车辆工程毕业设计论文-车辆液压辅助动力系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-车辆液压辅助动力系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 图 NXQ 型 蓄能器 螺纹连接结构简图 设计标准见表。 表 NXQ 系列蓄能器技术参数表 型号 公称 压力)(MPa 公称 容积)(L 尺寸 )(mm 重量)(kg D 1L 2L L M *L 10 20 89 50 190 318 227M NXQ1/*L 1 290 418 6 NXQ1/*L 1 114 50 205 333 227M 6 *L 152 65 215 370 242M *L 280 435 15 NXQ4/*L 4 390 545 *L 560 715 参数计算 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 由于本系统任务是将车辆的所损失的机械能 (主要是动能 )转换为液压能，所以根据能量守恒定律，车辆所损失的机械能必与系统液压能相等。 汽车制动前后动能损失为： )(21 2021 vvmW  （ ） 式中 m — 车辆的质量 )(kg ； 1v 、 0v — 车辆制动前后的速 度 )/( hkm。 而在液压系统中，蓄能器为储能装置。 其储存的液压能应与汽车损失的动能相等。 对于蓄能器， 根 据单通道稳态流动能量方程，有如下能量守恒公式 ： hisckpw EEEEEEE  （ ） 式 中 wE — 单位质量流体与外界的作用功 )(J ； pE — 所考察的两截面 5的压力能差 )(J ； kE — 所考察的两截面间的动能差 )(J ； cE — 所考察的两截面间的压缩能差 )(J ； sE — 所考察的两截面间的位能差 )(J ； iE — 所考察的两截面间 的内能差 )(J ； hE — 对外热传导，辐射，对流等热能损耗 )(J。 以下为对公式的几点说明： 压力能使液压技术中最主要的能量形式，也是蓄能器的主要储能方式。 在液管路中，单位质量流体介质的压力能表达式为：  pqpqE vvp  （ ） 式中  — 液体密度 )/( 3mkg ； p — 压力 )(ap ； vq — 体积流量 )/( 3 sm。 单位质量液体所具有的动能为 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 22mk vE  （ ） 式中 kE — 单位液体所具有的动能 )(J ； mv — 液体的流动速度 )/( sm。 压缩能是因液体的可压缩性而消耗的能量。 工程上认为，容积 V 随着压力升高按线性规律逐步被压缩，故其压缩能为 ： 压缩能是因液体的可压缩性而消耗的能量。 工程上认为，容积 V 随着压力升高按线性规律逐步被压 缩，故其压缩能为 ： EVppVEc 2212 （ ） 式中 E — 介质的体积弹性能量 )(J ； p — 压力 )(Pa。 由于液体的可压缩性较差，即液体体积变化受压力影响很小，在主要靠压力能储能，即压力能为主要储能方式 下可以忽略不计。 位能相对于压力能所占的比重很小，可以忽略不计。 位能相对于压力能所占的比重很小，可以忽略不计。 指能 量损 耗导致的介质温升的热能部分 tCE fi  （ ） 式中 fC — 介质比热。 iE — 介质升温的热能 )(J ； t — 温度的变化量 )(C。 hE 项由于难以估算，且系统温升限定在热平衡状态，故忽略不计。 综上所述，把以上不容忽视的各项能量表达式代入能量守恒方程 式 中 ，得 02 212212  tCvvppE fw  （ ） 本系统所采用的蓄能器中，所储存的能量形式主要是压力能。 由于蓄能器充、放油完成后，即系统处于稳定状态时，壳体内液体处于静止非流动状态，故液体速度为零。 同时，由于 介质的能耗导致的温升的热能部分，即内能部分，考虑到蓄能器与整黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 个液压系统相通，且热能又在通过传导、对流、辐射的形式散失，因而介质的能耗导致的液体温升总体不大，故也可在计算蓄能器的储能量时不以考虑 [6]。 所以，由式 （ ） 可计算蓄能器的储能量为 ： pVE （ ） 式中 p — 蓄能器最大工作压力 )(Pa ； V — 蓄能器最大工作容 积 )(l。 因此，联立公式 （ ）、（ ） 可得 : pVvvmyj  )(21 2021 （ ） 式中 j — 汽车传动系效率； y — 液压系统效率。 汽车行驶方程式为： jiwf FFFFF  （ ） 式中 F — 车辆驱动力 )(N ； wF — 空 气阻力 )(N ； iF — 坡度阻力 )(N ； jF — 车辆惯性力 )(N ； fF — 滚动阻力 )(N。 其中 GFf  （ ） 222  dtdKcAvcAF vw  （ ）  GFi  （ ） dtGdvFj  （ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 式 中  — 滚动阻力系数； c — 空气阻力系数 )/( 3msN ； A — 汽车正面投影面积 )( 2m ； v — 车速 )/( sm ； dtd — 变量泵 /马达输出角速度 )/( srad ；  — 坡度角 )(rad ； vK — 速度转速转换系数 )( 1m ；  — 旋转质量换算系 数。 