履带车辆无级变速器设计操纵机构设计
1总装图4内容换挡油路论文正文目录调速油路外文翻译文献油路
ID文件名称文件格式文件大小(KB)操作
正在加载...请等待或重新刷新本页面！
§1.1 液压机械无级变速器
车辆工程专业毕业设计 包含CAD图纸 说明书 开题报告等，科大学长历时三个月完成，保质保量。
履带车辆工作条件复杂，外界负荷复杂多变，要求发动机或变速器能适时的改变转矩的大小或转速，以保证拖拉机的动力性和经济性。传统变速箱虽能通过换挡达到一定的要求，但其挡位有限，无法实现无级变速。液压机械无级变速器（HMCVT）是一种液压功率流与机械功率流并联的新型转动装置，液压机械无级变速器是综合了机械传动高效率和液压传动无级变速两方面优点的新型传动机构。液压机械无级传动是一种双功率流传动系统，分为液压功率和机械功率两路传递，分流机构分流后液压马达在正向和反向最大速度之间来回无级变速。其每一个行程和行星齿轮机构的一种工况相配合，最后两路汇合成由若干无级调速段相衔接并逐段升高的全程无级输出速度。液压元件只负担最大功率的一部分，其他功率都由机械路传递。这相当于将液压无级变速功率扩大，传动总效率相对于液压传动也显著提高，和液力机械传动相比，装载量最大可提高30%，燃油经济性最大可提高25%。其特点是通过机械传动实现功率传递，通过液压机械相结合实现无级变速。目前，国外先进的拖拉机、工程车辆已经采用液压无级变速器，如日本小松公司开发的液压机械无级传动运用到推土机上，和传统的液压推土机相比，其装载量可提高30%，燃油经济性提高25%。我国是一个人均能源，资源贫乏的发展中国家，提高燃油的经济性尤为重要。目前，我国在这方面的研究处于理论研究阶段。
为了研究的方便，现以东方红1302拖拉机为原形设计无级变速器，建立其速比与变量泵定量马达排量比，液压功率分流比的关系式，并绘制特性曲线。结果表明，变量泵和定量马达所分功率越少，则液压机械无级变速器效率越高。液压机械无级变速器具有可控的无级调速和高效率特性。
下载地址 (所需金额：250沐风币）
图纸发布者
自由设计师
作者热门图纸
作者其他图纸
当前分类本月下载排行
下载之前，如有问题，请君，已阅读到文档的结尾了呢~~
新型多段液压机械无级变速器效..
扫扫二维码，随身浏览文档
手机或平板扫扫即可继续访问
新型多段液压机械无级变速器效率特性分析
举报该文档为侵权文档。
举报该文档含有违规或不良信息。
反馈该文档无法正常浏览。
举报该文档为重复文档。
推荐理由：
将文档分享至：
分享完整地址
文档地址：
粘贴到BBS或博客
flash地址：
支持嵌入FLASH地址的网站使用
html代码：
&embed src='/DocinViewer--144.swf' width='100%' height='600' type=application/x-shockwave-flash ALLOWFULLSCREEN='true' ALLOWSCRIPTACCESS='always'&&/embed&
450px*300px480px*400px650px*490px
支持嵌入HTML代码的网站使用
您的内容已经提交成功
您所提交的内容需要审核后才能发布，请您等待！
3秒自动关闭窗口液压机械无级变速器的速比调节规律研究_图文_百度文库
两大类热门资源免费畅读
续费一年阅读会员，立省24元！
液压机械无级变速器的速比调节规律研究
上传于||文档简介
&&液​压​机​械​无​级​变​速​器​的​速​比​调​节​规​律​研​究
阅读已结束，如果下载本文需要使用0下载券
想免费下载更多文档？
下载文档到电脑，查找使用更方便
还剩1页未读，继续阅读
你可能喜欢 上传我的文档
 下载
 收藏
该文档贡献者很忙，什么也没留下。
 下载此文档
正在努力加载中...
