车辆换档（精选3篇）
车辆换档 篇1
前言
随着消费者对自动变速车辆的动力性、经济性、耐久性和舒适性的要求越来越高, 换档品质及其评价方法也越来越受到广泛关注。传统方法通常采用大量测试人员试乘试驾后进行打分, 这样耗时耗力, 评价结果也容易受到人体主观因素的影响。本文以搭载电控机械式自动变速器 (Automated Mechanical Transmission, AMT) 的自动档车辆为目标车, 应用人工神经网络基本原理, 构建换档品质评价模型, 并且参照主观评价经验数据, 设计出一套客观换档品质评价系统。
1 换档过程性能评价指标
通常采用换挡时间、冲击度和滑摩功三个评价指标来评价换挡品质。[1]
1.1 换挡时间
换档时间是指换档机构根据电控单元的命令开始动作直到离合器主从动盘转速同步、完全接合, 车辆以新档位运行整个过程所需的时间。它的长短直接关乎汽车的动力性, 甚至是上坡或者超车过程的安全性。优良的换档品质要求在平顺换档的基础上, 换档时间尽量少, 这样才能保证动力中断时间短, 动力损失小, 车辆动力性好。
1.2 冲击度
车辆的冲击度是以车辆纵向加速度对时间的变化率来表征的。
式中表明:J与成正比, 输出转矩变动越快, 冲击度越大, 故J较好的反映了换档过程的动力学本质。
1.3 滑摩功
换档过程对离合器使用寿命影响较大的性能评价指标是离合器的滑摩功。它通常采用离合器接合的时候主从动盘之间摩擦力做功的大小来表示。用滑摩功能比较准确的评价离合器的寿命。滑摩功越小, 温升越低, 离合器寿命越长, 但过低了又会引起冲击度的增大。滑摩功定义式为
其中:
Tc (t) -离合器接合的摩擦力矩
ωc (t) -发动机曲轴的角速度
tc1-从离合器滑摩运动的开始到发动机的转矩Tc等于行驶阻力转矩的时间
tc2-从离合器滑摩运动的开始到离合器从动轴的角速度和发动机角速度相等时的时间
ω1 (t) -离合器从动轴的角速度
2 基于神经网络的换档品质评价模型的建立
三个换档品质评价指标之间具有相关性、复杂性、非线性, 这使得人们难以建立其客观的数学模型。而神经网络在这方面有独特的优势, 主要体现在: (1) 神经网络一般不必事先知道有关被建模对象的结构、参数和动态特性等方面的知识, 只需给出对象的输入、输出数据, 通过网络本身的学习功能就可以达到输入输出的映射关系。 (2) 神经网络的自学习功能很好地解决了评价指标多而繁杂这一问题, 它可以将各类复杂的信息通过自学习而融于网络的权值之中, 并通过不断的训练来建立主客观之间的联系, 避开了特征因素与判别目标的复杂关系描述, 特别是公式的表述。网络可以自学习和记忆各输入量和输出量之间的关系。 (3) 在样本数据的采集过程中不可避免地要伴有伪数据的存在, 神经网络的容错性对于解决噪声问题具有其独特的优势。
因此本项目拟采用神经网络建立AMT换档品质评价模型, 通过大量的实车数据样本, 对神经网络的参数进行训练, 从而得到较为客观的换档品质评价模型。
3 换档品质评价系统结构
换档品质评价系统分为硬件部分和软件部分。
3.1 硬件设计
硬件部分主要就是一个数据采集器。它以16位双核处理器MC9S12XET256为核心, 采集反映车辆运行状况的传感器信号, 并作相应的滤波等处理。它可以与ECU和TCU进行CAN总线通讯, 可以采集如发动机扭矩、摩擦扭矩和TCU扭矩请求信号等无法通过传感器获得的信号。经过它处理后的信号通过RS232总线传给上位机计算。图1为数据采集器的硬件结构。
3.2 软件设计
软件部分主要包括下位机数据采集、滤波处理、通信等软件和上位机的换档品质评价系统核心算法。
(1) 下位机的数据采集、滤波、通信软件。把采集的不同类型的信号进行有针对性的软件滤波;判断各种传感器信号的准确性、有效性;建立与上位机之间的基于RS232总线的通讯以及与ECU和TCU基于CAN总线的通讯。
(2) 上位机数据分析及换档品质评价软件。在VC软件中嵌入MATLAB接口, 实现VC与MATLAB之间的数据交互;利用MAT-LAB调用基于神经网络构建的换档品质评价模型, 对单片机采集的各种传感器信号进行分析, 进行换档品质的客观评价。如图2所示。
4 仿真试验
仿真试验是采用美国Boeing公司开发的MSC.EASY5仿真软件, 以AMT样车为模型进行的系统仿真。图3是AMT样车部分传感器信号的采集与显示。
5 结论
通过仿真试验的分析可知: (1) 下位机软件能够通过单片机采集必要的传感器信号实现相应的滤波功能, 实现了CAN通讯以及RS232通讯, 其速率可达115200bit/s。 (2) 上位机实现VC调用MATLAB, 并对采集的数据进行分析, 得到较为客观的换档品质评价等级。
参考文献
[1]葛安林.车辆自动变速理论与设计, 北京:机械工业出版社, 1993.
