液压机械复合传动车辆换挡过程动力学研究.doc

液压机械复合变速系统换挡过程的动力学仿真研究1、液压机械复合变速系统的工作原理对于平地机等路面机械来说，针对上述三种传动型式在平地机上应用存在的问 题，复合变速系统由变量液压马达4和动力换挡变速箱5以串联的形式组合而成， 马达排量通过排量调节机构20调节，变速箱通过换挡操纵机构18进行换挡液压泵提供的高压油驱动马达4旋转，马达把高压油的压力能转化为机械能， 通过输出轴带动变速箱转动同时高压油还通过单向阀1为马达排量调节机构 20提供压力油,在压力油的作用下，通过改变比例电磁阀2上的电压（电流）大 小可以成比例地改变斧动油缸3活塞的位移，带动马达4斜轴（或斜盘）的倾角 变化，从而使马达的排量有级或无级变化，在机械变速箱5不换挡的情况下实现 车辆有级或无级变速图中18为动力换挡变速箱内参与换挡的两对啮合齿轮的换挡离合器结构示意 图，右侧的放大图显示了其工作原理设中间轴齿轮8左侧齿轮对6、7啮合时 变速箱为低挡位，右侧齿轮对17、21啮合时变速箱为高挡位当变速箱升挡时, 右侧换挡离合器18中的比例电磁阀9置左位，快充阀10置右位，来自油泵的压 力油pc迅速充满离合器油缸16,随后快充阀10置左位关闭，离合器主、从动片随油压升高逐渐压紧，动力开始通过主动轴I、主动齿轮19、中间轴齿轮 8、离合器主动片13、从动片12、高挡齿轮17、21传递到输出轴III,同时左侧 换挡离合器18中的比例电磁阀9置右位，离合器油缸内油压迅速下降，直至为 零，离合器主、从动片分离，低挡离合器不在传递动力，变速箱完成升挡过程。

降挡过程与升挡过程类似，通过改变电磁阀9上的电压或电流，就可以控制不同 离合器的分离或结合，从而实现不同挡位的切换通过设置合适的马达排量调节方式和变速箱挡位，并辅以变量泵的无级调节， 传动系统可以实现多种传动要求，使平地机适应不同工况的作业要求当平地机在推土工况工作时，机器工作阻力大且变化范围大，此时采用机械传 动时，由于换挡不及时往往会使发动机的工作点在其外特性曲线上剧烈变化，功 率利用极不充分；采用液力传动则会使变矩器频繁进入低效区，导致传动效率降 低；采用复合变速系统，当马达取最大排量，变速箱处于最低挡位时，液压系统 压力与外负荷按相同规律变化（不考虑动态效应），此时通过系统压力papl.单向阀 2.比例电磁阀 3.执行油缸 4.变量液压马达 5.动力换 挡变速箱6.比例电磁阀 7.快冲阀 &换挡离合器9.排量调节机构10.换挡操 纵机构图1.11复合变速系统工作原理图控制变量泵的排量调节机构，使泵的排量相应变化，由泵的力平衡方程Mb p qb式中，Mb—泵驱动轴转矩；P—泵出口压力；qb—泵出口压力可知，当压力与排量的乘积为常数时，泵驱动轴上转矩也为常数这样，通过 与发动机输出轴固联的变量泵排量的自动调整就可以消除在一定范围内外负荷 波动引起的发动机负荷的变化，使发动机在目标工作点附近工作，该原理可以实 现发动机功率利用最大化。

