曹付義,郭廣林,周志立,張明柱

(河南科技大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院,河南洛陽(yáng)471003)

履帶車輛轉(zhuǎn)向工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)試驗(yàn)

曹付義,郭廣林,周志立,張明柱

(河南科技大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院,河南洛陽(yáng)471003)

換段品質(zhì)研究一直是車輛傳動(dòng)系統(tǒng)研究與開(kāi)發(fā)的重要內(nèi)容.以由液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器和液壓機(jī)械差速轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)組成的履帶車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過(guò)對(duì)換段品質(zhì)評(píng)價(jià)指標(biāo)的理論分析，結(jié)合農(nóng)業(yè)履帶車輛的工作特氛，提出了采用動(dòng)載系數(shù)和換段時(shí)間作為換段品質(zhì)試驗(yàn)的評(píng)價(jià)指標(biāo).搭建了由LR6105ZT10型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)作為驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、由CW150型電渦流測(cè)功機(jī)和自制電液比例控制盤(pán)式制動(dòng)器作為負(fù)載模擬系統(tǒng)、由工控機(jī)作為主要測(cè)控系統(tǒng)的試驗(yàn)臺(tái)，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)及系統(tǒng)負(fù)載的計(jì)算模型，采用轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)表達(dá)車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)兩側(cè)負(fù)載的變化關(guān)系，給出了發(fā)動(dòng)機(jī)的控制方法及系統(tǒng)負(fù)載在試驗(yàn)臺(tái)上的實(shí)現(xiàn)方法.以F4段換入F5段為例，對(duì)履帶車輛轉(zhuǎn)向工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)進(jìn)行了試驗(yàn)研究.

履帶車輛;轉(zhuǎn)向工況;液壓機(jī)械傳動(dòng);換段品質(zhì)

0 引言

全工況速比控制是履帶車輛自動(dòng)控制的重要組成部分.履帶車輛轉(zhuǎn)向工況速比控制不但可避免發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力不足,還可改變車輛轉(zhuǎn)向半徑,使其順利通過(guò)狹窄區(qū)域.因此,研究履帶車輛轉(zhuǎn)向工況速比控制具有重要理論意義和實(shí)用價(jià)值.

液壓機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)是一類由液壓功率流和機(jī)械功率流復(fù)合傳遞動(dòng)力的綜合傳動(dòng)系統(tǒng),通過(guò)機(jī)械傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)高效率大功率動(dòng)力傳遞,通過(guò)液壓傳動(dòng)完成無(wú)級(jí)變速,在大功率農(nóng)業(yè)車輛、工程車輛及軍用裝甲車輛上表現(xiàn)出良好的應(yīng)用前景［1-4］.液壓機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)速比控制是通過(guò)同時(shí)調(diào)節(jié)泵-馬達(dá)系統(tǒng)排量比、行星排輸人輸出關(guān)系和有級(jí)變速機(jī)構(gòu)的齒輪傳動(dòng)比來(lái)實(shí)現(xiàn)的,有關(guān)研究主要集中在換段方法、離合器油壓控制及結(jié)構(gòu)參數(shù)等方面,且大多采用仿真方法,缺少試驗(yàn)驗(yàn)證［5-9］.

筆者以由液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器和液壓機(jī)械差速轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)組成的履帶車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象,通過(guò)分析綜合傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)成,結(jié)合農(nóng)業(yè)履帶車輛的工作特點(diǎn),提出換段品質(zhì)的評(píng)價(jià)指標(biāo).通過(guò)搭建履帶車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái),建立發(fā)動(dòng)機(jī)及系統(tǒng)負(fù)載模型,給出發(fā)動(dòng)機(jī)控制、負(fù)載模擬及試驗(yàn)測(cè)控方法,對(duì)履帶車輛轉(zhuǎn)向工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)進(jìn)行試驗(yàn)研究.

