【正文】 。 換擋油壓重合曲線從試驗分析可知，離合器充油升壓變化規(guī)律的分析計算與試驗得到的結(jié)果是相符合的，但是在不同的工況下會差別很大。 試驗得到離合器結(jié)合油壓曲線 仿真得到離合器油壓曲線換擋過程是離合器結(jié)合和分離的過程，為了保證換擋過程平穩(wěn)，離合器結(jié)合與分離需要有一定的重疊[4950]。從圖上通過計算得出，由于節(jié)流口的作用，充油階段與調(diào)壓開始階段壓力區(qū)分不明顯。 調(diào)壓時間的計算結(jié)果d ()h=，L=19 h=6，L=15 h=6，L=13 d=d=d=1d ()h=，L=19 h=6，L=15 h=6，L=13 d=d=d=1 換擋操縱閥試驗分析對換擋操縱閥進(jìn)行裝車試驗，車型為裝載機(jī)ZL50。分析過程與計算結(jié)果和仿真圖形是相符的，因此我們在設(shè)計和調(diào)整調(diào)壓閥的調(diào)壓曲線時，通過調(diào)整這三個參數(shù)便可得到想要的結(jié)果。、。由調(diào)壓閥設(shè)計公式可知，在調(diào)壓閥結(jié)構(gòu)尺寸已確定的情況下，調(diào)壓曲線只與彈簧初始壓縮量、最大壓縮量和節(jié)流孔面積有關(guān)。因此，在離合器油缸進(jìn)油口加裝節(jié)流裝置時，一定要考慮對換擋操縱閥的影響。蓄能器彈簧的壓縮曲線也可以看出，在充油階段彈簧已經(jīng)開始壓縮，很快進(jìn)入調(diào)壓階段。因此要研究節(jié)流口前充油階段的油壓對整個調(diào)壓曲線的影響，由于充油階段的油壓高，換擋開始時便能克服蓄能器彈簧的預(yù)緊力推動調(diào)壓閥芯關(guān)閉蓄能器背腔回油箱通道，所以蓄能器在充油階段便開始起調(diào)壓作用，彈簧變硬，壓力在0~。由于充油結(jié)束和開始調(diào)壓的壓力變化較大，與裝載機(jī)實際工作狀況不相符，會影響離合器結(jié)合性能，因此我們要找出節(jié)流口對工作油壓變化的影響原因。 快慢換擋油壓曲線對比（3）離合器進(jìn)油路有無節(jié)流口對壓力曲線的影響離合器進(jìn)油節(jié)流口對離合器結(jié)合過程的影響，以ZL50裝載機(jī)離合器為例，在離合器殼體內(nèi)的進(jìn)油節(jié)流口可以簡化為兩個分別為5和6的薄壁節(jié)流口，將兩個節(jié)流口用于仿真模型中，進(jìn)行仿真。通過對比可以看出，快換擋調(diào)壓階段時間為1，充油時間和階躍升壓時間不變。（2）快慢換擋功能過程實現(xiàn)快換擋功能的是快換擋油路，執(zhí)行元件是二級閥，根據(jù)第三章和第四章的分析和設(shè)計，建立快換擋模型，并進(jìn)行仿真。通過分析更加清楚各個元件的工作原理、動態(tài)變化過程以及相互之間的影響。分析可知，隨著蓄能器背腔壓力的增加，調(diào)壓閥芯一直在閥芯的零開口位置左右移動，保證調(diào)節(jié)油壓相應(yīng)增加，調(diào)壓閥芯在整個調(diào)壓過程都處于動態(tài)平衡狀態(tài)。 蓄能器背腔油壓曲線，在0~，是充油階段，調(diào)壓閥各閥芯處于原位狀態(tài)，；~，是調(diào)壓階段，離合器油壓增加，調(diào)壓閥閥芯克服彈簧預(yù)緊力逐步關(guān)小調(diào)壓閥開口，直到完全關(guān)閉開始進(jìn)入調(diào)壓狀態(tài)，然后彈簧壓縮量逐漸增加，當(dāng)工作壓力達(dá)到壓力設(shè)定閥的設(shè)定壓力時，；，蓄能器彈簧逐漸復(fù)位，為下一次換擋做準(zhǔn)備。