自动变速箱（共12篇）
自动变速箱 篇1
0 引言
周转轮系 (epicyclic gear mechanisms, EGMs) 是汽车自动变速箱的重要组成部分, 在汽车自动变速箱中, 周转轮系反映各构件之间的拓扑连接关系与运动副类型。离合器、制动器决定输入、输出构件, 周转轮系的结构及离合器、制动器的动作序列决定变速挡位。随着现代轿车对自动变速箱变速挡位要求的不断增加, 周转轮系方案综合变得越来越复杂, 对于十杆类周转轮系, 其设计方案数已达到了620种[1], 人工枚举这些设计方案存在许多困难, 因此, 有必要研究周转轮系方案创成的计算机化方法, 以提高方案创成的效率与创新性。
Johnson等[2]用等价四杆机构表达一对啮合齿轮副, 采用数综合方法, 给出了单自由度周转轮系创新设计方法。Buchsbaum等[3]将图论作为轮系方案创成的理论基础, 实现了周转轮系设计方案综合的计算机化, 但没有解决同构周转轮系的判定问题。Hsu等[4,5,6]基于无环图算法, 提出了一种周转轮系分类表达方法, 枚举出了所有九杆单自由度周转轮系结构简图。Tsai等[7,8,9]基于规范图的结构特征, 通过按给定的构件数进行分层, 分别添加非齿轮副, 形成各种非同构树, 然后再添加齿轮副, 得到所需的周转轮系设计方案。该方法能够系统、全面地枚举出满足设计要求的非同构周转轮系设计方案, 但该方法比较繁琐, 且没有区别创成方案齿轮副的内外啮合特征, 不能给出其有效的结构简图。何国旗等[10,11]建立了变速器挡位等分析的数学模型, 给出了三自由度单行星齿轮传动方案的计算机辅助构造方法。本文基于Tsai[1]提出的规范图周转轮系创成理论, 研究周转轮系方案创成的计算机化方法。
1 周转轮系的拓扑结构图
1.1 周转轮系的规范图表达
Tsai等在文献[8]中将周转轮系构件 (行星轮、太阳轮、内齿轮、支架、机架) 分为三层:机架 (Root) 层, 记为根节点, 用⊙表示;太阳轮、内齿轮、支架记为第Ⅰ层;行星轮记为第Ⅱ层。细实线表示旋转副, 以字母b, c, d…为标记, 粗实线表示齿轮副, 如图1所示。在图1中, 由两个以上边组成的点称为顶点。
根据自动变速箱的设计要求, 其规范图结构特征如下[9]:
R1表示旋转副数减去齿轮副数等于轮系自由度数;
R2表示挡位数nr要满足 (nc-1) (nc-2) +1≥nr, 其中nc为同轴构件数;
R3表示不能有多余杆件及锁死子链 (删除后不影响功能) ;
R4表示根 (Root) 节点与第Ⅰ层节点间只有旋转副且都同轴;
R5表示所有标记相同的细边都必须连接到相同的低层点上;
R6表示所有第Ⅱ层节点必须至少有两个齿轮边和一个旋转边;
R7表示齿轮边连接的两点只能有两种情况: (1) 两个Ⅱ层节点, 且各节点所关联的细边标记不同; (2) 一个Ⅰ层节点, 一个Ⅱ层节点, 且两点间没有其他连接关系。
1.2 周转轮系拓扑结构图的获取
除去规范图所有连接副标记, 剩余部分称为周转轮系拓扑结构图, 简称为图形载体, 它反映了构件之间的拓扑连接关系和空间位置关系。对于自动变速箱, 各构件之间的拓扑连接关系必须满足规范图结构特征要求[8]。获取周转轮系拓扑结构图的步骤如下:
(1) 确定各层同轴构件数。设顶点总数为n, Ⅰ层顶点数需满足规范图结构特征R2, 即挡位数nr要满足 (nc-1) (nc-2) +1≥nr。由于自动变速箱变速挡位基本为4挡以上, 故设最小变速挡位数为4, 其Ⅰ层顶点数nc≥4, Ⅱ层顶点数为n-nc-1, 且n-nc-1≥1。nc的取值范围为[4, n-2], 共有n-5种可能的分层情况, 且n≥6。
(2) 确定各层点之间的连接副数。根据规范图结构特征R4, 即得Root层与Ⅰ层点的连接副总数等于Ⅰ层点的数量, 其值为nc, 且全为转动副。根据规范图结构特征R6得Ⅱ层与Ⅰ层点之间的转动副总数等于Ⅱ层顶点数n-nc-1。根据规范图结构特征R1知, 转动副数与齿轮副数之间应满足nt-ng=d (d为周转轮系的自由度) , 总转动副数nt=n-nc-1+nc=n-1, 齿轮副数ng=n-d-1, Ⅱ层点的连接运动副总数为m=n-nc-1+ng=n-nc-1+n-d-1=2n-nc-d-2。表1给出了nt、ng与m之间的关系。
(3) 逐个添加各层顶点。将Ⅰ层的每个点都与Root层相连, 再添加Ⅱ层点, 确保每点的度数不小于3, 总杆数等于2n-nc-d-2, 且不出现同构图。最后, 对图中各点依次标记数字, 得到图2a所示的周转轮系拓扑结构图, 或称周转轮系方案创成的图形载体。考虑非平面图形载体的复杂性, 这里仅考虑平面图形载体。
2 周转轮系设计方案的创成
2.1 图形载体的邻接矩阵表达
为了实现周转轮系方案创成的计算机化, 用邻接矩阵表达图形载体。邻接矩阵中的元素lij=0表示顶点i与j之间不存在运动副连接;lij≠0表示顶点i与j之间存在运动副链接。对于图2a所示的七边图形载体, 其邻接矩阵表达如图2b所示。
图2b的邻接矩阵可以划分为5个子块。中间方阵表示Ⅰ层各点之间的连接关系, 恒为0。矩阵A (B) 表示0号点 (机架) 与Ⅰ层、Ⅱ层点之间的连接关系。机架与Ⅱ层点没有连接, 其值恒为0;与Ⅰ层的连接恒为转动副, 记为a。矩阵C、D表示Ⅱ层点与除机架外的所有点之间的相互连接关系。连接副的类型待定, 记为x。依据图形载体创成周转轮系设计方案的过程实质上是确定x值的过程。由此可见, 周转轮系方案的创成包括两部分:根据设计需求选择图形载体;对图形载体中的矩阵C或D进行符合设计规则的标注。
根据周转轮系规范图结构特征要求[8]生成的以邻接矩阵表达的图形载体数量比较多, 为了提高设计效率, 将图形载体按主要设计参数进行分类。主要设计参数分别为:基本变速挡位数nr、自由度d、行星轮数np以及杆数n。如图2a所示的图形载体, 其主要设计参数{nr, d, np, n}为{4, 2, 2, 7}。在周转轮系方案创成平台的数据库中, 既存储了图形载体的邻接矩阵, 又存储了其主要设计参数。
2.2 周转轮系方案创成
2.2.1 标记规则
根据自动变速箱设计要求, 周转轮系方案创成标记规则可以归纳为如下两条: (1) 根据规范图结构特征R6, 邻接矩阵每行有且仅有一个转动副; (2) 根据规范图结构特征R5, 若邻接矩阵某几行的转动副同轴, 则它们必须在同一列。
根据规则 (1) , C矩阵需要标记的转动副总数等于Ⅱ层顶点数n-nc-1。由于转动副可能出现同轴的情况, 即标记符号相同, 所以标记时需视具体情况分别讨论, 但最多标记符号为n-nc-1种。
2.2.2 标记方法
图形载体标记的思路为:先假定所有连接副均为外啮合齿轮副, 再选择每个Ⅱ层顶点连接副中与Ⅰ层点相连的其中一条作为转动副, 标记上相应符号。连接副的确定主要由label () 函数实现, 其转动副均为不同轴的算法流程见图3。
对于有同轴转动副的情况, 需要根据标记规则 (2) 在流程中加入判断, 即相同的标记必须同列。
3 伪方案的剔除
按照上一节周转轮系方案创成标记方法, 在创成的不同C矩阵标记矩阵中存在许多同构方案, 且会出现一些背离自动变速箱特征的方案, 为此, 给出剔除这些伪方案的判定方法。
3.1 同构方案的剔除
在标记创成的周转轮系方案邻接矩阵中, 每一列代表一个Ⅰ层节点与全部Ⅱ层节点的连接关系。如果C矩阵中某几列的连接情况相同, 则标注在这几列上不同转动副对应的创成方案是同构的。如图4所示, 矩阵CM与CN是同一图形载体的两种标记结果, 由于该图形载体点2与4的连接情况相同, 故转动副标记在这两个点上的情况一样, 从而造成这两种结果同构。
下面以图2a图形载体为例, 阐述同构方案的判定方法。令a、b、c等分别表示不同轴的转动副, g表示外啮合齿轮副, 根据周转轮系方案创成标记规则, 计算机化标记后的所有C矩阵计有11种:
同构判定步骤如下: (1) 识别标记列。分别找到包含b与c字符的列, 将该列元素提取出来组成新的矩阵, 如图5a所示。 (2) 识别同构矩阵。依次读取新生成的矩阵并写入矩阵数组中, 确保每个写入的矩阵都不重复或相似。记录每个新写入的矩阵在原矩阵中的位置, 如图5b所示。
通过图5的标记列和同构矩阵的识别得到:标记矩阵C7与C5、C6同构, C2与C9、C3、C8同构, C10与C11同构, 删去这六个同构标注图后, 得到五个非同构方案:C1、C2、C4、C7、C10, 如图6所示, 分别用C702-1~C702-5表示。
3.2 违反自动变速箱结构特征方案的剔除
对于某些特殊的图形载体, 在进行标记时会出现一些明显违反自动变速箱结构特征的方案, 如图7所示的三种情况。
图7a中, 点1、5、7构成了一个封闭三角形, 因都为齿轮副, 在实际情况中表现为三个齿轮两两啮合, 形成一个闭锁机构, 这显然违反了变速箱结构特征。图7b中, 点2、5、6也构成了一个三角形, 若其中两条边标记为同轴转动副, 则在实际情况中表现为两个绕同一轴旋转的齿轮发生啮合, 也不符合实际。图7c中, 由于点5、7均为行星轮, 两者相邻表示相互啮合, 为了维持行星轮的啮合, 行星轮的支架必须为同一构件且不同轴, 所以点5、7与它们的共同连接点1之间的连接副必须为转动副, 且标记字母不同。因此, 对于图形载体中出现封闭多边形的情况, 要剔除包含图7三种情况的方案。
4 齿轮副类型的确定
经过C矩阵标记得到的周转轮系方案确定了图形载体中转动副和齿轮副的类型, 在这些方案中, 齿轮副都标记为外啮合。对于实际的自动变速箱, 齿轮副类型直接影响了变速输出方向及速比, 因此需要对标记方案中齿轮副内外啮合的类型进行确定。
理论上, Ⅱ层点之间的连接副只能为外啮合, Ⅰ层点与Ⅱ层点的齿轮副都有可能为内啮合。但实际上, 受空间结构的限制, 一般是输入、输出端各有一个内啮合齿轮副, 为此, 限制周转轮系方案的内啮合数为2。用G表示内啮合齿轮副, 其内外啮合齿轮副的标记方法与转动副的标记方法类似, 不再赘述。对标记了齿轮副内外啮合的周转轮系方案, 需要再次进行同构判别, 最后得到图2a图形载体对应的周转轮系创成方案如下:
周转轮系方案创成过程如图8所示。
5 创成方案的符号表达
为了支持周转轮系方案简图绘制的自动化, 需要将邻接矩阵表达的周转轮系方案转化为符号表达的方案。符号方案通过表达与每个点相关的连接副状况来表达整体的连接关系。形成符号方案的方法为:标记方案邻接矩阵的第一行为机架, 标记为R;依次读取标记方案邻接矩阵的其他行, 将非零元素以及该非零元素所在的列记录下来, 作为该点的符号。例如, 对于标记方案邻接矩阵
其符号方案为
R[ac6][ab5G6][ag5][aG5g6][b2g3G4]
在上述符号方案中, “[]”表示一个构件, 其所在的位置为该构件的序号, “[]”里面的字母表示与该点相关联的连接副类型, 字母后面的数字表示与该点关联的构件序号 (当字母a后面数字为0时, 省略) 。例如, [ag5]表示3号构件, 与0号构件以转动副连接, 与5号构件以外啮合构成齿轮副。这种符号方案与邻接矩阵完全等价, 其优势在于能清楚地反映每个构件的连接情况, 便于计算机的自动识别。图9给出了计算机化自动生成周转轮系符号方案的过程。
6 实例
对于给定的自动变速箱设计要求:挡位数、自由度数、行星轮数和杆数, 首先, 根据设计要求, 选取符合设计要求的规范图形载体;然后, 对图形载体邻接矩阵中的C矩阵进行符合设计规则的齿轮副和转动副标注, 即对规范图形载体进行符合设计规则的标记, 并剔除同构方案, 得到以外啮合齿轮副表达的周转轮系方案;在此基础上, 区分内啮合、外啮合齿轮副, 剔除同构方案, 得到符合设计要求的非同构全部周转轮系方案。用符号表达这些创成设计方案, 为创成周转轮系方案结构简图的自动绘制奠定基础。