1 系統(tǒng)構(gòu)成

履帶車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)接方案如圖1所示,主要由液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器、液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)、反向機(jī)構(gòu)和左右行星排等組成.其中液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器的聯(lián)接方案如圖2所示［9］,主要由分流機(jī)構(gòu)、泵-馬達(dá)系統(tǒng)、匯流行星排和有級(jí)變速機(jī)構(gòu)等組成.液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)是一個(gè)采用方向盤(pán)控制的液壓先導(dǎo)式變量泵-定量馬達(dá)系統(tǒng),反向機(jī)構(gòu)的設(shè)置是由履帶車輛轉(zhuǎn)向原理決定,為一級(jí)定軸齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu),傳動(dòng)比取為1［6］.

圖1 綜合傳動(dòng)系統(tǒng)Fig.1 Integrated transmission system

圖2 液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器Fig.2 Hydro-mechanical continuously variable transmission

2 換段品質(zhì)的評(píng)價(jià)指標(biāo)

換段品質(zhì)是指在保證車輛動(dòng)力性和可靠性的基礎(chǔ)上能迅速、平穩(wěn)換段的程度.常用評(píng)價(jià)指標(biāo)有換段沖擊、換段離合器滑摩功和換段時(shí)間等［9］.

(1)換段沖擊.換段沖擊的直觀評(píng)價(jià)指標(biāo)為沖擊度和動(dòng)載荷.汽車行業(yè)國(guó)內(nèi)外都給出了沖擊度的評(píng)價(jià)參考值,但目前農(nóng)業(yè)履帶車輛及工程車輛行業(yè)還未給出評(píng)價(jià)參考值.相比汽車,農(nóng)業(yè)履帶車輛大多在田間或惡劣地面上行駛,對(duì)駕乘人員的舒適性要求較低,換段過(guò)程對(duì)其縱向沖擊度的影響可以忽略不計(jì),采用變速器輸出軸動(dòng)載系數(shù)來(lái)計(jì)算換段沖擊,定義為

式中:Mmax為換段過(guò)程中變速器最大輸出轉(zhuǎn)矩, N·m;Ms為換段前變速器穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)矩,N·m.

采用動(dòng)載系數(shù)作為換段沖擊的評(píng)價(jià)指標(biāo),可避免對(duì)變速器輸出動(dòng)載荷試驗(yàn)值的二次微分運(yùn)算(會(huì)產(chǎn)生畸變),有利于試驗(yàn)測(cè)定值的穩(wěn)定.

動(dòng)載系數(shù)控制在多大的范圍內(nèi)合適,目前尚缺乏理論依據(jù),但本文主要研究換段過(guò)程中動(dòng)載荷變化峰值出現(xiàn)的程度,采用動(dòng)載系數(shù)作為相對(duì)評(píng)價(jià)指標(biāo)具有實(shí)際應(yīng)用價(jià)值.

(2)滑磨功.本研究的綜合傳動(dòng)系統(tǒng)中采用濕式換段離合器,滑磨功導(dǎo)致的離合器溫升可通過(guò)油液冷卻,試驗(yàn)時(shí)滑磨功不作為換段品質(zhì)的評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行測(cè)定.

(3)換段時(shí)間.換段時(shí)間是指從前一個(gè)段位的穩(wěn)定狀態(tài)轉(zhuǎn)換到新一個(gè)段位后所需的時(shí)間.非道路車輛的換段時(shí)間通?？刂圃?.0～1.6 s之間［9］.

筆者主要以動(dòng)載系數(shù)和換段時(shí)間作為換段品質(zhì)的評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)定和分析.

3 試驗(yàn)方案

3.1 試驗(yàn)臺(tái)構(gòu)成

履帶車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)基本構(gòu)成如圖3所示,主要由驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(LR6105ZT10型發(fā)動(dòng)機(jī))、綜合傳動(dòng)系統(tǒng)、負(fù)載模擬系統(tǒng)(電渦流測(cè)功機(jī)、盤(pán)式制動(dòng)器)及試驗(yàn)測(cè)控系統(tǒng)等構(gòu)成.

發(fā)動(dòng)機(jī)采用LR6105ZT10型增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī),其額定功率為95.6 kW,額定轉(zhuǎn)速為2 300 r/min.

負(fù)載模擬系統(tǒng)采用CW 150型電渦流測(cè)功機(jī)和自制電液比例控制盤(pán)式制動(dòng)器.CW 150型電渦流測(cè)功機(jī)的標(biāo)定功率為150 kW,標(biāo)定轉(zhuǎn)矩為955 N·m;電液比例控制盤(pán)式制動(dòng)器的最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為680 N·m.

