汽車無級(jí)變速器設(shè)計(jì)

汽車無級(jí)變速器設(shè)計(jì)摘要PAGEPAGEII摘要人們早就認(rèn)識(shí)到無級(jí)變速器是提高汽車性能的理想裝置，并一直不懈的努力研究，努力追求實(shí)現(xiàn)這一目標(biāo)。70年代后期，荷蘭VonDoorne’sTransmission公司研制成功VOT金屬傳動(dòng)帶并于1982年投放市場，推動(dòng)CVT技術(shù)向?qū)嵱没~進(jìn)了一大步。1987年美國福特公司首次在市場上小批量推出裝有這種VDT帶的CVT汽車，此后意大利菲亞特，日本富士重工和德國大眾等多家公司也推出了小批量的CVT汽車（如Ford的Fiesta、Scorpio;Fiat的Uon、Ritmo;Sabaru的Ecvt、WV的Golf等）。各國均視其為自動(dòng)變速技術(shù)的嶄新途徑，已成為當(dāng)前國際汽車的研究開發(fā)領(lǐng)域的一個(gè)熱點(diǎn)。無極傳動(dòng)CVT與其他自動(dòng)變速器相比較，優(yōu)點(diǎn)是明顯的。其操縱方便性和乘坐舒適性可與液力變矩器相當(dāng)，而傳動(dòng)效率卻高得多，接近有級(jí)機(jī)械式自動(dòng)變速器的水平。更主要的是，它能最好的協(xié)調(diào)車輛外界行駛條件與發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載，使汽車具有一個(gè)不存在“漏洞”的牽引特性，且調(diào)速時(shí)無需切斷動(dòng)力充分發(fā)掘發(fā)動(dòng)機(jī)的潛力，從而可顯著降低汽車的油耗，提高最大車速和改善超車的性能。無極傳動(dòng)CVT特別受到非職業(yè)駕駛員的歡迎，因?yàn)樗鼜母旧虾喕瞬倏v，不僅可取消變速、離合器踏板，而且總是按駕駛員意圖控制發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳工作位置工作。此外，由于工作和控制原理相對簡單，CVT傳動(dòng)完全可以做到比有級(jí)變速器（AT）傳動(dòng)更緊湊，更輕，成本更低。對于CVT這種具有廣闊使用發(fā)展前景的技術(shù)，迄今國內(nèi)研究、應(yīng)用的很少。我們在前人研究的基礎(chǔ)上，針對廣州本田即將生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)型轎車設(shè)計(jì)一種CVT，來替換原來的變速器，為以后CVT的研究和試驗(yàn)打下基礎(chǔ)。關(guān)鍵詞：無級(jí)變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)自動(dòng)壓緊緒論目錄摘要1.緒論汽車變速器的類型?………………1汽車變速器的類型和特點(diǎn)………1采用無極變速器——CVT的汽車可以節(jié)油的原理……………2實(shí)現(xiàn)汽車無級(jí)變速器——CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵——無偏斜金屬帶式無極變速傳動(dòng)………32.CVT的總體設(shè)計(jì)原車的相關(guān)參數(shù)…………………5帶傳動(dòng)的分析……………………5壓緊裝置的設(shè)計(jì)…………………8齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算……………………15軸的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………22軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………30錐輪處的鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算…………313.變速器的調(diào)控分析CVT的一般調(diào)控理論分析………32CVT最佳調(diào)控邏輯………………34.總結(jié)………38.致謝………39汽車金屬帶和擺銷鏈?zhǔn)綗o極變速器——CVT，是當(dāng)前汽車自動(dòng)變速器中最具前景的傳動(dòng)形式。目前汽車金屬帶式無級(jí)變速器絕大部分采用液壓加壓、電子系統(tǒng)控制方案。發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過變矩器離合器和液力變矩器傳給前進(jìn)、倒檔離合器，液力泵產(chǎn)生的高壓油通過液壓缸將力施加給錐盤變速裝置，該力施加給金屬帶組件產(chǎn)生摩擦力，將主動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩傳遞給從動(dòng)軸，然后通過減速裝置，經(jīng)減速器輸出給車輪。