为了保证行星齿轮与半轴齿轮正常工作, 行星齿轮与半轴齿轮之间必须具有合适的啮合间隙。当按规定扭力拧紧差速器左右壳体的固定螺栓后, 用手转动半轴齿轮, 应当能转动自如, 用厚薄规从差速器壳窗孔测量半轴齿轮与差速器壳之间的间隙, 一般为0.3~0.6 mm, 最大不得超过1 mm。测量应当分别从4个窗孔进行, 其误差不得超过0.20 mm, 否则应当更换垫片。经验做法是:转动和推拉半轴齿轮时, 它既能灵活转动, 又有少许轴向间隙为合适。