基于充油流量與曝氣程度的拖拉機(jī)動(dòng)力換向性能研究

閆祥海 魏海江 劉孟楠 趙俊峰 張靜云 徐立友

(1.河南科技大學(xué)車(chē)輛與交通工程學(xué)院, 洛陽(yáng) 471003; 2.智能農(nóng)業(yè)動(dòng)力裝備全國(guó)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 洛陽(yáng) 471003;3.洛陽(yáng)東方眾成離合器有限公司, 洛陽(yáng) 453003)

0 引言

目前,利用產(chǎn)品建模、多領(lǐng)域動(dòng)態(tài)協(xié)同仿真、機(jī)電液聯(lián)合控制仿真等技術(shù)對(duì)拖拉機(jī)傳動(dòng)系進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化和性能評(píng)估已成為拖拉機(jī)傳動(dòng)系智能化設(shè)計(jì)的重要手段[1]。例如,WANG等[2]利用AMESim液壓模型分析了采埃孚動(dòng)力換擋變速箱的液壓緩沖閥。廖湘平等[3]利用AMESim平臺(tái)研究了新型液粘調(diào)速離合器對(duì)減少工程車(chē)輛起步?jīng)_擊的作用。桂林等[4]利用Pro/E和ADAMS對(duì)拖拉機(jī)齒輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)與仿真進(jìn)行了研究。郝希陽(yáng)等[5]利用AMESim和ADAMS對(duì)拖拉機(jī)電控液壓懸掛系統(tǒng)進(jìn)行了仿真。周杰等[6]利用ADAMS對(duì)輪式拖拉機(jī)進(jìn)行了研究。以上研究表明,將聯(lián)合仿真技術(shù)應(yīng)用到傳動(dòng)系設(shè)計(jì)中,可以減少仿真與試驗(yàn)間的誤差。

由于拖拉機(jī)動(dòng)力換擋變速箱(Power shift transmission,PST)中離合器充油流量易受溫度、回位彈簧剛度和預(yù)緊力等因素的影響,液壓油在加注及工作過(guò)程中易受空氣污染導(dǎo)致液壓油曝氣程度增加,使系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)參數(shù)發(fā)生波動(dòng)變化,拖拉機(jī)換向過(guò)程中動(dòng)力性、平順性和舒適性變差[7-11]。陸凱等[12]建立了帶有不匹配干擾的非線性濕式離合器數(shù)學(xué)模型。鮑明喜等[13]分析了離合器流量調(diào)節(jié)閥對(duì)離合器減壓閥壓力的影響。吳健鵬等[14]建立了離合器電液比例減壓閥和離合器供油系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型,研究了不同的PWM輸入信號(hào)對(duì)離合器充油特性的影響。閆宏偉等[15]對(duì)不同空氣含量對(duì)液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性影響進(jìn)行了研究。趙一榮[16]對(duì)拖拉機(jī)動(dòng)力換向沖擊進(jìn)行了分析和優(yōu)化。陳旭東[17]對(duì)拖拉機(jī)動(dòng)力換向動(dòng)態(tài)控制進(jìn)行了研究。以上研究集中于對(duì)液壓系統(tǒng)特性的研究。

針對(duì)動(dòng)力換向性能、離合器充油流量及曝氣程度關(guān)系的研究較少,部分研究通過(guò)電液仿真平臺(tái)對(duì)其中一種關(guān)系進(jìn)行分析,不能充分表達(dá)其動(dòng)力學(xué)和液力學(xué)性能。本文將東方紅LF2202型拖拉機(jī)TX4A傳動(dòng)系作為研究對(duì)象,基于ADAMS、Matlab/Simulink和AMEsim平臺(tái),通過(guò)機(jī)電液聯(lián)合仿真,對(duì)拖拉機(jī)Ⅰ擋作業(yè)前進(jìn)擋切換為倒退擋工況下,離合器不同充油流量和不同曝氣程度對(duì)換向品質(zhì)的影響進(jìn)行仿真分析與驗(yàn)證評(píng)價(jià)。

1 拖拉機(jī)PST結(jié)構(gòu)與數(shù)學(xué)建模

1.1 PST結(jié)構(gòu)

由于拖拉機(jī)作業(yè)環(huán)境惡劣、工況復(fù)雜,換向性能影響因素較多,對(duì)拖拉機(jī)復(fù)雜連續(xù)的多質(zhì)量、多自由度系統(tǒng)作如下簡(jiǎn)化[18]:①假設(shè)拖拉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)是由無(wú)慣性的彈性環(huán)節(jié)和無(wú)彈性的慣性環(huán)節(jié)構(gòu)成。②忽略由同步器移動(dòng)和離合器接合分離引起的軸橫向移動(dòng)。③忽略齒輪嚙合彈性和軸承與軸承座的彈性。