這種方案的優(yōu)點(diǎn)在于除了金屬帶傳動(dòng)的全新技術(shù)以外，全部采用了成熟技術(shù)，可行性好。但與成熟的AT（自動(dòng)變速器）技術(shù)一樣，有一個(gè)重要的弱點(diǎn)，即是均采用耗能的液壓伺服系統(tǒng)。AT和MT（手動(dòng)變速器）均為齒輪傳動(dòng)，AT比MT多耗油15%左右，其原因在于液壓私服系統(tǒng)耗能。采用CVT的汽車，由于CVT可使發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳區(qū)域工作，因而達(dá)到節(jié)油的目的。目前其油耗與采用MT的汽車持平。如果拋棄液壓加壓系統(tǒng)，將避免能量的損失，達(dá)到更加節(jié)油的目標(biāo)。山東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文軸的設(shè)計(jì)計(jì)算CVT的總體設(shè)計(jì)2.CVT的總體設(shè)計(jì)2.1原車相關(guān)參數(shù)本次設(shè)計(jì)的各項(xiàng)參數(shù)如下：面對對象1.0L轎車轎車驅(qū)動(dòng)形式前置前驅(qū)發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速5881（r/min）最大功率38.0kw/5800rpm最高車速135km/h最大扭矩75.0Nm/3299rpm倒檔傳動(dòng)比3.125傳動(dòng)比范圍0.864-3.09主減速器傳動(dòng)比4.52.2帶傳動(dòng)的分析2.2.1變速方式在金屬帶傳動(dòng)中，帶輪由圓錐盤組成，利用圓錐盤的軸向移動(dòng)來達(dá)到變速。這種變速機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)可靠，應(yīng)用范圍廣泛。在這種變速器中，有的只是一個(gè)帶輪可軸向移動(dòng)，另一個(gè)帶輪的直徑是固定不變的，這種情況下變速，必須同時(shí)改變兩輪的中心距，這在我們的設(shè)計(jì)中是難以布置和難以控制甚至難以達(dá)到的。另一些機(jī)構(gòu)兩輪都起變速作用，這又分為兩種情況：A、兩輪的兩邊都可以調(diào)節(jié);B、只有一邊可以調(diào)節(jié)。要調(diào)節(jié)就必須有控制或壓緊機(jī)構(gòu)，在A中情況下，機(jī)構(gòu)必然變得復(fù)雜和龐大，而B情況可以有效地避免這種情況的發(fā)生。本方案采用一級(jí)變速就可以達(dá)到設(shè)計(jì)要求。在金屬帶的選取上，我們選用了現(xiàn)有的自制金屬帶，結(jié)構(gòu)參數(shù)為：上底寬32mm，高15mm，工作中徑為26mm。綜上所述:本方案在帶輪的結(jié)構(gòu)選擇單級(jí)，兩個(gè)帶輪都是面可調(diào)的金屬帶形式。2.2.2基本運(yùn)動(dòng)關(guān)系1）帶輪的移動(dòng)距離帶輪的移動(dòng)距離受到兩邊帶輪相碰的位置和帶達(dá)到帶輪內(nèi)邊緣的位置所限制。因此，在雙向移動(dòng)的情況下：式中——帶輪兩邊的夾角；——帶底面的寬度，——帶中性層的寬度；——中性層至底面的距離，(為帶中性層面至頂面的距離)，在帶輪移動(dòng)的情況下，軸向移動(dòng)距離為上式中X的二倍。2）CVT傳動(dòng)比及調(diào)速的范圍為了具有較高的傳動(dòng)效率，且設(shè)計(jì)和制造的方便，兩個(gè)帶輪的尺寸設(shè)計(jì)為同樣大小。要擴(kuò)大變速的范圍，須增加帶的寬度，減小帶輪的槽角或減小帶輪的直徑d。帶輪的楔角太小容易使帶楔在槽中，此外，楔角越小，帶上受到的橫向力就越大，也容易使帶撓曲，所以楔角不能太小。經(jīng)驗(yàn)值為22-24度。我們選用28度的楔角。減小帶輪的直徑d會(huì)使帶的疲勞強(qiáng)度降低，所以一般也不宜采用比規(guī)定直徑小的帶輪直徑。根據(jù)已有的資料顯示：帶輪的工作直徑可以達(dá)到75mm，而傳動(dòng)比的范圍可以達(dá)到0.45-2.22，在本設(shè)計(jì)中，我們將帶輪的最小工作直徑定為80mm，以使其工作可靠，壽命更高。材料的選擇：鋼帶，摩擦副表面采用硼化鎢和硼化鉬基合金材料（金屬陶瓷）這種合金主要用于在高溫下工作的易磨損鋼表面，以含鉬的坡莫合金（2，81，17）和鎳鉻合金作粘結(jié)金屬，主是熱壓發(fā)制造的。性質(zhì)如下：百分含量%HRA抗壓強(qiáng)度抗彎強(qiáng)度彈性模量E金屬陶瓷組成硼化物粘結(jié)相—坡莫合金96.04.092156062041.3586.014.085140050052.0摩擦副的摩擦系數(shù)為0.3.