操纵机构

操纵机构（精选九篇）

操纵机构 篇1

变速器是乘用车的关键部件之一, 由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成, 操纵机构的主要作用是控制传动机构, 实现变速器传动比的变换, 即实现换挡, 以达到变速和变矩。目前国内乘用车行业, 自动变速器操纵机构主要依赖进口, 手动变速器操纵机构的关键部件仍然依赖于进口。

目前汽车市场上的变速器按其结构差异, 可以细分为五类:手动变速器 (M T) 、手动自动一体变速器 (A M T) 、无级变速器 (C V T) 、双离合器变速器 (D C T) 和自动变速器 (A T) , 它们各自都有其不同的优势。勿庸讳言, 由于人们追求驾驶的便利与舒适, 原本是手动变速器的市场, 正在逐步被自动变速器占领。但是就目前而言, 手动变速器仍然占有较重要的地位, 如在英国, 现在装配自动变速器的汽车占汽车总量的15%。而五年前, 这个数字是13.5%。尽管通过汽车工程师们的努力, 自动变速器的智能化得以不断提高, 但自动变速器在换挡速度和传动效率方面, 目前还只能接近手动变速器的表现, 尤其是制造成本和使用油耗这两个关键指标上, 自动变速器还无法与手动变速器竞争, 从而使手动变速器在全世界的汽车市场上仍然占据优势。

当前主要的开发类型和特点

1.以过程为主的项目开发

从以往几年看来, 我们开发的大部分变速器操纵总成件都是在国外生产已经很成熟的产品, 主要目的是进行国产化制造, 从而降低产品成本。如某车型的选挡摇臂分总成、换挡摇臂分总成以及倒挡拨叉等单个零件的开发 (见图1、图2、图3所示) , 这些零件在不同变速器中的功能一样, 只是形状尺寸不同而已。

与这些产品适用的变速器在主机厂装配的过程中以分体式装配为主, 所以产品的集成度较低, 对于工艺单纯的分总成件及单件产品的国产化开发较容易实现, 不需要进行产品的D-F M E A分析和试验验证, 只需对原图实行国产化翻译后进行制造过程的P-F M E A分析即可, 比如选挡摇臂分总成由一件冲压件和两个切削件组成, 其中冲压工艺及金属切削工艺在国内是很成熟的工艺, 总成的连接也就是焊接和铆接。

在过程开发的过程中由于产品结构简单、工艺单纯、难度较小, 几乎无不确定性因素, 能在较短的时间进行O T S送样及小批量生产。所以这类产品的开发周期短 (一般三个月左右) , 风险小, 见效快。

2.改进设计与过程开发

随着汽车零部件国产化程度越来越高以及车型越来越多, 特别是具有较高手感性能的变速器操纵机构的开发, 往往是以集成件作为一个开发单元, 如某跑车的变速器换挡机构如图4、图5所示。

该变速器操纵总成一般有30～50个零件构成, 其单件工艺涉及金属加工、冲压、精密铸造、锻压以及弹簧、轴承、钢球等标准件构成, 其总成工艺包括压铆、旋铆、热铆、各种焊接以及较复杂的装配工艺。而我们得到的输入往往是一个总成的功能图和总装配图, 根本没有具体的零件图, 同时还涉及到很多专利零件和分总成。对零件图我们要拆分、再评审和试验验证, 某些专利件我们要重新改型设计, 所以不管是从产品的复杂程度还是从技术难度和不确定性上考虑, 都对我们在国内的开发带来很大考验。由于我国目前的制造技术在某些方面与国外相比还有一定差距, 比如原材料方面的差距会导致制造工艺的调整, 对于改型设计的零件, 在O T S样件之前我们必须进行手工样件的制作和相关的工艺试验, 相对于纯过程开发的周期要长得多, 一般在10～15月左右。

大家知道, 汽车零部件的制造过程开发是新产品开发的重要一环, 它将直接影响到一个产品的质量和开发周期, 所以一个高质量的产品必须要有高质量的制造过程作保证。就目前来说, 我国完全达到发达国家制造工艺水平的工艺还远远不够, 国外很多先进工艺在我国应用较少, 那么国外已设计的产品或者已制造的产品如何在国内顺利实现开发制造是我们所面临的难题。当然我们可以直接引进国外先进的设备及工艺, 也可借鉴国外好的制造方法, 而更重要的是利用国内的现有资源, 不断提高自身的创新能力, 使产品的质量达到或接近产品的设计技术要求, 对提高开发质量、缩短开发周期、降低开发成本有较大的实现意义。