下面以九杆六速变速箱为例, 介绍该方法的应用。设计要求:基本变速挡位数6、自由度数2、行星轮数2以及杆数9。首先, 输入设计规则{6, 2, 2, 9}, 得到符合设计规则要求的规范图形载体分别为九杆No.2、No.3、No.4、No.5。为了说明问题, 这里以No.2图形载体为例, 通过图8、图9所示的转动副和齿轮副标记, 以及确定内外啮合齿轮副的过程, 得到非同构的符号方案共计18种:
图10为No.1符号方案对应的周转轮系结构简图。关于由周转轮系符号方案自动生成其对应的结构简图过程, 将在后续论文中给出详细阐述。由计算机自动创成的九杆图形载体对应的符合设计要求的周转轮系符号方案共计41种, 限于篇幅, 这里不一一给出。
7 结论
基于Tsai等规范图表达思想, 以自动变速箱结构特征为依据, 研究了汽车自动变速箱周转轮系方案创成的计算机化实现问题。根据给定的自动变速箱设计要求 (挡位数, 自由度数, 行星轮数和杆数) , 首先选取符合设计要求的规范图形载体, 然后对图形载体邻接矩阵中的C矩阵进行符合设计规则的齿轮副和转动副标注, 剔除同构方案, 得到以外啮合齿轮副表达的周转轮系方案。在此基础上, 区分内啮合、外啮合齿轮副, 并剔除同构方案, 得到符合设计要求的非同构全部周转轮系方案。用符号表达这些创成的设计方案, 为周转轮系方案结构简图的自动绘制奠定基础。本研究在内外啮合齿轮副标定、同构方案剔除, 周转轮系方案自动创成与符号表达等方面, 相对Tsai等规范图理论, 取得了进展, 提高了周转轮系方案创新的设计效率。
参考文献
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自动变速箱 篇2
G.Kouroussisa, P.Dehombreuxb, O.Verlindena
关键词： 自动变速器 删除卡斯蒂略的方法 变速箱的运动 离合器模型 罚函数 车辆纵向动力学
摘要
本文介绍了对自动变速器模型的一个有效的配方在动力传动系统设计的早期发展阶段的车辆性能。相应的用虚功原理获得的运动方程，涉及所有旋转的变速箱零件。删除卡斯蒂略的方法来有效地建立部分的齿轮比的表达。一套是刑罚功能与离合器相关的制动器使连续模拟换档。车辆的加速度计算方程包括变速器模型的乘用车管理纵向行为,包括发动机、轮胎的一个现实的模型和经典道路负载。这个公式提供了一个动力系统/车辆动态模型为了简单起见(刚性互连机构运动学约束),和充分有效的连续模拟齿轮变化。提出了两个现实案例，即克莱斯勒45rfe和爱信华纳55-50锡动力系统。对于后者，验证是通过比较了的测量数据。开发模型显示自己是一个有价值的工具,用于模拟的实现不同控制齿轮变化规律。
2014爱思唯尔有限公司保留所有权利。
1。简介
多体仿真工具通常用于评估车辆在架设前的表现。这个虚拟原型不仅用于机械性组件的设计也为电子部分。多体系统的耦合与其他学科提供了丰富的新的发展领域。例如,机械电子系统,需要集成特定方程与致动器、控制器和传感器、富于车辆及其规范现在定义与计算机辅助工程工具。自动变速器(在)组成的行星齿轮火车,越来越多的应用在现代轿车。其重量轻、体积小，有趣的表演，使这类装置的成功，特别是最近被带到限制功率耗散。这种轮系是一个完美的例子。机电一体化系统的汽车由于变速箱控制器来优化燃料消耗或加速性能。尽管通常的多体系统仿真工具通常用于评估车辆的动态性能，对一个完整的加速过程仿真是不直接改变各变速运动限制通过传动系统。模拟换档，第一选项，包括建立连续的齿轮[ 1 ]模型，仿真跳跃模型是根据一定的连续性条件进行的模型（硬件在环仿真）。这方式是乏味的，由于机构配置高一些但有很好的分离阶段模数转换优势。第二选项包括在模型的执行机构，除了内部组件。因此，更复杂的模型可以被开发，包括变速箱的所有机械零件，和详细的接触现象的发生离合器和制动器[ 2 ]。水獭等。[3]建议在Modelica的软件模型下考虑变速箱，包括液力变矩器(TC),作为一个变量结构。同样,邓普西等。[（4、5)开发了一种Modelica图书馆致力于自动传动系统动力学(PT),包括多重物理量行为(热或液/结构交互)在
一个模拟的环境。多拉和穆拉德 [6]提供了一个方法,每个传输部分分别建模,然后连接到对方一步一步中间使用LMS想象AMESim.Lab验证。联合仿真技术用于包括和利用系统控制。钟等。【7】注重提高换挡瞬态换挡控制算法。真田等人。[ 8 ]，还提出了一个数学模型的鲁棒控制器设计的离合器滑摩控制，考虑到移动的惯性相位。对于动力传动齿轮噪声和动态载荷，行星齿轮动力学建模主要包括集中质量模型和有限元模型。刚体运动学模型，为集总参数模型提出的顾和伊兰克斯[9,10]，报价也可能研究准静态和动态在制造误差的存在，加载（几何，安装，……）。这些动态模型的齿轮的齿之间的相互作用也保留对行星齿轮的自然频率和振动模态。[11 13]。所有这些交互往往是研究在一个齿轮箱模型中,由于集成模型(如动力系统/车辆动态模型)需要的计算工作。
上述模型对变速箱的机械设计是特别有用，但是他们都强烈地依赖于平台仿真。此外，在动力总成设计阶段存在的不足，详细的完整的多体分析中的应用将是困难的。在这种情况下，一个中间模型倡导并优先在行业。例如，帮助的齿轮变化的设计，它是处理一个模型允许完整的加速过程仿真有趣车辆。这种模式甚至可以集成在开发新的策略目标变速箱控制器内部精确的发动机转速控制和最优移位电机调谐。一个简单的模型在本文中，基于以下假设： 它包括所有齿轮箱的旋转部分,视为刚性,没有专注于摩擦扭矩齿轮相互作用引起的。相比其他建模（例如，结合多体动力学和润滑的接触力学模型[ 14 ]，牙齿摩擦在行星齿轮[ 15 ]功率损失），这种方法允许简化的目的与早期的发展阶段。
•对于传动系统，齿轮的相互作用是在为运动约束。柔性接触和非线性特性产生从行星齿轮的动力，在[ 16 ]的研究，也忽视了由于换档的设计并不需要一个非常传动系统详细的弹性分析。
•离合器和制动器，它代表自动传动系统的基本要素，是由扭矩施加在齿轮使用替换通过分析制定刑罚与设备有关的运动学约束相关的功能。
•动力模型是包含在一个简单的车辆模型，考虑到纵向运动。
所有这些假设与模型的目的和所采用的有效配方兼容。建立变速箱的运动控制方程，利用虚功原理，提出一个系统的方法，通过删除相关卡斯蒂略[ 17 ]以自动建立运动学约束。该模型用于加速度的仿真一个客车，包括电机和TC的特点，受古典的道路负荷如滚动阻力的现实模型，和空气阻力。提出了一个验证步骤，通过比较从车辆的加速度发表的一些结果配备爱信华纳55-50锡动力。超越的动力性能分析，结果进行了比较对克莱斯勒45rfe传输。2。自动变速器的动力学模型
车内的机械系统之间的连接装置，在动力总成图1所示。TC一般直接放在发动机将负载从电源在换档后。液压泵与在消耗营养液从而激活制动器和离合器一点能量。这些操作由一个电子控制单元，称为传输控制模块（TCM），允许策略被越来越多的复杂提供司机驾驶更舒适。事实上，齿轮的变化是根据由车辆优化设计运行条件：低转速或嬉戏的态度在全油门低消耗。进一步的，经典力学考虑，包括差分和车轮。本节重点介绍变速器的力学行为，包括一系列复杂planetaries更多或更少，取决于变速箱的设计。
图1。在传输流
仅考虑各部分围绕其中心轴旋转，虚功率原理是由下列表达
在ω我被认为是刚性的各构成变速箱NB机构的角速度。相应axialmomen惯性II和总扭矩的顶端到顶端，我对每个体都考虑在内，包括刹车离合器或贡献，外部来源（输入和输出传动元件）。虚拟旋转速度参数ωV，我的身体的每一个可以表在一些选定的NCP主虚拟旋转速度ΩV，J的部分贡献，与ncp的变速箱的自由度数量。系数λ我，J被定义
为研究机械系统始终是与时间无关的，表达（2）也是有效的房态和因此的角ω加速我：
Ω哪j是第j个主旋转加速度。从这些时刻的虚拟旋转速度ΩV获得虚拟功率，从均衡提供了NCP方程[J]变速箱的运动规律：
这一原则是安萨姆最大坐标的方法类似，希勒[ 18,19 ]发达，其中数配置参数的NCP用于表达themultibody系统运动学等于自由度的数目该系统。比较喜欢直角坐标或相对坐标的方法，广泛应用于商业产品，一个最小的坐标的方法产生一个NCP的常微分方程系统的优势。通过对式（5），事实证明，运动方程可以构造如果用户提供了系统的运动学，也就是说系数表达λ我，J，和所施加的扭矩，身体的每
图2。轮系结构。
2.1。齿轮和行星
在变速器的运动学分析进行第一步是确定的自由度的数目和选择主旋转只有每个部分围绕其中心轴旋转必须考虑第二步是提取。运动各部分间的关系以确定系数λ我作为选定程度的功，自由工作可以由每个传动关系写了著名的（见图。2
（一））
ωL / M与齿轮具有相对于身体的旋转速度（即齿轮轴连接的部分）和ZL为齿轮的齿的L（L = i或j）。这种关系必须结合组成的旋转
行星差动齿轮，thewillis公式[ 20 ]可以直接使用（参见图2（b）为指标）
在参考部分0可以由任何人取代，根据组成的旋转。2.2。在删除卡斯蒂略的使用方法
建立运动学公式（2）是复杂的，繁琐的和是一个错误。为了克服这个困难，系统的方法，通过删除卡斯蒂略[ 17 ]最初，是用来方便地解释所要求的运动关系。如果一个齿轮（或基本电路）K的确定了火车，一个矩阵C容易建造fromkinematic关系，考虑结构行星。其元素CKN定义为
与下标IK和JK的齿轮和RK相关承运人（在“±”符号为内部负号啮合的齿轮只）。Zik是齿齿数我参与电路K元素纳铁福提供J运动学方程
矩阵的大小（J×N）确定J和链接，请注意这两个数字是数字电路与数字通过下关系联系：
在一个单自由度的行星[ 21 ]。
图3。一个四连杆行星结构及其电路的运动方案。
系数λ我，J是从下面的关系[ 17 ]获
其中EI，E J，EL和连接尺寸的向量（N×1）的条件是等于零，默认情况下，在对应行的一个所采用的定义（该：输出齿轮；输入齿轮；排rowj：L：固定齿轮；化：最后一行）。方程（12）是availablewhen选定行星验证关系（11），与系数的定义兼容λ我，J。应用这种方法，它是必要的表定义行星电路研究。说明行星在图3中显示的是该方法。注意身体的2是由两齿数不同的牙齿（Z21 Z22左边；右边）。强调的是两个电路，和C是
如果身体4被锁定，和体1和3作为输入和输出元件分别，这比31行星轮系λ通过求解式（12
如果身体2被选择作为输出，（E J和EL不变）
2.3。稳定的罚函数的离合器和制动器
确保从输入功率传输到输出轴，NCP−1辅助设备，一个离合器或制动器，必须从事这样的变速箱拥有1度freedomonly。如果i和j接合部分之间的离合器，它将逐步防止相对转动速度，施加以下约束
实际上，摩擦力矩是通过输入和输出轴之间的离合器装置，最大振幅根据对摩擦盘的压力。压力逐渐增大，当传递的转矩低于摩擦极限，部分坚持相互约束。的齿轮变化平整度直接相关由液压致动器施加的压力剖面，驱动本身的变速箱控制器。允许一个连续的齿轮变化的简单模拟，离合器将引入的运动方程施加力矩Ti和Tj在部分I和J分别给出的，换档时，惩罚系数K是由控制单元施加的压力分布和模拟继续进行。当然，一些滑移发生在装置，但如果惩罚系数足够大，可以忽略不计，这可能是由于稳定期。制动的情况是类似的，一部分是固定的。这种方法是相当简单的。方程（19）存在一定的局限性，忽略了界面摩擦粘滑性离合器或制动器，因此复杂的摩擦现象，如离合器抖动[ 22 ]。罚函数被应用在所有的情况下在整个模拟。他们还提供了一个简单的方法来估计右离合器的扭矩值（低估扭矩是重要的滑动相关；过高会导致有关的部分的相对旋转）没有定义许多机械参数。时间常数τ介绍保证数值积分的稳定性模型也可以被看作是某种相关的运动学约束比例微分控制。同样的表达用于任何制动，离合器或单向离合器系统（使用带，楔块或磁盘技术）。所有的惩罚系数的标称值等于105nmsRAD和持续时间0.1秒源于调整提供令人满意的结果（惩罚系数足够大的）。2.4。变速器的动力学
