綜合傳動裝置換檔離合動態(tài)仿真

更換文檔是確保車輛進行全面車輛動脈傳輸?shù)闹匾考弧Ｎ臋n交換操作是通過液壓線裝置的分離或組合而完成的。合理地匹配和控制換檔過程中液壓緩沖閥和換檔離合器的油壓特性,能夠有效地減小換檔過程中摩擦片磨損、發(fā)熱、動力損失等,保證換擋過程中履帶車輛的動力性能,得到良好的換檔品質,所以,需要較為準確地掌握換檔離合器結合過程中的油壓、結合時間和摩擦轉矩等特性規(guī)律及影響因素,為實際產(chǎn)品的設計提供理論依據(jù)。為了保證良好的換檔品質,在換檔離合器進油油道中設計了一個液壓緩沖閥(見圖1),其結構和工作原理、工作特性見文獻;緩沖閥控制的輸出壓力pCL在換檔過程中具有快速充油、緩沖升壓和階躍升壓3個階段,系統(tǒng)輸入壓力為pS,由操縱液壓系統(tǒng)的定壓閥控制,在換檔過程中為穩(wěn)定值。通過控制電磁閥的通電或斷電,實現(xiàn)換檔操作。換檔過程中,換檔離合器由消除摩擦片間隙的油缸充油過程、摩擦片滑磨過程和主被動邊同步3個階段組成。圖中,Ti和ωi為離合器主動邊的轉矩和角速度,在綜合傳動處于液力傳動工況時,為渦輪輸出轉矩折算值,在綜合傳動處于機械傳動工況時,為發(fā)動機的輸出轉矩折算值;I1為從液力變矩器渦輪軸或發(fā)動機曲軸折算到變速一軸上(即換檔離合器的主動邊)的轉動慣量;I2為車輛平移質量、主動輪等折算到變速一軸上(即換檔離合器的被動邊)的轉動慣量;T1和ω1為離合器主動邊的轉矩和角速度;T2和ω2為換檔離合器被動邊的轉矩和角速度;TR和ωR為阻力矩和輸出角速度,阻力矩TR在換檔過程中變化較小。筆者通過建立所研究的換檔離合器在換檔過程中的動力學模型,采用MATLAB中SIMULINK進行動態(tài)特性仿真,研究結合過程中的動態(tài)特性,得到良好的液壓控制系統(tǒng)和換檔離合器的共同工作特性。通過臺架試驗,驗證所建立的數(shù)學模型和仿真模型、仿真計算方法的正確性和有效性,用于綜合傳動換檔離合器與液壓系統(tǒng)的性能匹配和性能預測。1計算過程的數(shù)學模型1.1油道壓縮引起的流量忽略摩擦片移動摩擦力和油道內泄漏的影響(見圖1a)。在快速充油階段活塞運動方程為式中,mc為活塞及其隨動部分的質量;xc、c、c為活塞運動的位移、速度、加速度;Bc為活塞的粘性阻尼系數(shù);pc為作用到活塞上的壓力;Kc為回位彈簧剛度;xc0為分離彈簧在分離狀態(tài)下的初始壓縮量;Ac為活塞面積。經(jīng)過油道的流量Qc也就是進入換檔離合器內油缸的總流量式中,d1為油道直徑;L1為油道長度;μ為油液動力粘度;pCL為緩沖閥出口壓力。所設計的常溢流卸壓孔為細長孔,在快速充油階段通過卸壓孔的流量式中,d2為卸壓孔直徑;L2為卸壓孔長度。當快速充油階段結束后,摩擦片間隙被消除,鋼片將卸壓孔蓋住,則有QL=0。油液壓縮引起的流量變化式中,β為油液彈性模量;V為油腔體積,為離合器充油油道和活塞缸容腔的體積。考慮到液體的連續(xù)性,在換檔離合器快速充油階段,忽略泄漏的影響,則流量平衡方程為1.2摩擦片聚合反應為了便于研究,假設①忽略軸的扭轉振動;②忽略傳動系中軸承、軸承座和齒輪嚙合的彈性;③忽略齒輪嚙合等間隙(見圖1b)。換檔過程中的動力學方程為T1在換檔離合器未同步之前等于摩擦轉矩,即T1=Tf;當忽略軸承等損失后,T2=T1;在換檔過程中,T1和T2的變化特性影響到換檔平穩(wěn)性,引起動載荷大小和換檔離合器熱負荷大小。