串聯(lián)離合器操縱換擋過程的建模與分析

劉 釗,王 磊,劉 洋

(同濟大學(xué) 機械與能源工程學(xué)院,上海 201804)

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串聯(lián)離合器操縱換擋過程的建模與分析

劉 釗,王 磊,劉 洋

(同濟大學(xué) 機械與能源工程學(xué)院,上海 201804)

工程車輛動力換擋普遍采用三自由度定軸式變速器,變速器在某檔位下穩(wěn)定工作需要同時控制接合兩個串聯(lián)布置的離合器以傳遞扭矩.針對串聯(lián)離合器建立了新的換擋過程動力學(xué)模型,應(yīng)用新模型對ZL30裝載機的3個典型工況的換擋進行了仿真計算與分析,得出換擋過程分為3個階段:第一扭矩相、慣性相和第二扭矩相.提出的新的換擋過程簡化統(tǒng)一模型具有普遍的適用性,對換擋過程的分析有著新的認識,對換擋過程的控制以及換擋品質(zhì)的提高有著重要意義.

變速器; 串聯(lián)離合器; 換擋過程; 傳動系仿真; 工程車輛

工程車輛普遍使用定軸式動力換擋變速器.動力換擋變速器采用濕式離合器串聯(lián)布置傳遞扭矩.早期的變速器換擋被認為是一個離合器接合與另一個離合器分離的過程[1],對工程車輛自動變速器的換擋建模與分析也只是基于單離合器操縱的換擋過程[2].然而常見的變速器有3個自由度,變速器在某檔位傳遞扭矩時需要同時控制兩個離合器接合.若僅改變速度檔(例如前進二檔換前進一檔),方向檔離合器在換擋過程中也可能會脫開.因此變速器換擋是一個復(fù)雜的過程,只考慮單個離合器的變化不能反映所有換擋過程,基于此建立的模型也并不具備普遍的適用性,不能很好地指導(dǎo)變速器的控制[3]與換擋過程的品質(zhì)分析[4],因此需要建立完善的動力換擋變速器簡化統(tǒng)一的換擋過程模型.

本文提出了新的串聯(lián)離合器操縱換擋過程模型,在換擋過程中,同時考慮兩個離合器的接合與分離.列出了換擋過程運動的微分方程,建立了等效在整車輪邊輸出方向上的仿真計算模型,更加直觀地分析換擋過程中各物理量的變化.最后對某具體型號的裝載機進行仿真計算,通過對仿真結(jié)果的分析,得出串聯(lián)離合器操縱換擋過程的特性,以及變速器結(jié)構(gòu)布置將對換擋品質(zhì)產(chǎn)生的影響.

本文研究的串聯(lián)離合器操縱換擋過程具有重要意義,建立的簡化統(tǒng)一模型更加準確、直觀地描述了動力換擋變速器復(fù)雜的換擋過程.基于對該模型的分析,可以提出更合理的換擋操控策略,并有助于改善變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)布置,從而提高變速器的換擋品質(zhì).

1 車輛換擋過程模型

1.1 換擋過程的動力學(xué)模型

車輛傳動系統(tǒng)主要由發(fā)動機、液力變矩器、變速器和后橋組成,發(fā)動機和液力變矩器的聯(lián)合輸出是變速器換擋模型的輸入,輪胎的輪邊輸出等效在變速器輸出軸上,作為變速器換擋模型的輸出,變速器內(nèi)的離合器模型為可控單元,控制整個換擋過程.為了直觀地研究換擋過程,傳動鏈上的所有元件將通過傳動比等效在變速器的輸出軸上,變速器在某檔位下穩(wěn)定工作時,模型中的轉(zhuǎn)速及扭矩處處相等.

傳動系統(tǒng)模型在三自由度動力換擋變速器中,離合器串聯(lián)布置傳遞扭矩,不妨假設(shè)控制方向檔位的離合器為X和Y(在某些變速器中,方向檔位不僅僅包括前進和后退兩個檔位,還可能包括快速檔等其他功能檔位),控制速度檔位的離合器為A，B和C.串聯(lián)離合器的換擋過程模型如圖1所示.

圖1 串聯(lián)離合器換擋模型

Je為發(fā)動機等效轉(zhuǎn)動慣量;Ji為方向擋離合器前元件的等效轉(zhuǎn)動慣量;Jm為變速器齒輪、離合器與傳動軸的等效轉(zhuǎn)動慣量;Jo為輸出軸上等效轉(zhuǎn)動慣量;Ti與ωi分別為發(fā)動機與變矩器聯(lián)合輸出扭矩與轉(zhuǎn)速;Tm與ωm分別為方向離合器后傳遞扭矩與轉(zhuǎn)速;Tou為變速器輸出扭矩;To與ωo分別為輸出軸阻力矩與轉(zhuǎn)速.

