电控机械式自动变速器操纵专业系统设计

重庆大学本科学生毕业设计（论文）电控机械式自动变速器操纵系统设计学生：王建超学号：3011指引教师：张伟专业：车辆工程重庆大学机械工程学院二O一三年六月GraduationDesign(Thesis)ofChongqingUniversityControlsystemdesignofAutomatedMechanicalTransmissionUndergraduate：WangJianchaoSupervisor：ZhangWeiMajor：VehicleEngineeringMechanicalEngineeringChongqingUniversityJune摘要自动变速器具备消除驾驶员换挡技术差别，减轻驾驶员疲劳，易操作和提高行车安全性等特点。电控机械式自动变速器（AMT）是一种经济型自动变速器，其是在原有机械变速器基本构造不变状况下，通过加装微机控制自动操纵系统，取代本来由驾驶员人工完毕离合器分离与接合、选换挡以及发动机转速同步调节和控制油量等操作，最后实现换挡过程操纵自动化。它既保持了手动机械式变速器长处，又具备自动变速器自动换挡功能。电控机械式自动变速器操纵系统依照控制规律自动操纵离合器分离与接合以及选换挡过程，同步对喷油量进行同步调节来满足行驶过程最佳动力性或最佳燃油经济性规定。其可以实现行驶过程中自动变速并满足人们乘坐舒服性规定并延长车辆使用寿命。本文针对EQ1090车型5挡手动机械式变速器进行改进，完毕了电控机械式自动变速器操纵系统离合器、油量调节与选换挡操纵机构机械设计，并对其自动控制过程中核心技术——离合器最佳接合规律、动态三参数换挡控制规律、油量调节自适应控制进行了分析。基于其发动机特性与整车参数，依照控制规律建立了控制模型并进行计算机模仿分析计算。核心词：离合器控制，动态三参数换挡控制规律，离合器操纵机构，选换挡操纵机构，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目录摘要 IABSTRACT II1 绪论 11.1 电控机械式自动变速器（AMT）概述 11.1.1 AMT技术国内外发展概况 11.1.2 AMT的系统结构与原理 21.1.3 AMT系统的基本功能与性能要求 31.2 AMT操纵系统的性能要求 41.3 开发AMT操纵系统的技术难点 51.4 论文的主要研究内容 52 AMT操纵系统的组成与分析 72.1 AMT操纵系统方案与类型 72.2 AMT操纵系统选型 73 AMT控制规律 83.1 离合器的控制策略 83.2 最佳换挡控制规律 103.2.1 换挡规律类型 103.2.2 发动机特性与整车参数 133.2.3 最佳动力性换挡规律 213.2.4 最佳燃油经济性换挡规律 253.3 发动机油门自适应控制规律 273.4 本章小结 274 AMT操纵系统机构设计 284.1 离合器操纵机构设计 284.1.1 离合器操纵机构的设计方案 284.1.2 离合器操纵系统的设计 304.1.3 离合器操纵机构工作过程 354.2 AMT选换挡操纵机构设计 364.2.1 MT原机构设计方案 364.2.2 AMT选换挡操纵机构的设计 384.2.3 AMT选换挡操纵机构工作原理 484.3 发动机控制机构设计 494.4 本章小结 505 控制系统软硬件设计 515.1 电控系统硬件设计 515.2 控制软件程序框图 535.3 本章小结 596 计算机模拟分析计算 606.1 控制系统仿真 606.2 仿真结果与分析 706.3 本章小结 717 总结与展望 72参考文献 73 绪论电控机械式自动变速器非常适合中华人民共和国汽车工业现状，具备重要现实意义。其不但具备自动换挡便捷，同步尚有具备手动变速箱齿轮传动同样高动力传播效率、机构紧凑、工作可靠等长处，节约燃料和减少排放。电控机械式自动变速器（AMT）概述AMT技术国内外发展概况电控机械式自动变速器其研究始于上世纪70年代，其发展大体经历了将离合器控制和换挡控制分别考虑，单独实现各自自动控制功能半自动化阶段；应用自动离合器、换挡控制与换挡方略全自动化阶段；引入模糊推理智能办法，采用模糊换挡方略和离合器结合速度模糊控制智能化阶段等三个阶段。为使车辆能在复杂多变工作条件下，自动采用对的办法，进一步提高了起步、变速性能和换挡品质，AMT挡位决策和控制中引入神经网络办法并通过GPS获取更多路面特性信息以提高AMT对路面适应性。当代AMT不但换挡程序更加符合驾驶员意愿，并且还运用当代控制办法，解决特殊环境下变速程序复杂问题，使控制能力及可靠性大幅度提高。吉林大学葛安林专家对汽车AIVIT技术进行了系统化研究，提出了动态三参数匹配控制规律，在桑塔纳等轿车上装车运营。吉林大学还率先将智能控制理论应用到工程机械中，对工程机械模糊神经网络挡位控制进行了实验研究，研制出推土机模糊换挡系统并进行了室内实验；对轮式装载机模糊换挡方略也进行了研究。西北工业大学汽车工程中心与二汽汽车技术中心合伙进行东风E06111RC客车AMT研制，弥补了国内在大型客车领域应用AMT空白。上海交通大学、重庆交通学院、北京理工大学对AMT和自动离合器智能化控制进行了研究；烟台欣源晟公司开发了电控电动AMT[[][]李君，张建武，冯金芝，雷雨龙，葛安林．电控机械式自动变速器发展、现状和展望［J］．1994～中华人民共和国学术期刊电子出版社，，(3)．重庆大学机械传动国家重点实验室启动了AMT研发，重要研究内容：发动机神经网络模型建立、离合器局部恒转速控制、基于环境变化离合器起步补偿控制、基于不同驾驶意图和道路条件下换挡方略、离合器执行机构和选换挡执行机构研制、电子节气门及其控制研究、AMT实验系统研制、AMT样车研制与整车实验研究等[[][]牛炳．AMT换挡规律及其自适应性研究［D］．上海：上海交通大学，．AMT系统构造与原理AMT以发动机电子控制单元ECU(ElectricalControlUnit)为核心，是运用控制理论、微机控制技术、传感技术和信息解决技术改造老式手动变速器典型机电一体化产品。1)AMT系统构造AMT系统由下列四某些构成：a)被控对象：涉及发动机、离合器和变速器。b)操纵系统：由选、换挡执行机构、离合器执行机构和油门执行机构等构成；涉及电机（油量调节拉杆控制步进电机，选、换挡控制直流电机)、电磁阀(高速电磁阀)，气缸(离合器作动缸)。c)传感器：涉及速度传感器(发动机转速传感器、输入轴转速传感器、车速传感器)、油门开度传感器、挡位传感器等。d)电子控制单元(ECU)：涉及CPU、RAM、FO接口等。2)AMT控制基本原理AMT依照传感器实时采集驾驶员操纵参数信息(油门踏板、制动踏板、转向盘、选挡控制杆操纵等)和车辆运营状态参数信息(发动机转速、变速器输入轴转速、车速、挡位)，进行综合判断和解决，按照控制器中存储控制规律(换挡规律、离合器接合规律等)，借助于相应操纵系统(发动机油量调节机构、选换挡执行机构、离合器分离和接合执行机构)，对车辆动力传动系统(发动机、离合器、变速器)进行联合自动操纵，完毕车辆平稳起步和换挡。AMT系统构造及控制原理图如下所示[[][]陈永东．电控机械式自动变速器换挡规律研究［D］．