汽车坡路起车辅助气动系统设计【8张cad图纸+文档全套资料】
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黑龙江工程学院本科生毕业论文目 录摘 要第1章 绪论11.1 本课题的技术要求11.2 本课题主要完成的任务11.3 汽车坡路起车辅助气动系统的发展现状及趋势11.4 本课题的研究内容及意义2第2章 汽车坡路起车辅助气动系统的设计方案42.1 气动系统的组成42.2 气动系统的工作原理42.3 气动系统的总布置设计52.4 本章小结6第3章 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀的设计计算73.1 控制阀基本参数的确定73.2 控制阀结构参数的设计计算103.3 控制阀的阀芯密封力的计算133.4 控制阀O型密封圈的设计计算153.5 控制阀控制活塞的密封设计193.6 控制阀的阀芯套杆的设计计算223.7 控制阀控制活塞直径的计算校核253.8 控制阀弹簧的设计计算263.9 控制阀电磁阀的设计计算323.10本章小结33第4章 转速传感器与力传感器的选用及安装344.1 转速传感器的选用344.2 扭矩感器的选用484.3 本章小结40结 论41致 谢42参考文献43黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要 针对目前手动档机动车半坡起步经常出现的溜车现象，设计一种适用于手动档机动车的半坡起步辅助气动系统。包括确定起车斜坡起步辅助系统组成，确定各气动元件，根据辅助系统的工作要求对气动控制阀的结构进行设计，包括主阀芯的结构、密封件的结构等。 在分析汽车气压制动系的基本组成和工作原理的基础上，确定汽车斜坡起步辅助系统气动控制阀在汽车整个气动管路中的位置及功能，从而以通用的气动元件，设计和分析能够实现该功能的气动系统方案，并通过实验来验证该气动系统方案的合理性。设计一种汽车斜坡起步辅助系统，并对汽车斜坡起步辅助系统气动控制阀进行设计。半坡起步辅助系统的关键技术就是系统根据制动部件的支承反力的大小和方向的变化情况自动控制驻车制动力。起步辅助系统可以彻底解决手动档机动车坡道起步时的后溜现象，有效地防止溜车产生的隐患，且不影响平地起步。所以说，半坡起步辅助系统的开发具有极其重要的意义。关键字：汽车；坡路起步；气动控制; 传感器；起步辅助系统ABSTRACTAccording to the manual green hill starting motor vehicle often sneak car, and designed a kind of phenomenon applies to manual Gear motor vehicle green hill start auxiliary pneumatic system. Including sure start up car auxiliary system composition, slope determines various pneumatic components, according to the work of auxiliary system requirements of pneumatic control valve of the structure design, including the main valve core structure, seal structure, etc.On the analysis of car air brake the basic composition and working principle, and on the basis of sure start pneumatic auxiliary system car slope in the pneumatic pipe valves car the position and functions, thus to general pneumatic components, design and analysis can realize the function of the pneumatic system solutions, and through the experiments to verify the pneumatic system solutions of rationality. Design a car slope, and start auxiliary system car slope started auxiliary system design of the pneumatic control valves.Slope started auxiliary system is the key technology of brake parts of supporting system according to the size of the force and the direction of the change of the automatic control system in car power. Start auxiliary system can completely solve manual started after the motor vehicle ramp slip phenomenon, effectively prevent slipped the hidden trouble of the car, and do not produce influence the ground started. So, Slope started auxiliary system development has very important significance.Keyword：Automobile；Hill start；Pneumatic control；sensor；Started auxiliary system0第1章 绪 论1.1 技术要求气压系统工作压力：0.6Mpa；储气筒的压力范围：0.670.73Mpa；系统最高压力：0.8Mpa。