基于電液比例控制的行星變速機(jī)構(gòu)換擋過程仿真研究

張玉東

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

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基于電液比例控制的行星變速機(jī)構(gòu)換擋過程仿真研究

張玉東

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

通過分析某行星變速機(jī)構(gòu)的動力學(xué)，提出了一種基于電液比例閥控制的三自由度換擋工況操縱件切換時(shí)序方案.結(jié)合換擋過程的仿真模型，對比傳統(tǒng)換擋控制方法，采用新的操縱件切換時(shí)序方案研究了對某車輛的加速性和換擋品質(zhì)的影響.仿真結(jié)果表明：所用的操縱件切換時(shí)序方案可行，操縱油壓合理.采用新方案后，車輛在良好路面上加速時(shí)間由10.12 s減少到8.89 s，摩滑功也降低了，車輛的加速性能得到了提升.

行星變速機(jī)構(gòu)；電液比例控制；三自由度；摩滑功

在車輛常用的行星變速機(jī)構(gòu)中，換擋工況可分為兩種：一種是只更換一個(gè)操縱件(離合器或制動器)就可得到一個(gè)新排擋的稱為二自由度換擋工況，另一種是需要更換兩個(gè)操縱件才能獲得一個(gè)新排擋的稱為三自由度換擋工況.對于二自由度換擋工況目前已經(jīng)有很多比較成熟的控制方法，如最常見的采用“緩沖控制”、“定時(shí)控制”等傳統(tǒng)控制方法[1].近年來隨著機(jī)械加工技術(shù)和電子控制技術(shù)的發(fā)展，采用電液比例閥的“微滑差控制”方法得到應(yīng)用和發(fā)展，對換擋過程油壓曲線的實(shí)時(shí)控制大有裨益.

對于換擋過程需要更換兩個(gè)操縱件的三自由度換擋工況，國內(nèi)外論文中所討論的控制方法并不如二自由度換擋工況多.原因在于一般在變速機(jī)構(gòu)方案設(shè)計(jì)中會避免使用三自由度換擋方案的汽車領(lǐng)域，由于成本的限制，變速機(jī)構(gòu)的功率密度往往不像重型高速工程車輛要求的高，而在重型高速工程車輛領(lǐng)域，由于對動力傳動系統(tǒng)大功率小體積的苛刻要求，所以就造成了在設(shè)計(jì)變速機(jī)構(gòu)時(shí)可能使用包含三自由度換擋工況的行星變速方案.

1　變速機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)分析

所討論的某行星變速機(jī)構(gòu)的簡圖見圖1，它是一個(gè)三自由度方案的行星變速箱[2].在討論操縱件換擋時(shí)序方案之前，需要對三擋和四擋的操縱件進(jìn)行轉(zhuǎn)速、扭矩和功率分析.

圖1　行星變速機(jī)構(gòu)簡圖

1.1變速機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速分析

根據(jù)行星傳動運(yùn)動學(xué)，K1,K2,K3,K4行星排三組件之間有如下的轉(zhuǎn)速關(guān)系方程式，其中K3,K4排是由一個(gè)復(fù)合行星排拆分的兩個(gè)簡單行星排[3].

(1)

式中：nS1、nS2、nS3、nS4分別為各排太陽輪轉(zhuǎn)速；nR1、nR2、nR3、nR4分別為各排齒圈轉(zhuǎn)速；nPC1、nPC2、nPC3、nPC4分別為各排行星架轉(zhuǎn)速.

計(jì)算式(1)各行星排組件之間的關(guān)系，聯(lián)合各構(gòu)件之間的約束關(guān)系和操縱件接合情況可以計(jì)算出各構(gòu)件的相對轉(zhuǎn)速值，見表1(表中數(shù)值是構(gòu)件轉(zhuǎn)速相對于變速機(jī)構(gòu)輸入轉(zhuǎn)速ni的比值).