由相關(guān)參數(shù)得知：=3.090=0.846調(diào)速范圍采用對稱調(diào)速，根據(jù)金屬帶的結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定CVT錐輪的結(jié)構(gòu)。取最小工作直徑，則最大工作直徑CVT錐輪的結(jié)構(gòu)圖2.3壓緊裝置的設(shè)計(jì)2.3.1曲面壓緊結(jié)構(gòu)所有的基于摩擦的機(jī)械式CVT都需要在工作副上施加一定的壓緊力，以使它們無滑動(dòng)地可靠工作。在自動(dòng)壓緊的應(yīng)用中，壓緊力應(yīng)根據(jù)當(dāng)前的傳動(dòng)比和力矩調(diào)整到最佳值，從而在保證工作可靠的前提下，減少磨損和延長壽命。當(dāng)前流行的做法是：用一套自動(dòng)控制的渦輪系統(tǒng)。但，這樣的系統(tǒng)不但增加CVT的成本，還使轎車在工作的某些方面變壞，并且導(dǎo)致極大的燃油消耗，這些都會(huì)是中國家庭轎車的不適宜因素。為此，我們嘗試開發(fā)了一種幾乎沒有功率消耗的“純機(jī)械”自壓緊裝置。這種裝置的工作原理和紡織工業(yè)中應(yīng)用的某些CVT壓緊機(jī)構(gòu)有些類似，但已經(jīng)除去了諸如允許軸向移動(dòng)和傳動(dòng)比范圍大小的缺陷。在輸入軸上有三個(gè)相互間隔120度均勻分布的傳動(dòng)銷，每個(gè)銷和位于可軸向移動(dòng)的帶輪后部的銷的導(dǎo)槽曲面接觸。接觸力的周向力取決于帶輪所傳遞的力矩，而軸向力緊緊地將帶輪和V—帶壓向另一帶輪以產(chǎn)生必需的摩擦。于是，轉(zhuǎn)動(dòng)和功率就可以通過壓緊的摩擦副和V—帶傳遞到輸出軸。三個(gè)銷導(dǎo)槽斜面的傾斜度在這里：——摩擦副的摩擦系數(shù)——帶的工作直徑——帶輪的軸向移動(dòng)量——銷的工作直徑——帶輪的楔角這個(gè)斜率函數(shù)的意圖是當(dāng)可動(dòng)帶輪被傳動(dòng)比控制裝置移動(dòng)到不同位置時(shí)，接觸力的軸向分力相應(yīng)不同的傳動(dòng)比能產(chǎn)生不同的比例系數(shù)來適配輸入軸轉(zhuǎn)矩以使壓緊力等于或稍大于臨界力，這樣，摩擦工作副就不會(huì)有相對的滑動(dòng)。在特例演變下，這種自壓緊裝置允許=24mm的軸向相對位移，同時(shí)傳動(dòng)比范圍可達(dá)R≈6。樣機(jī)測試結(jié)果顯示：這種裝置基本滿足實(shí)際需要，并且具有結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉的優(yōu)點(diǎn)。我們堅(jiān)信：經(jīng)過發(fā)展和完善，這種裝置是有真正有應(yīng)用價(jià)值的。其關(guān)鍵問題是曲面的確定，以下就是有關(guān)計(jì)算：帶輪與皮帶接觸處要求軸向壓緊力為：（1）式中，——工況系數(shù)，可以取1.2。壓緊力隨X的不同（實(shí)際是工作直徑的不同）而變化。自動(dòng)壓緊裝置產(chǎn)生的軸向壓緊力的表示：（2）式中，——平均工作直徑。即中徑；——曲面的升角；——是滾柱銷和曲面接觸處的等效摩擦角，即，是等效摩擦系數(shù)，一般≤0.1平橫條件：若不計(jì)入附加彈簧的輔助壓緊力，有，為系統(tǒng)不打滑的工作條件，（3）由（1），（2）關(guān)系式可得到。皮帶工作直徑與軸向位移的關(guān)系式中，——最小工作直徑將上式代入（3）式中，即確認(rèn)。確定由關(guān)系式，并利用正切和角切以及（3）式，可以推出：（4）若設(shè)計(jì)中CVT傳遞的最大扭矩，最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速已知，可以確定和及和；再根據(jù)，和等可以利用（4）式求得。代入各已知量后得到：式子中，，，均為常數(shù)。2.3.2加壓彈簧的設(shè)計(jì)加壓裝置的主要作用是在汽車起步時(shí)，使金屬帶與錐輪彼此壓緊，產(chǎn)生恰當(dāng)?shù)哪Σ亮?足夠傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。軸向壓緊力輸入軸上的加壓彈簧當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速最低時(shí)，彈簧工作高度最小，軸向壓緊力最大當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速最高時(shí)，彈簧工作高度最大，軸向壓緊力最小根據(jù)幾何關(guān)系，彈簧剛度彈簧設(shè)計(jì)：根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力因彈簧在交變作用力下工作，按1類彈簧考慮?，F(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑=90mm，=18mm。