机械自动换挡（精选9篇）
机械自动换挡 篇1
摘要：基于研制的某款电动汽车开发了两档无离合器机械式自动变速器 (CLAMT) , 为了改善CLAMT的换挡品质, 建立了CLAMT同步阶段的数学模型, 分析了影响同步阶段换挡品质的因素, 提出了改善换挡品质的方法。利用Solidworks和ADAMS软件建立了CLAMT的虚拟样机模型, 并对不同影响因素下的换挡品质进行了仿真研究。研究结果表明:在保证冲击度要求的前提下, 增加换挡力, 加快换挡力变化率, 提高电机调速精度等均能达到改善换挡品质的目的, 所提出的改善CLAMT换挡品质的方法可行, 可为开发无离合器机械式自动变速器提供参考。
关键词：纯电动汽车,无离合器机械式自动变速器,换挡品质,同步阶段,ADAMS
当前纯电动汽车多采用电机连接固定速比的驱动桥的方式调节车速。为提升整车动力性和操控性, 降低车辆对电机和电池的要求, 在纯电动汽车上配置多档自动变速器已成为必然趋势。机械式自动变速器 (AMT) 具有传动效率高、体积小、成本低的优点, 是电动汽车理想的传动形式[1]。
AMT是在手动变速箱 (MT) 的基础上, 通过自动换挡机构实现换挡自动化。AMT控制离合器的分离与结合, 协调自动换挡机构动作, 依靠同步器实现平顺换挡, 存在换挡时间长, 换挡品质低下等问题[2]。相比发动机而言, 作为纯电动汽车的动力执行机构电机转动惯量小, 具有良好的调速特性, 因此纯电动汽车取消离合器是可行的。无离合器机械式自动变速器 (CLAMT) 具有AMT的优点, 通过花键连接变速器和电机, 依靠控制电机的工作模式和自动换挡机构实现平顺换挡[3]。国内外对CLAMT的研究尚处于起步阶段, 近年来许多学者对CLAMT进行了理论研究, 提出了纯电动汽车的换挡规律, 建立了电动汽车换挡过程模型, 研究了换挡冲击产生的机理[4], 但对改善CLAMT同步阶段的换挡品质的研究尚不多见。本文基于研制的某款电动汽车开发了两档CLAMT, 建立了同步阶段的数学模型, 分析了同步过程换挡品质的影响因素, 提出了改善换挡品质的方法, 最后进行了仿真实验。
1 同步阶段数学模型的建立
与AMT直接利用同步器同步新旧档位转速不同, CLAMT从旧档位退回到空挡位置时, 先通过电机调节同步环转速, 然后进行挂档操作。调速后同步环转速高于目标档位接合齿圈的转速, 使得挂档过程中同步器主动端阻力矩与摩擦力矩方向一致, 有利于缩短同步时间[4]。
本文中同步器安装在变速器输入轴上。通过简化, 建立了CLAMT同步阶段的数学模型, 如图1所示, 图中:Mr是同步器主动端阻力矩, Ms是摩擦力矩, Md是汽车行驶阻力矩, ω1是同步环转速, ω2是接合齿圈转速, J1是主动端的转动惯量, J2是被动端的转动惯量, ig是变速器速比, i0是主减速器速比。
2 换挡品质的评价指标和影响因素
换挡品质是指在保证车辆动力性的条件下迅速、平稳换挡的性能。常用换挡时间、冲击度和滑磨功来评价换挡品质。换挡时间包括电机自由模式响应时间、摘空挡时间、调速模式响应时间、电机调速时间、同步时间、电机转矩模式响应时间。由于各响应时间较短, 均可忽略不计[3], 而同步阶段对换挡时间的影响较大, 所以本文只对换挡时间中的同步时间进行研究。
2.1 同步时间
同步时间ts是指同步器主动端和被动端因摩擦作用使得转速差逐渐减小并最终达到转速差为0的这段时间。
因同步器的被动端直接与车辆相连, 转动惯量J2比主动端J1大较多, 在换挡过程中车速可认为近似不变 (即ω2恒定) 。
对于同步器主动端, 由牛顿第二定理, 根据图1的数学模型, 同步时间ts为:
式 (1) 中, Δω是同步器主、从动端的转速差。
而Ms为[5]
式 (2) 中, F是换挡力;μ为摩擦锥面间的摩擦因数;R为摩擦锥面的平均半径;α为摩擦锥面的锥角。
联立式 (1) 、式 (2) , 有
当确定了同步器的规格后, ts仅与转速差Δω与换挡力F有关。换挡品质要求ts尽量短, 这就要求转速差Δω尽量小, 换挡力F尽量大。
