某特種車非圓齒輪無級變速器錐形離合器動力學(xué)仿真分析

趙重年1 楊聰2 李紅勛3

1.陸軍軍事交通學(xué)院學(xué)員五大隊研究生隊 天津 300161

2.漢陽專用汽車研究所 湖北武漢 430056

2.陸軍軍事交通學(xué)院軍事交通運(yùn)輸研究所 天津 300161

1 前言

現(xiàn)廣泛應(yīng)用于民用汽車的無級變速器（C V T，Continuously Variable Transmission）以摩擦式無級變速為主，但其在性能上存在難以克服的缺陷，易打滑、易損壞、傳動比范圍小、特別是轉(zhuǎn)矩容量低，鋼帶壽命短，故很難滿足大負(fù)荷的傳動要求。針對以上問題，某特種車擬采用三分支非圓齒輪無級變速器取代傳統(tǒng)的摩擦式無級變速器，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

2 傳動原理

2.1 非圓齒輪無級變速原理

非圓齒輪無級變速器的動力分兩路輸入至第一、二非圓主動齒輪，在凸輪機(jī)構(gòu)與錐形離合器的協(xié)調(diào)控制下，從第一、二非圓從動輸出至差速機(jī)構(gòu)的太陽輪與行星架，最終由差速機(jī)構(gòu)的齒圈以定傳動比輸出，當(dāng)改變兩非圓主動齒輪的相位時，非圓齒輪輸出傳動比隨之改變，經(jīng)過差速機(jī)構(gòu)輸出的定傳動比也隨之改變，由于相位的變化是連續(xù)的，差速機(jī)構(gòu)輸出傳動比也就是連續(xù)的，即無級變速。

圖1 非圓齒輪無級變速器結(jié)構(gòu)

設(shè)圖1（b）中非圓齒輪無級變速機(jī)構(gòu)的輸入轉(zhuǎn)速為nin，輸出轉(zhuǎn)速為nout，第一非圓齒輪對1/2的主、從動輪瞬時節(jié)曲線極徑分別為R2、 R1，第二非圓齒輪對9/10的主、從動輪瞬時節(jié)曲線極徑分別為R9、 R10， 差速機(jī)構(gòu)太陽輪轉(zhuǎn)速為nS、行星 架 轉(zhuǎn) 速 為nH、 齒 圈 轉(zhuǎn) 速 為nR， 則n2= n9= nin， nS= R2nin/ R1，nH= R9nin/ R10， nR= nout。

設(shè)差速機(jī)構(gòu)特征參數(shù)值為k，由正號WW型2Z-X機(jī)構(gòu)[1]的運(yùn)動特性方程nS+（k－1）nH－ knR=0，易得傳動比i表達(dá)式為：

令ω2= R2/ R1、 ω9= R9/ R10， 如圖2所 示，ω2和 ω9在0°～240°角位移范圍內(nèi)均是線性段，在240°～360°范圍內(nèi)均是非線性段，不難寫出ω2和 ω9在0°～240°角位移范圍內(nèi)的方程[2]：

式中，t為角位移；s2、 s9為第一、二非圓齒輪對線性段傳動比倒數(shù)幅值；r2、 r9為第一、二非圓齒輪對線性段傳動比倒數(shù)

圖2 0相位差傳動比倒數(shù)

為使非圓齒輪節(jié)曲線封閉連續(xù)、極徑適當(dāng)，通常取r2= r9=1，非線性段采用正弦曲線。初始位置相位差為0，故0°～240°角位移范圍內(nèi)有恒定的總傳動比[3]， 記作i，特殊0地，取t=0、120°、240°，則分別有：

即：i0=1、s2=（k－1）s9， 則：

設(shè)ω2相對ω9左移為負(fù)、右移為正，且-1 2 0≤t2－t9≤120，則：

由于s2＜1恒成立，所以無級變速器的總傳動比范圍為：

因此，只要給定差速機(jī)構(gòu)特征參數(shù)值k和ω9線性段幅值s9，就能得到相應(yīng)的傳動比范圍。為增強(qiáng)齒輪及其加工刀具的通用性，可使兩非圓齒輪對形狀完全一樣，取差速機(jī)構(gòu)特征參數(shù)值k=2?？紤]到非圓齒輪對節(jié)曲線的形狀以及可加工性，通常ω2線性段幅值s2＜0.5且越小越好，本文取0.32，故總傳動比取值范圍為i∈[25/29,25/21]，如圖3所示，該范圍可作為高速擋使用，若要將傳動比擴(kuò)大，只需在非圓齒輪無級變速器后串聯(lián)副變速器，實現(xiàn)如圖4所示的分段無級變速，具體方法本文不作詳述。

