多档位机械变矩器的实现方法.doc

机械变矩器的理论构想液力变矩器最本质的特点是具有转矩的自适应性，即具有能根据外界负荷的变化自动调整输出轴转速的变化。由于它的出现，给整个工程机械领域带来了巨大变化。然而效率低下一直是液力变矩器的致命缺点，虽然半个世纪以来科研人员通过各种改进，但这一缺点并没有根本得到解决。几十年来的实践似乎昭示我们：要想具有高效的自动变矩（变速）装置应该换一种思路去实现。正是如此，笔者构造了一种全新观念的，具有结构简单易于制造且具有高效传动的自动变矩装置机械变矩器。虽然它目前停留在纸面上，但通过论证可以确信，机械变矩器确实具有脱俗超凡的性能和变为实际的可能性。一旦试制成功，将会给整个工程机械领域乃至机械领域带来革命性的进步。为了说明机械变矩器的工作原理，先要介绍转矩限制器的工作原理1,转矩限制器顾名思义，转矩限制器是限制传递转矩的传动装置。1.1，转矩限制器的构造和工作原理主要由主动盘1、从动盘2、滑动拨销3和测力弹簧4构成。在测力弹簧的作用下，滑动拨销圆锥面始终与从动盘内曲线表面接触。内曲线表面分为圆弧面和斜坡面（包括上坡面和下坡面）。当主动盘旋转时，主动盘的上坡面就会拨动滑动拨销，带动从动盘一起转动，二者之间的作用力会产生一个使拨销缩回的分力，且传动的转矩越大，该分力越大。当所传递的转矩产生的分力克服测力弹簧的弹力时，滑动拨销缩回，转矩限制器打滑，动力就此中断。对应地，将此时的转矩叫做转矩限制器临界转矩M临。1.2，转矩限制器的功耗为求转矩限制器的功率消耗，先要对2.3.1，转矩限制器的受力情况进行分析。1.2.1，转矩限制器的受力分析以滑动拨销为研究对象，作受力分析图（见图2）。转矩限制器的受力可分为三个阶段：1）未滑转时的受力分析如图3所示建立直角坐标系。其中：N，N为拨销所受的正压力；F为弹簧的作用力；P为被动盘与拨销之间的正压力；为摩擦系数；2为拨销锥角；f、f、fP分别为正压力N、N、P在各自的摩擦面上产生的摩擦力；为主动盘转动的角速度；1为从动盘转动的角速度；Fr为滑动拨销旋转时产生的离心力；于是，列平衡方程式： f+f-Psin+F+Fr+fPcos=0 -Pcos+N-N- fPsin=0 NL1+fr-PcosL2 +PsinS- fPScos- fP L2sin-fr =0又：f=N，f=N，fP=P。将三式代入上述方程组，以N、N、F为变量，解得：N=- PN=- P-P cos-sin其中：A=S sin- L2cos-Scos- L2sin+rcos+2rsin B=-sin-2sin其中，力P由平衡条件求出： P=（2）将上式（2）代入得：F=(2-B) (3)此时的F力即为能使转矩限制器以M临转矩传递动力的最小值，为弹簧的预紧力。2）滑转爬坡时的受力分析Fe、Fk分别为滑动拨销在被动盘销孔内移动时产生的牵连惯性力和科里奥利力；由于科氏力Fk对摩擦功耗影响很小，因此略去。现求加速度ae用正弦定理：，其中上式中为常数，令=45，因角度很小，因此牵连加速度的方向向外，产生的惯性力方向指向圆心。可以证明当=0时: f+f-Psin+F+Fr+ Fe+fPcos=0 -Pcos+N-N- fPsin=0 NL1+fr-PcosL2 +PsinS- fPScos- fP L2sin-fr =0由于爬坡时转矩限制器不在传递动力，故应以弹簧力F（假设爬坡时弹簧力不变）为已知力，以N、N、P为未知量，解得：N=- PN=- P-P cos-Psin其中：A=Ssin- L2cos-Scos- L2sin+rcos+2rsin B=-sin-2sin3）越过斜面顶峰后的受力分析： -f-f-Psin0+F+Fr+Fe-fPcos0=0 Psin0-N+N-fPcos0=0 NL1-fr+PScos0 -Psin0L2+ fP L2cos0+fr + fPSsin0=0以N、N、P(同样地,此时F为已知量)为变量，解得：N=- PN=(sin- -cos)P其中：A=S sin- L2cos+Scos+ L2sin-rcos+2rsin B=-sin-2sin1.3.2，转矩限制器的功耗种类当转矩超过临界转矩M临时，转矩限制器打滑，转矩限制器打滑时消耗的功率计算如下：1），滑动拨销在圆弧面滑动时，消耗的功率NH1。