車輛綜合傳動系統(tǒng)過渡工況仿真及試驗驗證

項昌樂 符升平

北京理工大學(xué)車輛傳動國家重點實驗室，北京，100081

車輛綜合傳動系統(tǒng)過渡工況仿真及試驗驗證

項昌樂 符升平

北京理工大學(xué)車輛傳動國家重點實驗室，北京，100081

為預(yù)測車輛綜合傳動系統(tǒng)過渡工況動態(tài)特性，建立了能反映車輛工作狀態(tài)的關(guān)鍵部件的數(shù)學(xué)模型；以模塊化建模思想為指導(dǎo)，綜合各子部件的數(shù)學(xué)描述，根據(jù)液力機械傳動系統(tǒng)工作原理，建立了能實現(xiàn)性能預(yù)測的車輛綜合傳動系統(tǒng)虛擬樣機模型，并對起步、加速和換擋等過渡工況進行仿真分析；以起步動態(tài)過程試驗的動力特征和換擋模式為模型邊界條件，對模型進行了驗證。通過試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果的對比分析，證明建模方法的可行性和模型的準確性。

綜合傳動系統(tǒng)；集成仿真；試驗驗證；性能預(yù)測

0 引言

車輛綜合傳動系統(tǒng)是集機械、液壓和控制為一體的多域系統(tǒng)，也是一個復(fù)雜的多自由度和時變動態(tài)系統(tǒng)。以往傳動系統(tǒng)過渡工況動態(tài)特性仿真主要基于Simulink環(huán)境來進行，不能滿足系統(tǒng)的需要。基于虛擬樣機技術(shù)所建立的傳動系統(tǒng)模型［1－3］沒有考慮關(guān)鍵部件內(nèi)部激勵因素，不能反映系統(tǒng)真實工作狀態(tài)。因此考慮系統(tǒng)內(nèi)部激勵的影響，用虛擬樣機模型代替物理樣機，預(yù)測過渡工況動態(tài)特性，對車輛傳動系統(tǒng)的設(shè)計有一定的指導(dǎo)意義。

本文以某履帶車輛綜合傳動系統(tǒng)為研究對象，根據(jù)關(guān)鍵子部件的工作原理，分別建立發(fā)動機、聯(lián)軸器、閉鎖式液力變矩器、濕式換擋離合器和齒輪副的數(shù)學(xué)模型；基于模塊化建模思想，根據(jù)模型接口之間運動學(xué)參數(shù)的協(xié)同條件，建立系統(tǒng)虛擬樣機模型，并且進行過渡工況的仿真分析；最后采用起步試驗的動力條件和換擋模式作為樣機模型的邊界條件，驗證模型的準確性。

1 系統(tǒng)工作原理

本文研究對象是后分流式雙流液力機械傳動系統(tǒng)，該系統(tǒng)由前傳動、液力變矩器、齒輪變速機構(gòu)和匯流排等組成（圖1）。不對車輛轉(zhuǎn)向行駛工況進行研究，因此不考慮功率分流的問題。

圖1 系統(tǒng)傳動簡圖

通過操縱齒輪變速機構(gòu)中的換擋離合器實現(xiàn)不同擋位之間的切換，各擋操縱元件如表1所示，其中“●”表示離合器接合。為使起步換擋平穩(wěn)，離合器CL、CH、CR接合過程采用液壓緩沖閥進行緩沖控制，離合器C1、C2、C3直接使用換擋閥控制，沒有緩沖環(huán)節(jié)。

表1 各擋位操縱件列表

2 模型生成機理

以ADAMS為軟件平臺，針對車輛綜合傳動系統(tǒng)的特點，對其進行模塊劃分，基于模塊化建模思想建立參數(shù)化模型庫，實現(xiàn)參數(shù)化設(shè)計和性能預(yù)測為一體的集成仿真平臺。

模塊化建模與仿真可表示為V字形（圖2），即通過自頂向下的方法分解系統(tǒng)，建立模型庫，再利用從底到上的方法利用庫模型建立系統(tǒng)仿真模型。

圖2 基于模塊化的建模方法

模型庫按照典型的車輛綜合傳動系統(tǒng)實際組成建立。模型庫提供了自頂向下的建模方法，適合于相同結(jié)構(gòu)形式傳動系統(tǒng)的快速建模，可以進行子模型替換、參數(shù)修改等操作，也可以方便地增添部件模型。

3 部件數(shù)學(xué)模型

為準確建立系統(tǒng)虛擬樣機模型，基于模塊化建模思想，需要對系統(tǒng)中關(guān)鍵部件進行數(shù)學(xué)描述，即建立發(fā)動機、聯(lián)軸器、液力變矩器、濕式換擋離合器和齒輪副等的數(shù)學(xué)模型。