試驗(yàn)測(cè)控系統(tǒng)硬件主要由工控機(jī)(M IC-3318控制器、Intel Pentium處理器)、PCI-NI6115型數(shù)據(jù)采集卡、JCG系列轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、PCI-NI843x通訊卡、PCI-CAN總線卡等組成.試驗(yàn)測(cè)控系統(tǒng)軟件基于分散控制集中管理模式,采用LabVIEW開(kāi)發(fā)軟件平臺(tái),主要包括I/O接口軟件、儀器驅(qū)動(dòng)程序、人機(jī)交互軟面板、功能算法框圖程序等.

圖3 綜合傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)Fig.3 Test bench of integrated transmission system

3.2 試驗(yàn)臺(tái)測(cè)控

試驗(yàn)臺(tái)測(cè)控主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)控制、負(fù)載及其在試驗(yàn)臺(tái)上實(shí)現(xiàn)、試驗(yàn)參數(shù)的實(shí)時(shí)設(shè)定及測(cè)量等.

3.2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)模型及控制

(1)LR6105ZT10型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性模型為［10］

式中:Me為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩,N·m;ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速, r/min;nemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最高空載轉(zhuǎn)速,r/m in;χ為發(fā)動(dòng)機(jī)油門(mén)開(kāi)度.

發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型為

式中:Je為換算到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2;ω·e為發(fā)動(dòng)機(jī)角加速度,rad/s2;Ml為作用在發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩,N·m.

(2)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)模型可計(jì)算出期望轉(zhuǎn)速控制信號(hào).采用混合式步進(jìn)電動(dòng)機(jī)HN200-3426及其驅(qū)動(dòng)器IM483對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行控制,控制方法采用神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)優(yōu)化PID控制.原理如圖4所示,根據(jù)設(shè)定的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速及實(shí)時(shí)采集的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩計(jì)算出油門(mén)開(kāi)度值.

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)控制原理Fig.4 Control principle of engine

3.2.2 負(fù)載計(jì)算及模擬

車輛直駛工況變速器換擋品質(zhì)試驗(yàn)負(fù)載計(jì)算及實(shí)現(xiàn)方法已有文獻(xiàn)［9］論述.車輛轉(zhuǎn)向工況動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)兩側(cè)負(fù)載的變化關(guān)系較為復(fù)雜,目前尚未見(jiàn)到確定的計(jì)算關(guān)系式.筆者采用轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)表達(dá)車輛轉(zhuǎn)向工況動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)兩側(cè)負(fù)載的變化關(guān)系.

(1)負(fù)載計(jì)算.在車輛直駛過(guò)程中轉(zhuǎn)向時(shí),綜合傳動(dòng)系統(tǒng)左、右側(cè)負(fù)載存在著一定差值,大小與所裝車輛的結(jié)構(gòu)參數(shù)、使用條件及系統(tǒng)左、右側(cè)輸出角速度大小有關(guān),經(jīng)過(guò)一定換算可得綜合傳動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)載模型為

式中:MkL、MkR為綜合傳動(dòng)系統(tǒng)左、右側(cè)負(fù)載轉(zhuǎn)矩,N·m;Md為車輛直駛工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)負(fù)載轉(zhuǎn)矩,N·m;w為轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù),根據(jù)研究對(duì)象的結(jié)構(gòu)參數(shù)和使用條件,其變化范圍為w=0.1～0.25［9］;ωkL、ωkR為系統(tǒng)左、右側(cè)輸出角速度, rad/s;β、ψ為常數(shù).

(2)負(fù)載模擬.負(fù)載模擬由電渦流測(cè)功機(jī)和盤(pán)式制動(dòng)器完成,電渦流測(cè)功機(jī)實(shí)現(xiàn)高速下負(fù)載模擬,盤(pán)式制動(dòng)器完成低速下負(fù)載模擬.采用基于遺傳算法的動(dòng)態(tài)矩陣控制參數(shù)整定方法［11］對(duì)電渦流測(cè)功機(jī)進(jìn)行控制,其原理如圖5所示.