圖3 無級變速器傳動比范圍

圖4 總傳動比范圍

圖5表示一個周期內(nèi)，一個分支的非圓齒輪對在相位差，即t2- t9=0°、-120°、120°時輸出定傳動比倒數(shù)1/i與角位移的關(guān)系，由圖可知，定傳動比只出現(xiàn)在ω2、 ω9的公共線性段角度范圍，其余角度輸出傳動比是波動的，此時需要中斷該組分支的動力，改由其他分支提供，而在相位差為±120°時每組分支公共線性段達(dá)到最小，為1/3周期，所以只有通過3組分支連續(xù)接力才能實現(xiàn)一個周期的定傳動比傳動。因此，用于控制動力切換的錐形離合器是實現(xiàn)無級變速的關(guān)鍵部件。

圖5 單分支非圓齒輪對不同相位差時傳動比倒數(shù)

2.2 錐形離合器結(jié)構(gòu)及工作原理

錐形離合器由內(nèi)錐盤、外錐盤、軸套、回位彈簧等組成，動力從與非圓從動齒輪同速的外錐盤輸入，通過摩擦作用傳至內(nèi)錐盤，經(jīng)由與內(nèi)錐盤鍵連接的軸套輸出至差速機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)及動力傳遞路線如圖6所示。當(dāng)某一分支的非圓齒輪對傳動比倒數(shù)處于非公共線性段時，差速機(jī)構(gòu)不能輸出定傳動比，該組動力需要切斷，此時凸輪推動該分支的錐形從動件徑向向外運(yùn)動，使得軸承推動內(nèi)錐盤軸向內(nèi)移，壓縮回位彈簧，內(nèi)、外錐盤的摩擦面相互分離，動力中斷，完成分離過程；當(dāng)該分支的非圓齒輪對傳動比倒數(shù)重新處于公共線性段時，錐形從動件徑向回落，在回位彈簧作用下，內(nèi)錐盤軸向外移，內(nèi)、外錐盤接合，動力恢復(fù)傳遞，完成接合過程。

圖6 錐形離合器結(jié)構(gòu)及動力傳遞路線

3 仿真模型的建立

相位差不為0時，每組錐形離合器接合時內(nèi)、外錐盤的角速度差并非最大，得到仿真結(jié)果說服力不強(qiáng)，而在同一分支中的兩組錐形離合器的工況類似，故對0相位差時單分支機(jī)構(gòu)中的一組錐形離合器進(jìn)行研究即可。

根據(jù)某特種車匹配發(fā)動機(jī)的參數(shù)要求，參考《機(jī)械設(shè)計手冊》[4]設(shè) 計方法，經(jīng)計算初步得到結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。利用Solidworks和ADAMS/View軟件建立錐形離合器模型時，在不影響機(jī)構(gòu)正常運(yùn)動的前提下，進(jìn)行了合理簡化[5]，如：不考慮倒角、小孔等細(xì)節(jié)特征，用運(yùn)動副代替了軸承等結(jié)構(gòu)，簡化后的仿真模型如圖7所示。

表1 錐形離合器結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖7 仿真模型

4 動力學(xué)仿真分析及優(yōu)化設(shè)計

4.1 仿真結(jié)果分析

圖8表示了錐形離合器在一個周期內(nèi)的沖擊情況，由圖可知，在動力切換過程中，內(nèi)、外錐盤在0.16 s左右分離，未出現(xiàn)自鎖、分離不徹底等現(xiàn)象。分離后，內(nèi)錐盤由于慣性保持恒角速度運(yùn)動；內(nèi)、外錐盤在0.24s左右開始接合，內(nèi)錐盤角速度迅速減小并向外錐盤角速度靠攏，約在6.19×10-4s后兩者角速度達(dá)到一致，兩者完成接合，仿真結(jié)果基本符合變速器傳動原理，證明了其可行性及機(jī)構(gòu)設(shè)計的正確性；另外，錐形離合器接合過程對應(yīng)凸輪轉(zhuǎn)角為9.29°，約占周期的1/36，體現(xiàn)了動力切換的快速性。

圖8 錐形離合器沖擊情況

在錐形離合器接合過程中，內(nèi)錐盤角加速度的最大值為2.02×107° /s2，內(nèi)、外錐盤間接觸力的最大值達(dá)到3.96×105N，由于半錐角為9°，此時錐形離合器轉(zhuǎn)動慣量稍大，這會導(dǎo)致其接合沖擊力很大的同時內(nèi)錐盤的慣性力偶矩也很大，影響接合過程的穩(wěn)定性，故需對錐形離合器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計以減小接合沖擊。

4.2 錐形離合器的優(yōu)化設(shè)計

4.2.1 錐形離合器的半錐角優(yōu)化

其他條件不變，只改變內(nèi)、外錐盤半錐角，分別得到3°、4.5°、6°、7.5°半錐角的錐形離合器一個周期內(nèi)的沖擊情況如圖9所示，各錐角錐形離合器的接合時間、接合沖擊如表2所示。

