電控機械式自動變速器操縱專業(yè)系統(tǒng)設計

重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文）電控機械式自動變速器操縱系統(tǒng)設計學生：王建超學號：3011指引教師：張偉專業(yè)：車輛工程重慶大學機械工程學院二O一三年六月GraduationDesign(Thesis)ofChongqingUniversityControlsystemdesignofAutomatedMechanicalTransmissionUndergraduate：WangJianchaoSupervisor：ZhangWeiMajor：VehicleEngineeringMechanicalEngineeringChongqingUniversityJune摘要自動變速器具備消除駕駛員換擋技術差別，減輕駕駛員疲勞，易操作和提高行車安全性等特點。電控機械式自動變速器（AMT）是一種經濟型自動變速器，其是在原有機械變速器基本構造不變狀況下，通過加裝微機控制自動操縱系統(tǒng)，取代本來由駕駛員人工完畢離合器分離與接合、選換擋以及發(fā)動機轉速同步調節(jié)和控制油量等操作，最后實現換擋過程操縱自動化。它既保持了手動機械式變速器長處，又具備自動變速器自動換擋功能。電控機械式自動變速器操縱系統(tǒng)依照控制規(guī)律自動操縱離合器分離與接合以及選換擋過程，同步對噴油量進行同步調節(jié)來滿足行駛過程最佳動力性或最佳燃油經濟性規(guī)定。其可以實現行駛過程中自動變速并滿足人們乘坐舒服性規(guī)定并延長車輛使用壽命。本文針對EQ1090車型5擋手動機械式變速器進行改進，完畢了電控機械式自動變速器操縱系統(tǒng)離合器、油量調節(jié)與選換擋操縱機構機械設計，并對其自動控制過程中核心技術——離合器最佳接合規(guī)律、動態(tài)三參數換擋控制規(guī)律、油量調節(jié)自適應控制進行了分析。基于其發(fā)動機特性與整車參數，依照控制規(guī)律建立了控制模型并進行計算機模仿分析計算。核心詞：離合器控制，動態(tài)三參數換擋控制規(guī)律，離合器操縱機構，選換擋操縱機構，Simulink仿真ABSTRACTAutomaticTransmissionhasthecharacteristicsofeliminatingthedifferencesofthedrivers’shiftskill，reducingdrivers’fatigue，operatingeasilyandimprovingtrafficsafety.AutomatedMechanicalTransmission(AMT)isaneconomicallyautomatictransmission，whichkeepsthesamebasicstructureoftheoriginallymechanicaltransmissionandreplacestheseparationandjointprocessoftheclutch，shifting，enginespeedsynchronizationregulationandtheamountofoilsupplycontroloperationsbythedrivermanualoperationandfinallyrealizetheautomationcontrolofshiftprocessthroughaddingtheautomaticcontrolsystemunderthecontrolofmicrocomputer.Itnotonlykeepstheadvantagesofmanualmechanicaltransmission，butalsohasthefunctionofautomaticshiftingofautomatictransmission.ControlsystemofAutomatedMechanicalTransmissioncontrolstheclutch’sseparationandjointandshiftingprocessaccordingtothecontrolrule，whilesynchronouslyadjustingthefuelinjectionquantitytomeettheoptimalpowerandthebestfueleconomyrequirementsoftherunningprocess.Itcanrealizetheautomaticgearshiftingintherunningprocessandmeetthepeople’requirementsofcomfortandprolongtheservicelifeofvehicles.Thisthesisimprovesthe5manualmechanicaltransmissionofEQ1090andcompletesthemechanicaldesignofclutch，oilquantityadjustingandshiftingoperationmechanismofthecontrolsystemofautomatedmechanicaltransmissionandanalyzesthekeytechnologiesintheautomaticcontrolprocess--theoptimalengagementruleofclutch，thedynamicthreeparametersshiftingcontrolrule，oilregulationofadaptivecontrol.Basedonthecharacteristicsoftheengineandvehicleparametersandaccordingtothecontrolrule，thisthesisestablishesthecontrolmodelandimplementsthecomputersimulationanalysisandcalculation.Keywords：clutchcontrol，thedynamicthreeparametershiftingcontrolrule，clutchcontrolmechanism，shiftingoperationmechanism，Simulinksimulation目錄摘要 IABSTRACT II1 緒論 11.1 電控機械式自動變速器（AMT）概述 11.1.1 AMT技術國內外發(fā)展概況 11.1.2 AMT的系統(tǒng)結構與原理 21.1.3 AMT系統(tǒng)的基本功能與性能要求 31.2 AMT操縱系統(tǒng)的性能要求 41.3 開發(fā)AMT操縱系統(tǒng)的技術難點 51.4 論文的主要研究內容 52 AMT操縱系統(tǒng)的組成與分析 72.1 AMT操縱系統(tǒng)方案與類型 72.2 AMT操縱系統(tǒng)選型 73 AMT控制規(guī)律 83.1 離合器的控制策略 83.2 最佳換擋控制規(guī)律 103.2.1 換擋規(guī)律類型 103.2.2 發(fā)動機特性與整車參數 133.2.3 最佳動力性換擋規(guī)律 213.2.4 最佳燃油經濟性換擋規(guī)律 253.3 發(fā)動機油門自適應控制規(guī)律 273.4 本章小結 274 AMT操縱系統(tǒng)機構設計 284.1 離合器操縱機構設計 284.1.1 離合器操縱機構的設計方案 284.1.2 離合器操縱系統(tǒng)的設計 304.1.3 離合器操縱機構工作過程 354.2 AMT選換擋操縱機構設計 364.2.1 MT原機構設計方案 364.2.2 AMT選換擋操縱機構的設計 384.2.3 AMT選換擋操縱機構工作原理 484.3 發(fā)動機控制機構設計 494.4 本章小結 505 控制系統(tǒng)軟硬件設計 515.1 電控系統(tǒng)硬件設計 515.2 控制軟件程序框圖 535.3 本章小結 596 計算機模擬分析計算 606.1 控制系統(tǒng)仿真 606.2 仿真結果與分析 706.3 本章小結 717 總結與展望 72參考文獻 73 緒論電控機械式自動變速器非常適合中華人民共和國汽車工業(yè)現狀，具備重要現實意義。其不但具備自動換擋便捷，同步尚有具備手動變速箱齒輪傳動同樣高動力傳播效率、機構緊湊、工作可靠等長處，節(jié)約燃料和減少排放。