登高车复合式机械—静压双流传动系统的特点??   云浮登高车出租,  云浮登高车公司,  云浮登高车     行星轮系连接方式确定分速汇矩式双流传动系统中行星轮系的连接方式有六种。对于NGW型行星轮系，行星轮内轴承由于行星轮旋转过程中的离心作用而受20到径向力，因而不希望行星架长期工作使行星轮内轴承磨损过快，故应避免行星架作为机械输出端而长期处于高速选转状态，即方案（2）、（3）应避免采用。纯机械传动时行星轮系的传动比。由于k值大于1，若希望纯机械传动时行星轮系有一级减速比，则只有方案（1）合适，且此方案同第2.1.2节中的仿真实例所采用方案相同，已验证其可以实现离合器功能，故MHMCVT中单套双流传动系统采用方案（1）中连接方式。

     复合式双流传动系统是在单套双流传动系统的基础上通过将两套双流传动系统组合而得到的。单套双流传动系统有离合器的功能，可以设想复合式双流传动系统可以实现类似双离合器系统动力换挡的功能。双离合变速器是多离合器体系中的一种，双离合变速器换挡时采用挂入挡预置，挂出挡缓退的方式进行换挡，同时配合换出挡离合器逐渐接合，换入挡离合器逐渐分离的方式实现换挡过程中无动力中断。C1、C2分别表示离合器1及离合器2，G1~G7表示各级齿轮，并规定传动比abi为齿轮Ga、Gb之间的传动比。故一挡传动比1i为3712ii，二挡传动比2i为216745ii。设DCT初始状态为离合器C1结合，离合器C2分离，并以一挡工作。现由一挡换入二挡，则二挡同步器预先结合，此时离合器C2仍分离。换挡过程继续，离合器C1压紧力逐渐减小，离合器C2压紧力逐渐增大，当离合器C1完全分离，离合器C2完全结合后使一挡同步器分离，换挡完成。可见，双离合器系统在换挡的过程即是动力由离合器C1传递逐渐转变为由离合器C2传递，过程中随着离合器C1传递比重减小，离合器C2传递比重也在同步增大，从而使系统在换挡过程中整体无动力中断。仿照双离合变速器形式将两套双流传动系统组合可以得到所示结构。s1、r1、c1对应于双流传动系统1中行星轮系的太阳轮、齿圈和行星架；s2、r2、c2对应于双流传动系统2中行星轮系的太阳轮、齿圈和行星架。b1、b2分别对应于双流传动系统1和2中的液压泵；m1、m2分别对应于双流传动系统1和2中的液压马达。省略了一个马达，结构更加紧凑。根据2.1.2节所述，若采用节流阀堵转、单向离合器防止静压功率反传的方式模拟离合功能，当系统工作在1挡，则泵b1排量不为0，泵b2排量为0，油路阻断，单向离合器分离，泵b1起到保压作用，泵b2不对行星轮系2产生约束，若此时2挡同步器接合，则相当于2挡预置；当系统工作在2挡时，泵b1排量为0，泵b2排量不为0，油路阻断，单向离合器分离，泵b2保压，泵b1对行星轮系1失去约束，若此时1挡同步器接合，则相当于1挡预置。换挡过程即为这两个状态之间的过渡过程。过程中若单向离合器一直处于接合状态，则静压回路中可一直建立正压，换挡过程动力无中断。若系统采用变量马达，则系统工作在1挡时泵b1排量不为0，泵b2排量为0，变量马达m排量为0。由2.1.2节所述可知此时马达m输出转矩为0，马达轴由汇22流轴反拖，泵b1输出能量只转化为油路介质的弹性势能，b1保压，同时b2排量为0不对行星轮系2产生约束，若此时2挡同步器接合，则相当于2挡对应离合器分离，且2挡预置。若系统工作在2挡，则b2排量不为0，b1排量为0，m排量为0，b2保压，b1对行星轮系1不产生约束，若此时1挡同步器接合，则相当于1挡对应离合器分离，1挡预置。换挡过程为以上两状态间的过渡，过程中若一直保持静压回路中为正压，则换挡过程无动力中断。综上所述，复合式机械—静压双流传动系统具备传统双离合变速器的挡位预置功能，且在一定的控制方式下可以实现换挡过程无动力中断。