3.1 發(fā)動機

由于主要研究系統(tǒng)過渡工況動態(tài)特性，因此不考慮發(fā)動機扭矩波動激勵。轉(zhuǎn)矩模型中，根據(jù)試驗所測發(fā)動機外特性曲線，采用數(shù)值插值方法得到任意油門開度和轉(zhuǎn)速下的指示轉(zhuǎn)矩Te。則發(fā)動機動力學(xué)方程為

式中，Je為發(fā)動機飛輪等效慣量；Tl為負載轉(zhuǎn)矩；ne為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；a為油門開度。

3.2 彈性聯(lián)軸器

彈性聯(lián)軸器廣泛應(yīng)用于車輛動力傳動系統(tǒng)中，它使動力傳遞平穩(wěn)可靠，減小動載和系統(tǒng)沖擊。由于所承受轉(zhuǎn)速高，工況變化頻繁，因此彈性聯(lián)軸器的動態(tài)特性成為影響傳動系統(tǒng)動力學(xué)行為的關(guān)鍵因素之一。彈性聯(lián)軸器動力學(xué)模型如圖3所示，對應(yīng)的數(shù)學(xué)模型為

圖3 彈性聯(lián)軸器動力學(xué)模型

式中，JPl和JTl分別為聯(lián)軸器兩端所連接部件的轉(zhuǎn)動慣量；MPl和MTl分別為聯(lián)軸器輸入軸和輸出軸動態(tài)轉(zhuǎn)矩；nPl和nTl分別為聯(lián)軸器輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)速；Kl為聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度；Cl為聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)阻尼系數(shù)。

聯(lián)軸器減振特性主要取決于其剛度，所研究對象為蓋斯林格聯(lián)軸器，參考文獻［4］，取Kl＝0.0249MN·m／rad。聯(lián)軸器阻尼系數(shù)計算公式為

3.3 閉鎖式液力變矩器

閉鎖式液力變矩器是現(xiàn)代履帶車輛動力傳動系統(tǒng)的重要部件，它通過其內(nèi)部工作液體的動量矩變化來傳遞動力。液力工況下，閉鎖式液力變矩器有自動適應(yīng)性、無級變速和減振等特性；為提高傳動效率，閉鎖離合器閉鎖，轉(zhuǎn)換成機械工況。因此，閉鎖式液力變矩器有三種工作狀態(tài)，即液力工作狀態(tài)、機械工作狀態(tài)和混合工作狀態(tài)。在不同工作狀態(tài)下，動力傳遞路線不同，相應(yīng)的動力學(xué)參數(shù)發(fā)生變化，影響傳動系統(tǒng)動態(tài)特性。針對研究對象，建立能反映其真實工作狀態(tài)的動力學(xué)模型（圖4）。在機械工作狀態(tài)，用彈簧阻尼系數(shù)模擬閉鎖離合器主被動邊之間內(nèi)力，以保證兩者同步。

閉鎖式液力變矩器數(shù)學(xué)模型如下：

圖4 閉鎖式液力變矩器動力學(xué)模型

3.4 濕式換擋離合器

濕式換擋離合器安裝在變速箱傳動軸上，以保證車輛平穩(wěn)換擋，防止過載，是保證車輛動力性能的關(guān)鍵部件。換擋操作靠液壓系統(tǒng)控制主被動邊接合或分離來實現(xiàn)，以完成不同工作狀態(tài)的轉(zhuǎn)換，即完全分離、滑摩和同步三種狀態(tài)的切換。結(jié)合研究對象，建立帶液壓緩沖控制的換擋離合器動力學(xué)模型（圖5）。主被動邊分離時，離合器處于完全分離狀態(tài)或滑摩狀態(tài)，在滑摩階段，根據(jù)充油特性計算出滑摩力矩，使主被動元件達到同步；主被動邊接合后，兩者之間內(nèi)力保證其運動同步。

圖5 濕式換擋離合器動力學(xué)模型

在主被動元件沒有接合之前，離合器處于完全分離狀態(tài)或滑摩狀態(tài)。濕式換擋離合器數(shù)學(xué)模型如下：

式中，MPc、MTc為主被動件轉(zhuǎn)矩；JPc、JTc為主被動元件轉(zhuǎn)動慣量；nPc、nTc為主被動件轉(zhuǎn)速；Mcc為摩滑力矩。

在接合過程中由動摩擦向靜摩擦變化的，μd的大小影響換擋品質(zhì)，所研究離合器摩擦材料是銅基粉末冶金，根據(jù)臺架試驗結(jié)果擬合得出摩擦因數(shù)表達式如下［5］：