根據(jù)第三章講述的調(diào)壓閥的工作原理，背腔的油壓變化過程是與離合器油壓變化相對應(yīng)，(1)在0~，此時是離合器快速充油階段，蓄能器背腔油壓回油箱，壓力為零；（2）~，是調(diào)壓閥的調(diào)壓階段，蓄能器背腔油壓隨著系統(tǒng)油壓緩慢上升；（3）~，離合器階躍升壓階段，蓄能器背腔油壓和系統(tǒng)油壓相通，背腔油壓迅速上升。在充油階段后流量在零附近做微小波動。 離合器工作油壓曲線，流量主要集中在充油階段。同樣與設(shè)計曲線相符。,，壓力升壓平穩(wěn)，與設(shè)計油壓曲線的調(diào)壓階段相符合，因此調(diào)壓閥的設(shè)計過程及閥的參數(shù)選取是合理的。調(diào)壓階段。在充油過程中壓力油只需克服離合器回位彈簧力，由于離合器回位彈簧彈性系數(shù)較小且活塞行程較小，因此在充油階段壓力變化不大?？焖俪溆碗A段。 系統(tǒng)模型1—油泵；2—主壓力閥；3—電磁閥；4—換擋閥；5—離合器油缸；6—壓力設(shè)定閥；7—排油閥；8—調(diào)壓閥；11和12—節(jié)流孔 仿真結(jié)果分析（1）充油升壓過程分析根據(jù)設(shè)計液壓原理圖和設(shè)計的各功能元件的參數(shù)建立仿真模型，是慢換擋時的離合器工作油壓曲線。根據(jù)第四章設(shè)計的參數(shù)，設(shè)置仿真模型中各元件進(jìn)行參數(shù)。仿真的目的是驗證換擋操縱閥的功能和調(diào)壓特性，檢驗對離合器升壓特性、換擋操縱閥工作原理和設(shè)計過程的正確性，同時分析影響換擋操縱閥工作性能的因素。通過實際設(shè)計經(jīng)驗的積累和理論分析，AMESIM軟件可以幫我們節(jié)約大量的建模時間和精力。該庫被看作是液壓元件建模的工程語言，因為是基于結(jié)構(gòu)單元建模，因此模型層次的理解非常清晰直觀。廣泛應(yīng)用于汽車、飛機(jī)及工業(yè)自動化設(shè)備的液壓系統(tǒng)設(shè)計及仿真。第六章 電液換擋系統(tǒng)仿真與試驗分析 AMESIM軟件介紹AMESIM（Advanced Modeling Environment for Simulation of engineering systems）是法國Imagine公司于1995年推出的基于鍵合圖的液壓/機(jī)械系統(tǒng)建模、仿真及動力學(xué)分析軟件[4748]。時的穿越頻率大于幅頻特性在0dB時的穿越頻率，由對數(shù)特性的穩(wěn)定性判據(jù)可知，系統(tǒng)是穩(wěn)定的。 通過運通MATLAB里的系統(tǒng)穩(wěn)定性分析功能，得到反應(yīng)系統(tǒng)穩(wěn)定性的Bode圖。三式的拉斯變換公式為： （513） （514） （515）由以上三個基本方程可以得到控制系統(tǒng)的傳遞函數(shù)為，（516）由式516可以求出閥芯輸入位移和負(fù)載力同時作用時液壓缸活塞的輸出位移，忽略阻尼系數(shù)，對傳遞方程進(jìn)行簡化可得公式： （517）如果負(fù)載剛度和液壓剛度比遠(yuǎn)小于1，則式可進(jìn)一步簡化為： (518)式中：—液壓固有頻率，； —阻尼比， ； —慣性環(huán)節(jié)轉(zhuǎn)折頻率， ； —液壓彈簧剛度， 。液壓缸受力平衡方程為： （512）式中，—活塞及負(fù)載折算到活塞上的總質(zhì)量；—作用外力。