变量泵 /马达输出轴上，驱动扭矩方程为 : iFRM / （ ） 式 中 M — 变量泵 /马达输出转矩 )( mN ； i — 汽车 传动比； R — 车轮工作半径。 公共汽车的运行车速一般都比较低，因此，所受的空气阻力很小，可忽略不计。 系统工作压力可根据扭矩选择，但应 有一定范围。 系统工作压力低，势必加大液压元件的结构尺寸，而样机布置空间不允许，同时，从材料消耗角度也不经济 ； 反之，压力选得太高，对液压元件密封、制造精度要求就高，必然提高装置成本。 所以依据该装置工作性质与环境，初选为 [7] aMPp 35~20 （ ） 将选定的压力代入公式 ()中，可得蓄能器工作容积为 ： pvvmV yj2 )(2021  （ ） 由此可得蓄能器公称容积公式 为： nnppppVV 12110101  （ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 式中 0V — 所需蓄能器公称容积 )(L ； 0P — 充气压力 )(aP ； n — 指数，取 ，按绝热处理； V — 蓄能器工作容积 )(L ，按式（ ）计算； 2p — 最高工作压力 )(aP ； 1p — 最低工作压力 )(aP。 在本系统中蓄能器作为蓄能使用，所以蓄能器充气压力 0p 应按以下计算： 蓄能器总容积 0V 最小，单位容积储存能量最大的条件下，绝热过程时 20 pp  （ ） 使蓄能器重量最小时 20 )~( pp  （ ） 压缩能是因液体的可压缩性而消耗的能量。 工程上认为，容积 v 随着压力升高按线性规律逐步被压缩，故其压缩能为 :在保护胶囊，延长其使用寿命的条件下 折合形气囊 10 )~( pp  （ ） 波纹形气囊 10 )~( pp  （ ） 隔膜式 2120 pp pp  （ ） 蓄能器的充气压力 0P ，根据应用条件的不同，选用不同计算公式进行计算。 代号含义同前。 对于蓄能器最低工作压力 1p 和最高工作压力 2p 作为动力源来说，蓄能器的最低工作压力应满足 m a xm a x1 )()( ppp I  （ ） 式中 max)( Ip — 最远液压机构的最大工作压力； max)( p — 蓄能器到最远液压机构的压力损失 （ MPa ）。 从延长皮囊式蓄能器的使用寿命考虑 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 12 3pp  （ ） 2p 越低于极限压力 3 1p ，皮囊寿命越长，提高 2P 虽然可以增加蓄能器有效排油量，但势必使泵的工作压力提高，相应功率消耗也提高了，因此凡应小于系统所选泵的额定压力。 作为动力源的蓄能器，为使其在有效工作容积过程中液压机构的压力相对稳定些，一般推荐 21 )~( pp  （ ） 蓄能器作为液压能储存和释放的装置。 根据在本设计中其应具有较强的能量储存与释放功能，以及反应灵敏，工 作平稳可靠使用方便，寿命长等要求。 综合比较弹簧式、气瓶式、活塞式和气囊式蓄能器的特点，选用气囊式蓄能器，如图 所示。 蓄能器的校 核 蓄能器是本系统的关键元件之一，不同型号具有不同的 标准。 其公称容积和压力允许范围必须经过严格的校合以便 选择蓄能器的型号。 以下是对本次设计所用蓄能器所做的校核： 各参数确定如下： 由 式 （ ）得， 最低工作压力 1P 和最高工作压力 2P 分别为 20 aMP 和 35 aMP。 由于本系统 是在单位容积存储能量最大的条件下进行设计，所以 0P 即冲气压力取 2P。 又公交车最高速度为 60 hkm/ ，最低为 20 hkm/ ，即 1v =60 hkm/ ， 0v =20 hkm/。 公交车 辆 最大质量为 12t。 假设汽车传动系效率 j 和液压系统效率 y 均为最大，为 1。 图 NXQ 型皮囊式蓄能器结构图 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 由式（ ）可得：（因 V 为最大工作容积，所以 P =20 aMP。 ） LPvvmV yj 11)2060(12 00 02 )( 6222021    由（ ）可得： Lppppvvnn)3520(1)()(1)(111211010  由表 可选择 NXQL4/ 型号 蓄能器， 其压力和公称容积均可符合要求。 变量泵 /变量马达的计算 为了分析简单，假定汽车运行在水平路面上。 将 ()代入式 ( )并经过转换得变量泵 /马达与负载的转矩平衡方程为： 022fMdtdJM   （ ） 式中 22dtd —变量泵 /马达输出角加速度； J —汽车质量转换为变量泵 /马达轴上的转动惯量与变量泵 /马达转动惯量 之和 )( 2smN  ； 0fM —滚动摩擦力折算到变量泵 /马达输出轴上的负载扭矩， )( mN。 当汽车制动时，二次元件的转速由 0w 开始加速至 1w ， 对式 ()进行变换得： 022fMdtdJpD   （ ） 式中 p—液压蓄能器内气体压力 )/( 2mN ； D —变量泵 /马达排量 )/( 3 radm。 根据公式（ ） 、。