電控機械式自動變速器（AMT）概述AMT技術國內外發(fā)展概況電控機械式自動變速器其研究始于上世紀70年代，其發(fā)展大體經歷了將離合器控制和換擋控制分別考慮，單獨實現各自自動控制功能半自動化階段；應用自動離合器、換擋控制與換擋方略全自動化階段；引入模糊推理智能辦法，采用模糊換擋方略和離合器結合速度模糊控制智能化階段等三個階段。為使車輛能在復雜多變工作條件下，自動采用對的辦法，進一步提高了起步、變速性能和換擋品質，AMT擋位決策和控制中引入神經網絡辦法并通過GPS獲取更多路面特性信息以提高AMT對路面適應性。當代AMT不但換擋程序更加符合駕駛員意愿，并且還運用當代控制辦法，解決特殊環(huán)境下變速程序復雜問題，使控制能力及可靠性大幅度提高。吉林大學葛安林專家對汽車AIVIT技術進行了系統(tǒng)化研究，提出了動態(tài)三參數匹配控制規(guī)律，在桑塔納等轎車上裝車運營。吉林大學還率先將智能控制理論應用到工程機械中，對工程機械模糊神經網絡擋位控制進行了實驗研究，研制出推土機模糊換擋系統(tǒng)并進行了室內實驗；對輪式裝載機模糊換擋方略也進行了研究。西北工業(yè)大學汽車工程中心與二汽汽車技術中心合伙進行東風E06111RC客車AMT研制，彌補了國內在大型客車領域應用AMT空白。上海交通大學、重慶交通學院、北京理工大學對AMT和自動離合器智能化控制進行了研究；煙臺欣源晟公司開發(fā)了電控電動AMT[[][]李君，張建武，馮金芝，雷雨龍，葛安林．電控機械式自動變速器發(fā)展、現狀和展望［J］．1994～中華人民共和國學術期刊電子出版社，，(3)．重慶大學機械傳動國家重點實驗室啟動了AMT研發(fā)，重要研究內容：發(fā)動機神經網絡模型建立、離合器局部恒轉速控制、基于環(huán)境變化離合器起步補償控制、基于不同駕駛意圖和道路條件下換擋方略、離合器執(zhí)行機構和選換擋執(zhí)行機構研制、電子節(jié)氣門及其控制研究、AMT實驗系統(tǒng)研制、AMT樣車研制與整車實驗研究等[[][]牛炳．AMT換擋規(guī)律及其自適應性研究［D］．上海：上海交通大學，．AMT系統(tǒng)構造與原理AMT以發(fā)動機電子控制單元ECU(ElectricalControlUnit)為核心，是運用控制理論、微機控制技術、傳感技術和信息解決技術改造老式手動變速器典型機電一體化產品。1)AMT系統(tǒng)構造AMT系統(tǒng)由下列四某些構成：a)被控對象：涉及發(fā)動機、離合器和變速器。b)操縱系統(tǒng)：由選、換擋執(zhí)行機構、離合器執(zhí)行機構和油門執(zhí)行機構等構成；涉及電機（油量調節(jié)拉桿控制步進電機，選、換擋控制直流電機)、電磁閥(高速電磁閥)，氣缸(離合器作動缸)。c)傳感器：涉及速度傳感器(發(fā)動機轉速傳感器、輸入軸轉速傳感器、車速傳感器)、油門開度傳感器、擋位傳感器等。d)電子控制單元(ECU)：涉及CPU、RAM、FO接口等。2)AMT控制基本原理AMT依照傳感器實時采集駕駛員操縱參數信息(油門踏板、制動踏板、轉向盤、選擋控制桿操縱等)和車輛運營狀態(tài)參數信息(發(fā)動機轉速、變速器輸入軸轉速、車速、擋位)，進行綜合判斷和解決，按照控制器中存儲控制規(guī)律(換擋規(guī)律、離合器接合規(guī)律等)，借助于相應操縱系統(tǒng)(發(fā)動機油量調節(jié)機構、選換擋執(zhí)行機構、離合器分離和接合執(zhí)行機構)，對車輛動力傳動系統(tǒng)(發(fā)動機、離合器、變速器)進行聯合自動操縱，完畢車輛平穩(wěn)起步和換擋。AMT系統(tǒng)構造及控制原理圖如下所示[[][]陳永東．電控機械式自動變速器換擋規(guī)律研究［D］．武漢：武漢理工大學，圖1.1AMT系統(tǒng)構成構造圖AMT系統(tǒng)基本功能與性能規(guī)定自動變速技術核心問題是擋位決策，即依照駕駛員意圖、車輛運營狀態(tài)和道路狀況等因素，按照車輛某些性能參數最優(yōu)原則，來擬定車輛最佳擋位。依照實際車況、路況以及駕駛員意圖來給出最佳擋位、完畢車輛起步和行駛時換擋過程自動控制是自動變速器應實現基本功能。為了高質量地完畢這些功能，使其在使用中更加以便可靠。AMT應達到如下性能規(guī)定：(1)系統(tǒng)工作性能可靠采用AMT將手動換擋轉變成自動換擋后，要真正做到提高行車安全性、減輕司機勞動強度。在電子控制單元ECU設計中，應當照顧各種安全操作上問題。為了加強系統(tǒng)可靠性，可在內部設立多重檢測系統(tǒng)，通過聲、光報警等方式隨時監(jiān)測工作狀態(tài)，安裝主控和應急備控兩個電控單元，當主控單元所有或某些失控，應急系統(tǒng)自動啟動，保證汽車行駛最基本功能。若電控系統(tǒng)失效，可以啟用機械式應急系統(tǒng)，即恢復手動操縱.進一步保證安全性能。(2)應有良好動力性或燃油經濟性，并延長車輛使用壽命良好動力性或燃油經濟性能是AMT設計一種重要目的。要將每一次擋位變更都控制在最佳工況狀態(tài)，避免一切不正常燃油消耗及機件不合理磨損。(3)減少排放，保護環(huán)境在AMT系統(tǒng)中，離合器采用是干式離合器，不需要高壓液壓油參加工作，因而與國際上流行液力自動變速器AT相比較，優(yōu)化汽車排放狀況，減少行駛噪音。(4)構造要簡樸，易于安裝和維修保養(yǎng)在本系統(tǒng)中，電動機械式自動變速器由四個相對獨立執(zhí)行器共同配合完畢自動變速工作，分別是一種離合器執(zhí)行機構、兩個擋位動作器、一種油量調節(jié)機構。如果需要加裝此AMT系統(tǒng)，則不必對原車傳動系做任何構造上改動，因而安裝、維修極其簡樸以便。(5)制導致本要低，生產效率高，適合中華人民共和國國情電動機械式自動變速器設計簡樸，機械零件不多，生產成本也很低，批量生產全套裝置成本預計可控制在人民幣4000元左右。市場潛力很大，在中華人民共和國乃至世界均有極高推廣應用價值。(6)系統(tǒng)功能可擴展性強規(guī)定可以在ECU控制系統(tǒng)中增長許多附加功能，例如加裝IC片后形成操縱系統(tǒng)辨認與防盜，以及加入控制車速、減少駕駛風險等功能[[][]李水勇．AMT變速器操縱機構設計［D］．重慶：西南大學，．AMT操縱系統(tǒng)性能規(guī)定AMT操縱機構功用是依照汽車使用條件需要完畢選擋、換擋或退到空擋。其由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及安全裝置構成。操縱機構設計規(guī)定：換擋只能掛入一種擋位；換擋后保證接合齒全齒長嚙合；防止自動脫擋、自動掛擋、誤掛倒擋；對的執(zhí)行最佳控制規(guī)律；操作精準、響應迅速；各執(zhí)行機構工作協(xié)調穩(wěn)定、優(yōu)于手動操作。開發(fā)AMT操縱系統(tǒng)技術難點當前開發(fā)AMT操縱系統(tǒng)技術難點重要有：1、換擋規(guī)律：即AMT操縱系統(tǒng)采用何種參數在何時來控制變速器換擋。其直接影響整車動力性和燃油經濟性，多采用動態(tài)三參數換擋規(guī)律。其原理是當油門開度及車速、行駛加速度變化到某一定數值時，就能自動換入新擋位(高擋或低擋)。2、車輛擋位決策和控制：就是依照道路狀況、車輛運營工況以及駕駛員意圖，按照某些目的(如動力性、經濟性)最優(yōu)原則來鑒定當前車輛應處擋位，并通過選換擋執(zhí)行機構控制變速器進行換擋。3、離合器控制：離合器工作工況復雜，在起步、換擋過程中重要受爬坡、負載及人為因素影響。離合器分離與接合執(zhí)行機構由機-電-氣組件構成，是一種典型非線性系統(tǒng)。為了有效地完畢離合器分離與接合，需要對執(zhí)行機構進行優(yōu)化設計與高精度控制。4、換擋時間：AMT是齒輪傳動。在換擋過程中要脫離當前擋位才干掛入下一擋位，因此換擋時間較長。為使AMT性能達到最佳應縮短其換擋時間。5、變速中離合器與發(fā)動機協(xié)調控制：在AMT操縱系統(tǒng)運營中，換擋過程和離合器分離與接合過程都涉及到發(fā)動機油量調節(jié)問題。對AMT操縱系統(tǒng)換擋控制比對變速時進行定油門開度調節(jié)液力機械式自動變速器(AT)要困難得多。對AMT控制辦法、可實現性及可靠性等方面。都提出較高規(guī)定。