1.2 主要完成的任务 主要完成设计方案；气压系统组成；气动控制阀设计计算及校核。系统图的绘制；控制阀的结构图绘制。1.3 汽车坡路起车辅助气动系统的发展现状及趋势气压制动系是发展最早的一种动力制动系。气压式制动传动装置是利用压缩空气作力源的动力式制动装置。驾驶员只须按不同的制动强度要求，控制制动踏板的行程，便可以控制制动气压的大小来获得所需要的制动力。其供能装置和传动装置全部是气压式的。由于气压制动系制动能源是空气压缩机产生的，压缩空气气压制动系的制动力大，制动灵敏，广泛用于中、重型汽车上。我国生产的中型以上货车或客车一般都采用了气压制动系，其回路和液压制动系一样采用了双或多回路制动系。当其中一个回路发生故障失效时，另一回路仍能继续工作，以维持汽车具有一定的制动能力，从而提高了汽车行驶的安全性。目前利用气压做辅助起步的装置大致有以下几种：烟台鸿桥高科技有限公司的江大建、高启、江大中等的发明一种机动车坡路辅助起步电磁装置(申请号：02213587，公告号：2520272)，该装置是一种机动车坡路辅助起步电磁装置，是对配置手动变速器的机动车实施自动离合或自动变速改造的坡路驻车控制装置，是由电磁铁、阀芯、压簧、单向阀和管路等构成，在自动离合或自动变速总装置中承担坡路辅助起步功能的执行机构，具有结构简单合理、坡路起步只需踩油门、简化操作步骤、安全性高的特点。其另一个发明一种机动车坡路辅助起步装置(申请号：02212675，公告号：2520271)，该装置是一种机动车坡路辅助起步装置，是对配置手动变速器的机动车实施自动离合或自动变速改造的坡路驻车控制装置，是由直流减速电机、截止阀、单向阀等构成，在自动离合或自动变速总装置中承担坡路辅助起步功能的执行机构，具有结构简单，合理、坡路起步只需踩油门、简化操作步骤、安全性高的特点。梁志军的发明一种汽车坡道起步装置(申请号： 0123407l，公告号：2493469)，该装置是一种汽车坡道起步装置，该装置有制动阀、拉臂及联动调整器等组成，并设置在汽车制动阀与离合器之间，其工作原理是：司机操作离合器，并带动联动调整器运动，推动拉臂及控制阀的阀芯做往复运动，从而完成打开或关闭制动阀排气孔的工作，使汽车在坡道上的三配合操作减为二配合操作，达到在任何路况下都能平稳起步之目的。该装置不仅结构简单，而且安装方便，它即解决了司机在坡道上操作手忙脚乱的弊端，也避免了不安全因素的发生，具有很高的实用价值及推广前景。孙智的发明机动车斜坡起步自动配合的方法和装置(申请号：99117403，公开号：1297830)，是一种机动车斜坡起步自动配合的方法和装置，该发明是采用离合器控制制动在现有机动车的刹车油泵或气泵和轮胎制动闸之间，安装一个止回阀和一个电磁阀；刹车时止回阀开启，电磁阀关闭油或气不能回流至制动总泵，油压(气压)使制动闸紧紧制动着机动车轮圈，机动车不能移动；当起动时电磁阀开启，油或气回流至制动总泵，制动闸自动松开。本发明方案巧妙，实施容易，所用零件和器件不多，制作和安装都比较容易。国内目前主要采用的是电磁装置，对配置手动变速器的机动车实施自动离合或自动变速装置。在现有机动车的刹车油泵或气泵和轮胎制动闸之间，安装一个止回阀和一个电磁阀；刹车时止回阀开启，电磁阀关闭油或气不能回流至制动总泵，油压(气压)使制动闸紧紧制动着机动车轮圈，机动车不能移动；当起动时电磁阀开启，油或气回流至制动总泵，制动闸自动松开。而采用微电子技术的HSA装置已在国外一些著名汽车生产厂家的大型客车、货车上得到了较好的应用。丰田汽车公司也在Land Cruiser上首先装上了HSA控制系统，简化了操作，提高了汽车的安全性能。广州五十铃客车有限公司引进日本技术组装生产的GALA系列客车也装备了HSA系统，其单台HSA装置的售价为23万。虽然日本、美国等汽车工业发达国家对HSA技术已开展了长时间的研究，但取得的技术成果不对中国开放，而以高价产品的形式实现垄断。国内对这项技术的研究还基本上处于空白阶段。实现HSA功能的控制阀，国内文献中基本上采用的是电磁阀和止回阀的组合，而比较先进的国外及进口技术则采用整体的控制阀。1.4 本课题的研究内容及意义 设计一种汽车斜坡起步辅助气压系统，包括确定汽车斜坡起步辅助系统组成，确定各气动元件，根据辅助系统的工作要求，对气动控制阀（HSA控制阀)的结构进行设计，包括主阀芯的结构、密封件的结构等。目的是设计一种汽车斜坡起步辅助气压系统。包括确定汽车斜坡起步辅助系统组成，确定各气动元件，根据辅助系统的工作要求，对气动控制阀（HSA控制阀)的结构进行设计，包括主阀芯的结构、密封件的结构等。意义是在斜坡起动时，可以不用频繁的交替踩踏板，而只需通过踩油门就可顺利起步，从而有效的减少了工作疲劳程度，增强行车安全性。使国内的汽车制造技术有一个长足的进步，制造出更安全、更易于操作、配置更豪华，性价比更高的好车。第2章 汽车坡路起车辅助气动系统的设计方案2.1 汽车坡路起车辅助气动系统的组成主要由空气压缩机、调压阀、驻车应急制动储气筒、手控制动阀、四回路压力保护阀、湿储气筒、起车辅助气筒、安全阀、快放阀、起车辅助控制阀、复合式后制动气室、继动阀、后桥储气筒、双针气压表、放水阀、前轴储气筒、双腔制动阀、前制动器室、传感器（如图2.1所示）等。图2.1 传感器的使用2.2 汽车坡路起车辅助气动系统的工作原理1)气压制动回路由发动机驱动的单缸风冷式空气压缩机产生的压缩空气经调压阀将压缩空气输入湿度储气筒内，在此冷却并进行大部分油水分离后，压缩空气通过四回路压力保护阀再输入前轴储气筒、后桥储气筒、驻车一应急制动储气筒、汽车辅助气筒内，前轴储气筒、后桥储气筒的气压由驾驶室内仪表板上双针气压表指示。在空气压缩机连续工作时，该压力应保持在0.670.73Mpa。储气筒上有放水阀，用以在必要时排放被压缩空气携入并凝聚在筒内的水分。四回路压力保护阀的作用是将前、后、应急、辅助等回路互相隔绝，而且在任一回路的供能管路漏气时，仍能对完好的各回路充气；驾驶员通过踏板机构操纵双腔制动阀或直接操纵手控制动阀，可以使前、后轮制动气室和储气筒连通，促动制动器进入工作，或者使制动气室通大气以解除制动。