查表知【】=471根據(jù)強(qiáng)度條件計(jì)算彈簧鋼絲直徑選取旋繞比C=5，則補(bǔ)償系數(shù)試算彈簧直徑上值與原估去值相近，且為標(biāo)準(zhǔn)值。則根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧全圈數(shù)取=3圈。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)輸入軸彈簧參數(shù)見下表中徑90mm有效圈數(shù)3內(nèi)徑72mm總?cè)?shù)5108mm25.2mm57.2mm1.111418.6mm自由長度100mm工作長62mm；80mm2.8kg驗(yàn)算穩(wěn)定性細(xì)長比b=1.11＜2.6，穩(wěn)定中間周上的加壓彈簧當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速最低時(shí)，彈簧工作高度最大，軸向壓緊力最小當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速最高時(shí)，彈簧工作高度最大，軸向壓緊力最大根據(jù)幾何關(guān)系，彈簧剛度彈簧設(shè)計(jì)：根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力因彈簧在交變作用力下工作，按1類彈簧考慮?，F(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑，。查表知。根據(jù)強(qiáng)度條件算彈簧鋼絲直徑直徑旋繞比,則補(bǔ)償系數(shù)試算彈簧鋼絲直徑原估取值安全，且為標(biāo)準(zhǔn)值。則根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧圈數(shù)取圈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)程序同輸入軸，結(jié)果如下表：中徑90mm有效圈數(shù)5內(nèi)徑74mm總?cè)?shù)7106mm25.2mm5.6259.2mm1.671428.8mm自由長度95mm工作長57.2mm；75mm2.2kg驗(yàn)算穩(wěn)定性細(xì)長比，穩(wěn)定。2.4齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算2.4.1前進(jìn)檔減速齒輪1)減速比2）選擇齒輪類型，材料，精度及參數(shù)A.選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)B.選擇齒輪材料：選取大小齒輪材料均為，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC.C.選擇齒輪為7級(jí)精度D.選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)3)齒面的接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)A.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值a)選擇載荷系數(shù)b）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩c）選取齒寬系數(shù)d）材料的彈性影響系數(shù)e）按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限f）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)g）查得接觸疲勞壽命系數(shù)h）計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取失效效率為1%，安全系數(shù),B.計(jì)算a）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值b）計(jì)算圓周速度Vc）計(jì)算齒寬d）計(jì)算齒寬和齒高之比模數(shù)齒高e）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)直齒輪，假設(shè)查得，使用系數(shù)f）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得g）計(jì)算模數(shù)4)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)A)確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值a）按