拖拉机液压机械无级变速器特性研究
下载积分：2000
内容提示：拖拉机液压机械无级变速器特性研究，液压无级变速器，液压 机械 无级变速器，无级变速器，机械式无级变速器，cvt无级变速器，无级变速器的优缺点，无级变速器工作原理，小型拖拉机液压系统，拖拉机液压提升器
文档格式：PDF|
浏览次数：0|
上传日期： 23:43:17|
文档星级：
该用户还上传了这些文档
拖拉机液压机械无级变速器特性研究
官方公共微信静液压式无级变速器的制作方法
专利名称静液压式无级变速器的制作方法
技术领域本发明涉及静液压式无级变速器，它是防止工作液压在减速时过度增大的装置。
作为自动两轮车和汽车的无级变速器，已公知的有静液压式无级变速器。这样的静液压式无级变速器例如在特开平7-56340号公报、特开平4-203553号公报等中公开了，在图6中画出了其大致结构。
如图6所示，这种静液压式无级变速器具有与发动机曲轴侧相连的定容型旋转斜盘液压泵P、连接在驱动轮侧的变容型旋转斜盘液压马达M。液压泵P与液压马达M通过在正常负荷运转时是低压油路而在减速时即逆负荷运转时是高压油路的内油路(低压油路)52、以及在正常负荷运转时是高压油路而在逆负荷运转时是低压油路的外油路(高压油路)53构成液压封闭环路地相连。与从贮油槽87起上吸油的补给泵88相连的补给油路47在通过第一止回阀95与内油路52相连的同时，通过第二止回阀96与外油路53相连。
此外，在内油路52及外油路53之间设置了响应于驾驶者离合器操作地工作的离合器阀69。离合器阀69可以在阻断两油路52、53的离合器接通位置、连通两油路52、53的离合器断开位置以及连通两油路52、53且向外开放的连通开放位置之间转换。
在外油路53与内油路52之间设置了控压阀97。当在正常负荷运转过程中即在加速时是高压侧的外油路53的油路高于一定值时，通过控压阀97将外油路53的部分液压油引入内油路52中，从而防止了外油路53的油压过高。
在具有上述结构的静液压式无级变速器中，在逆负荷运转时即发动机制动时，转变为由车轮侧驱动并且液压马达M发挥了泵的作用，而液压泵P发挥了马达的作用，从而外油路53变为低压油路，内油路52变为高压油路。尤其是在自动两轮车等车辆中，在小跳跃后的前轮落地时，内油路52内的液压增大。这样一来，为了在内油路52侧的液压过高时增大耐压性，变速器本身必须要大型化。
鉴于以下事实而制定了本发明，即在静液压式无级变速器中，不仅如上所述地实现了防止液压油在正常负荷运转过程中过度增大，而且考虑了无法实现防止液压油在减速时的过度增大的问题。
解决上述问题的本发明结构的特点是，一种静液压式无级变速器，在液压泵与液压马达之间，由从所述液压泵向所述液压马达输送液压油的高压油路和从所述液压马达向所述液压泵输送液压油的低压油路构成液压封闭环路，其特征在于设置了当所述低压油路的压力超过规定值时使所述低压油路的油压向所述高压油路开放的控压阀。
根据具有上述结构的静液压式无级变速器，即使在正常行驶时是低压侧的液压环路的液压因液压马达在减速时起到了液压泵的作用而变成高压，在该液压超过预定值时，开启控压阀地将液压油引向在正常行驶时是高压侧而在减速时是低压侧的高压油路，从而防止了低压油路内的液压变得过高。
根据本发明的静液压式无级变速器，在液压泵与液压马达之间，由从所述液压泵向所述液压马达输送液压油的高压油路和从所述液压马达向所述液压泵输送液压油的低压油路构成的液压封闭环路，设置了当所述低压油路的压力超过规定值时使所述低压油路的油压向所述高压油路开放的控压阀，因而，即使在正常行驶时是低压侧的液压环路的液压因液压马达在减速时起到了液压泵的作用而变成高压，在该液压超过预定值时，开启减压阀地将液压油引向在正常行驶时是高压侧而在减速时是低压侧的高压油路，从而防止了低压油路内的液压变得过高。尤其是在自动两轮车等车辆中，能够防止无级变速器内的液压在小跳跃后的前轮落地时过度增大并且不用担心会在无级变速器中引起不适。
