液压机械传动系统双流工况动态特性研究有英文原文-中英文翻译

1、液压机械传动系统双流工况动态特性研究加我qq： 1985639755要英文原文川摘要：研究液压机械传动系统的动态性能。根据功率键合图规则，建 立二段式液压机械双流无级传动装置双流传动工况的键合图模型，并 以惯性元的广义动量和容性元的广义位移作为状态变量，推导出系统 的状态方程。根据键合图模型，分析了该无级传动系统的动态响应特 性，分别得到负载、输入转速和斜盘摆角变化时，系统输出转速和系 统主油压的响应曲线，同时分析了液容变化对系统响应速度的影响。 分析结果表明，该系统动态响应达到稳定的时间为0.5s ,当液容增大 时，达到稳定的时间将延长。关键词：液压机械无级传动；键合图；动态仿真i、简介液压

2、传动与机械传动复合构成了液压机械双流无级传动。液压传 动部分的输出转速与机械传动部分的输出转速通过差速装置汇流后 输出，当变排量液压元件的排量变化时，就可获得连续变化的输出转 速。液压机械传动作为一种无级变速传动形式，已应用在军用车辆的 直驶和转向上。但目前对液压机械无级传动的研究还主要停留在结构 设计和静态特性上。通过功率键合图理论的应用，我们建立了一个两 范围液压机械传输系统的键合图模型，并模拟了其动态特性。二、液压机械传动系统模型1、液压机械传动系统结构研究的二段式液压机械双流无级传动系统的结构简图如图1所 示，该系统由3个制动器、4个行星排、1个变排量液压元件和1个 定排量液压元件组成

3、。制动器Cl制动、制动器Ch和Cr分离时，行 星排P2和P3工作，为液压机械双流传动工况。止匕时，由齿轮Z1输入1 / 13 的功率经齿轮Z21和Z22分流后，一路功率经齿轮Z3给液压传动部分， 一路经齿轮Z4给机械传动部分，最后两路功率在P2行星排汇流后， 经齿轮Z5 , Z6和Z7输出。图1液压机械无极传动系统简图2、系统建模通过分析图1所示的液压机械传动系统的功率流程，并根据键合 图规则，建立了该系统双流传动工况的键合图模型。通过分析图1 所示的液压机械传动系统的功率流程，并根据键合图规则，建立了该 系统双流传动工况的键合图模型。如图2所示，图中对所有的键进行 了编号，不同键上的变量用相

4、应键的编号作为下标进行区分，例如标 号为25的键上的势变量和流变量可表示为e25和f25。键合图中各符号定义如下：n0为动力源，可看作一个流源，向系 统输入转速；Tb为负载，可看作一个势源，向系统输入转矩；pdi为 补偿系统，此处为一个势源，用以保持液压回路中低压油路压力恒定； i 0为齿轮Z1到Z21的传动比；i jZ为机械路传动比；ip为齿轮Z22到Z3 的传动比；ihZ为机械路汇流传动比；ihy为液压路汇流传动比；ib为 齿轮Z5到Z7的传动比；MTF 1为变排量液压元件，此处用可变回转器 表小，回转器模数由信号发生器参数qp给定；q m, qm1为定排量液压 元件变换系数，且qmqm1

5、=1 ; 1结点为共流结，流变量相等；0结点 为共势结，势变量相等。2 / 13图2液压机械无极传动系统键合图模型L0为输入轴粘性摩擦系数（单位：N - s - m-1）； Lfp为阻碍变量液 压元件转动的粘性摩擦系数；Lfm为阻碍定量液压元件转动的粘性摩 擦系数；Lb为输出轴粘性摩擦系数；Rgi为高压油路中油液的泄漏液 阻（单位：Ns- m-5） ； Rdi为低压油路中油液的泄漏液阻；Rp为变量 液压元件的泄漏液阻；Rm为定量液压元件的泄漏液阻；Ljzl为机械路 传动比主动部分轴系粘性摩擦系数；Lj Z2为机械路传动比被动部分轴 系粘性摩擦系数；Lj Z3为汇流轴系粘性摩擦系数；Co为输入轴

6、柔度系 数（单位：m - N-1） ; Cb为输出轴柔度系数；Cp为变量液压元件内部 油液的液容（单位：m5 - N-1） ； Cm为定量液压元件内部油液的液容； Cjz1为机械路传动比主动部分轴系的柔度系数；Cjz2为机械路传动比 被动部分轴系的柔度系数；I0为输入轴转动惯量；Ip为变量液压元件 的转动惯量；Im为定量液压元件的转动惯量；Ib为输出轴转动惯量； I g1为高压油路中油液的液感（单位：N S - m-5） ； Idl为低压油路中油 液的液感；Ijz1为机械路传动比主动部分轴系的转动惯量；Ij z2为机械 路传动比被动部分轴系的转动惯量；Ijz3为汇流轴系的转动惯量。 3、系统状