6、執(zhí)行機構：執(zhí)行機構是以高性能解決器、高速模數轉換器和存儲器為硬件電路核心，結合先進軟件控制算法，電動或氣動執(zhí)行機構。其工作頻繁，規(guī)定響應迅速并且行程精準，并且可以適應一定超載，電機還要滿足一定堵轉工況規(guī)定。各部件還規(guī)定體積盡量小、耐振動沖擊、密封可靠、散熱迅速有效。7、可靠性技術：當前在國內汽車行業(yè)中還存在大批量產品質量一致性以及一定使用時間后可靠性問題。例如ZF公司就只訂購國內寶鋼某幾種爐鋼材。為保證AMT操縱系統(tǒng)硬件可靠性在AMT系統(tǒng)中應用了容錯控制技術。還要保證執(zhí)行機構和軟件可靠性，才可以使汽車在多變惡劣環(huán)境中AMT系統(tǒng)可以可靠工作。此外，AMT操縱系統(tǒng)還依賴傳感器技術和適應超載狀態(tài)下整車標定與匹配技術等難點[[]司康．當前國內商用車AMT自主研發(fā)及產業(yè)化過程中重要技術難點［J］．交通世界，，(2)：76～77．[]司康．當前國內商用車AMT自主研發(fā)及產業(yè)化過程中重要技術難點［J］．交通世界，，(2)：76～77．論文重要研究內容本論文在前人工作基本上，采用EQ1090車型技術數據，針對電控機械式自動變速器(AMT)操縱系統(tǒng)進行了設計，重要內容如下：1)探討了AMT與操縱系統(tǒng)構造；2)分析了AMT控制規(guī)律，即離合器控制方略、最佳換擋控制規(guī)律、發(fā)動機油門自適應調節(jié)規(guī)律；3)依照發(fā)動機臺架實驗數據與整車參數，結合汽車行駛方程式，制定了動態(tài)三參數最佳動力性換擋規(guī)律，結合汽車燃油消耗方程式，制定了動態(tài)三參數最佳燃油經濟性換擋規(guī)律；4)設計了AMT操縱系統(tǒng)機械構造，即離合器操縱機構、選換擋操縱機構、發(fā)動機油量調節(jié)機構；5)簡介了操縱系統(tǒng)控制某些軟件框圖與硬件選型；6)通過對汽車傳動系統(tǒng)動力學及換擋控制過程分析，在MATLAB／Simulink仿真環(huán)境下構建了AMT最佳換擋規(guī)律仿真模型，對本文所設計換擋規(guī)律進行仿真分析。AMT操縱系統(tǒng)構成與分析AMT操縱系統(tǒng)方案與類型按照執(zhí)行機構動力源不同，AMT操縱系統(tǒng)可分為電控—氣動、電控—液動和電控—電動三種類型。電控—氣動AMT選換擋系統(tǒng)執(zhí)行機構采用氣壓驅動。只有在裝有氣壓系統(tǒng)大型客車或重型車輛中使用，與制動系統(tǒng)共用同一氣源，改進較以便且成本較低但性能較差。電控—液動AMT選換擋系統(tǒng)用液壓驅動其執(zhí)行機構，操作簡便、易于實現過載安全保護、具備一定吸振與吸取沖擊能力并且便于空間布置。但溫度變化影響離合器執(zhí)行機構中液壓油粘度，回油管路壓力損失發(fā)生變化。溫度減少，油粘度變大，離合器接合速度較慢，汽車剛開始起步時換擋品質差。溫度低到一定限度后，液壓油流動性能大大減少，嚴重時會發(fā)生換不上擋現象。液壓元件特別是高速電磁閥對加工精度規(guī)定非常高，成本相應較高。電控—電動AMT將自動變速器控制系統(tǒng)中要直接控制對象如油門、離合器以及選換擋裝置動作采用電動機帶動方式。但它反映速度比較慢，調試也比較復雜，大批量生產有一定難度[[][]曾興．汽車AMT變速器控制技術研究［D］．湖南：湖南大學，．AMT操縱系統(tǒng)選型綜合考慮本設計選取東風EQ1090車型來進行AMT操縱系統(tǒng)設計。離合器操縱機構使用氣動控制；選換擋過程由垂直布置兩個減速電機和齒輪齒條與滾珠絲杠機構操縱選換擋桿來控制；使用步進電機控制供油量調節(jié)齒桿來變化油量；控制方略選取動態(tài)三參數控制（車速ua、發(fā)動機油門開度α和加速度dua/dt）；控制規(guī)律選取最佳動力性換擋規(guī)律和最佳燃油經濟性換擋規(guī)律。

AMT控制規(guī)律本節(jié)是自動換擋理論基本，重要研究選取什么樣控制換擋參數、在何時進行換擋、換擋時各機構操作問題，是控制系統(tǒng)核心，其直接影響車輛燃油經濟性與動力性。為保證汽車起步、換擋過程品質，減少傳動系統(tǒng)零部件沖擊，提高其使用壽命與乘坐舒服性，研究了在各工況下離合器與油門、換擋過程各自控制方略與互相協(xié)調配合。離合器控制方略離合器工作工況眾多，且與發(fā)動機油門及換擋需要協(xié)調配合，因此對離合器操縱系統(tǒng)有很高而復雜規(guī)定。離合器分離過程比較簡樸，普通不會對車輛性能產生影響，因此總是但愿越快越好，做到徹底分離，避免半接合滑磨，導致掛擋困難甚至打齒。當需要重新恢復動力傳遞時，為使汽車速度和發(fā)動機轉速變化比較平穩(wěn)，應當恰當放慢離合器接合速度。離合器最佳接合規(guī)律在執(zhí)行過程中體當前離合器接合點和接合速度兩個控制量上，就是擬定離合器接合點和接合速度。AMT操縱系統(tǒng)實現離合器自動操縱核心問題就是離合器最佳接合規(guī)律。影響離合器接合平穩(wěn)因素重要是離合器釋放行程l，這里指是分離叉挺桿處行程，雖然離合器接合行程。普通從離合器分離到接合為止，其行程經歷三個階段（如圖3.1）：Ⅰ無轉矩傳遞區(qū)Ⅱ傳遞轉矩區(qū)Ⅲ轉矩不再增長區(qū)圖3.1離合器釋放行程與傳遞轉矩關系圖顯然，因第一階段無轉矩傳遞，因此接合速度盡量快，以迅速起步和減少換擋時功率中斷時間。第二階段要放慢接合速度，以獲得平穩(wěn)起步或換擋，提高乘客乘坐舒服性和減少傳動系沖擊載荷。但為了防止滑摩時間過長，離合器發(fā)熱而嚴重影響壽命，亦需控制在一定期間內盡快完畢。在起步過程中，傳遞轉矩增長階段還分為摩擦激烈傳遞轉矩未克服阻力階段和離合器主副摩擦盤之間轉矩變化引起旋轉沖擊傳遞轉矩超過阻力階段。第三階段是接合完畢，這一是為了壓緊力增長至最大壓緊力尚有一種繼續(xù)接合行程，二是保存分離軸承與分離叉之間間隙，因此應以盡量迅速度釋放。離合器自動操縱機構對離合器結合速度vc控制還受如下因素影響：vc與油門開度α、發(fā)動機角加速度dωe/dt成正比，與ig、坡度θ與載重力G成反比。在起步或換離合器自動操縱機構釋放行程l是在選換擋工作結束后進行，分為三某些，在無轉矩傳遞區(qū)行程l1（即消除離合器主從動盤摩擦襯片間隙所需行程）速度要快，其釋放行程位移函數為指數函數形式；在轉矩傳遞區(qū)行程l2（即由壓縮從動盤軸向彈性行程通過度離叉操縱機構傳動比所需相應行程），其釋放行程位移函數為二次函數形式；在轉矩不再增長區(qū)行程l3（為在離合器片磨損后，有補償分離軸承和分離桿之間縮小間隙量，以保證離合器正常工作，在分離軸承和分離桿之間還需留間隙通過度離叉操縱機構傳動比因此離合器分離過程規(guī)定為氣缸最大速度。而離合器接合過程其行程規(guī)定是二快一慢（見圖3.2）：圖3.2離合器接合過程為了補償離合器摩擦片磨損，需查明離合器接合起點，這是離合器控制重點。離合器接合控制中，離合器從動片與壓盤初始接觸位置點和有效轉矩傳遞點是接合控制兩個重要參數。這兩點辨認，直接影響著控制中離合器接合特性精確把握及離合器接合時間長短。最佳換擋控制規(guī)律換擋規(guī)律類型換擋規(guī)律是指相鄰兩排擋間自動換擋時刻隨控制參數變化規(guī)律。換擋規(guī)律應當是單值，即對輸人變量每一組合，僅存在唯一輸出狀態(tài)。其類型如下：單參數換擋規(guī)律有油門開度α發(fā)動機轉速ne及車速v等控制參數若用油門作為控制參數，則大油門升高擋，小油門回低擋，這就無法在低擋發(fā)揮出大牽引力，以適應爬坡，超車需要；并且松油門制動時，系統(tǒng)依然在擋，也形成矛盾，并且行駛條件復雜，油門位置經常變化，導致換擋頻繁，既影響乘坐舒服性也減少車輛壽命。發(fā)動機轉速ne最容易被檢測，但在換擋過程中，其值始終變動，因此選用如圖3.3所示，當車速達到v2時升入2擋，反之當車速降至v1時換回1擋。v1與v2間是兩擋都也許工作區(qū)，視車輛本來行駛狀況而定。這種來回換擋之間交錯現象，稱之為換1)換人新擋后，不會因油門踏板振動或車速稍有減少而重新換回本來擋位，保證了換擋過程穩(wěn)定性；2)有助于減少換擋循環(huán)(不斷地來回換擋)，防止操縱系統(tǒng)各部件加速磨損與乘坐舒服性減少。