图1是本发明静液压式无级变速器的结构草图。
图2是适用于车辆动力装置中的一个实施例的静液压式无级变速器的纵截面图。
图3是图2所示实施例的止回阀部分的纵截面图。
图4是图2所示实施例的控压阀部分的纵截面图。
图5是表示图2所示实施例的阀的配置结构的侧视示意图。
图6是传统的静液压式无级变速器的结构草图。
符号说明4-外壳；5-中空输入轴；8-缸孔；7-泵筒；10-板(泵)；12-泵斜盘；17-马达液压缸；18-缸孔；20-板(马达)；22-马达斜盘；31-输出轴；47-补给油路；52-内油路；53-外油路；56-环体；57-第一阀孔；58-第二阀孔；59-泵口；60-马达口；61-第一分配阀；62-第二分配阀；63-第一偏心轮；64-第二偏心轮；67-第一胀环；68-第二胀环；88-补给泵；95-第一止回阀；96-第二止回阀；97-控压阀；130-发动机制动控压阀；B-液压缸体；M-旋转斜盘液压马达；P-旋转斜盘液压泵；图1是本发明静液压式无级变速器的结构草图，图2是适用于车辆动力装置中的一个实施例的静液压式无级变速器的纵截面图，图3是图2所示实施例的止回阀部分的纵截面图，图4同样画出了控压阀部分的纵截面，图5是表示阀配置结构的侧视示意图。
如图1所示，该静液压式无级变速器的基本结构与传统的静液压式无级变速器一样。就是说，这种静液压式无级变速器具有与发动机曲轴侧相连的定容型旋转斜盘液压泵P、连接在驱动轮侧的变容型旋转斜盘液压马达M。液压泵P与液压马达M通过在正常负荷运转时是低压油路而在减速时即逆负荷运转时是高压油路的内油路(低压油路)52以及在正常负荷运转时是高压油路而在逆负荷运转时是低压油路的外油路(高压油路)53构成液压封闭环路地相连。与由贮油槽87起上吸油的补给泵88相连的补给油路47在通过第一止回阀95与内油路52相连的同时，通过第二止回阀96与外油路53相连。
此外，在内油路52及外油路53之间设置了响应于驾驶者离合器操作地工作的离合器阀69。离合器阀69可以在阻断两油路52、53的离合器接通位置、连通两油路52、53的离合器断开位置以及连通两油路52、53且向外开放的连通开放位置之间转换。
在外油路53与内油路52之间设置了控压阀97。当在正常负荷运转过程中即加速时是高压侧的外油路53的油路高于一定值时，通过控压阀97将外油路53的部分液压油引入内油路52中，从而防止了油压过高。
在本发明中，在上述结构的基础上，还在外油路53与内油路52之间设置了发动机制动控压阀130。在逆负荷运转过程中即在减速时，当在正常负荷运转时是低压侧的内油路52的油路超过一定值时，内油路52的部分液压油通过发动机制动控压阀130而被引向外油路53，从而防止了液压过高。
接着，详细说明一个实施例的静液压式无级变速器的结构。在图2中，旋转斜盘液压泵P包括具有一次减速器的输出齿轮2a的中空输入轴5、通过球轴承6可相对转动地支承在中空输入轴5内周壁上的泵筒7、围绕转动轴线地环绕设置在泵筒7上的多个缸孔8、分别可自由滑动地嵌装在各缸孔8内的多个泵凸缘9、使前面接触并配合各泵凸缘9的外端的板10、保持以与泵筒7的轴线垂直相交的假想耳轴轴心O1为中心地使板10相对泵筒7的轴线倾斜一定角度的状态地通过向心推力轴承13及径向止推轴承14支承板10的泵斜盘12。泵斜盘12与中空输入轴5成一体。
泵斜盘12在中空输入轴5转动时通过板10、轴承13、14而赋予泵凸缘9往复运动地反复进行吸油和喷油过程。
液压马达M与所述泵筒7成一体，并且包括在与泵筒7相同的轴位于图2的右方的马达液压缸17、围绕转动轴线地环绕设置在马达液压缸17上的缸孔18、分别可自由滑动地嵌装在各缸孔18内的多个马达凸缘19、使前面接触并配合各马达凸缘19的外端的板20、通过向心推力轴承27及径向止推轴承28支承板20的马达斜盘22、支承马达斜盘22的背面的马达斜盘锚固部23。