2.2 冲击度
冲击度j是车辆行驶过程中纵向加速度的变化率, 直接反映了车辆行驶的平顺性。各国的冲击度标准有所不同, 我国的标准为j≤17.64 m/s3[6], 其表达式为:
根据文献[6], 有
式 (5) 中, J3是转换到变速器输出轴上的转动惯量, r是车辆半径, M2是变速器输出轴传递的扭矩。
由于换挡过程很短, 整车惯量很大, 车辆行驶阻力矩Md可视为恒定[7], 所以式 (5) 可表示为
式 (6) 中, J3是转换到变速器输出轴上的转动惯量
同步阶段, 变速器输出轴扭矩M2取决于同步器的摩擦力矩Ms, 即
所以
因此, 在确定了同步器型号的条件下, 冲击度与换挡力变化率有关。换挡品质要求换挡过程中冲击度尽量小, 这需要在保证迅速挂档的前提下, 控制好换挡力的变化率。
2.3 滑磨功
滑磨功W是同步器的主、从动端同步过程摩擦力所作的功[8], 滑磨功反映了同步器的磨损程度。
由式 (9) 可知, 在确定了同步器型号的条件下, 滑磨功与同步器的摩擦力矩Ms (与换挡力F相关) 、同步时间ts和同步器主、从动端转速差Δω有关。换挡品质要求滑磨功尽量小, 从同步时间和摩擦力矩分析:缩小同步时间, 可能需要增加摩擦力矩;减小摩擦力矩, 也可能增大同步时间, 均可能增加滑磨功[8];从Δω的角度考虑, 理论上电机可以在极短时间内调整Δω到0, 实现无冲击换挡, 但实际中难以实现该目标, 通常的做法是提高电机调速精度, 尽量减小Δω, 以减小滑磨功。
3 仿真模型的建立
以作者开发的某款纯电动汽车为例, 变速箱1档升2档时, 同步器参数如表1。
把同步器简化为两部分:同步环和接合齿圈, 在Solidworks中建立模型并导入ADAMS中, 将同步环的转动惯量修改为主动端的等效转动惯量[9]。对接合齿圈添加旋转副, 并施加匀速转动驱动, 速度为被动端转速;对同步环添加圆柱副, 转速设置为主动端转速;在同步环和接合齿圈间添加接触力;在同步环上添加一个轴向单向力, 作为换挡力;在同步环上添加一个反向的恒定力矩, 大小设置为主动端阻力矩[10]。同步器仿真模型如图2所示。
4 换挡品质影响因素仿真
4.1 换挡力对换挡品质的影响
换挡力的变化主要有以下两种情况。
4.1.1 以相同时间上升到不同的换挡力值
图3 (a) 表示作用在同步器上的换挡力分别在0.1 s内以不同斜率从0上升到50 N, 100 N, 150 N, 200 N时, 同步环的角速度随时间变化的结果。图3 (a) 可以看出, 当作用在同步器上的换挡力在0.1s中上升到50 N时, 需要0.386 s才能完成同步过程;随着换挡力的逐渐增大, 同步的时间逐渐减小, 当换挡力在0.1 s内增大到200 N时, 仅0.16 s就完成同步。然而, 表2中, 当0.1 s内换挡力上升到150 N和200 N时, 车辆冲击度均超出了国家标准, 不满足换挡品质要求。仿真结果可验证换挡力大小与同步时间成反比关系。
4.1.2 在不同时间内上升到相同换挡力值
图3 (b) 是换挡力分别在0.05 s, 0.1 s, 0.15 s, 0.2 s内从0上升到100 N, 同步环角速度随时间变化的结果。图3 (b) 中可知, 同步环角速度下降的斜率相同, 同步时间随着换挡力变化率的不同而改变。当换挡力在0.05 s内上升到100 N时, 仅0.224 s便完成同步, 随着换挡力变化率的下降, 同步时间逐渐增加, 当换挡力在0.2 s内上升到100 N时, 则需要0.292 s才完成同步。然而, 表3中, 当换挡力在0.05 s内上升到100 N时, 冲击度超出了国家标准, 不符合换挡品质要求。仿真结果验证了换挡力的变化率与同步时间密切相关, 换挡力变化率越快, 换挡时间越短, 冲击度也越大。
4.2 电机调速精度对换挡品质的影响
为模拟电机不同调速精度对换挡品质的影响, 在模型中设置换挡力在0.1 s内由0上升到100 N, 改变同步器主动端与被动端的Δω, 分别对Δω为25 r/min、50 r/min、100 r/min和200 r/min时的模型进行仿真, 得到同步环的角速度仿真曲线如图4所示。