[2]TANG Xia-qing, HOU Chao-zhen, CHEN Yun-chuang, Study of Controlling Clutch Engagement for AMT Based on Fuzzy Logic, Journal of Beijing Institute of Technology, 2002.
[3]顾振宇.双离合器式自动变速器电液控制系统研究[D].吉林:吉林大学, 2007.
[4]孙增圻.智能控制理论与技术, 北京:清华大学出版社, 1997.
车辆换档 篇2
随着社会发展,人们对车辆驾乘舒适性的要求越来越高,而针对手动档车型来说,换档性能是车辆舒适性能的一个重要的内容。目前大部分国内的主机厂商对车辆的换档性能评价还停留在主观评价为主的阶段,只能对静态的一下数据进行测量,动态的换档评价主要依靠经验丰富的专业试车员进行评价。由于每个人的驾驶习惯不同,导致评价的结果受评价人的主观因素影响,不能准确找出问题。
基于上述原因,本文介绍一种可以进行车辆换档性能的客观评价方法,其基于英国里卡多公司的GSQA设备,可以准确的记录车辆换档的静态及动态数据,通过对数据的处理分析,快速准确的找出问题点并加以解决。
1、GSQA测试设备简介
GSAQ设备是英国里卡多公司研发出的关于手动档车辆换档性能测试评价的工具,其包含了测试硬件及数据采集分析软件,如下图:
其中测试硬件包含了轴力传感器、平面电位计系统、多通道数据采集卡、温度及位移传感器等;数据分析软件可自行设置数据采集通道、自动识别换挡位置、基于里卡多公司的数据库系统对评价车辆进行智能分析等。因此GSQA设备的优点如下:
◆系统简单易用,可在约30分钟内安装到车辆上;
◆可进行快速数据采集与分析,并可在测试结束后几分钟内完成所采集数据的验证;
◆实现最少的数据操作,并让工程师有更多的时间进行数据评估;
◆可在任何集团内部实现标准化报告与说明。
2、测试的方法步骤
用GSQA设备进行车辆换挡性能的客观评价的试验条件与主观评价相同,车辆在测试评价之前均需要按标准进行充分的磨合;静态测量时,车辆不需要进行预热,动态测量之前,车辆需要进行预热,使其变速箱油温升至70℃左右。具体的测试方法如下:
2.1 静态测试
车辆换挡性能的静态测试主要包含5个方面:1)选换挡行程;2)选换档力;3)斜向换挡特性;4)自由间隙;5)选换档刚度。试验条件均在常温下关闭发动机,将离合器分离;其中前两项内容的测试方法与主观评价时相当,为依次将换挡杆推向各个档位位置,重复10次左右,设备会自动记录下每个档位的力及行程。
自由间隙测试时,用最小的力在空挡位置搅动换挡杆;在搅动过程中将力逐渐增加至15N左右,并在每个挡位重复上述的动作;设备自动记录下运动轨迹。
选换挡刚度测试时,换入与车辆前进方向相同的挡位后,用超过100N的力向前推动换挡杆;松手让其自动回到自由位置。重复动作10次左右,即获得正向换挡刚度。换入与车辆前进方向相反的挡位后,重复相同的动作,即获得负向换挡刚度。同理,向驾驶员方向选档得到正向选档刚度,向远离驾驶员方向选档得到负向选档刚度。
2.2 动态测试
动态测试主要包含3个方面:1)怠速换挡;2)各档的快速换挡测试;3)各档的慢速换挡测试。车辆测试之前均需要进行预热。
怠速换挡测试时,主要进行怠速换1档及R档测试;测试时发动机怠速,每次换挡之前使离合器分离,然后快速换入1档或R档,再回到空档位置,松开离合器踏板。重复上述动作10次左右,设备会自动记录下力和行程的数据。
快速换挡测试时,在较低挡时,发动机转速控制在发动机额定转速一半,用尽可能快地速度在较低挡和较高挡间来回换挡,换挡时间<0.5s;在每个相临的高低挡位之间重复上述动作至少30次以上。设备会记录时间、换挡力、换挡行程、离合器行程、转速等信号的采样数据。
慢速换挡测试时,用尽可能小的力换挡,在发动机1800r/min～2000 r/min时升挡,在发动机1300 r/min～1500r/min时降挡。在每个相临的高低挡位之间重复上述动作10次左右。设备会记录时间、换挡力、换挡行程、离合器行程、转速等信号的采样数据。