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   某型负载换挡变速器结构及原理广泛应用于登高车传动系统的某型负载换挡变速器。变速器由前、中、后三箱组成。前箱体主要容纳动力换挡模块，该模块为多离合器体系，可实现L、M、H、S挡位动力换挡（每个挡位均包含一个前进挡一个倒退挡）。中箱体为变速器主体部分，包含6个固定挡位。后箱体主要容纳登高车后桥，内置主减速器、差速器、行星轮边减速器。对于动力换挡部分本文只针对前进挡进行简要描述，倒退挡只给出路线图。图中AN为输入轴，AB为输出轴。图（a）中齿轮1、离合器C主动盘同输入轴固结，离合器C从动盘、离合器A主动盘固结与齿轮4上，离合器A从动盘与齿轮5固结，齿轮4、5空套在输入轴上。齿轮2与离合器D主动盘固结，齿轮3与离合器D从动盘、离合器B主动盘固结，齿轮6与离合器B从动盘、输出轴固结。齿轮2和齿轮3空套于输出轴上。齿轮对1-2、3-4、5-6为常啮合。其余各图中的固结、空套及啮合关系不变。为空挡，仅离合器C接合。前进L挡，在空挡的基础上接合离合器A使AN输入的动力经由离合器C、齿轮4、离合器A、齿轮对5-6输出。前进M挡，在前进L挡的基础上逐渐分离离合器C，同时逐渐接合离合器D可实现无动力中断换挡。前进M挡的动力由AN输入，经由齿轮对1-2、离合器D、齿轮对3-4、离合器A、齿轮对5-6传递到输出轴。前进H挡，在前进M挡基础上逐渐分离离合器D，同时逐渐接合离合器B、离合器C可实现到H挡的无动力中断过渡，其动力由AN输入，经由离合器C、齿轮对3-4、离合器B输出。前进S挡，在前进H挡基础上逐渐分离离合器C并逐渐接合离合器D完成动力换挡。前进S挡动力由AN输入，经齿轮对1-2、离合器D、齿轮3、离合器B输出。

     变速器中箱体包含1~6挡六个挡位，同时含有前置NO-KR两挡切换。NO挡将前箱体动力换挡部分传入的24转速再经两组大减速比齿轮对减速后传递到六速换挡部分；而KR挡则直接将前箱体动力换挡部分传入的转速导入六速换挡部分。挂NO挡时车辆速度整体较慢，所以将NO挡接合时的所有可换挡位称作爬行挡；挂KR挡时相当于前箱体和中箱体直连，将KR挡接合时的所有可换挡位称作普通挡。只考虑前进挡的前提下此变速器的理论挡位数为624，共48个挡位，其中爬行挡中有八个挡位所覆盖的速度区域重叠，故将其扣除，最终得到40个挡位。同样，其倒退挡位数也为40。图2.18为此型变速器40个前进挡位可以覆盖的速度范围。可以看出其挡位细分程度较高，速度覆盖范围广，更容易实现发动机转速的合理匹配。

    搭载复合式双流传动系统的负载换挡变速箱将述负载换挡变速箱的动力换挡部分用4挡复合式机械—静压双流传动系统代替可将原有变速箱改装为本文所研搭载MHMCVT系统的负载换挡变速箱。若MHMCVT系统仅用于动力换挡，则改装后的变速箱车速覆盖区域不变，且可实现无离合器动力换挡，消除多离合器动力换挡系统换挡过程中功率损失伴随元件剧烈磨损的弊端。若发挥MHMCVT在每一挡位下的无级变速功能，则可以在原变速箱基础上缩减挡位数目。值得注意的是抛开理论分析而言，实际设计中MHMCVT系统若采用，则需要对机械挡位进行合理排布。本文只对此新型结构做尝试性理论分析，为叙述简便，之后所述MHMCVT变速箱均指搭载MHMCVT系统的动力换挡变速箱。

     对HMCVT系统进行了结构及原理分析，基于分析结果确定了HMCVT模拟离合器功能的运作方式及相应要求；针对HMCVT系统常用的两种布局方式分别进行了基于AMEsim的初步建模，以是否方便实现离合器功能为前提，根据仿真结果确定选用分速汇矩式HMCVT系统组成所研MHMCVT系统；确定系统所用分动机构类型及其连接方式；确定了MHMCVT的基本布局；确定了搭载26MHMCVT系统的负载换挡变速箱型号分析了其原理；确定了MHMCVT变速箱的基本布局形式。

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