圖5 電渦流測(cè)功機(jī)控制原理Fig.5 Control principle of eddy current dynamometer

盤(pán)式制動(dòng)器的控制原理如圖6所示.根據(jù)所需的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩,計(jì)算出信號(hào)電壓,通過(guò)電壓設(shè)定值與反饋電壓調(diào)節(jié)控制電壓,為試驗(yàn)提供合適制動(dòng)轉(zhuǎn)矩.

圖6 盤(pán)式制動(dòng)器控制原理Fig.6 Control principle of disk brake

3.2.3 試驗(yàn)測(cè)控過(guò)程分析

試驗(yàn)測(cè)控系統(tǒng)主要完成對(duì)試驗(yàn)臺(tái)上眾多傳感器輸出信號(hào)的轉(zhuǎn)換與處理、發(fā)動(dòng)機(jī)和負(fù)載模擬系統(tǒng)的控制、試驗(yàn)臺(tái)工作狀態(tài)和試驗(yàn)過(guò)程的監(jiān)視與控制等.工控機(jī)實(shí)現(xiàn)人機(jī)交互,對(duì)試驗(yàn)條件進(jìn)行設(shè)定、對(duì)各子系統(tǒng)進(jìn)行管理、信號(hào)采集與數(shù)據(jù)處理等.在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)時(shí),工控機(jī)同時(shí)控制發(fā)動(dòng)機(jī)油門(mén)控制器與起動(dòng)機(jī),起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī);發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)由油門(mén)控制器根據(jù)工控機(jī)的指令控制發(fā)動(dòng)機(jī)的工作.離合器油壓、流量等物理量經(jīng)多功能數(shù)據(jù)采集卡輸人工控機(jī),轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器輸出信號(hào)經(jīng)轉(zhuǎn)換后由等精度測(cè)速計(jì)數(shù)單元通過(guò)USB通訊輸人工控機(jī).負(fù)載模擬系統(tǒng)控制器根據(jù)工控機(jī)設(shè)定的負(fù)載,模擬車輛行駛阻力,同時(shí)將負(fù)載模擬系統(tǒng)的信息通過(guò)串口與工控機(jī)通信.綜合傳動(dòng)系統(tǒng)的工作狀態(tài)信號(hào)通過(guò)CAN總線實(shí)現(xiàn)與工控機(jī)的信息交互.

4 試驗(yàn)及結(jié)果分析

轉(zhuǎn)向工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)影響因素多,限于篇幅,僅研究液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)排量比ε和轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)w對(duì)其換段品質(zhì)的影響.

4.1 工況設(shè)定

以F4段換人F5段為例進(jìn)行試驗(yàn),由圖2知, F4段換人F5段涉及3組離合器(L1和L2、L3和L4、L6和L7).試驗(yàn)過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)油門(mén)開(kāi)度為100%,使用測(cè)功機(jī)恒轉(zhuǎn)矩模式對(duì)綜合傳動(dòng)系統(tǒng)輸出軸加載,換段離合器主油路壓力為1.5 MPa,直駛阻力設(shè)定為1 kN,換段開(kāi)始時(shí)間為10 s,離合器L2、L4和L6同時(shí)泄油,L1、L3和L7同時(shí)充油.

4.2 液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)排量比的影響

通過(guò)工控機(jī)設(shè)定轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)w=0.1,液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)對(duì)綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)的影響結(jié)果如圖7所示.

由圖7(a)可以看出,ε=0.3時(shí),KM=3.5;ε =0.2時(shí),KM=3.0.說(shuō)明系統(tǒng)排量比越大,動(dòng)載系數(shù)越大,換段沖擊越大.原因在于:由液壓機(jī)械差速轉(zhuǎn)向原理知,當(dāng)系統(tǒng)排量比增大時(shí),綜合傳動(dòng)系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向路功率增大,直駛路功率減小,換段離合器接通時(shí)的壓力增長(zhǎng)率減小,增大了換段沖擊.