相互接触的马达斜盘22与马达斜盘锚固部23的相对接触面22a、23a被制成以马达液压缸17的轴线和耳轴的轴心O2相交的交点为中心的球面形状。此外，马达斜盘22可以绕耳轴轴心O2相对转动地支承在马达斜盘锚固部23上。
筒状缸座24被连接在马达斜盘锚固部23的马达液压缸17侧端上。在缸座24与马达液压缸17的外周之间，设置了球轴承25。
板20通过利用与马达80相连的滚珠丝杠机构79使马达斜盘22绕耳轴轴心O2转动而在相对马达液压缸17的轴线成直角的直立位置与以某个角度倾斜的最大倾斜位置之间工作。在倾斜状态下，能够赋予伴随马达液压缸17转动的马达凸缘19以往复移动地反复进行膨胀及收缩过程。
泵筒7及马达液压缸17相互连成一体并且构成了液压缸体B，液压缸体B与输出轴31成一体。
以输出轴31的液压缸体B为界地，其一侧贯穿了板10及马泵斜盘12并且通过向心止推轴承33支承泵斜盘12的端部。此外，在泵斜盘12与外壳4之间设置了球轴承35。
以输出轴31的液压缸体B为界地，另一侧贯穿板20、马达斜盘22及马达斜盘锚固部23地延伸。在输出轴31的端部(图2的右端)上，通过向心止推轴承41支承着马达斜盘锚固部23。马达斜盘锚固部23与外壳4成一体。沿输出轴31轴向向外地在输出轴31外周上安装了二次减速器的输入齿轮3a。
与液压缸体B成一体的中空输出轴31的内部成为补给油路47。在输出轴31的一端上，补给油路47通过滤油器89、补给泵88与贮油槽87相连。而在输出轴31的另一端上，补给油路47通过塞48被堵住或者节流地被打开。
在泵筒7的缸孔8组与马达液压缸17的缸孔18组之间，在输出轴31的外周面上形成了环槽，在与输出轴31嵌装成一体的液压缸体B的内周面上形成环状内油路52。此外，在液压缸体B的外周面上形成了环槽，在一体嵌装在液压缸体B的外周面上的环体56的内周面上形成了环状外油路53。
与缸孔8一样多的第一阀孔57如此设置在缸孔8组侧，即放射状地贯穿了在泵筒7的缸孔8组与马达液压缸17的缸孔18组之间的液压缸体B的内油路52与外油路53之间的环形隔壁以及外油路53的外周壁即环体56，与缸孔18一样多的第二阀孔58也设置在缸孔18组侧。各缸孔8与第一阀孔57通过泵口59互相连通，而各缸孔18与第二阀孔58通过马达口60相互连通。
滑阀型第一分配阀61可以自由滑动地嵌装在第一阀孔57上，而滑阀型第二分配阀62也可以自由滑动地嵌装在第二阀孔58上。因而，围绕这些第一分配阀61的第一偏心轮(偏心凸轮)63通过滑环(或球轴承)56、66与第一分配阀61的外端相互配合，而围绕第二分配阀62的第二偏心轮(偏心凸轮)64通过滑环(或球轴承)56、66与第一分配阀62的外端相互配合。
第一分配阀61的外端部通过与第一偏心轮63同心的第一胀环67相连，此外，第二分配阀62的外端部与第二偏心轮64同心的第二胀环68相连。
第一偏心轮63被设置成与中空输入轴5成一体并且使其沿所述泵斜盘12的斜移中心(假想耳轴轴心O1)偏离液压缸体B的中心一段预定距离地定位。此外，第二偏心轮64与所述缸座24连设成一体、并且使其沿所述马达斜盘20的斜移中心(假想耳轴轴心O2)偏离液压缸体B的中心一段预定距离地定位。
在这里，说明第一分配阀61的作用，当中空输入轴5与泵筒7即液压缸体B之间产生相对转动时，各第一分配阀61通过第一偏心轮63而以是所述偏心距两倍的距离为行程地在泵筒7半径方向的内侧位置与外侧位置之间往复移动于第一阀孔57内。随后，在液压泵P的喷油区域内，第一分配阀61移向所述内侧位置，在对应的泵口59与外油路53连通的同时，它与内油路52不连通，由此一来，通过喷油行程中的泵凸缘9而从缸孔8中把液压油排向外油路53。
此外，在液压泵P吸入区域内，第一分配阀61移向所述外侧位置，在对应的泵口59与内油路52连通的同时，它与外油路53不连通，由此一来，通过吸油行程中的泵凸缘9而从内油路52中把液压油排向缸孔8。