若负荷变化范围很大，可以使马达在大排量区小范围 调节排量，使得大负荷时系统压力适当降低，小负荷时车辆作业速度适当提高， 当负荷过低时，马达排量在某一较大值不再降低，可以避免车辆作业速度随负荷 剧烈变化当平地机进行平地作业时，要求作业速度较为恒定，此时只需将泵、马达置于 合适的排量上，作业过程中不再改变，变速箱置于合适挡位，即可进行平地作业变量马达与变速器构成的复合变速系统至少相当于两台变速器进行串联连接 当马达排量为高、低排量形式，串接变速箱为简单的2挡变速箱时，复合变速系 统就成为2x2=4的4挡变速器；当变量马达为比例控制，实现高、中、低3挡 排量切换形式时，复合变速系统就相应成为3x2=6的6挡变速器可见，复合 变速系统通过设置马达排量数目能够方便地设定传动系统的挡位数，而变速箱只 需具有2个挡位即可，其意义并不仅仅是减轻司机的劳动强度，当变速器采用电 子控制动力换挡技术时，2个挡位可以实现简单可靠的开关控制；马达排量采用 开关控制实现排量切换时，传动系统可以方便可靠地进行变速传动和控制为便于分析和描述，（1）变速比范围大，能够适应平地机低速大牵引力作业和高速行驶的要求；C2）可根据需要，通过修改控制器程序设置马达排量级数，使复合变速系统 具有合适的挡位数；通过与变量泵联合控制，可使发动机在准静态工况下工作， 充分发挥发动机的动力性；（3） 传动系统具有宽广的高效传动比范围；（4） 可在转矩-转速平面的四个象限内工作，满足平地机正反向作业和制动的 要求；（5） 与静液压传动装置相比，在实现传动系统相同性能的前提下，液压元件 的功率容量大大降低，液压系统可在较低的压力下工作，系统具有较低的成本和 较高的可靠性；C6）通过制定合适的控制策略，可以实现复合变速系统的自动控制，外界负 荷在较大范围变化时，通过复合变速系统的调节，使系统压力在设定范围内变化, 发动机始终在准静态工作点工作，使车辆发挥最好的动力性和经济性。

此外，新型传动系统采用中央传动，不用改变平地机的后桥结构，可直接利用 现有液力机械传动平地机的后桥减速和防滑装置，与静液压传动相比，不用进行 防滑控制，降低了控制系统的复杂程度1.5新型传动系统动力学研究的重要意义牵引动力学的研究表明[8],工作装置的最佳控制是极限负荷控制，行走机构的 动态性能通过参数合理配置进行改善，发动机最好是保持在静态工况下工作，对 动态负荷最有效的调节环节只能在传动系统因此，对新型传动系统展开动力学 研究，对优化系统结构、控制方式、元件参数和车辆牵引性能有着重要意义7.1动力换挡变速箱换挡操纵机构数学模型动力换档变速箱换挡操纵机构由电液比例阀和离合器油缸两部分组成，见图7.1[8 9][90][91]oAHKHXHBHKvlBvlAvl图7.1动力换档变速箱换挡操纵机构简图7.1.1电液比例阀的数学模型一、三通比例减压阀1、 比例电磁阀数学模型见式(6-13)、(6-14)、(6-15)2、 三通比例减压阀阀芯受力平衡方程T mv dydt22Bv dydtKv ypl Av (7-1)式中，F—电磁力；Avl —主阀芯有效截面积；mvl —主阀芯质量Bvl —主阀芯上的阻尼；Kvl —作用在主阀芯上的弹簧刚度。

2、三通比例减压阀出口流量[90][91]：QI Cdl W1 Xvlppl(t)(7-2)式中，Cdl —阀口流量系数；W1 —阀口面积梯度Xv—阀口开度；p—阀进口压力；pl —阀出口压力将上式用泰勒级数展开，忽略二阶无穷小进行线性化，得：QI kql Xvlkcl pl式中,kplOql Cdl W1P—流量增益系数；kcl Cdl W1 Xvl(pplO)—流量压力系数3、快充阀出口流量Q2 Cd2 Wppl(t)2式中，Cd2—阀口流量系数；W2—阀口面积梯度二、 执行油缸1、 油缸活塞的力平衡方程2p 1 AH mdxHxHHdt2BTddt,KH xH 式中，AH—活塞作用面积；mH—活塞质量；BH—活塞移动的阻尼；KH—回位弹簧刚度2、 油缸内流量连续性方程QO AdxHHdt式中，Q0—油缸工作流量QO Q.1Q27-3)7-4)7-5)7-6)((((式中，Q1—三通比例阀出口流量；Q2—快速充液阀出口流量三、 换挡过程1、快速充油阶段该阶段，比例减压阀和快速充油阀同时打开，阀口调节开度最大，进入离合器 油缸 (7-9)同时，由于摩擦片弹簧刚度系数很大，弹性变性量非常小，可以认为QO Q1 (7-10)7.1.2动力换挡离合器的数学模型动力换档变速箱离合器工作原理如图7.2所示。