2），滑动拨销在上坡面滑动时，消耗的功率NH2。3），滑动拨销在下坡面滑动时，消耗的功率NH3。4），滑动拨销在主动盘内圆柱面缩回滑动时，消耗的功率NH4。5），滑动拨销在主动盘内圆柱面伸出滑动时，消耗的功率NH5。这里注意：1）滑动拨销与从动盘内表面间的正压力因与内表面始终垂直，故不产生功耗。2）当滑动拨销压缩弹簧缩回时，所消耗功率变为弹簧的弹性势能，当滑动拨销越过上坡段进入下坡段时，弹性势能会释放出来，变为驱动主动盘的动力（详见下）。因此滑动拨沿从动盘内表面转动一周时，功率消耗NH= NH1+ NH2+ NH3+ NH4+ NH5。1.3，转矩限制器的改进1.3.1，上述转矩限制器的缺点：1）实际的转矩限制器当要传递大转矩时，需要的力F很大，用螺旋弹簧很难达到要求，且弹簧力压缩过程中弹力增加很大，能耗增加。2）超越过程中滑动拨销会撞击主动盘产生冲击。3）滑动拨销在圆弧面滑动时，由于摩擦力与弹簧力成正比，而弹簧力很大，消耗的功率NH1很大，造成不必要的能耗。4）单个拨销承受的力较大，影响其使用寿命。为此做如下改进(参见图解4):1.4，转矩限制器功率消耗的计算表达式在整个滑动拨销滑动过程中，由于是产生的摩擦力为变力，计算比较复杂，为简化起见，将变力视为恒力，恒力的数值等于滑动拨销在各个阶段处于中间位置时变力的值（简称中间值，用角标D表示），于是消耗的功率就等于其中间值乘以各自经过的距离。NH12RFNH2fPDH1NH3fPDH2NH4（f+f）H1cosNH5（f+f）H1cos1.5，转矩限制器功率消耗的实际计算由于，转矩限制器功率消耗的计算表达式非常复杂，无法用通用的表达式进行表述，只能针对具体实例计算。下面举例如下：设某一转矩限制器，构造和尺寸见图5。设滑转前主、被动盘的转速为n=1900rpm，滑转后被动盘的转速n1=950rpm，临界转矩M临=600N-m，计算如下： 42，机械变矩器的构造和工作原理机械变矩器按档位数分为单级变矩器和多级变矩器。所谓单级变矩器(以下简称单变器)就是具有两个档位的变矩器，所谓多级变矩器（以下简称多变器）就是将若干个单变器串联在一起，构成具有多个档位变化的变矩器。先介绍单变器的构造和原理。1.1，单变器的构造和原理1），构造见图1，该构造与同轴线式的齿轮减速器2构造类似（例如，将输入轴与输出轴布置在同一轴线上，用两对齿轮减速等）。不同之处是加装了超越离合器、转矩限制器。其中超越离合器的外圈与输入齿轮做成一体，超越离合器的星轮与输入轴、转矩限制器的主动盘做成一体，转矩限制器的从动盘与输出齿轮做成一体。2），工作原理在阐述机械变矩器的工作原理之前，先作两点说明：a，从输入端方向看，输入轴的旋转方向为顺时针方向，超越离合器的安装方式如A-A局部剖面图所示。b，机械变矩器在进行转速比切换时，所对应的外界转矩称为临界转矩M临。当外界转矩MM临时 ,称为大负荷状态；反之当MM临时 ,称为小负荷状态。下面阐述机械变矩器的工作过程。假定外界负荷由小到大变化。a，当外界为小负荷状态(MM临时在弹簧预紧力的作用下，转矩限制器接合，转矩限制器的主动盘将拨动滑动拨销，带动输出齿轮做等速运转。此时动力经输入轴、超越离合器的星轮、转矩限制器、输出齿轮，经输出轴输出。由于动力通过转矩限制器直接输出，因此动力是高速（等速）输出的。注意：由于输出齿轮的顺时针转动，动力也经中间轴联二齿轮传递到输入齿轮上，但该传动为增速传动，故超越离合器外圈的转速高于星轮的转速，二者自动分离，动力就此终止而不会产生干涉。b，当外界为大负荷(MM临)时由于所传递的转矩超过转矩限制器的工作转矩，此时转矩限制器的主动盘拨动滑动拨销产生的轴向分力大于测力弹簧的预紧力，圆锥拨销回缩，于是转矩限制器打滑。随着输入轴的继续转动，动力则经超越离合器的星轮、超越离合器的外圈、输入齿轮、联二大齿轮、联二小齿轮、输出齿轮，经输出轴输出。由于动力通过两对减速齿轮对转出，因此动力是经降速后输出。