3.同步开发

随着我们开发零件和总成的数量大量增加, 在产品的开发经验上不断丰富, 同时各种工艺的供应商及整个产业链供应水平的提高, 必然会有从量变到质变的产生, 也就是在新品没有投放市场时与主机厂进行同步开发。这也是我们现阶段所承接新项目过程中, 出现一种我们不太熟悉的新的商务与开发模式。比如D C T项目 (双离合器变速器) , 操纵的拨叉机构见图6、图7所示, 其结构方面与传统的拨叉总成相比, 只是增加了电磁感应部件, 其余结构相似。

这种同步开发的项目与过程开发的区别表现如下:

(1) 在满足产品功能和性能的前提下, 对于产品的可制造性方面和制造成本方面, 需要对产品的结构进行优化设计与改进, 并进行D-F M E A分析。因此需要有丰富设计和开发经验的人员作为整个项目团队的支撑。

(2) 关键的功能件需要设计验证, 而不是国产化中的制造检验。因此要有相关的C A E分析和增加大量的性能试验, 包括材料的选择和热表处理的技术要求。

(3) 在开发阶段, 由于客户需要进行整车试验对整个项目进行设计验证、匹配标定, 可能对零部件的结构和性能要求进行工程更改, 甚至因为更改会取消某些零件或整个项目。所以必须提交手工样件, 如果变动较大可能会多次提交手工样件, 这样整个项目的周期会更长。

(4) 在商务模式上有两种, 一种是纯粹做手工样件。手工样件提交后, 客户根据项目结论再讨论后续开发合同。因此, 所有工装尽可能少且是一次性的。合同一次签订, 分两个阶段实施。因此, 手工样件阶段工装也要尽可能少, 特别是一次性工装, 必要的工装可以考虑后续能借用。

结语

操纵机构 篇2

具有异构多操纵机构的飞行器复合控制技术

提出了具有异构多控制机构的飞行器复合控制决策与管理系统结构,建立了具有气动力,推力矢量/直接侧向力的异构多操纵机构的飞行器动力学模型,提出了模糊自适应控制分配与复合控制器优化集成设计方案.设计了基于参考模型的`模糊自适应控制分配策略,使气动力,推力矢量,直接力任意形式组合及动态分配过程中复合执行机构等效动态特性与参考模型一致.采用进化策略对导弹复合控制系统参数进行了多目标优化设计.分别针对不同的组合形式进行了仿真研究,证明了具有异构多操纵机构的飞行器复合控制系统具有很好的快速大机动跟踪能力,实现了飞行器气动力/推力矢量/直接侧向力之间不同形式组合控制系统的自适应控制分配.

作 者：周锐 杨晓东 王军  作者单位：北京航空航天大学自动控制系,北京,100083 刊 名：宇航学报  ISTIC PKU英文刊名：JOURNAL OF ASTRONAUTICS 年，卷(期)： 29(4) 分类号：V249.121 关键词：自适应控制   控制分配   模糊逻辑   进化策略  

创业板牛市：机构涉嫌操纵中小盘股 篇3

统计显示，创业板379只个股，截止2013年四季度末，基金在创业板的重仓持股市值已飙升至1082.34.34亿元。

疑点案例：私募华鼎兴业涉嫌操纵股价

2013年的三季报披露后，百圆裤业和泰亚股份基本面均乏善可陈，但走势却一路上扬。时至今日回看，百圆裤业去年年内一度暴涨超过100%，泰亚股份也大涨近五成。从走势上看，两只股票都有被主力机构操作股价的嫌疑。随着媒体的关注，其幕后主力机构也随之浮出水面。

资料显示，两只股票具有以下几个共同点：第一、流通盘均较小，百元裤业在4000万股左右；第二是在上涨的过程中每天的换手率均不高；第三，前十大流通股东持股不多，筹码却高度集中，百圆裤业2013年三季度末人均持股1.49万股，泰亚股份人均持股1.04万股。

值得一提的是，百圆裤业和泰亚股份去年二、三季度的前十大流通股东均有交叉持股的现象。泰亚股份2013年三季度末前十大流通股东包括华鼎兴业结构化信托计划、北京三能环宇科技有限公司、李柏龙、徐建立、王洪君等，而在2013年二季度末前十大流通股东包含王坤、包瑞俊、安若玮等人。百圆裤业2013年三季度末前十大流通股东包括华鼎兴业结构化信托计划、王坤、安若玮、包瑞俊等，而在2013年二季度末前十大流通股东包括北京三能环宇科技有限公司、薛君秀、杨引观、徐建立、王坤。