在結合過程中,換檔離合器摩擦片間隙逐漸減小,并由滑磨狀態(tài)過渡到主被動邊同步,所形成的摩擦轉矩經(jīng)過由帶排轉矩到摩擦轉矩的變化過程。當摩擦副之間平均油膜厚度為h,2個摩擦副表面的粗糙度的合成均方根偏差為和σ2分別為鋼片和摩擦片表面粗糙度均方根偏差),則油膜厚比A=h/σ>3時為流體動力潤滑和全油膜狀態(tài)。按照帶排轉矩計算摩擦轉矩:式中,z為摩擦副數(shù);h為摩擦副之間間隙,m;Δn為轉速差,r/min;R1為摩擦片內半徑,m;R2為摩擦片外半徑,m。當A≤3時則為部分油膜狀態(tài),摩擦表面微峰發(fā)生接觸而處于摩擦狀態(tài),此時摩擦轉矩Tf=f(pcAc-FS)rz式中,f為摩擦系數(shù);FS為分離彈簧力;r為摩擦副平均半徑。摩擦系數(shù)f由動摩擦向靜摩擦轉變,對于研究對象采用的銅基摩擦材料的動靜摩擦系數(shù)相差較大。通過作者對研究對象換檔離合器摩擦系數(shù)大量的試驗研究,對于研究對象在轉速差范圍內的摩擦系數(shù)f=0.130879exp(-0.00057048Δn)在離合器主被動摩擦片之間滑損失的功率Pf=Tf(ω1-ω2)2在模擬分析和實驗結果的分析中2.1系統(tǒng)的特性仿真按照上述所描述的系統(tǒng)動態(tài)數(shù)學模型,利用MATLAB中SIMULINK進行仿真計算。采用如下?lián)Q檔離合器結構參數(shù):摩擦副有效外半徑為114mm,內半徑為86mm,活塞最大行程為5.5mm,活塞外半徑為107.5mm,內半徑為45mm,回位彈簧剛度為438N·mm,回位彈簧初始壓縮量為13.5mm,從緩沖閥壓力出口到離合器油缸的油道直徑為11mm,油道的長度為3.5m,卸壓孔直徑為1.5mm(2個)。為了便于與試驗結果進行對比,取有效摩擦副數(shù)為4,潤滑油為15W/40CD,油液溫度為90℃,阻力矩TR為145N·m且為恒定值。換檔離合器主動邊轉速為2000r/min,主被動邊轉速差為900r/min,與研究對象在實際傳動系統(tǒng)中的工況相當。輸入轉矩Ti特性與試驗系統(tǒng)中的特性相同,Ti=-1.21564ni+2584.85,Ti的單位為N·m,ni的單位為r/min。主動邊轉動慣量為8.8kg·m2,被動邊轉動慣量為3.07kg·m2。仿真計算中采用文獻中所得出的仿真油壓特性。按照上述參數(shù),結合過程中的仿真計算結果見圖2。由仿真計算結果,由于換檔離合器活塞由分離狀態(tài)移動到使摩擦片貼合位置總是需要一段時間(即快速充油階段,在本仿真計算中需要0.1425s),因此在該階段換檔離合器主被動邊轉矩T1、T2屬于摩擦副之間因流體動力潤滑而產(chǎn)生帶排轉矩。圖2a中當摩擦片貼合后,換檔離合器因活塞油缸內已無流量變化,使得pC與p1的變化一致。圖2b中,轉矩T1和T2迅速過渡到滑磨階段而急劇增加,形成一次換檔沖擊(滑磨起點動載系數(shù)K=Tmax/To=2.375,To為換檔前綜合傳動裝置輸出的穩(wěn)定轉矩值,即TR),達到主被動邊同步后增加到最大值并完成滑磨階段(滑磨時間為0.58s),使轉矩急劇下降到與驅動系統(tǒng)加速的慣性轉矩相等,形成又一次換檔沖擊(動載系數(shù)K=6.24)后急劇下降,隨著轉速逐漸加速到穩(wěn)定值。此外,在上述結合過程中,油壓特性的變化規(guī)律決定了滑磨起始時刻、滑磨階段摩擦轉矩特性、滑磨時間長短和滑磨終點轉矩值大小,且必須保證在緩沖升壓階段結束之前完成滑磨,否則將形成較大的轉矩沖擊。