簡(jiǎn)化后拖拉機(jī)PST可視為一個(gè)離散系統(tǒng),其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。

圖1 拖拉機(jī)PST結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Tractor PST structure schematic

圖中Te——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩,N·m

Tc1、Tc2、Tc3、Tc4——離合器C1、C2、C3、C4傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m

T0——后軸傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m

Tw——車(chē)輪受到的阻力矩,N·m

Ie——發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸、飛輪、輸入實(shí)心軸及其關(guān)聯(lián)齒輪及離合器C1、C2主動(dòng)盤(pán)當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Ic1——離合器C1從動(dòng)盤(pán)、實(shí)心軸與離合器C3主動(dòng)盤(pán)當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Ic2——離合器C2從動(dòng)盤(pán)、實(shí)心軸與離合器C4主動(dòng)盤(pán)當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Ic3——離合器C3從動(dòng)盤(pán)及Ⅰ擋主動(dòng)齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Ic4——離合器C4從動(dòng)盤(pán)與實(shí)心軸及其關(guān)聯(lián)齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Iy——變速器中間軸及其關(guān)聯(lián)齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Im——變速器輸出軸及其關(guān)聯(lián)齒輪、主減速器主動(dòng)部分當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

I0——主減速器從動(dòng)部分、差速器、半軸、輪邊減速器齒輪及車(chē)輪當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Iw——整車(chē)等效到車(chē)輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

Ir——倒退擋傳動(dòng)軸及其關(guān)聯(lián)齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

ωe——發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角速度,rad/s

ωc1、ωc2、ωc3、ωc4——離合器C1、C2、C3、C4從動(dòng)盤(pán)角速度,rad/s

ωm——變速器輸出軸角速度,rad/s

ω0——拖拉機(jī)半軸角速度,rad/s

ωw——車(chē)輪角速度,rad/s

k0——拖拉機(jī)半軸與輪胎的當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度,N·m/rad

b0——拖拉機(jī)半軸與輪胎的旋轉(zhuǎn)阻尼系數(shù),N·m·s/rad

be——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸的旋轉(zhuǎn)阻尼系數(shù),N·m·s/rad

i1、i3、i4——1擋、3擋、4擋傳動(dòng)比

if、ix、i0、iv——正向齒輪、副變速器、主減速器、輪邊減速器傳動(dòng)比

Tf——離合器F傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m

Tr——離合器R傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m

ir1、ir2——倒擋齒輪傳動(dòng)比

Iin——?jiǎng)恿Q擋區(qū)段到動(dòng)力換向區(qū)段中軸、齒輪慣量等效到實(shí)心軸的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,kg·m2

ωin——實(shí)心軸角速度,rad/s

ωy——變速器中間軸角速度,rad/s

1.2 動(dòng)力換向原理

動(dòng)力換向指在拖拉機(jī)前進(jìn)和倒退切換時(shí)傳遞動(dòng)力不中斷,其在拖拉機(jī)中尤為重要,因?yàn)樵谕侠瓩C(jī)作業(yè)中需頻繁往返作業(yè)。在一些典型作業(yè)工況下,拖拉機(jī)需要正向與反向運(yùn)動(dòng)同時(shí)滿足作業(yè)要求,提高作業(yè)質(zhì)量和效率[19]。圖2為拖拉機(jī)動(dòng)力換向原理圖,動(dòng)力換向通過(guò)離合器F、R之間的接合分離切換實(shí)現(xiàn),前進(jìn)作業(yè)時(shí)離合器F閉合,R斷開(kāi),動(dòng)力通過(guò)傳動(dòng)軸、離合器轂、鋼片和摩擦片傳遞到前進(jìn)擋從動(dòng)齒輪。由前進(jìn)擋切換為倒退擋時(shí),控制單元(TCU)發(fā)出換向控制信號(hào)控制電磁閥切換位置,離合器F開(kāi)始泄油,在回位彈簧力的作用下,摩擦片和鋼片開(kāi)始滑磨直至完全分離,同時(shí)離合器R開(kāi)始充油,油液推動(dòng)活塞擠壓回位彈簧,在液壓力推動(dòng)下,摩擦片和鋼片開(kāi)始滑磨直至完全接合,動(dòng)力由前進(jìn)擋從動(dòng)齒輪切換到倒退擋從動(dòng)齒輪,此時(shí)換向完成,在倒退行駛時(shí)離合器F斷開(kāi),R閉合。