不难发现，华鼎兴业结构化信托计划、北京三能环宇科技有限公司、徐建立、包瑞俊、安若玮等重复出现在两只个股前十大流通股东名单中，有媒体因此质疑阳光私募华鼎兴业涉嫌联合多个自然人和法人账户操纵上述个股。

业内人士指出：“从两只个股的走势、换手率以及前十大流通股东的名单高度重合来看，有可能是同一庄家所为。从其持股来看，最大持股量仅100多万股，而筹码却高度集中，不排除还有其他账户联合坐庄，至于是否华鼎兴业在幕后主导，难以定论，也有可能是其他机构或大户。”

庄股时代尚未终结

事实上，华鼎兴业并非是首家被质疑坐庄的私募基金。早在2012年11月，证监会的深度调查掀开了私募“坐庄”的冰山一角。据媒体报道，上海丰润陆续操控了其他8个账户，包括“联华国际信托有限公司-浙江中行新股申购信托项目〈3期〉”、“中融国际信托有限公司-融裕25号”两款私募产品。在一致行动人关系确立的背景下，上海丰润掌控的9个账户在操盘过程中，对京山轻机、江西长运、大连圣亚、中科英华4只股票在某一时间段内已经构成举牌，但上海丰润未按规定披露相关信息，且反复逾越举牌线。

而2013年网络转载率较高的一篇《一位公募基金经理的忏悔》中亦提到：“基金联合一起用资金优势炒作小盘股，达到联合资金控盘程度，大家推高股票价格，这样可以保证公募基金的市值保持较好业绩，这样基金管理公司可以提取更高的基金管理费，基金经理的工资奖金高，业绩排名高，表面上看似乎大家都好”。

此文一度引起了市场对于基金坐庄小盘股的争论。对此，业内人士曾指出：“一些公募基金等机构经常会联合调研某些公司，调研结束后如果发觉公司前景不错，会相互交流，甚至不排除会私下交流目标价，然后开始买入，推高股票，锁仓直至达到目标价才出局，当然这些只是口头协议，一旦有人中途出货，也就容易出现多杀多，前期部分热点涨停股出现暴跌，或许与其中部分机构提前出货有关。”

事实上，基金曾经扎堆炒作制造了东方电子等个股泡沫，也是推动股市形成2005年至2007年泡沫牛市的主要力量，其操作手法，无非就是持续买入、拉抬，形成基金获利效应，然后吸引外围资金购买基金份额，从而有更多后续拉抬储备。曾有媒体称，中国证券市场的“庄股时代”并不会随着“全流通时代”的到来而终结，只不过坐庄的模式更为隐秘，而产业资本在其中扮演了更为重要的角色。

业内分析师认为，机构坐庄并不可怕，可怕的是大小非等产业资本与基金、私募等金融资本的联合。由于产业资本对上市公司非常了解，相关利好利空也由其发布，较难监控。

对于一些筹码较为集中的类庄股，如果基本面很差股价又在高位，一旦高位放量，股价连续大跌的可能性将会很大。

汽车换挡操纵机构分总成设计 篇4

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5

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

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[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.

液压式离合器操纵机构的使用与调整 篇6

一、离合器操纵机构的正确使用

1. 不要使用半脚离合或将脚习惯地压在踏板上。离合器在正常行车时, 是处在紧密接合状态, 离合器应无滑转。而离合器的分离是通过踩离合器踏板来控制的。在开车时除汽车起步, 换挡和低速刹车需要踩下离合器踏板外, 其他时间都不要没事踩离合器踏板上。否则使离合器经常处于接合、分离或半滑转状态, 加快了离合器摩擦片、压盘的磨损, 使发动机的动力不能全部传到驱动车轮, 导致行车费油、费车, 增加行车费用。

2. 起步时离合器踏板的操作要领是“一快、二慢、三联动”, 起步之前最好试一脚离合器踏板, 体会一下离合器踏板的自由行程、工作行程和踏板的脚感。

3. 在换挡时, 操纵离合器踏板应迅速踩下并抬起, 不要出现半联动现象, 否则, 会加速离合器的磨损, 操作时注意与油门配合。

二、离合操纵机构的调整

1. 离合踏板的自由行程

为了操作的方便性和可靠性, 离合踏板必须有一定的自由行程。FY2815型农用运输车离合踏板的自由行程为20~35 mm。这里的自由行程, 实际上是分离拨叉与分离轴承的间隙 (1.5~2 mm) 和离合总泵推杆与活塞的间隙 (1~1.5 mm) 反映到离合踏板上的行程。