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限b）查得接觸疲勞壽命系數(shù)c）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)d）計(jì)算載荷系數(shù)e）查取齒輪系數(shù)f）查取應(yīng)力校正系數(shù)g）計(jì)算大小齒輪的并加以比較h）計(jì)算模數(shù)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸的疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑5)幾何尺寸計(jì)算A)計(jì)算分度圓直徑mmmmB)計(jì)算中心距C)計(jì)算齒輪寬度圓整：D)驗(yàn)算2.4.2倒檔減速齒輪取倒檔小齒輪與惰輪的減速比取倒檔惰輪與大齒輪的減速比1）計(jì)算各齒輪參數(shù)由于結(jié)構(gòu)的原因，倒檔大，小齒輪要有一定的間隙。故取倒檔小齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)與前進(jìn)檔小齒輪相同。令，，，，，2）驗(yàn)算按齒面彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式確定式中各值K值計(jì)算T值：查得所以安全2.4.3減速軸距的調(diào)整考慮到倒檔大小齒輪不能直接接觸，故軸距＞調(diào)整中心距，取，調(diào)整前進(jìn)檔齒輪，令前進(jìn)擋小齒輪前進(jìn)擋大齒輪圓整圓整為，驗(yàn)算：按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算2.5軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2.5.11）選擇軸的材料選取45號(hào)剛，調(diào)質(zhì)，HBS=2302)初步估算軸的最小直徑取發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)計(jì)算，此時(shí)，功率取3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初定軸徑及軸向尺寸考慮錐輪的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，取裝錐輪處軸徑，軸的裝配草圖如圖所示。兩軸承支點(diǎn)間的距離為4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度A.作出軸的計(jì)算簡圖a）計(jì)算壓軸力錐輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)最大有效拉力由于鋼帶伸縮彈性小，可忽略離心力對預(yù)緊力的影響。故鋼帶預(yù)緊力徑向壓軸力b）計(jì)算軸的壓緊力c）計(jì)算支反力將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面，則垂直面沒有力的作用d）作出彎矩圖e）作出扭矩圖，取a=0.6，f)計(jì)算彎矩g）校核軸的強(qiáng)度按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算彎曲應(yīng)力對軸的抗彎截面系數(shù)W,采用近似算法所以安全。2.5.2中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1)選擇軸的材料選取45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)，HBS=2302）初步估算軸的最小直徑功率轉(zhuǎn)速取3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初定軸徑及軸向尺寸考慮錐輪的機(jī)構(gòu)要求及軸的剛度，以及通用性要求取裝錐輪處軸徑軸的裝配草圖如圖所示。4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度A.做出軸的計(jì)算簡圖a）計(jì)算徑向力作用在中間軸上的壓軸力，大小與作用在輸入軸上的壓軸力相同，方向相反。即徑向壓軸力中間軸上減速齒輪產(chǎn)生的徑向力減速齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的徑向力，b）計(jì)算支反力將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面H,垂直面V垂直與水平面H。c）作出彎矩圖d）作出扭矩圖取，e）計(jì)算彎矩f）校核軸的強(qiáng)度按第三強(qiáng)度計(jì)算理論，計(jì)算彎曲應(yīng)力對軸的抗彎截面系數(shù)W，采用近似算法，所以安全。