（1）對閥的流量進(jìn)行線性化為方程為： （59）式中：—負(fù)載流量； —滑閥流量增益； —滑閥流量壓力系數(shù)； —滑閥閥芯位移量；（2）液壓缸流量方程：液壓缸的流量方程為：， （510）式中，—活塞的面積； —活塞位移； —液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)； —液壓缸外泄漏系數(shù)； —有效體積彈性模量； —液壓缸進(jìn)油腔的容積；式中：—進(jìn)油腔的初始容積；將兩式合并可得流量方程為： （511）（3）液壓缸與負(fù)載的力平衡方程：液壓動力元件的動態(tài)特性受負(fù)載特性能的影響。為了推導(dǎo)液壓動力元件的傳遞函數(shù)，首先要列基本方程，即換擋閥的流量方程、液壓缸流量連續(xù)性方程和液壓缸與負(fù)載的力平衡方程[4045]。采用傳遞函數(shù)作為閥控液壓缸系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型?？梢园严到y(tǒng)簡化為換擋閥控制單個離合器的簡單模型。 閥控液壓缸穩(wěn)定性分析 液壓系統(tǒng)建模，為了便于研究，將液系統(tǒng)進(jìn)行簡化。調(diào)壓閥的結(jié)構(gòu)確定后，研究調(diào)壓閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對調(diào)壓性能影響，通過改變彈簧彈性系數(shù)和預(yù)壓縮量和節(jié)流孔面積改變調(diào)壓性能，、。通過節(jié)流孔O2的流量為： （55）由于調(diào)壓過程中，離合器油缸已經(jīng)充滿油，通過調(diào)壓閥芯進(jìn)油口的流量等于進(jìn)入調(diào)壓閥芯左端和蓄能器背壓腔的流量之和。當(dāng)離合器油缸充滿油，離合器油缸內(nèi)的壓力快速上升，調(diào)壓閥開始工作[39]。按照系統(tǒng)組成，分別建立調(diào)壓閥芯、蓄能器柱塞的數(shù)學(xué)模型[3638]。 調(diào)壓閥的動態(tài)性能研究 建立動態(tài)仿真模型，對調(diào)壓閥的調(diào)壓過程進(jìn)行動力學(xué)分析，并建立數(shù)學(xué)模型。 第五章 換擋操縱閥動態(tài)和穩(wěn)定性分析第五章 換擋操縱閥的動態(tài)和穩(wěn)定性分析換擋操縱閥作為提高換擋品質(zhì)的關(guān)鍵部件，需要對換擋操縱閥的關(guān)鍵特性進(jìn)行動態(tài)和穩(wěn)定性分析。 本章小結(jié)本章對調(diào)壓閥、主壓力閥、減壓閥進(jìn)行力學(xué)分析和節(jié)流孔的流量分析，對影響工作性能的參數(shù)進(jìn)行研究，通過分析總結(jié)了各閥的工作性能、結(jié)構(gòu)特點以及設(shè)計方法和步驟。 設(shè)計結(jié)果根據(jù)離合器油缸的充油流量為，充油時間,調(diào)壓時間為，以及速度離合器先于方向離合器的換擋要求。通過薄壁小孔的流量與其前后壓力差的關(guān)系式為 （428）式中，—薄壁小孔通流面積，其中； —節(jié)流孔的直徑； —小孔前后的壓力差； —油液密度； —流量系數(shù)。 節(jié)流孔設(shè)計 節(jié)流孔壓力流量分析操縱閥中設(shè)計的節(jié)流孔結(jié)構(gòu)都是薄壁小孔節(jié)流。 