(1) 离合总泵推杆与活塞间隙的调整。此项调整是在踏板限位调好之后, 通过调整推杆后端的调节叉固定螺母来进行的。其调整方法是:拧松调节叉后端两个固定螺母, 调节好推杆至调节叉销孔的长度, 然后锁紧固定螺母。

(2) 踏板高度的调整。在保证自由行程的前提下, 通过调整限位螺钉来调整离合器踏板距离 (驾驶室) 地板的高度。踏板的行程应不少于180 mm, 踏到底后, 离地板的间距应在40 mm左右, 并保证踏板放松时离地板的高度约185 mm。

2. 液压传动系统的空气排放

离合器液压操纵机构在经过拆装以后, 管路中可能进入空气, 在添加制动液时也可能使液压系统中进入空气。空气进入后, 由于缩短了主缸推杆行程即踏板自由行程, 从而离合器分离不彻底。因此, 离合器液压操纵机构在经过拆装以后或怀疑液压系统中进入空气时, 就要排除液压系统中的空气。液压传动系统排放空气之前, 用破布将总泵油塞周围擦净, 旋下螺塞检查并加添制动液。在油塞的通气塞上, 用打气筒胶皮管接上, 并在工作泵放气阀上, 安装一个胶皮管, 管子的另一端头放在玻璃杯中。用打气筒打气;同时用钳子将放气阀旋松半圈, 由于压缩空气对制动液施加压力, 迫使油管、工作泵内的制动液所夹带的空气排除。这样直至放出的制动液不夹气泡为止。但不应把总泵贮液室内的制动液放尽 (随放随添加) , 以免空气又重新进入, 空气排尽之后, 应向总泵贮液室内加足制动液。一般情况下液面高度约低于油塞口上缘15~20 mm即可。

三、离合器操纵机构的检修

1. 离合器主缸与工作缸的检查与装复

主缸和工作缸是离合器液压操纵机构的主要部件, 其工作性能的好坏直接影响离合器的正常工作。

(1) 检查离合器主缸和工作缸, 其缸工作面不应有划伤、砂眼、严重磨损及腐蚀等, 若有应更换。

(2) 在维修中分解主缸和工作缸时应注意:在拆卸皮碗时, 不要划伤嵌入槽;皮碗必须柔软且有弹性, 若皮碗硬化和膨胀应更换。

(3) 主缸和工作缸装配前, 对各零件用酒精或制动液清洗干净, 并浸以制动液。禁止使用汽油和煤油之类的矿物油, 因为它会腐蚀液压系统的橡胶件。在装配活塞第二皮碗和压力皮碗时, 应注意其装配方向, 不可装反。

2. 离合器轴承的检查与维护

(1) 离合器分离轴承是含油轴承, 维护时不得将轴承浸泡在煤油或汽油中, 用抹布擦去污物后即可装配。若发现轴承转动不自如、有卡滞现象或异响, 应更换。在更换轴承时, 轴承带有型号端面应朝向操作者。

(2) 离合器分离轴承座与变速器第一轴轴承盖的配合表面、分离叉球窝和螺栓接合处在维护后应涂抹汽车通用锂基2号润滑脂加以润滑。

3. 离合总泵与分泵的检查与维护

离合总泵与分泵是液压操纵系统的动力来源, 当缸体磨损严重时应予以更换。使用中注意排除系统内的空气, 系统内若有空气, 则会造成离合操纵不灵。

4. 离合踏板机构的检查与维护

检查机构中的轴、销、衬套等回转部件的磨损情况, 检查踏板杆回位弹簧是否软弱无力, 不合要求的零件应换新件。使用中注意各部位的润滑, 使之运动轻便、灵活。

5. 分离杠杆及其支承部分的的检查与维护

操纵机构 篇7

(一) 离合器踏板力

汽车设计推荐轿车离合器踏板力为80～130N, 重型车及大客车离合器踏板为150～200N。为满足该底盘操纵舒适性的需求, 经验丰富的试车工程师推荐离合器踏板力不超过150N, 本文设计不超过150N。