3.5 齒輪副

由于本文是在ADAMS環(huán)境下進行數(shù)值仿真的，而ADAMS中齒輪副僅能保證傳動齒輪間運動學(xué)關(guān)系，不能考慮齒輪內(nèi)部激勵的影響，因此需要對齒輪副扭轉(zhuǎn)模型進行修正，即建立一個無質(zhì)量的中介齒輪，通過齒輪副與主動齒輪保證運動學(xué)關(guān)系，與被動齒輪施加能包含內(nèi)部激勵因素的扭簧則保證齒輪間動力的傳遞。改進的齒輪副動力學(xué)模型如圖6所示。

圖6 改進的齒輪副動力學(xué)模型

式中，TPg和TTg分別為主動和被動動態(tài)轉(zhuǎn)矩；JPg和JTg分別為主動齒輪和被動齒輪轉(zhuǎn)動慣量；θPg、θb和θTg分別為主動齒輪、中介齒輪和被動齒輪扭轉(zhuǎn)角；K′為等價扭轉(zhuǎn)剛度；K為嚙合剛度；C′為等價扭轉(zhuǎn)阻尼；C為嚙合阻尼；e′（t）為等價綜合嚙合誤差；e（t）為嚙合誤差；Rb為被動齒輪基圓半徑。

嚙合剛度采用平均嚙合剛度進行計算，即

式中，ξ為阻尼比，其值一般在0.03～0.17之間；Ra為主動齒輪的基圓半徑；kv1為主動齒輪的動載系數(shù)。

誤差激勵e（t）一般取嚙合偏差進行研究，嚙合偏差可用簡諧函數(shù)表示，因此采用正弦函數(shù)對誤差激勵進行模擬［6］。

4 系統(tǒng)模型

以多體動力學(xué)軟件ADAMS為仿真環(huán)境，通過在Pro／E中實體建模，利用相關(guān)插件實現(xiàn)模型轉(zhuǎn)換。不考慮部件的彈性效應(yīng)、表面摩擦磨損以及油液損失等，在路面能提供足夠附著力的假設(shè)條件下進行數(shù)值仿真。

針對上述對各部件的數(shù)學(xué)描述，分別建立能反映各部件工作機理的虛擬樣機模型。對于彈性聯(lián)軸器，確定輸入和輸出元件的運動關(guān)系，用Bushing力元模擬其內(nèi)部剛度阻尼元素。對液力變矩器通過施加旋轉(zhuǎn)副建立泵輪、渦輪和導(dǎo)輪之間的關(guān)系；采用傳感器感應(yīng)所處工作狀態(tài)來控制不同狀態(tài)的轉(zhuǎn)換；根據(jù)不同工作狀態(tài)，在泵輪與渦輪之間添加相應(yīng)的作用力矩。對于換擋離合器，確定各零件之間的運動，通過傳感器來控制主被動邊的分離或接合，在實現(xiàn)同步后，用Bushing力元模擬作用內(nèi)力。

通過坐標變換，確定各子部件在虛擬環(huán)境下的相對位置和位姿坐標。為實現(xiàn)功率的傳遞，采用耦合副來定義各子部件之間的接口。建立的某車輛綜合傳動系統(tǒng)虛擬樣機模型如圖7所示。

圖7 綜合傳動系統(tǒng)虛擬樣機模型

5 仿真與試驗驗證

5.1 仿真結(jié)果

5.1.1 換擋仿真分析

通過操縱液壓元件控制換擋離合器主被動邊的接合和分離來實現(xiàn)換擋操作，換擋品質(zhì)是衡量傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的重要指標。

對液力1擋換2擋進行仿真，1擋工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在2000r／min。根據(jù)所求動力換擋點，在第2s時發(fā)出換擋指令，CL分離，CH開始接合。仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 1擋換2擋仿真結(jié)果

由圖8可知：換擋工況順利完成，在第6s后車速穩(wěn)定在15km／h；在換擋點處，CL迅速分離，由于已有一定車速，CH主被動邊很快就達到同步；因為變矩器緩沖和發(fā)動機調(diào)速作用，在換擋前后渦輪轉(zhuǎn)速變化比發(fā)動機的轉(zhuǎn)速變化要大；發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩在換擋后急劇變化，最后穩(wěn)定在某值附近。

5.1.2 加速仿真分析

加速特性是評價車輛動力性能的重要指標。由于所研究對象的動力性要求高于經(jīng)濟性要求，因此采用動力性換擋原則選取換擋點，即根據(jù)不同工況下的動力條件，確定相關(guān)擋位下的速度和加速度。結(jié)合發(fā)動機轉(zhuǎn)矩特性，可以得到任意油門開度下各擋位關(guān)系曲線，求得動力換擋點。表2為100%油門開度下的動力換擋點。