从图4和表4中可知, 当Δω为25 r/min中, 仅0.089 s就能实现同步, 滑磨功仅为0.351 J。当转速差为200 r/min, 则需要0.418 s才能完成同步过程, 滑磨功达到了10.584J。仿真结果验证了转速差Δω与同步时间、滑磨功密切相关, 转速差越小, 同步时间越短, 滑磨功也越小。
5 结语
本文对电动汽车用CLAMT的同步过程进行了分析研究, 建立了同步过程的数学模型, 分析了同步中换挡品质的影响因素, 并利用ADAMS进行了同步仿真分析和研究, 结果表明:在保证冲击度要求的前提下, 增加换挡力, 加快换挡力变化率或提高电机调速精度, 均可提高换挡品质。
参考文献
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机械自动换挡 篇2
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双离合自动变速器换挡力控制优化 篇3
开环换挡力控制
根据同步器的结构, 开环换挡力控制中整个换挡分为4个阶段 (见图1) 。第1阶段采用较大的换挡力确保液压系统尽可能快充油。一旦拨叉移动就退出该阶段。第2阶段为同步阶段, 采用较小的换挡力, 使同步器两端的转速逐步同步, 对于静态换挡, 输入轴转速会下降至0。一旦同步器两端转速同步就退出该阶段。第3阶段为采用较大的换挡力, 使得拨叉移动到挡位位置。当拨叉移动接近挡位位置时就进入第4阶段, 采用非常小的换挡力确保拨叉平顺到位。为了保证换挡时间的要求, 当换挡超时, 就使用最大的安全换挡力确保挡位啮合。
开环控制的不足
对于开环的换挡力控制, 由于液压系统存在滞后现象, 每阶段力都采用恒定力且每个变速器换挡阀特性存在差异等不确定因素, 会出现静态换挡噪声的问题。
因此, 为了减小噪声, 在第1阶段减小换挡力, 在第2阶段初期换挡力逐步增加到一定值并保持直到同步器两端转速同步, 在第3阶段延用第2阶段结束时的换挡力。该优化策略适当减少了噪声的产生, 但会引起了换挡失败概率提高问题。因此在成功换挡和减小噪声之间很难找到一个平衡点。也就是说采用开环换挡力控制不能很好地控制同步器。
优化换挡力控制
为了克服换挡噪声以及换挡困难的问题, 提出了闭环的PI控制+阻尼力控制的优化策略。从图2中可以看到, 该策略换挡力分成5个阶段, 分别是Move2 Sync、Sync、Move2 End、Push In和Engaged。其中Move2 Sync类似开环控制策略中的第1阶段, Sync类似开环控制策略中的第2阶段, Move2 end和Push I n相当于开环控制策略中的第3阶段, Engaged相当于开环控制策略中的第4阶段。
1. Move2 Sync阶段
在该阶段拨叉带动同步器移动, 使得齿套受到力的作用靠近同步环。所以在该阶段拨叉具有一定位移, 以控制拨叉移动的速度为目标, 采用目标拨叉移动速度与实际拨叉移动速度的差值进行PI调节。为了防止齿套上的齿与同步环上的齿碰撞造成噪声, 当齿套越接近同步环时, 目标拨叉移动速度减小, 同时使用阻尼力来配合换挡力。该换挡力由2部分组成, 分别是拨叉位移的前馈和PI调节量。
当齿套推动同步环与换挡齿摩擦锥面产生接触但是同步器的两端还存在转速差的时候退出该阶段, 在控制中定义该点为拨叉从中位移动2mm的位置。
2. Sync阶段
在该阶段由于继续施加压力, 故同步环与换挡齿摩擦锥靠摩擦作用实现同步。对于静态换挡而言, 相当于降低输入轴转速到0。在该阶段拨叉移动量很小, 因此换挡力计算随着同步器两端的转速差变化而变化。该换挡力由3部分组成, 分别是转速差变化率的补偿值、转速差补偿值的累加值以及拨叉位移变化的前馈。同时为了防止该阶段末期换挡噪声, 采用了阻尼力增加缓冲的方式。
当同步器两端的转速差接近一致时退出该阶段。
3. Move2 End阶段