通过开发式的表达（5）在主旋转速度，以下系统得到的
介绍台基网和吹捧的施加的扭矩输入轴和输出轴上。采用这种结构，我们假设第一和最后的配置参数与输入（Ω1）和输出轴速度（ΩNCP），分别。它要说明的是利矩阵M和D的发
展与价值的惩罚系数相对于每个离合器/制动器和运动方程高刚性由于这些惩罚系数的高值。这些方程必须在整个模拟过程中保持不变的优点。每个齿轮比对应的一组的惩罚系数，换档时，惩罚系数逐步倒（0～105nmsRAD或负）。以要尽可能接近现实，惩罚系数随时间变化和遵循，在转变过程中，压力的演化由液压致动器驱动离合器/制动器变速箱控制器施加。对所提出的系统模型，已在easydyn方法[23,24]实施框架。easydyn由C + +库允许的运动方程，数值建设和整合从运动学，表示的最小坐标的方法，并对机械系统的力量。的可能性，包括补充微分方程，这些方程提供其他constructedmechanical系统耦合。框架developedmainly与可读性和性能是关注。该项目是开源的，用户可以写新的用户程序（例如特定的元素力量）甚至他的具体需要修改代码。一个新的组件有beenwritten从用户定义的输入数据建立的运动方程的变速箱： •与相应的行星相关的轴数（与转动惯量），•定义的主度freedomcorrespondingmost经常的输入和/或输出的连续动力系统，•相关电路的每个基本的行星，•扭矩定义（引起的制动器和离合器的接合/脱开）从操作数据表。
初始条件和外部力被定义为所请求的应用功能。模拟系统性能，有必要对这一系统与装有这种传动的客车模型。TMC策略（换档时刻）也被定义为车辆的特征函数。3。整车的仿真
该模型的变速箱已被用来模拟实际车辆的加速过程。在功率流传输（图1）显示了整车仿真所涉及的两个更多的自由度
•的发动机驱动的TC输入轴的旋转的旋转，泵轴（也被称为变换器的输出轴，或涡轮轴，连接到变速箱的输入轴）；
•车辆本身的纵向运动，运动独立于由于轮胎打滑的车轮转动。
本节描述了这两个额外的运动是一个简单的公式。当然，更复杂和详细的模型可替换的方法，该模型的目的是处理一个简单的预测工具，具有足够的精度，包括影响车辆纵向运动的元素。3.1。所施加的扭矩输入轴上的估计 电机轴的动态平衡是写
Ω0与发动机的旋转速度，I0为电机轴包括电机本身有关的总转动惯量同时TC泵轴，T0为电动机转矩和TTC，泵传输到TC泵轴扭矩。一个定义的和恒定的节气门位置，使电动机转矩T0可估计，乍一看，一个二阶多项式，作为
引入系数M0，M1和M2从发动机扭矩–速度曲线建立。扭矩测控，泵驱动TC的输入轴取决于两轴之间的转换速度比。在我们的的情况下，在涡轮轴的旋转速度对应于1（Ω变速箱的输入轴的转速和扭矩）可以从TC泵容量因子的定义，提供与速度平方的关系。在完整的动力总成，施加的扭矩在变速箱的输入轴将由
TTC，涡轮由TC涡轮轴施加的扭矩，以驱动液压thydr pumpof变速箱扭矩I1，EXT为所有连接到变速箱如TC或液压输入轴的惯性矩相关的外部元件泵。在转换器相关的扭矩可以计算从TC扭矩–效率法获得fromperformance测量运动或fromprediction模型[ 25 ]。扭矩必要的供应液压泵也有简单的法律定义，根据泵的特性和回路压力。如果一个锁定系统适合TC，相应的离合器模型通过力矩的定义式（19）。3.2。的转矩输出轴上的估计 对汽车纵向运动相关的平衡方程
withmas大众的车辆，FT作为一个轮胎的牵引力，RR为滚动阻力和空气阻力大为。一个新的介绍了自由参数X度，确定车辆纵向运动。牵引力取决于轮胎滑移的定义为
在RW是车轮的滚动半径（速度ωW）和RD是变速箱的输出轴之间的传动车轮。可广泛用于车辆处理研究[ 26 ]所有的轮胎模型中，亚利桑那大学的分析模型【27】采用。每个前轮，牵引力的评价
CL为轮胎的纵向刚度（相当于所谓的侧偏刚度侧），F为轮胎摩擦地面系数，FZ为轮胎上的垂直力，苗条的限滑。只有纵向滑移是占，意义也没有横向滑移。因此，没有回正力矩的考虑。这个假设是可以接受的，限于研究一个纵向运动。它注意到，前轮与加速度减小垂直力Fz的兴趣
其中L是汽车轴距，C为重心与后轴之间的纵向距离，H是相对于地面的重心高度。重力加速度由G.摩擦系数f的演变从静摩擦系数fs的动态摩擦系数FD根据滑移
在一般情况下，滚动阻力RR是通过滚动阻力系数FR估计，由
系数FR取决于轮胎类型，对路面平整度和行车速度X。对于常规的道路，下面的公式得到一个很好的估计[ 28 ]
图4。aisinwarner 55-50锡运动方案的。
气动阻力大的阻力系数CD经典估计（又称CX）的车辆
ρ作为与空气密度和作为车辆的迎风面积。系数CD通常低于0.3的轿车扭矩施加在变速箱输出轴的
在INCP；EXT是惯性变速器所有零件从变速箱到车轮的等效弯矩。的主要贡献来自车轮，由2iwrd2与IW的相对于旋转轴轮的转动惯量。4。应用实例及仿真结果
4.1。案例1：爱信华纳55-50 Sn传输在考虑布局（爱信华纳55-50 SN）如图4所示。它由十八部分组成（G1，G1和G18）G18作为输入轴和从动轴，分别。部分G2 G8构成主要的行星，通常称为拉维娜式行星。部分G11 G18其中驱动轴（G18）构成的行星减速。实际上，从功率流主要行星的减速行星通过计数器传动齿轮和从动齿轮G10 G9柜台处。输入轴G1和G9计数器传动齿轮之间的传动比取决于C1和C2离合器和制动器的状态B1，B2和B3（F1和F2是自由轮）。另一方面，反向从动齿轮G10和驱动之间的传动比轴G18取决于离合器C3和制动器B4和B5的状态（表1）。所有制动器和离合器配备液压执行器由驱动齿轮比控制全球tcmwhich thewanted（表2）。该旋转部件数量等于18，受从4组件，导致一些4自由度14约束。当离合器C1总是从事正常驱动模式，还有NCP = 3自由度。当然，选择的主旋转机构（G1相关输入轴），G18（输出轴），和G9（一个连接两planetaries齿轮）。为主要的行星，列举五个电路，提供矩阵
表1不同的液压致动器的功能（aisinwarner 55-50 SN）。
表2在不同的齿轮位移的致动器的操作（爱信华纳55-50 SN）。离合器C1一直致力，除了在反向位置。
对于低档的行星，它由4个电路
通过分离体G14齿数（上标F：为前齿轮；R：为后齿轮）。系数λ我，J是情商。（12），（34）和（35），知道ω¼−Z9 10Z10ω9建立两传动系统之间的联系。例如，G16旋转表示为
整车的仿真是沿直线进行，对应于现实情况的实验研究测试在封闭的轨道为变速箱的性能评价。自动变速器的数据（包括控制法）的车辆没有保密的原因。考虑换档时刻是全推油门位置相关。
图5。一些实验和数值模拟结果对应于爱信华纳55-50 SN之间的比较。
图6。在相关的爱信华纳55-50 Sn在车轮的扭矩时间历程。
图5显示了预测结果他们的实验（只有20的可测量从启动而模拟60）。一般的观察是一个很好的协议，尽管发动机的假设的简单模型行为和为tcmstrategy。特别是，图5（a）显示各齿轮加速效果（2.10秒，4.93秒，12.73秒和29.97秒），第一三班以及与实验数据相。图6给出了扭矩在轮，实验测试过程中不可用，这是一个非常重要的参数与在汽车驾驶员和乘客舒适度的感觉。基于此曲线（和第四升档zoomaround），一个额外的验证可，根据物理现象的模型很好地再现了换档过程中，由两个阶段的过渡：
•转矩下降的现象在转变的开始29.97和30.14秒之间，时对应的速度比任何两旋转体之间保持其预位移值在换档（转矩相）；
•增加扭矩（30.14秒和30.59秒之间）涉及两位移值之间的有效过渡（惯性阶段）。另一个过渡区也观察到30.97秒和31.60秒之间，由于TC锁systemequipping 55-50在Sn的。后者是由TC TC涡轮泵的公式帮助建模之间的离合器（19）。
图7。克莱斯勒45rfe运动方案。
表3不同的液压致动器的功能（克莱斯勒45rfe在）。4.2。案例2：克莱斯勒45rfe传输
案例二重点克莱斯勒45rfe传输。它的功能是在[ 29 ]主要描述。图7显示的示意图这种传输图，完成表3和表4的传动比。变速箱由9部分组成（记从G1到G9 G1和G9）作为输入轴和输出轴。它看起来像三个行星载体允许所有太阳的安排齿轮，小齿轮和环形齿轮具有
相同数量的齿（Z2，Z3 F = Z6 Z3，Z4，Z5 Z9 R = = = = Z7 Z8）。这个紧凑的变速箱提供了六个电路，定义
和六前比（四的齿轮比和公路通过两个额外的比率）当驱动器是明智的活性（表4）。完整的变速箱有三个自由度和两个致动器需要每个档位选择时激活。离合器允许与所选元素的输入轴连接G2 G1，G3或G4。运动G1可以考虑外部齿轮箱（见附录A，力的定义），以减少对NCP = 2自由度数量要确定变速箱运动学：选定的主旋转机构G2相关（第四至第一输入元件齿轮的选择）和G9（输出轴）。这在最初设计货车变速器目前的分析，认为它是一个汽车车辆专用齿轮。这样的选择是出于详细和充分的[ 29 ]提供特征以该模型与方法。本节的目的是提供车辆相关的定量分析研究以前当齿轮变化。
图8显示了该发动机和车辆的速度，与上述相比，Sn在55-50爱信华纳。显然，一个显着的性能差异出现在两ATS。相比于爱信华纳55-50 SN，克莱斯勒45rfe在提供较少的性能。注意，相同的中医策略，基于原来的，和，其中，第六比不使用。TC锁定无效避免一些非理想效应（TC锁定接合之前和期间的升档）。升档不出现在同一时刻，因为战略是根据车辆的速度值。图9显示了运动汽车加速时变速箱反应。图9（a）提供了一些尸体的时间历程，并对应在仿真过程中所施加的条件。例如，第一齿轮选择在小齿轮G3旋转是空的，显示制动器B3工作。旋转方向是很好的预测，例如，太阳齿轮G2和G3的旋转
表4 在不同的齿轮位移的致动器的操作（克莱斯勒45rfe at）。
图8。预测的速度（发动机和车辆）的车辆配备克莱斯勒45rfe AT 第四齿轮选择过程中是相应的齿轮G5和G7相同（1减速比）。图9（b）显示输入轴的演变作为一个输出轴的功能。此外，模拟结果，绘制了理论的齿轮比，显示与预期的完全一致。在图10中更新性能提供了一个简单的换档参数的敏感性分析表明。所需的0汽车加速度–100公里/小时的时间（性能）和最大纵向加速度（安慰）的研究，不同的轮班时间围绕其标称位置和换档的时间（从瞬时的标称时间），分别。添加第六的比例，和干预为短的时间内移（90%分）。对于性能分析，长齿轮比减少需要从0加速到100公里/小时，提高舒适的车内时间。用于换档的时间，最大纵向加速度（不包括初创期）减少如果持续时间增加。从时间的价值，各致动器的压力逐步在车辆性能变化不明显（一个非常小的增加与换档的时间观察）。这样的预测模型更新TMC提供了非常有用的信息策略，可以减少实验测试的数目在封闭的道路上必要的校准控制器。5。结论
一个有效的和可靠的中间multibodymethodology概述了计算车辆的纵向性能配备自动变速器。一个简单的公式是建立在自动运动方程传输，基于一个完全的分析方法计算出运动的表情和稳定的罚函数建模内部的致动器。与经典方法相比使用多体软件包，该配方允许车辆加速度的连续模拟（直线）用于调整所考虑的车辆换档的目的。目前现实的结果和比较测量车辆的换档，一个简单的轿车已开发和耦合到变速箱模型。这种方法是不受限制的和允许的变速箱的特点分析。
