车辆动力传动系统建模与仿真

车辆动力传动系统建模与仿真

液压控制的动力换挡中的转速特性本文研究的车辆液力机械传动系统是复杂的系统，由液力变配器、故障控制的动态挡挡器、三轴式机械减速机构和同级旁路机构组成。其中,液压控制的动力换挡离合器(以下简称离合器)是它的核心部件之一。换挡过程中离合器摩擦转矩的变化所引起的传动系统输出转矩的扰动,降低了换挡品质并在传动系统中引起很大的动载荷。在离合器结构参数一定的条件下,摩擦转矩主要取决于摩擦因数和油压控制的变化规律。车辆液力机械传动系统是依靠切换不同的离合器来改变挡位的,因此,研究离合器切换过程中的动态特性对减小传动系统的动载荷、延长零部件的使用寿命以及离合器油压控制系统的设计都具有十分重要的意义。1缓冲阀的应用图1所示为某型车辆所使用的湿式多片动力换挡离合器及其液压控制系统原理图。缓冲阀的作用是控制其输出油压pCL(即离合器的进油油压)按照“快—慢—快”的变化规律增长,从而保证良好的换挡品质,减小换挡过程中的动载荷。在车辆液力机械传动系统中,两个并列布置的离合器是通过同一个缓冲阀来控制各自的进油油压的,这样可以减少缓冲阀的数量和简化控制系统的结构,更主要的是采用这种配置方式避免了挂双挡的可能。当需要换挡(例如升挡,升挡前低挡离合器处于接合状态)时,首先,ECU(电子控制单元)控制电磁阀断电,使缓冲阀输出油口和回油口相通,低挡离合器在回位弹簧的作用下实现分离;然后,通过ECU使电磁阀通电,缓冲阀的进油口与输出油口接通,同时,在换挡阀(图中没有示出)的配合下实现油路切换,向高挡离合器充油。电磁阀从断电到重新通电的时间以及离合器的充油、放油特性是决定换挡过程中动力中断程度的主要因素。为了消除旋转油缸中油液旋转产生的附加离心油压对分离的不良影响,实现离合器快速分离,在离合器活塞上对称设计了两个卸压孔。离合器放油过程中,活塞在回位弹簧的作用下,与紧贴活塞的钢片形成间隙,卸压孔打开而起到消除离心油压的作用;离合器接合后,钢片将卸压孔盖住,使通过卸压孔的流量接近零,因而对离合器的接合状态没有影响。2车辆动力-传动模型为研究车辆液力机械传动系统换挡过程的动态特性,首先建立包括动力装置(发动机)、车辆液力机械传动系统以及车辆平移质量的车辆动力-传动系统的动力学模型和数学模型。2.1系统的简化设计车辆动力-传动系统是一个连续、复杂的质量系统,需对其进行简化。为此,作如下假设:①系统是由无惯性的弹性环节和无弹性的惯性环节所组成。②忽略轴的横向振动。③忽略轴承和轴承座的弹性以及齿轮啮合弹性。④忽略系统的间隙和阻尼。根据上述假设,按照一定的原则将系统简化为一个离散化的当量系统,如图2所示。图中除离合器CL、CH的参数或变量外,其余的参数或变量皆为转化后的当量值。其中,离合器主动轴之前的参数或变量向主动轴转化,离合器被动轴之后的参数或变量向被动轴转化。为简化文中图形结构,将液力机械传动系统中离合器被动边之后的部分及车辆平移质量用车体(IΣ)表示。2.2弹性稳定性试验过程由图2,根据达朗贝尔原理,可建立系统数学模型ωe=1Ιeωe=1Ie∫(Te-TeP)dt(1)其中,发动机净输出转矩Te由试验所得的发动机净外特性确定。对于各弹性环节,有Ti=Ki∫(ωi-ωi+1)dt(2)换挡过程中,液力变矩器的闭锁离合器处于解锁状态,摩擦转矩TLC=0,因而ωΡ=1ΙΡ∫(TeP-TP)dt(3)ωΤ=1ΙΤ∫(TT-TT0)dt(4)其中TP=λPρg(30ωP/π)2D5(5)TT=KTP(6)ωT=iωP(7)式中λP——液力变矩器泵轮转矩系数ρ——液力变矩器工作液体密度g——重力加速度D——液力变矩器循环圆有效直径K——液力变矩器变矩系数i——液力变矩器传动比λP、K、i间的关系由液力变矩器的试验数据确定。ω0=1Ι0∫[TT0-(T0CL+T0CH)]dt(8)式中ω0——输入齿轮的角速度TT0——从变矩器涡轮到输入齿轮间弹性力矩T0CL——从输入齿轮到低挡离合器主动边间的弹性力矩T0CH——从输入齿轮到高挡离合器主动边间的弹性力矩整个换挡过程包含3个阶段:换挡前的低挡阶段、换挡阶段以及换挡后的高挡阶段。每个离合器的状态随着换挡的进程而改变。低挡阶段:CL为接合状态,CH为分离状态,有{ωCL=1(ΙCL+Ι1/i2CL)∫[Τ0CL-Τ1v/(ηCLiCL)]dtωCΗ=1ΙCΗ∫ΤCΗdtω1=ωCL/iCL(9)高挡阶段:CH为接合状态,CL为分离状态,有{ωCΗ=1(ΙCΗ+Ι1/i2CΗ)∫[Τ0CΗ-Τ1v/(ηCΗiCΗ)]dtωCL=1ΙCL∫ΤCLdtω1=ωCΗ/iCΗ(10)换挡(升挡)阶段:CL由接合状态经滑磨(打滑)过渡到分离状态,而CH则由分离状态经滑磨(打滑)过渡到接合状态,在此阶段中{ωCL=1ΙCL∫[Τ0CL-ΤCLsgn(slip)CL]dtωCΗ=1ΙCΗ∫[Τ0CΗ-ΤCΗsgn(slip)CΗ]dtω1=1Ι1∫[ΤCLsgn(slip)CLiCLηCL+ΤCΗsgn(slip)CΗiCΗηCΗ-Τ1v]dt(11)式中sgn(slip)——离合器摩擦转矩方向离合器打滑之前和打滑瞬间,摩擦转矩方向由主、被动边转矩差决定;离合器打滑后,该方向由主、被动边转速差决定。