單參數控制系統(tǒng)構造最簡樸，但它無論油門開度如何變化，換擋點，換擋延遲?v=v2-v1大小都不變，不能實現駕駛員干預換擋；為了保證動力性，升擋點多設計在發(fā)動機最大轉速nemax圖3.3單參數換擋規(guī)律兩參數換擋規(guī)律控制參數多為：車速與油門、車速與發(fā)動機轉矩等。由于換擋規(guī)律決定了控制參數和換擋延遲，故它又分為：等延遲型、發(fā)散型、收斂型、組合型等。1)等延遲型等延遲概念是換擋延遲△v大小不隨油門變化，故單參數控制是等延遲，而兩參數等延遲與其相比，特點是：引入了駕駛員干預，在小油門時可提前換人高擋，使發(fā)動機在高效率區(qū)工作，既減小發(fā)動機噪聲，又延遲換回低擋，改進了燃料經濟性。2)發(fā)散型其換擋延遲隨油門開度增大而增大，呈發(fā)散分布，也稱增延遲換擋規(guī)律。其特點是：駕駛員可以干預換擋，快松油門時可提前換人高擋，減少噪聲并改進燃料經濟性；大油門時升擋發(fā)動機轉速高，接近最大功率點動力性好，換擋延遲增大，減少了換擋次數，提高了舒服性。但在大油門降擋時發(fā)動機轉速ne必要降得很低，△n大功率運用差，合用于后備功率大轎車。3)帶強制低擋發(fā)散型這是發(fā)散型改進，能提早降擋，以便充分發(fā)揮發(fā)動機大功率潛力，滿足超車、爬坡等工況需要。當駕駛員猛踩油門踏板產生超過行程△a時，車輛便被逼迫換入低擋，使△n小來獲得良好功率和牽引力。它保存了發(fā)散型長處，又克服了缺陷，得到廣泛應用。但需防止發(fā)動機超速。4)收斂型其換擋延遲隨油門開度增大而減小，呈收斂狀分布，也稱減延遲換擋規(guī)律。它大油門時降擋速差最小，△n小因此升降擋均有好功率運用，動力性好。減小油門時，延遲增大，避免過多換擋，且發(fā)動機可以在較低轉速工作，燃料經濟性好，噪聲低，行駛平穩(wěn)舒服。適合于比功率較低貨車。5)組合型組合型是由兩段或更多段不同變化規(guī)律構成規(guī)律。它更便于在不同油門下獲得不同車輛性能。普通小油門開度以舒服、穩(wěn)定、少污染為主，中油門開度以保證最佳燃料經濟性為主，兼顧動力性；大油門開度則以獲得最佳動力性為佳。在實際車輛中用全是組合型。圖3.4兩參數換擋規(guī)律三參數換擋規(guī)律上述換擋規(guī)律都是以穩(wěn)定行駛為前提，事實上起步、換擋時均處在非穩(wěn)定狀態(tài)。不同載重力和行駛阻力狀況下，車輛加速度不同，換檔點也不同。實驗表白，加速狀態(tài)下換擋點速度與穩(wěn)態(tài)時兩參數控制換擋點速度誤差高達13%以上。油門越大，加速度越大，則誤差越大。因此反映真實動態(tài)過程車速、加速度和油門開度動態(tài)三參數控制，可以使車輛真正發(fā)揮出最佳性能。對于三參數換擋規(guī)律，其換擋點分為普通換擋點和邊界換擋點。普通換擋點是指換擋先后車輛加速度不發(fā)生變化，為同一點換擋點。邊界換擋點是指換擋先后車輛加速度發(fā)生變化，為不同點換擋點。三參數換擋規(guī)律解決邊界點換擋規(guī)律采用辦法是；若升擋先后兩擋dua/dt曲線不相交，則取低擋該油門開度下加速度曲線最高車速為換擋點。三參數換擋規(guī)律在邊界點也許發(fā)生升擋后驅動力不大于外界阻力，使車速下降導致換擋循環(huán)或發(fā)動機熄火現象或降擋后車速提高受到發(fā)動機轉速限制導致換擋循環(huán)以及發(fā)動機高速噪聲。因此在邊界點換擋，若升擋后汽車加速度為正，則升擋，若升擋后汽車加速度為負，即驅動力不大于阻力，則不應升擋；若降擋前汽車加速度為負，則必須降擋，否則動力性局限性導致發(fā)動機熄火，若降擋前汽車加速度為正，此時若降擋，發(fā)動機工作于高轉速狀態(tài)，為改進發(fā)動機工作狀態(tài)，不應降擋[[]葛安林．車輛自動變速理論與設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1993[]葛安林．車輛自動變速理論與設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1993．考慮工程車輛作業(yè)特點，工程車輛三參數換擋方略與汽車不同。其參數為：油門開度、發(fā)動機泵輪轉速、變矩器渦輪轉速。四參數換擋規(guī)律針對以往工程車輛液力機械傳動系統(tǒng)，自動變速換擋規(guī)律研究中把工作泵所消耗發(fā)動機功率當作固定值考慮，沒有反映工作泵消耗功率變化狀況，不能精確把握發(fā)動機功率流向這一問題，提出了四參數換擋規(guī)律。工程車輛二參數和三參數換擋規(guī)律沒有考慮工作泵所消耗發(fā)動機功率變化，因而不能精確地把握發(fā)動機動力流向，難以獲得較好自動換擋效果。比較工程車輛作業(yè)工況與汽車行駛工況不同之處，從液力變矩器和變速器在工程車輛傳動系統(tǒng)中作用出發(fā)，為了運用變速器換擋來控制液力變矩器在高效區(qū)工作，提出了基于油門開度、車速、行駛加速度、工作泵所消耗發(fā)動機功率四參數換擋規(guī)律。在三參數自動變速技術基本上,考慮了工作泵消耗功率及油泵工作引起動力流波動,通過計測油泵工作而帶來發(fā)動機飛輪力矩下降Mp,并將Mp等價為油門開度下降量△α,再由折合后油門開度(α-△α)值,按三參數自動換擋原理來進行自動變速控制[[]韓順杰，趙丁選．基于四參數工程車輛自動變速節(jié)能換擋方略［J］．江蘇大學學報，，27(6)：505～508．[]韓順杰，趙丁選．基于四參數工程車輛自動變速節(jié)能換擋方略［J］．江蘇大學學報，，27(6)：505～508．發(fā)動機特性與整車參數與AMT操縱系統(tǒng)直接有關是發(fā)動機速度特性，由于在起步和換擋自動控制過程中要通過控制油門開度來控制發(fā)動機轉速以及輸出轉矩來協(xié)調離合器、發(fā)動機和變速器聯合控制。本文中選用與AMT匹配發(fā)動機為柴油機，由于車用柴油機為了運轉平穩(wěn)，減少冒煙，避免駕駛員踩加速踏板過于疲勞，選用兩級調速器。由于油門開度為控制規(guī)律中參數，對于采用位置控制式燃油噴射系統(tǒng)柴油機，其供油量調節(jié)齒桿位置變化與加速踏板位置變化不一定成正比。因此保持加速踏板位置不變得到速度特性曲線與保持供油量調節(jié)齒桿位置不變得到速度特性曲線有區(qū)別。加速踏板位置不變時，各轉速相應供油量調節(jié)齒桿位置往往會通過校正或調速而有變動。但是兩級調速器能滿足高速限速和低、怠速穩(wěn)速兩項基本規(guī)定，而在中間轉速由駕駛員直接控制供油量，這與汽油機相似，具備操縱輕便，加速靈活等特點。在汽車正常行駛過程中，，對于柴油機滿足其供油量調節(jié)齒桿位置變化與加速踏板位置變化成正比規(guī)定，因此依然使用油門開度作為控制規(guī)律參數。發(fā)動機參數與特性曲線如下：表3.1發(fā)動機參數表：型號東風EQD140-31工作容積4.334壓縮比18.5:1額定功率/轉速103/2800最大扭矩/轉速403/1600最高空載轉速3090怠速穩(wěn)定轉速≤750表3.2外特性數據:轉速n(r/min)轉矩Ttq(N.m)功率Pe(kW)耗油率be(g/kW.h)800366422651000390502361200397582191400400652131600403722091800400782063988521022003859021524003709522526003501002362800320103255圖3.5EQD140-31柴油機外特性曲線表3.3發(fā)動機穩(wěn)態(tài)轉矩Ttq特性實驗數據：n α25%50%75%100%80021920028436610001622082943901200117200300397140079181292400160047160281403180021123260400787232398220003620038524000015837026000010935028000050320圖3.6EQD140-31柴油機轉矩特性曲線由圖3.6數據，經matlab擬合后得：擬合100%油門開度下轉矩特性二次方程為Ttq=259.448951+0.182175ne-0.000057ne^2；擬合75%油門開度下轉矩特性二次方程為Ttq=170.286580+0.217123ne-0.000093ne^2擬合50%油門開度下轉矩特性二次方程為Ttq=107.696429+0.205208ne-0.000108ne^2擬合25%油門開度下轉矩特性二次方程為Ttq=512.642857-0.444762ne+0.000096ne^2圖3.7EQD140-31柴油機穩(wěn)態(tài)輸出轉矩表3.4發(fā)動機燃油消耗率be特性實驗數據：neα25%50%75%100%800299265277265100024720623323612002531982132191400308209197213160039025119020918004542891912065233151982102200585336215215240065036824022526007083942652362800767422304255圖3.8EQD140-31柴油機燃油消耗率曲線依照等速行駛車速uaQ柴油ρg可取為8.04N/L。