图9。使用克莱斯勒45rfeAT数值模型得到的运动学分析结果
图10。换档参数进行灵敏度分析，克莱斯勒45rfeAT（左：效果由于换档时间；右：由于换档时间的影响）。
介绍了两个案例研究，基于现实的齿轮系的最近研究。第一个允许主要验证模型结果与实验同行和另一个显示这种模型的潜力，设计在性能（齿轮变化之间的平滑过渡）。这种模式甚至可以集成在变速箱控制器是一个开源和便携式模拟程序转移到工业实施。命名
汽车迎风面积，平方米 C车辆重心/后轴的距离，m
k行CKN元，矩阵C的第n列，– 车辆的阻力系数CD，– CL轮胎纵向刚度系数，N 大的空气阻力，N F轮胎/路面摩擦系数，–
FD的轮胎/路面的动态摩擦系数，– FR轮胎/道路滚动阻力系数，– FS轮胎/路面摩擦系数，– 轮胎的FT的牵引力，N g重力加速度，m S2 车辆重心的高度H，M IK齿轮我基本电路K，–
我的身体的惯性轴II的时刻，下kgm2 在一个行星的电路J号，– K惩罚系数，NMS 拉德
我车的轴距，M M车辆质量，公斤 在一个行星的链接数，–
自由度的数目（或NCP配置参数的数量）的变速箱，– 构成箱体号码，– 三–传动比，RR的滚动阻力，N 车轮的滚动半径RW，M 轮胎滑移，– 苗条的轮胎限滑，– 对身体我Ti转矩，纳米
Ti，J力矩的身体我的身体J，纳米 顶端到顶端，我总对我的身体的扭矩，纳米 X的纵向运动，M 齿数子数（身体）我，–
（M0，M1，M2）电机转矩系数，（nm，NMS，nms2）λ我，J的运动比，τ常数时间与惩罚系数相关联的
ωI / M刚体角速度的我就体M（M是如果身体接地框架，相应的指数略），RA S ωV，我虚拟的身体我的角速度，弧 S Ω我第j主旋转速度，弧 S ΩV，我第j虚拟旋转速度，弧 S ρ空气密度，公 M3 E列向量的零除一一在一个特定的行（我：输出齿轮；J：输入齿轮；L：固定齿轮；N：最后一行），–
Ω主旋转速度矢量，拉 S C运动矩阵的行星，– M质量矩阵，公斤 D阻尼矩阵，公斤 S ◊0指数相关的电机 ◊W指数相关的车轮 ⋄
◊的相对于时间的导数的形式
附录A定义离合器动态效果直接放在输入功率流
克莱斯勒目前特定gearboxwhere 45rfe所有离合器把输入轴G1和一元之间的变速箱（G2，G4或G5）。G2的情况是明显的，这个元素被选中作为主旋转。对于其他元素，它有可能使一个合理的快速计算的条款被包括在方程运动。根据定义，离合器的作用类似于一个耗散转矩，从而耗散的能量可以被定义为
其中K为惩罚系数的关系是两ω机构由离合器接合之间的旋转速度的差异。速度被定义为
我是来自哪里ω主旋转速
自动变速箱 篇3
由于自动变速箱的部件多，工作环境温度高，本来定期更换ATF就非常有必要，而且直接透过一般泄漏方式更换时，无法将液力变矩器内的油液漏出，所以就算更换后，变速箱内的油液仍会是半新半旧的混合，一来缩短了保养间隔，而且会留下隐患。而捷驶星汽车服务连锁使用的是“恒温更换变速箱油技术”，利用机器的压力排出旧油，换进新油，保证彻底把旧油换出；恒温更换ATF，保证新换入的油的温度与高速运转的波箱保持温度一致，避免新油注入时导致变速箱内精密部件受冷收缩，从而起到保护变速箱的作用。
当看到更换出来的旧油时吴先生非常惊讶，他根本想不到原来旧油早已氧化变质，如果使用直接更换的方式，那真不保证日后会不会留下什么隐患？当新油全部注入变速箱后，吴先生松了一口气，心头大石似乎已经放下了。
趁着更换变速箱的片刻，捷驶星汽车服务连锁的技师们并没有停下手来，而是四处检查吴先生的爱车，看看有没有其它异常，同时也根据经验告诉吴先生他这款车型的一些应该注意的常见问题和保养技巧。吴先生说：“平时去做保养，很多技师要么赶时间急急忙忙地工作，要么推销各式各样的项目，而捷驶星汽车服务连锁技师如此细心负责的态度，确实不错。”
对于捷驶星汽车服务连锁自动变速箱恒温更换服务的体验如何，我们看看吴先生如何表示。
自动变速箱换挡控制系统性能分析 篇4
关键词：自动变速箱,动力性,燃油经济性,MATLAB
0 引言
20世纪初期, 我国的轿车上配置的还是手动变速箱MT (Manual Transmission简称MT) , 手动变速箱起动与换挡卡顿、发动机转速改变过于频繁、发动机工作状态不稳定、对传动系统造成冲击较大等缺点, 无法满足人们对于舒适性需求, 因而自动变速箱得以兴起[1,4]。自动变速箱AT (Automatic Transmission简称AT) 能够根据路面状况自动变速变矩, 减轻了驾驶者的劳动量, 提高驾车的注意力, 从而使驾车变得更轻松和安全。自动变速箱已经在变速箱市场占据主导地位。
文中以01V型液力自动变速箱为研究对象, 分析汽车行驶过程中的驱动力和燃油经济性特性的变化, 从而为自动变速箱的设计者和使用者提供一定的参考价值。
1 变速箱的发展历程
轿车的自动变速技术发展历程历时100多年, 发展至今已经有了智能化的开端, 回顾发展历史可以看到由机械控制到电子控制的转变:
第一阶段20世纪初, 用离合器与制动器等摩擦元件的配合来进行变速, 这就是自动变速的萌芽;第二阶段20世纪30年代, 由于液压的普遍应用, 开始出现以液力自动变速为辅助的自动变速箱, 称为自动液力变速箱, 今天看到的液力变速箱就是在那时得到应用并发展起来的。如1938年在通用Oldsmobile车上Hydromantic的使用;第三阶段20世纪末, 随着电子技术的兴起, 电子控制的变速箱随之兴起, 汽车变速箱开始进入电控自动变速阶段[4,5]。
2 自动变速箱的性能分析
文中以大众车系如奥迪A6、捷达、帕萨特B5等搭载的01V自动变速箱为研究对象, 进行其性能分析, 其中主要分析动力性、驱动力、行驶阻力和燃油经济性。
2.1 动力性分析
影响汽车动力性的指标主要有最高车速、加速性能和爬坡能力[2]。在汽车行驶过程中, 如何在保证其较高车速的情况下又满足良好的加速性和爬坡能力, 是文中进行动力性分析需要研究的重点。
2.2 驱动力和行驶阻力分析
汽车在行驶过程中所受力主要有来自于发动机的驱动力和外界的各种阻力。
1) 驱动力。汽车发动机产生的转矩Me, 经传动系统使驱动轮上获得的转矩为Mt, 在此转矩作用下, 地面与驱动轮之间产生一向前的行驶驱动力Ft, 因驱动力产生过程受诸多因素的影响, 因此驱动力计算式[7,8]为
式中:Me为有效转矩, N·m;ik为变速箱的传动比;i0为主减速器的传动比;ηT为传动系的效率;r为驱动轮半径, m。
2) 行驶阻力。汽车在正常行驶时须克服来自自身、地面和空气等的阻力, 其阻力计算式[7,8]为:
式中:Ff为地面滚动阻力;Fw为空气阻力;Fi为上坡阻力;Fj为加速阻力。在进行阻力分析时, 因Ff和Fw时刻存在, 所以重点考虑这二者。
a.滚动阻力Ff。在进行汽车行驶阻力分析时, 依据行驶速度不同滚动阻力系数f有不同取值[7,8]。当va<50 km/h时, f=0.0165, 当va>50 km/h时,
式中:m为整车质量, kg;g为重力加速度, 取9.8;f为滚动阻力系数。
b.空气阻力。在汽车行驶过程中, Fw计算式[7,8]为
式中:CD为空气阻力系数;A为汽车迎风面积, m2;ρ为空气密度, ρ=1.2258N·s2·m-4;vr为汽车与空气的相对速度。
如果汽车在无风的情况下以va的速度行驶, 则式 (4) 转化为
2.3 实验数据采集
在进行变速箱性能分析时, 实验数据的获取以实验室现有的搭载01V自动变速箱的某一大众车型为研究对象, 该车型的具体参数见表1和表2。
实测发动机的参数见表3。
2.4数据分析
1) 转矩特性。采用MATLAB软件对发动机参数进行4阶拟合, 拟合结果如图1所示。
由图1可知, 发动机输出转矩随转速的增大而增大;当达到峰值后又随着转速增大而减小。因此, 对于发动机调校应尽可能使其在峰值附近输出, 即能有较好的输出转矩。
2) 驱动力特性。以车速va为横坐标、驱动力Ft为纵坐标建立直角坐标系。在发动机输出转矩特性曲线上每隔200r/min取一点 (Me、n) , 并计算对应的Ft和va。利用MATLAB将这一系列驱动力和速度进行多项式拟合, 得到该挡位下的Ft-va曲线, 拟合曲线见图2所示。
图2为变速箱在各挡位下Ft-va关系曲线, 该曲线表明:
1) Ⅰ挡在低速时可以获得较高的驱动力, 当路况突变时及时切换;Ⅱ挡调速范围较狭窄, 与Ⅰ挡、Ⅲ挡有重复区间, 若情况允许, 可以直接挂至Ⅲ挡位;Ⅳ挡、Ⅴ挡调速范围大, 但是驱动力相对较低, 可以在路况良好的路面上行驶, 获得较高的速度, 一般常用于高速行驶。
2) Ⅰ挡在20 km/h左右获得一个峰值即最大驱动力, 此时可获得较大的加速度, 随后驱动力降低。Ⅱ挡在40 km/h时获得一个较大驱动力, 常用于过渡, 使用Ⅰ挡时, 若直接切换Ⅲ挡驱动力相差大易出现卡顿等情况, 若过渡Ⅱ挡至Ⅲ挡卡顿明显降低, 同时平稳性也得到改善。
3 燃油经济性分析
燃油经济性是汽车消费群体十分关注的问题, 其优劣直接决定其在销售市场的占有率。同时燃油经济性分析也是汽车制造厂商密切关注的问题, 燃油经济性的提高就意味着汽车使用成本的下降和市场占有率的提高。
3.1 燃油经济性的评价标准
1) 比耗油ge。燃油经济性常采用比耗油来衡量, 其单位是g (/km·h) 。燃油消耗率还可用每小时耗油量G (tkg/h) 和每公里耗油量G (mL/km) 表示[4,7]。
2) 百公里油耗。百公里耗油量Q是燃油经济性的又一衡量指标, 其单位是 (L/100km) [4,5]。
3.2 汽车燃油经济性的计算
1) 等速行驶燃油消耗率计算。等速行驶燃油消耗率计算式[4,5]为
式中:P为发动机的功率, k W;ge为燃油消耗率, g (/k W·h) ;va为汽车行驶速度, km/h。
若燃油以升计算, 里程以百千米计, 则式 (6) 转化为
式中:γ为燃油比重, γ汽=0.74 kg/L, γ柴=0.830 kg/L。
此时发动机发出的功率为
代入式 (8) 可得
将变速箱参数和轿车参数代入式 (9) , 通过高阶拟合可得到各挡位等速百公里油耗曲线, 拟合流程图如图3所示。
由等速百里油耗图4可知:1) 不同挡位的油耗相差很大, 速度越高油耗越大。2) 对于挡位有交集的速度区域有最优挡位选择区域;如在Ⅰ挡与Ⅱ挡速度交集区域8~28km/h, 其中在20 km/h以下区域要保证较大的驱动力, 只能牺牲燃油经济性;在20~28 km/h速度范围内, 驱动力变化均匀, 此时应满足燃油经济性的要求, 切换至Ⅱ挡, 这样既能保证速度、驱动力, 也可以省油。3) 对于Ⅳ、Ⅴ两个挡在70 km/h以上燃油量会急剧增加, 相比较而言Ⅳ挡比Ⅴ挡有更高的性价比, 尤其当速度在90 km/h以上时。如在高速公路上行驶尽可能在Ⅳ、Ⅴ两挡位之间切换。
4 结论
本研究以01V自动变速箱为研究对象, 通过对其动力性、驱动力和速度等影响因素进行分析, 依据实验数据采用MATLAB软件进行计算拟合, 获得该自动变速箱的输出转矩特性、各挡位上Ft-va曲线以及燃油经济性曲线。通过对变速箱不同挡位下动力性曲线和燃油经济性曲线进行分析, 获得具体操控时不同挡位下驱动力、速度和油耗的取舍依据, 为液力自动变速箱的设计者和使用者在操控舒适性、经济性和安全性等方面提供一定的参考价值。
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自动变速器实习报告 篇5