辅助气筒输入起车辅助控制阀总成,储气筒气压是否充足，是由安装在储气筒上的压力传感器来测量的，压力传感器采集到信号送给ECU，如果气压不充足，仪表板上的指示灯会亮起，提醒驾驶员此时不宜使用起车辅助气压系统。2)供能装置供能装置包括：产生气压能的单缸风冷式空气压缩机和存储气压能的湿储气筒、前轴储气筒、后桥储气简、驻车一应急制动储气筒、起车辅助气筒；将工作压力限制在安全范围内，防止气路过载的调压阀，去除水、油等污染物的湿度储气筒；在一个回路失效时用以保护其余回路充气和供气，使系统气压能不受损失的四回路保护阀。3)控制装置控制装置包括：气压行车制动主要控制装置双腔制动阀；驻车制动和应急制动控制装置手控制动阀；保证解除制动时复合式后制动气室中的压缩空气迅速排入大气的快放阀；缩短复合式后制动气室的充气管路，加速气室充气过程的继动阀。2.3 汽车坡路起车辅助气动系统的总布置设计总体设计如图2.2所示：图2.2 气动系统总布置图 1.空气压缩机 2.调压阀 3.驻车应急制动储气筒 4.手控制动阀 5.四回路压力保护阀 6.湿储气筒 7.起车辅助气筒 8.安全阀 9.快放阀 10.起车辅助控制阀 11.复合式后制动气室 12.继动阀 13.后桥储气筒 14.双针气压表 15.放水阀 16.前轴储气筒 17.双腔制动阀 18.前制动器室2.4 本章小结本章确定了汽车坡路起车辅助气动系统的实验原理，分析了组成，确定了传感器的选用及安装，并根据要求，确定出汽车坡路起车辅助气动系统的设计方案及总气路图的基本结构。为后续的设计奠定了良好的基础。第3章 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀的设计计算3.1 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀基本参数的确定3.1.1 作压力p的确定本设计的技术要求为气动系统的工作压力：0.6Mpa；储气筒的压力范围：0.670.73Mpa；系统最高压力：0.8Mpa。3.1.2 流量q的确定汽车制动系统所用的铜管一般外径为10 mm，壁厚为1mm，内径为8mm。空气流过小孔时的空气流量与工作压力及小孔直径的关系可由图3.1查出，其计算公式为：式中当0528(音速)，气温为20C时通过小孔或阀的流量(mmin)当0528(音速)，气温为T时，通过小孔或阀的流量(mmin)小孔上游的绝对压力(MPa)小孔流量系数D小孔直径(mm)S阀的有效截面积(mm)所以即标准额定流量=22946 （lmin)。标准状态下（t=20C）的空气流量 其它温度时的空气流量图3.1 通过小孔/阀的空气流量与工作压力及小孔直径/S值的关系3.1.3 有效截面积s的确定根据标准额定流量=2294.6( lmin)，查阀的公称通径表3.1，取S=20mm。表3.1 阀的公称通径表公称直径（mm） 3 4 6 8 10 15 20 25接管螺纹 G1/8 G1/8 G1/8 G1/4 G3/8 G1/2 G3/4 G1、C值 0.15 0.3 0.5 1 2 3 5.6 9.6标准额定流量（l/min） 170 340 570 1150 2300 3400 6300 10900额定流量 0.7 1.4 2.5 5 7 10 20 30在额定流量下压降（kPa） 20 20 20 15 15 15 12 12有效截面积S值(mm) 3 4 5 10 20 40 60 1103.1.4 确定阀的实际通径Ds阀的公称通径Dg的大小直接反映了阀的流通能力，是阀的一项基本参数，是设计阀的重要依据之一。阀的公称通径Dg一般是根据系统对该阀的流通能力的要求查上表来确定。但表中规定的是公称通径的名义值，比按流通能力的要求计算的通径值大得多。为了减少阀的外形尺寸，又能满足使用流通能力的要求，一般还需按照下面方法计算阀的实际通径Ds：将换向阀视为一薄壁节流孔，压缩空气在具有节流孔的管道内流动时，见图3.2所示，节流孔的体积流量为：图3.2 空气通过节流孔的体积流量式中节流孔流量系数，一般取O50065节流孔面积令 =S则 所以 =6.27（mm）由此。可以得到HSA控制阀的基本参数(如表3.2)表3.2 HSA控制阀的基本参数表公称 实际 接管 标准额 额定 在额定流 有效截面 通径 通径 螺纹 C值 定流量 流量 量下压降 积S值 mm mm l/min kPa 10 6.27 G3/8 2.0 2300 7 15 203.2 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀结构参数的设计计算3.2.1阀芯套连杆直径d的计算根据阀芯套杆在工作中的受力情况可计算出阀芯套连杆的直径d，但一般计算出来都比较小，为便于加工和提高使用寿命，在设计时，一般是根据阀的通径大小直接按表3.3来选取。 表3.3 阀芯套连杆尺寸 （mm）公称通径D 15 1525 2540 4050 5080连杆直径d 36 68 812 1215 1520本设计所设计的阀的公称通径为1O mm，按表3.3，取阀芯套连杆直径d=6 mm。由于控制活塞在阀芯套中，通过推阀芯连杆来实现的阀芯的密封动作，所以阀芯套连杆、控制活塞的推杆的直径均取d=6 mm。图3.3 阀芯套连杆、控制活塞推杆3.2.2 座直径D的计算阀座直径D的计算如下 (3-1)式中K 流通面积系数，与流通面积结构有关，按表3.4选取；阀的实际通径。表3.4 阀的流通面积系数K 阀开口量处流通面积位置 阀座连杆处 平面阀芯 锥面阀芯 球面阀芯系数K 11.2 1.11.3 11.3 1.11.3将K=11， =627mm代入式(3-1)，有图3.4 阀座结构示意图3.2.3 座密封面宽度b的确定阀座密封面宽度b的确定，可先根据经验数据，选定一个初值，即根据阀的通径，参考表3.5选取，同时，需要在下一步的计算中通过计算密封力对其进行校核，以保证有足够的密封力来实现密封性能，同时避免过大的密封比压，以延长密封件的使用寿命。 