2.2快速充油階段b整個試驗過程通過微機完成自動控制和數(shù)據(jù)采集,得到的一組結合過程中油壓特性、主被動邊轉速變化特性、摩擦轉矩變化特性見圖3。圖3a中,液壓緩沖閥輸出壓力經(jīng)歷快速充油、緩沖升壓,并在達到同步之后完成階躍升壓3個階段。圖3b中,在快速充油階段,轉矩T1和T2隨著摩擦副間隙減小帶排轉矩逐漸增加,當摩擦片達到貼合后迅速過渡到滑磨階段而急劇增加,形成一次換檔沖擊(滑磨起點動載系數(shù)K=2.80),轉矩隨壓力增加而逐漸增大,達到主被動邊同步后完成增加到最大值并完成滑磨階段(滑磨時間試驗結果0.60s),使轉矩急劇下降到與驅動系統(tǒng)加速的慣性轉矩相等,形成又一次換檔沖擊(滑磨終點動載系數(shù)K=6.283)后急劇下降,隨著轉速逐漸加速到穩(wěn)定值,轉矩隨之逐漸降低。由于實際結構各個環(huán)節(jié)中具有彈性,因此在同步后出現(xiàn)了轉矩振蕩(扭振)過程,逐漸達到穩(wěn)定值。2.3改變油壓特性的仿真結果對比仿真計算和試驗結果,由于仿真計算中忽略了摩擦力和泄漏等因素,試驗結果較仿真結果在時間上略有滯后,滑磨時間略長,滑磨功率略高于仿真計算結果。從各個曲線的變化規(guī)律和數(shù)值大小來看,仿真計算結果和試驗結果吻合,說明所采用的數(shù)學模型和仿真計算方法能夠反映出系統(tǒng)動態(tài)特性,以此為基礎進行系統(tǒng)的性能預測和匹配能夠為改進設計提供重要參考。改變油壓特性的仿真計算結果見圖4。曲線B同圖2仿真結果。曲線A為提高緩沖起點壓力到0.55MPa(占系統(tǒng)壓力的39.3%),滑磨時間減小到0.3675s,離合器活塞移動時間減小到0.781s,但動載系數(shù)增加較大(滑磨起點K=3.748,滑磨終點K=7.09)。曲線C為保持緩沖起點壓力不變而減小油壓上升斜率(即減小緩沖終點壓力)的仿真計算結果,因降低了油壓上升斜率,使得滑磨時間變長到0.7107s,離合器活塞移動時間基本不變(0.143s),而滑磨起點動載系數(shù)(K=2.178)較油壓特性未改變前滑磨起點動載系數(shù)(K=2.375)減小8.3%,滑磨終點動載系數(shù)(K=5.145)較油壓特性未改變前滑磨終點動載系數(shù)(K=6.283)減小了18.1%,使得換檔沖擊改善較大。由此也可以看出,若要減小換檔過程動載荷,就要以延長換檔時間和增加離合器熱負荷為代價。提高緩沖閥緩沖起點壓力(或提高緩沖閥動態(tài)響應)的方法對縮短滑磨時間和減小換檔過程中可能出現(xiàn)的動力中斷有效,但對改善換檔過程中動載和換檔沖擊沒有效果。3緩沖閥油壓力小本文建立了綜合傳動裝置換檔離合器結合過程的動態(tài)數(shù)學模型,利用MATLAB中SIMULINK得出了定量的仿真結果。通過臺架試驗,驗證了所建立的數(shù)學模型和仿真計算方法的正確性和有效性。通過仿真分析,能夠較為準確地了解換檔離合器充放油過程壓力、轉矩、轉速和滑磨功率等變化規(guī)律及其影響因素。通過研究,可以得出如下結論:(1)為了不產(chǎn)生較大換檔沖擊,必須保證緩沖閥油壓特性在緩沖升壓階段結束之前換檔離合器完成滑磨。對換檔沖擊的改善應集中降低滑磨起點和滑磨終點的轉矩值上。減小油壓上升斜率、降低換檔離合器同步點附近油壓會有利地降低動載荷,減小換檔沖擊,從而改善換檔品質。(2)作為研究對象的