圖9 不同半錐角錐形離合器沖擊情況

由圖9和表2的仿真結(jié)果可得，其他條件一定時，各半錐角錐形離合器動力切換時間準(zhǔn)確，且均未出現(xiàn)自鎖、分離不徹底等現(xiàn)象；半錐角越大，錐形離合器接合時間越短[6]，接合過程中內(nèi)、外錐盤接觸力最大值越大，內(nèi)錐盤角加速度最大值越??；不同半錐角的錐形離合器滑磨功率變化趨勢相近，雖然峰值相差較大，但整個接合過程的滑磨功相差較小，故可認(rèn)為半錐角對滑磨功影響不大。為了直觀地了解不同錐角錐形離合器的接合過程，根據(jù)表2中數(shù)據(jù)繪制柱狀圖如圖10所示，根據(jù)圖中各數(shù)據(jù)隨半錐角的變化分析可得，半錐角大于6°時，接合時間、內(nèi)錐盤角加速度最大值變化量小，減小趨勢放緩；雖然接觸力最大值有所增加，但由于接觸力處于峰值附近的時間極短，故不會對錐形離合器的接合穩(wěn)定性造成大的影響，綜上所述，選定6°為較優(yōu)半錐角。

表2 各錐角錐形離合器的仿真結(jié)果

圖10 各錐角錐形離合器接合情況柱狀圖

4.2.2 錐形離合器的靜摩擦系數(shù)優(yōu)化

在半錐角優(yōu)化結(jié)果的基礎(chǔ)上，其他條件不變，只改變內(nèi)、外錐盤間靜摩擦系數(shù)，分別得到靜摩擦系數(shù)為0.1、0.12、0.18、0.2的錐形離合器一個周期內(nèi)的沖擊情況如圖11所示，各靜摩擦系數(shù)下錐形離合器的接合時間、接合沖擊如表3所示。

圖11 各靜摩擦系數(shù)下錐形離合器沖擊情況

表3 各靜摩擦系數(shù)下錐形離合器的仿真結(jié)果

由圖11和表3的仿真結(jié)果可得，其他條件一定時，各靜摩擦系數(shù)下錐形離合器動力切換時間準(zhǔn)確，且均未出現(xiàn)自鎖、分離不徹底等現(xiàn)象；靜摩擦系數(shù)越大，錐形離合器接合時間越短，接合過程中內(nèi)錐盤角加速度最大值越大，但靜摩擦系數(shù)對內(nèi)、外錐盤接觸力最大值影響較??；不同摩擦系數(shù)錐形離合器接合滑磨功率變化趨勢相近，且摩擦系數(shù)越大，滑磨功率峰值越小，整個接合過程的滑磨功越小[7]。為了直觀地了解不同靜摩擦系數(shù)下錐形離合器的接合過程，根據(jù)表3中數(shù)據(jù)繪制柱狀圖如圖12所示，根據(jù)圖中各數(shù)據(jù)隨靜摩擦系數(shù)的變化分析可得，半錐角為6°的錐形離合器在內(nèi)、外錐盤的靜摩擦系數(shù)小于0.15時，接合時間增加近30%，導(dǎo)致內(nèi)、外錐盤磨損大大增加，降低傳動效率；靜摩擦系數(shù)大于0.18時，內(nèi)錐盤角加速度最大值增加近30%，導(dǎo)致慣性力偶矩大大增加，內(nèi)、外錐盤沖擊較大，降低錐形離合器使用壽命；相比于優(yōu)化前，靜摩擦系數(shù)為0.18時，內(nèi)、外錐盤接合時間相對較短、接觸力最大值相對較小，雖角加速度最大值有所增加，但增幅不大，故不會對錐形離合器的接合穩(wěn)定性造成大的影響，綜上所述，選定0.18為較優(yōu)靜摩擦系數(shù)。

圖12 各靜摩擦系數(shù)下錐形離合器接合情況柱狀圖

5 結(jié)語

結(jié)合某特種車擬采用的非圓齒輪無級變速器中錐形離合器的工作原理及性能特點(diǎn)，建立了相關(guān)機(jī)構(gòu)的虛擬樣機(jī)模型，重點(diǎn)對錐形離合器在動力切換過程中的沖擊情況進(jìn)行動力學(xué)仿真分析，并從半錐角和靜摩擦系數(shù)兩方面對錐形離合器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，結(jié)果表明半錐角為6°、靜摩擦系數(shù)為0.18的錐形離合器接合沖擊更小，穩(wěn)定性更好，為后續(xù)的實物設(shè)計、加工、試驗提供了理論參考。