说明第二分配阀62的作用，当马达液压缸17即液压缸体B转动时，第二分配阀62通过第二偏心轮64而以是所述偏心距两倍的距离为行程地在液压缸体B半径方向的内侧位置与外侧位置之间往复移动于第二阀孔58内。在液压马达M膨胀的区域内，第二分配阀62移向所述内侧位置，在对应的马达口60与外油路53连通的同时，马达口60及内油路52之间不连通，由此一来，从外油路53向在膨胀行程中的马达凸缘19的缸孔18供应高压液压油。
而在液压马达M压缩的区域内，第二分配阀62移向所述外侧位置，在对应的马达口60与内油路52连通的同时，马达口60及外油路53之间不连通，由此一来，从在膨胀行程中的马达凸缘19的缸孔18向内油路52排出液压油。
这样一来，液压缸体B通过泵筒7喷油行程的泵凸缘9而由泵斜盘12所加的反作用力矩以及通过马达液压缸17膨胀行程的马达凸缘19而由马达斜盘22所加的反作用力矩之和而转动，该转矩由输出轴31传给二次减速器。在这种情况下，输出轴31相对中空输入轴5的变速比由下式给出。
变速比＝1＋(液压马达M的容积/液压泵P的容积)因而，如果液压马达M的容积从零变为某值，则变速比能从1变为某必要值。因而，由于通过马达凸缘19的行程决定了该液压马达M的容积，所以，能够通过使马达斜盘22从直立位置倾斜到某倾斜位置地无级控制变速比从1变为某值。
尽管图2没有画出来，但在液压缸体B的外周部上，在120度等间距地相邻的第一阀孔57及第二阀孔58之间设置了图1所示的离合器阀。该离合器阀可以通过离合器杆的操作而在阻断内油路52与外油路53之间的离合器接通位置、离开离合器接通位置地移动并连通内油路52与外油路53的离合器断开位置、在又离开离合器断开位置地移动并连通内油路52与外油路53的同时使内油路52及外油路53向外开放的连通开放位置之间转换。
接着，根据图3和图5来说明设置在液压缸体B上的止回阀95、96。在液压缸体B上设置与内油路52连通的通孔90的同时，还开设了与补给油路47连通的通孔91，在这些通孔90、91之间设置了阻止液压油从内油路52流向补给油路47的第一止回阀95。第一止回阀95由具有连接通孔90、91的油通道101的阀体103、接触设置在阀体103上的阀座103a的球形阀芯104、赋予把阀芯104压在阀座103a上的阀芯104以弹簧力的阀簧105构成。
在液压缸体B上开设了与补给油路47连通的通孔113，在通孔113与外油路53之间设置了阻止液压油从外油路53逆流向补给油路47的第二止回阀96。第二止回阀96由具有连接通孔113和外油路53的油通道112的阀体109、接触设置在阀体109上的阀座109a的球形阀芯110、赋予把阀芯110压在阀座109a上的阀芯110弹簧力的阀簧111构成。此外，为了加工通孔91、113，在轴承102的内圈内周面磨削出朝泵筒7外周方向敞开的开口部，由于不需要密封开口部的特殊部件，所以部件数可以减少并且可以实现低成本制造。
在液压缸体B上开设了与内油路52连通的通孔121，在通孔121与外油路53之间，设置了防止外油路53的液压过度增大的控压阀97。在内部成为阀腔122的情况下，控压阀97包括连接阀腔122与通孔121的通孔124、具有连通阀腔122与外油路53的通道125的阀体115、保持接触成型于阀体115上的阀座115a的球形阀芯126的活动体127、设置在阀体115上的固定部件129、使阀芯126接触阀座115a地设置在固定部件129与活动替127之间的阀簧128。
在控压阀97中，外油路53的液压作用在阀芯126上并且赋予阀体126以开阀力，而在外油路53的液压小于规定值的正常运转状态下，在关闭阀的方向上作用于赋予阀芯126作用力的阀簧128的力大于所述开阀力，从而如图4(a)所示地，阀芯126保持阀关闭状态，即保持阻断与外油路53连通的通道125和与内油路52连通的通孔124的状态。当外油路53的液压超过所述规定值时，上述开阀力超过阀簧128的作用力，从而如图4(b)所示地，阀芯126及活动体127压缩阀簧128地滑动，从而阀芯126离开了阀座115a。与外油路53连通的通道125和与内油路52连通的通孔124相互连通，外油路53的过高液压通过通孔125、阀腔122、通孔124、121被排放到内油路52中。