1.1.1 發(fā)動機變矩器聯(lián)合模型和離合器模型

發(fā)動機與液力變矩器在換擋模型中只提供聯(lián)合輸出特性,即模型中的外界輸入Ti與ωi.兩者變化關(guān)系曲線一般為負斜率的直線[5],如圖2所示:

圖2 發(fā)動機變矩器聯(lián)合輸出曲線

圖2中不同曲線代表不同油門開度下的發(fā)動機與液力變矩器聯(lián)合輸出.由于發(fā)動機與液力變矩器的聯(lián)合輸出只為換擋模型提供輸入的Ti與ωi,并不影響模型內(nèi)部的參數(shù)變化,所以在后面的仿真中,為簡化計算,假定油門開度保持不變.

動力換擋變速器主要采用濕式離合器,濕式離合器通過油壓來壓緊摩擦片,從而傳遞摩擦扭矩.為了使仿真計算不存在奇異點(動摩擦與靜摩擦的突變),使用如下數(shù)學(xué)模型作為離合器模型:

式中：Tc是離合器傳遞的摩擦扭矩；Tmax是離合器傳遞的最大扭矩，為控制油壓P的線性函數(shù)；ωr為摩擦片間相對轉(zhuǎn)速；ωd為相對轉(zhuǎn)速的允許誤差.

1.1.2 簡化統(tǒng)一的換擋過程模型

為直觀分析換擋過程中,變速器內(nèi)各元件的相互運動與受力關(guān)系,需要將換擋模型簡化為傳動比統(tǒng)一的模型.圖3所示為簡化統(tǒng)一的換擋過程模型,所有元件的轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速以及傳遞扭矩都通過傳動比計算,等效到變速器輸出軸上,同時模型中只表達當前檔位下控制接合的離合器(變速器換檔時,脫開檔位的離合器直接回油,不做人為控制,因而可以省略).

傳動系在某一檔位下穩(wěn)定運行時,模型中所有元件轉(zhuǎn)速都相同,輸入扭矩等于輸出扭矩并與負載扭矩相平衡.由于傳動比不同,所以變速器在每一個檔位穩(wěn)定運行時,模型中的轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩均對應(yīng)一套不同的數(shù)值.變速器換擋時,輸出軸等效轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速與扭矩保持原檔位對應(yīng)數(shù)值不變,輸出軸之前的所有元件轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩均瞬變?yōu)榻尤霗n位的對應(yīng)數(shù)值,兩個離合器在液壓控制下逐漸接合并傳遞扭矩,最終變速器會在新檔位下穩(wěn)定運行.

在簡化統(tǒng)一的模型中,發(fā)動機與液力變矩器的聯(lián)合輸出曲線也將隨變速器傳動比變化而變化.聯(lián)合輸出在不同檔位下直線的斜率是不同的,發(fā)動機與液力變矩器的聯(lián)合輸出在模型中可以等效為Ti=kωi+b,其中k,b分別為發(fā)動變矩器聯(lián)合輸出擬合直線的一次項系數(shù)與常數(shù)，其隨檔位不同而變化.

圖3 簡化統(tǒng)一的換擋過程模型

1.2 換擋過程的運動微分方程

簡化統(tǒng)一的換擋過程模型始終表征的是，換擋過程結(jié)束后穩(wěn)定的狀態(tài)下,所有物理量等效到輸出軸的數(shù)值,亦即換擋結(jié)束時,傳動鏈上轉(zhuǎn)速比和扭矩比均為1.假設(shè)換擋操作是由Y檔換入到X檔,X與Y均可以是前進、后退或是快速檔,同時A檔換入到B檔,A與B均可以是1、2或3檔.若X與Y是相同檔,則表征此次換擋不改變方向; 若A與B是相同檔,則表征此次換擋不變檔位,由此可見,目前現(xiàn)有的換擋過程模型均為本簡化統(tǒng)一模型的特例情況.

在模型中,當兩個離合器均松開不傳遞扭矩時,系統(tǒng)有最多3個自由度,取ωi，ωm，ωo作為廣義坐標,X與B離合器傳遞扭矩由其摩擦片相對轉(zhuǎn)速ωCX，ωCB以及控制油壓PX，PB共同決定.整個換檔過程按照物理量狀態(tài)變化可以分為3部分:換擋開始時、換擋結(jié)束后和換擋過程中.

