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摘 要： 摘要:以國產(chǎn)某新型動力換擋變速箱為研究對象，分析整體工作原理，使用AMESim建立了動力換擋變速箱液壓控制系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)的模型;按照實際參數(shù)對模型參數(shù)化，仿真分析了換擋過程中變速箱液壓控制系統(tǒng)壓力、流量變化，以及輸出轉(zhuǎn)速、扭矩變化。結(jié)果表明:所建模
摘要:以國產(chǎn)某新型動力換擋變速箱為研究對象，分析整體工作原理，使用AMESim建立了動力換擋變速箱液壓控制系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)的模型;按照實際參數(shù)對模型參數(shù)化，仿真分析了換擋過程中變速箱液壓控制系統(tǒng)壓力、流量變化，以及輸出轉(zhuǎn)速、扭矩變化。結(jié)果表明:所建模型驗證了該新型動力換擋變速箱設(shè)計方案的合理性和穩(wěn)定性，模型可作為變速箱后期的改進(jìn)及改進(jìn)電控單元換擋控制策略的參考。
關(guān)鍵詞:AMESim;動力換擋變速箱;液壓控制系統(tǒng);壓力流量特性;拖拉機
0引言
在拖拉機等工程機械的設(shè)計過程中，采用AMESim仿真軟件進(jìn)行輔助建模分析，既可以作為設(shè)計方案提前驗證的手段又可以作為設(shè)計方案后期改進(jìn)的參考。例如，WangF等人使用AMEsim建模分析了采埃孚動力換擋變速箱的液壓緩沖閥[1];廖湘平等人使用AMESim研究了新型液粘調(diào)速離合器對減少工程車輛起步?jīng)_擊的作用[2];張振華等人使用AMEsim對拖拉機負(fù)載敏感液壓提升系統(tǒng)進(jìn)行了研究[3];TianJY等使用AMESim建立了液力機械變速箱的模型并利用模型驗證了設(shè)計效果[4]。
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針對國產(chǎn)新型變速箱TCU(TransmissionControlUnit變速箱控制單元)控制策略改進(jìn)以及變速箱結(jié)構(gòu)優(yōu)化對模型的需求，本文建立了動力換擋變速箱的模型。按照負(fù)載檔數(shù)與總檔位數(shù)是否相等劃分，動力換擋變速箱可分全負(fù)載換擋變速箱和部分負(fù)載換擋變速箱;按照齒輪組運動學(xué)劃分，動力換擋變速箱可分為定軸式和行星齒輪式，本文所研究的屬于定軸式部分動力換擋變速箱。
1變速箱結(jié)構(gòu)與動力換擋原理分析
1.1變速箱的工作原理
該型動力換擋變速箱由液壓控制及機械潤滑系統(tǒng)、機械系統(tǒng)和電控單元組成。其中，液壓控制及機械潤滑系統(tǒng)由液壓泵、四級溢流閥總成及高速比例電磁閥等組成;機械系統(tǒng)由動力換擋區(qū)、動力換向區(qū)、區(qū)域手動換擋區(qū)和動力輸出組成;電控單元則包含有控制器和相應(yīng)的速度、壓力及溫度信號傳感器。
動力換擋時，電控單元接收到來自動力換擋手柄的信號，根據(jù)采集到的各區(qū)段轉(zhuǎn)速信號及發(fā)動機發(fā)送的轉(zhuǎn)矩信息按照離合器動作表選取待動作的濕式離合器，通過高速比例電磁閥控制待分離離合器的分離與待結(jié)合離合器的結(jié)合，完成動力換擋過程。手動換擋時，電控單元通過變速桿位置傳感器獲知手動換擋區(qū)域變速桿位置的變化，控制動力換向區(qū)充當(dāng)主離合器的前進(jìn)擋或者后退擋離合器完成換擋過程
1.2變速箱傳動方案
如圖1所示:該型變速箱共有4根軸，分別為一軸(S1)、二軸(S2)、三軸(S3)、動力輸出軸(S4)[5-30]。在不選用爬行檔的情況下，動力換擋區(qū)有4個檔位，動力換向區(qū)有2個檔位，區(qū)域手動換擋區(qū)共有6個檔位，拖拉機共有24F+24R個檔位。
動力換擋區(qū)各檔位離合器動作狀態(tài)如表1所示。
1.3液壓控制系統(tǒng)