在同步器两端转速差一致之后进入该阶段, 收到力的作用, 拨叉快速移动, 使得齿套与换挡齿上的结合齿逐步结合, 接近进挡位置 (设定从中位移动7.5mm位置) 。因此在该阶段采用拨叉移动速度进行PI调节。为了防止该阶段拨叉移动过快造成金属碰撞产生噪声, 目标拨叉移动速度越接近挡位位置速度越低。同时继续使用阻尼力增加缓冲。该阶段的换挡力由三部分组成, 分别是拨叉移动补偿量、PI调节量以及输入轴与发动机之间的转速差的补偿量。根据同步器与档位齿结合所需力的需求, 该阶段的换挡力必须保证大于Sync阶段的力。
4. Push In阶段
在该阶段拨叉移动的速度已经很低, 因此撤销了阻尼力, 但是继续保持一定的换挡力从而使齿套与结合齿完全结合。
5. Engaged阶段
该阶段类似被优化之前的换挡力的第4阶段, 保持一个很小的换挡力, 确保齿套与结合齿完全结合到位。
结语
机械自动化专业简历 篇4
性 别： 男
出生年月： 1988年6月
工作经验： 应届毕业生
毕业年月： 2012年7月
最高学历： 本科
毕业学院： 北京工商大学
所修专业： 机械工程及自动化
居 住 地： 北京市 市辖区 海淀区
籍 贯： 湖北省 荆州市 公安县
求职概况 / 求职意向
职位类型： 全职
期望月薪： 面议
期望地点： 北京市 市辖区 海淀区，广东省 深圳市 ，广东省 广州市
期望职位： 机械技术方面 质量管理
意向概述： 想从事技术
教育经历
时间 院校 专业 学历
2008年9月 - 2012年6月 北京工商大学 机械工程及自动化 本科
工作经历/社会实践经历
时间 工作单位 职务
2011年7月 - 2011年8月 江汉石油钻头股份有限公司 工艺员
2010年7月 - 2010年8月 雷米电机湖北有限公司 质检员
校内奖励
获得时间 获得奖项 学校
2010年12月 优秀学生三等奖学金 机械工程学院
2010年3月 优秀团员 机械工程学院
2010年3月 械创新设计大赛获“二等奖” 机械工程学院
校内职务
担任时间 职务名称 学校
2010年9月 - 2012年6月 团支部书记 机械工程学院
自我评价
本人性格开朗、为人诚恳、乐观向上、拥有较强的学习能力和适应能力，做事积极踏实，刻苦耐劳，对工作充满激情，有很强的`责任心及团队合作精神。
兴趣爱好
喜欢历史和军事，爱好打篮球，身体素质好，具备良好的适应能力，能吃苦耐劳。
联系方式
电子邮箱：
手 机：
自动变速箱换挡控制系统性能分析 篇5
关键词：自动变速箱,动力性,燃油经济性,MATLAB
0 引言
20世纪初期, 我国的轿车上配置的还是手动变速箱MT (Manual Transmission简称MT) , 手动变速箱起动与换挡卡顿、发动机转速改变过于频繁、发动机工作状态不稳定、对传动系统造成冲击较大等缺点, 无法满足人们对于舒适性需求, 因而自动变速箱得以兴起[1,4]。自动变速箱AT (Automatic Transmission简称AT) 能够根据路面状况自动变速变矩, 减轻了驾驶者的劳动量, 提高驾车的注意力, 从而使驾车变得更轻松和安全。自动变速箱已经在变速箱市场占据主导地位。
文中以01V型液力自动变速箱为研究对象, 分析汽车行驶过程中的驱动力和燃油经济性特性的变化, 从而为自动变速箱的设计者和使用者提供一定的参考价值。
1 变速箱的发展历程
轿车的自动变速技术发展历程历时100多年, 发展至今已经有了智能化的开端, 回顾发展历史可以看到由机械控制到电子控制的转变:
第一阶段20世纪初, 用离合器与制动器等摩擦元件的配合来进行变速, 这就是自动变速的萌芽;第二阶段20世纪30年代, 由于液压的普遍应用, 开始出现以液力自动变速为辅助的自动变速箱, 称为自动液力变速箱, 今天看到的液力变速箱就是在那时得到应用并发展起来的。如1938年在通用Oldsmobile车上Hydromantic的使用;第三阶段20世纪末, 随着电子技术的兴起, 电子控制的变速箱随之兴起, 汽车变速箱开始进入电控自动变速阶段[4,5]。
2 自动变速箱的性能分析