表1　各構(gòu)件相對轉(zhuǎn)速

觀察行星變速簡圖中的連接關(guān)系，根據(jù)表格數(shù)據(jù)可以得到三擋結(jié)合操縱件CL、C3和分離操縱件CH、C1主被動端的相對轉(zhuǎn)速為

(2)

以及四擋結(jié)合操縱件CH、C1和分離操縱件CL、C3主被動端的相對轉(zhuǎn)速為

(3)

1.2變速機(jī)構(gòu)扭矩分析

忽略齒輪傳動中的效率，各行星排三組件之間的扭矩關(guān)系方程式為：

(4)

式中：TS1、TS2、TS3、TS4分別為各行星排太陽輪扭矩；TR1、TR2、TR3、TR4分別為各行星排齒圈扭矩；TPC1、TPC2、TPC3、TPC4分別為各行星排行星架扭矩.

依據(jù)式(4)和構(gòu)件之間的約束關(guān)系和操縱件連接情況，可以計(jì)算出各構(gòu)件的相對扭矩值，見表2(表中數(shù)值是行星排各組件內(nèi)力矩相對于變速機(jī)構(gòu)輸入扭矩Ti的比值).

表2　行星排各組件相對扭矩

觀察簡圖中的連接關(guān)系，根據(jù)表2數(shù)據(jù)可以得到三擋結(jié)合操縱件CL、C3和分離操縱件CH、C1所傳遞的扭矩值：

(5)

以及四擋結(jié)合操縱件CH、C1和分離操縱件CL、C3所傳遞的相對扭矩值：

(6)

1.3變速機(jī)構(gòu)功率分析

對行星變速機(jī)構(gòu)進(jìn)行轉(zhuǎn)速和扭矩分析之后，可以得到三擋和四擋的功率流路線.根據(jù)功率流路線，可以定性地分析三擋切換到四擋時(shí)功率的變化對換擋過程所引起的影響.

三擋時(shí)主功率流傳遞路線是主動軸→二排太陽輪→二排行星架→復(fù)合排小齒圈→復(fù)合排行星架→輸出軸.三擋除了主功率流外，還有一路寄生功率的存在，其傳遞路線為復(fù)合排行星架→離合器C3→復(fù)合排太陽輪→復(fù)合排行星架.三擋寄生功率的大小可以通過式(7)計(jì)算得到，其值為輸入功率的45.7%.

(7)

四擋時(shí)主功率流傳遞路線是主動軸→離合器CH→一排行星架→一排齒圈→復(fù)合排小齒圈→復(fù)合排行星架→輸出軸.四擋寄生功率的傳遞路線為一排行星架→一排太陽輪→離合器CH→一排行星架.四擋寄生功率的大小可以通過式(8)計(jì)算得到，其值為輸入功率的33.3%.

(8)

通過三擋和四擋循環(huán)功率的對比發(fā)現(xiàn)，在變速輸入功率不變的情況下，三擋切換到四擋后，變速輸出的功率會多釋放理論值的12.4%.在保證操縱件摩滑損失在許用值以內(nèi)的前提下，在升擋過程中這種循環(huán)功率的釋放是有助于加速性提升的.如果利用不好這部分功率，其不能夠有效地轉(zhuǎn)化為車輛前進(jìn)的動力，就會出現(xiàn)車速的降低，造成動力的損失.

2　操縱件切換時(shí)序分析

如果把操縱件傳遞的扭矩都當(dāng)量到輸入端，假設(shè)在理想情況下輸入扭矩是不變量，因此分離操縱件在減少對變速輸出扭矩貢獻(xiàn)的同時(shí)，接合操縱件應(yīng)當(dāng)相應(yīng)地增加等量的對變速輸出的扭矩貢獻(xiàn)，也就是保證輸入加速度保持不變.換擋過程的動力學(xué)過程可簡化為式(9)的形式.

(9)

式中：αi為變速機(jī)構(gòu)輸入加速度；Ii為變速機(jī)構(gòu)輸入端轉(zhuǎn)動慣量；βcl、βc3、βch、βc1為分別為操縱件CL、C3、CH、C1實(shí)際傳遞扭矩當(dāng)量到輸入端的比值.