综上所述，当外界为小负荷时，同轴线式机械变矩器的输出轴转速是以等速（高速）输出的；当外界为大负荷时，同轴线式机械变矩器的输出轴转速是以降速（低速）输出的。至此完成本机构根据外界负荷的变化自动调整输出轴转速的功能。以上讨论的是负荷由小到大的自动变速（由高速档变为低速档）过程，负荷由大到小的自动变速（由低速档变为高速档）过程类似，不再赘述。1.2，多级变矩器的构造和原理单变器只具有两个档位速度变换，实际工况中经常需要多档位变速的情况，因此讨论多级变矩器非常具有实际的意义。所谓多变器，就是将若干个单变器串联起来，构成一个具有多档位的自动变矩装置（见图）。为了便于说明，我们将各单变器的动力输入和输出口分别称为输入端和输出端，而将多变器的动力输入口和输出口称为输入轴和输出轴。下面以两级多变器（由两个单变器串联起来）为例，进行讨论。1.2.1，两级多变器的构造由图（）可见，其构造就是将第一级单变器的输出端与第二级单级变矩器的输入端连接，变构成了两级多变器。设第一、二单变器的临界转矩值分别为M临1、M临2，各单变器低速传动时的变速比分别为I1、I2，用I表示整个变矩器的传动比。按照工作方式的不同，两级多变器可分为三档位和四档位两种工作情况。1），两级三档位多变器的工作原理设M临2,显然M临2M临1当外界转矩M小于M临1时，显然，各单变器均为直接档，多变器工作在第四档位上，其传动比I4=1，当外界转矩增加到MM临1时，第一级单变器首先由直接档变为低速档，多变器工作在第三档位上，其传动比I4=I2，随外界转矩增加到MM临2时，第二级单变器由直接档变为低速档，此时第一级单变器输出端的转矩下降为其传动比为I1，于是多变器进入到第一档工作，此时多变器的传动比I1= I1I22），二级四档位多变器的工作原理设第一、二、三单变器的临界转矩值分别为M临1、M临2、M临3。第一、二、三单变器各自的输出端的实际转矩值分别用M1出、M2出、M3出表示，设原动机（发动机）的工作转矩范围为WF下WF上，并设。则当原动机输出轴的转矩达到WF上时，变矩器应自动降速运行，降速比为i0，此时原动机输出轴的转矩变为，随着外界转矩的继续增加，原动机输出轴的转矩由WF下向上增加，当增加到WF上时，变矩器自动再以降速比为i0降速一档，以下类推，所以能使原动机始终工作在理想的工作状态。因此理想的在不考虑变矩器自身效率的前提下，自变器各档位之间的传动比为i0。于是与发动机理想配合的三级四档位多变器的传动比为：i，ii0；ii0设外界转矩M由小到大变化，则：当外界转矩MML1=MF1时，三级多变器的传动比I8=1。当M临1MM临2时：第一级变矩器为低速运转，变速比为I1，第二、三级变矩器为直接传动，变速比皆为1，故I7= I1。当M临2MM临3时：第二级变矩器为低速运转，第一级变矩器输出端的转矩为,由于M，故第一级变矩器为直接传动，故此时整个变矩器的传动比I3= I2。当MM临3时：第一、二级变矩器同为低速运转，第三级变矩器为直接传动，故此时整个变矩器的传动比I4= I1I2。当M临3MI1M临3时：第三级变矩器为低速运转，第二级变矩器输出端的转矩为,由于M临2，故第一、二级变矩器为直接传动，故此时整个变矩器的传动比I5= I3。I1、I2，第二、三级变矩器为直接传动，变速比皆为1，故I7= I1。2，机械自动变速机构的效率上面构造的机械式自动变速机构的工作过程使我们相信机械式自动变速成为现实的可能性，但一个机构能否广为接受，其工作效率是必须考虑的重要因素。下面对变速机构的效率进行分析。设每对齿轮啮合的传动效率齿=0.99，转矩限制器的传动效率转=0.99，超越离合器的传动效率超=0.99。2.1，高速传动时的效率显然，机械变矩高速传动的效率就是转矩限制器的传动效率，即机高=转=0.99。2.2，低速传动时的效率由传动效率的定义：低=，N输出：变速机构的输入功率， N输出：变速机构输出的功率。由低速传动的过程可知，输入到变速机构的功率分成了三部分：N输入= N输出+ N耗减 +N耗转其中：N耗减动力经两对齿轮减速传递后所消耗的功率。N耗转转矩限制器打滑时，消耗的功率。1），N耗减的