圖2 拖拉機(jī)動(dòng)力換向原理圖Fig.2 Schematic of tractor power commutation1.安全閥 2.傳動(dòng)軸 3.前進(jìn)擋從動(dòng)齒輪 4.摩擦片 5.鋼片 6.活塞 7.離合器轂 8.倒退擋從動(dòng)齒輪 9.電磁換向閥 10.液壓泵

1.3 動(dòng)力換向過(guò)程動(dòng)力學(xué)分析

(1)換向開(kāi)始動(dòng)力學(xué)方程

變速器控制單元發(fā)出換向指令,待接合的離合器電磁閥通電,接合離合器R開(kāi)始充油至離合器臨界摩擦點(diǎn)(kisspoint),分離離合器F開(kāi)始以最大速度減小油壓至剛好不打滑。動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

(2)

(3)

T0=k0(θ0-θviv)+b0(ω0-ωwiv)

(4)

式中θ0——后軸轉(zhuǎn)動(dòng)角,rad

θv——車(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)角,rad

(2)換向過(guò)程中動(dòng)力學(xué)方程

待接合離合器R按指定油壓變化率增大油壓至停止打滑,分離離合器F則按照一定油壓變化率減小油壓,離合器開(kāi)始打滑至kisspoint點(diǎn)時(shí)停止打滑。接合離合器R油壓加速上升直至設(shè)定油壓,分離離合器F油壓逐漸降至零。此時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩使車(chē)輛開(kāi)始反向運(yùn)動(dòng),接合離合器從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速也開(kāi)始向主動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速靠近,即將進(jìn)入同步階段。動(dòng)力學(xué)方程為

(5)

(6)

式中Tfc、Trc——離合器F、R在滑摩時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m

(3)換向結(jié)束動(dòng)力學(xué)方程

接合離合器R油壓升至工作油壓后保持不變,分離離合器F油壓為0,接合離合器主、從動(dòng)件轉(zhuǎn)速開(kāi)始同步上升至工作轉(zhuǎn)速,換向結(jié)束。動(dòng)力學(xué)方程為

(7)

(8)

1.4 濕式離合器數(shù)學(xué)建模

濕式離合器滑摩時(shí),傳遞的轉(zhuǎn)矩為

Tc=sign(Δωc)μdpSzRe

(9)

其中

(10)

式中Tc——離合器摩擦轉(zhuǎn)矩,N·m

μd——?jiǎng)幽Σ烈驍?shù)

S——摩擦副有效作用面積,m2

p——摩擦副間正壓力,Pa

Δωc——離合器主、從動(dòng)件角速度差,rad/s

z——摩擦副對(duì)數(shù)

Re——等效半徑,m

R、r——摩擦片外、內(nèi)半徑,m

濕式離合器完全接合時(shí),傳遞的轉(zhuǎn)矩為

Tcmax=μspSzRe

(11)

式中μs——靜摩擦因數(shù)

1.5 電液比例閥數(shù)學(xué)建模

離合器需要充油時(shí),電液比例閥接通,實(shí)現(xiàn)快速充油,使得油壓剛好克服離合器回位彈簧的壓力。在滑摩階段,控制電液比例閥的流量實(shí)現(xiàn)離合器油壓的精確控制。需要放油時(shí),只需控制比例閥位置,使得離合器油缸的液壓油回流至油箱[20]。

(1) 主閥芯力平衡方程

忽略閥芯受到的瞬態(tài)液動(dòng)力和干摩擦力等,比例電磁閥通電后,閥芯受到電磁力、彈簧力、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力、慣性力和阻尼力等。主閥芯力平衡方程為

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

式中ms——比例閥閥芯質(zhì)量,kg

Ds——比例閥閥芯黏性阻尼系數(shù),N·s/m

Ks——比例閥回位彈簧剛度,N/m

Fg——電磁力,N

Fsp——比例閥回位彈簧初始?jí)毫?N

ps——供油壓力,Pa

po——比例閥出口壓力,Pa

As——比例閥閥芯作用面積,m2

xs——主閥芯位移,m

Fs——穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力,N

Kf——電磁鐵驅(qū)動(dòng)系數(shù),N/V

Kv——速度反電動(dòng)勢(shì)系數(shù),V·s/m

u——輸入電壓,V

hs——主閥卸油口初始開(kāi)口量,m

xd——主閥閥芯進(jìn)油口遮蓋量,m

Cd——節(jié)流孔流量系數(shù)

Cv——比例閥主閥芯流速系數(shù)

θs——比例閥主閥節(jié)流口射流角,rad

xsm——主閥閥芯最大位移,m

Ai——比例閥進(jìn)油口節(jié)流面積,m2

Ae——比例閥卸油口節(jié)流面積,m2

n——圓孔式節(jié)流孔數(shù)量

d——圓孔式節(jié)流孔直徑,m

x——圓孔式節(jié)流口開(kāi)口量,m

(2) 比例閥壓力-流量方程

流入比例閥的流量為

(17)