文中以大众车系如奥迪A6、捷达、帕萨特B5等搭载的01V自动变速箱为研究对象, 进行其性能分析, 其中主要分析动力性、驱动力、行驶阻力和燃油经济性。
2.1 动力性分析
影响汽车动力性的指标主要有最高车速、加速性能和爬坡能力[2]。在汽车行驶过程中, 如何在保证其较高车速的情况下又满足良好的加速性和爬坡能力, 是文中进行动力性分析需要研究的重点。
2.2 驱动力和行驶阻力分析
汽车在行驶过程中所受力主要有来自于发动机的驱动力和外界的各种阻力。
1) 驱动力。汽车发动机产生的转矩Me, 经传动系统使驱动轮上获得的转矩为Mt, 在此转矩作用下, 地面与驱动轮之间产生一向前的行驶驱动力Ft, 因驱动力产生过程受诸多因素的影响, 因此驱动力计算式[7,8]为
式中:Me为有效转矩, N·m;ik为变速箱的传动比;i0为主减速器的传动比;ηT为传动系的效率;r为驱动轮半径, m。
2) 行驶阻力。汽车在正常行驶时须克服来自自身、地面和空气等的阻力, 其阻力计算式[7,8]为:
式中:Ff为地面滚动阻力;Fw为空气阻力;Fi为上坡阻力;Fj为加速阻力。在进行阻力分析时, 因Ff和Fw时刻存在, 所以重点考虑这二者。
a.滚动阻力Ff。在进行汽车行驶阻力分析时, 依据行驶速度不同滚动阻力系数f有不同取值[7,8]。当va<50 km/h时, f=0.0165, 当va>50 km/h时,
式中:m为整车质量, kg;g为重力加速度, 取9.8;f为滚动阻力系数。
b.空气阻力。在汽车行驶过程中, Fw计算式[7,8]为
式中:CD为空气阻力系数;A为汽车迎风面积, m2;ρ为空气密度, ρ=1.2258N·s2·m-4;vr为汽车与空气的相对速度。
如果汽车在无风的情况下以va的速度行驶, 则式 (4) 转化为
2.3 实验数据采集
在进行变速箱性能分析时, 实验数据的获取以实验室现有的搭载01V自动变速箱的某一大众车型为研究对象, 该车型的具体参数见表1和表2。
实测发动机的参数见表3。
2.4数据分析
1) 转矩特性。采用MATLAB软件对发动机参数进行4阶拟合, 拟合结果如图1所示。
由图1可知, 发动机输出转矩随转速的增大而增大;当达到峰值后又随着转速增大而减小。因此, 对于发动机调校应尽可能使其在峰值附近输出, 即能有较好的输出转矩。
2) 驱动力特性。以车速va为横坐标、驱动力Ft为纵坐标建立直角坐标系。在发动机输出转矩特性曲线上每隔200r/min取一点 (Me、n) , 并计算对应的Ft和va。利用MATLAB将这一系列驱动力和速度进行多项式拟合, 得到该挡位下的Ft-va曲线, 拟合曲线见图2所示。
图2为变速箱在各挡位下Ft-va关系曲线, 该曲线表明:
1) Ⅰ挡在低速时可以获得较高的驱动力, 当路况突变时及时切换;Ⅱ挡调速范围较狭窄, 与Ⅰ挡、Ⅲ挡有重复区间, 若情况允许, 可以直接挂至Ⅲ挡位;Ⅳ挡、Ⅴ挡调速范围大, 但是驱动力相对较低, 可以在路况良好的路面上行驶, 获得较高的速度, 一般常用于高速行驶。
2) Ⅰ挡在20 km/h左右获得一个峰值即最大驱动力, 此时可获得较大的加速度, 随后驱动力降低。Ⅱ挡在40 km/h时获得一个较大驱动力, 常用于过渡, 使用Ⅰ挡时, 若直接切换Ⅲ挡驱动力相差大易出现卡顿等情况, 若过渡Ⅱ挡至Ⅲ挡卡顿明显降低, 同时平稳性也得到改善。
3 燃油经济性分析
燃油经济性是汽车消费群体十分关注的问题, 其优劣直接决定其在销售市场的占有率。同时燃油经济性分析也是汽车制造厂商密切关注的问题, 燃油经济性的提高就意味着汽车使用成本的下降和市场占有率的提高。
3.1 燃油经济性的评价标准
1) 比耗油ge。燃油经济性常采用比耗油来衡量, 其单位是g (/km·h) 。燃油消耗率还可用每小时耗油量G (tkg/h) 和每公里耗油量G (mL/km) 表示[4,7]。
2) 百公里油耗。百公里耗油量Q是燃油经济性的又一衡量指标, 其单位是 (L/100km) [4,5]。
3.2 汽车燃油经济性的计算