通過對變速機(jī)構(gòu)運(yùn)動進(jìn)行學(xué)分析，計(jì)算結(jié)果為：三擋時(shí)CL、C3所傳遞的扭矩分別為TCL=2.086Ti和TC3=1.411Ti，四擋時(shí)CH、C1所傳遞的扭矩分別為TCH=1.333Ti，TC1=1.1Ti.為了使換擋過程中傳遞扭矩的波動小，在切換操縱件時(shí)應(yīng)當(dāng)保證切換前后的操縱件所傳遞的扭矩盡可能地接近.

從公式(9)可以看出，如果同時(shí)改變4個(gè)變量，而使輸入端加速度保持在某一固定值，控制起來是非常困難的，因此考慮兩兩一組進(jìn)行切換.通過上面的扭矩分析可知，應(yīng)該把換擋前后傳遞扭矩大小相近的分為一組，即操縱件CL、CH一組，操縱件C3、C1一組.因此考慮這樣的時(shí)序方案：即操縱件CL、CH先進(jìn)行扭矩切換，在CL完全分離的時(shí)候C3、C1再進(jìn)行扭矩切換，切換時(shí)序方案見圖2.

圖2　三擋換四擋切換時(shí)序方案

在時(shí)刻5以后，操縱件CH、C1的主被動端的滑差轉(zhuǎn)速變?yōu)?，掛上四擋，傳遞扭矩會有突然下降的情況發(fā)生.為了防止跳擋情況的發(fā)生，跳擋操作會導(dǎo)致傳動比發(fā)生較大的波動，對換擋平順性產(chǎn)生惡劣的影響.操縱件CH先與CL交換扭矩時(shí)，由于此時(shí)操縱件C3還處于閉鎖狀態(tài)，變速箱的傳動比實(shí)際上是朝著六擋的方向變化的.升擋是傳動比減小的過程，因此在建立四擋之前保證離合器CH保持在摩滑狀態(tài)，等待離合器C3與制動器C1交換扭矩的完成，最終CH和C1一同達(dá)到完全接合.

從功率流切換的角度考慮，對于三擋切換到四擋時(shí)，由于三擋存在寄生功率，其路線經(jīng)過離合器C3，并且C3傳遞扭矩相對行星架的扭矩是負(fù)值，而行星架是輸出構(gòu)件.也就是說C3與C1在交換扭矩的過程中，其對輸出實(shí)際上是產(chǎn)生負(fù)貢獻(xiàn)的.如果操縱件C3和C1先進(jìn)行扭矩切換，而此時(shí)動力得不到補(bǔ)充，在一定程度上會造成輸出扭矩的降低，可能會造成速度損失，因此不使用先對操縱件C3和C1先進(jìn)行切換的方案.

3　加速性對比和換擋品質(zhì)分析

3.1加速性對比

探索車輛動力換擋和車輛整體匹配是提升車輛的加速性的永恒課題.根據(jù)上文對三自由度換擋過程控制的分析，對比現(xiàn)有某裝甲車輛換擋過程控制策略，分析使用文中換擋方案的優(yōu)勢所在.

目前對換擋油壓操縱一般采取基于使用節(jié)流閥、蓄能器等結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的緩沖控制和使用定時(shí)閥實(shí)現(xiàn)的定時(shí)控制方案.根據(jù)變速箱換擋試驗(yàn)提供的從一擋升至四擋的實(shí)測油壓數(shù)據(jù)，對試驗(yàn)數(shù)據(jù)濾波處理之后，運(yùn)用仿真手段可以得到如圖3所示的加速性能仿真曲線.

從圖3的加速曲線可以看出，整體上車速是上升的.當(dāng)二擋換三擋和三擋換四擋時(shí)，都有不同程度的速度損失，速度增加過程并不平緩.每個(gè)擋位之間切換時(shí)傳動比的變化率比較大，容易造成車輛沖擊度的增大.仿真在良好路面上加速時(shí)間為10.12 s.