依照不同油門開度下速度特性曲線可知：表3.5發(fā)動機功率Pe特性實驗數據：neα25%50%75%100%800222434421000222939501200213244581400193347651600173249721800133150787284985220002447902400019449526000154010028000834103發(fā)動機功率Pe特性實驗數據：圖3.9EQD140-31柴油機功率特性曲線依照公式Qt=Pb367.1表3.6發(fā)動機等速行駛工況燃油消耗量neα25%50%75%100%8002.232.153.193.7710001.842.023.084.0012001.802.153.184.3014001.982.343.144.6916002.252.723.155.1018002.003.043.245.441.242.993.296.05220002.733.426.56240002.373.587.24260002.003.598.00280001.143.508.90圖3.10EQD140-31柴油機燃油經濟性曲線由圖3.10數據，Qt應是ne四次函數，但由于三階與四階系數較小，因此擬合二次函數，經matlab擬合后得：擬合100%油門開度下單位時間燃油消耗量二次方程為：Qt1=3.648168-4.5706e-004ne+8.2343e-007ne^2擬合75%油門開度下單位時間燃油消耗量二次方程為：Qt2=3.178172-1.5850e-004ne+1.1334e-007ne^2擬合50%油門開度下單位時間燃油消耗量二次方程為：Qt3=-0.968154+4.3823e-003ne-1.2605e-006ne^2擬合25%油門開度下單位時間燃油消耗量二次方程為：Qt4=0.9985711.8738e-003ne-8.0952e-007ne^2發(fā)動機穩(wěn)態(tài)油耗特性曲面如下，由于發(fā)動機動態(tài)特性對其燃油消耗量影響不大，因此用其穩(wěn)態(tài)油耗量近似代替發(fā)動機動態(tài)油耗量。圖3.11EQD140-31柴油機穩(wěn)態(tài)油耗特性EQ1090整車參數如下：表3.7整車參數表：整車裝備質量m(kg)30001擋傳動比i7.31最大總質量m(kg)92902擋傳動比i4.31車輪半徑r(m)0.483擋傳動比i2.45迎風面積A(m23.594擋傳動比i1.54空氣阻力系數C0.65擋傳動比i1滾動阻力系數f0.015主傳動比i6.33傳動效率η0.85重力加速度g(m/s9.8最佳動力性換擋規(guī)律汽車動力性是指汽車在良好路面上直線行駛時由汽車受到縱向外力決定、所能達到平均行駛速度。計算汽車原地起步加速時間時，忽視原地起步離合器打滑時間，即假設在最初時刻，汽車已具備起步擋位最低車速來計算，那么應使汽車加速時間最小，即在1/a曲線交點處換擋，若無交點，則在低擋位加速行駛至發(fā)動機轉速達到最高轉速時升擋。其她各擋間換擋時刻亦按此原則擬定。要保證最佳動力性，應當在汽車行駛加速度曲線圖上取同一油門開度下相鄰兩擋加速度曲線交點，即dvdtn=dvdtn+1。將不同油門下相鄰兩擋加速度交點連成曲線，即為動力性最佳換擋特性，將其轉換到a-v圖上就是最佳動力性換擋規(guī)律。嚴格來說需反映加速度在汽車正常行駛工況下，發(fā)動機有66%～80%時間處在非穩(wěn)態(tài)工況。在正常工作狀況下柴油發(fā)動機，普通是通過曲軸轉速、油門踏板位置（供油量調節(jié)齒桿位置）和空燃比這三項來實現柴油機控制和調速。但是以時間t來看，當浮現dne/dt依照資料，采用修正系數解決對柴油機穩(wěn)態(tài)工況下輸出轉矩特性進行修正，來作為非穩(wěn)態(tài)工況下輸出轉矩：Tdωdt—發(fā)動機曲軸角加速度（λ—非穩(wěn)態(tài)工況下發(fā)動機輸出轉矩下降系數，取0.08由于轉速變化與車速及實際行駛狀況關于，在換擋過程中，由各相鄰擋位傳動比最大值為ig2ig3=1.76，換擋總過程時間為0.5s，假設在最大轉速處換擋，可知依照汽車動力學方程:T其中：Fw=C良好路面上滾動阻力系數如下式計算：FFδ=1+δ可依照貨車旋轉質量換算系數與傳動系總傳動比igi0關系圖，可得經驗公式δ=1+δ1于是則有：dTtqD隨發(fā)動機油門開度和轉速變化而變化。對于水平良好路面，采用有機機械變速器傳動系貨車取ηT=0.85[]孫冬野，余盼霞，陶林，尹燕莉．AMT電動換擋執(zhí)行機構分析與參數化設計［J］．重慶大學學報，，34(6)：9～14．綜上可得其各油門開度下行駛加速度曲線如下：圖3.12EQ1090空載工況行駛加速度曲線由于傳動比影響，其一擋δ值甚大，因此導致二擋加速度比一擋加速度還大。將不同油門下相鄰兩擋加速度交點連成曲線，即為最佳動力性換擋特性。圖3.13行駛加速度曲線法將其轉換到a-v圖上就是最佳動力性換擋規(guī)律。圖3.14EQ1090空載工況行駛最佳動力性換擋規(guī)律嚴格說來，需反映加速度dv/dt、v和a所擬定空間坐標來表達。圖3.15EQ1090空載工況行駛動態(tài)三參數最佳動力性換擋規(guī)律曲線上述曲線上是理論上最佳動力性換擋點，但在實際應用中，若從低擋升高擋與高擋減少擋換擋點相似時,則極易產生換擋循環(huán),因此可以在已求得行駛加速度交點圖上，取交點加速度0.95作一條水平線，與相應同油門開度下兩擋加速度曲線交于兩點，取其行駛速度較大值作為升擋點，較小值作為降擋點，或者將理論最佳換擋點相應速度值乘以1.05作為最佳升擋點，乘以0.95作為最佳降擋點，這樣可以避免換擋循環(huán)，并且能保持其最佳動力性。最佳燃油經濟性換擋規(guī)律最佳燃油經濟性換擋規(guī)律就是使AMT可以在燃油消耗量最小換擋點進行換擋，從而減少燃油消耗。研究發(fā)動機燃油消耗特性選用一種較為簡樸動態(tài)三參數最佳燃油經濟性換擋規(guī)律制定辦法。發(fā)動機小時燃油消耗量Qt與汽車燃油消耗量Q(kg)關系為：Qt=dQdt=dQdududt,當加速度取定值時，設du/dt=a,則可以得到燃油消耗量計算式：Q=1aQtdu。從上式可以看出,要使燃油消耗量最小就是要使積提成果最小,即要使上圖中同一油門開度[]張國勝，牛秦玉，方宗德，楊劍．最佳燃油經濟性換擋規(guī)律理論及其應用研究［J］．中華人民共和國機械工程，，16(5)：446～449．圖3.16EQD140-31單位時間油耗曲線由圖中可知，油門開度過小時其數據不合理，因此選取100%、75%和50%油門開度曲線進行擬合，得最佳經濟性換擋點為下一擋穩(wěn)定轉速點相應速度處，但是在50%油門開度是存在于下一擋穩(wěn)定轉速點換擋后不久兩擋就浮現交點，此時應回到低擋，但由于低擋不久與相隔一擋發(fā)生交點，此時換擋即所謂“跳擋”會浮現較大換擋沖擊，因此不考慮換擋。又由于在穩(wěn)定轉速點發(fā)動機轉矩并不穩(wěn)定，且高速時單位時間燃油消耗量變化較慢，同步行駛阻力較大，因此綜合考慮在下一擋穩(wěn)定轉速點乘以1.1系數出相應點進行升擋，在當前擋穩(wěn)定轉速點降擋。此時與油門開度、載重量無關，近似于單參數換擋規(guī)律。圖3.17EQ1090空載工況行駛最佳燃油經濟性換擋規(guī)律發(fā)動機油門自適應控制規(guī)律起步、換擋過程中，在離合器分離與接合，即離合器自動操作機構邁進與釋放行程同步，油門要進行相應自適應調節(jié)，即普通所說“油離配合”，以便發(fā)動機工作狀態(tài)適應外部負載離合器摩擦轉矩Tq變化。離合器分離過程中，由于與整車慣量脫離且離合器轉動慣量小，為避免發(fā)動機超速，需減小油門，油門開度隨時間變化是減函數。離合器接合過程中，因與整車慣量接合，慣性質量增大，為避免發(fā)動機轉速降至最低穩(wěn)定轉速如下，需增大油門，油門開度隨時間變化是增函數。本章小結本章重要研究內容如下：1）詳細簡介了離合器最佳接合規(guī)律，分析了不同類型換擋規(guī)律各自特點，以及發(fā)動機油門自適應控制規(guī)律；2）基于發(fā)動機特性與整車參數，通過汽車行駛方程式與燃油消耗方程式制定了動態(tài)三參數最佳動力性與最佳燃油經濟性控制規(guī)律。