1) 等速行驶燃油消耗率计算。等速行驶燃油消耗率计算式[4,5]为
式中:P为发动机的功率, k W;ge为燃油消耗率, g (/k W·h) ;va为汽车行驶速度, km/h。
若燃油以升计算, 里程以百千米计, 则式 (6) 转化为
式中:γ为燃油比重, γ汽=0.74 kg/L, γ柴=0.830 kg/L。
此时发动机发出的功率为
代入式 (8) 可得
将变速箱参数和轿车参数代入式 (9) , 通过高阶拟合可得到各挡位等速百公里油耗曲线, 拟合流程图如图3所示。
由等速百里油耗图4可知:1) 不同挡位的油耗相差很大, 速度越高油耗越大。2) 对于挡位有交集的速度区域有最优挡位选择区域;如在Ⅰ挡与Ⅱ挡速度交集区域8~28km/h, 其中在20 km/h以下区域要保证较大的驱动力, 只能牺牲燃油经济性;在20~28 km/h速度范围内, 驱动力变化均匀, 此时应满足燃油经济性的要求, 切换至Ⅱ挡, 这样既能保证速度、驱动力, 也可以省油。3) 对于Ⅳ、Ⅴ两个挡在70 km/h以上燃油量会急剧增加, 相比较而言Ⅳ挡比Ⅴ挡有更高的性价比, 尤其当速度在90 km/h以上时。如在高速公路上行驶尽可能在Ⅳ、Ⅴ两挡位之间切换。
4 结论
本研究以01V自动变速箱为研究对象, 通过对其动力性、驱动力和速度等影响因素进行分析, 依据实验数据采用MATLAB软件进行计算拟合, 获得该自动变速箱的输出转矩特性、各挡位上Ft-va曲线以及燃油经济性曲线。通过对变速箱不同挡位下动力性曲线和燃油经济性曲线进行分析, 获得具体操控时不同挡位下驱动力、速度和油耗的取舍依据, 为液力自动变速箱的设计者和使用者在操控舒适性、经济性和安全性等方面提供一定的参考价值。
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机械自动换挡 篇6
1 动力性换挡规律的研究意义
中国相对来说是个可开发资源较少的国家, 而经济发展又非常迅猛的国家, 所以国家对于新能源环保汽车的探索非常热衷。全球能源面临的危机和日益产生的而环境问题已经让电动汽车的发展成为历史的必然。
2 以纯电动汽车经济性为目标的换挡规律的设计
纯电动汽车可以在确保其动力性不变的前提后, 可以使使用电能达到最低值, 这种功能彰显了它的经济性。经济性是纯电动汽车的一个明显标志, 它对电动汽车的续驶里程起着最大地作用。电动汽车的能量装置大概包含着能量的储存装置, 驱动装置和辅助电气功能等等。在行驶的途中产生的能源的损失大部分是产生于电能使用和机械能使用, 前者是在能源的转换和传递的途中, 后者是在机械能的传动装置中。运用加速踏板位置法和加速度法去规划和设计两档自动变速的换挡规律, 就得出汽车的加速踏板位置有着宽广的覆盖力, 可以运用到实际生活中去。
电动汽车是运用环保的可循环利用的电能作为其动力的, 这也就合理的解决了传统内燃汽车的汽车尾气造成的环境污染问题和对资源的浪费问题。纯电动汽车的牵引电机的运作宽度比原来的传统汽车有更加宽广, 而且电机在慢速时恒转矩和快速时恒能量的特征比较符合车辆行驶的要求。但是不变的速度减速器只有一个挡位, 这就让电动汽车的运行效果一直都很低, 这样不仅消耗了电能还会缩短续驶里程, 还相对的增加了对牵引电机的使用功率。电动汽车的牵引电机不仅要在恒转矩范围内运用比较快的瞬时转矩, 还要在恒功率范围运用比较快的速度去运转, 只有这样才能使汽车加速爬坡等等的高性能达到最高值。所以电动汽车应该设备更多挡才能降低其电池盒牵引电机的工作额度, 才能让电动汽车的性能发挥到极致。
手动变速器换挡操纵非常复杂, 在换挡的过程中还需要切断动力源, 这样就会对汽车的性能产生较大的影响。自动变速器相对于非自动变速器来说, 其更能提升车辆的安全性和舒适性, 这也就是汽车发展的趋势。自动变速器不单是和手动变速器一样, 其传动功率较高, 结构相对紧密, 并且市价相对较低等等的好处, 还能合理的处理行驶过程中的换挡动力停止的缺点, 还合理的将无级自动变速器以及液力自动变速器等等的换挡高品质的特点保存了下来。所以电动汽车运用两档双离合自动变速器会有更科学高效的效率。