圖3　使用實(shí)測油壓控制的加速性能曲線

實(shí)際的變速箱換擋操縱油壓是采用定時(shí)和緩沖方法控制的.緩沖閥的結(jié)構(gòu)以及相關(guān)的附屬元件選定了，操縱油壓的形狀基本上就固定了.對于同一操縱元件的操縱油壓在不同擋位間的切換，油壓曲線的形狀參數(shù)一般也不會發(fā)生變化.而使用電液比例閥控制的換擋過程的油壓曲線，可以在不同擋位的不同輸入工況參數(shù)下調(diào)整曲線的局部峰值、上升或下降的速率等，再根據(jù)操縱件反饋的滑差轉(zhuǎn)速判斷曲線何時(shí)轉(zhuǎn)折.圖4顯示了采用電液比例閥控制的含有三自由度換擋工況過程控制的加速性能仿真曲線.

圖4　使用電液比例閥控制的加速性能曲線

從圖4的加速曲線可以看出整體上車速是上升的，在升擋過程中都沒有出現(xiàn)速度損失的情況，并且速度增加的過程相對平緩.與圖3相比每個(gè)擋位之間切換時(shí)傳動比的變化也相對緩和，變化率比前者較小，傳動比變化率的減小對車輛沖擊度的減小是有益的.仿真在良好路面上加速時(shí)間為8.89 s.

3.2換擋品質(zhì)分析

換擋品質(zhì)的評價(jià)比較綜合，且評價(jià)參數(shù)較多，一般用車輛沖擊度和操縱件摩滑功、摩滑功率來表征.

車輛沖擊度是以車輛縱向加速度的變化率來定義的，見式(10).在滿足附著條件的情況下牽引力Fj=ma.

(10)

式中：j為車輛沖擊度，g/s；a為車輛加速度；m為整車質(zhì)量；Fj為計(jì)算牽引力；To為變速機(jī)構(gòu)輸出扭矩；ic為變速機(jī)構(gòu)到主動輪傳動比；rz為主動輪半徑.

根據(jù)動力傳動路線，車輛沖擊度可整理為：

(11)

觀察式(11)，發(fā)動機(jī)扭矩Te和速比ib在換擋過程中都是時(shí)間的函數(shù)，沖擊度是非定常量.在換擋過程中，減小車輛沖擊度的方法：一是減小速比的斜率，二是減小輸入扭矩的變化率.對于帶有液力變矩器的傳動系統(tǒng)，當(dāng)換擋時(shí)如果液力變矩器處于非閉鎖狀態(tài)，能把一部分沖擊能量消耗在液體中.

換擋過程控制是在假設(shè)保證變速輸入扭矩不變的前提下提出的，因此，車輛沖擊度的減小重點(diǎn)放在對傳動比變化率的調(diào)節(jié).通過對圖3和圖4中變速箱速比曲線的對比發(fā)現(xiàn)，后者換擋過程中速比的整體斜率明顯較前者平緩，說明基于電液比例控制的換擋品質(zhì)是有改善的.

換擋品質(zhì)的控制除了注意換擋過程中速比的斜率要小，還應(yīng)該注意到換擋開始和結(jié)束時(shí)，變速箱的輸入轉(zhuǎn)速容易發(fā)生突變而使速比曲線在換擋開始時(shí)有向上凸的尖點(diǎn)，在換擋結(jié)束時(shí)有向下凹的尖點(diǎn).這一現(xiàn)象也會導(dǎo)致?lián)Q擋沖擊度的增大.雖然理論上應(yīng)該保證輸入轉(zhuǎn)速不變，但是動態(tài)控制是比較困難的，應(yīng)該盡可能減小這樣的局部峰值，讓速比曲線更平緩，對比圖3和圖4發(fā)現(xiàn)，后者是有所改善的.

換擋過程中，換擋操縱件主被動摩擦片摩滑損失的功率為

(12)

式中：TK為操縱件的動摩擦扭矩；ω為操縱件的主被動端的滑差轉(zhuǎn)速.

總的能量損失，即摩滑功為

(13)

式中：ts為摩滑時(shí)間，由操縱件的鎖緊條件決定.

所用變速機(jī)構(gòu)操縱件的許用摩滑功率為2.8 W/mm2，許用摩滑功為1.1 J/mm2.