其它軸尺寸見零件圖，他們受力小于前面兩軸，故安全。2.6軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算主動(dòng)軸上軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算。計(jì)算壽命，本著CVT變速器五年壽命，按每天工作八小時(shí)，每年300天工作日則軸承計(jì)算壽命主動(dòng)軸承采用兩對軸承，內(nèi)側(cè)選用46406型角接觸軸承。外測選用7206型圓錐滾子軸承。通過不同的尺寸公差保證角接觸球軸承主要承受徑向力，圓錐滾子軸承承受軸向力。1.對角接觸軸承，派生軸向力所以軸向力對軸承2，當(dāng)量動(dòng)載荷取，，，取X=1,Y=0校驗(yàn)合格。2.對圓錐滾子軸承，由于只承受軸向力，要求軸承的工作壽命為一年，采用車用特制軸承，采用特制加工工藝，可以達(dá)到使用標(biāo)準(zhǔn)。其它軸承計(jì)算忽略。2.7錐輪處的鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算主要失效形式是工作面壓潰選用按聯(lián)接強(qiáng)度校核最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，,接觸高度鍵的工作長度，軸的直徑校驗(yàn)安全。其它鍵參數(shù)見裝配圖，檢驗(yàn)略。變速器的調(diào)控分析3.變速器的調(diào)控分析3.1CVT的一般調(diào)控理論對于車用的發(fā)動(dòng)機(jī)，在任一給定油門開度下總有一個(gè)最佳轉(zhuǎn)速，是得對應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率為最大或?qū)?yīng)的油耗率為最低。將不同油門開度下發(fā)動(dòng)機(jī)特性（如速度特性）的最大功率點(diǎn)或最低油耗率點(diǎn)連成曲線，便得到最佳發(fā)動(dòng)機(jī)曲線D或最佳經(jīng)濟(jì)曲線E,如下圖a所示。這兩條曲線也容易轉(zhuǎn)化成如圖b所示的nd—a曲線。E,D兩條曲線及其所包圍的區(qū)域是CVT調(diào)速控制的重要依據(jù)。隨著工況（油門開度，工作負(fù)荷）CVT須適當(dāng)調(diào)整變速傳動(dòng)比從而改變整個(gè)傳動(dòng)系的傳動(dòng)比，使車速發(fā)生相應(yīng)的變化，以保證發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速ne和功率正好是最佳工作線E或D上的某個(gè)確定值nd和，即保證在最佳工況下工作。根據(jù)CVT調(diào)控的一般理論（又稱“等轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)調(diào)節(jié)理論）,其傳動(dòng)比i的變化按下述方法確定。為敘述方便，設(shè)離合器完全結(jié)合不打滑，CVT初級(jí)軸與發(fā)動(dòng)機(jī)軸可視為剛性聯(lián)接，則傳動(dòng)比i與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速及車速有如下關(guān)系(1)式中R——驅(qū)動(dòng)輪波動(dòng)半徑m，可視為常數(shù)——整個(gè)驅(qū)動(dòng)鏈除CVT以外的固定傳動(dòng)比，為常數(shù)A——于是，使的理想或目標(biāo)傳動(dòng)比可表為（2）在行車中克通過傳感器測得ne，V，從而確定當(dāng)前實(shí)際傳動(dòng)比i同時(shí)根據(jù)存入微機(jī)ROM中的圖b及測得的a確定nd及id。若ne＞nd，i＞id，則發(fā)出并執(zhí)行減小傳動(dòng)比的指令;反之則發(fā)出執(zhí)行增大傳動(dòng)比的指令，直至ne=nd，i=id。這樣形成了一個(gè)閉環(huán)調(diào)控的基本邏輯。然而，上述調(diào)控理論或邏輯至少有如下不足之處：首先，它只指出了傳動(dòng)比調(diào)節(jié)變化的方向，沒有指出變化的量或速率應(yīng)該遵循什么規(guī)律;其次，它只從系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)功率平衡來考慮問題，對于常處于過渡平衡狀態(tài)中的實(shí)際車輛，往往會(huì)引起某種“誤操作”，造成整車性能的惡化；此外，這種調(diào)控顯然屬于滯后被動(dòng)跟隨式的，必須等到實(shí)際與理想工作參數(shù)有了偏差后（ne不等于nd，i不等于id）才進(jìn)行干預(yù)，難以實(shí)現(xiàn)最佳調(diào)控。