液壓控制系統(tǒng)包含有雙聯(lián)齒輪泵、四級溢流閥、高速比例電磁閥、蓄能器和濕式離合器[5-42]，如圖2所示。雙聯(lián)齒輪泵包含兩個液壓泵:小流量的液壓泵(排量10cc/rev)主要用于四級溢流閥中的第一級:先導(dǎo)式溢流閥(離合器壓力控制閥)。從先導(dǎo)式溢流閥溢流口流出的20bar恒定壓力的液壓油流向高速比例電磁閥用于換擋，大流量的齒輪液壓泵(排量32cc/rev)用于給余下的三級溢流閥供油，二級溢流閥輸出2.5bar壓力液壓油用于濕式離合器和軸承等的潤滑，三級溢流閥輸出的1.5bar壓力的液壓油未使用，四級溢流閥輸出的1bar壓力的液壓油用于制動、手動換擋齒面等的潤滑。潤滑系統(tǒng)需要的流量大(設(shè)計參數(shù)為98.4L/min)，為減少系統(tǒng)的功耗和發(fā)熱，設(shè)計中將先導(dǎo)式溢流閥出油口溢流而出的液壓油和大流量液壓泵輸出的液壓油一起送入余下的三級溢流閥用于潤滑系統(tǒng)。
圖3為離合器油壓調(diào)節(jié)系統(tǒng)原理圖。該新型動力換擋變速箱采用高速比例電磁閥和電子PI調(diào)節(jié)組成離合器調(diào)壓系統(tǒng)，具有結(jié)構(gòu)簡單及油壓上升速率可控的優(yōu)勢。在電液換擋方式下，駕駛員摁下操作桿上的檔位加減按鈕后，相應(yīng)檔位的高速比例電磁閥開始接收到來自電控單元的占空比隨控制策略變化的PWM驅(qū)動電流，同時電控單元通過高精度采樣電阻對高速比例電磁閥的線圈電流進(jìn)行采樣，形成PI閉環(huán)控制。
2變速箱液壓系統(tǒng)建模
2.1四級溢流閥建模
建模過程中，按照四級溢流閥工作原理對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，然后選取AMESimHCD庫元件進(jìn)行建模。其中，潤滑部分簡化為節(jié)流孔[6]，最終建立的四級溢流閥總成的模型如圖4所示。
圖4中各元件的主要參數(shù)所述如下:一級溢流閥主閥和導(dǎo)閥模型的閥芯最低位移限制為0mm，最高限制為5mm，阻尼孔直徑為2mm;主閥閥芯直徑為25mm，孔直徑為15mm，粘滯摩擦因數(shù)為400N/m·s-1，彈簧剛度為10N/mm，預(yù)設(shè)彈簧力為13N。導(dǎo)閥的閥座直徑為25mm，球直徑為15mm，粘滯摩擦因數(shù)為100N/m·s-1，彈簧剛度為1000N/mm，預(yù)設(shè)彈簧力為60N;二三四級溢流閥的閥芯最低位移限制為0mm，最高限制為3mm，閥座直徑為25mm，球直徑為15mm，粘滯摩擦因數(shù)為100N/m·s-1，彈簧剛度為5N/mm，彈簧預(yù)設(shè)力分別為7、0、17N。元件6的等效孔直徑為6.6mm，元件7的等效孔直徑為9.9mm。雙聯(lián)齒輪泵和蓄能器的參數(shù)在圖2中已經(jīng)給出。潤滑油屬性的主要參數(shù)包括:溫度40°，密度900kg/m3，體積模量1700MPa。
2.2比例電磁閥與濕式離合器建模
按照離合器油壓調(diào)壓原理圖的分析建立的比例電磁閥與濕式離合器的模型，如圖5所示。建模時，不考慮離心油壓對活塞的作用力及離合器的泄漏流量。
該變速箱的動力換擋部分共有6個主要的濕式離合器。圖5中各離合器建模的主要參數(shù)所述如下:離合器摩擦片的摩擦因數(shù)均為0.12。離合器A、B、C、D的油缸活塞直徑為142mm，桿直徑為70mm，活塞工作行程為4mm，復(fù)位彈簧剛度為50kN/m，預(yù)設(shè)彈簧力為2800N，摩擦片外徑為296mm，摩擦片內(nèi)徑為230mm;離合器A、B的摩擦片片數(shù)為6，離合器C、D的摩擦片片數(shù)為5;離合器F、R的油缸活塞直徑為157mm，桿直徑為88mm，活塞工作行程為4.8mm，復(fù)位彈簧剛度為208.3kN/m，預(yù)設(shè)彈簧力為4980N，離合器摩擦片外徑為456mm，摩擦片內(nèi)徑為370mm，離合器F、R的摩擦片片數(shù)為8。
2.3傳動系建模
按照圖1所示齒數(shù)和各離合器建模參數(shù)建立的動力換擋傳動系模型，如圖6所示。
2.4發(fā)動機和拖拉機動力學(xué)建模
發(fā)動機建模參考數(shù)據(jù)由發(fā)動機臺架數(shù)據(jù)擬合而來，如圖7所示。拖拉機動力學(xué)建模使用TR1DVEH01A子模型，質(zhì)量為10000kg，前輪半徑為0.671m，后輪半徑為0.86m。
3結(jié)果分析