武汉：武汉理工大学，图1.1AMT系统构成构造图AMT系统基本功能与性能规定自动变速技术核心问题是挡位决策，即依照驾驶员意图、车辆运营状态和道路状况等因素，按照车辆某些性能参数最优原则，来拟定车辆最佳挡位。依照实际车况、路况以及驾驶员意图来给出最佳挡位、完毕车辆起步和行驶时换挡过程自动控制是自动变速器应实现基本功能。为了高质量地完毕这些功能，使其在使用中更加以便可靠。AMT应达到如下性能规定：(1)系统工作性能可靠采用AMT将手动换挡转变成自动换挡后，要真正做到提高行车安全性、减轻司机劳动强度。在电子控制单元ECU设计中，应当照顾各种安全操作上问题。为了加强系统可靠性，可在内部设立多重检测系统，通过声、光报警等方式随时监测工作状态，安装主控和应急备控两个电控单元，当主控单元所有或某些失控，应急系统自动启动，保证汽车行驶最基本功能。若电控系统失效，可以启用机械式应急系统，即恢复手动操纵.进一步保证安全性能。(2)应有良好动力性或燃油经济性，并延长车辆使用寿命良好动力性或燃油经济性能是AMT设计一种重要目的。要将每一次挡位变更都控制在最佳工况状态，避免一切不正常燃油消耗及机件不合理磨损。(3)减少排放，保护环境在AMT系统中，离合器采用是干式离合器，不需要高压液压油参加工作，因而与国际上流行液力自动变速器AT相比较，优化汽车排放状况，减少行驶噪音。(4)构造要简朴，易于安装和维修保养在本系统中，电动机械式自动变速器由四个相对独立执行器共同配合完毕自动变速工作，分别是一种离合器执行机构、两个挡位动作器、一种油量调节机构。如果需要加装此AMT系统，则不必对原车传动系做任何构造上改动，因而安装、维修极其简朴以便。(5)制导致本要低，生产效率高，适合中华人民共和国国情电动机械式自动变速器设计简朴，机械零件不多，生产成本也很低，批量生产全套装置成本预计可控制在人民币4000元左右。市场潜力很大，在中华人民共和国乃至世界均有极高推广应用价值。(6)系统功能可扩展性强规定可以在ECU控制系统中增长许多附加功能，例如加装IC片后形成操纵系统辨认与防盗，以及加入控制车速、减少驾驶风险等功能[[][]李水勇．AMT变速器操纵机构设计［D］．重庆：西南大学，．AMT操纵系统性能规定AMT操纵机构功用是依照汽车使用条件需要完毕选挡、换挡或退到空挡。其由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及安全装置构成。操纵机构设计规定：换挡只能挂入一种挡位；换挡后保证接合齿全齿长啮合；防止自动脱挡、自动挂挡、误挂倒挡；对的执行最佳控制规律；操作精准、响应迅速；各执行机构工作协调稳定、优于手动操作。开发AMT操纵系统技术难点当前开发AMT操纵系统技术难点重要有：1、换挡规律：即AMT操纵系统采用何种参数在何时来控制变速器换挡。其直接影响整车动力性和燃油经济性，多采用动态三参数换挡规律。其原理是当油门开度及车速、行驶加速度变化到某一定数值时，就能自动换入新挡位(高挡或低挡)。2、车辆挡位决策和控制：就是依照道路状况、车辆运营工况以及驾驶员意图，按照某些目的(如动力性、经济性)最优原则来鉴定当前车辆应处挡位，并通过选换挡执行机构控制变速器进行换挡。3、离合器控制：离合器工作工况复杂，在起步、换挡过程中重要受爬坡、负载及人为因素影响。离合器分离与接合执行机构由机-电-气组件构成，是一种典型非线性系统。为了有效地完毕离合器分离与接合，需要对执行机构进行优化设计与高精度控制。4、换挡时间：AMT是齿轮传动。在换挡过程中要脱离当前挡位才干挂入下一挡位，因此换挡时间较长。为使AMT性能达到最佳应缩短其换挡时间。5、变速中离合器与发动机协调控制：在AMT操纵系统运营中，换挡过程和离合器分离与接合过程都涉及到发动机油量调节问题。对AMT操纵系统换挡控制比对变速时进行定油门开度调节液力机械式自动变速器(AT)要困难得多。对AMT控制办法、可实现性及可靠性等方面。都提出较高规定。6、执行机构：执行机构是以高性能解决器、高速模数转换器和存储器为硬件电路核心，结合先进软件控制算法，电动或气动执行机构。其工作频繁，规定响应迅速并且行程精准，并且可以适应一定超载，电机还要满足一定堵转工况规定。各部件还规定体积尽量小、耐振动冲击、密封可靠、散热迅速有效。7、可靠性技术：当前在国内汽车行业中还存在大批量产品质量一致性以及一定使用时间后可靠性问题。例如ZF公司就只订购国内宝钢某几种炉钢材。为保证AMT操纵系统硬件可靠性在AMT系统中应用了容错控制技术。还要保证执行机构和软件可靠性，才可以使汽车在多变恶劣环境中AMT系统可以可靠工作。此外，AMT操纵系统还依赖传感器技术和适应超载状态下整车标定与匹配技术等难点[[]司康．当前国内商用车AMT自主研发及产业化过程中重要技术难点［J］．交通世界，，(2)：76～77．[]司康．当前国内商用车AMT自主研发及产业化过程中重要技术难点［J］．交通世界，，(2)：76～77．论文重要研究内容本论文在前人工作基本上，采用EQ1090车型技术数据，针对电控机械式自动变速器(AMT)操纵系统进行了设计，重要内容如下：1)探讨了AMT与操纵系统构造；2)分析了AMT控制规律，即离合器控制方略、最佳换挡控制规律、发动机油门自适应调节规律；3)依照发动机台架实验数据与整车参数，结合汽车行驶方程式，制定了动态三参数最佳动力性换挡规律，结合汽车燃油消耗方程式，制定了动态三参数最佳燃油经济性换挡规律；4)设计了AMT操纵系统机械构造，即离合器操纵机构、选换挡操纵机构、发动机油量调节机构；5)简介了操纵系统控制某些软件框图与硬件选型；6)通过对汽车传动系统动力学及换挡控制过程分析，在MATLAB／Simulink仿真环境下构建了AMT最佳换挡规律仿真模型，对本文所设计换挡规律进行仿真分析。AMT操纵系统构成与分析AMT操纵系统方案与类型按照执行机构动力源不同，AMT操纵系统可分为电控—气动、电控—液动和电控—电动三种类型。电控—气动AMT选换挡系统执行机构采用气压驱动。只有在装有气压系统大型客车或重型车辆中使用，与制动系统共用同一气源，改进较以便且成本较低但性能较差。电控—液动AMT选换挡系统用液压驱动其执行机构，操作简便、易于实现过载安全保护、具备一定吸振与吸取冲击能力并且便于空间布置。但温度变化影响离合器执行机构中液压油粘度，回油管路压力损失发生变化。温度减少，油粘度变大，离合器接合速度较慢，汽车刚开始起步时换挡品质差。温度低到一定限度后，液压油流动性能大大减少，严重时会发生换不上挡现象。液压元件特别是高速电磁阀对加工精度规定非常高，成本相应较高。电控—电动AMT将自动变速器控制系统中要直接控制对象如油门、离合器以及选换挡装置动作采用电动机带动方式。但它反映速度比较慢，调试也比较复杂，大批量生产有一定难度[[][]曾兴．汽车AMT变速器控制技术研究［D］．湖南：湖南大学，．AMT操纵系统选型综合考虑本设计选取东风EQ1090车型来进行AMT操纵系统设计。离合器操纵机构使用气动控制；选换挡过程由垂直布置两个减速电机和齿轮齿条与滚珠丝杠机构操纵选换挡杆来控制；使用步进电机控制供油量调节齿杆来变化油量；控制方略选取动态三参数控制（车速ua、发动机油门开度α和加速度dua/dt）；控制规律选取最佳动力性换挡规律和最佳燃油经济性换挡规律。