人們曾提出了一些半經(jīng)驗(yàn)的調(diào)控規(guī)律，試圖改善上述不足之處。例如有人用以下公式來確定傳動(dòng)比調(diào)控的方向和調(diào)速率（3）式中——待定的非常系數(shù)顯然對不同的車輛和發(fā)動(dòng)機(jī)，都要經(jīng)過大量的實(shí)驗(yàn)才能將其確定，故此法至少實(shí)用性方面受到了較大的限制。有鑒于此，尋找一種更合理適用的CVT調(diào)控理論或邏輯就十分有必要了。3.2CVT最佳調(diào)控邏輯3.2.1根據(jù)【7】，對理想調(diào)速可得，式（2）微分（4）這是一個(gè)重要的公式，其物理意義可以理解為：若在當(dāng)前過渡（瞬態(tài)）平衡狀態(tài)下正好有，則當(dāng)任一原因引起車速V,加速度及理想發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速發(fā)生變化時(shí)（如加、減速過程，油門變化，路況及載荷變化等），CVT必須使發(fā)動(dòng)機(jī)按上式確定的調(diào)速率調(diào)節(jié)傳動(dòng)比，才能使發(fā)動(dòng)機(jī)始終保持在最佳特性曲線E或D下工作，恒有獲得與整車特性的最佳匹配。式中第一項(xiàng)反應(yīng)油門開度變化對調(diào)速率的影響，若，則必然有可由兩次采樣所計(jì)算的之差與采樣時(shí)間間隔之比來確定；也可按來計(jì)算，其中存放在ROM中的圖2b曲線斜率，則可通過傳感器測得的微分獲得。式中第二項(xiàng)代表驅(qū)動(dòng)功率與阻力功率不平衡程度的貢獻(xiàn)，若兩者平衡則加速度。分析該項(xiàng)（設(shè)）可知，在低速起步階段因車輛V較小而較大，可獲得較大的調(diào)速率，使V迅速上升；對于以高速行駛的車輛情況正好相反。這正是一種所期望的調(diào)速特性。式中的V和可用速度傳感器和微分電路測得，則可根據(jù)及V通過圖b確定。不過，式（4）還不能直接用來確定CVT的調(diào)速方向和調(diào)速率，因?yàn)樗鼰o法處理不等于不等于的情況，而任一不定因數(shù)的影響都可能導(dǎo)致這種情況的發(fā)生。3.2.2設(shè)在某油門開度和傳動(dòng)比下，驅(qū)動(dòng)功率（其中是傳動(dòng)系機(jī)械小效率，按常數(shù)處理）和阻力功率在某點(diǎn)e達(dá)到了穩(wěn)態(tài)平衡，車速V，如下圖所示：然而，平衡工作點(diǎn)e并為與理想的目標(biāo)工作點(diǎn)重合，即不等于，不等于。顯然此時(shí)需要增大傳動(dòng)比使驅(qū)動(dòng)功率曲線向左“平移”到曲線位置上（注：在對數(shù)坐標(biāo)中才真正意義上的平移，而在自然坐標(biāo)中，對應(yīng)不同傳動(dòng)比的各曲線最大，最小值應(yīng)盡量一樣，但曲線斜率和覆蓋的速度域?qū)挾葏s有所不同，稱“平移”只是為了形象和方便），從而使，達(dá)到理想工作狀態(tài)?，F(xiàn)在的問題是，如何確定這種調(diào)節(jié)過程中的適當(dāng)調(diào)速率？為此做如下合乎情理的假設(shè)：1）發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速偏差的范圍不大；2）在此范圍內(nèi)可以認(rèn)為使和使完全等效。有上圖可知，要使，應(yīng)該增大傳動(dòng)比來獲得一個(gè)附加的驅(qū)動(dòng)功率增量。這相當(dāng)于在始終保持條件下，不斷減小傳動(dòng)比，把以為工作點(diǎn)的曲線向右“平移”到與假象阻力功率在點(diǎn)平衡這一過程中的逆過程。這個(gè)向右“平移”過程的調(diào)速率，類似于式（4）的第二項(xiàng)，表為：式中是使調(diào)速過程中心保持不變所應(yīng)產(chǎn)生的加速度：——轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量轉(zhuǎn)換常數(shù)——整車質(zhì)量，kg于是其逆過程的調(diào)速率表為：顯然，隨著，及都將不斷減少，直到，，三點(diǎn)重合，此時(shí)出于事實(shí)上在每個(gè)瞬時(shí)的曲線上都有，即，故可從上式中消去，得式中它可根據(jù)已存入微機(jī)ROM中類似于圖a的發(fā)動(dòng)機(jī)速度特性曲線，按取樣及計(jì)算得到的ne，nd來確定。不過，該的定義只適用于曲線單調(diào)上升的那一段。對于工作實(shí)際轉(zhuǎn)速ne大于曲線上的最大功率點(diǎn)轉(zhuǎn)速的特殊情況，則應(yīng)先取強(qiáng)行減小傳動(dòng)比；待工作點(diǎn)回到單調(diào)上升的主段后，再按前述定義的調(diào)控。山東科技大學(xué)泰山科技