(二) 离合器踏板行程

汽车设计推荐离合器踏板分离行程为80～150mm, 最大不超过180 mm。轿车取小值, 重型车及大客车取大值。经验丰富的试车工程师推荐踏板行程不超过150 mm, 本文设计不超过150mm。

三、底盘技术参数

CA5480JQZ底盘及发动机相关参数见表1;离合器的相关参数见表2;离合器操纵机构的相关技术参数见表3。

四、离合器的设计校核

(一) 后备系数的校核

离合器转矩容量Mc与发动机最大扭矩Memax之比, 称为后备系数β。为保证完全传递发动机的最大扭矩和防止产生过大的滑磨, β不宜过小, 但为了防止离合器的尺寸过大和避免传动系过载, β又不宜过大。根据车辆类型β可在1.2～4.0之间选择。一般轿车和轻型车β在1.2～1.75之间选取;中重型车在1.5～2.25之间选择;带拖挂的重型车和牵引车β在1.8～4之间选取。

离合器压盘额定压紧力为31500N, 从动盘外径D1=430mm, D2=242mm, 离合器所能传递转矩的计算公式为:

式中:

Mc为离合器转矩容量;

Fe为离合器压盘的压紧力;

Rcp为摩擦面的有效半径;

n为离合器摩擦面的系数;

μ为压盘对摩擦面的摩擦系数, 取0.3;

η为传动效率, 取0.95。

摩擦面有效半径Rcp按均压法计算, 则:

摩擦面系数n的计算:

单片式n=2, 双片式n=4

离合器所能传递的最大摩擦转矩为:

Mc=31500×172.4×2×0.3×0.95×10-3=3095.4N·m

已知该底盘发动机输出的最大转矩Memax=1500N·m, 根据后备系数计算公式:

符合中重型车后备系数在1.5～2.25之间的要求。

(二) 单位面压和最大圆周速度的设计校核

1. 单位面压的设计校核

根据技术中心编制的《汽车设计手册》, 从动盘上的摩擦片 (非石棉有机摩擦材料) 单位面积承受的许用压力[P]为0.20～0.40之间。

符合技术要求。

2. 最大圆周速度的设计校核

根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中对最大圆周速度的限制, 该底盘的摩擦片的最大圆周速度[V]应控制在65～70m/s之间。

摩擦片的最大圆周速度为47.257m/s, 符合技术要求。

3. 离合器热容量的设计校核

离合器结合过程中所产生的滑磨功不仅消耗一部分发动机功率、引起摩擦片的磨损, 而且还产生热量, 使离合器工作温度升高。工作温度过高, 会使压盘受热后翘曲变形, 影响摩擦面之间的良好接触, 甚至产生裂纹和开裂, 也会使摩擦片翘曲变形, 甚至表面热龟裂或烧损。

对于始终满载状态的汽车起重机而言, 这些影响尤为重要。因此, 需要对离合器的热容量进行计算, 包括单位滑磨功ω和温升Δt的计算。

(1) 滑磨功的设计校核

汽车起步或换挡时, 因离合器的从动盘和压盘的转速不同, 从而产生相对滑动摩擦, 通过相对摩擦使汽车平稳地起步或平顺地换挡。根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中滑磨功的计算公式为:

式中:ne为汽车起步时发动机的转速, 根据经验丰富的试车员提供的数据, ne取1000r/min。

将表1中的相关参数带入上式计算可得:

W1=10216.7 (J) (1挡起步) , W2=18328.8 (J) (2挡起步) 。

对于滑磨功相同, 摩擦面积不同的离合器, 其发热和磨损情况显然也不相同, 因此通常以单位滑磨功ω的计算, 来评价离合器的耐磨性能。

式中:A为从动盘单面摩擦面的面积。

带入相关数据, 计算可得:

ω1=5.15 (J/cm2) ——1挡起步

ω2=9.24 (J/cm2) ——2挡起步

根据《膜片弹簧与碟形弹簧离合器的设计与制造》中推荐的许用单位面积滑磨功:[ω]≤25 J/cm2, 可知该离合器单位面积滑磨功符合使用要求。

(2) 起步压盘温升的设计校核

当汽车起步时, 离合器压盘与从动盘之间相对滑动产生热量, 并由压盘吸收, 因此应校核离合器每次结合时压盘的温升Δt。

式中:γ为传给所验算压盘的热量比例, 单片式γ=0.5, 双片式中主压盘γ=0.25, 中间压盘γ=0.5;

m为所验算压盘的质量 (kg) , 该压盘为38.1kg;

c为压盘材料的比热容, 对钢c=490J/ (kg/℃) , 对铸铁c=544J/ (kg/℃) 。

每次起步时的许用温升[Δt]:汽车离合器连续10次起步, 每次起步的平均温升[Δt]≯10℃。

将上述数据代入公式, 可得:

Δt1=0.25℃<[Δt]——1挡起步

Δt2=0.44℃<[Δt]——2挡起步

因此, 该离合器压盘在1、2挡起步时的压盘温升符合要求。

五、离合器操纵机构的设计校核

(一) 离合器踏板行程的设计校核

图9为该汽车离合器操纵机构的示意图。离合器的操纵机构采用液压传动, 气压助力式, 踏板采用吊挂式踏板。

离合器踏板的总行程S是由工作行程S1和自由行程S0两部分组成的, 即:

1.踏板自由行程的计算

离合器踏板自由行程可根据下述公式计算:

式中:i1——踏板传动比

i1=a/b

i2——系统液压传动比

i2=F2/F1

F1——主泵活塞面积

F2——主泵活塞面积

i3——分离杠杆传动比

i1=c/d

ΔS1——主泵活塞与推杆间隙

ΔS1=1.6mm

ΔS2——分离行程自由行程

ΔS1=0mm

将表3的相关数据带入上式, 可得:

2.踏板总行程的校核计算

工作行程S1可按下式计算:

由于液压管路大部分采用铜管, 故ξ取1。

经计算可得:S1=122.6mm

所以, 该底盘离合器踏板的总行程S=S1+S0=122.6+5.5=128.1mm, 此时总泵活塞的行程ΔS3=S/i1=36.9mm

一汽技术中心编制的《汽车设计手册》对离合器操纵机构的踏板行程的要求为:行程一般在80～150mm范围内, 最大不超过200mm, 可见, 该底盘的离合器踏板行程符合技术要求。

(二) 离合器踏板力的设计校核

1.气助力失效时踏板力的计算

当气压为0时, 即气助力失效时, 离合器踏板至主泵推杆和分泵推杆至分离轴承为一机械传动机构, 主泵油缸至分泵油缸为一液压传动机构。此时驾驶员完全凭借液压操纵力使离合器分离, 这时离合器踏板力由下式计算:

将数据代数上式, 可得F′=990 (N)

由此可见, 当气助力失效时, 驾驶员很难将离合器分离。

2.气液联合助力时踏板力的计算

该底盘离合器助力分泵的性能曲线如图10, 控制阀开启压力0.4～0.8MPa。

离合器的最大分离力为F1=7800N, 那么分泵需产生的推力F2应为:

经计算F2=4746 (N)

根据离合器分泵的性能曲线可知, 在气压为0.7MPa时的油压P油约为1MPa,

由此计算踏板力为:

经计算可得:F=95 (N) 。

考虑到离合器操纵系统的效率 (取0.85) 及踏板回位弹簧力 (取15N) 的作用, 则踏板力为:

驾驶员操纵离合器踏板所做的功W=F总×S=16.2J<30J。

一汽技术中心编制的《汽车设计手册》对离合器操纵机构的踏板力的要求为:对于轿车、轻型客车, 踏板力应为80～150N;对于中重型汽车踏板力一般150～250N。可见, 该底盘的离合器踏板力符合技术要求。

六、结论

操纵机构 篇8

在对离合器操纵机构进行了全面深入的分析研究发现,为了使离合器的性能达到最佳,就需要不断地调整膜片弹簧的设计参数和操纵机构的设计参数,然后通过实验的方法来检验该设计是否合理,这样无形中增加了研发人员的工作量,而且精确度也不是很高。为了使该过程简化,依靠MATLAB软件,对离合器膜片弹簧性能和操纵机构性能分别计算,通过所绘制的特性曲线来判断离合器性能是否达到了最优状态,离合器踏板力是否沉重,从而减少装车实验的次数,降低实验成本,为离合器的优化设计提供理论支撑。

2 系统设计

系统设计首先明确设计的原则,选用开发工具,并绘制设计流程,确定功能模块,从而进行系统开发。

2.1 设计原则

在进行软件设计时,主要遵循以下几个原则:

(1)简单性,设计界面力求简洁、清晰地体现界面的功能和特征。删除可有可无的一些设计,保持整洁。图形界面要直观,减少窗口数目,避免在不同的窗口进行来回切换。(2)一致性,保持界面风格的一致性。(3)习惯性,设计界面时,尽量使用所熟悉的标志和符号。(4)其他因素,注意界面的响应速度,在满足设计要求的情况下,尽量提高界面响应速度。