(18)

式中qs——流入比例閥的流量,m3/s

ρ——液壓油密度,kg/m3

ρ0——油氣混合液壓油密度,kg/m3

Jgas——液壓油曝氣程度

(3) 比例閥流量連續(xù)性方程

忽略閥芯與閥套配合間隙處泄漏,主閥腔油液壓縮量由流入主閥腔的部分流量補(bǔ)償,其余流入離合器油缸,即

(19)

(20)

式中ql——離合器油缸流量,m3/s

Vs0——比例閥主閥腔容積,m3

E——油液體積彈性模量,Pa

vgas——液壓油所含氣體比容,m3/kg

1.6 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)建模

(1)濕式離合器活塞力平衡方程

不考慮接合過(guò)程中油道阻力和油道內(nèi)漏影響,在快速充油時(shí),活塞受到油缸內(nèi)靜壓力、旋轉(zhuǎn)離心力、回位彈簧力和活塞密封環(huán)摩擦力,則離合器的活塞力平衡方程為

(21)

其中

(22)

式中Ml——離合器活塞等效質(zhì)量,kg

Dl——活塞粘性阻尼系數(shù),N·s/m

Al——活塞作用面積,m2

Kcl——活塞回位彈簧剛度,N/m

xl——活塞位移,mαω——滯后系數(shù)

Fl0——活塞回位彈簧預(yù)壓力,N

Fω——活塞離心油壓作用力,N

Fscal——活塞密封環(huán)摩擦力,N

Fcl——摩擦片壓緊力,N

pl——離合器油缸壓力,Pa

ωs——離合器油缸角速度,rad/s

R1——離合器活塞內(nèi)半徑,m

R2——離合器活塞外半徑,m

Roil——離合器進(jìn)油道旋轉(zhuǎn)半徑,m

μseal——離合器活塞密封環(huán)摩擦因數(shù)

b——離合器活塞密封環(huán)寬度,m

Kn——摩擦片等效剛度,N/m

Δ——摩擦片kisspoint點(diǎn)位置,m

(2)離合器油缸壓力-流量方程

流入離合器油缸的流量為

(23)

式中dl——油缸進(jìn)油口直徑,m

(3)離合器油缸流量平衡方程

不考慮離合器密封件的泄漏,比例閥流入離合器油缸的流量,其中一部分填充油缸容積變化,另一部分補(bǔ)償油液壓縮變化量,其余經(jīng)離合器油缸卸油口流出,即

(24)

式中Vl0——離合器油缸初始容積,m3

1.7 發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)學(xué)模型

研究表明,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速及油門(mén)位置呈現(xiàn)一定的函數(shù)關(guān)系,其關(guān)系式可表示為

Te=f(?,ne)

(25)

式中 ?——發(fā)動(dòng)機(jī)油門(mén)位置

ne——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min

2 動(dòng)力換向離合器與傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)合仿真

2.1 聯(lián)合仿真模型建立

基于Matlab/Simulink的S-Funciton模塊、ADAMS的Controls模塊和AMESim的Interface模塊構(gòu)建動(dòng)力換擋拖拉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型,利用Matlab/Simulink軟件計(jì)算換向過(guò)程中離合器油缸壓力達(dá)到期望值時(shí)電磁比例閥所需要的電壓,將計(jì)算結(jié)果傳遞給AMESim軟件對(duì)電磁比例閥進(jìn)行控制,再將離合器油缸實(shí)際壓力反饋到Matlab/Simulink軟件中進(jìn)行優(yōu)化控制,AMESim軟件將計(jì)算出的常嚙合主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速、倒退擋離合器油缸活塞受力、前進(jìn)擋離合器油缸活塞受力、后退擋從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速和前進(jìn)擋從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速傳遞到ADAMS軟件中的換向離合器進(jìn)行轉(zhuǎn)矩計(jì)算,ADAMS軟件將計(jì)算出的常嚙合主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)矩、倒退擋從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)矩和前進(jìn)擋從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)矩反饋到AMESim軟件,完成換向仿真,模型如圖3所示。

圖3 動(dòng)力換擋拖拉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)聯(lián)合仿真模型Fig.3 Co-simulation model of transmission system of power shifting tractor

設(shè)置曝氣程度為0.1%,離合器R充油階段的充油流量分別為20、16、14 L/min;離合器R充油流量為20 L/min,液壓油曝氣程度分別為0.1%、1%和5%,對(duì)上述兩組參數(shù)進(jìn)行仿真。