自动变速器实习报告1
一．实训目的
汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。此次实训让学生通过学习了解并且接触4T65-E自动变速器来要掌握的它构造以及它的动力传动路线。
二．4T65-E自动变速器
4T65-E自动变速器是通用公司生产的横置式4速自动变速器，采用了典型的串联式行星齿轮机构，变速器的前排行星齿轮架和后排齿圈为一体式结构。该变速器能够提供4个前进挡(包括超速挡)和一个倒挡。
1.图示
下图为4T65-E的ECT外形结构：
下图为结构解剖图：
主减速器是一个单排单级行星齿轮机构，太阳轮是主动件，齿圈与客体固定在一起，行星架与差速器壳是一体，是动力输出件，所以这是一个减速传动。
2.动力传动路线分析
倒挡：倒档时的工作元件为倒档制动器（带式）B2、输入离合器C3、输入单向离合器F2。倒挡的动力传递路线为：发动机飞轮→液力变矩器→涡轮轴→主动链轮→主动链→从动链轮→输入离合器C3→输入单向离合器F2→前太阳轮（实现前太阳轮的动力输入）；倒挡伺服器→倒挡制动器（带式）B2的`制动带→倒挡制动鼓→前行星架/后齿圈（实现前行星架/后齿圈的固定）；前齿圈/后行星架→主减速器太阳轮轴→主减速器→差速器→半轴→车轮（实现前齿圈/后行星架的动力输出）。
D-1挡：D-l档时的工作元件为前进挡制动器（带式）B4、1-2挡单向离合器（低挡单向离合器F3）、输入离合器C3、输入单向离合器F2。D-l挡的动力传递路线为：发动机飞轮→液力变矩器→涡轮轴→主动链轮→主动链→从动链轮→输入离合器C3→输入单向离合器F2→前太阳轮（实现前太阳轮的动力输入）；前进挡伺服器→前进挡制动器（带式）B4→l-2挡单向离合器（低挡单向离合器F3）→后太阳轮（实现后太阳轮的固定）；前齿圈/后行星架→主减速器太阳轮轴→主减速器→差速器→半轴→车轮（实现前齿圈/后行星架的动力输出）。
D-2挡：D-2挡时的工作元件为前进挡制动器（带式）B4、l-2挡单向离合器（低档单向离合器F3）、2挡离合器C1。D-2挡的动力传递路线：发动机飞轮→液力变矩器→涡轮轮→主动链轮→主动链→从动链轮→输入轴→2挡离合器C1→倒挡制动鼓→前行星架/后齿圈（实现前行星架/后齿圈的动力输入）；前进挡伺服器→前进挡制动器（带式）B4→1-2挡单向离合器（低档单向离合器F3）→后太阳轮（实现后太阳轮的固定）；前齿圈/后行星架→主减器太阳轮轴→主减速器→差速器→半轴→车轮（实现前齿圈/后行星架的动力输出）。
D-3挡：D-3挡时的工作元件为2挡离合器C1、3挡离合器C2、3挡单向离合器F1。D-3挡的动力传递路线：发动机飞轮→液力变矩器→涡轮轮→主动链轮→主动链→从动链轮→输入轴→2挡离合器C1→倒挡制动鼓→前行星架/后齿圈（实现前行星架/后齿圈的动力输入）；前太阳轮→3挡单向离合器F1→3挡离合器C2（实现前太阳轮与前行星架联结在一起）；前齿圈/后行星架→主减器太阳轮轴→主减速器→差速器→半轴→车轮（实现前齿圈/后行星架的动力输出）。
D-4挡：D-4挡时的工作元件为2挡离合器C1、4挡制动器B1。D-4挡的动力传递路线：发动机飞轮→液力变矩器→涡轮轮→主动链轮→主动链→从动链轮→输入轴→2挡离合器C1→倒挡制动鼓→前行星架/后齿圈（实现前行星架/后齿圈的动力输入）；前太阳轮→4挡制动器B1→变速器壳体（实现前太阳轮固定）；前齿圈/后行星架→主减器太阳轮轴→主减速器→差速器→半轴→车轮（实现前齿圈/后行星架的动力输出）。
三．实训小结
实训开始的时候老师拆装演示了一遍，接下来由同学们纷纷进行拆装直至熟练，老师要求我们知道各个部件的名称、熟悉各个档位的传动路线。在实训的最后一天每位同学单独拆装由老师考核。
在实训过程中我了解到若想要了解、维修一个部件，必须将其分解，知晓他的构造，以及各个构造部件的名称、用途和构件的所在位置。倘若连基本构造都不清不楚，又何谈维护修理呢。所以我们必须先了解4T65-E的构造。其次，维护修理自动变速器必须知道它的动力传动路线，只有知道它是怎么运行工作的才能检查出问题所在。动力传动路线就像变速器的奇经八脉一般不可或缺。
这种实际拆装实训不仅锻炼了我们的动手能力，更是与书面上的理论相结合，更生动、形象，更容易被我们接受，让我们不再是个只会纸上谈兵的人，这为我们今后的工作打下了很好的基础。
老师非常和蔼可亲，悉心教导，他不仅仅是教会了我们如何拆装变速器，还教会我们仔细观察自己动脑，并且在拆装的时候注意周围环境与自身安全，这是我们一辈子都会收益的。非常感谢老师。
这几天的实训让我，让大家都感觉非常充实有趣，体会到汽车的乐趣所在。
自动变速器实习报告2
一、实习目的
1、学会拆装自动变速器；
2、加深对自动变速器主要零部件的认识
3、熟悉行星齿轮机构的结构及其工作过程。
4、熟悉各档位下各离合器、制动器和单向离合器的工作情况，并能初步判断自
动变速器的简单故障
二、实习设备
1、日产千里马RE4F02A变速器、丰田A341E自动变速器各一台。 2、卡簧钳若干、各种规格的T型套筒、胶锤一个、铁锤一个、铜棒一个、螺丝批若干。
3、大众拉维娜式变速器与丰田A341E自动变速器的各档位动力传递路线图。
三、实习注意事项
1. 应将所有零件按拆卸顺序依次排放整齐以便变速器的组装。
2. 安装时不要用暴力使零件安装到位，防止卡死和零件变形。
3. 由于变速器经过多次拆装，润滑油流失较多，出现零件难以安装的现象，所以在安装时应使用适量ATF油，便于安装。
4. 注意变速器加工表面毛刺和未倒角锋利的地方，以防受伤。
四、拆装过程
由于此次拆装的变速箱都为液力机械变速形式而不是CVT无级变速器，所以两种变速器都以行星齿轮机构作为动力传递元件。一下是单排行星变速机构的工作原理，由推导可得：
n1+an2-(1+a)n3=0（n1、n2、n3分别为太阳轮、齿圈和行星架的转速） 即：行星架输出，则同向减速；行星架输入，则同向增速；固定行星架，则反向输出动力；只有固定其中一个或者两个元件行星机构才起传动作用，固定两个元件的则会出现直接传动，三个元件都不固定则不起动力传递作用。
1. 大众拉维纳式变速器的拆装
大众拉维纳式变速器传递路线及各档执行器工作情况
D 1挡 C1F R挡C2B1 L挡C1B1
2挡 C1B2
3挡 C1C2C3
4挡 C3B2
拆装顺序
1) 拆卸变速器差速器外壳上的紧固螺栓，取下差速器外壳。
2) 拆下自动变速器油底壳，断开油路电磁阀的接线头，拆下油路总成。
3) 取下减速器大齿轮和差速器齿轮总成，以及与其连接的输出轴。
4) 松开制动器锁紧机构。
5) 用卡簧钳拆卸自动变速器离合器的卡簧，分别去出C1、C2离合器。
6) 取出前排行星架和单向离合器及后排行星架总成。
7) 阀体内装有许多精密的零件，在对它们进行拆检时，需要特别小心，防
止钢珠、弹簧、节流球阀和小零件丢失或散落；在安装一些小零件(如止推轴承、止推垫片、密封环等)时，为了防止零件掉落，可在小件表面上涂抹――些润滑脂，以便将小零件固定在安装位置上。
8) 在装配之前，给所有零件涂一层ATF油。
9) 装配时按照“先拆后装”的原则进行安装。
2.丰田皇冠A341E自动变速器拆装
A341E自动变速器动力传递路线以及各档下执行器工作情况
D1：C0、F0、C1、F2
D2:C0、F0、C1、B2、F1
D3:C0、F0、C1、C2
D4:B0、C1、C2
R:C0、F0、C2、B2
L1:C0、F0、C0、B3
L2:C0、F0、C1、B1
拆装顺序
按照前后端盖→油底壳→阀体→油泵→内部结构的次序进行拆卸。
1) 拆除所有安装在自动变速器壳体上的部件，如液力变矩器、挡位开关、车速传感器、输人轴传感器等小部件。
2) 拆下油底壳松开进油滤网与阀体之间的固定螺栓，从阀体上拆下进油滤网。
3) 拔下连接在阀体上的所有线束插头，拆除与节气门阀连接的节气门拉索，松开阀体与自动变速器壳体间的螺栓，取下阀体。
4) 从自动变速器前方取出超速排行星架和C0组件及齿圈，B0：用尖嘴镊子拆下卡环取出B0的钢片和摩擦片，拆下超速制动器鼓的卡环松开壳体上的固定螺栓拉出超速制动器鼓。
5) 拆卸2挡强制制动带活塞。
6) 取出中间轴、高挡及倒挡离合器和前进离合器组件。
7) 拆出2挡强制制动带销轴，取出制动带。再将行星齿轮组整个取出。并取出前后太阳轮组件和低挡单一超越离合器。
8) 拆卸2挡制动器：拆下卡环取出2挡制动器的所有摩擦片、钢片及活塞衬套。
9) 卸输出轴、后行星排和低挡及倒挡制动器组件：拆下卡环抓住输出输取出输出轴、后行星排、前进单向超越高合器、低挡及倒挡制动器和2挡制动器鼓组件。
10) 片式制动器可以不用将里面的摩擦片拆出来。
11)仔细观察拆下来的变速器零件，分析传动路线和各档位齿轮组、制动器、离合器的配合。
12)拆开油泵，结合油泵的功能、工作原理，分析油泵的工作过程以及油道的流通方向。观察完毕即装回。
13)观察完毕按相反次序装回。安装时需注意部分有安装位置、方向要求的零件，仔细安装。
14) 制动器制动片必须按拆装是的次序一片片地装回去
15) 安装完毕后将变速器摆回原位，整理工具、擦去拆装工作台上的ATF油。
五、实习收获
1、通过拆装实习，我们学会了拆装自动变速器。
2、加深对自动变速器主要零部件的认识。
3、熟悉行星齿轮机构的结构及其工作过程。
争鸣中的自动变速器 篇6
近日，继福特在美国和台湾地区宣布延保之后，长安福特也决定于7月29日对6速干式双离合自动变速器的输入轴油封渗油问题实施延保服务，也就是说，从保修之日起延长至5年或16万公里。
事实上，在中国市场，这已经不是双离合自动变速器第一次“出状况”，此前大众汽车就曾经因为DSG双离合变速器屡出故障而延长了DSG的质保期。那么，双离合自动变速器到底存在有哪些问题？这种新型的变速器是否在中国市场遭遇到了“水土不服”现象？
“干式双离合确实存在技术上难以克服的障碍，欧洲目前基本已放弃干式双离合技术路线。”在采访中，徐向阳直言不讳地说，作为北京航空航天大学交通科学与工程学院教授、博士生导师，徐向阳长期研究和关注着变速器领域的发展。对于近期车企屡屡发生的自动变速器问题，徐向阳告诉记者，“大众采取的措施是以牺牲换挡舒适性为代价，事实上就是把DCT换挡平顺快捷的优点给弄没了。福特的问题应该也不只是油封渗油的问题，据说也存在换挡抖动等问题。”
对于自动变速器故障频发的现象，徐向阳并不感到惊讶，“在中国的汽车市场，我们的汽车消费者还不是很成熟，在变速器的选择上，大家还是处于一种‘有’和‘无’的选择上，而不是具体的类型的选择上——是AT还是CVT，或者是DCT都是次要的——这就是中国大部分的消费者目前的状态。”
不但消费者不成熟，对于自动变速器汽车生产企业自己也面临选择的困难。“AT（液力自动变速箱）、CVT（机械无级自动变速箱）、AMT（电控机械自动变速箱）、DCT（双离合器变速箱），这四种变速器，我们中国人要重点开发哪种技术，从2003年开始争论了十多年，”中国齿轮专业协会原秘书长王声堂说，“但是，现在中国自动变速器的形势像什么？就像八国联军、军阀混战，我们引进了七、八个国家的技术，而汽车巨头企业都想争老大。”
如何选择是难题
事实上，作为汽车的关键零部件，整车如何选择汽车变速器涉及很多因素。徐向阳告诉记者，一个国家，或一个区域，以及每一个公司的产品技术路线的选择，在很大程度上取决于技术储备，原来的技术背景，对今后的技术路线的选择有很大影响。在欧洲，现在变速器的主流技术是以AT和DCT为主，是因为欧洲此前的技术储备比较好。此外，用户的用车习惯，对汽车产品的技术路线的选择也有很大的影响。“比如欧洲人开车喜欢换档快，而DCT的快速换档就可以满足这个特点，这样DCT和AT就迎合了客户。”