AMT控制规律本节是自动换挡理论基本，重要研究选取什么样控制换挡参数、在何时进行换挡、换挡时各机构操作问题，是控制系统核心，其直接影响车辆燃油经济性与动力性。为保证汽车起步、换挡过程品质，减少传动系统零部件冲击，提高其使用寿命与乘坐舒服性，研究了在各工况下离合器与油门、换挡过程各自控制方略与互相协调配合。离合器控制方略离合器工作工况众多，且与发动机油门及换挡需要协调配合，因此对离合器操纵系统有很高而复杂规定。离合器分离过程比较简朴，普通不会对车辆性能产生影响，因此总是但愿越快越好，做到彻底分离，避免半接合滑磨，导致挂挡困难甚至打齿。当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳，应当恰当放慢离合器接合速度。离合器最佳接合规律在执行过程中体当前离合器接合点和接合速度两个控制量上，就是拟定离合器接合点和接合速度。AMT操纵系统实现离合器自动操纵核心问题就是离合器最佳接合规律。影响离合器接合平稳因素重要是离合器释放行程l，这里指是分离叉挺杆处行程，虽然离合器接合行程。普通从离合器分离到接合为止，其行程经历三个阶段（如图3.1）：Ⅰ无转矩传递区Ⅱ传递转矩区Ⅲ转矩不再增长区图3.1离合器释放行程与传递转矩关系图显然，因第一阶段无转矩传递，因此接合速度尽量快，以迅速起步和减少换挡时功率中断时间。第二阶段要放慢接合速度，以获得平稳起步或换挡，提高乘客乘坐舒服性和减少传动系冲击载荷。但为了防止滑摩时间过长，离合器发热而严重影响寿命，亦需控制在一定期间内尽快完毕。在起步过程中，传递转矩增长阶段还分为摩擦激烈传递转矩未克服阻力阶段和离合器主副摩擦盘之间转矩变化引起旋转冲击传递转矩超过阻力阶段。第三阶段是接合完毕，这一是为了压紧力增长至最大压紧力尚有一种继续接合行程，二是保存分离轴承与分离叉之间间隙，因此应以尽量迅速度释放。离合器自动操纵机构对离合器结合速度vc控制还受如下因素影响：vc与油门开度α、发动机角加速度dωe/dt成正比，与ig、坡度θ与载重力G成反比。在起步或换离合器自动操纵机构释放行程l是在选换挡工作结束后进行，分为三某些，在无转矩传递区行程l1（即消除离合器主从动盘摩擦衬片间隙所需行程）速度要快，其释放行程位移函数为指数函数形式；在转矩传递区行程l2（即由压缩从动盘轴向弹性行程通过度离叉操纵机构传动比所需相应行程），其释放行程位移函数为二次函数形式；在转矩不再增长区行程l3（为在离合器片磨损后，有补偿分离轴承和分离杆之间缩小间隙量，以保证离合器正常工作，在分离轴承和分离杆之间还需留间隙通过度离叉操纵机构传动比因此离合器分离过程规定为气缸最大速度。而离合器接合过程其行程规定是二快一慢（见图3.2）：图3.2离合器接合过程为了补偿离合器摩擦片磨损，需查明离合器接合起点，这是离合器控制重点。离合器接合控制中，离合器从动片与压盘初始接触位置点和有效转矩传递点是接合控制两个重要参数。这两点辨认，直接影响着控制中离合器接合特性精确把握及离合器接合时间长短。最佳换挡控制规律换挡规律类型换挡规律是指相邻两排挡间自动换挡时刻随控制参数变化规律。换挡规律应当是单值，即对输人变量每一组合，仅存在唯一输出状态。其类型如下：单参数换挡规律有油门开度α发动机转速ne及车速v等控制参数若用油门作为控制参数，则大油门升高挡，小油门回低挡，这就无法在低挡发挥出大牵引力，以适应爬坡，超车需要；并且松油门制动时，系统依然在挡，也形成矛盾，并且行驶条件复杂，油门位置经常变化，导致换挡频繁，既影响乘坐舒服性也减少车辆寿命。发动机转速ne最容易被检测，但在换挡过程中，其值始终变动，因此选用如图3.3所示，当车速达到v2时升入2挡，反之当车速降至v1时换回1挡。v1与v2间是两挡都也许工作区，视车辆本来行驶状况而定。这种来回换挡之间交错现象，称之为换1)换人新挡后，不会因油门踏板振动或车速稍有减少而重新换回本来挡位，保证了换挡过程稳定性；2)有助于减少换挡循环(不断地来回换挡)，防止操纵系统各部件加速磨损与乘坐舒服性减少。单参数控制系统构造最简朴，但它无论油门开度如何变化，换挡点，换挡延迟∆v=v2-v1大小都不变，不能实现驾驶员干预换挡；为了保证动力性，升挡点多设计在发动机最大转速nemax图3.3单参数换挡规律两参数换挡规律控制参数多为：车速与油门、车速与发动机转矩等。由于换挡规律决定了控制参数和换挡延迟，故它又分为：等延迟型、发散型、收敛型、组合型等。1)等延迟型等延迟概念是换挡延迟△v大小不随油门变化，故单参数控制是等延迟，而两参数等延迟与其相比，特点是：引入了驾驶员干预，在小油门时可提前换人高挡，使发动机在高效率区工作，既减小发动机噪声，又延迟换回低挡，改进了燃料经济性。2)发散型其换挡延迟随油门开度增大而增大，呈发散分布，也称增延迟换挡规律。其特点是：驾驶员可以干预换挡，快松油门时可提前换人高挡，减少噪声并改进燃料经济性；大油门时升挡发动机转速高，接近最大功率点动力性好，换挡延迟增大，减少了换挡次数，提高了舒服性。但在大油门降挡时发动机转速ne必要降得很低，△n大功率运用差，合用于后备功率大轿车。3)带强制低挡发散型这是发散型改进，能提早降挡，以便充分发挥发动机大功率潜力，满足超车、爬坡等工况需要。当驾驶员猛踩油门踏板产生超过行程△a时，车辆便被逼迫换入低挡，使△n小来获得良好功率和牵引力。它保存了发散型长处，又克服了缺陷，得到广泛应用。但需防止发动机超速。4)收敛型其换挡延迟随油门开度增大而减小，呈收敛状分布，也称减延迟换挡规律。它大油门时降挡速差最小，△n小因此升降挡均有好功率运用，动力性好。减小油门时，延迟增大，避免过多换挡，且发动机可以在较低转速工作，燃料经济性好，噪声低，行驶平稳舒服。适合于比功率较低货车。5)组合型组合型是由两段或更多段不同变化规律构成规律。它更便于在不同油门下获得不同车辆性能。普通小油门开度以舒服、稳定、少污染为主，中油门开度以保证最佳燃料经济性为主，兼顾动力性；大油门开度则以获得最佳动力性为佳。在实际车辆中用全是组合型。图3.4两参数换挡规律三参数换挡规律上述换挡规律都是以稳定行驶为前提，事实上起步、换挡时均处在非稳定状态。不同载重力和行驶阻力状况下，车辆加速度不同，换档点也不同。实验表白，加速状态下换挡点速度与稳态时两参数控制换挡点速度误差高达13%以上。油门越大，加速度越大，则误差越大。因此反映真实动态过程车速、加速度和油门开度动态三参数控制，可以使车辆真正发挥出最佳性能。对于三参数换挡规律，其换挡点分为普通换挡点和边界换挡点。普通换挡点是指换挡先后车辆加速度不发生变化，为同一点换挡点。边界换挡点是指换挡先后车辆加速度发生变化，为不同点换挡点。三参数换挡规律解决边界点换挡规律采用办法是；若升挡先后两挡dua/dt曲线不相交，则取低挡该油门开度下加速度曲线最高车速为换挡点。三参数换挡规律在边界点也许发生升挡后驱动力不大于外界阻力，使车速下降导致换挡循环或发动机熄火现象或降挡后车速提高受到发动机转速限制导致换挡循环以及发动机高速噪声。因此在边界点换挡，若升挡后汽车加速度为正，则升挡，若升挡后汽车加速度为负，即驱动力不大于阻力，则不应升挡；若降挡前汽车加速度为负，则必须降挡，否则动力性局限性导致发动机熄火，若降挡前汽车加速度为正，此时若降挡，发动机工作于高转速状态，为改进发动机工作状态，不应降挡[[]葛安林．