3、对测试结果的分析
3.1 静态测试结果分析
换挡行程取值如图3所示,以10次测量结果的算术平均值作为换挡行程。静态换挡力反映的是锁止销的特性,在力与行程关系曲线中取值点如下图4所示,并以10次测量的算术平均值作为最终的换挡力。
静态选挡力在力与行程关系曲线中取值点如下图5所示,并以10次测量的算术平均值作为最终的选挡力。通常定义自由间隙的区域是在小于5N力的搅动下,换挡杆球头轨迹所包络的面积,如图6所示,蓝色区域为小于5N的球头运动轨迹。
换挡刚度是选取力与行程关系曲线中间力随行程呈线性上升的一段直线,如图7所示。其斜率的值作为换挡系统的刚度,单位是N/mm,按如下公式进行计算:
其中:H为刚度,ΔF为力差值,ΔL为行程差值。
3.2 动态测试结果分析
取任意一个档位的动态换挡曲线,可以得到类似图8的换挡过程曲线图。其记录了从上一个档位摘挡开始,到完全进入目标档位的全部过程数据。其中动态换挡力取同步阶段内的力的峰值;二次冲击力取二次冲击阶段内力的峰值;并以多次测量的平均值最为最终的结果。
4、结论
利用GSQA设备进行的换挡性能测试,能够很好的了解换挡过程中换挡力的变化情况及相应车辆行驶状态信息,结合主观评价结果,能够对换挡过程中的问题进行针对性的分析,大大降低了问题解决的难度。
摘要：为将车辆的换档性能主观评价数据化,准确地找出车辆换档性能的差距和不足,本文介绍一种车辆换档性能的客观评价方法,并对其测试的方法和步骤进行说明,最后对测试结果进行分析。
关键词：GSQA,换档性能,换挡曲线
参考文献
[1]刘惟信,汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.
[2]陈家瑞,汽车构造(第二版)[M].北京:机械工业出版社,2005.
[3]兰燕东,汽车同步器换挡性能的评价[C].汽车工程学会传动委员会第五届年会论文,1990.
车辆换档 篇3
换档机械手需要使变速器换档杆末端实现“王”字运动, 本文提出了一种二自由度非对称直线内副驱动的球面并联机构来实现该运动, 其实体模型如图1所示。其中, n0为平行于伸缩杆L1的向量, n1为平行于伸缩杆L3的向量, n2为运动副S1球壳的向量方位, n3为平行于伸缩杆L2的向量, n4为运动副S2球壳的方位。该机构具有以下特点:①具有两条UPS主动链和一条约束链, 呈非对称分布, 其中移动副分布在虎克铰链和球副之间;②主动链以移动副作为驱动, 通过虎克铰与定平台连接, 约束链为变速器操纵机构的换档杆;③并联机构的动平台集中为空间一点, 经过运动仿真可知换档杆末端的运动轨迹为一球面, 所以换档杆末端的运动可以看成是绕换档杆与换档器连接点在X, Y两个方向上的转动。
图1中, 换档机械手机构的两个移动副为整个机构的驱动副, 采用电动缸驱动, 通过两个驱动杆联动来完成所需的换档动作。
图2为并联机械手的换档轨迹。工作时换档机械手末端在相邻档位的换档轨迹为4段长曲线 (图2中实线) , 这和投影在下面档位“王”字 (图2中虚线) 相对应, 末端绕换档杆与换档器连接点在X, Y两个方向上的转动, 因此会出现图2中1-2、3-4、5-R三条沿Y方向的曲线和一条沿X方向的K1-K2曲线, 这些曲线即为动平台所在点的运动轨迹。
2 并联换档机械手力学分析
通常并联机构的移动速度较低, 惯性力对机构性能的影响不大, 因此静力学特性成为并联机构性能的重要体现。目前, 静力学研究的方法主要有两种:几何法和分析法。几何法又称为拆杆法, 将机构拆分为杆组, 在各个杆的连接处以约束力代之, 根据平面任意力系或空间任意力系的平衡条件列出关于未知力的平衡方程组进行求解;分析法又称分析静力学, 它以虚功原理为理论基础, 从功的角度出发寻求主动力之间的关系。
2.1 汽车变速器换档力的形成与传递
图3为变速器的组成。它由输入轴、输出轴、齿轮系、换档拨叉和换档杆组成, 其中换档杆是整个变速器的控制器。在换档过程中, 通过前、后、左、右摆动换档操作杆来实现汽车的换档。传统的换档机械手采用直接控制拨叉来模拟换档过程, 这种控制方式不仅破坏了箱体的结构, 还无法真实准确地模拟汽车换档的过程, 因此, 本课题采用直接控制换档操作杆的方式来模拟人手换档的过程。