表2 動力換擋點

發(fā)動機初速為2000r／min，按照其凈外特性曲線確定系統(tǒng)動力條件，路面阻力系數(shù)為0.05。在第2s進入1擋，當(dāng)滿足條件時換至高擋，直至機械6擋。

圖9所示為加速仿真的結(jié)果，可以看出：車輛從0加速到32km／h的時間為10.4s，此時車輛處于5擋閉鎖狀態(tài)。最后車輛加速到25s時，車速為51.4km／h；由于CH和CL離合器帶緩沖環(huán)節(jié)，主要控制其主被動邊的接合和分離實現(xiàn)換擋，因此隨著擋位的變化，離合器工作狀態(tài)交替變換；液力變矩器也不斷閉鎖解鎖，在液力工況下起變矩調(diào)速功能，在機械工況下，渦輪和泵輪同步工作，從而提高工作效率；由于變矩器緩沖，液力擋位下發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動幅值明顯小于機械擋位下發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化。

5.2 試驗驗證

為驗證虛擬樣機模型的準確性，以某車輛為對象進行起步動態(tài)過程試驗。保持發(fā)動機穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，按一定的負載系數(shù)進行加載，傳動裝置從空擋換至1擋達到穩(wěn)定狀態(tài)后，分別記錄相關(guān)動力學(xué)參數(shù)和油壓時間歷程。

以起步動態(tài)過程試驗的動力邊界條件和操作模式作為虛擬樣機模型的仿真輸入，通過仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)的對比，判斷仿真模型的準確性。

圖10所示為試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比，可以看出，輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)相接近，因此仿真模型能真實反映車輛綜合傳動系統(tǒng)工作狀態(tài)，從而驗證了模型的有效性。由于在主被動邊接合初期，離合器內(nèi)部參數(shù)特性發(fā)生突變，具有較強的非線性，與仿真模型中線性特征有一定差異，因此存在一定的誤差。

圖9 加速仿真結(jié)果

6 結(jié)論

（1）建立了綜合傳動系統(tǒng)關(guān)鍵零部件數(shù)學(xué)模型，以模塊化建模為基礎(chǔ)，在ADAMS環(huán)境下提出建模方法，得到整個系統(tǒng)的虛擬樣機模型。

圖10 試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比

（2）對換擋和加速工況進行仿真分析，結(jié)果表明樣機模型能反映動力傳動系統(tǒng)的工作狀態(tài)。

（3）采用起步動態(tài)試驗的動力邊界條件和操作模式進行起步數(shù)字仿真，通過仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)的對比，驗證了模型的有效性。

（4）建模方法和仿真結(jié)果對傳動系統(tǒng)動態(tài)性能的預(yù)測有一定的參考意義。

［1］ 曾鴻章.基于虛擬樣機技術(shù)的車輛動力傳動系統(tǒng)過渡工況性能仿真研究［D］.北京：北京理工大學(xué)，2005.

［2］ 熊常亮.基于虛擬樣機技術(shù)的車輛動力傳動系統(tǒng)動態(tài)分析［D］.北京：北京理工大學(xué)，2005.

［3］ 林保生，張利霞，閆清東.基于ADAMS的車輛傳動系統(tǒng)動態(tài)特性仿真研究［J］.計算機仿真，2006，23（12）：247－252.

［4］ 劉輝.車輛動力傳動系統(tǒng)扭振動力學(xué)仿真及分析［D］.北京：北京理工大學(xué)，2005.

［5］ 項昌樂.裝甲車輛傳動系統(tǒng)動力學(xué)［M］.北京：國防工業(yè)出版社，2007.

［6］ 李潤方，王建軍.齒輪系統(tǒng)動力學(xué)—振動、沖擊、噪聲［M］.北京：科學(xué)出版社，1997.

Research on Simulation of Vehicle Integrated Transmission System and Experimental Validation

Xiang Changle Fu Shengping
National Key Lab of Vehicular Transmission，Beijing Institute of Technology，Beijing，100081

To predict the dynamic characteristics of vehicle integrated transmission system，the work states of crucial parts were mathematically described.According to the work principles of hydro－mechanical transmission system，a virtual prototype model of integrated transmission system was constructed based on modular modeling method by synthesizing each component mathematic model.The transition process of start，acceleration and shifting was simulated numerically.The presented model was validated by start process test with the same power condition and operating manner.Contrast of the simulation and test results indicates the modeling method is feasible and the virtual prototype model is correct.

integrated transmission system；integration simulation；experimental validation；characteristics forecast

U463.2；TP391.9

1004—132X（2011）01—0106—05

2010—03—25

（編輯 郭 偉）

項昌樂，男，1963年生。北京理工大學(xué)機械與車輛學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。主要研究方向為車輛傳動系統(tǒng)動態(tài)分析。符升平，男，1983年生。北京理工大學(xué)機械與車輛學(xué)院博士研究生。