综合传动装置换档离合动态仿真

综合传动装置换档离合动态仿真

更换文档是确保车辆进行全面车辆动脉传输的重要部件之一。文档交换操作是通过液压线装置的分离或组合而完成的。合理地匹配和控制换档过程中液压缓冲阀和换档离合器的油压特性,能够有效地减小换档过程中摩擦片磨损、发热、动力损失等,保证换挡过程中履带车辆的动力性能,得到良好的换档品质,所以,需要较为准确地掌握换档离合器结合过程中的油压、结合时间和摩擦转矩等特性规律及影响因素,为实际产品的设计提供理论依据。为了保证良好的换档品质,在换档离合器进油油道中设计了一个液压缓冲阀(见图1),其结构和工作原理、工作特性见文献;缓冲阀控制的输出压力pCL在换档过程中具有快速充油、缓冲升压和阶跃升压3个阶段,系统输入压力为pS,由操纵液压系统的定压阀控制,在换档过程中为稳定值。通过控制电磁阀的通电或断电,实现换档操作。换档过程中,换档离合器由消除摩擦片间隙的油缸充油过程、摩擦片滑磨过程和主被动边同步3个阶段组成。图中,Ti和ωi为离合器主动边的转矩和角速度,在综合传动处于液力传动工况时,为涡轮输出转矩折算值,在综合传动处于机械传动工况时,为发动机的输出转矩折算值;I1为从液力变矩器涡轮轴或发动机曲轴折算到变速一轴上(即换档离合器的主动边)的转动惯量;I2为车辆平移质量、主动轮等折算到变速一轴上(即换档离合器的被动边)的转动惯量;T1和ω1为离合器主动边的转矩和角速度;T2和ω2为换档离合器被动边的转矩和角速度;TR和ωR为阻力矩和输出角速度,阻力矩TR在换档过程中变化较小。笔者通过建立所研究的换档离合器在换档过程中的动力学模型,采用MATLAB中SIMULINK进行动态特性仿真,研究结合过程中的动态特性,得到良好的液压控制系统和换档离合器的共同工作特性。通过台架试验,验证所建立的数学模型和仿真模型、仿真计算方法的正确性和有效性,用于综合传动换档离合器与液压系统的性能匹配和性能预测。1计算过程的数学模型1.1油道压缩引起的流量忽略摩擦片移动摩擦力和油道内泄漏的影响(见图1a)。在快速充油阶段活塞运动方程为式中,mc为活塞及其随动部分的质量;xc、c、c为活塞运动的位移、速度、加速度;Bc为活塞的粘性阻尼系数;pc为作用到活塞上的压力;Kc为回位弹簧刚度;xc0为分离弹簧在分离状态下的初始压缩量;Ac为活塞面积。经过油道的流量Qc也就是进入换档离合器内油缸的总流量式中,d1为油道直径;L1为油道长度;μ为油液动力粘度;pCL为缓冲阀出口压力。所设计的常溢流卸压孔为细长孔,在快速充油阶段通过卸压孔的流量式中,d2为卸压孔直径;L2为卸压孔长度。当快速充油阶段结束后,摩擦片间隙被消除,钢片将卸压孔盖住,则有QL=0。油液压缩引起的流量变化式中,β为油液弹性模量;V为油腔体积,为离合器充油油道和活塞缸容腔的体积。考虑到液体的连续性,在换档离合器快速充油阶段,忽略泄漏的影响,则流量平衡方程为1.2摩擦片聚合反应为了便于研究,假设①忽略轴的扭转振动;②忽略传动系中轴承、轴承座和齿轮啮合的弹性;③忽略齿轮啮合等间隙(见图1b)。换档过程中的动力学方程为T1在换档离合器未同步之前等于摩擦转矩,即T1=Tf;当忽略轴承等损失后,T2=T1;在换档过程中,T1和T2的变化特性影响到换档平稳性,引起动载荷大小和换档离合器热负荷大小。在结合过程中,换档离合器摩擦片间隙逐渐减小,并由滑磨状态过渡到主被动边同步,所形成的摩擦转矩经过由带排转矩到摩擦转矩的变化过程。当摩擦副之间平均油膜厚度为h,2个摩擦副表面的粗糙度的合成均方根偏差为和σ2分别为钢片和摩擦片表面粗糙度均方根偏差),则油膜厚比A=h/σ>3时为流体动力润滑和全油膜状态。按照带排转矩计算摩擦转矩:式中,z为摩擦副数;h为摩擦副之间间隙,m;Δn为转速差,r/min;R1为摩擦片内半径,m;R2为摩擦片外半径,m。当A≤3时则为部分油膜状态,摩擦表面微峰发生接触而处于摩擦状态,此时摩擦转矩Tf=f(pcAc-FS)rz式中,f为摩擦系数;FS为分离弹簧力;r为摩擦副平均半径。摩擦系数f由动摩擦向静摩擦转变,对于研究对象采用的铜基摩擦材料的动静摩擦系数相差较大。通过作者对研究对象换档离合器摩擦系数大量的试验研究,对于研究对象在转速差范围内的摩擦系数f=0.130879exp(-0.00057048Δn)在离合器主被动摩擦片之间滑损失的功率Pf=Tf(ω1-ω2)2在模拟分析和实验结果的分析中2.1系统的特性仿真按照上述所描述的系统动态数学模型,利用MATLAB中SIMULINK进行仿真计算。采用如下换档离合器结构参数:摩擦副有效外半径为114mm,内半径为86mm,活塞最大行程为5.5mm,活塞外半径为107.5mm,内半径为45mm,回位弹簧刚度为438N·mm,回位弹簧初始压缩量为13.5mm,从缓冲阀压力出口到离合器油缸的油道直径为11mm,油道的长度为3.5m,卸压孔直径为1.5mm(2个)。