汽车变速器技术路线的选择不但与汽车企业的技术储备，与用户的开车习惯有关系，而且还与汽车的类型有关。“不同类型的自动变速器所适合的车型是不太一样的。在一定区域里，以什么样的产品为主，自动变速器的选择也应该不同，如果在以大排量车为主的区域，技术路线也是不同的。”
日产力推CVT
“要根据不同的用车环境使用不同的技术，”日产汽车传动系统开发部部长山本清成认为，CVT技术比较适合于在城市道路中使用，而DCT比较适合于高速行驶的过程，山本清成表示，汽车应用CVT技术后，可以让发动机维持在高效运转的状态中。“通过我们的研究发现，CVT技术能够使汽车发动机的燃油使用效率更高。”据其透露，日产与变速器企业加特可公司进行了相关的研究，研究表明，在实际的环境下，不同的行驶条件下，汽车的车速会变化，在这样的用车环境中，由于CVT可以自由选择变速比，就可以让发动机维持在最佳的工作点。
据介绍，CVT技术目前广泛应用于日产旗下的产品，由于良好的匹配性，该技术可以适用于轿车、SUV、商用车等不同的车型，在这方面最具代表性的车型为NV200、新世代奇骏和新天籁等。
由于适用于2.0L至3.5L排量的发动机，并且将整车的燃油经济性提高了10%以上，日产与加特可公司最新联合开发的自动变速器CVT8受到业界瞩目。山本清成告诉记者，通过采用新带轮以及缩小带轮轴直径等措施，CVT8的变速比范围由以往的6.0扩大到7.0，变速比的范围提高了17%。不但实现了汽车起步动力感充沛，并且减少了高速行驶时的引擎转数，提高了整车的节油性，降低了行使噪音。此外，通过改变带轮及钢带的位置，使其不与CVT机油相接触，CVT8 减少了带轮机构所产生的额外的阻力，也减少了泄油量（滑阀数量由12 个减少至8 个），进一步缩小了油泵的体积。而且，通过缩小钢环的宽度以减少钢带与带轮的接触面积，CVT8减小了摩擦损失，使内部摩擦力降低约40%，从而降低变速器本身消耗的功率，并尽可能地把发动机的输入功率传向输出。
随着汽车市场的不断升级，自动变速器在中国未来的发展空间无疑将十分巨大，日产当然希望能够将自己的CVT技术推广到中国市场。但是，清华大学苏州汽车研究院动力总成技术研究所所长由毅则认为，CVT产品之所以有节油的优势，是因为它是无极变速，这对于发动机匹配来讲，更容易实现降低油耗，“但每一种变速器都有自身的特点，从产业基础的角度来看，由于DCT是在MT基础上开发出来的，对自主品牌企业来讲，未来可能会是一个不错的选择。”
艰难的本土企业
与中国市场的混乱局面不同，在国际市场上，自动变速器技术的发展可谓是日新月异。徐向阳告诉记者，目前自动变速器技术发展集中在控制系统和控制策略创新方面，围绕着整车的驾驶性能的改进，还有舒适型的改善，燃油节油性的提高，比如说自适应的控制，基于导航系统的换档控制，以及怠速的控制等。
虽然由于企业缺乏技术积累和消费者的不成熟，自动变速器在中国市场屡屡出现问题，但作为汽车的关键零部件，自动变速器在中国市场的发展却极为迅速——“2013年，在合资企业的车型里，自动变速器的装机率已经达到70%。”博世（中国）投资有限公司CVT业务总监张辉告诉记者，“而合资企业汽车销售数量现在已经占国内市场的60%以上，因此中国市场存在着相当庞大的自动变速器数量。”
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但是与此同时，在自动变速器这个领域却几乎看不到中国品牌企业的身影。相关数据显示，国内自动变速器产业几乎完全由国外公司或合资企业控制，本土公司所占市场份额不到10%。而随着中国汽车市场高端化需求的提升，可以预见的是，中国自动变速器的市场将进一步扩大，面对如此巨大的市场，本土公司能否有所作为？
“中国的自动变速器产业很可能要夭折，”中国齿轮专业协会原秘书长王声堂对此表示担忧，“过去几年，我们引进了七八个跨国企业的变速器，大多数并不成功。”王声堂告诉记者，“目前国内只有湖南容大CVT、盛瑞8AT等几家自动变速器企业，但他们的市场化推进非常艰难，而国内的整车企业对此也大多采取观望态度。”
“现在国内厂家开发MT（手动变速器）的产品没有问题，但是自动变速器——不管是CVT也好，多档DCT也好，积累的时间都比较短。”由毅告诉记者，“过去我们是以MT为主，在自动变速器领域没有技术的积累，没有这里面的核心技术。”而要要获得自动变速器的核心技术，目前国内企业只有两个途径，一个是直接引进别人的产品，还有一个是找一家国外的工程公司来进行开发。
“引进技术，不管哪一家，如果站在市场竞争的角度来讲，谁也不会把自己最先进的产品转让给你，”不仅仅是技术转让有困难，在采购产品的时候中国汽车企业也一样面临困难，“自主品牌的产品，现在连6AT的应用都不是很普及，而一些国外的变速器厂商，受各种方面因素的影响，他也不一定愿意卖给你。”徐向阳说。
找国外的工程公司来开发自动变速器，这是目前自主品牌做得比较多的一件事情，现在已经做量产的几款DCT的产品基本上是这样的模式。但是这样的模式也存在一个缺点，“这样全部委托给外国公司，最终自己还是没有核心技术。”一位不愿意透露姓名的专家对记者说。
由毅告诉记者，目前国外还存在一种方案——专利转让。“比如可以把日产的这个CVT专利转让过来，然后开发产品，这样的模式国内企业应该可以多做一些，即使失败的话，也是尝试过，并且这对技术积累也有好处。”
事实上，对于中国汽车产业来说，以前既没有传统自动变速器（AT）方面的积累，也没有DCT，CVT的积累，这些产品的核心的零部件供应商体系也都不在自主品牌企业掌握范围里。因此，针对中国汽车产业的现状由毅表示，“哪种变速器更适合中国，在未来很长一段时间里，一定是百家争鸣的状态。”
自动变速箱 篇7
重载自动变速箱在国外卡车和客车上已经得到了广泛的应用, 但是国内却没有这方面的研发和生产, 其主要难点之一就是液压控制系统的设计。液压控制系统在ECU的控制下对自动变速箱各离合器进行结合和分离操作, 从而实现车辆的不同档位。一个良好的液压控制系统主要设计要求如下:在换档过程中具有良好的换档品质;具有失电保护功能;要求功能齐全而又简单, 以便有良好的可靠性和维护性。本文将对Allison变速箱液压控制系统的这些方面进行研究, 以供大家学习参考。
1动力传递路线
图1为该六速自动变速器的动力传递路线图, 其主要由液力变矩器、闭锁离合器CL、旋转离合器C1和C2、制动离合器C3～C5和三排行星齿轮组成。动力从输入端输入, 当闭锁离合器CL不工作时动力直接经过液力变矩器传至C1和C2旋转离合器输入端口;而当闭锁离合器CL工作时动力完全经其传递至C1和C2旋转离合器输入端口。变速器共有5个活塞缸, 分别控制5个离合器的结合和分离, 如表1所示, 在不同档位不同的离合器工作以实现动力路线的传递。在1档和倒档闭锁离合器不工作时液力变矩器参与工作, 目的是为了给车辆提供较大的启动扭矩;而在2～6档为了提高传递效率, CL闭锁离合器工作, 液力变矩器退出工作;在空档至倒档以及空档至前进档的依次结合换档中, 始终保持一个离合器不变、另外一个离合器变化。
2液压控制系统分析
图2为液压控制系统, 其由油泵、滤清器、卸压阀、主调压阀、主控制油压调节阀、变扭器、变扭器导流阀、变扭器调压阀、冷却器、润滑油压调节阀、蓄能器、换档阀、排油背压阀、C1锁定阀、C2锁定阀、CL闭锁离合器、C1离合器、C2离合器、C3制动器、C4制动器、C5制动器、电磁阀等组成。各电磁阀中, TCC和MAIN MOD电磁阀为常闭开关电磁阀, PCS1和PCS2电磁阀为常开比例电磁阀, PCS3和PCS4电磁阀为常闭比例电磁阀, SS1为两位三通电磁阀。在此系统中油泵提供随转速而变化的流量, 系统最高压力由卸压阀来限制, 而正常情况下其压力由主调压阀来控制。主调压阀有4个反馈油路, 即出油口油路、闭锁离合器反馈油路、C1锁定阀反馈油路和常闭电磁阀 (MAIN MOD) 出口油路, 使得主调压阀调节出来的油压能满足车辆在空档、倒档、低档和高档所需的各种压力。油液经主调压阀后有3个走向:油路1经过主控制油压调节阀二次调压至各个电磁阀, 电磁阀动作后控制油液作用于换档阀使其也随之动作, 为使换档阀换档平顺, 免受液压冲击的影响, 控制支路上加设了微小蓄能器, 另外此油路也为锁定阀、诊断阀和MAIN MOD电磁阀提供控制油液;油路2至各换档阀, 当换档阀受电磁阀控制而工作时此油路将作用于离合器油缸实现离合器的接合;油路3是流向液力变矩器, 经变扭器导流阀、变扭器调压阀和冷却器后润滑变速器内部零件。
变扭器导流阀和变扭器调压阀是用来调节液力变矩器进、出口压力和流量的, 其中变扭器导流阀又由TCC常闭开关阀控制。当变速器处于1档时, TCC常闭开关阀不工作, 因此其对应的换档阀出口压力为零, 变扭器导流阀上端因不受压力而处在上部完全打开的位置, 其入口压力因此而变小, 使得变扭器调压阀阀芯处于上部, 最终致使油液完全经导流阀流入到液力变矩器内工作。由于1档需要液力变矩器工作, 但是其有功率损失, 在工作的过程中有大量的热产生, 完全流入的油液把这热量带出经冷却后至润滑系统。当车辆在2档以上行驶时, 为了提高效率, TCC常闭开关阀通电工作, 促使闭锁换档阀工作进而推动闭锁离合器接合工作, 由输入轴传递的扭矩通过闭锁离合器传递出去, 而变矩器退出工作, 其发热量也随之减少, 几乎处于不发热状态, 因此只需少量液流进入液力变矩器工作带出热量, 大部分的油液因此直接经变扭器调压阀流至热交换器后流入润滑系统。
为了控制换档阀和锁定阀直至控制各个离合器的结合与分离以实现不同档位的变化, ECU (电子控制单元) 通过程序直接控制PCS1、PCS2、PCS3、PCS4、TCC、SS1电磁阀的通断, 表2列出了不同档位下电磁阀的工作状态。PCS1、PCS2、PCS3、PCS4 4个压力控制电磁阀可由电流比例控制得出低于二次调压后的任意控制压力, 此控制压力作用在换档阀阀芯上可以得到阀的不同开度, 使得经换档阀控制后至各离合器的压力变化可调节, 另外兼有蓄能器的作用, 最终使得车辆在行进换档过程中平稳无冲击, 有良好的舒适性。C1和C2锁定阀由SS1控制, 其作用不但配合换档阀控制以实现不同档位, 而且还起失电保护的作用。也就是说当电磁阀均断电时, 两个常开压力控制阀控制出来的油液经C1和C2锁定阀当时锁定的油路通道控制某两个离合器的工作而仍能让车辆继续行驶。
针对失电保护, 以6档为例来讲述, 其他档位的失电保护读者可自行推断。当车辆以自动档6档高速正常行驶时, 常开比例电磁阀PCS1、常闭比例电磁阀阀PCS4、常闭开关电磁阀TCC通电, 使得PCS2和PCS4所控制的换档阀工作;此时SS1关闭, 作用在C1和C2锁定阀阀芯上部液压油泄压, C1锁定阀在弹簧力的作用下向上移动, 而C2锁定阀阀芯由于存在面积差, 由PCS2所控制的换档阀出口油压作用在C2阀芯上而使其保持在下部, 根据油路走向C2和C4离合器工作实现6档。当所有电磁阀失电时, PCS4所控制的C4离合器退出工作, C2离合器仍然工作, 常通比例电磁阀PCS1因失电使其控制的换档阀工作, 此时C1锁定阀仍处在上部, C2锁定阀仍处在下部, 由PCS1控制的换档阀出来的油液经过C1和C2锁定阀后作用至C3离合器, C2和C3离合器工作实现5档, TCC也断电, 那么此时的5档为由液力变扭器参与工作的5档, 车辆仍能继续行驶。
3结论
本文论述了Allison 6速自动变速箱液压控制系统的工作原理和控制规律, 并且分析了其失电保护, 为以后的研究工作打下了坚实的基础。
参考文献
[1]丁华荣.车辆自动换档[M].北京:北京理工大学出版社, 1992.