AMT操縱系統(tǒng)機構設計電控機械式自動變速器（AMT）在老式手動齒輪式變速器基本上保存了絕大某些原總成部件，僅對操縱系統(tǒng)進行改進，其生產繼承性好，改造投入費用少。同步由于控制規(guī)律規(guī)定，對離合器操縱機構與油量調節(jié)機構進行改進。離合器操縱機構設計離合器操縱機構設計方案氣壓傳動具備構造緊湊、多閥組合與機械電子高度結合特點，同步在中重型商用車輛上因制動系統(tǒng)需要均裝有充分氣源。因而以壓縮空氣作為驅動力離合器自動操縱機構執(zhí)行機構具備無需增長動力源、減輕駕駛員勞動強度、提高整車燃油經濟性長處。由于東風EQ1090E型汽車使用氣壓雙回路制動系統(tǒng)，備有兩個主儲氣筒和單缸風冷空氣壓縮機，其供后制動器主儲氣筒單向閥以三通管接有取氣閥，AMT操縱系統(tǒng)可以使用氣動元件來設計成氣壓驅動式離合器自動執(zhí)行機構。由于調壓閥作用，儲氣筒氣壓限制在0.7～0.74MPa。東風EQ1090E型汽車使用單盤周布彈簧離合器。本設計AMT離合器自動操縱機構取消離合器踏板及踏板軸總成，將離合器分離拉桿總成替代為氣缸活塞桿來推動離合器分離叉臂進而通過度離叉凸緣使離合器分離叉繞其軸轉動。表4.1其原廠數據[[][]吳定才．東風系列汽車零配件通用互換實用手冊[M].北京：國防工業(yè)出版社，．名稱統(tǒng)一編號原廠編號規(guī)格計量單位每車用量單盤周布彈簧離合器總成——1601D-010只1離合器分離叉臂207116C-02064只1離合器分離叉凸緣207716C-02062只1離合器分離叉206916C-02063只1圖4.1離合器操縱機構運動狀態(tài)示意圖其氣缸活塞桿通過叉桿連接離合器分離叉臂，三維示意圖見圖4.2：圖4.2氣缸與連接某些示意圖電磁換向閥起作用后，氣源經A口向氣缸無桿腔充氣，壓力p1上升。有桿腔內氣體經B口通過換向閥排氣孔排氣，壓力p2下降。當活塞無桿側與有桿側壓力差達到氣缸最低動作壓力以上時，活塞開始移動?；钊坏﹩樱钊忍幠Σ亮磸撵o摩擦力突降至動摩擦力，活塞稍有抖動?；钊麊雍螅瑹o桿腔為容積增大充氣狀態(tài)，有桿腔為容積減小排氣狀態(tài)。本設計采用離合器完全接合信號來判斷離合器行程中各重要分界點位置。設計了一種帶有微動開關機械構造件串聯于氣缸活塞桿上，離合器完全接合時，氣缸活塞桿上僅承受回位彈簧變形產生很小力，此時開關觸點未被壓縮，該開關信號為高電平；離合器開始分離時，由干離合器彈簧剛度遠遠不不大于回位彈簧，氣缸活塞桿上開關觸點被壓縮，該開關信號變?yōu)榈碗娖剑虼丝梢詫⒋素撎冃盘栕鳛榕c離合器完全結合精準位置相應信號。將該信號作為離合器工作過程一種參照點，其位置是隨時依照離合器磨損等外部因素影響擬定。氣缸活塞桿通過叉桿連接離合器分離叉臂，在叉桿上串聯一微動開關，當氣缸活塞桿受壓，觸發(fā)開關產生負跳變信號時，表白此時離合器已經處在完全接合狀態(tài)邊沿而即將開始轉為分離狀態(tài)，此時由于是離合器分離階段，規(guī)定分離速度高，可以將節(jié)流閥所有打開，達到最大分離速度。離合器通過開始分離、實際分離和繼續(xù)分離狀態(tài)。通過位移傳感器位移信號變化量來擬定離合器所處狀態(tài)[[][]陳寧．電控機械式自動變速器控制系統(tǒng)研究［D］．福州：福建農林大學，．從該信號變?yōu)榈碗娖剿查g直至離合器完全分離整個過程，將離合器行程提成三個某些:1、離合器完全接合信號發(fā)生負跳變到離合器開始分離為一段，此段行程相應了傳遞鏈上各部件彈性變形；2、離合器開始分離到實際分離為一段，此段行程是接合到分離狀態(tài)變化；3、離合器實際分離到繼續(xù)分離為一段，此段行程就傳動性質而言，并沒有本質變化，只是主、從動件彈性翹曲得到舒展，對于EQ1090車型，這幾種階段行程值是基本不變并且都可以通過實驗來擬定。當前大多使用行程電位器阻值來擬定行程，但是由于離合器分離與接合響應速度規(guī)定較快，且響應頻率高，由于阻性電路特點，使用行程電位器誤差較大，有一定缺陷。由于離合器間隙普通為4mm，而普通電阻式直線位置緩沖距離就為4mm，不利于微小位移量測量。因此現使用直線位移光柵傳感器其辨別率可達到微米級，且電壓為24V，充分運用汽車蓄電池，其正反向位移辨別率較高。只要記錄下離合器完全接合信號變低瞬間時直線位移光柵傳感器位移信號，再通過實驗用壓力傳感器檢測離合器轉矩值變化，來擬定EQ1090實車離合器轉矩傳遞區(qū)域位移，及其各階段端點所相應位移信號。離合器操縱系統(tǒng)設計氣動機構選用普通雙作用氣缸，離合器壓盤壓力為500kg，分離杠桿比25/12，分離叉比為3/1，因此分離叉處需要分離力約為800N，離合器行程反映到氣壓缸上為27.5mm，離合扭矩16.75N.m，徹底分離時間限制在0.4s以內，那么氣缸慣性負載運動速度v=27.50.4=68.75mm/s氣缸設計、計算[[][]成大先．機械設計手冊（第五版）單行本-氣壓傳動[M].北京：化學工業(yè)出版社，．1、缸徑、壁厚、活塞桿直徑與負載、彎曲強度和撓度計算普通雙作用氣缸實際輸出推力Fe=π4普通氣缸缸筒壁厚與內徑之比δD≤式中δ—缸筒壁厚，mpp—σpσσbn—安全系數，普通取n=6缸筒材料選用20鋼無縫鋼管，其抗拉強度σb≥390MPa，綜上可知δ=按公式計算出壁厚普通都很薄，加工比較困難，實際設計過程中普通都需按照加工工藝規(guī)定，恰當增長壁厚，按無縫鋼管廠供應管壁厚選用壁厚δ=3mm。初選活塞桿為外徑?16d≥F1σp—活塞桿材料許用應力（Pa），σpS—安全系數，取4完全符合規(guī)定。計算長度L=30mm，安裝方式為固定-鉸支，m=2，氣缸活塞行程越長則活塞桿伸出距離也越長，對于長行程氣缸，活塞桿長度將受到限制。若在活塞桿上承受軸向推力負載達到極限力之后，活塞桿就會浮現壓桿不穩(wěn)定現象，發(fā)生彎曲變形。因而，必要進行活塞桿穩(wěn)定性驗算其穩(wěn)定條件為F≤F—活塞桿承受最大軸向力，NFknkk—活塞桿橫截面回轉半徑，mk=細長比LFf—材料抗壓強度，鋼材f=A—活塞桿橫截面積，A=α—實驗常數，鋼材α=FF=800N≤滿足穩(wěn)定性條件。撓度（因頭部自重下垂產生）驗算δ=式中δ—撓度，cms—活塞桿伸出長度，cmE—材料橫向彈性模量，鋼材E=2.1x1011J——活塞桿橫截面慣性矩，mJ=q—活塞桿1cm長當量質量，低碳鋼密度7.85g/cmδ=完全符合規(guī)定。2、緩沖計算由于離合器分離規(guī)定，要防止氣缸運動到行程末端時撞擊缸蓋，依照規(guī)定，采用由緩沖柱塞、節(jié)流閥和緩沖腔室等構成氣墊緩沖構造。依照國產氣缸慣用柱塞直徑和緩沖長度原則，選用柱塞直徑為20mm，緩沖長度為15mm。3、進、排氣口計算：普通氣缸進、排氣口直徑大小與氣缸速度關于，依照ISO規(guī)定依照氣缸直徑選用氣口尺寸M14x1.5（G1/4）。4、耗氣量計算由于離合器分離操作是依照行駛路況和汽車工況決定，因此無法擬定其平均耗氣量，只計算其最大耗氣量，即氣缸活塞完畢一次行程所需耗氣量Q式中S—氣缸行程，cmt—氣缸一次往復行程所需時間，5、連接與密封由于氣缸外徑較小，重量較輕，因此選取拉桿式螺栓連接，其構造簡樸。易于加工，易于裝卸。依照JB/T6659-1993《氣動用O形橡膠密封圈尺寸系列和公差》查得，氣缸筒與先后缸蓋密封使用O形橡膠密封圈，內徑d1=36.5±0.30，d2=2.00±0.09；依照GB/T10708.1-《活塞L1密封溝槽用Y形橡膠密封圈構造型式、尺寸和公差》查得活塞密封使用Y形橡膠密封圈，其詳細參數為：表4.2DdL1外徑寬度高度D1D2極限偏差S1S2極限偏差h極限偏差40306.341.239.4±0.256.24.4±0.155.6±0.2依照GB/T10708.3-《A型防塵圈型式和尺寸》查得防塵密封圈使用A型防塵圈（單唇無骨架橡膠密封圈），其詳細參數為：表4.3dDL1d1D1S1h1基本尺寸極限偏差基本尺寸極限偏差基本尺寸極限偏差基本尺寸極限偏差1624514.5±0.2524±0.153.5±0.155(-0.30,0)6、活塞桿承載能力普通徑向力負載數值不大于理論計算成果，因此需使用查表法。