当相对滑转过零时,离合器接合,此时检验容量转矩与作用转矩之间的关系,验证接合条件是否满足。离合器的摩擦转矩为TLC=μ(pCAC-Fs)rz(12)式中μ——摩擦因数pC、AC——离合器油缸活塞上的压力和活塞承压面积Fs——分离弹簧力r、z——摩擦副平均半径和摩擦副数摩擦因数的表达式由滑磨材料和滑磨条件而定,一般由试验结果拟合而得到。对于本研究,μ=0.130879exp(-0.000570486Δn),其中,Δn为离合器主、被动边的滑磨转速差。车辆所受到的地面阻力矩为TR=(FR+FA+Fa)Rz/(iη)=[mgψ+CdA(v-vw)2/21.15+m˙v]Rz/(iη)(13)式中m——车辆总质量ψ——运动阻力系数,考虑升坡和滚动阻力,ψ=fcosα+sinαf——滚动阻力系数α——坡度角Cd——空气阻力系数A——迎风面积v、vw——车速及自然风速Rz——驱动轮半径i、η——离合器被动边到驱动轮的传动比及传动效率2.3车辆液力机械传动模型基于上述数学模型,建立了Matlab/Simulink图形建模环境下的仿真模型。该模型由发动机模块、液力变矩器模块、缓冲阀模块、换挡离合器模块以及道路阻力模块等组成。模型结构图这里从略。通过修改仿真条件,该模型还可以对车辆液力机械传动系统的正常工作状况以及其他动态过程(如液力变矩器的解、闭锁过程)的性能进行仿真。因此,可以用来预测系统的性能,进而为结构的改进和控制系统的设计提供依据。3模拟结果与分析3.1复合系统充放油工况应用上述仿真模型,对某型履带车辆液力机械传动系统换挡过程的动态特性进行了仿真。仿真条件为:m=20000kg,Rz=0.2626m,iCL=1.1481,iCH=0.7879,从二轴到驱动轮的传动比i=11.0502,水平路面,f=0.05。采用15W/40CD润滑油,油液温度50℃。离合器充油时,系统油压pS以阶跃信号输入,其值为1.4MPa(回位弹簧刚度为724N/mm);离合器放油时,pS取为零。在pS的作用下,离合器一次充、放油过程中,缓冲阀输出油口压力pCL以及离合器油缸内油液压力pC的时间历程如图3所示。图中,缓冲阀中电磁阀的通电时刻位于0s处;断电时刻位于3s处。即0～3s为充油过程,3s以后为放油过程。由于系统存在延迟,因而pCL、pC相对于电磁阀的通、断电时刻有一定的滞后。一般情况下,发动机油门在换挡过程中是变化的。此处为了研究方便,假设发动机始终工作在外特性曲线上。3.2高挡推进器中缓冲阀的工作特性车辆从静止以Ⅰ挡起步加速,起步前低挡离合器CL已接合。当速度达到升挡点车速时,CL放油分离,CH充油接合,车辆升至Ⅱ挡。由于放油速度快于充油速度,所以,不会出现“挂双挡”的现象。仿真结果示于图4～8中。图4为低、高挡离合器的角速度变化特性。图中,ωin、ωout分别表示离合器主、被动边的角速度。由图中可以看出,低挡离合器主、被动边的角速度在换挡前同步增长;换挡开始后,主动边因卸载其角速度继续增加,但随即由于并列布置在同一根轴上的高挡离合器的开始接合,使该转速随高挡离合器主动边角速度的下降(因载荷增加)而下降;当高挡离合器接合后,则又随之增长;最终按相同的规律一致变化。由于两个离合器是通过不同的传动比与同一个被动边相联系,所以,二者被动边角速度的变化趋势相同,差别只在值的大小。被动边角速度的值,如上述数学模型所表示,低挡时取决于低挡离合器的角速度;高挡时取决于高挡离合器的角速度;换挡阶段则取决于二者共同作用的结果。图5为两个离合器摩擦转矩的变化特性。图5a中开始的一段时间内,摩擦转矩略有增加的原因是离合器油缸内旋转油液的离心力作用的结果。比较图5b和图3中充油油压特性可知,高挡离合器的摩擦转矩按照油缸内油压的规律而变化,而该油压又决定于缓冲阀输出油压。因此,在实际的工作中,应高度重视动力换挡离合器缓冲油压的设计和控制。图6、图7为高挡离合器单位面积滑磨功率和单位面积滑磨功的变化特性。二者对于摩擦材料的选择、摩擦片温度的控制以及热应力的确定有非常重要的意义。因分离过程中,参数的实际意义不大,在此没有列出。车辆液力机械传动系统的输出转矩特性示于图8。从图中可以看出,在换挡过程中,由于离合器摩擦转矩(对应于缓冲油压)的变化,引起了输出转矩的变化(扰动),产生了动态载荷,且摩擦转矩增长(对应于缓冲油压的增长)越快,其值越大,最大值约为换挡前稳定值的3倍。输出转矩的扰动,会引起换挡冲击,恶化换挡品质,也会影响传动系统零部件的使用寿命。在进行传