設(shè)計結(jié)果（1）減壓閥設(shè)計要求a)；b)出口壓力為1；c)額定流量為6；d) 壓力變化范圍為；根據(jù)主閥流量方程42主閥芯受力平衡方程425和減壓原理分析，計算減壓閥的尺寸參數(shù)。當(dāng)閥芯結(jié)構(gòu)確定后，為了減小減壓閥的壓力穩(wěn)定性，通常選擇較小值或較大的，但增加會增加閥的結(jié)構(gòu)尺寸?？紤]到流量對減壓閥出口壓力的影響，在選擇閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)時，一般增加閥芯直徑和流經(jīng)主閥口的速度方向角。 設(shè)計分析減壓閥應(yīng)能夠在調(diào)壓范圍內(nèi)保證減壓閥的基本性能；流量對出口壓力的影響，當(dāng)閥的進(jìn)口壓力恒定時，通過閥的流量的變化往往引起出口壓力變化，使出口壓力不能保持恒定；閥的進(jìn)口壓力變化也會影響出口壓力，應(yīng)保證減壓閥的動態(tài)性能良好。1)方程右邊第一項，為克服彈簧力所建立的油壓值，其中為變量；2)方程右邊第二項，為克服閥口液動力建立的油壓值。主閥芯受力平衡方程為 （425） 式中：—主閥彈簧預(yù)壓縮量； —主閥閥口最大開口長度； —液流流經(jīng)主閥閥口的速度方向角，因主閥為滑閥，因此； —主閥閥芯油壓作用面積。 減壓閥力學(xué)分析和設(shè)計計算 減壓閥力學(xué)分析，根據(jù)減壓閥工作原理對減壓閥進(jìn)行力學(xué)分析。 主壓力閥設(shè)計（1）主壓力閥的設(shè)計要求：a)系統(tǒng)的額定流量為70；b)；c)壓力變化范圍為；d)彈簧腔壓力為1；e)；（2）根據(jù)公式422和以上分析結(jié)果，主壓力閥的設(shè)計結(jié)果為閥芯的直徑為26，阻尼孔直徑為2，彈簧的彈性系數(shù)為18N/，初始壓縮量為15，封油長度為2。因此在彈簧腔引入固定壓力油，減小彈簧的彈性系數(shù)，使得主壓力閥流量變化比較大時主壓力值變化較小。但減小將減小主壓力閥的通流能力，增大直徑又會增加主壓力閥的結(jié)構(gòu)尺寸，因此要從彈簧彈性系數(shù)方面考慮。忽略液動力的影響，簡化公式421，整理可得 （422） 設(shè)計分析根據(jù)主壓力閥的力學(xué)分析過程，要想得到合理的壓力控制功能，必須對影響壓力的參數(shù)進(jìn)行分析，設(shè)計出合理的結(jié)構(gòu)和參數(shù)。公式421給出了直動式主壓力閥的工作壓力的表達(dá)式，實際上，滑閥開啟后受流經(jīng)閥口的液動力的影響，主壓力閥的進(jìn)口壓力還要提高，直到所有作用在滑閥上的力完全平衡為止。將已知參數(shù)帶入上式，求得；(7)在設(shè)計過程中要用推導(dǎo)出的數(shù)學(xué)公式反復(fù)驗算，所設(shè)計的結(jié)構(gòu)參數(shù)應(yīng)滿足調(diào)壓閥的性能要求。初步設(shè)計調(diào)壓閥芯和蓄能器柱塞的直徑分別為20和26，其對應(yīng)的面積為；。 設(shè)計結(jié)果按照調(diào)壓閥設(shè)計方法和設(shè)計步驟，根據(jù)ZL50裝載機(jī)變速箱實際工況設(shè)計調(diào)壓閥： (1) 根據(jù)ZL50裝載機(jī)的工作狀況，大于充油過程時的油壓，取，；(2)，；(3) 調(diào)壓閥的結(jié)構(gòu)為節(jié)流型調(diào)壓閥。 (7)根據(jù)選定參數(shù)，用的緩沖時間公式和選定的緩沖時間設(shè)計節(jié)流孔直徑，一般根據(jù)實驗確定。(5)選定活塞