自动变速箱 篇8
关键词：自动变速器,行星齿轮,典型
1 引言
液力变矩器虽然能在一定范围内自动地、无级地改变传动比和变矩比, 但其变矩系数较小, 难以满足汽车使用要求。为此汽车上采用液力变矩器串联齿轮变速机构组成的液力机械传动。齿轮变速机构能够使扭矩扩大2 至4 倍的变化范围, 同时实现倒档和空档。目前, 在自动变速器上使用的多排行星齿轮机构中, 应用较多的是辛普森 (Simpson) 式行星齿轮机构和拉维纳式 (Ravigneaux) 行星齿轮机构。
2 行星齿轮变速机构的结构特点
最基本的行星齿轮机构称为单排行星齿轮机构, 主要由太阳轮、齿圈、行星架和行星轮等组成。
齿圈轴心与太阳轮中心在一条轴线上, 行星轮一般有3~6 个, 支承在行星架的行星轮轴上, 并同时与齿圈和太阳轮啮合。当行星齿轮机构运转时, 行星轮既可绕自身轴线进行自转, 又可以随着行星架一起绕太阳轮进行公转。在该行星齿轮机构中, 具有固定轴线的太阳轮、齿圈和行星架被称为三个基本元件。
由于结构的限制, 单排行星齿轮机构的传动比变化范围有限, 往往不能满足汽车行驶的需要。因此在实际应用的行星齿轮变速器中一般有两至三排单行星齿轮机构组成。不同型号的自动变速器常采用辛普森式和拉维纳式行星齿轮机构。
3 辛普森式行星齿轮机构分析
辛普森行星齿轮机构是由美国褔特汽车公司的工程师Howard Simpson设计发明的。辛普森行星齿轮机构就是将双行星排中其中一排的齿圈和另一排的行星架连接为一体, 可以实现3 个或4 个前进档, 而且具有结构简单紧凑、传动效率高、工艺性好、制造费用低、换档平稳、操纵性能好等一系列优点, 适用于各种自动变速器和动力换档变速器。
辛普森式行星齿轮机构常用的有公共太阳轮式和独立太阳轮式两种结构类型。
3.1 公共太阳轮式
公共太阳轮式辛普森式行星齿轮机构是指将前、后两行星齿轮组的太阳轮连接为一个整体, 输出轴通常与“行星架/ 齿圈组件”相连接, 工作原理如图1 所示。丰田汽车自动变速器多采用此类结构。
3.2 独立太阳轮式
独立太阳轮式辛普森行星齿轮机构是指在前、后两行星齿轮组中各有一个独立太阳轮, 通常将该种型式也称为辛普森改进式, 工作原理如图2 所示。别克君威自动变速器、马自达汽车公司生产的自动变速器多采用此类结构。
4 拉维纳式行星齿轮机构分析
拉维纳式行星齿轮机构由两个行星排组合而成:大太阳轮和长行星齿轮、行星架、内齿圈共同组成一个单行星齿轮式行星齿轮组;小太阳轮、短行星齿轮、长行星齿轮、行星架和内齿圈共同组成一个双行星齿轮式行星齿轮组;该行星齿轮机构共用一个内齿圈和一个行星架, 其工作原理如图3 所示。因此, 它有四个独立元件:大太阳轮、小太阳轮、行星架、内齿圈。
与辛普森式行星齿轮机构相比, 拉维纳式行星齿轮机构结构紧凑、相互啮合的齿数较多, 可以传递较大的扭矩, 传动比变化范围大, 一般应用于前驱式轿车的自动变速器上。其应用车型有:德系, 福特、 大众、 通用等汽车公司生产的自动变速器。
5 结论
辛普森式和拉维纳式行星齿轮机构是自动变速器齿轮变速机构中典型的两种类型。只有充分了解典型齿轮变速机构的结构, 才能在后期自动变速器的维修中得心应手。
参考文献
[1]刘志忠, 丁垚.汽车自动变速器原理与检修[M].北京:清华大学出版社, 2014.
[2]张国瑞, 张展.行星传动技术[M].上海:上海交通大学出版社, 2012.
电控液力自动变速技术 篇9
由于计算机能存储、处理多种换档规律, 电液式控制系统不仅可以按汽车行驶的需要选择相应的档位, 而且能实现更复杂、更合理的控制, 可得到更理想的燃料经济性和动力性。此外, 电液式控制系统还可简化液压系统, 提高控制精度和反应速度, 并可实现与整车其他控制系统的匹配, 如发动机控制、巡航控制等。因此, 现在几乎所有的轿车自动变速器都采用电液控制系统。
1 电控液力式自动变速器结构
电子控制自动变速器由液力变矩器、行星齿轮系统、液压控制系统和电子控制系统组成, 如图1所示。
1.1液力变矩器
液力变矩器安装在发动机和变速器之间, 以液压油 (ATF) 为工作介质, 起传递转矩、变矩、变速及离合的作用, 它有转矩放大、失速、耦合工作特性。液力变矩器有3个主要元件:泵轮、涡轮和导轮。它们都是由铝合金精密制造或钢板冲压而成, 在它们的环状壳体中径向排列着许多叶片。变矩器工作时, 壳体内充满液压油, 发动机带动外壳旋转, 外壳带动泵轮旋转, 在液压油的作用下, 涡轮工作, 从而实现动能和转矩的变化。典型的液力变矩器有三元件液力变矩器、四元件液力变矩器、带有锁止机构的液力变矩器。
1.2行星齿轮系统
液力变矩器可以在一定范围内自动无级地改变转矩比和传动比, 以适应行驶阻力的变化, 但变矩系数小, 不能完全满足汽车使用的要求, 必须与齿轮变速器组合使用, 扩大传动比的变化范围, 才能满足汽车行驶要求。目前, 绝大多数自动变速器都采用行星齿轮系统与液力变矩器组合使用, 行星齿轮系统由行星齿轮机构和执行机构组成, 执行机构有多片离合器、单向离合器和制动器3种形式, 执行机构根据自动变速器控制系统的命令放松或固定行星齿轮机构的某个元件, 通过改变动力传递路线得到不同的传动比。
1.3液压控制系统
液压控制系统由液压泵、阀体、储压器、离合器、制动器以及连接管路组成, 系统根据车辆状态, 将液压泵建立起来的压力经调压后作用于液力变矩器、离合器和制动器, 如图2所示。
1.4电子控制系统
电子控制系统通过电子式自动变速装置把液压控制装置的换档操纵机构改为电子操纵机构, 即以车速和加速踏板开度的电子信号作为输入, 用微机确定换档点, 由换档信号使换档阀工作而进行自动换档, 从而精确地控制换档时机和品质。电子控制系统由传感元件、电控单元、控制软件和执行元件 (电磁阀) 组成, 电子控制框图如图3所示。
传感元件一般包括车速传感器、节气门位置传感器、发动机水温传感器、空档起动开关、制动灯开关、超速开关、模式选择开关等, 用来检测节气门开度、车速、水温及其它相关状态, 以电信号形式输入到电控单元。电控单元有的采用专用电控变速器微机 (ECT) , 有的和汽油喷射发动机共用一个控制微机。电控单元根据各传感元件输入的信号确定换档和锁定时机, 发出信号, 控制执行元件, 电磁阀动作, 完成电控单元下达的换档、锁止等命令 电磁阀包括换档电磁阀、调油压电磁阀、变矩器锁止电磁阀、加力电磁阀、冬天驾驶防滑阀等。电子控制系统带有自诊断装置, 并且具有在发生故障时使车辆继续行驶的失效防护功能。
2 电控液力式自动变速控制技术
2.1工作原理
电液式控制系统中有多个传感器, 常用的有节气门位置传感器、发动机转速传感器、车速传感器、输入轴转速传感器和油温传感器。电子控制系统通过电子式自动变速装置把液压控制装置的换档操纵机构改为电子操纵机构, 即以车速和加速踏板开度的电子信号作为输入, 用微机确定换档点, 由换档信号使换档阀工作而进行自动换档, 从而精确地控制换档时机和品质。
2.2控制方法
自动换档的控制系统 (换档点的选择及换档信号的发生) 是由微电脑或称微处理器来完成的。此时, 车速、加速度、节气门、选档范围等控制换档的信号变为相应电信号。
2.3控制机理及控制流程
汽车在行驶时, 微电脑根据模式开关和档位开关的信号从存储器中选出相应的自动换档图, 再将车速传感器、节气门位置传感器测得的车速、节气们开度与所选的自动换档图进行比较。如在一定节气门开度下行驶的汽车达到设定的换档车速时, 微电脑便向换档电磁阀发出电信号, 由电磁阀的动作决定压力油通往各操纵元件的流向, 以实现档位的自动变换, 如图4所示。
2.4控制功能
1) 换档控制。
换档控制是根据电控单元发出的换档指令, 通过控制换档电磁阀的开、关, 驱动执行机构动作, 实现自动升档或降档的过程控制。选择最佳的时刻换档, 可使汽车的动力性和经济性最佳。
2) 油压控制。
电控变速器微机主要根据节气门的开度、档位、液压油温及换档等信号, 计算出相应的主油路油压值, 并通过输出相应的占空比脉冲信号来控制油压, 调整电磁阀的开、关比率, 实现对油压的控制。
3) 自动模式选择控制。
电控变速器采用微机自动模式变换控制。微机根据各个传感器的信号测得汽车的行驶状态和驾驶员的操作方式, 经过判断后自动选择经济模式、正常模式或动力模式进行换档控制, 以满足不同行车条件的驾车要求。
4) 锁止离合器控制。
电控变速器的微机中储存有不同工作条件下的最佳锁止离合器控制程序。工作中微机根据档位、换档模式等工作条件, 选择相应的最佳锁止离合器控制程序, 并与当前的车速和节气门开度进行比较, 当车速及其他因素都满足变扭器锁止条件时, 微机就向锁止离合器电磁阀输出控制信号, 使锁止离合器接合, 实现变扭器的锁止。
5) 发动机制动控制。
电控变速器的微机根据变速器操纵手柄、车速、节气门开度信号, 判断汽车的行驶状态, 是否需要制动, 当这些参数达到了设定值, 微机便向制动电磁阀输出控制信号, 使其通电工作, 使变速器能逆向传递动力, 通过发动机的转动阻力制动滑行的汽车。
6) 发动机转速与转矩控制。
电控变速器的微机根据实际换档要求发出相应点火时间或喷油量控制的信号来改变发动机的转速和转矩, 此时可减小换档冲击和输出轴的波动。
3 结束语
汽车变速器的自动变速技术的发展是随着车辆技术的发展而发展的, 车辆自动变速系统的发展将朝着控制系统智能化, 车辆电子一体化, 开发工具通用化, 开发手段先进化的方向发展。电控液力式自动变速控制技术克服了机械式变速器、普通液力自动变速器的某些不足, 但成本相对较高, 性能也有待于进一步完善。
摘要：电控液力自动变速系统换档准时、平稳、加速性能好, 具有自诊功能、保护功能和报警功能。介绍电控液力自动变速系统与普通液压式自动变速器控制系统的区别, 电控液力自动变速器的基本组成和各组成部分的概念特点, 电控液力自动变速器的工作原理、控制方法、控制机理及控制流程和控制功能。
关键词：电子控制,液压控制,自动变速器,结构
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叉车自动变速技术现状 篇10
在合肥建厂的TCM公司的5～10 t叉车,以其行驶速度作为换挡参数,加速过程中当传感器检测到行驶速度达6 km/h时,AMT控制器便打开T/M控制阀上的电磁阀(速度),变速为Ⅱ挡。减速过程中当传感器检测到行驶速度低于3 km/h时,AMT控制器便关掉T/M控制阀上的电磁阀,变速为1挡。
1.挡位数
目前国内1～3.5 t叉车一般只有前进、空挡和倒退3个挡,叉车行走变速靠控制发动机油门大小实现;4～10 t叉车多挡变速靠手动操作机械换挡手柄实现。
国外大吨位叉车,大多已采用自动变速,挡位数为2～3个挡。如附表所示。
考虑到叉车作业装置的操作较复杂、安全操作要求高,频繁换挡影响驾驶员精力,自动换挡渐成趋势。
我国对叉车自动变速系统的研究刚刚起步,自动换挡的规律、性能等都有待试验、摸索。
2.换挡参数与换挡策略
目前叉车自动换挡主要采用两参数换挡,即以油门开度和车速作为输入参数,在不同油门下,通过软件确定合适速度作为换挡点;装载机主要采用两参数、3参数和4参数换挡。两参数的换挡以油门开度和车速,或发动机转速和车速,或变矩器泵轮、涡轮速度为输入参数;3参数的换挡在两参数的基础上增加油门开度;4参数的换挡再增加工作泵压力。
美国DAN A公司的非路面车辆部门专业为工程车辆提供变速器、传动桥等全套传动系统。其TE系列变速器及APC200系列控制器是专门为适应工程车辆自动换挡而开发的,广泛用于正面吊运机、大吨位叉车上。CLARK、HYSTER等公司的正面吊运机、大吨位叉车均采用该公司产品。APC200控制器换挡输入信号包括油门开度传感器、泵轮和涡轮速度传感器等参数。其换挡根据油门开度、泵轮及涡轮传动比,并考虑涡轮转速限制因素。