由負荷ISO15552原則氣缸負載特性圖中徑向力與行程關系表查知，缸徑為φ40mm，行程為30mm原則氣缸許用徑向力Fq綜上計算后，選取國產QGBⅡ氣缸，詳細參數為：表4.4氣缸品種國產QGBⅡ氣缸氣缸內徑D/mmφ40行程s/mm30使用壓力/MPa0.7最高工作壓力/MPa1使用速度范疇/(mm/s)50～100使用溫度范疇/℃-25～80(不凍結條件下)工作介質空氣、干燥空氣給油不需要(也可給油)緩沖兩側可調緩沖緩沖行程/mm15工作壽命/km≥50圖4.3～圖4.5為國產QGBⅡ氣缸某些零件圖與裝配圖：圖4.3活塞桿零件圖圖4.4后氣缸蓋零件圖圖4.5國產QGBⅡ氣缸裝配圖離合器操縱機構工作過程離合器分離階段，電磁鐵1DT通電，電磁換向閥左位起作用，氣源經A口向氣缸無桿腔充氣，壓力p1上升。有桿腔內氣體經B口通過換向閥排氣孔排氣，壓力p2下降。活塞無桿側與有桿側壓力差達到離合器操縱力以上，活塞開始移動?；钊麠U帶動離合器分離叉逆時針轉動，推動分離套筒使向飛輪方向移動，對分離杠桿內端施加推力，杠桿繞支點轉動，其外端通過擺動支片推動壓盤克服壓緊彈簧力而后移，從而撤除對從動盤壓緊力，于是摩擦作用消失，離合器不再傳遞任何轉矩，即離合器轉入了分離狀態(tài)。依照到位信號，電磁鐵1DT斷電，電磁換向閥恢復中位，活塞桿保持不動。離合器接合階段，電磁鐵2DT通電，電磁換向閥右位起作用，氣源經B口向氣缸有桿腔充氣，壓力p2上升。無桿腔內氣體經A口通過換向閥排氣孔排氣，壓力p1下降?；钊袟U側與無桿側壓力差達到摩擦力值，活塞開始反向移動。在離合器壓緊彈簧作用下，壓盤前移，分離杠桿外端繞支點轉動，內端推動分離套筒使向變速器方向移動，分離叉順時針轉動，受活塞桿行程限制。逐漸恢復從動盤壓緊力，于是摩擦作用恢復，離合器開始傳遞轉矩，即離合器轉入了接合狀態(tài)。依照到位信號，電磁鐵2DT斷電，電磁換向閥恢復中位。氣缸運動速度調節(jié)采用節(jié)流調速，若采用進氣節(jié)流調速時，由于進氣流量少，排氣流量大，則排氣腔內氣體壓力不久減少，而進氣腔內氣體壓力上升較慢，其兩腔壓力差剛好克服阻力負載時，活塞就運動，但由于進氣腔容積變化增長較大，而供氣流量局限性，致使進氣腔中空氣壓力又進一步下降，可使活塞兩側壓力差所產生作用力不大于各種阻力負載，此時活塞就停止邁進，直到進氣腔繼續(xù)進氣，活塞重新開始向前運動，使活塞產生“忽停忽走”或“忽快忽慢”運動現象也即氣缸“爬行”，因此在氣缸調速中不選用進氣節(jié)流，而選用排氣節(jié)流辦法。當離合器接合時，在通過相應位置信號判斷后，通過調節(jié)排氣節(jié)流閥開度，對氣缸不同行程時速度進行調節(jié)，以達到離合器最佳結合規(guī)律規(guī)定。在l1行程內，節(jié)流閥全開，使活塞桿速度最大；當離合器結合信號發(fā)生負跳變時，即開始l2行程，減小排氣節(jié)流閥1開度，進而減小排氣流量，減小活塞兩側壓力差，使活塞桿速度減慢；在l3行程內，節(jié)流閥全開，使活塞桿速度最大。l2行程是通過實驗擬定，l1與lAMT選換擋操縱機構設計MT原機構設計方案本論文所采用EQ1090中型貨車原手動機械變速器選換擋操縱機構為直接操縱機構，它布置在駕駛員座位附近，變速桿從駕駛室底板伸出，由駕駛員直接操縱。操縱機構由變速桿、撥塊、撥叉、撥叉軸以及安全裝置等某些構成。變速器為5速變速器，采用三軸式構造。表4.5原廠手動變速器數據名稱統(tǒng)一編號原廠編號規(guī)格計量單位每車用量變速器總成255017D-00030（帶手制動器）各擋變速比只1（一）7.31（二）4.31（三）2.56（四）1.54（五）1.00（倒）7.66變速器蓋28511700D-215B變速器換擋叉2875(一、倒)1700C-2522877(二、三)1700C-2622879(四、五)1700C-272只111變速器換擋叉軸2884(一、倒)1700C-251A2886(二、三)1700C-261A2888(四、五)1700C-271A尺寸/mm只111外徑全長191919261193193變速叉軸彈簧28991700C-291（?10.3x33.11圈，鋼絲?1.8只3變速器換擋叉導塊2940(一、倒)1700C-253只1原手動機械變速器操縱機構擋位布置為：1—N1—R|3—N2—2|5—N3—4圖4.6原手動機械變速器操縱機構三維示意圖由于采用五擋變速器，操縱機構只需要三根撥叉軸。一、倒擋和二、三擋各占一根撥叉軸，四擋和五擋共用一根撥叉軸。操縱桿先通過選擋，再通過推動與擋位相應撥塊帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，實現掛擋。因而，變速器掛擋可分為選擋和換擋兩個過程。為了保證變速器在任何狀況下都能精確、安全、可靠地工作，其操縱機構設立了安全裝置。涉及自鎖、互鎖和倒擋鎖裝置。為防止變速器自動脫擋，并保證齒輪以全齒寬嚙合，在其操縱機構中設立自鎖裝置；設立互鎖裝置，可以防止變速器同步掛入兩個擋位；由于手動機械式變速器存在倒擋鎖裝置，掛入倒擋所需操縱桿推力比其他擋位要稍大某些。AMT選換擋操縱機構設計AMT操縱系統(tǒng)自動選換擋執(zhí)行機構選用電控方式。使用兩個電機垂直布置來控制選換擋過程中選換擋桿移動。由于采用電控方式，由控制規(guī)律控制選換過程，不會浮現誤掛倒擋狀況，并且在行駛過程中不會浮現像脫擋類似掛入倒擋狀況發(fā)生，只是在起步時防止人為地誤掛倒擋，因此取消了倒擋鎖構造。由于原手動機械變速器中變速叉軸彈簧，是為了防止在換擋后由于振動或其她因素使以嚙合齒輪脫擋，或同步掛入兩個擋位而設立自鎖和互鎖裝置。這些裝置重要由彈簧和鎖球構成，鋼球被彈簧壓緊在叉軸上相應凹槽內，使叉軸位置被固定在規(guī)定位置。只有在換擋時駕駛員通過變速桿對換擋叉和叉軸施加一定軸向力，克服彈簧壓力使鋼球退出凹槽，叉軸才可以軸向移動。這樣在汽車行駛工況中起到保證安全作用，因此這種機械自鎖互鎖構造可以應用在電動選換擋執(zhí)行機構中。保存原手動機械變速器中撥叉軸和撥叉，將手動換擋桿改成尺寸更小選換擋桿，加裝有選擋軸總成和選擋電機，換擋槽總成和換擋電機。選擋軸通過擋圈與選換擋桿固定。換擋槽通過起杠桿作用選換擋桿來操縱換擋過程，其杠桿比為1。再依照選換擋機構尺寸和布置設計變速箱頂蓋及其附件，由于尺寸限制，選擋電機布置在頂蓋內，其線路從兩個電機支承板與頂蓋接合處加工出孔中布線，可起到通氣塞作用。圖4.7選換擋操縱機構總體三維圖（右隱藏頂蓋）圖4.8選換擋操縱機構工程圖依照青山工業(yè)AMT換擋操縱力實驗臺數據，選擋力為50N，換擋力為300N。選換擋操縱機構分為選擋與換擋兩種執(zhí)行機構，它們互相正交，又稱x-y換擋器。它們各自有三個停止位置，構成矩陣方式。這對5個邁進擋1個倒擋變速器而言，比采用平行式換擋器構造簡樸、緊湊。但由于插入選擋動作，使有選擋動作換擋時間比平行式延長。選擋和換擋操作都是直線運動，而為了運用汽車上24V蓄電池，各自驅動單元都選取直流電動機，其運動為旋轉運動，因此需要設計兩個將轉動轉化為往復平動機構。選擋行程，2-3擋?1-R擋行程為20mm，2-3擋?4-5擋行程為20mm，因此選擋軸行程為20mm；換擋行程：1?R擋是直齒移動換擋行程為24mm，2?3擋是鎖銷式同步器換擋行程為14mm，4?5擋是鎖銷式同步器換擋行程為14mm，因此換擋槽行程為14mm或24mm。依照機械傳動實驗室實驗數據，AMT選換擋過程中，合理選擋時間為0.16s，換擋時間為0.24s。、選擋機構設計：選擋機構使用齒輪齒條機構。已知選擋力為50N，選擋軸行程為20mm，傳遞扭矩為2500Nm。設計選擋齒輪m=2，z=20，節(jié)圓半徑為20mm，那么選擋軸速度為125mm/s，選擋齒輪轉速為60r/min，選擋電機功率為6.25W，因此選取蝸輪蝸桿直流減速電機，詳細技術參數為：表4.6型號規(guī)格使用電壓減速比空載轉速空載電流輸出力矩負載轉速負載電流功率運營方向DC/VrpmmAkg.cmrpmmAW蝸輪蝸桿直流減速電機241/49708036014015雙向可逆經計算，其齒輪節(jié)圓與齒條中線處扭矩為2500N?