圖7 液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)排量比對(duì)換段品質(zhì)的影響Fig.7 Influence of displacement ratio of hydraulic turning close loop system on shifting quality

換段時(shí)每一組離合器都有切換前、轉(zhuǎn)矩相、慣性相和切換后4種狀態(tài),F4段換人F5段的過(guò)程中離合器存在16種可能狀態(tài).圖7(b)是離合器狀態(tài)序號(hào)變化及換段時(shí)間的試驗(yàn)結(jié)果.可以看出, F4段換人F5段的狀態(tài)改變順序?yàn)?-2-3-6-9-11-13-16.ε=0.3時(shí),t=0.9;ε=0.2時(shí),t=1.15,說(shuō)明系統(tǒng)排量比越大,換段時(shí)間越短.

4.3 轉(zhuǎn)向負(fù)載的影響

設(shè)定液壓閉式回路系統(tǒng)排量比ε=0.2,轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)對(duì)綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)的影響如圖8示.

圖8 轉(zhuǎn)向負(fù)載對(duì)換段品質(zhì)的影響Fig.8 Influence of turning load on shifting quality

由圖8(a)可以看出,w=0.15時(shí),KM=8.3; w=0.1時(shí),KM=6.3,說(shuō)明轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)越大,動(dòng)載系數(shù)越大,換段沖擊越大.原因在于:當(dāng)轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)增大時(shí),綜合傳動(dòng)系統(tǒng)兩側(cè)負(fù)載差值增大,對(duì)變速器負(fù)載的擾動(dòng)增大,增大了換段沖擊.

由圖8(b)知,當(dāng)轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)為0.15時(shí),換段約在10.9 s完成;當(dāng)轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)為0.1時(shí),換段約在11.1 s完成,說(shuō)明轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)越大,換段時(shí)間越短.

5 結(jié)論

(1)在分析綜合傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)成及其換段品質(zhì)評(píng)價(jià)指標(biāo)的基礎(chǔ)上,設(shè)計(jì)了綜合傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái).通過(guò)對(duì)試驗(yàn)臺(tái)硬件選擇、控制模型建立及試驗(yàn)測(cè)控過(guò)程分析,表明該試驗(yàn)臺(tái)可用于履帶車輛轉(zhuǎn)向工況綜合傳動(dòng)系統(tǒng)換段品質(zhì)試驗(yàn).

(2)試驗(yàn)結(jié)果表明,液壓轉(zhuǎn)向閉式回路系統(tǒng)排量比越大,換段沖擊越大,換段時(shí)間越短;轉(zhuǎn)向負(fù)載系數(shù)越大,換段沖擊越大,換段時(shí)間越短.

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Experiment of Shift Quality for Integrated Transmission System of Tracked Vehicle in Turning Conditions

CAO Fu-yi,GUO Guang-lin,ZHOU Zhi-li,ZHANG Ming-zhu
(Vehicle&Communication Engineering College,Henan University of Science and Technology,Luoyang 471003,China)

The shift quality is always the important research and development content of variable transmission system for vehicle.With the research object being integrated transmission system of tracked vehicle composed of hydro-mechanical continuously variable transmission and hydro-mechanic differential turningmechanism,after an analysis of the evaluating indicators of shift quality,and in consideration of theworking characteristic of farm tracked vehicle,it is put forward that the dynamic load coefficient and shift time are as the evaluating indicators of shift quality test.The test bench ismade up of driving system,measured system,load simulation system and observing and controlling system etc.The LR6105ZT10 diesel engine acts as driving system.The CW150 electric eddy current dynamometer electro-hydraulic proportional control disc brake act as the load simulation system.The observing and controlling system ismainly made up of industrial control computers.The calculation models of engine and load of integrated transmission system are established.The turning load coefficient is adopted to express the two side load change relationship of integrated transmission system of tracked vehicle.The controllingmethod of engine and realizingmethod of load on test bench are given.As the example for F4 switching F5,the test research of shift process of tracked vehicle based on integrated transmission in turning conditions was carried out.

tracked vehicle;turning conditions;hydro-mechanic transmission;shift quality

S219.032.3

A

10.3969/j.issn.1671-6833.2015.03.011

1671-6833(2015)03-0049-05

2015-01-16;

2015-03-19

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375145)

曹付義(1969-),男,河南蘭考人,河南科技大學(xué)副教授,博士,主要從事車輛動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)研究,E-mail: cfy0908@sina.com.