在整个换档过程中, 换档操作手柄要完成选档和换档两个动作, 即以换档杆与换档器连接点为旋转中心, 在选档和换档两个方向上来回摆动。换档过程中的阻力有自锁和互锁装置的阻挡力、拨叉轴和轴座之间的摩擦力、拨叉轴和轴座的变形、锥形弹簧的变形、高低速齿轮啮合时产生的冲击力等。这些阻力最终都要传递到操纵杆的球形手柄上, 通过驾驶员的作用力来平衡。由于操纵杆只能在换档和选档两个方向上运动, 因此可以用这两个方向上作用于球形手柄的两个等效力f1和f2来对阻力进行平衡。换档过程中的阻力种类较多, 很难用公式计算出精确的数值来, 因此这两个等效力的数值只能通过实际测量来得到。
2.2 机构力雅克比矩阵模型
以整个并联机构为研究对象, 作用在该机构上的外力包括等效于球形手柄上的力f1和f2, 伸缩杆L1和L2的驱动力F1和F2, 机构自身的重力以及各关节处的摩擦力。为简化受力分析, 我们将机构自重和摩擦力忽略掉, 这样作用在并联机构上的外力只剩下等效力f1, f2和驱动力F1, F2, 其受力分析简图如图4所示。忽略掉重力和摩擦力之后, 整个机构所受约束为理想约束, 满足虚功原理的应用条件。
在球销副的中心点处建立直角坐标系OXYZ, 应用虚功原理可列出机构的虚功方程:
其中:δl1为驱动力F1作用下的虚位移;δl2为驱动力F2作用下的虚位移;δx为等效力f1在x方向的虚位移;δy为等效力f2在y方向的虚位移。
根据前文对并联机构运动分析的结果可找出虚位移δl1, δl2, δx, δy之间的关系:
其中:, l1为杆L1的长度;, l2为杆L2的长度。
将式 (2) 、式 (3) 代入虚功方程 (1) 得:
则
由求导的定义可知:
则
将式 (7) 两边分别进行转置, 则:
由该并联机构的运动学分析可知, 速度雅可比矩阵为:
则式 (8) 可表示为:
若方阵JT非奇异, 则:
式 (10) 为静力学逆解, 式 (11) 为静力学正解, 其中 (JT) -1为方阵JT的逆矩阵。JT为4×4方阵, 称为并联机构的静力雅可比矩阵, 很显然速度雅可比矩阵和静力雅克比矩阵之间存在着转置的关系, 揭示了速度传递关系和静力传递关系之间的内在联系。采用虚位移法对机构进行静力学分析, 推导出机构的输出力和驱动力之间的映射关系, 验证了力雅克比矩阵实际意义。下面我们通过仿真来进一步分析验证最大驱动力和外部载荷之间的关系。
3 并联换档机械手静力学仿真
并联机构的静力学仿真以前文推导的静力学逆解为数学模型并假定在整个运动过程中作用于球形手柄的外载荷不发生变化。仿真过程中, 作用于球形手柄的换档力设定为50N, 选档力定为50N, 仿真时间为10s。静力学仿真程序流程见图5。其中, [Xs, Ys]为运动起始点坐标, [Xe, Ye]为运动终点坐标, f=[0, 50]表示换档力在[0, 50]上离散。
档位变换时并联机械手换档力与选档力的静力仿真结果如图6所示。
由图6可以看出:在选档方向上L1杆为主要作用杆, F1小于50.4N;在换档方向上L2杆为主要作用杆, F2小于50N, 最大驱动力和外部载荷基本相等。在换档方向上, 驱动杆的驱动力呈二次曲线变化, 符合实际换档过程中的受力情况。
4 结论
本文根据非对称二自由度球面并联机械手的力学分析与仿真, 分析了少自由度并联机构的静力学特性。应用虚功原理, 推导出了该机构的输出力和驱动力之间的映射关系, 验证了力雅可比矩阵与速度雅可比矩阵之间的转置关系。通过仿真, 得到驱动杆在各档位之间变换时驱动力的变化曲线, 仿真结果表明最大驱动力和外部载荷基本相等。
参考文献
[1]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学[M].北京:高等教育出版社, 2002.
[2]吴音.关于静力学与动力学之间相互借鉴的比较[J].上海冶金高等专科学校学报, 1999, 20 (4) :205-208.
[3]李占贤, 张进.汽车变速器试验台自动换档机械手:中国, ZL200620025029.6[P].2006-07-21.