车辆自动变速理论与设计[M].北京：机械工业出版社，1993[]葛安林．车辆自动变速理论与设计[M].北京：机械工业出版社，1993．考虑工程车辆作业特点，工程车辆三参数换挡方略与汽车不同。其参数为：油门开度、发动机泵轮转速、变矩器涡轮转速。四参数换挡规律针对以往工程车辆液力机械传动系统，自动变速换挡规律研究中把工作泵所消耗发动机功率当作固定值考虑，没有反映工作泵消耗功率变化状况，不能精确把握发动机功率流向这一问题，提出了四参数换挡规律。工程车辆二参数和三参数换挡规律没有考虑工作泵所消耗发动机功率变化，因而不能精确地把握发动机动力流向，难以获得较好自动换挡效果。比较工程车辆作业工况与汽车行驶工况不同之处，从液力变矩器和变速器在工程车辆传动系统中作用出发，为了运用变速器换挡来控制液力变矩器在高效区工作，提出了基于油门开度、车速、行驶加速度、工作泵所消耗发动机功率四参数换挡规律。在三参数自动变速技术基本上,考虑了工作泵消耗功率及油泵工作引起动力流波动,通过计测油泵工作而带来发动机飞轮力矩下降Mp,并将Mp等价为油门开度下降量△α,再由折合后油门开度(α-△α)值,按三参数自动换挡原理来进行自动变速控制[[]韩顺杰，赵丁选．基于四参数工程车辆自动变速节能换挡方略［J］．江苏大学学报，，27(6)：505～508．[]韩顺杰，赵丁选．基于四参数工程车辆自动变速节能换挡方略［J］．江苏大学学报，，27(6)：505～508．发动机特性与整车参数与AMT操纵系统直接有关是发动机速度特性，由于在起步和换挡自动控制过程中要通过控制油门开度来控制发动机转速以及输出转矩来协调离合器、发动机和变速器联合控制。本文中选用与AMT匹配发动机为柴油机，由于车用柴油机为了运转平稳，减少冒烟，避免驾驶员踩加速踏板过于疲劳，选用两级调速器。由于油门开度为控制规律中参数，对于采用位置控制式燃油喷射系统柴油机，其供油量调节齿杆位置变化与加速踏板位置变化不一定成正比。因此保持加速踏板位置不变得到速度特性曲线与保持供油量调节齿杆位置不变得到速度特性曲线有区别。加速踏板位置不变时，各转速相应供油量调节齿杆位置往往会通过校正或调速而有变动。但是两级调速器能满足高速限速和低、怠速稳速两项基本规定，而在中间转速由驾驶员直接控制供油量，这与汽油机相似，具备操纵轻便，加速灵活等特点。在汽车正常行驶过程中，，对于柴油机满足其供油量调节齿杆位置变化与加速踏板位置变化成正比规定，因此依然使用油门开度作为控制规律参数。发动机参数与特性曲线如下：表3.1发动机参数表：型号东风EQD140-31工作容积4.334压缩比18.5:1额定功率/转速103/2800最大扭矩/转速403/1600最高空载转速3090怠速稳定转速≤750表3.2外特性数据:转速n(r/min)转矩Ttq(N.m)功率Pe(kW)耗油率be(g/kW.h)800366422651000390502361200397582191400400652131600403722091800400782063988521022003859021524003709522526003501002362800320103255图3.5EQD140-31柴油机外特性曲线表3.3发动机稳态转矩Ttq特性实验数据：n α25%50%75%100%80021920028436610001622082943901200117200300397140079181292400160047160281403180021123260400787232398220003620038524000015837026000010935028000050320图3.6EQD140-31柴油机转矩特性曲线由图3.6数据，经matlab拟合后得：拟合100%油门开度下转矩特性二次方程为Ttq=259.448951+0.182175ne-0.000057ne^2；拟合75%油门开度下转矩特性二次方程为Ttq=170.286580+0.217123ne-0.000093ne^2拟合50%油门开度下转矩特性二次方程为Ttq=107.696429+0.205208ne-0.000108ne^2拟合25%油门开度下转矩特性二次方程为Ttq=512.642857-0.444762ne+0.000096ne^2图3.7EQD140-31柴油机稳态输出转矩表3.4发动机燃油消耗率be特性实验数据：neα25%50%75%100%800299265277265100024720623323612002531982132191400308209197213160039025119020918004542891912065233151982102200585336215215240065036824022526007083942652362800767422304255图3.8EQD140-31柴油机燃油消耗率曲线依照等速行驶车速uaQ柴油ρg可取为8.04N/L。依照不同油门开度下速度特性曲线可知：表3.5发动机功率Pe特性实验数据：neα25%50%75%100%800222434421000222939501200213244581400193347651600173249721800133150787284985220002447902400019449526000154010028000834103发动机功率Pe特性实验数据：图3.9EQD140-31柴油机功率特性曲线依照公式Qt=Pb367.1表3.6发动机等速行驶工况燃油消耗量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图3.10EQD140-31柴油机燃油经济性曲线由图3.10数据，Qt应是ne四次函数，但由于三阶与四阶系数较小，因此拟合二次函数，经matlab拟合后得：拟合100%油门开度下单位时间燃油消耗量二次方程为：Qt1=3.648168-4.5706e-004ne+8.2343e-007ne^2拟合75%油门开度下单位时间燃油消耗量二次方程为：Qt2=3.178172-1.5850e-004ne+1.1334e-007ne^2拟合50%油门开度下单位时间燃油消耗量二次方程为：Qt3=-0.968154+4.3823e-003ne-1.2605e-006ne^2拟合25%油门开度下单位时间燃油消耗量二次方程为：Qt4=0.9985711.8738e-003ne-8.0952e-007ne^2发动机稳态油耗特性曲面如下，由于发动机动态特性对其燃油消耗量影响不大，因此用其稳态油耗量近似代替发动机动态油耗量。图3.11EQD140-31柴油机稳态油耗特性EQ1090整车参数如下：表3.7整车参数表：整车装备质量m(kg)30001挡传动比i7.31最大总质量m(kg)92902挡传动比i4.31车轮半径r(m)0.483挡传动比i2.45迎风面积A(m23.594挡传动比i1.54空气阻力系数C0.65挡传动比i1滚动阻力系数f0.015主传动比i6.33传动效率η0.85重力加速度g(m/s9.8最佳动力性换挡规律汽车动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到纵向外力决定、所能达到平均行驶速度。