(1) 換當開始時與結(jié)束后各物理量關(guān)系

換擋開始時:

ωi=ωm=iYAωo;ωCX=ωi-ωm=0;ωCB=ωm-ωo其中iYA為YA離合器接合時相對XB離合器接合時的轉(zhuǎn)速比,XB離合器接合時的傳動比定為1,ωCX與ωCB為XB離合器內(nèi)摩擦片相對轉(zhuǎn)速.Ti采用接入檔位的發(fā)動機液力變矩器聯(lián)合輸出曲線.YA檔離合器油壓為0,XB檔離合器油壓為控制油壓.

換擋結(jié)束后:

ωi=ωm=ωo;ωCB=ωCX=0;Ti=TCX=TM=TCB=Tou=To.其中TCX,TCB為XB離合器傳遞的摩擦扭矩,此時XB離合器摩擦片穩(wěn)定接合,系統(tǒng)傳遞扭矩處處相等,并與外負載扭矩相平衡,各元件轉(zhuǎn)速處處相等.

(2) 換擋過程中動態(tài)過渡階段的動力學(xué)微分方程

系統(tǒng)有3個自由度,以ωi,ωm,ωo作為廣義坐標,列出系統(tǒng)動力學(xué)的微分方程如下:

2 換擋過程的仿真計算

2.1 仿真模型的建立與參數(shù)整定

根據(jù)上述動力學(xué)模型,應(yīng)用AMESim來進行整車換擋過程的建模與仿真.仿真對象為良羽ZL30裝載機[6].變速器傳動簡圖如圖4所示.

圖4 變速器傳動簡圖

該變速器采用三前三后的檔位布置,各檔位傳動比見表1.

表1 各檔位傳動比

為使仿真結(jié)果更加形象直觀,便于進一步分析,將模型中各物理量等效于要變速器輸出軸上.根據(jù)表1可計算得各種檔位下物理量等效在變速器輸出軸上的量值，見表2.

表2 各檔位下物理量等效到變速器輸出的量值

Ji=465645 kg·mm2,Jm=3312849 kg·mm2.Ti=kvi+b,Ti的特性由k與b決定,表征發(fā)動機液力變矩器聯(lián)合輸出等效在變速器輸出軸上的扭矩與車速的關(guān)系.

本文主要討論換擋過程模型,不對離合器換擋油壓控制做詳細說明.模型中的控制規(guī)律如圖5.

圖5 離合器油壓變化

車輛行駛時等效到變速器輸出軸上的阻力矩Tv=189.79 N·m恒定不變.輪胎與傳動軸等效到變速器輸出軸上的行走剛度kw=2269 N·m·rad-1，AMESim建好的仿真模型如圖6所示.

圖6 整車傳動系統(tǒng)仿真圖

圖6中，KX，KB分別是XB離合器的油壓控制規(guī)律，Tv是外負載變化規(guī)律, α是發(fā)動機的油門開度.

2.2 仿真計算結(jié)果

對模型進行了大量的計算，換擋過程選取起步、升擋和降擋43個典型工況，分析數(shù)據(jù)主要為各元件的速度、加速度以及離合器的控制扭矩和實際傳遞扭矩.仿真計算過程與結(jié)果如下.

1) 起步N-F1

N為空檔，F(xiàn)1為前進檔。依據(jù)表2，選取F1行參數(shù)作為起步時各元件的初始條件，換擋車速為0.8m·s-1，在零時刻按照圖5所示油壓控制離合器接合，仿真結(jié)果見圖7.

圖中Mi，Mm，Mo，Mc分別為Ji，Jm，Jo，Jc等效于整車輪邊上的平動質(zhì)量。在較短時間內(nèi)離合器B滑摩，離合器X滑摩，由于Mo相對較小，其速度很快與Mm達到同步；之后離合器B接合，離合器X滑摩，Mo,Mm,Mc速度相同，但兩者與Mi有速度差；最后離合器B接合，離合器X接合，Mo,Mm,Mi均無速度差.Mc由于質(zhì)量較大在離合器結(jié)合時會出現(xiàn)一些波動.

2) 升擋F2-F3

依據(jù)表2,選取F2行參數(shù)作為起步時各元件的初始條件,換擋車速為2.1m·s-1,在零時刻按照圖5所示油壓控制離合器接合,仿真結(jié)果見圖8.