动力换挡离合器接合过程中， 由电液比例控制系统控制的液压油流入液压油缸2内，活塞1在油压作用下克服 复位弹簧3阻力产生移动，消除摩擦片4间隙，把摩擦离合器的主动部分和被动 部分接合在一起，使两部分的转速相等，离合器完全接合，动力经传动齿轮输出 离合器油缸油压pl的大小决定了离合器传递转矩MC的大小，对湿式多片摩擦 片而言，传递扭矩MC与油压pl之间有如下关系[92][93][94]11234图7.2动力换档变速箱离合器工作原理图332MC23tiS(plAHKH xHO)zRrRr2(7-11)式中， 一摩擦片的摩擦系数；S—摩擦片有效作用面积；AH—油压作用面积；kH—离合器复位弹簧刚度；xHO —离合器摩擦片压紧前复位弹簧位移量，xHO 0； z—摩擦副数量；R, r—摩擦片外圆半径和内圆半径；当变速箱离合器的结构和材料确定后，上式除油压pl外都是常数MC Kp pl(7-12)式中，Kp —转矩压力系数，Kp2 SAHz(R3(R232⑶r)o7.2动力换挡变速箱换挡过程的数学模型7.2.1动力换挡变速箱力学模型数学模型是针对这种比较常见的情况建立的，不考虑换挡时需要同时改变两个 以上离合器结合或分离的情况[95][96]o另外考虑到变速箱输入、输出端转动惯量远大于变速箱内部元件的转动惯量， 所建立的模型不计变速箱内部元件的转动惯量。

根据以上假设条件建立动力换挡变速箱力学模型如图7.3所示图7.3动力换挡变速箱力学模型图7.3中，Mr、M0—变速箱输入、输出轴转矩；Jr、JO—折算到变速箱输入、输出轴上的转动惯量；r、 0—变速箱输入、输出轴转速；ir、iol、io2—变速箱输入轴到离合器主动片传动比、离合器从动片到输出轴的低挡传动比和高挡传动比；Cl、C2—变速箱低挡离合器和高挡离合器7.2.2动力换挡过程数学模型的建立动力换挡的过程中，换出挡离合器分离，同时换入挡离合器结合在此过程中， 分离的离合器油缸卸油，结合的离合器油缸充油换挡过程可分为三个阶段[89][90]：一、 原挡转矩相阶段：此时待分离的换出挡离合器油缸压力降低，开始卸油； 待结合的换入挡离合器油缸压力升高，开始充油换出挡离合器仍处于结合状态, 动力仍按原挡传动比传递；二、 惯性相阶段：随着离合器充放油的进行，换出挡离合器开始打滑，同时换 入挡离合器也没有完全结合，继续打滑，但变速箱传动比和输入、输出转矩都发生急剧变化；三、 新挡转矩相阶段：随着换入挡离合器油缸 (7-13)MCx iOxsign(Cy) MCy iOy MoJor o ir iOx上式中，sign()为符号函数，表明离合器主从动摩擦片相对滑转的方向。

研究 表明[24],当低挡离合器结合时，高挡离合器主、从动片的相对角速度为正，即 主动片的角速度大于从动片的角速度；当高挡离合器结合时，低挡离合器主、从 动片的相对角速度为负，即主动片的角速度小于从动片的角速度二、 惯性相阶段数学模型：此时，离合器Cx、Cy均处于滑摩状态，传动比由换出挡传动比向换入挡传动 比迅速过渡，建立动力学方程如下：sign(Cx) MCxsign(Cy) MCy,MJ rrr(7-14) irsign(C) M .isign(C) M i MJ . oxCxOxyCyOyoo三、 新挡转矩相阶段数学模型：此时，离合器Cx仍处于滑摩状态，离合器Cy已结合，动力按新挡传动比传 递，建立动力学方程如下：sign(Cx) MCxMCyMJ rrr(7-15) sign(Cx) MCx iOyMCy iOy Mo Joo ir iOy7.2.3动力换挡。