DAN A自动换挡技术在叉车上应用较为广泛,自动换挡变速器及控制器多数按照DANA技术路线进行。换挡参数采用油门开度传感器、泵轮和涡轮速度传感器。换挡策略及其他控制在深入研究DANA技术基础上确定。
3.换挡品质
(1)自动换挡品质的要求
换挡相应快,时间尽量短,过程对动力传递的影响小,尽量不使动力中断;换挡平顺,冲击小;换挡过程中,离合器接合摩擦功耗小,发热低。
(2)换挡品质的控制
改善换挡品质主要需进行两方面的控制:一是换挡时,换挡离合器接合元件分离、接合转换过程的搭接实施定时控制,即换挡过程中接合元件分离和接合最佳时刻的配合控制;二是换挡过程中,分离的接合元件油压下降和接合元件油压上升变化规律控制,实际上是换挡过程对接合元件传递转矩的控制。
(3)换挡品质改善的实现
现代工程机械自动换挡,均采用电液比例电磁阀控制换挡离合器实现换挡,通过自动换挡控制器对电液比例电磁阀的接合、分离时间和油压进行控制,通过设置控制器软件参数以实现不同换挡工况下电液比例电磁阀的接合、分离时间和对油压进行调试和校准,极大地改善了换挡品质。
附图为小松K-AUTOMICS自动换挡系统采用的电液比例调节阀原理及换挡油压变化图。
该系统通过控制器的脉宽调制信号(PWM)分别对离合器的接合与分离时刻与油压变化规律进行调节,可保证换挡的快速与平稳要求。
具体是采用每一换挡离合器都配一个电液比例电磁阀,还是根据整个换挡液压控制系统的需要配置,目前国外不同公司的各不相同。小松采用每个换挡离合器都配一个电液比例电磁阀,DANA的TE系列变速器则在整个系统统一配置。
4.换挡控制器(TCU)
采埃孚9挡自动变速器简介 篇11
克莱斯勒公司已率先在其生产的车辆上使用采埃孚9挡自动变速器，预计2013年将会有更多的汽车厂商采用这种变速器。在全球普遍重视汽车节能减排的大环境下，这款全新的自动变速器必将迅速占有可观的市场份额。为使读者尽早了解自动变速器技术的发展动态，在这里对这款变速器进行简要介绍。
1 性能
发动机的输出扭矩除了用来驱动车辆外，还要用来维持自身的运转。也就是说，输出扭矩必须被分成两部分。那么这两部分扭矩到底应该如何分配才更为合理呢？这就引出了负荷率这一参数，它是评价发动机运转状态的重要指标。
车辆行驶中，如果负荷率过低，那么发动机的进气阻力就会偏大，泵气损耗加剧，显然不利于降低油耗。相反，如果负荷率过高，发动机的进气增量将受到制约，车辆加速无力。如果负荷率继续升高，还会导致发动机失速。可见控制负荷率对发动机而言是何等重要，而这一重任就落在了变速器的身上。
车辆行驶中，衡量自动变速器性能的一项重要指标是看它能否及时准确地给发动机提供最佳的负荷率。一般来说，变速器的挡位越多，传动比范围越大，换挡越快，其工作表现就越出色。
9HP型自动变速器是到目前为止，世界上挡位最多的轿车用自动变速器，其传动比范围达到9.81，9挡时的传动比为0.48。为了突出性能上的优势，该款变速器除了保持传统的顺序换挡外，还增加了跳跃式换挡功能（图2）。例如变速器从5挡直接换入3挡时，传动比从1.0跃变到1.9，其跨度达0.9。这是无级变速器所无法比拟的，也是自动变速器始终无法被取代的原因之一。
车辆在行驶中要面对各种复杂情况，有些是人们无法预料的。作为一款性能卓越的自动变速器，突出表现在无论遇到何种情况都能将发动机的负荷率始终绑定在最佳状态。以匹配2.0T发动机的车辆为例，在其以9挡120km/h行驶时，发动机转速仅为2200r/min，负荷率为80%。由此可见，在这种工况下，发动机不仅油耗低，而且还有充分的动力储备。
与6HP30型自动变速器相比，搭载9HP28车辆的综合节油率提高了16%。在发动机发展到现阶段，节油率每提高1%都十分困难的情况下，这样的数据不能不令人感到兴奋。
2 结构特点
（1）换挡元件和齿轮组
该变速器主要由6个换挡元件和4个行星齿轮组构成（图3）。换挡元件中有2个普通离合器、2个爪型离合器和2个制动器。所有的行星齿轮组均为简单的单排结构，其中有2个行星齿轮组被做成了镶套式，即一个齿轮组的太阳轮同时为另一个齿轮组的齿圈，这样可以充分节省空间。
（2）变速器控制单元
考虑到可靠性及可维修性的因素，该款变速器一改原来的油浸式设计，将变速器控制单元置于了紧靠液压控制单元的变速器外部的上方位置（图4）。
（3）液压控制单元
液压控制单元被布置在变速器的侧面（图5），拆检极为方便。而以往底部安装的液压控制单元，当遇到就车拆检时，油液将会顺着维修人员的手臂流下，十分不便。
（4）油路及电路接口
对液压控制单元来说，其油路及电路接口的可靠性是非常重要的。该款变速器将油、电路的接口置于同一平面中（图6），用液压控制单元整体的压紧力来保证它们与变速器其他部分的可靠连接。
（5）爪型离合器
对换挡过程中动作不频繁的离合器，采用了爪型结构（图7），这样便降低了变速器的热量损耗，提高了离合器的使用寿命，同时使换挡过程更加平顺。
（6）传感器
变速器的输入、输出轴齿轮靠得很近，同样，2个爪型离合器的拨叉也很靠近。这样输入、输出轴转速传感器和爪型离合器拨叉位置传感器都可做成集合形式（见图6）。
（7）液压油泵
液压油泵通过链条传动（图8），这样可将其置于变速器的油底壳中。这一措施即节省了轴向空间，又避免了车辆起动时油泵先要排气的问题。
3 换挡元件
从换挡元件表（表1）中可以看出，尽管该款变速器有如此多的挡位，但在换挡过程中大部分换挡元件的动作却并不频繁，这是优化设计的结果。这样的设计保证了变速器的工作效率，同时也提高了其使用寿命。
4 动力传递路线
在此以1挡、6挡和倒挡为例，通过动力传递路线来说明挡位形成的过程。
（1）1挡的形成
1挡时爪型离合器A、F均接合，制动器D将第3行星排的齿圈固定（图9），输入轴的转动通过爪型离合器A送至第3行星排的太阳轮，由于齿圈已被固定，所以转动经减速后从该行星排的行星架送至第2行星排的齿圈。此时爪型离合器F已将第1及第2行星排的太阳轮都固定，转动再次被减速后从第2行星排的行星架送至第1行星排的齿圈。同样的，第1行星排将转动第3次减速后由行星架输出。此时的传动比为4.70。
（2）6挡的形成
6挡时爪型离合器A和离合器E接合，制动器C将第4行星排的太阳轮固定（图10）。输入轴的转动通过爪型离合器A送至第3行星排的齿圈，由于太阳轮已被固定，所以转动经减速后从行星架送至第2行星排的齿圈。第2行星排以行星架输入动力，以转动的齿圈为支点，将转动加速后从太阳轮输出给第1行星排的太阳轮。此时由于第1行星排太阳轮的转速已经远高于齿圈转速，所以当转动从第1行星排的行星架输出时齿比变成0.8。
（3）倒挡的形成
自动变速箱 篇12
发动机变速箱是汽车的核心部件, 它决定着发动机的动力输出情况, 同时它的性能也是衡量一台汽车质量的重要标准之一。目前国内同类型企业都在提升生产的自动化程度, 进而达到降低人工劳动强度、节约人工费用、提升生产效率和产品质量的目的。原有的变速箱油槽盖铆接机已不能达到生产的实际需求, 急需更新。新设计的全自动汽车变速箱油槽盖铆接机 (以下简称全自动铆接机) 可实现对铆接全过程的自动控制, 可对铆接点顺序、数量、铆接高度、铆接工艺节拍、铆接碾压速度进行任意调整, 同时保证铆接全过程无明显震动, 降低工作噪声、提高了铆接质量。
二、全自动铆接机的主要功能和特点
在机械结构方面, 全自动铆接机采用焊接式框架, 地脚固定式安装, 并采用两点压紧式工装保证加工全过程基本无震动。
碾压铆接头采用安川变频器进行无级调速控制, 可根据工艺要求, 对旋转速度进行调整。同时, 铆接头的升降过程, 采用气动控制, 并配备光栅尺进行位置检测, 保证了铆接高度的精确控制。升降速度也可通过节流阀进行手动任意调节。
在电气控制方面, 采用了三菱的GOT1685模块对铆接实时位置、铆接实时高度等动态信息进行全过程监控。同时, 在触摸屏里还增加了PLC程序监控和修改功能, 将操作与设备维修所需要的主要功能进行了集成。
在定位控制方面, 采用了三菱的超小惯量伺服电机与NSK的丝杠导轨, 以保证定位速度和定位精度的要求 (全自动铆接机现设定的最大定位速度10m/min, 全行程为300mm;定位精度0.01mm/200mm) 。在高速定位过程中, 伺服控制不仅采用了基本的比例积分方式, 而且在机械部分的刚性完全满足需求的前提下, 增加了前馈控制, 大大提升了定位的响应速度;将伺服的负载控制在20%以下, 以便满足长时间连续运转的需求。
根据工艺需求, 还增加了铆接点单独任意定位, 该功能主要用于对临时铆接点的处理和个别坏点的补铆。
三、全自动铆接机主要结构与功能的设计
1. 机械结构
根据操作人员的平均身高175cm做为参照基础, 进行设备框架的设计。同时, 以右手侧为习惯操作侧安排对应水平视线高度的操作站。保证水平视线范围内即可完成对设备的各种操作。
导轨与丝杠的安装, 采用了日本NSK的直线导轨和滚珠丝杠。丝杠直接安装在设备基座上面, 并通过联轴器与伺服电机连接。丝母则直接连接到滑台台面, 带动滑台移动。
2. 铆接对象分析
该变速箱壳体, 为铝质铸造。此种铝质延展性相对较差。且铆接点直径仅为4mm, 高度为6mm。对铆接工艺要求较高。要确保各个铆接点无断裂情况。
3. 铆接碾压工艺
根据铸铝材质的特性, 在碾压的压力、旋转速度、进给速度、铆点成型高度、碾压头形状做了详细的分析与设计。这些因素对成型品质量会有影响, 且该铆接方式也属于冷铆接, 对铆接最大直径也有控制要求。
由于采用气动作为压力输出, 压力输出由主气路的调压阀进行调节。加工压力设定在0.22MPa;碾压旋转速度由变频器直接调节, 并固定在1 200r/min。根据实际工艺参数设定, 碾压前进速度控制在10m/min;回退速度控制在40m/min。保证了进给平稳, 回退迅速。
根据实际的批量试验, 采用碗形铆头效果比较好。铆钉基本无断裂, 边缘部分整齐、美观。
4. 电气设计
全自动铆接机以三菱的Q02H系列CPU做控制主体, 配合QD75P2定位模块, 控制2套滑台伺服。电机与丝杠采用直连方式, 避免了因传动链过长, 而导致的间隙过大、定位精度的降低。
在伺服参数方面, 为进一步提高整体定位的响应特性, 还增加了伺服的前馈控制功能。在机械部分刚性允许的情况下, 保证定位迅速响应。同时, 还在操作人员的正前方加工区设置了OMRON的安全光幕, 保证在加工过程中的设备与人员安全。
设备右侧的GOT触摸屏, 可监控整个加工流程, 并进行各类参数的设置。包括加工原点设定, 定位速度设定;并实时监控设备的系统报警和用户报警。同时, 也记录报警的整个发生与处理过程。
在铆接高度控制方面, 除了采用机械式到位限制外, 增加了光栅尺到位检测。并将位置检测值, 通过QD62高速计数模块, 传输到CPU中, 对铆接高度进行实时监控, 控制精度可达到0.002m/m。
四、全自动铆接机的应用效果
(1) 操作简便。在采用全自动铆接机之前, 采用人工手动冲击的铆接方式, 噪声大, 铆接综合效率低, 工人劳动强度大。采用全自动铆接机后, 将该生产工序与下一步工序合并为一道工序, 单人双机操作, 降低了工人的劳动强度, 同时也节约了人工费用。在保证生产效率与质量的同时, 也提升了整条生产线的流畅运行。避免了单道工序的产品堆积。
(2) 故障率低、易维护。设备故障时, GOT将设备的故障发生时间、恢复时间和发生次数都做详细记录, 并分析单一故障的发生率。同时, 只需点击相应的条目, 便可提供故障的处理方法, 大大减轻了维修难度。
五、结束语
全自动铆接机的设计与应用, 从生产管理、操作效率、维修难度等方面, 都为厂方提出了优化的解决方案, 此设备也申请了专利。
摘要：介绍了某合资品牌汽车发动机变速箱油槽盖的全自动铆接机的更新设计与实际应用。