發布時間：2020-02-21所屬分類：農業論文瀏覽：1次
摘 要： 摘要:以國產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和傳動系統的模型;按照實際參數對模型參數化，仿真分析了換擋過程中變速箱液壓控制系統壓力、流量變化，以及輸出轉速、扭矩變化。結果表明:所建模
摘要:以國產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和傳動系統的模型;按照實際參數對模型參數化，仿真分析了換擋過程中變速箱液壓控制系統壓力、流量變化，以及輸出轉速、扭矩變化。結果表明:所建模型驗證了該新型動力換擋變速箱設計方案的合理性和穩定性，模型可作為變速箱后期的改進及改進電控單元換擋控制策略的參考。
關鍵詞:AMESim;動力換擋變速箱;液壓控制系統;壓力流量特性;拖拉機
0引言
在拖拉機等工程機械的設計過程中，采用AMESim仿真軟件進行輔助建模分析，既可以作為設計方案提前驗證的手段又可以作為設計方案后期改進的參考。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研究了新型液粘調速離合器對減少工程車輛起步沖擊的作用[2];張振華等人使用AMEsim對拖拉機負載敏感液壓提升系統進行了研究[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計效果[4]。
相關期刊推薦：《農機使用與維修》是全國農機維修行業唯一的國家級專業期刊。面向全國，面向基層，面向和平，主要報導農機和汽車的經營使用，維護保養，修理修復，檢測改裝等方面的新經驗、新技術、新成果，適用于修理工、駕駛員、管理干部、技術人員和教學人員等閱讀。
針對國產新型變速箱TCU(TransmissionControlUnit變速箱控制單元)控制策略改進以及變速箱結構優化對模型的需求，本文建立了動力換擋變速箱的模型。按照負載檔數與總檔位數是否相等劃分，動力換擋變速箱可分全負載換擋變速箱和部分負載換擋變速箱;按照齒輪組運動學劃分，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變速箱結構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、機械系統和電控單元組成。其中，液壓控制及機械潤滑系統由液壓泵、四級溢流閥總成及高速比例電磁閥等組成;機械系統由動力換擋區、動力換向區、區域手動換擋區和動力輸出組成;電控單元則包含有控制器和相應的速度、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，根據采集到的各區段轉速信號及發動機發送的轉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合離合器的結合，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域變速桿位置的變化，控制動力換向區充當主離合器的前進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，動力換擋區有4個檔位，動力換向區有2個檔位，區域手動換擋區共有6個檔位，拖拉機共有24F+24R個檔位。
動力換擋區各檔位離合器動作狀態如表1所示。
1.3液壓控制系統
液壓控制系統包含有雙聯齒輪泵、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:先導式溢流閥(離合器壓力控制閥)。從先導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。潤滑系統需要的流量大(設計參數為98.4L/min)，為減少系統的功耗和發熱，設計中將先導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。
圖3為離合器油壓調節系統原理圖。該新型動力換擋變速箱采用高速比例電磁閥和電子PI調節組成離合器調壓系統，具有結構簡單及油壓上升速率可控的優勢。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行采樣，形成PI閉環控制。
2變速箱液壓系統建模
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構進行簡化，然后選取AMESimHCD庫元件進行建模。其中，潤滑部分簡化為節流孔[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所述如下:一級溢流閥主閥和導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，粘滯摩擦因數為400N/m·s-1，彈簧剛度為10N/mm，預設彈簧力為13N。導閥的閥座直徑為25mm，球直徑為15mm，粘滯摩擦因數為100N/m·s-1，彈簧剛度為1000N/mm，預設彈簧力為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，粘滯摩擦因數為100N/m·s-1，彈簧剛度為5N/mm，彈簧預設力分別為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。雙聯齒輪泵和蓄能器的參數在圖2中已經給出。潤滑油屬性的主要參數包括: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所述如下:離合器摩擦片的摩擦因數均為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，復位彈簧剛度為50kN/m，預設彈簧力為2800N，摩擦片外徑為296mm，摩擦片內徑為230mm;離合器A、B的摩擦片片數為6，離合器C、D的摩擦片片數為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，復位彈簧剛度為208.3kN/m，預設彈簧力為4980N，離合器摩擦片外徑為456mm，摩擦片內徑為370mm，離合器F、R的摩擦片片數為8。
2.3傳動系建模
按照圖1所示齒數和各離合器建模參數建立的動力換擋傳動系模型，如圖6所示。
2.4發動機和拖拉機動力學建模
發動機建模參考數據由發動機臺架數據擬合而來，如圖7所示。拖拉機動力學建模使用TR1DVEH01A子模型，質量為10000kg，前輪半徑為0.671m，后輪半徑為0.86m。
3結果分析
工況為:負載為40kN，拖拉機起步后，保持手動擋Ⅰ擋和前進擋F擋不變，動力換擋區在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，使用標準求解器，printinterval設置為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定。其中，先導式溢流閥的輸出壓力隨發動機轉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:一是發動機轉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，相比于先導式溢流閥，面向潤滑系統的剩余三級溢流閥輸出的壓力較為穩定。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式溢流閥溢流流量組成，總潤滑流量在98.4L/min(實際參數)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合過程的壓力變化進行閉環控制造成的寄生功率、過度摩擦等原因，從而使得中發動機轉速和扭矩呈現“W”形變化，變速箱扭矩輸出遠低于所需扭矩，造成換擋沖擊[7]。圖9所示的動力換擋的各時間段內中發動機轉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定值，在負載不變的情況下變速箱扭矩也恢復到原始值，體現出了動力換擋過程。
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的液壓缸流量達到最大，液壓油快速充滿油缸，壓力達到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);充油階段結束后，離合器B和D的液壓缸流量突降，進入調壓階段，離合器A和C油壓從20bar快速下降到18bar，離合器B和C油壓躍遷至結合油壓(該油壓由TCU計算得出，隨負載變化，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;調壓過程結束后，離合器B和D迅速躍遷至20bar進入壓力保持階段，液壓缸流量也變為0L/min。
以離合器B為例分析結合過程中離合器活塞位移與受力變化，如圖11所示�？焖贈_油階段，活塞快速接近最大行程(離合器A、B、C、D實際參數均為4mm)，同時摩擦片承受壓力保持為0N，進入調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，最終達到21300N(離合器A、B、C、D實際參數均為21000N)。
4結論
1)通過對國產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，對動力換擋過程進行了模擬，得到了液壓控制系統壓力、流量動態變化曲線，以及變速箱輸出轉速、扭矩的變化，對比顯示模型各項參數的變化符合實際要求。
2)對換擋的比例電磁閥采用閉環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。
3)換擋過程中，先導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定和潤滑所需流量大的要求。研究為后期變速箱的改進和提高換擋品質研究提供了參考。
SCISSCIAHCI