圖7 起步N-F1換擋過程仿真結(jié)果

3) 降擋F2-F1

依據(jù)表2,選取F1行參數(shù)作為起步時各元件初始條件,換擋車速為1.6 m·s-1,在零時刻按照圖5所示油壓控制離合器接合,仿真結(jié)果見圖9.

開始時離合器X接合,離合器B滑摩,Mi與Mm無轉(zhuǎn)速差,兩者與Mo,Mc有轉(zhuǎn)速差; 之后離合器B接合,離合器X接合,Mi,Mm,Mo無轉(zhuǎn)速差,由于整車等效轉(zhuǎn)動慣量大,在兩離合器均結(jié)合一段時間后,Mi,Mm,Mo,Mc轉(zhuǎn)速達到同步.

3 仿真結(jié)果分析

3.1 串聯(lián)離合器的換擋過程

根據(jù)仿真計算結(jié)果,串聯(lián)離合器的換擋過程可以分為三個階段:第一扭矩相、慣性相和第二扭矩相.

圖8 升擋F2-F3換擋過程仿真結(jié)果

(1) 第一扭矩相

在此階段,離合器A脫開,離合器B充油并開始傳遞扭矩,由于離合器B處于打滑狀態(tài),因而傳遞的扭矩大小正比于油液壓力,離合器X處于低壓緩慢上升狀態(tài),由于此時離合器X處于接合狀態(tài)并未打滑,因而傳遞扭矩為摩擦片靜摩擦力,不與油壓成正比,本文命名此階段為第一扭矩相階段.

(2) 慣性相

在此階段,離合器B傳遞滑動摩擦力,并隨油壓的上升而上升,離合器X開始打滑傳遞滑動摩擦力,并隨油壓的上升而上升.本文命名此階段為慣性相階段.

(3) 第二扭矩相

在此階段,離合器B接合,并開始傳遞靜摩擦力,傳遞的扭矩不隨油壓變化,離合器X還處在打滑狀態(tài),并傳遞與油壓成正比的滑動摩擦扭矩.本文命名此階段為第二扭矩相階段.

3.2變速器轉(zhuǎn)動慣量布置對換擋品質(zhì)的影響

變速箱內(nèi)部離合器間轉(zhuǎn)動慣量的分布對換擋過程有很大影響.在低速Jm時,方向檔離合器前元件的等效轉(zhuǎn)動慣量Ji和方向檔離合器與速度檔離合器之間元件的等效轉(zhuǎn)動慣量Jm都非常大,兩者數(shù)量級有時會接近整車質(zhì)量; 高速檔時,Ji,Jm則大幅下降; 隨著檔位上升,等效轉(zhuǎn)動慣量隨之變小.在換入低速檔時,由等效轉(zhuǎn)動慣量引起的沖擊比較明顯.

圖9 降擋F2-F1換擋過程仿真結(jié)果

4 總結(jié)

本文提出了新的基于串聯(lián)離合器的換擋過程模型,利用AMESim建立了換擋過程的仿真計算模型,通過對仿真結(jié)果的分析可以看出,只考慮單離合器控制的換擋過程模型不能準確反映實際車輛的換擋,因此換擋時需要同時考慮兩個離合器的控制; 通過對新的換擋過程模型的分析可以看出,換擋過程是一個極其復(fù)雜的過程,每次換擋都包含第一扭矩相、慣性相和第二扭矩相.本文對換擋過程的分析有著新的認識,對換擋過程的控制以及換擋品質(zhì)的提高有著重要意義.

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Modeling and analysis on shifting process for series clutches

LIU Zhao,WANG Lei,LIU Yang

(School of Mechanical Engineering, Tongji University, Shanghai 201804，China)

Generally, the shifting process of construction vehicles is realized by fixing shaft transmission with three degrees of freedom.When the transmission is working under a specific gear, two series clutches should be controlled to transport torques.Accordingly, a new model of shifting process with series clutches is applied to simulate the shift of ZL30 loader under three typical working conditions.Afterwards, the shifting process can be divided into three stages, i.e.the first torque, inertial and second torque phases.Therein, the new sample, as well as typical model, possesses universal applications in terms of a well understanding on and a critical significance to the shifting process control and improvement.

AT; series clutches; shifting process; powertrain simulation; construction vehicle

國家“八六三”高技術(shù)發(fā)展計劃資助項目計劃(No2104AA041502);

劉 釗(1958-),男,教授,工學(xué)博士.E-mail:liuzhao@#edu.cn

TH 132

A

1672-5581(2016)03-0227-06