表3.5 阀座密封面宽度 （mm）阀的通径Dg 4 610 1525密封宽度b 0.5 0.51 12在多数情况下，实际的密封力足以保证密封性能，因此，为延长密封件的使用寿命，采用较大的密封宽度，故取b=1mm，如图3.4。3.2.4 开口量y的设计计算开口量是指气动阀中，阀座与阀芯之间所形成的通道的开度(见图3.5)，开口量的计算是为了保证气动阀有足够的通流面积来实现流量的要求，此处以阀座密封与阀芯之间的垂直距离y来表示。由流通面积的关系，并考虑流通面积系数K，阀座与阀芯之间所形成的通道的流通面积应不小于控制阀本身所要求的流通面积，即有如下的关系式： (3-2) (3-3) 将K=1.1，=6.27mm，D=6.58ram代入式(3-3)，得所需的开口量y为：取整为：y=1.8 （mm）图3.5 开口量与行程示意图3.2.5 行程s的计算行程是控制阀产生动作起密封作用时，控制活塞为推动阀芯动作所移动的最大距离s，由上图可知道，为保证阀芯与阀座的可靠接触，必须保证行程s大于或等于开口量y，即须保证sy，才能保证阀芯与阀座有一定的初始预紧力，从而实现可靠密封。由y=1.8mm，可取s=2 mm根据上述的计算，将基本的结构参数列表3.6如下： 表3.6 基本结构参数表 （mm）项 目 连杆直径d 阀座直径D 密封面宽b 开口量y 行程s 数 据 6 6.58 1 1.8 23.3 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀的阀芯密封力的计算阀芯密封力的计算的目的是为了保证可靠的密封效果和保证阀芯应有的使用寿命，因此，对密封力的计算包括保证密封性能所需的最小密封力PM的确定，实际密封力Ps的计算，保证密封寿命的密封面强度的校核。3.3.1最小密封力的确定密封力是为了保障密封副的密封性能而需加在阀芯上的轴向的最小作用力，用表示。根据力的平衡原理，参见图3.6，有如下的计算公式： （3-4）式中介质静压力作用在阀芯上的轴向力(N)；形成密封的接触力(N)。图3.6 阀的受力示意图对于，有: (3-5)对于，有: (3-6)式中 D1阀座密封面外径(mm)；D阀座底口直径(mm)；b密封面宽度(mm)；p介质静压力(MPa)；q密封比压(MPa)。密封比压q是密封面单位面积上保证密封所需施加的压紧力，既可以通过查图表来计算，也可采用如下的经验公式：q=1.06p+0.04 (3-7)所以有 (3-8)式(3-8)表示了当输入口与输出口的压力相等的情况下的最小密封力，但在实际工作的状态下，输入口排空，没有压力，此时式(3-8)则变为： (3-9)因此，分以下几种情况计算： 、输入输出口的压力相等时的最小密封力a、标准工作压力(p=06MPa)下的最小密封力将Dl=8.58mm，D=6.58mm，p=0.6MPa，b=1mm代入式(3-8)，有20.3916.0836.47（）b、最大工作压力(p0.8MPa)下的最小密封力将Dl=8.58mm，D=6.58mm，p=0.8MPa，b=1mm代入式(3-8)，有27.20+21.14=48.34（）、输入口没有压力，输出口有压力时的最小密封力a、 标准工作压力(p=0.6MPa)下的最小密封力将Dl=8.58mm，D=6.58mm，p=0.6MPa，b=1mm代入式(3-8)，有=16.08（）b、最大工作压力(p0.8MPa)下的最小密封力将Dl=8.58mm，D=6.58mm，p=0.8MPa，b=1mm代入式(3-8)，有=21.14（）3.3.2实际密封力Ps的计算忽略缓冲定位弹簧力的作用，实际密封力即为阀芯所受的背压，因此，a、 标准工作压力(p=0.6MPa)下的实际密封力b、 最高工作压力(p=0.8MPa)下的实际密封力由于，显然，实际的密封力能够保证阀芯的密封效果。3.3.3密封面强度的校核对阀芯工作过程中受力最大时的密封面进行校核，使密封面单位面积上的受力情况在密封材料允许的范围之内，从而保证阀芯的密封寿命。阀芯的最大受力发生在最大气压的情况下，此时的最大密封力为：密封比压为：查允许比压表，有q=4.0由于，最大的密封比压q=1.44q=4.0，所以可以保证密封面的强度。从本计算结果看出，HSA控制阀的密封力能够达到密封要求，同时也能保证密封材料的使用寿命要求。3.4 汽车坡路起车辅助气动系统控制阀O型密封圈的设计计算在气动中使用的0形橡胶密封圈尺寸系列及公差一般按国家标准GB3452.1-92液压气动用橡胶密封圈尺寸系列及公差标准选用。O形橡胶密封圈通常采用矩形沟槽密封，如图3.7所示，下面就矩形沟槽进行设计。图3.7 O型密封圈结构3.4.1 O形圈的压缩量计算 (3-10)式中 O形圈的相对压缩量；O形圈断面的绝对压缩量(mm)。H沟槽深度(mm)；d0O形圈断面直径(mm)。相对压缩量的大小，直接影响着控制阀的使用性能和寿命。因此，选择合适的压缩量是控制阀密封设计中的一个关键问题。一般地说，不论是静密封或动密封，在保证密封的前提下，相对压缩量越小越好。表3.7为气动密封设计中推荐的O形圈相对压缩量值。表3.7 O型圈相对压缩量断面直径(mm) 静密封（圆柱或平面） 动密封(往复或旋转) 1.200.06 1030 615 1.800.08 1025 6122.650.09 1022 5103.550.10 1020 483.4.2 0形圈内径伸长率的计算 (3-11)式中O形圈的内径伸长率；dO形圈安装沟槽底径(mm)；O形圈的实际内径(mm)。O形圈使用时，内径一般处于拉伸状态，其伸长率约为5，其推荐值见表3.8。表3.8 O型圈装配时的伸长率 断面直径(mm) 内径伸长率() 断面直径(mm) 内径伸长率() 1.200.06 34 2.650.09 3.56.0 1.800.08 34.5 3.550.10 3.56.53.4.3 确定沟槽宽度b和深度H（1）沟槽宽度b沟槽宽度太窄，使O形圈无法滚动，并且容易引起严重磨损；沟槽太宽，O形圈的游动范围太大，容易扭曲损坏。在一般的情况下，选取槽宽度为O形圈断面直径的1213倍，具体尺寸从国标GB34523-92摘录如表3.9。