選取平頭普通平鍵(B型)作為齒輪和選擋電機連接，其鍵槽尺寸為：表4.7軸頸鍵鍵槽公稱直徑d公稱尺寸bxh寬度深度半徑r公稱尺寸b偏差軸轂普通鍵連接軸N9轂JS9t極限偏差t極限偏差最小最大82x22-0.004-0.029±0.01251.2+0.101+0.100.080.16鍵尺寸為：表4.8寬度高度C或r長度L公稱極限偏差(h14)1000件重量/kgb公稱極限偏差(h9)h公稱極限偏差(h11)20-0.02520-0.060.2200-0.520.628平鍵軸槽長度公差用H14。為了便于裝配，軸槽、輪轂槽寬度兩側面粗糙度Ra=1.6～選擋操縱機構設計圖如下：圖4.9選擋操縱機構三維圖圖4.10選擋操縱機構工程圖、換擋機構設計：換擋槽速度為58.33mm/s或100mm/s，換擋力為300N，換擋槽作用力300N，換擋電機選轉速為1500r/min。相對選擋過程來說，換擋過程中受力較大，因此不適合選用齒輪齒條運動副，由于滾珠絲杠副有傳動效率高、運動平穩(wěn)、可以預緊、工作壽命長、定位精度和重復定位精度高、同步性好、可靠性高等長處，轉動轉化為平動機構還可以選用滾珠絲杠副。滾珠絲杠副可分為定位用(P型)及傳動用(T型)兩種。P型用于精準定位且能依照旋轉角度和導程間接測量行程，T型位移精度不是很高。因此咱們選用P類絲杠副。1、滾珠絲杠副選取詳細計算過程[[][]成大先．機械設計手冊單行本-機械傳動[M].北京：化學工業(yè)出版社，．[15]古永棋，張偉．汽車電器及電子設備[M].重慶：重慶大學出版社，．[16]劉振軍，秦大同，胡建軍．重型車輛自動變速技術及發(fā)展趨勢［J］．重慶大學學報，，26(10)：10～14．[17]劉振軍，秦大同，胡建軍．重型車輛電控機械式自動變速系統(tǒng)設計與應用［J］．農業(yè)機械學報，，42(8)：7～14．[18]司洪來．淺析汽車電控機械式自動變速器(AMT)［J］．1994~中華人民共和國學術期刊電子出版社，，(2)：43～45．[19]蘇玉剛，黃建明，楊志剛，曹長修．電控機械式自動變速器80C196KC單片機控制［J］．汽車電器，1999(5)：7～10．[20]孫東野，秦大同．汽車離合器局部恒轉速起步自動控制研究［J］．機械工程學報，,39(11)：108～112．計算項目單位計算公式闡明初算導程PmmP取Pvmax—nmax—當量載荷FN當載荷在Fmin和FF=當量轉速nr/min當轉速在nmax和nn額定動載荷CNCam有預加載荷，Cam選Cam'與C精度系數—fa可靠性系數—fc載荷性質系數—fw預期工作壽命—L預加載荷系數—fe最大軸向載荷—F估算滾珠絲杠容許最大軸向變形δμmδmδm取δm'與δmP5級滾珠絲杠300mm重復定位精度為0.023mm，116mm重復定位精度為0.00889mm；定位精度未知估算滾珠絲杠底徑dmmF0=da—支撐方式系數，兩端固定或是鉸支時取0.039F0—μ0—L—滾珠絲杠兩軸承支點間距離，常取1.1行程+(10～14)P擬定滾珠絲杠副規(guī)格代號按《機械設計手冊：機械傳動（單行本）》表11-1-13及表11-1-14選定滾珠螺母型式，按上述估算Ph、Cam、d2m值從表11-1-30～表11-1-33中選出適當規(guī)格代號及安裝、連接尺寸，并使d選用內循環(huán)、浮動式(F)、單螺母增大鋼球預緊(Z)，規(guī)格代號1604-3。單螺母增大鋼球預緊是一種類似于過盈配合預緊方式，普通用于滾道截面形狀為雙圓弧時，采用安裝直徑比正常大幾種μm鋼球進行預緊裝配。構造最簡樸、緊湊，但不適當預緊力過大場合，不可調節(jié)，軸向尺寸小。計算預緊力FN當最大軸向工作載荷Fmax能擬定期行程補償值CμmlC=11.8?t溫度變化值—?t=2滾珠絲杠副有效行程—l預拉伸力FNF絲杠螺紋底徑—d滾動軸承型號選取計算兩端選取7001AC單列角接觸球軸承詳細參數見下表電動機選取計算系統(tǒng)剛度K計算N/Ks(二端固定或鉸支)K1滾珠絲杠副抗拉剛度—Ks軸承剛度—Kb=N/μm，優(yōu)先選角接觸球軸承，兩端鉸支預緊軸向接觸剛度—R=442N/滾珠螺母中點至軸承支點距離—a=58mm滾珠絲桿副精度選取參照表11-1-25參照普通機械選取精度P5，并校核系統(tǒng)剛度K值，進行必要驗算滾珠絲杠壓桿穩(wěn)定性FcNF臨界壓縮載荷—FcK1—安全系數，絲杠水平安裝取1支承系數—K2絲杠最大受壓長度—Lc1滾珠絲杠副所受最大軸向壓縮載荷—F滾珠絲桿副極限轉速ncr/minn支承系數—f=9.7；臨界轉速計算長度—Ldn值校驗r*mm/mind滾珠絲桿副公稱直徑—d0滾珠絲桿副最大轉速—n額定靜載荷CoaNf滾珠絲桿副基本軸向額定靜載荷—Coa靜態(tài)安全系數—fs，普通取1～2滾珠絲桿副最大軸向載荷—F絲杠軸拉壓強度驗算δ絲杠軸許用拉壓應力—δ其循環(huán)方式選用內循環(huán)，內循環(huán)滾珠絲桿副性能參數：表4.9規(guī)格代號公稱直徑/mm公稱導程/mm絲杠大徑/mm滾珠直徑/mm絲杠底徑/mm螺母長度/mm額定載荷/kN剛度dPdDdLCCR1604-316415.32.50813.5385.19.7442滾珠絲杠副滾珠螺母安裝連接尺寸(JB/T9893-1999)表4.10滾珠螺母安裝連接尺寸/mmDDDBDDh285238104.88.54.5其軸承選取7001AC角接觸軸承，詳細參數如下：表4.11基本尺寸/mm基本額定載荷/kN極限轉速/r重量/kgdDBCC脂W122885.202.55180000.02其她尺寸/mm安裝尺寸/mmdDarminrmindminDminrmin17.423.68.70.30.1514.425.60.37001AC角接觸軸承校核計算：查關于軸承數據由于工作零件位置在兩軸承之間，為了得到更好剛性，因此選取面對面安裝，由機械設計手冊查得7001AC軸承關于數據：

Cr=5.20kN，C0r計算兩支承徑向載荷不考慮自重，由數據知選擋力極限值為100N，，在1擋或R擋時為極限狀況，假設為1擋狀況，那么兩支承徑向載荷為FR1計算兩支承軸向載荷對于7001AC型軸承，軸承內部軸向力Fs=eFR，其中e為判斷系數，由于α=25°Fs1=0.68FR1=0.68x29.3N=19.9N，Fs2=0.68FR2=0.68x70.7N=48.1N，方向指向內，由于換擋電機提供力與換擋時阻力作用下，有也許在同步過程結束后，換擋力仍在，因此Fa=300N，方向與Fs1相似，由于FFA1=計算兩軸承當量動載荷對于軸承Ⅰ，FA1FR1P對于軸承Ⅱ，FA2FR2P由于Pr2>Pr1，軸承計算軸承基本額定壽命由公式計算：L查表知，因軸承在正常溫度下(<120℃)工作，則ft=1；按中檔沖擊振動，取載荷系數fpL該軸承壽命滿足使用規(guī)定。2、電動機選取計算已知條件與電動機選取有關已知條件有：轉速1500r/min，工作電壓24V。求電動機功率電動機功率P：P=式中F為所受力、V為力方向上速度、η為絲杠傳動效率普通絲杠η=90%P=換擋電動機功率設計值普通為計算值1.2～1.3倍，考慮到功率余量和電機市場狀況，選取額定電壓24V，額定功率為60W90ZY04型直流永磁電機作為本設計換擋電機。表4.12重要技術參數型號額定功率/W額定轉速/(額定轉矩/mNm電流/A電壓/V容許正反轉速差/(90ZY046015004004.524150表4.13外形尺寸參數型號NhHMPSDLdlh7±0.15h790ZY-49?70367692?6.6?90152?8163、聯軸器選取本次設計規(guī)定構造緊湊裝配簡樸，而聯軸器選取是依照使用場合以及經濟規(guī)定合理地選取類別。由于絲杠需要轉矩不是太大，重要是依照尺寸規(guī)定進行聯軸器選用。電機輸出軸直徑?8mm，絲杠軸端直徑為?9mm，應選8×9TGLA1鼓形齒式聯軸器。詳細參數如下表。表4.14型號公稱轉矩Tn/Nm許用轉速[n]/r軸孔直徑

d軸孔長度LDDBBSd重量/kg轉動慣量/kgTGLA110100008，920402538174M50.2000.00003換擋操縱機構設計圖如下：圖4.11換擋操縱機構三維圖圖4.12換擋操縱機構工程圖AMT選換擋操縱機構工作原理由于對原變速箱未作改動，因此各擋位位置不變。在三個換擋撥叉軸兩端安裝六個行程開關，以擬定六個擋位與否換擋到位，在選換擋桿選擋位移方向兩端安裝U字型槽式光電開關，以鑒定空擋擋位N1、N