为了便于与试验结果进行对比,取有效摩擦副数为4,润滑油为15W/40CD,油液温度为90℃,阻力矩TR为145N·m且为恒定值。换档离合器主动边转速为2000r/min,主被动边转速差为900r/min,与研究对象在实际传动系统中的工况相当。输入转矩Ti特性与试验系统中的特性相同,Ti=-1.21564ni+2584.85,Ti的单位为N·m,ni的单位为r/min。主动边转动惯量为8.8kg·m2,被动边转动惯量为3.07kg·m2。仿真计算中采用文献中所得出的仿真油压特性。按照上述参数,结合过程中的仿真计算结果见图2。由仿真计算结果,由于换档离合器活塞由分离状态移动到使摩擦片贴合位置总是需要一段时间(即快速充油阶段,在本仿真计算中需要0.1425s),因此在该阶段换档离合器主被动边转矩T1、T2属于摩擦副之间因流体动力润滑而产生带排转矩。图2a中当摩擦片贴合后,换档离合器因活塞油缸内已无流量变化,使得pC与p1的变化一致。图2b中,转矩T1和T2迅速过渡到滑磨阶段而急剧增加,形成一次换档冲击(滑磨起点动载系数K=Tmax/To=2.375,To为换档前综合传动装置输出的稳定转矩值,即TR),达到主被动边同步后增加到最大值并完成滑磨阶段(滑磨时间为0.58s),使转矩急剧下降到与驱动系统加速的惯性转矩相等,形成又一次换档冲击(动载系数K=6.24)后急剧下降,随着转速逐渐加速到稳定值。此外,在上述结合过程中,油压特性的变化规律决定了滑磨起始时刻、滑磨阶段摩擦转矩特性、滑磨时间长短和滑磨终点转矩值大小,且必须保证在缓冲升压阶段结束之前完成滑磨,否则将形成较大的转矩冲击。2.2快速充油阶段b整个试验过程通过微机完成自动控制和数据采集,得到的一组结合过程中油压特性、主被动边转速变化特性、摩擦转矩变化特性见图3。图3a中,液压缓冲阀输出压力经历快速充油、缓冲升压,并在达到同步之后完成阶跃升压3个阶段。图3b中,在快速充油阶段,转矩T1和T2随着摩擦副间隙减小带排转矩逐渐增加,当摩擦片达到贴合后迅速过渡到滑磨阶段而急剧增加,形成一次换档冲击(滑磨起点动载系数K=2.80),转矩随压力增加而逐渐增大,达到主被动边同步后完成增加到最大值并完成滑磨阶段(滑磨时间试验结果0.60s),使转矩急剧下降到与驱动系统加速的惯性转矩相等,形成又一次换档冲击(滑磨终点动载系数K=6.283)后急剧下降,随着转速逐渐加速到稳定值,转矩随之逐渐降低。由于实际结构各个环节中具有弹性,因此在同步后出现了转矩振荡(扭振)过程,逐渐达到稳定值。2.3改变油压特性的仿真结果对比仿真计算和试验结果,由于仿真计算中忽略了摩擦力和泄漏等因素,试验结果较仿真结果在时间上略有滞后,滑磨时间略长,滑磨功率略高于仿真计算结果。从各个曲线的变化规律和数值大小来看,仿真计算结果和试验结果吻合,说明所采用的数学模型和仿真计算方法能够反映出系统动态特性,以此为基础进行系统的性能预测和匹配能够为改进设计提供重要参考。改变油压特性的仿真计算结果见图4。曲线B同图2仿真结果。曲线A为提高缓冲起点压力到0.55MPa(占系统压力的39.3%),滑磨时间减小到0.3675s,离合器活塞移动时间减小到0.781s,但动载系数增加较大(滑磨起点K=3.748,滑磨终点K=7.09)。曲线C为保持缓冲起点压力不变而减小油压上升斜率(即减小缓冲终点压力)的仿真计算结果,因降低了油压上升斜率,使得滑磨时间变长到0.7107s,离合器活塞移动时间基本不变(0.143s),而滑磨起点动载系数(K=2.178)较油压特性未改变前滑磨起点动载系数(K=2.375)减小8.3%,滑磨终点动载系数(K=5.145)较油压特性未改变前滑磨终点动载系数(K=6.283)减小了18.1%,使得换档冲击改善较大。由此也可以看出,若要减小换档过程动载荷,就要以延长换档时间和增加离合器热负荷为代价。提高缓冲阀缓冲起点压力(或提高缓冲阀动态响应)的方法对缩短滑磨时间和减小换档过程中可能出现的动力中断有效,但对改善换档过程中动载和换档冲击没有效果。3缓冲阀油压力小本文建立了综合传动装置换档离合器结合过程的动态数学模型,利用MATLAB中SIMULINK得出了定量的仿真结果。通过台架试验,验证了所建立的数学模型和仿真计算方法的正确性和有效性。通过仿真分析,能够较为准确地了解换档离合器充放油过程压力、转矩、转速和滑磨功率等变化规律及其影响因素。通过研究,可以得出如下结论:(1)为了不产生较大换档冲击,必须保证缓冲阀油压特性在缓冲升压阶段结束之前换档离合器完成滑磨。对换档冲击的改善应集中降低滑磨起点和滑磨终点的转矩值上。减小油压上升斜率、降低换档离合器同步点附近油压会有利地降低动载荷,减小换档冲击,从而改善换档品质。(2)作为研究对象的