選取拖拉機(jī)Ⅰ擋作業(yè)時(shí)前進(jìn)擋換為倒退擋時(shí)的工況,油門(mén)開(kāi)度為100%。仿真主要參數(shù)如表1所示。

表1 聯(lián)合仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Key parameters in co-simulation model

2.2 換向品質(zhì)評(píng)價(jià)指標(biāo)

換向品質(zhì)指拖拉機(jī)動(dòng)力換向過(guò)程的平順程度,引入沖擊度、滑摩功和磨損量對(duì)換向特性進(jìn)行評(píng)估。

(1)換向時(shí)間

換向時(shí)間是指從TCU控制單元發(fā)出換向指令到完成換向所需時(shí)間。

(2)沖擊度

沖擊度j表現(xiàn)為拖拉機(jī)縱向加速度的變化率。沖擊度越大,駕駛員頓挫感越明顯,換向平順性越差,計(jì)算式為

(26)

式中v——拖拉機(jī)車(chē)速,m/s

a——拖拉機(jī)縱向加速度,m/s2

t——拖拉機(jī)縱向加速度變化時(shí)間,s

(3)滑摩功

濕式離合器主、從動(dòng)件由開(kāi)始接合到兩者同步轉(zhuǎn)速的過(guò)程中,處于滑磨狀態(tài),產(chǎn)生滑摩功Wfc,計(jì)算式為

(27)

式中ti——滑摩結(jié)束時(shí)間,s

ωz——離合器主動(dòng)部分角速度,rad/s

ωc——離合器從動(dòng)部分角速度,rad/s

(4)磨損量

濕式離合器主要是依靠摩擦片和對(duì)偶鋼片兩者產(chǎn)生的摩擦力傳遞轉(zhuǎn)矩和動(dòng)力,用單次換向磨損深度來(lái)表征磨損量Y,體現(xiàn)濕式離合器的磨損性能,計(jì)算式為

(28)

式中V——磨損體積,m3

An——接觸面積,m2

k——磨損系數(shù)

W——作用在摩擦力上的法向載荷,N

H——摩擦材料的布氏硬度,MPa

pn——載荷壓強(qiáng),MPa

L——滑動(dòng)距離,m

2.3 仿真結(jié)果分析

通過(guò)仿真結(jié)果分析換向過(guò)程中離合器F、R的油壓變化規(guī)律,離合器F、R從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速變化情況,離合器F、R傳遞轉(zhuǎn)矩的變化情況,以及換向過(guò)程中拖拉機(jī)沖擊度、滑摩功和磨損量的變化情況。

曝氣程度為0.1%,充油流量分別為20、16、14 L/min的仿真結(jié)果如圖4～9所示,圖中,Pf、Pr表示離合器F、R的油壓,MPa;nf1、nr1表示離合器F、R的主動(dòng)件轉(zhuǎn)速,r/min;nf2、nr2表示離合器F、R的從動(dòng)件轉(zhuǎn)速,r/min;Tm表示變速器輸出轉(zhuǎn)矩,N·m。

圖4 離合器油壓變化曲線Fig.4 Clutch oil pressure change curves

由圖4可以看出,整個(gè)換向過(guò)程中,離合器F待分離,離合器R待接合,在離合器R的預(yù)充油流量分別為20、16、14 L/min時(shí),離合器R因?yàn)槌溆土髁康臏p小,從開(kāi)始充油到克服回位彈簧與預(yù)緊力的時(shí)間也逐漸增大,在第1秒時(shí)油壓從零開(kāi)始上升,分別經(jīng)過(guò)0.4、0.7、1.0 s預(yù)充油結(jié)束,油壓都升至0.5 MPa,然后進(jìn)入調(diào)壓階段,分別在2.64、3.00、3.38 s時(shí)升至2 MPa。

由圖5、6可知,離合器R的充油流量分別為20、16、14 L/min時(shí),離合器F、R共用一個(gè)常嚙合主動(dòng)齒輪,所以離合器F、R主動(dòng)件轉(zhuǎn)速相同,均為1 325 r/min,換向開(kāi)始時(shí),離合器F、R主動(dòng)件分別在第1.4、1.7、2.0秒時(shí)轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降至1 084 r/min,同時(shí)離合器R的從動(dòng)件轉(zhuǎn)速上升,逐漸接近主動(dòng)件轉(zhuǎn)速1 084 r/min,轉(zhuǎn)速差為零后兩者同時(shí)升至工作轉(zhuǎn)速1 325 r/min時(shí)完成換向,換向時(shí)間分別為2.35、2.81、3.37 s。在第1.4、1.7、2.0秒時(shí),離合器R傳遞的轉(zhuǎn)矩開(kāi)始增大,分別在2.64、3.00、3.38 s時(shí)升至450 N·m后保持不變,當(dāng)離合器R主、從動(dòng)件轉(zhuǎn)速進(jìn)入同步階段后,轉(zhuǎn)矩根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩進(jìn)行調(diào)整,使之接近300 N·m。變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別為247、184、118 N·m,流量越小,拖拉機(jī)換向動(dòng)力性也越差。