2.2 开发工具

在科学研究和应用中,人们通常希望将数据、设计或计算结果用交互式表示,以使数据的特征或性能能够清晰、直观地以GUI(Graphical User Interface,图形用户界面)方式展现,MATLAB在提供强大计算功能的同时,近年来还大力发展了面向对象的图形技术和GUI技术,用户可以轻松实现数据的交互式显示,并根据需要来规划、设计MATLAB的图形外观,不断调整完善,直至绘图结果完全符合用户要求。总之,利用MATLAB提供的GUI设计工具或编写程序,可以简单快捷地设计出美观、方便的菜单化和控件式的人机交互界面。

2.3 设计流程

根据膜片弹簧的负载特性,使用A-L法绘制其特性曲线,读取相关的重要数据,并对其进行分析,检验和修正离合器的负载特性的影响参数,同时调整离合器操纵机构的参数,使得离合器达到最优的工作状态。如图1所示,软件的设计流程大致可以分为以下几步:(1)判断工作载荷、最大分离力、分离轴承的行程是否满足要求。如果满足,则输入操纵机构参数;如果不满足,则对膜片弹簧设计参数进行修改;(2)输入操纵机构设计参数,绘制踏板图;(3)判断踏板力和踏板行程是否满足要求。如果满足,则程序结束,保存设计数据;如果不满足,修改操纵机构设计参数,然后对设计参数进行判断,如果传动比超出规定范围,则跳到修改膜片弹簧处,如果未超出规定则绘制踏板图,再次对踏板力进行判断;(4)保存设计参数,推荐使用。

2.4 功能模块

离合器操纵机构优化系统主要功能如图2,通过主界面输入设计参数,绘制出大端载荷-大端变形图、小端载荷-大端变形图、小端载荷-分离行程图、小端力换算到踏板与踏板行程图、弹簧力换算到踏板与踏板行程图、踏板力与踏板行程图,并在显示重要数据窗口显示各个关键点的力与位移,从而检验所输入的设计参数是否符合要求,达到检验及修改设计参数的目的,使得离合器操纵机构的性能达到最佳水平。

需要进行判断的数据主要有:工作点载荷、最大分离力、分离轴承行程、踏板力的最大值、踏板行程,主要判断膜片弹簧的工作压紧力是否满足发动机的要求,以及踏板行程是否偏大、踏板力是否沉重。

3 系统实现

程序编译运行后的主界面如图3所示,分别在膜片弹簧参数表和操纵机构参数表中输入设计参数,设置绘图颜色和线宽,选择绘图类型,所绘图形显示在绘图区,在显示曲线的重要数据框中,显示曲线的重要数据,通过显示的数据来判断设计参数是否合理,膜片弹簧的设计参数和离合器操纵机构的设计参数是否匹配。

先前检验离合器是否合理需要进行实际装车实验,这就需要相关人员来参与,而且实验结果的准确性是很难保证的。要想找到符合条件的离合器,只有对每一种离合器进行检验,直到找到相对合理的一种,每一种离合器又至少需要进行一次装车实验,频繁的装卸增加了工作量。设计该系统的目的是实现在计算机上检验离合器的设计是否合理,并且可以预先得到合理的离合器结构尺寸,然后直接要求供应商提供该结构尺寸的零件,起到了设计离合器的作用,从而替代实际装车实验,节省了大量的人力、物力资源。该系统将离合器的结构参数设置为动态的,即用户可以对其进行修改,根据所输入的参数在绘图区域画出各种特性曲线,再结合曲线上的关键点来判断离合器的结构是否合理。

4 结语

操纵机构 篇9

关键词：履带车辆,液力制动器,操纵机构,设计

0设计要求

动轮转速在3150 r/min紧急充液时液力减速器充液率与时间的变化关系。可见随着充液时间的增加, 液力减速器工作腔中的油液比例逐渐递增。而随着充液时间的延长, 出口同时也开始甩出油液, 因此充液率增长的速度逐渐减慢。当快接近全充液状态 (q=1.0) 时充液率随时间变化曲线斜率最小。