7、态方程应用键合图法进行系统动态特性分析，就是根据所建立的系统键 合图模型，合理地选择系统状态变量，建立系统状态方程。一般取惯 性元件的广义动量p和容性元件的广义位移q作为系统的状态变量510。3 / 13按照优先积分因果关系的原则进行键合图因果关系的标注时，有 时系统键合图部分储能元件具有微分因果关系，在这种情况下，系统 状态变量的个数等于具有积分因果关系储能元件的个数。具有微分因 果关系储能元件的能量变量，依赖于系统的状态变量，为非独立变量。 在列这种类型的键合图的状态方程时会产生代数环问题，建立的液压 机械无级传动系统键合图模型即为这类模型。在图2中，惯性元I0, Ijz2 和Im上的能量

8、变量即为微分因果关系。解决的办法是用有关的状态 变量表示微分因果关系储能元件的广义动量和广义位移，将所得的表 达式对时间求一阶导数。由此可解得惯性元I0, Ijz2和Im的变量表达 式为：lol p I o P4p27I P I jz2 (2)P15 - ：. 一 pll(2)i Ijz jz1P49P43Idl这样，系统的状态变量就只有12个，q2(t) , q9(t) , p11(t) , q18(t), p20(t) , p27(t) , q31(t) , p34(t) , q37(t) , p43(t) , q55(t) , p58(t)。该系统的输入向量：U=n叩dlTb T。根据键

9、合图反映的系统的结构特各状态变量的微分写成各状态变量和输入变量的函数关系，经推导整理后，可得到下列12阶状态方程:(4)ioip(4)q2 = n。P27I p.2jz1P1P1ijzjz1jz2Cz1.2jz1P1P1ijzjz1jz2Cz1ijz I jz1P1C1ijzCjz2q1811q18 = P11 - P20jzI jz1I jz3(6)4 / 131jz31p20 - - q18 一 I1jz31p20 - - q18 一 Ip20 一 ：-q55Cjz2I jz3ihzibCb, lolpp27q2C2C0i p qg C2Cjz12 2% 沉，；(t)qp；(t)qpClP

10、27 一 c c q31c PdlC2 1PC2cpC2 (t)qp 11q31 = . p27 -q31 - p34I pRpCpI gl1Rgi1访4 = - q31p34 一 T- q37Cp1 glCm111q37 = p34 - p qq37 一 - p431 glRmCmIdl1p43 二C3cm.2 、fm qmRdl11q372p43q55 一PdlC3qm I dlC3qmihyibCbC3, _11_ 1q55 = ；p20p43 一7 p58ihzib I jz3ihyIbqmIdl Ib1” 十p58 = - q55p58TbCbI bi2i2I1式中，C1 =1 +j

11、二; ijtIjz1式中，C1 =1 +j二; ijtIjz1C2 =1+ ； C3=1 + m2 。I pI dl qm三、动态仿真将已知的液压机械无级传动系统的结构参数和计算参数带入上述状态方程，并应用仿真软件在计算机上进行动态仿真。仿真时，首 先为系统赋初值，待系统稳定后，再施加激励，记录此时系统的动态 响应结果。图3至图8是系统输出转速和泵马达系统主油压在不同激 励状态下的响应曲线5 / 13Pres* urer1D1mlput speedPres* urer1D10141610ThnCibfi图3系统的阶跃响应AQ o o o4 3 1 1 Q图3是负载跃变时输出转速和系统主油压的阶

12、跃响应曲线，油压 响应的上升时间为22ms ,调节时间为445ms ,超调量为Q o o o4 3 1 1 Q图4系统的阶跃响应B图4是输入转速跃变时输出转速和系统主油压的阶跃响应曲线， 输出转速响应的上升时间为17ms ,调节时间为479ms，超调量为65% 。1.Z1 41 b1.Z1 41 b1 gTime事-月E3上MuockvJIBOISD匐 m 。图5角摆动板改变的系统斜坡响应6 / 13图5是变量泵斜盘摆角斜坡激励时的一族响应曲线，斜盘摆角由 0到最大值（相对变化率E取值为01）的上升斜率分别取50, 20, 8, 4（对应斜坡上升时间分别为0.04 , 0.10 , 0.25 , 0.50s）,输出转速响应 的上升时间分别为43 , 108 , 255 , 505ms ,超调量分别为47% , 12% , 4% , 2%。( J ulp ul speedFirssurc( J ulp ul speedFirssurc11 214_161 aTimcfs）图6系统的阶跃响应C图6是斜盘摆角阶跃变化时输出转速和系统主油