工況為:負(fù)載為40kN，拖拉機起步后，保持手動擋Ⅰ擋和前進(jìn)擋F擋不變，動力換擋區(qū)在15、20、25s分別接入L擋、M擋、H擋，所建變速箱模型在TCU模型的控制下完成換擋過程。AMESim仿真總時長為30s，使用標(biāo)準(zhǔn)求解器，printinterval設(shè)置為1ms。
圖8為動力換擋過程中四級溢流閥的壓力流量變化。由圖8(a)、(b)可以看出:換擋過程中，四級溢流閥壓力輸出較穩(wěn)定。其中，先導(dǎo)式溢流閥的輸出壓力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化在期望壓力值20bar的附近波動，誤差為±0.7bar，未超出±1bar的誤差范圍，壓力降低的時刻均為換擋時刻。原因:一是發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降造成的供油流量減少;二是給離合器液壓缸供油造成的流量損失，相比于先導(dǎo)式溢流閥，面向潤滑系統(tǒng)的剩余三級溢流閥輸出的壓力較為穩(wěn)定。由圖8(c)、(d)中可以看出:總潤滑流量由大流量泵輸出和先導(dǎo)式溢流閥溢流流量組成，總潤滑流量在98.4L/min(實際參數(shù))附近波動，誤差為-4～2L/min。圖8四級溢流閥輸出變化Fig.8Changeofoutputoffour-stagereliefvalve在非動力換擋的過程中，由于主離合器動作期間造成的動力缺失及未對待動作離合器的分離和結(jié)合過程的壓力變化進(jìn)行閉環(huán)控制造成的寄生功率、過度摩擦等原因，從而使得中發(fā)動機轉(zhuǎn)速和扭矩呈現(xiàn)“W”形變化，變速箱扭矩輸出遠(yuǎn)低于所需扭矩，造成換擋沖擊[7]。圖9所示的動力換擋的各時間段內(nèi)中發(fā)動機轉(zhuǎn)速和扭矩的變化均為理想的“V”形，變速箱輸出扭矩稍稍降低后迅速攀升以保證拖拉機完成加速過程的扭矩需求。隨著拖拉機速度逐漸接近檔位設(shè)定值，在負(fù)載不變的情況下變速箱扭矩也恢復(fù)到原始值，體現(xiàn)出了動力換擋過程。
從表1可以看出:L擋向M擋切換時，共涉及4個離合器的動作，離合器A和C待分離，離合器B和D待結(jié)合，這個過程各離合器液壓缸壓力和流量的變化如圖10所示。由圖10可以看出:在快速充油階段，離合器B和D的液壓缸流量達(dá)到最大，液壓油快速充滿油缸，壓力達(dá)到kisspoint點(指摩擦片間隙消除，但不傳遞扭矩的壓力點，大小由最大回位彈簧力決定，圖中為2.48bar);充油階段結(jié)束后，離合器B和D的液壓缸流量突降，進(jìn)入調(diào)壓階段，離合器A和C油壓從20bar快速下降到18bar，離合器B和C油壓躍遷至結(jié)合油壓(該油壓由TCU計算得出，隨負(fù)載變化，圖中為4.8bar)，此時離合器A、B、C、D液壓缸的流量各有一個大的突變;調(diào)壓過程結(jié)束后，離合器B和D迅速躍遷至20bar進(jìn)入壓力保持階段，液壓缸流量也變?yōu)?L/min。
以離合器B為例分析結(jié)合過程中離合器活塞位移與受力變化，如圖11所示。快速沖油階段，活塞快速接近最大行程(離合器A、B、C、D實際參數(shù)均為4mm)，同時摩擦片承受壓力保持為0N，進(jìn)入調(diào)壓階段離合器摩擦片開始受力，該值大小始終等于活塞受力減去回位彈簧力，最終達(dá)到21300N(離合器A、B、C、D實際參數(shù)均為21000N)。
4結(jié)論
1)通過對國產(chǎn)新型動力換擋變速箱工作原理的分析，使用AMESim建立了變速箱的模型，對動力換擋過程進(jìn)行了模擬，得到了液壓控制系統(tǒng)壓力、流量動態(tài)變化曲線，以及變速箱輸出轉(zhuǎn)速、扭矩的變化，對比顯示模型各項參數(shù)的變化符合實際要求。
2)對換擋的比例電磁閥采用閉環(huán)PI控制的方式，可以精確地控制離合器油缸油壓上升與下降的速率，從而精確地控制離合器間的接合油壓，改善換擋品質(zhì)。
3)換擋過程中，先導(dǎo)式溢流閥輸出油壓波動主要來源于離合器快速充油階段的影響，采用雙液壓泵和多級溢流閥級聯(lián)分別向換擋和潤滑的供油方案能良好地兼顧換擋離合器壓力穩(wěn)定和潤滑所需流量大的要求。研究為后期變速箱的改進(jìn)和提高換擋品質(zhì)研究提供了參考。