（2）沟槽深度H槽深H是O形圈安装沟槽设计的关键性尺寸，它主要取决于O形圈的相对压缩量。此变形量由O形圈内径处的变形量和外径的变形量组成，即 (3-12)表3.9 沟槽宽度b和深度H O型圈断面直径 1.20 1.80 2.65 3.55 沟槽宽度b 1.5 2.2 3.4 4.6沟 活塞密封 1.05 1.58 2.38 3.25 槽 压缩率 12.5 12.2 10.2 8.5径向 深 动密封 活塞杆密封 1.08 1.64 2.44 3.34 度 压缩率 10 9 8 6 H 静密封 0.9 1.3 2.0 2.7轴向 沟槽宽度b 1.9 2.6 3.8 5.0 沟槽深度H 0.85 1.28 1.97 2.75在使用中分为三种情况：通常采用；为使外围接触面摩擦轻时，采用；为使内周接触面轻时，采用。沟槽深度H可按上表选取。3.4.4 槽棱和槽底圆角尺寸的确定槽棱外圆角r是为防止O形圈装配时刮伤而设计的，但太大容易使O形圈发生“挤出”现象，所以一般取得很小，为r=01O3 mm。槽底圆角R主要是为了避免在该处产生应力集中导致O形圈的损坏，一般取R=02O5 mm。由于减小尺寸，本文的控制阀所用的0形密封圈采用断面直径为180mm的O形圈，具体的尺寸和相关计算如下：（1）阀座与主阀体的密封阀座与主阀体的密封是为了防止两者的漏气和防尘，属于静密封，为减小尺寸，采用端面密封，即轴向静密封，根据阀座与阀体的尺寸，由国标GB34521-92，采用2618的O形密封圈。其沟槽尺寸为：沟槽宽度b: b=26mm沟槽深度H: H=128mm槽棱外圆角r: r=01O3槽底圆角R： R=02O4压缩量，由式(10)有：图3.8 左右阀座的密封槽结构图（2）阀芯座的密封由于阀芯座是固定在主阀体中，为减小径向的尺寸，采用径向的静密封，采用1718的O形密封圈，沟槽尺寸如下：沟槽宽度b： b=22mm沟槽深度H: H=138mm槽棱外圆角r: r =01O3槽底圆角R：R=02O4压缩量，由式(3-10)有：内径伸长率，由式(3-11)有：图3.9 阀芯套杆的密封结构图将HSA控制阀所用的O型圈的规格、沟槽尺寸和压缩量和内径伸长率列表3.10如下：表3.10 O型圈规格、沟槽尺寸、压缩量、内径伸长率密封的位置 阀座与主阀体之间 阀座芯 阀芯套杆密封类型 轴向静密封 径向静密封 径向动密封O型圈的规格 261.8 171.8 2.81.8沟槽宽度b(mm) 2.6 2.2 2.2沟槽深度H(mm) 1.28 1.38 1.58相对压缩量% 28.9 23.3 12.2内径伸长率% 0 1.41 1.433 .5汽车坡路起车辅助气动系统控制阀控制活塞的密封设计控制活塞处的密封的设计包括密封型式的选择、沟槽尺寸形式的确定，相应动摩擦力、开始摩擦力的计算，从而确定活塞复位弹簧的工作负荷和提供其它相应的计算所需的计算参数。3.5.1 密封型式的选择在控制活塞处，由于工作时控制端才有控制压力，其它非工作状态时两端都与大气。相通，因此，只需对其进行单向密封即可，以减少摩擦力。由于MY型的启动压力要求低，尺寸要求小，便于减少控制阀的尺寸，而且沟槽尺寸与O型圈通用，所以，控制活塞处的密封采用MY型的密封圈，公称孔径为20mm，沟槽尺寸公差见图3.10：图3.10 阀芯套杆的密封结构图3.5.2 摩擦力的计算动摩擦力的计算Y形密封圈摩擦力小，产生Y形密封圈密封的主要原因是介质压力的作用和密封圈预压缩产生的密封接触压力，因此，Y形密封圈的动摩擦力可按下式进行计算： (3-13)图3.11 阀芯座的密封槽结构图阀芯套杆的密封阀芯套杆的密封是径向动密封，采用的是2818的O形密封圈，沟槽尺寸如下：沟槽宽度b: b=2.2mm沟槽深度H: H=1.58mm槽棱外圆角r: r=01O3槽底圆角R: R=02O4压缩量，由式(3-10)有：内径伸长率，由式(3-11)有：式中运动摩擦力(N)；被密封面直径(mm)；Y形密封圈有效高度(mm)；密封处空气工作压力(MPa)；初始接触压力，其大小与密封形式、预压缩量大小、橡胶硬度及材质、摩擦表面粗糙度有关，一般可在0.020.04 MPa范围内选取，本文取中间值003MPa；f摩擦系数，对于中低硬度的橡胶，在一般润滑条件下，可在0.080.23范围内选取，本文取0.15。图3.12 Y型密封圈的结构示意图将f=0.15，d=20mm，hl=1.5mm，p=0.6MPa，p=0.03MPa代入式(3-13)中有： 始动摩擦力的计算始动摩擦力的计算公式为: (3-14)式中Kl始动摩擦系数，取值范围为1225，一般取15。所以3.5.3 活塞复位弹簧初始参数的确定弹簧的最大工作负荷 (3-15)式中额定压力(0.6MPa)下的始动摩擦力(N)： 弹簧的最小工作负荷F1 (3-16)式中额定压力(O6MPa)下的动摩擦力(N)； 弹簧的工作行程h (3-17) 式中 s活塞的工作行程(mm)； 弹簧的外径D (3-18) 式中活塞的外径（mm）表3.11 控制活塞复位弹簧的初始参数项目 最大工作负荷F2 最小工作负荷F1 工作行程h 弹簧外径D数据 13.35N 9.79N 2mm 19mm3 .6汽车坡路起车辅助气动系统控制阀的阀芯套杆的设计计算阀芯套杆的设计计算包括阀芯套杆的动摩擦力及始动摩擦力的计算、阀芯定位弹簧的计算、阀芯套杆复位弹簧的计算。3.6.1 阀芯套杆摩擦力的计算阀芯套杆的摩擦力由一个O形密封圈和一个MY形的密封圈的密封力形成。0形圈的摩擦力的计算O形橡胶密封圈的摩擦力有运动摩擦阻力、始动摩擦阻力两种，始动摩擦阻力一般为运动摩擦阻力的24倍。始动摩擦阻力是指0形圈从静止状态到运动状态这一转变过程中产生的摩擦阻力，运动摩擦阻力是指O形圈在正常运动过程中产生的摩擦阻力，具体计算如下:(1)运动摩擦力运动摩擦力按下式计算 (3-19)式中 Fd运动摩擦力(N)；F在O形圈摩擦表面单位长度上由相对径向预压缩量引起的摩擦力，按下图选取（N/m）；Fp由气压力p作用的0形圈轴向投影的面积上产生的摩擦力，按下图选取（N/m）；L摩擦表面的总长度(m)；A受气压力作用的0形圈轴向投影的总面积(m)。