1 设计图绘制

根据设计要求, 设计满足要求的设计图。电机泵给蓄能器充入液压油, 蓄能器在车辆制动时释放液压油, 给制动器充油, 完成制动, 在液压系统中装有溢流阀、单向阀、常闭开关、压力传感器、处理器、报警开关和二位二通换向阀等液压辅件。溢流阀作为安全阀, 将系统最高油压控制在一定范围内;单向阀实现液压油的单向流通;常闭开关用于在车辆停止时的检查工作;压力传感器、处理器和报警开关用于控制电机泵的开启与停止, 并作为系统的安全装置控制液压油的最低油压;二位二通换向阀用于控制进入制动器的流量大小, 以便控制制动力矩的大小。

2 制动器基本参数

根据制动器的solidworks三维模型可知, A、x、d、n、D都是已知数, 将这些已知数带入上面的公式中可得:三个进油口的进油压力分别为0.10MPa、0.09MPa、0.09MPa;出油口的出油压力为0.04 MPa。

由于制动器与外界相通, 制动器内有大气压, 那么, 蓄能器给制动器充油压力必须加上一个大气压, 这样液压油才能顺利从进油口充入工作容腔, 故进口液压油压力为0.20MPa;因为出油口两端都有大气压, 故出油的出口压力等于两端的差值, 还是为0.04 MPa。

3 液压泵的选择

液压泵是动力元件, 它的作用是把机械能转变成液压能, 向系统提供一定的压力和流量的油液, 从而满足系统对液压油的需要。液压泵的种类很多, 主要分为齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。

齿轮泵按照其啮合形式的不同, 有外啮合和内啮合两种, 外啮合齿轮泵应用较广, 内啮合齿轮泵则多为辅助泵;叶片泵有单作用式 (变量泵) 和双作用式 (定量泵) 两大类, 在机床、工程机械、船舶及冶金设备中得到广泛应用。它具有输出流量均匀、运转平稳、噪声小的优点。叶片泵对油液的清洁度要求较高;柱塞泵是通过柱塞在柱塞孔内往复运动时密封工作容积的变化来实现吸油和排油的。柱塞泵的特点是泄露小、容积效率高, 可以在高压下工作。按照柱塞的运动形式可分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵。CBK0型齿轮泵为小排量高压齿轮泵, 具有体积小、质量轻、压力高、结构简单、工作可靠等特点。主要用于工程机械、矿山机械、起重运输机及航空机械等液压系统中。因系统中安有蓄能器, 故要求泵的耐压性较高, 排量应适当小, 型号为CBK0-0.8的外啮合齿轮泵理论排量为0.82ml/r, 额定压力为20MPa, 最高压力为23MPa, 额定转速为3500r/min, 最高转速为4000r/min, 符合要求, 故选用型号为CBK0-0.8的外啮合齿轮泵。

为保证液压泵能有效工作, 选用一个可靠的电动机是非常有必要的。电动机分为交流电动机和直流电动机两类, 根据实际情况, 坦克上只能安装直流电动机。

因齿轮泵的排量为0.82ml/r, 额定压力为20MPa, 额定转速为3500r/min, 那么流量为0.82ml/r*3500r/min=2870ml/min, 换算成基本单位为4.78*10-5m3/s, 额定功率则为4.78*10-5m3/s*20MPa=965W。按照已知的参数, 查阅相关资料, 选用HN-1000型号的无刷直流电动机, 额定转速为3000r/min其功率为1k W, 额定电压为24V。虽然电机的额定转速3000r/min低于泵的额定转速3500r/min, 对齿轮泵向系统泵油的速度有所影响, 但是对其它方面没有影响, 而且系统对齿轮泵给蓄能器充油的流量要求不高。故可以选用HN-1000型号的无刷直流电动机带动齿轮泵泵油。

4 总结

液压泵不断从油箱中吸油, 并向系统泵油, 给蓄能器充油。当蓄能器达到最大工作压力20MPa时, 系统上的传感器感受压力信号, 并将压力信号转化成电信号传给处理器, 处理器发出指令信号让电机停止工作, 液压泵不再向系统泵油;当管路油压低于15 MPa时, 传感器将低压电信号传给处理器, 处理器发出指令信号让电机启动, 开始工作, 电机带动液压泵开始向系统泵油, 给蓄能器充油;当液压系统出现故障, 如传感器失效, 系统内压力不断升高, 超过20MPa, 或是系统压力不断下降, 低于10MPa, 传感器给处理器传出高压或低压信号, 处理器控制报警开关发出警报, 提示驾驶员停车检查, 同时, 在系统出现高压时, 安装在液压泵旁边的先导式溢流阀发挥作用, 将系统油压控制在21MPa, 保证了系统的安全。

参考文献

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