圖5 轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.5 Speed change curves

圖6 轉(zhuǎn)矩變化曲線Fig.6 Torque change curves

由圖7～9可以看出,在離合器R的充油流量分別為20、16、14 L/min時(shí),最大沖擊度分別為28、25、23 m/s3。充油時(shí)間過(guò)短,在液壓油的作用下會(huì)產(chǎn)生較大的沖擊度,沖擊力過(guò)大的情況下甚至?xí)斐赡Σ疗w損壞。對(duì)應(yīng)的滑摩功分別為11 158、14 812、19 838 J,因?yàn)檗D(zhuǎn)矩傳遞路線較長(zhǎng),滑摩功相對(duì)較大,如果因摩擦產(chǎn)生的熱量過(guò)多,會(huì)造成摩擦片與從動(dòng)片燒結(jié)在一起,引起動(dòng)力換向裝置失效。磨損量隨著油壓和滑動(dòng)距離的增大而增大,最大磨損量分別為1.007 9×10-5、1.250 8×10-5、1.453 8×10-5mm。

圖7 沖擊度變化曲線Fig.7 Impact change curves

圖8 滑摩功變化曲線Fig.8 Sliding and friction power change curves

圖9 磨損量變化曲線Fig.9 Wear change curves

充油流量分別為16、14 L/min時(shí),與20 L/min相比,換向時(shí)間分別增長(zhǎng)20%和43%,變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別下降26%和52%,滑摩功分別上升33%和78%,最大沖擊度分別下降11%和18%,最大磨損量分別上升24%和44%。結(jié)果表明充油流量在16～20 L/min之間時(shí),動(dòng)力換向的平順性、動(dòng)力性和舒適性較好。

充油流量為20 L/min,曝氣程度分別為0.1%、1%和5%的仿真結(jié)果如圖10～15所示。

圖10 不同曝氣程度下離合器油壓變化曲線Fig.10 Clutch oil pressure curves under different aerations

由圖10可以看出,在充油流量為20 L/min,液壓油曝氣程度分別為0.1%、1%和5%時(shí),離合器R的油壓在第1秒時(shí)從零開(kāi)始上升,分別經(jīng)過(guò)1.6、1.8、2.5 s后油壓升至2 MPa,離合器F的油壓在第1秒時(shí)從2 MPa開(kāi)始下降,分別經(jīng)過(guò)2.0、2.5、3.7 s后,油壓降至0 MPa。

由圖11、12可知,在充油流量為20 L/min,液壓油曝氣程度分別為0.1%、1%和5%時(shí),換向開(kāi)始時(shí),離合器F、R主動(dòng)件轉(zhuǎn)速分別在第1.4、1.7秒時(shí)由1 325 r/min開(kāi)始下降至1 084 r/min,液壓油曝氣程度為5%時(shí),離合器F、R主動(dòng)件轉(zhuǎn)速在2.2 s時(shí)由1 325 r/min開(kāi)始下降至1 050 r/min。離合器F轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降時(shí),離合器R的從動(dòng)件轉(zhuǎn)速上升,逐漸接近主動(dòng)件轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)速差為零后兩者同時(shí)升至工作轉(zhuǎn)速1 325 r/min時(shí)完成換向,換向時(shí)間分別為2.45、2.95、4.35 s。在第1.4、1.7、2.2秒時(shí),離合器R傳遞的轉(zhuǎn)矩開(kāi)始增大,分別在2.6、2.8、3.5 s時(shí)升至450 N·m后保持不變,當(dāng)離合器R主、從動(dòng)件轉(zhuǎn)速進(jìn)入同步階段后,轉(zhuǎn)矩根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩進(jìn)行調(diào)整,使之接近300 N·m。變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別為247、246、245 N·m。

圖11 不同曝氣程度下轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.11 Speed change curves under different aeration degrees

圖12 不同曝氣程度下轉(zhuǎn)矩變化曲線Fig.12 Torque change curves under different aeration degrees