计算汽车原地起步加速时间时，忽视原地起步离合器打滑时间，即假设在最初时刻，汽车已具备起步挡位最低车速来计算，那么应使汽车加速时间最小，即在1/a曲线交点处换挡，若无交点，则在低挡位加速行驶至发动机转速达到最高转速时升挡。其她各挡间换挡时刻亦按此原则拟定。要保证最佳动力性，应当在汽车行驶加速度曲线图上取同一油门开度下相邻两挡加速度曲线交点，即dvdtn=dvdtn+1。将不同油门下相邻两挡加速度交点连成曲线，即为动力性最佳换挡特性，将其转换到a-v图上就是最佳动力性换挡规律。严格来说需反映加速度在汽车正常行驶工况下，发动机有66%～80%时间处在非稳态工况。在正常工作状况下柴油发动机，普通是通过曲轴转速、油门踏板位置（供油量调节齿杆位置）和空燃比这三项来实现柴油机控制和调速。但是以时间t来看，当浮现dne/dt依照资料，采用修正系数解决对柴油机稳态工况下输出转矩特性进行修正，来作为非稳态工况下输出转矩：Tdωdt—发动机曲轴角加速度（λ—非稳态工况下发动机输出转矩下降系数，取0.08由于转速变化与车速及实际行驶状况关于，在换挡过程中，由各相邻挡位传动比最大值为ig2ig3=1.76，换挡总过程时间为0.5s，假设在最大转速处换挡，可知依照汽车动力学方程:T其中：Fw=C良好路面上滚动阻力系数如下式计算：FFδ=1+δ可依照货车旋转质量换算系数与传动系总传动比igi0关系图，可得经验公式δ=1+δ1于是则有：dTtqD随发动机油门开度和转速变化而变化。对于水平良好路面，采用有机机械变速器传动系货车取ηT=0.85[]孙冬野，余盼霞，陶林，尹燕莉．AMT电动换挡执行机构分析与参数化设计［J］．重庆大学学报，，34(6)：9～14．综上可得其各油门开度下行驶加速度曲线如下：图3.12EQ1090空载工况行驶加速度曲线由于传动比影响，其一挡δ值甚大，因此导致二挡加速度比一挡加速度还大。将不同油门下相邻两挡加速度交点连成曲线，即为最佳动力性换挡特性。图3.13行驶加速度曲线法将其转换到a-v图上就是最佳动力性换挡规律。图3.14EQ1090空载工况行驶最佳动力性换挡规律严格说来，需反映加速度dv/dt、v和a所拟定空间坐标来表达。图3.15EQ1090空载工况行驶动态三参数最佳动力性换挡规律曲线上述曲线上是理论上最佳动力性换挡点，但在实际应用中，若从低挡升高挡与高挡减少挡换挡点相似时,则极易产生换挡循环,因此可以在已求得行驶加速度交点图上，取交点加速度0.95作一条水平线，与相应同油门开度下两挡加速度曲线交于两点，取其行驶速度较大值作为升挡点，较小值作为降挡点，或者将理论最佳换挡点相应速度值乘以1.05作为最佳升挡点，乘以0.95作为最佳降挡点，这样可以避免换挡循环，并且能保持其最佳动力性。最佳燃油经济性换挡规律最佳燃油经济性换挡规律就是使AMT可以在燃油消耗量最小换挡点进行换挡，从而减少燃油消耗。研究发动机燃油消耗特性选用一种较为简朴动态三参数最佳燃油经济性换挡规律制定办法。发动机小时燃油消耗量Qt与汽车燃油消耗量Q(kg)关系为：Qt=dQdt=dQdududt,当加速度取定值时，设du/dt=a,则可以得到燃油消耗量计算式：Q=1aQtdu。从上式可以看出,要使燃油消耗量最小就是要使积提成果最小,即要使上图中同一油门开度[]张国胜，牛秦玉，方宗德，杨剑．最佳燃油经济性换挡规律理论及其应用研究［J］．中华人民共和国机械工程，，16(5)：446～449．图3.16EQD140-31单位时间油耗曲线由图中可知，油门开度过小时其数据不合理，因此选取100%、75%和50%油门开度曲线进行拟合，得最佳经济性换挡点为下一挡稳定转速点相应速度处，但是在50%油门开度是存在于下一挡稳定转速点换挡后不久两挡就浮现交点，此时应回到低挡，但由于低挡不久与相隔一挡发生交点，此时换挡即所谓“跳挡”会浮现较大换挡冲击，因此不考虑换挡。又由于在稳定转速点发动机转矩并不稳定，且高速时单位时间燃油消耗量变化较慢，同步行驶阻力较大，因此综合考虑在下一挡稳定转速点乘以1.1系数出相应点进行升挡，在当前挡稳定转速点降挡。此时与油门开度、载重量无关，近似于单参数换挡规律。图3.17EQ1090空载工况行驶最佳燃油经济性换挡规律发动机油门自适应控制规律起步、换挡过程中，在离合器分离与接合，即离合器自动操作机构迈进与释放行程同步，油门要进行相应自适应调节，即普通所说“油离配合”，以便发动机工作状态适应外部负载离合器摩擦转矩Tq变化。离合器分离过程中，由于与整车惯量脱离且离合器转动惯量小，为避免发动机超速，需减小油门，油门开度随时间变化是减函数。离合器接合过程中，因与整车惯量接合，惯性质量增大，为避免发动机转速降至最低稳定转速如下，需增大油门，油门开度随时间变化是增函数。本章小结本章重要研究内容如下：1）详细简介了离合器最佳接合规律，分析了不同类型换挡规律各自特点，以及发动机油门自适应控制规律；2）基于发动机特性与整车参数，通过汽车行驶方程式与燃油消耗方程式制定了动态三参数最佳动力性与最佳燃油经济性控制规律。

AMT操纵系统机构设计电控机械式自动变速器（AMT）在老式手动齿轮式变速器基本上保存了绝大某些原总成部件，仅对操纵系统进行改进，其生产继承性好，改造投入费用少。同步由于控制规律规定，对离合器操纵机构与油量调节机构进行改进。离合器操纵机构设计离合器操纵机构设计方案气压传动具备构造紧凑、多阀组合与机械电子高度结合特点，同步在中重型商用车辆上因制动系统需要均装有充分气源。因而以压缩空气作为驱动力离合器自动操纵机构执行机构具备无需增长动力源、减轻驾驶员劳动强度、提高整车燃油经济性长处。由于东风EQ1090E型汽车使用气压双回路制动系统，备有两个主储气筒和单缸风冷空气压缩机，其供后制动器主储气筒单向阀以三通管接有取气阀，AMT操纵系统可以使用气动元件来设计成气压驱动式离合器自动执行机构。由于调压阀作用，储气筒气压限制在0.7～0.74MPa。东风EQ1090E型汽车使用单盘周布弹簧离合器。本设计AMT离合器自动操纵机构取消离合器踏板及踏板轴总成，将离合器分离拉杆总成替代为气缸活塞杆来推动离合器分离叉臂进而通过度离叉凸缘使离合器分离叉绕其轴转动。表4.1其原厂数据[[][]吴定才．东风系列汽车零配件通用互换实用手册[M].北京：国防工业出版社，．名称统一编号原厂编号规格计量单位每车用量单盘周布弹簧离合器总成——1601D-010只1离合器分离叉臂207116C-02064只1离合器分离叉凸缘207716C-02062只1离合器分离叉206916C-02063只1图4.1离合器操纵机构运动状态示意图其气缸活塞杆通过叉杆连接离合器分离叉臂，三维示意图见图4.2：图4.2气缸与连接某些示意图电磁换向阀起作用后，气源经A口向气缸无杆腔充气，压力p1上升。有杆腔内气体经B口通过换向阀排气孔排气，压力p2下降。当活塞无杆侧与有杆侧压力差达到气缸最低动作压力以上时，活塞开始移动。活塞一旦启动，活塞等处摩擦力即从静摩擦力突降至动摩擦力，活塞稍有抖动。活塞启动后，无杆腔为容积增大充气状态，有杆腔为容积减小排气状态。本设计采用离合器完全接合信号来判断离合器行程中各重要分界点位置。