包含三自由度換擋工況的換擋過程難于控制的主要原因，在于操縱件切換的時(shí)序和控制參數(shù)的增多使輸出扭矩變化很難把握，容易造成動力損失.圖5是實(shí)測油壓控制的3擋換4擋過程曲線，其中圖(a)為換擋操縱件的操縱油壓變化，圖(b)顯示的是操縱件實(shí)際傳遞的扭矩，圖(c)是變速機(jī)構(gòu)輸出的扭矩變化曲線，圖(d)是車速變化曲線，圖(e)是操縱件摩滑功率曲線，圖(f)是操縱件摩滑功曲線.

圖5　實(shí)測油壓控制的換擋過程曲線

圖6所示為本研究提出的三自由度換擋工況過程的控制曲線，其中每個(gè)子圖表示的參數(shù)曲線與圖5中子圖所表示的曲線參數(shù)名稱一一對應(yīng).

對比圖5和圖6可知，前者變速箱輸出扭矩出現(xiàn)了負(fù)值的情況，這一因素造成了實(shí)際車速曲線出現(xiàn)凹陷的現(xiàn)象，最終造成了速度損失，而后者沒有，這就是加速性得到改善的直接結(jié)果.對比操縱件單位面積的摩滑功率和摩滑功，兩者的摩滑功率的峰值是基本相當(dāng)?shù)?，且都在許用值范圍內(nèi).然而后者的滑摩功要小于前者，這一結(jié)果有利于操縱件發(fā)熱量的減少和壽命的提高.

圖6　改善的三自由度換擋過程曲線

4　結(jié)　論

在含有三自由度換擋工況的行星變速機(jī)構(gòu)中，單純使用“緩沖控制”和“定時(shí)控制”很難保證換擋過程動力傳遞的連續(xù)性和平穩(wěn)性.使用電液比例閥控制的換擋過程可以通過操縱件的轉(zhuǎn)速差變化來改變操縱件油壓的大小從而改變操縱件傳遞的扭矩大小，通過調(diào)整控制油壓參數(shù)，既改善了換擋品質(zhì)，又提高了車輛的加速性能.實(shí)際的標(biāo)定參數(shù)尚需要試驗(yàn)支持，實(shí)際效果仍待試驗(yàn)驗(yàn)證，控制換擋油壓的參數(shù)可以通過試驗(yàn)標(biāo)定.針對三自由度換擋過程所提出的電液比例控制方法和操縱件切換的時(shí)序方案，對樣車換擋策略的形成具有借鑒價(jià)值.

[1]趙丁選，崔功杰，李東兵．工程車輛傳動系統(tǒng)的換擋品質(zhì)[J]．江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)．29(5)：386-389.

[2]劉修冀．車輛傳動系統(tǒng)分析[M]．北京：國防工業(yè)出版社，1998.

[3]李洪武，趙欣源，張鶴，等．論簡單行星排和復(fù)合行星排運(yùn)動學(xué)轉(zhuǎn)換[J]．車輛與動力技術(shù)．2009(3)：29-32.

Simulation Study on the Shift Process of Planetary TransmissionMechanism Based on Electro Hydraulic Proportional Control

ZHANG Yu-dong

(China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072, China)

Through dynamic analysis of a planetary transmission mechanism, a proposal of friction elements’ switching timing scheme based on electro hydraulic proportional valve control on the three degree freedoms shift condition was put forward. By the means of combining shift progress simulation model, comparing with traditional shift control method, and using a new way of friction elements’ switching timing scheme, fluencies on vehicle acceleration and shift quality have been researched. The simulation results show that the new method of friction elements’ switching timing scheme is feasible, and operating pressures are reasonable. Accelerating time can be reduced to 8.89s from 10.12s on a fine quality road surface. The vehicle’s acceleration performance is improved as well the as friction power loss becomes lower.

planetary transmission mechanism; electro hydraulic proportional control; three degree of freedoms；friction power loss

1009-4687(2016)01-0029-06

2015-11-17.

張玉東(1989-)，男,工程師，研究方向?yàn)檐囕v傳動.

TJ811

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