1)由压缩量=12.2，邵氏硬度6075，查下图得：F=2.1（N）2）A=(d1/2)- （d1/2-2d0/2） =(6/2) -(6/2-1.8)=23.75 mm3)由p=06MPa，查图3.13得：=5（N）4）L=D=6=18.84 mm所以由式(3-19)有：a.相对径向预压缩量b.介质压力p（Mpa）图3.13 摩擦力计算图（2）始动摩擦力始动摩擦力按下式计算： (3-20)式中始动摩擦力（N）；K始动摩擦系数，一般为24，通常取K=3。所以，由式(3-20)有：=3 0.04=0.12（N）MY形圈的摩擦力的计算（1）运动摩擦力由(3-13)有：（2）始动摩擦力由式(3-14)有：3.6.2 复位弹簧初始参数的确定（1）弹簧的最大工作负荷阀芯套杆的复位弹簧复位时，须克服的阻力有：阀芯的密封力、阀芯套杆因受力面积差的反向压力、密封圈的始动摩擦力，即有： (3-21)式中阀芯的密封力(N)；阀芯套杆因受力面积差的反向压力(N)；密封圈的始动摩擦力(N)且有 (3-22) (3-23)式中阀芯密封面的直径(mm)；阀芯连杆的直径(mm)；工作压力，取0.6MPa；将式(3-22)、式(3-23)代入式(3-21)有：（2）弹簧的最小工作负荷F1 (3-24)式中 FDF额定压力(0.6MPa)下的动摩擦力(N)；所以 （3）弹簧的工作行程hh=s式中 s活塞的工作行程(mm)所以 h=s=1.8mm（4）弹簧的外径DD=d0-(13)所以 D=18-1=17mm表3.12 阀芯复位弹簧的初始参数项目 最大工作负荷F2 最小工作负荷F1 工作行程h 弹簧外径D数据 23.73N 9.79N 1.8mm 17mm3 .7汽车坡路起车辅助气动系统控制阀控制活塞直径的计算校核3.7.1 活塞最小工作压力要保证控制阀的动作可靠，必须使控制活塞的产生的推力能够足以克服阀芯移动过程的各种阻力。而在整个过程中，所受的阻力有：阀芯套杆受工作气压产生的压力、阀芯套杆复位弹簧的工作压力、阀芯套杆密封圈产生的摩擦力、活塞密封圈的摩擦力、活塞复位弹簧的工作压力。因此，有如下关系式： (3-25)式中工作气压产生的压力(N)；阀芯套杆复位弹簧的工作负荷(N)；阀芯套杆密封圈产生的摩擦力(N)；活塞密封圈的摩擦力(N)；活塞复位弹簧的工作负荷(N)；且有 式中 d阀芯连杆直径(6mm) p工作压力(0.6MPa)所以 将 =16.96， =23.73，=0.12+2.4=2.52，=13.35， =13.35代入式(3-25)，有 =16.96+23.73+13.35+2.52+13.35=69.91 (N)3.7.2 活塞的最小直径由活塞所受最小压力为 （3-26）式中p最小工作压力(O25MPa)所以 将=69.91，p=0.25代入上式，有=18.77mm取整：=20mm3.7.3 活塞实际所需最低工作气压由式(3-26)有 表3.13 控制活塞校核结果项目 最小工作压力 理论最小直径 实际直径 实际最低工作气压数据 69.91 N 18.77mm 20mm 0.2225 Mpa3 .8汽车坡路起车辅助气动系统控制阀弹簧的设计计算弹簧直接影响控制阀的动作和性能，因为控制阀的性能中就包含弹簧的刚度、预压缩量以及工作行程等，因此在设计中必须考虑如下的要求：1)弹簧的外径或内径要满足控制阀的结构布置的实际要求；2)弹簧的工作行程要匹配控制阀的开口量；3)弹簧刚度和预压缩量要满足力平衡方程的要求；4)弹簧的最小工作负荷和最大工作负荷要适应控制阀的动作要求。3.8.1 活塞复位弹簧的计算(1)初始参数由之前的计算，控制活塞的复位弹簧的基本参数如下：1)、弹簧的最大工作负荷=1335(N)2)、弹簧的最小工作负荷=1.2=1.18.9=98(N)3)、弹簧的工作行程h=s=2(mm)4)、弹簧的外径D=d0-(13)=20-1=19(mm)(2)材料选择1)载荷性质：I类载荷气动控制阀中，弹簧的作用次数相当频繁，并且受变载荷的作用，因此应取I类负荷。表3.14 弹簧按载荷分类表弹簧分类 类 类 类 受变载荷，次数 受变载荷，次数在 受变载荷，次数在载荷性质 在次以上 次以下 次，及受冲击载荷2)采用G1组的琴钢丝，其相应的性能如下：切变模量：G=79000(MPa)弹性模量：E=206000(MPa)抗拉强度：=2059(MPa)许用切应力：H=(0.30.38) =0.3752059=772.12(MPa)3)端部形式端部型式：YI-2型压并圈取值范围：=l2.5压并圈数：=24)弹簧钢丝直径d、取钢丝直径d=l，则弹簧中径=D-d=19-1=18弹簧内径=D-2d=19-2=17实际线绕比C=/d=18/1=185)有效圈数n及总圈数 弹簧刚度有效圈数 取n=2.5实际弹簧刚度=8.092.3=0.68 (N/m)总圈数 =2.5+2=4.56)计算弹簧的变形量 最小工作载荷F1的变形量=11.57/0.68=17.015 (mm) 最大工作载荷F2的变形量=13.35/0.68=19.01 (mm)=19.01-17.015=2 (mm) 极限载荷=22.25 (N) 极限变形量=22.25/0.68=32.72 mm7)计算弹簧的其它尺寸 节距 =9.71 mm 自由高度 =2.59.71+1.5=25.7 mm 工作高度 =25.5-17.01=8.5 mm =25.5-19.01=6.5 mm 压并高度 =41=4 mm 螺旋角 展开长度 =226.195 mm8)验算 A、稳定性高径比 故弹簧是稳定的B、疲劳强度=618.04 (Mpa) 最大剪应力比抗拉强度=618.04/2059=0.3弹簧疲劳强度满足要求 C、共振频率 弹簧的自振频率 弹簧的工作频率一般10 符合要求。