设计了一种带有微动开关机械构造件串联于气缸活塞杆上，离合器完全接合时，气缸活塞杆上仅承受回位弹簧变形产生很小力，此时开关触点未被压缩，该开关信号为高电平；离合器开始分离时，由干离合器弹簧刚度远远不不大于回位弹簧，气缸活塞杆上开关触点被压缩，该开关信号变为低电平，因此可以将此负跳变信号作为与离合器完全结合精准位置相应信号。将该信号作为离合器工作过程一种参照点，其位置是随时依照离合器磨损等外部因素影响拟定。气缸活塞杆通过叉杆连接离合器分离叉臂，在叉杆上串联一微动开关，当气缸活塞杆受压，触发开关产生负跳变信号时，表白此时离合器已经处在完全接合状态边沿而即将开始转为分离状态，此时由于是离合器分离阶段，规定分离速度高，可以将节流阀所有打开，达到最大分离速度。离合器通过开始分离、实际分离和继续分离状态。通过位移传感器位移信号变化量来拟定离合器所处状态[[][]陈宁．电控机械式自动变速器控制系统研究［D］．福州：福建农林大学，．从该信号变为低电平瞬间直至离合器完全分离整个过程，将离合器行程提成三个某些:1、离合器完全接合信号发生负跳变到离合器开始分离为一段，此段行程相应了传递链上各部件弹性变形；2、离合器开始分离到实际分离为一段，此段行程是接合到分离状态变化；3、离合器实际分离到继续分离为一段，此段行程就传动性质而言，并没有本质变化，只是主、从动件弹性翘曲得到舒展，对于EQ1090车型，这几种阶段行程值是基本不变并且都可以通过实验来拟定。当前大多使用行程电位器阻值来拟定行程，但是由于离合器分离与接合响应速度规定较快，且响应频率高，由于阻性电路特点，使用行程电位器误差较大，有一定缺陷。由于离合器间隙普通为4mm，而普通电阻式直线位置缓冲距离就为4mm，不利于微小位移量测量。因此现使用直线位移光栅传感器其辨别率可达到微米级，且电压为24V，充分运用汽车蓄电池，其正反向位移辨别率较高。只要记录下离合器完全接合信号变低瞬间时直线位移光栅传感器位移信号，再通过实验用压力传感器检测离合器转矩值变化，来拟定EQ1090实车离合器转矩传递区域位移，及其各阶段端点所相应位移信号。离合器操纵系统设计气动机构选用普通双作用气缸，离合器压盘压力为500kg，分离杠杆比25/12，分离叉比为3/1，因此分离叉处需要分离力约为800N，离合器行程反映到气压缸上为27.5mm，离合扭矩16.75N.m，彻底分离时间限制在0.4s以内，那么气缸惯性负载运动速度v=27.50.4=68.75mm/s气缸设计、计算[[][]成大先．机械设计手册（第五版）单行本-气压传动[M].北京：化学工业出版社，．1、缸径、壁厚、活塞杆直径与负载、弯曲强度和挠度计算普通双作用气缸实际输出推力Fe=π4普通气缸缸筒壁厚与内径之比δD≤式中δ—缸筒壁厚，mpp—σpσσbn—安全系数，普通取n=6缸筒材料选用20钢无缝钢管，其抗拉强度σb≥390MPa，综上可知δ=按公式计算出壁厚普通都很薄，加工比较困难，实际设计过程中普通都需按照加工工艺规定，恰当增长壁厚，按无缝钢管厂供应管壁厚选用壁厚δ=3mm。初选活塞杆为外径∅16d≥F1σp—活塞杆材料许用应力（Pa），σpS—安全系数，取4完全符合规定。计算长度L=30mm，安装方式为固定-铰支，m=2，气缸活塞行程越长则活塞杆伸出距离也越长，对于长行程气缸，活塞杆长度将受到限制。若在活塞杆上承受轴向推力负载达到极限力之后，活塞杆就会浮现压杆不稳定现象，发生弯曲变形。因而，必要进行活塞杆稳定性验算其稳定条件为F≤F—活塞杆承受最大轴向力，NFknkk—活塞杆横截面回转半径，mk=细长比LFf—材料抗压强度，钢材f=A—活塞杆横截面积，A=α—实验常数，钢材α=FF=800N≤满足稳定性条件。挠度（因头部自重下垂产生）验算δ=式中δ—挠度，cms—活塞杆伸出长度，cmE—材料横向弹性模量，钢材E=2.1x1011J——活塞杆横截面惯性矩，mJ=q—活塞杆1cm长当量质量，低碳钢密度7.85g/cmδ=完全符合规定。2、缓冲计算由于离合器分离规定，要防止气缸运动到行程末端时撞击缸盖，依照规定，采用由缓冲柱塞、节流阀和缓冲腔室等构成气垫缓冲构造。依照国产气缸惯用柱塞直径和缓冲长度原则，选用柱塞直径为20mm，缓冲长度为15mm。3、进、排气口计算：普通气缸进、排气口直径大小与气缸速度关于，依照ISO规定依照气缸直径选用气口尺寸M14x1.5（G1/4）。4、耗气量计算由于离合器分离操作是依照行驶路况和汽车工况决定，因此无法拟定其平均耗气量，只计算其最大耗气量，即气缸活塞完毕一次行程所需耗气量Q式中S—气缸行程，cmt—气缸一次往复行程所需时间，5、连接与密封由于气缸外径较小，重量较轻，因此选取拉杆式螺栓连接，其构造简朴。易于加工，易于装卸。依照JB/T6659-1993《气动用O形橡胶密封圈尺寸系列和公差》查得，气缸筒与先后缸盖密封使用O形橡胶密封圈，内径d1=36.5±0.30，d2=2.00±0.09；依照GB/T10708.1-《活塞L1密封沟槽用Y形橡胶密封圈构造型式、尺寸和公差》查得活塞密封使用Y形橡胶密封圈，其详细参数为：表4.2DdL1外径宽度高度D1D2极限偏差S1S2极限偏差h极限偏差40306.341.239.4±0.256.24.4±0.155.6±0.2依照GB/T10708.3-《A型防尘圈型式和尺寸》查得防尘密封圈使用A型防尘圈（单唇无骨架橡胶密封圈），其详细参数为：表4.3dDL1d1D1S1h1基本尺寸极限偏差基本尺寸极限偏差基本尺寸极限偏差基本尺寸极限偏差1624514.5±0.2524±0.153.5±0.155(-0.30,0)6、活塞杆承载能力普通径向力负载数值不大于理论计算成果，因此需使用查表法。由负荷ISO15552原则气缸负载特性图中径向力与行程关系表查知，缸径为φ40mm，行程为30mm原则气缸许用径向力Fq综上计算后，选取国产QGBⅡ气缸，详细参数为：表4.4气缸品种国产QGBⅡ气缸气缸内径D/mmφ40行程s/mm30使用压力/MPa0.7最高工作压力/MPa1使用速度范畴/(mm/s)50～100使用温度范畴/℃-25～80(不冻结条件下)工作介质空气、干燥空气给油不需要(也可给油)缓冲两侧可调缓冲缓冲行程/mm15工作寿命/km≥50图4.3～图4.5为国产QGBⅡ气缸某些零件图与装配图：图4.3活塞杆零件图图4.4后气缸盖零件图图4.5国产QGBⅡ气缸装配图离合器操纵机构工作过程离合器分离阶段，电磁铁1DT通电，电磁换向阀左位起作用，气源经A口向气缸无杆腔充气，压力p1上升。有杆腔内气体经B口通过换向阀排气孔排气，压力p2下降。活塞无杆侧与有杆侧压力差达到离合器操纵力以上，活塞开始移动。活塞杆带动离合器分离叉逆时针转动，推动分离套筒使向飞轮方向移动，对分离杠杆内端施加推力，杠杆绕支点转动，其外端通过摆动支片推动压盘克服压紧弹簧力而后移，从而撤除对从动盘压紧力，于是摩擦作用消失，离合器不再传递任何转矩，即离合器转入了分离状态。依照到位信号，电磁铁1DT断电，电磁换向阀恢复中位，活塞杆保持不动。离合器接合阶段，电磁铁2DT通电，电磁换向阀右位起作用，气源经B口向气缸有杆腔充气，压力p2上升。无杆腔内气体经A口通过换向阀排气孔排气，压力p1下降。活塞有杆侧与无杆侧压力差达到摩擦力值，活塞开始反向移动。在离合器压紧弹簧作用下，压盘前移，分离杠杆外端绕支点转动，内端推动分离套筒使向变速器方向移动，分离叉顺时针转动，受活塞杆行程限制。