由圖13～15可以看出,在充油流量為20 L/min,液壓油曝氣程度分別為0.1%、1%和5%時(shí),對(duì)應(yīng)的滑摩功分別為11 158、15 402、29 444 J,液壓油中的氣體是可壓縮的,曝氣程度越高,可壓縮性越大,響應(yīng)速度越慢,滑摩功越大。最大沖擊度分別為28、12、14 m/s3,液壓油曝氣程度越大,沖擊度會(huì)明顯變小,但是曝氣程度增大到一定值時(shí),振蕩次數(shù)會(huì)明顯增加,沖擊度也會(huì)激增。最大磨損量分別為1.007 9×10-5、1.481 3×10-5、2.648 8×10-5mm。

圖13 不同曝氣程度下沖擊度變化曲線Fig.13 Impact change curves under different aeration degrees

圖14 不同曝氣程度下滑摩功變化曲線Fig.14 Sliding and friction power change curves under different aeration degrees

圖15 不同曝氣程度下磨損量變化曲線Fig.15 Wear change curves under different aeration degrees

曝氣程度分別為1%和5%時(shí),與0.1%相比,換向時(shí)間分別增長(zhǎng)26%和85%,變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別下降0.4%和0.8%,滑摩功分別上升38%和163%,最大沖擊度分別下降57%和50%,最大磨損量分別上升47%和163%。維持液壓油曝氣程度不超過(guò)1%可以有效提高傳動(dòng)系使用壽命。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性,利用試驗(yàn)平臺(tái)測(cè)試了不同充油流量與曝氣程度下的換向離合器性能。換向離合器性能試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)框圖如圖16所示,主要由被測(cè)樣機(jī)、動(dòng)力系統(tǒng)、液壓泵站、油壓傳感器、負(fù)載模擬系統(tǒng)、控制與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等組成,圖17為臺(tái)架實(shí)物圖。

圖16 試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)框圖Fig.16 Test bench structure block diagram

圖17 臺(tái)架實(shí)物圖 Fig.17 Physical diagram of test bed

動(dòng)力系統(tǒng)采用西門(mén)子變頻電機(jī)模擬發(fā)動(dòng)機(jī)輸入轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩,負(fù)載模擬系統(tǒng)采用慣量盤(pán)和負(fù)載泵。變頻電機(jī)與換向離合器輸出軸上均安裝轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速傳感器。離合器控制油壓與負(fù)載泵模擬阻力矩所需油壓均由液壓泵站提供,空氣壓縮機(jī)連接在液壓油泵與比例閥之間,將空氣壓縮為小氣泡按比例輸入到油管中,模擬液壓系統(tǒng)的曝氣程度。

變頻電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速設(shè)為1 325 r/min,負(fù)載轉(zhuǎn)矩為300 N·m,供油壓力為2 MPa,油液溫度為60℃,其它參數(shù)與2.1節(jié)的仿真輸入保持一致,在不同充油流量與曝氣程度下,測(cè)量主、從動(dòng)端轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速,研究換向離合器接合性能。采用控制變量法,通過(guò)改變異步電機(jī)轉(zhuǎn)速,控制液壓油泵的流量分別為13.986、15.984、19.980 L/min,控制空氣壓縮機(jī)將一定量的氣泡輸入到油管中,對(duì)應(yīng)的空氣流量分別為0.014、0.016、0.020 L/min,試驗(yàn)結(jié)果如圖18～23所示。

圖18 離合器油壓變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.18 Clutch oil pressure change curves (experimental verification)

圖19 轉(zhuǎn)速變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.19 Speed change curves (experimental verification)

圖20 轉(zhuǎn)矩變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.20 Torque change curves (experimental verification)

圖21 沖擊度變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.21 Impact change curves (experimental verification)

圖22 滑摩功變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證) Fig.22 Sliding and friction power change curves(experimental verification)

圖23 磨損量變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.23 Wear change curves (experimental verification)

控制液壓油泵流量為19.98、19.80、18.95 L/min,對(duì)應(yīng)的空氣流量分別為0.02、0.20、1.05 L/min。試驗(yàn)結(jié)果如圖24～29所示。

圖24 不同曝氣程度下離合器油壓變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證) Fig.24 Clutch oil pressure change curves under different aerations (experimental verification)

圖25 不同曝氣程度下轉(zhuǎn)速變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.25 Speed change curves under different aerations (experimental verification)