其他的弹簧也用上述的方法计算，并将结果列表3.15如下：表3.15 弹簧的设计计算表 计 算 项 目 活塞复位弹簧 阀芯复位弹簧1、设计要求安装载荷（要求） (N) 11.57 11.57安装高度 (mm) 8.5 19工作载荷（要求） (N) 13.35 23.73工作行程h(mm) 2 1.8要求刚度 (N/mm) 0.89 6.76载荷作用次数N（次） 100000 100000载荷类型 类 类2、材料材料名称 琴钢丝G1组 琴钢丝G1组切变模量G（MPa） 79000 79000弹性模量E（MPa） 206000 206000抗拉强度（MPa） 2059 2059 许用切用力（MPa） 772 7723、端部形式端部形式 Y-2 Y-2压并圈取值范围 l25 l25压并圈数 2 24、弹簧基本参数钢丝直径d（mm） 1 1.4弹簧中径D（mm） 18 16旋绕比C 18 11.43曲度系数K 1.01 1.02有效圈数n 2.5 4.5压并圈数 2 2弹簧总圈数 4.5 6.5实际刚度k(N/mm) 0.68 4.635、校核与分析要求刚度k(N/mm) 0.89 6.86实际刚度k(N/mm) 0.68 4.63刚度相对误差k（%） 23.9 31.5安装变形量 (mm) 17.01 2.5安装载荷（设计）（） 11.57 11.57工作变形量 (mm) 19.01 4.3工作载荷（设计）（N） 12.93 19.9试验变形量 (mm) 21.51 7.3最小变形比 0.79 0.78弹簧特性（安装） 满足要求 满足要求最大变形比 0.88 0.59弹簧特性（工作） 满足要求 满足要求最小切应力min(MPa) 535.63 175.23最大切应力max(MPa) 618.04 359.4切应力特性系数 0.87 0.49最大切应力比抗拉强度max/b 0.3 0.18弹簧疲劳强度 满足要求 满足要求稳定性要求 满足要求 满足要求弹簧自振频率n(Hz) 439.51 973.44共振要求 满足要求 满足要求6、其余尺寸参数自由高度（mm） 25.51 34.5安装高度（mm） 8.5 19工作高度（mm） 6.5 7.2压并高度（mm） 4 4.2试验高度（mm） 47.03 48.8节距p（mm） 9.71 10.19螺旋角（度） 9.739218 5.894392弹簧材料展开长度L（mm） 226.195 300.7963 .9汽车坡路起车辅助气动系统控制阀电磁阀的设计计算3.9.1 电气规格的选择对电磁阀来说。电气规格的选择主要包括电源种类、电压大小、功率大小、导线引出方式、先导阀的手操作方法、是否需要有指示灯和冲击电压保护装置等。表3.16 交直流电磁铁的特性电源类型 交流AC 直流DC 1.行程大时吸力较大 1.行程大时吸力小，行程小 2.启动电流比保持电流大 时吸力大 得多，故动铁芯不能吸合 2.电流保持一定，与行程无电磁铁特性 时，易烧毁线圈 关，故动铁芯不能吸合时不 3.电磁铁不宜频繁启动 会烧毁线圈 4.易发生蜂鸣声 3.电磁铁可频繁启动 4.无蜂鸣声标准电压(V) 220、110 24非标准电压 240、120、110、148、 110、100、48、12、6、（V） 24、12 5、3从表3.16的分析，由于电磁阀的通径比较小，行程短，汽车刹车时动作的频率比较频繁，同时为了提高电磁铁的可靠性，采用标准电压的24V直流电，而汽车上一般提供的电源恰好是DC24V，因此，HSA控制阀采用DC24V的直流电磁铁。同时，必须保证脉冲电信号的通断电时间应在O1s以上，以免时间过短，主阀尚未被完全切断而出现误动作。若脉冲电信号太短，应通过时间继电器使脉冲电信号保持一定的时间。3.9.2 有效截面积的计算将控制气室及相通的空间看成一个气罐，那么，向该气罐充气到气源压力时，所需时间为t，则t有如下的计算公式： （3-27）式中 p为气源绝对压力(MPa)。为气罐内初始绝对压力(MPa)。为充气与放气的时间常数(s)；V为气罐容积（L）；S为有效截面积(mm)；T 室温(K)；K绝热指数，取14。由式（3-27）有： (3-28)取t=0.01s，并将p=0.7MPa， =0.1MPa，T=293K，k=1.4，V=6.035 L代入式(3-28),有：S=0.002568 mm为了避免加工的难度，取较大的S值，S=1.6 mm综合上面的分析和计算，确定电磁阀的参数，见表3.17：表3.17 电磁阀的基本参数阀芯结构形式 动作方式 密封形式 电流电压 有效截面积 阀座式 直动式 弹性密封 24V，DC 1.6mm3 .10 本章小结本章先对起车辅助控制阀零部件进行了设计，包括阀芯套杆、阀芯、阀芯复位弹簧、活塞、活塞复位弹簧进行设计计算和强度校核，完成了起车辅助控制阀的装配零件设计。第4章 转速传感器与力传感器的选用及安装4 .1 转速传感器的选用4.1.1 转速传感器选择起步辅助系统需要对汽车速度小于lkmh低速检测，并且还需要检测车轮的旋转方向，而一般的ABS车用轮速传感器不能够满足上述要求，因此，需要选用一种既能测低速又判断转向的轮速传感器代替原有轮速传感器。本设计选用AD22157轮速传感器，AD22157是AD公司生产的一种基于霍尔效应的传感器，它是一种混合信号磁场转换器，具有很大的测速范围(02500Hz)和较宽的操作温度范围(-40150C)。它可在较大的车速范围内对汽车铁磁性目标轮进行车速与转动方向的测量。AD22157轮速传感器结构如图4.1：图4.1 AD22157轮速传感器结构框图4.1.2 AD22157轮速传感器的主要特性AD22157采用二线制电流回路操作方式，适于在-40150的温度范围、+4.5+20V直流供电范围下工作，且在瞬时电压高达+27V时仍能维持正常工作。AD22157轮速传感器的输出电流脉冲为7mA或14mA(静止偏置值为7mA)，该传感器的输出电流脉冲的上升沿可准确定位于目标轮的轮毂。输出脉冲宽度则可由目标轮的运动方向和磁场强度来决定，并可按照主流系统制造商所推荐的现行工业标准为一组根据目标轮的运动方向和磁场强度预先定义的时间间隔编码。AD22157轮速传感器的输出脉冲宽度可根据所测量的差模磁场强度的不同而有所不同：B4mT(正常磁场)、2mTB4mT(低磁范围)、B2mT(极低磁范围)三种不同磁场中具有不同的宽度输出。另外，在正常和低磁情况下，它还可提供车轮转动方向的测量。在不同磁场强度范围及车轮正反转情况下，其输出脉冲宽度的情况如图4.2所示。