逐渐恢复从动盘压紧力，于是摩擦作用恢复，离合器开始传递转矩，即离合器转入了接合状态。依照到位信号，电磁铁2DT断电，电磁换向阀恢复中位。气缸运动速度调节采用节流调速，若采用进气节流调速时，由于进气流量少，排气流量大，则排气腔内气体压力不久减少，而进气腔内气体压力上升较慢，其两腔压力差刚好克服阻力负载时，活塞就运动，但由于进气腔容积变化增长较大，而供气流量局限性，致使进气腔中空气压力又进一步下降，可使活塞两侧压力差所产生作用力不大于各种阻力负载，此时活塞就停止迈进，直到进气腔继续进气，活塞重新开始向前运动，使活塞产生“忽停忽走”或“忽快忽慢”运动现象也即气缸“爬行”，因此在气缸调速中不选用进气节流，而选用排气节流办法。当离合器接合时，在通过相应位置信号判断后，通过调节排气节流阀开度，对气缸不同行程时速度进行调节，以达到离合器最佳结合规律规定。在l1行程内，节流阀全开，使活塞杆速度最大；当离合器结合信号发生负跳变时，即开始l2行程，减小排气节流阀1开度，进而减小排气流量，减小活塞两侧压力差，使活塞杆速度减慢；在l3行程内，节流阀全开，使活塞杆速度最大。l2行程是通过实验拟定，l1与lAMT选换挡操纵机构设计MT原机构设计方案本论文所采用EQ1090中型货车原手动机械变速器选换挡操纵机构为直接操纵机构，它布置在驾驶员座位附近，变速杆从驾驶室底板伸出，由驾驶员直接操纵。操纵机构由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等某些构成。变速器为5速变速器，采用三轴式构造。表4.5原厂手动变速器数据名称统一编号原厂编号规格计量单位每车用量变速器总成255017D-00030（带手制动器）各挡变速比只1（一）7.31（二）4.31（三）2.56（四）1.54（五）1.00（倒）7.66变速器盖28511700D-215B变速器换挡叉2875(一、倒)1700C-2522877(二、三)1700C-2622879(四、五)1700C-272只111变速器换挡叉轴2884(一、倒)1700C-251A2886(二、三)1700C-261A2888(四、五)1700C-271A尺寸/mm只111外径全长191919261193193变速叉轴弹簧28991700C-291（∅10.3x33.11圈，钢丝∅1.8只3变速器换挡叉导块2940(一、倒)1700C-253只1原手动机械变速器操纵机构挡位布置为：1—N1—R|3—N2—2|5—N3—4图4.6原手动机械变速器操纵机构三维示意图由于采用五挡变速器，操纵机构只需要三根拨叉轴。一、倒挡和二、三挡各占一根拨叉轴，四挡和五挡共用一根拨叉轴。操纵杆先通过选挡，再通过推动与挡位相应拨块带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，实现挂挡。因而，变速器挂挡可分为选挡和换挡两个过程。为了保证变速器在任何状况下都能精确、安全、可靠地工作，其操纵机构设立了安全装置。涉及自锁、互锁和倒挡锁装置。为防止变速器自动脱挡，并保证齿轮以全齿宽啮合，在其操纵机构中设立自锁装置；设立互锁装置，可以防止变速器同步挂入两个挡位；由于手动机械式变速器存在倒挡锁装置，挂入倒挡所需操纵杆推力比其他挡位要稍大某些。AMT选换挡操纵机构设计AMT操纵系统自动选换挡执行机构选用电控方式。使用两个电机垂直布置来控制选换挡过程中选换挡杆移动。由于采用电控方式，由控制规律控制选换过程，不会浮现误挂倒挡状况，并且在行驶过程中不会浮现像脱挡类似挂入倒挡状况发生，只是在起步时防止人为地误挂倒挡，因此取消了倒挡锁构造。由于原手动机械变速器中变速叉轴弹簧，是为了防止在换挡后由于振动或其她因素使以啮合齿轮脱挡，或同步挂入两个挡位而设立自锁和互锁装置。这些装置重要由弹簧和锁球构成，钢球被弹簧压紧在叉轴上相应凹槽内，使叉轴位置被固定在规定位置。只有在换挡时驾驶员通过变速杆对换挡叉和叉轴施加一定轴向力，克服弹簧压力使钢球退出凹槽，叉轴才可以轴向移动。这样在汽车行驶工况中起到保证安全作用，因此这种机械自锁互锁构造可以应用在电动选换挡执行机构中。保存原手动机械变速器中拨叉轴和拨叉，将手动换挡杆改成尺寸更小选换挡杆，加装有选挡轴总成和选挡电机，换挡槽总成和换挡电机。选挡轴通过挡圈与选换挡杆固定。换挡槽通过起杠杆作用选换挡杆来操纵换挡过程，其杠杆比为1。再依照选换挡机构尺寸和布置设计变速箱顶盖及其附件，由于尺寸限制，选挡电机布置在顶盖内，其线路从两个电机支承板与顶盖接合处加工出孔中布线，可起到通气塞作用。图4.7选换挡操纵机构总体三维图（右隐藏顶盖）图4.8选换挡操纵机构工程图依照青山工业AMT换挡操纵力实验台数据，选挡力为50N，换挡力为300N。选换挡操纵机构分为选挡与换挡两种执行机构，它们互相正交，又称x-y换挡器。它们各自有三个停止位置，构成矩阵方式。这对5个迈进挡1个倒挡变速器而言，比采用平行式换挡器构造简朴、紧凑。但由于插入选挡动作，使有选挡动作换挡时间比平行式延长。选挡和换挡操作都是直线运动，而为了运用汽车上24V蓄电池，各自驱动单元都选取直流电动机，其运动为旋转运动，因此需要设计两个将转动转化为往复平动机构。选挡行程，2-3挡↔1-R挡行程为20mm，2-3挡↔4-5挡行程为20mm，因此选挡轴行程为20mm；换挡行程：1↔R挡是直齿移动换挡行程为24mm，2↔3挡是锁销式同步器换挡行程为14mm，4↔5挡是锁销式同步器换挡行程为14mm，因此换挡槽行程为14mm或24mm。依照机械传动实验室实验数据，AMT选换挡过程中，合理选挡时间为0.16s，换挡时间为0.24s。、选挡机构设计：选挡机构使用齿轮齿条机构。已知选挡力为50N，选挡轴行程为20mm，传递扭矩为2500Nm。设计选挡齿轮m=2，z=20，节圆半径为20mm，那么选挡轴速度为125mm/s，选挡齿轮转速为60r/min，选挡电机功率为6.25W，因此选取蜗轮蜗杆直流减速电机，详细技术参数为：表4.6型号规格使用电压减速比空载转速空载电流输出力矩负载转速负载电流功率运营方向DC/VrpmmAkg.cmrpmmAW蜗轮蜗杆直流减速电机241/49708036014015双向可逆经计算，其齿轮节圆与齿条中线处扭矩为2500N∙选取平头普通平键(B型)作为齿轮和选挡电机连接，其键槽尺寸为：表4.7轴颈键键槽公称直径d公称尺寸bxh宽度深度半径r公称尺寸b偏差轴毂普通键连接轴N9毂JS9t极限偏差t极限偏差最小最大82x22-0.004-0.029±0.01251.2+0.101+0.100.080.16键尺寸为：表4.8宽度高度C或r长度L公称极限偏差(h14)1000件重量/kgb公称极限偏差(h9)h公称极限偏差(h11)20-0.02520-0.060.2200-0.520.628平键轴槽长度公差用H14。为了便于装配，轴槽、轮毂槽宽度两侧面粗糙度Ra=1.6～选挡操纵机构设计图如下：图4.9选挡操纵机构三维图图4.10选挡操纵机构工程图、换挡机构设计：换挡槽速度为58.33mm/s或100mm/s，换挡力为300N，换挡槽作用力300N，换挡电机选转速为1500r/min。