当外油路53的液压复原时，阀芯126通过阀簧128的弹簧力返回图4(a)所示的关闭状态。因而，即使在车辆急行、急加速时，也能够抑制外油路53的液压过度增大。
如上所述地，在逆负荷运转过程中即在减速时，当在平常运转时是低压侧的内油路52的液压超过规定值时，为了防止有液压过高引起的不适之处，在液压缸体B上设置了将内油路52的部分液压油引入外油路53的发动机制动控压阀(减压阀)130。当与输出轴31平行地在液压缸体B上设置了阀孔131时，发动机制动控压阀130的阀体132嵌装在阀孔131内。在嵌装在阀孔131内的阀体132的外周面与阀孔131的内周面之间形成了环状油路133。在液压缸体B上形成了连通环状油路133与内油路52的通孔134。
在发动机制动控压阀130的阀体132内形成了阀腔136并且形成了连通阀腔136与环状油路133的通孔137，在阀腔136内容放有保持接触成型于阀体132的阀腔136侧的阀座132a的球形阀芯138的活动体139，在设置在阀体132上的固定件140与活动体139之间，设置了赋予阀芯138以弹簧力以使阀芯138接触阀座132a的阀簧141。在活动体139与阀体132之间形成了油通道142，而在固定部件140与阀体132之间也形成了油通道143，油通道143与外油路53是连通的。就是说，通过阀芯138离开阀座132a，内油路52通过通孔134、环状油路133、阀体132的通孔137、油通道142、143与外油路53连通起来。
在发动机制动控压阀130中，开阀力通过内油路52的液压作用在阀芯138内，在内油路52的液压小于规定值的正常运转状态下，在关闭阀的方向上对阀芯138施加作用力的阀簧141的力大于上述开阀力，因此如图4(a)所示地，阀芯138保持在闭阀状态下，即保持在与内油路52相通的通孔137和与外油路53连通的通道142被阻断的状态下。
在逆负荷运转过程中，即在发动机制动时，如果内油路52的液压超过规定值，则上述开阀力比阀簧141的作用力大，从而如图4(c)所示地，阀芯138及活动体139压缩阀簧141地移动，并且阀芯138离开阀座132a，与内油路52连通的通道137和与外油路53连通的通道142、143相互连通，在内油路52内过高的液压油通过通孔134、环状油路133、阀体132的通孔137、油通道142、143被排出到外油路53中，从而抑制了内油路52内的压力上升。
当内油路52的液压复原时，阀芯138通过阀簧141的弹簧力返回图4(a)所示的关闭状态。
尽管在上述实施例中表示出了将发动机制动控压阀130组装到液压缸体B中的例子，但设置发动机制动控压阀130的地点不局限于此，例如也能将阀筒设置在输出轴内地将阀组装到输出轴中。
一种静液压式无级变速器，在液压泵与液压马达之间，由从所述液压泵向所述液压马达输送液压油的高压油路和从所述液压马达向所述液压泵输送液压油的低压油路构成液压封闭环路，其特征在于，设置了当所述低压油路的压力超过规定值时使所述低压油路的油压向所述高压油路开放的控压阀。
一种静液压式无级变速器,防止成为高压侧的油路的液压在减速时过高。其中,在液压泵P与液压马达M之间,由从所述液压泵P向所述液压马达M输送液压油的高压油路53和从所述液压马达M向所述液压泵P输送液压油的低压油路52构成液压封闭环路,设置了当所述低压油路52的压力超过规定值时使所述低压油路52的油压向所述高压油路53开放的控压阀130。
文档编号F16H61/40GK119359
公开日日 申请日期日 优先权日日
发明者斋藤充, 吉田圭宏, 竹内和浩, 藤本靖司 申请人:本田技研工业株式会社