图4.2 不同磁场强度范围下的输出脉冲宽度在初始上电、目标轮停止或其它原因造成检测不到动态信号时，一个安全停止的失败信号就会以大约15Hz的频率重复产生。AD22157传感器内部集成有霍尔单元，并有相应的电路来减小霍尔器件参数的温漂，在与SmCo磁铁搭配使用时，该器件的补偿效果最佳。该结构充分发挥了CMOS电路线性度高和DMOS电路电压高的优点，因而能够使传感器在要求的环境下准确工作。AD22157还包括一个适应性的差模过零检测器，它能准确地检测出目标轮轮毂的位置。此结构减小了由于封装和温度对霍尔传感器阵列所造成的、使其输出脉冲的上升沿与上升沿之间的时间间隔存在2偏差的影响。为保证测量的精确度，AD22157舍弃了每次上电时或停止时的4个脉冲沿。它采用数字信号处理技术来增强功能，同时可减少在电磁兼容（EMC）极限条件下可能产生的伪脉冲或脉冲丢失现象。AD22157采用单列5脚(SIP)的封装形式，十分适合于作为车速传感器使用，它可方便地与一个安放在其后的偏置磁铁进行装配。AD22157的封装形式如图4.3所示：图4.3 AD22157的封装AD22157的主要极限参数如下：最大电源电压：+27V；最大输出电流(管脚2)：18mA；工作温度范围：40150：片芯最高温度：190。4.1.3 AD22157轮速传感器的工作原理AD22157轮速传感器实际上是一个二线制电流调制传送器，它可根据磁场在空间的差模变化产生相应的电流脉冲。在其应用于轮速传感器时，它所探测到的磁场是由一个放置于其后面的永久磁铁和位于传感器前端、目标轮上的铁制凹槽标记相互作用产生的。在这种条件下，传感器必须抵消恒定的磁场偏置，并放大差模调制磁场，从而准确判断目标轮的转动情况。AD22157轮速传感器采用集成在硅衬底上的霍尔片结构来对磁场进行空间差模测量，从而抵消了偏置磁场的影响。此霍尔结构由直线排列的三组霍尔单元构成，可用于一些不窄于5mm的锯齿或凹槽输出对应的正交信号。每组霍尔单元都由4个独立的、直径为200 um、排列成空间十字形的霍尔片并联构成(如下图所示)。此排列方式有利于减轻使用时逐渐增加的倾斜度对霍尔信号电压造成的影响。图4.4 霍尔阵列霍尔阵列由三组匹配的电流源供电，在此电流下的灵敏度为5VGauss。三组霍尔效应传感器可分为两组，并分别与仪器放大器相连，中间的霍尔片同时与两个放大器相连。这种结构可使两组空间差模磁场信号转变为电信号，其峰-峰值与差模磁场信号和霍尔片偏置电流成正比。因此，如果霍尔阵列与车轮斜度相匹配，则AD22157中的空间差模阵列所测得的霍尔信号将按正弦规律变化。霍尔传感器除了可以产生所需的空间差模信号外，通常还会产生误差，为了补偿误差就需要对信号进行调整，并准确判断差模信号的过零点(差模信号是由霍尔单元产生的相互正交的正弦信号，产生的正弦信号的频率由目标轮的转速决定)。它们之间的关系如图4.5所示。其正交信号之间的相位关系可用于判断车轮旋转的方向。图4.5 差模信号与正交信号之间的关系该装置的信号调整采用了两个单独的测量通道。第一通道用于检测过零点信息，并提供边沿信息的主信号源。第二通道仅对信号相位作比较，以提取转动方向的信息。每个通道都包含2个极值采样保持电路和一个10位模数转换器。每个通道都使用由两个A/D转换器构成的采样保持电路来对各自的信号进行极值检测。其中一个采样保持电路检测峰值，另一个是检测谷值。DAC的电压输出反映了任意时刻信号的峰-谷值。这个电压的中间值可作为PWM中的过零检测器的参考值。此结构可保证在任何操作条件下都可检测出lkHz信号(上升沿至上升沿)2的相位抖动。通道1还给出了被测信号的峰-峰值，此结果可用于测量与空气隙直接相关的磁场强度或用于空气隙诊断，同时可结合通道2的方向信息计算PWM中的输出脉冲宽度。当接收到上电复位信号、停止信号或者无磁场时，每个通道的采样保持电路都将分别复位到它们的最大和最小电压值，然后再向内跟踪直到检测到霍尔信号。即通道1(SH-max)向霍尔信号最大值增加，通道1(SH-min)向最小值减小，图4.6给出了上电、停止或无磁场时的信号跟踪曲线。图4.6 脉宽与过零事件的关系为确保得到霍尔信号的峰值，开始的四个过零事件一般不引起信号输出。复位后的第三个过零信号之前也不执行采集操作模式。随着DAC信号开始跟踪霍尔信号的峰值，系统将在四个过零事件之后，使转换器进入变化模式；此操作模式将使DAC电压追踪并保持霍尔信号的峰值，从而为车轮跑偏和失调等情况保持一个有效的过零点。脉宽调制器(PWM)完成信号调制的最后一步是将霍尔信号的过零点信息、信号幅值、车轮转动方向等信息转换为一位脉宽调制信号。脉宽的第一个边沿由通道1的过零事件决定。脉冲宽度由轮速方向和信号幅值决定，如上图所示。所有信号调制事件都是与内部时钟同步的，异步的过零点事件将被排列至下一个时钟沿，而这将导致最大延迟时间为1.4 us。输出脉冲宽度由19位计数器调制，该计数器既可作为脉冲宽度调制器，又可作为一个看门狗定时器。计数器时序如下：(1)计数器收到一个过零事件后复位；(2)延时45 us后输出脉冲的上升沿；(3)幅度阈值和方向被解码，并输出合适宽度的脉冲信号；(4)计数器复位；(5)若在计数器溢出前745 us未接收到过零信号，将输出1个停止脉冲。4 .2 扭距传感器的选用在起车辅助气动控制系统的研究中采用了美国Sensor Development公司的SDI90360型车用制动力矩传感器，它主要包括传感器、车轮连接盘和数字式FM遥测装置3个部分，最大的特点是无须改变现有车轮和制动器的结构，通过更换连接盘就可方便地将扭矩传感器安装到各种车辆上。 1）传感器扭矩传感器采用传统的应力应变式测量法，能测量构件的静态和动态应变，精度很高。它的额定测量范围为3390，最大转速为. ，传感器迟滞为满量程的，非线性度为满量程的，工作温度范围为，能很好地满足各种车型的测量要求。传感器安装在实验车辆上，受力分析如下： (4-1)车轮受到的地面切向力，车轮半径，滚动阻力矩，内摩擦力矩，制动器制动力矩，加装传感器后右后轮的转动惯量，车轮角速度。 (4-2)式（4-2）为扭矩传感器
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