相对选挡过程来说，换挡过程中受力较大，因此不适合选用齿轮齿条运动副，由于滚珠丝杠副有传动效率高、运动平稳、可以预紧、工作寿命长、定位精度和重复定位精度高、同步性好、可靠性高等长处，转动转化为平动机构还可以选用滚珠丝杠副。滚珠丝杠副可分为定位用(P型)及传动用(T型)两种。P型用于精准定位且能依照旋转角度和导程间接测量行程，T型位移精度不是很高。因此咱们选用P类丝杠副。1、滚珠丝杠副选取详细计算过程[[][]成大先．机械设计手册单行本-机械传动[M].北京：化学工业出版社，．[15]古永棋，张伟．汽车电器及电子设备[M].重庆：重庆大学出版社，．[16]刘振军，秦大同，胡建军．重型车辆自动变速技术及发展趋势［J］．重庆大学学报，，26(10)：10～14．[17]刘振军，秦大同，胡建军．重型车辆电控机械式自动变速系统设计与应用［J］．农业机械学报，，42(8)：7～14．[18]司洪来．浅析汽车电控机械式自动变速器(AMT)［J］．1994~中华人民共和国学术期刊电子出版社，，(2)：43～45．[19]苏玉刚，黄建明，杨志刚，曹长修．电控机械式自动变速器80C196KC单片机控制［J］．汽车电器，1999(5)：7～10．[20]孙东野，秦大同．汽车离合器局部恒转速起步自动控制研究［J］．机械工程学报，,39(11)：108～112．计算项目单位计算公式阐明初算导程PmmP取Pvmax—nmax—当量载荷FN当载荷在Fmin和FF=当量转速nr/min当转速在nmax和nn额定动载荷CNCam有预加载荷，Cam选Cam'与C精度系数—fa可靠性系数—fc载荷性质系数—fw预期工作寿命—L预加载荷系数—fe最大轴向载荷—F估算滚珠丝杠容许最大轴向变形δμmδmδm取δm'与δmP5级滚珠丝杠300mm重复定位精度为0.023mm，116mm重复定位精度为0.00889mm；定位精度未知估算滚珠丝杠底径dmmF0=da—支撑方式系数，两端固定或是铰支时取0.039F0—μ0—L—滚珠丝杠两轴承支点间距离，常取1.1行程+(10～14)P拟定滚珠丝杠副规格代号按《机械设计手册：机械传动（单行本）》表11-1-13及表11-1-14选定滚珠螺母型式，按上述估算Ph、Cam、d2m值从表11-1-30～表11-1-33中选出适当规格代号及安装、连接尺寸，并使d选用内循环、浮动式(F)、单螺母增大钢球预紧(Z)，规格代号1604-3。单螺母增大钢球预紧是一种类似于过盈配合预紧方式，普通用于滚道截面形状为双圆弧时，采用安装直径比正常大几种μm钢球进行预紧装配。构造最简朴、紧凑，但不适当预紧力过大场合，不可调节，轴向尺寸小。计算预紧力FN当最大轴向工作载荷Fmax能拟定期行程补偿值CμmlC=11.8∆t温度变化值—∆t=2滚珠丝杠副有效行程—l预拉伸力FNF丝杠螺纹底径—d滚动轴承型号选取计算两端选取7001AC单列角接触球轴承详细参数见下表电动机选取计算系统刚度K计算N/Ks(二端固定或铰支)K1滚珠丝杠副抗拉刚度—Ks轴承刚度—Kb=N/μm，优先选角接触球轴承，两端铰支预紧轴向接触刚度—R=442N/滚珠螺母中点至轴承支点距离—a=58mm滚珠丝杆副精度选取参照表11-1-25参照普通机械选取精度P5，并校核系统刚度K值，进行必要验算滚珠丝杠压杆稳定性FcNF临界压缩载荷—FcK1—安全系数，丝杠水平安装取1支承系数—K2丝杠最大受压长度—Lc1滚珠丝杠副所受最大轴向压缩载荷—F滚珠丝杆副极限转速ncr/minn支承系数—f=9.7；临界转速计算长度—Ldn值校验r*mm/mind滚珠丝杆副公称直径—d0滚珠丝杆副最大转速—n额定静载荷CoaNf滚珠丝杆副基本轴向额定静载荷—Coa静态安全系数—fs，普通取1～2滚珠丝杆副最大轴向载荷—F丝杠轴拉压强度验算δ丝杠轴许用拉压应力—δ其循环方式选用内循环，内循环滚珠丝杆副性能参数：表4.9规格代号公称直径/mm公称导程/mm丝杠大径/mm滚珠直径/mm丝杠底径/mm螺母长度/mm额定载荷/kN刚度dPdDdLCCR1604-316415.32.50813.5385.19.7442滚珠丝杠副滚珠螺母安装连接尺寸(JB/T9893-1999)表4.10滚珠螺母安装连接尺寸/mmDDDBDDh285238104.88.54.5其轴承选取7001AC角接触轴承，详细参数如下：表4.11基本尺寸/mm基本额定载荷/kN极限转速/r重量/kgdDBCC脂W122885.202.55180000.02其她尺寸/mm安装尺寸/mmdDarminrmindminDminrmin17.423.68.70.30.1514.425.60.37001AC角接触轴承校核计算：查关于轴承数据由于工作零件位置在两轴承之间，为了得到更好刚性，因此选取面对面安装，由机械设计手册查得7001AC轴承关于数据：

Cr=5.20kN，C0r计算两支承径向载荷不考虑自重，由数据知选挡力极限值为100N，，在1挡或R挡时为极限状况，假设为1挡状况，那么两支承径向载荷为FR1计算两支承轴向载荷对于7001AC型轴承，轴承内部轴向力Fs=eFR，其中e为判断系数，由于α=25°Fs1=0.68FR1=0.68x29.3N=19.9N，Fs2=0.68FR2=0.68x70.7N=48.1N，方向指向内，由于换挡电机提供力与换挡时阻力作用下，有也许在同步过程结束后，换挡力仍在，因此Fa=300N，方向与Fs1相似，由于FFA1=计算两轴承当量动载荷对于轴承Ⅰ，FA1FR1P对于轴承Ⅱ，FA2FR2P由于Pr2>Pr1，轴承计算轴承基本额定寿命由公式计算：L查表知，因轴承在正常温度下(<120℃)工作，则ft=1；按中档冲击振动，取载荷系数fpL该轴承寿命满足使用规定。2、电动机选取计算已知条件与电动机选取有关已知条件有：转速1500r/min，工作电压24V。求电动机功率电动机功率P：P=式中F为所受力、V为力方向上速度、η为丝杠传动效率普通丝杠η=90%P=换挡电动机功率设计值普通为计算值1.2～1.3倍，考虑到功率余量和电机市场状况，选取额定电压24V，额定功率为60W90ZY04型直流永磁电机作为本设计换挡电机。表4.12重要技术参数型号额定功率/W额定转速/(额定转矩/mNm电流/A电压/V容许正反转速差/(90ZY046015004004.524150表4.13外形尺寸参数型号NhHMPSDLdlh7±0.15h790ZY-49∅70367692∅6.6∅90152∅8163、联轴器选取本次设计规定构造紧凑装配简朴，而联轴器选取是依照使用场合以及经济规定合理地选取类别。由于丝杠需要转矩不是太大，重要是依照尺寸规定进行联轴器选用。电机输出轴直径∅8mm，丝杠轴端直径为∅9mm，应选8×9TGLA1鼓形齿式联轴器。详细参数如下表。表4.14型号公称转矩Tn/Nm许用转速[n]/r轴孔直径

d轴孔长度LDDBBSd重量/kg转动惯量/kgTGLA110100008，920402538174M50.2000.00003换挡操纵机构设计图如下：图4.11换挡操纵机构三维图图4.12换挡操纵机构工程图AMT选换挡操纵机构工作原理由于对原变速箱未作改动，因此各挡位位置不变。在三个换挡拨叉轴两端安装六个行程开关，以拟定六个挡位与否换挡到位，在选换挡杆选挡位移方向两端安装U字型槽式光电开关，以鉴定空挡挡位N1、N