由圖24～26可以看出,離合器R的油壓在第1秒時(shí)從零開(kāi)始上升,分別經(jīng)過(guò)1.62、1.85、2.60 s油壓升至2 MPa,離合器F的油壓在第1秒時(shí)從2 MPa開(kāi)始下降,分別經(jīng)過(guò)2.02、2.55、3.80 s后,油壓降至零。離合器F、R主動(dòng)件轉(zhuǎn)速分別在第1.42、1.75秒時(shí)由1 325 r/min開(kāi)始下降至1 080 r/min,液壓油曝氣程度為5%時(shí),離合器F、R主動(dòng)件轉(zhuǎn)速在2.3 s時(shí)由1 325 r/min開(kāi)始下降至1 045 r/min。離合器F轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降時(shí),離合器R的從動(dòng)件轉(zhuǎn)速上升,逐漸接近主動(dòng)件轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)速差為零后兩者同時(shí)升至工作轉(zhuǎn)速1 325 r/min時(shí)完成換向,換向時(shí)間分別為2.39、3.01、4.42 s。在第1.42、1.75、2.3秒時(shí),離合器R傳遞的轉(zhuǎn)矩開(kāi)始增大,分別在2.62、2.85、3.60 s時(shí)升至446 N·m后保持不變,當(dāng)離合器R主、從動(dòng)件轉(zhuǎn)速進(jìn)入同步階段后,轉(zhuǎn)矩根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩進(jìn)行調(diào)整,使之接近300 N·m。變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別為238、235、233 N·m。

由圖27～29可看出,在充油流量為20 L/min,液壓油曝氣程度分別為0.1%、1%和5%時(shí),對(duì)應(yīng)的滑摩功分別為11 258、15 590、29 578 J,最大沖擊度分別為29、11、13 m/s3,最大磨損量分別為1.010 9×10-5、1.481 3×10-5、2.748 8×10-5mm。

圖27 不同曝氣程度下沖擊度變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.27 Impact change curves under different aerations(experimental verification)

圖28 不同曝氣程度下滑摩功變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證) Fig.28 Sliding and friction power change curves underdifferent aerations (experimental verification)

圖29 不同曝氣程度下磨損量變化曲線(試驗(yàn)驗(yàn)證)Fig.29 Wear change curves under different aerations(experimental verification)

對(duì)比仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù),試驗(yàn)時(shí)油壓上升速度相對(duì)滯后于仿真,但整個(gè)過(guò)程偏差較小。試驗(yàn)過(guò)程中油壓受其自身慣性和液壓系統(tǒng)的影響,其響應(yīng)存在一定的波動(dòng)。通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算得離合器的沖擊度、滑摩功和磨損量均與仿真數(shù)據(jù)存在偏差,最大誤差出現(xiàn)在充油流量為20 L/min、曝氣程度為5%時(shí),主要原因是油液自身脈動(dòng)對(duì)傳感器產(chǎn)生沖擊影響,以及比例閥受油液氣泡影響,輸出精度降低,但誤差都在5%之內(nèi),仿真與試驗(yàn)結(jié)果如表2所示。

表2 結(jié)果統(tǒng)計(jì)Tab.2 Statistics of results

4 結(jié)論

(1)提出的磨損量換向性能評(píng)價(jià)指標(biāo)能夠較好地評(píng)價(jià)拖拉機(jī)換向過(guò)程中的磨損性能,對(duì)原換向評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行了補(bǔ)充。

(2)仿真結(jié)果表明,當(dāng)液壓油曝氣程度為0.1%,與離合器充油流量為20 L/min相比,充油流量為16、14 L/min時(shí),換向時(shí)間分別增長(zhǎng)20%、43%, 變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別下降26%、52%,滑摩功分別上升33%、78%,最大沖擊度分別下降11%、18%,最大磨損量分別上升24%、44%。當(dāng)離合器R的充油流量為20 L/min,與曝氣程度為0.1%相比,液壓油曝氣程度為1%和5%時(shí),換向時(shí)間分別增長(zhǎng)26%、85%,變速器最小輸出轉(zhuǎn)矩分別下降0.4%、0.8%,滑摩功分別上升38%、163%,最大沖擊度分別下降57%、50%,最大磨損量分別上升47%、163%。

(3)對(duì)液壓油曝氣程度為0.1%,離合器充油流量分別為20、16、14 L/min時(shí)的換向過(guò)程和離合器充油流量為20 L/min,曝氣程度分別為0.1%、1%和5%的換向過(guò)程進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn),為了提高動(dòng)力換向的平順性、動(dòng)力性和舒適性,延長(zhǎng)傳動(dòng)系的使用壽命,保證液壓系統(tǒng)正常工作,可以在16～20 L/min之間選擇適當(dāng)充油流量,并需定期檢查液壓油質(zhì)量、油位和泄漏等,采取相應(yīng)措施,維持液壓油曝氣程度不超過(guò)1%。

(4)受限于傳動(dòng)軸等部件剛度和阻尼的影響,以及油液自身慣性和液壓系統(tǒng)的影響,仿真與試驗(yàn)數(shù)據(jù)存在一定差別,但誤差在5%內(nèi),證明了模型的準(zhǔn)確性,可用于動(dòng)力換擋拖拉機(jī)換向過(guò)程預(yù)測(cè)分析。