3 仿真计算与结果分析
3.1 动力性换挡规律仿真结果
运用CRUISE系统优化探讨以及进行仿真模拟, 电动汽车根据换挡规律改变的档位可以知道, 电动汽车能够依据其速度, 加速踏板的行程去完成顺利的换挡动作, 并且同时杜绝了多次换挡现象的发生。
3.2 经济性换挡规律仿真结果
运用油门法去制定电动汽车自动换挡装置, 其经济性的换挡规律, 电动汽车的行驶途中独自选择一档, 或者二档行驶。假如依据运用油门法经济性换挡规律去完成换挡的动作, 则电动汽车的驱动电机将会很长时间处于最低的功效上。运用加速踏板位置法和加速度法其动力性的换挡规律, 电动汽车在行驶途中就会完全处在一档或者二档地最高效率上。这就表明电动汽车的行驶过程中驱动电机不仅符合了了车速的问题, 还能是汽车完全保持在较高功效的区域, 就能有效的加强对电能的运用, 让燃油符合经济性标准。这就表明最开始规定的经济型换挡规律是相对符合要求的。
4 总结及展望
此研究的创新点在于其结构较为简单。电动汽车的电机装置可以在特定的区域里调整其速度, 所以这种变速装置只用两个前进挡就可以让整个汽车的效率提高, 并且还优化了其传动装置。其离合器换挡机构对离合器的结合和分离控制就能达到自动变速的要求, 此过程中并不需要换挡执行机构。第二是更减少成本, 双离合器自动变速器很好地将传统的自动变速器的特点延续了下来, 这就让对技术的改造的成本费用大大降低。纯电动汽车的电池和电机是比较贵的, 运用两档双离合器自动变速器可以节省电池的电量, 降低对电机的运用, 这样就能降低制车的成本。三是其换挡品质较高。双离合器自动变速器的装置并不复杂, 其功能也相对合理简易, 可以在换挡的时候不用断开其动力, 这就有不错的的换挡品质以及传动的功效。四是其维修更为方便, 费用也较低。其没有液压装置, 减少了行使换挡装置等等的较为麻烦的步骤, 这就减少维修的资金。本文分析探讨了自动变速器换档规律的发展方向, 对换挡规律的种类和制定的方法进行了深度的探讨。能够了解实车控制的换挡规律能够依据不同人群的特性和要求的高低而有所差异。所以, 对于换挡规律的研究就是探讨怎样能够让合理的换挡规律满足汽车的更高的性能。不过不管其设备和途径怎样改变, 其根本的目标还是保证电动汽车的高效率和燃料的经济性。
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机械自动换挡 篇7
顾名思义, 换挡机械手就是模仿驾驶员驾驶汽车时的换挡行为, 来达到将汽车变速器换档到指定档位的目的。换挡机械手要同时拥有人类驾驶员换挡时肌肉的弹性和柔顺性, 还要有协调性, 同时要对不同操纵类型的变速器具有良好的适应性[2], 机械手操纵原理图如图1所示。档位之间的任意运动, 都可以根据结构视为机械手在换挡方向和选档方向的简化移动。因此, 机械手的运动轨迹可以被简化成如图2的两种运动形式。
1 换挡机械手驱动系统
在换挡机械手控制方面, 主要有液压、气动以及电机三种驱动方式。不同的驱动方式, 会产生不同形状的换挡力曲线, 进而直接影响同步器锥面产生的同步转矩。换挡力过小会造成同步时间过长, 加快同步环的磨损, 换挡力过大会产生强迫换挡, 引起锥面摩擦副变形, 降低同步器寿命[3]。
1.1 液压驱动系统
液压系统结构如图3所示。两个油缸通过机械滑台结构十字交叉的连接在一起, 装置中的伺服系统提供反馈, 用来控制操作杆的选挡运动和换挡运动。同时油缸旁固定的位移传感器在油缸运动时实时地采集位移信号, 传送到计算机系统中。机械手是一个非线性的控制对象, 单纯的伺服反馈控制难以满足模拟人手换挡时的动态性能及稳态精度的要求。因此, 在计算机检测系统中有时也加入直接数字控制系统中常用的PID控制算法, 从而很好地模拟人手换挡的功能[4]。
1.2 气动驱动系统
气动驱动具有运动速度快、可压缩和抗冲击的特性, 与人肌肉的弹性和柔顺性比较吻合。换挡机械手控制气路图如图4所示:
气动驱动系统工作原理[5]如下:首先, 换向阀8关闭, 选挡气缸锁住, 打开换向阀6, 这时三位五通阀7处于关闭状态, 因而对选挡气缸的两个腔体进行充气, 延迟一段时间, 然后关闭换向阀6, 在打开换向阀8的同时, 控制三位五通阀7, C口进气, D口与大气连通, 气缸伸长。当运动到目标位置时, 关闭换向阀8, 停止运动。由于阀的响应滞后, 气缸实际停下的位置与目标位置有误差, 必须进行位置校正。在一定的气压和预充气时间下, 定位误差基本恒定, 只要通过简单的自学习过程获得提前量, 提前发出对阀8断电指令, 即可保证选挡运动的定位精度。
在挂挡运动中, 通过调节气缸的供气压力和气缸排气口的开度, 可实现换挡力和换挡速度的调节。图4中, 调压阀1和2设定气缸的供气压力, 调流阀3和4调节排气开度。挂挡时, 首先关闭换挡阀5, 然后调流阀3和4全开, 控制调压阀1和2的压力, 平衡气缸两端压力。控制调压阀1进气, 调流阀3全开, 调压阀2处于中位, 调节调流阀4的驱动电压值改变气缸运动的速度, 调节调压阀1的设定电压改变气压, 从而实现换挡速度和力量的调整。
1.3 电机驱动系统
在电机驱动系统中, 由两个伺服电机分别控制机械手沿X、Y方向的运动, 即控制操纵杆的前进后退和左右两个方向运动, 此时操纵杆的下端就会控制变速箱的选挡和换挡。在机械手下部安装两个力传感器, 分别测量变速箱在选挡和换挡时, 操纵杆的选挡力和换挡力。机械手和变速杆则由万向节进行连接[6]。控制流程图如图5所示。
1、2—调压阀;3、4—节流阀;5—换挡阀;6, 8—换向阀;7—三位五通阀
2 性能比较
三种驱动方式性能比较如表1所示。
3 结语
同步器作为变速器的一个重要总成, 其性能优劣决定了变速器换挡性能的好坏。换挡机械手驱动方式的选取对同步器测试系统尤为重要, 驱动方式的好坏直接影响测试系统的性能。
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机械自动换挡 篇8
近年来, 地震、台风、核泄露等灾害频繁发生, 在抢险救灾特别是道路、建筑物、山体滑坡等工程抢通抢建中, 工程机械起着极其重要的作用。而在这些工作环境异常恶劣和危险的场合下作业, 为保证操作者的身体健康和生命财产安全, 采用作业的自动化装置或遥控装备, 将人 (操作手) 从各种危险的作业现场中解放出来, 已成为重要途径之一。为实现工程机械的自动或遥控驾驶, 采用置于驾驶室内对各种操纵杆进行自动或遥控操作的机器手, 是实现工程机械的无人或遥控操作最有效途径之一。
挖掘机是目前在工程抢修抢建中最为典型的装备之一, 要实现对其进行遥控或自动操作, 实现自动换挡是重要的一步。目前挖掘机主要采用手动换档, 要在不改变机械原有结构的基础上, 实现自动或遥控换档, 就必须设计合理的换档驱动机构和相应的控制器。本文通过对某型挖掘机的换挡机构的研究, 设计了一种操纵换挡手柄的机构, 并通过建模、分析, 验证了其换档操作的有效性, 为该机械自动换挡系统的实现打下基础。
1 建立模型
根据对换挡手柄的结构、位置和运动的分析, 该型挖掘机的换档手柄主要包括两个前进档和一个倒档。前进1档为低速档, 2档为高速档, 手柄的换挡运动是空间运动, 为了简便直观地进行分析, 建立如图1所示的直角坐标系中, 选取手柄与底座的铰接点为坐标原点, 手柄在空挡位置时处于竖直方向 (z轴) , 手柄由空挡进2档时的前进方向为x轴。这样, 手柄档位及工作位置关系如图1所示。
根据对换挡手柄运动分析, 换挡手柄的运动可分解为平面内的直线运动和绕轴回转运动。直线运动可采用电动机驱动曲柄滑块机构来实现, 回转运动采用电动机驱动回转副来实现。
如图2所示, 将一个沿手柄杆上下滑动的滑块套在手柄杆上, 滑块固定在一个指定的距离坐标原点距离为R的平面上, 当滑块运动产生行程L时, 手柄的转角就可以由R和L确定出来, 即。因此, 把研究手柄的运动来转化为研究滑块的运动, 下面将以滑块为主要研究对象。
根据前面的叙述, 复合机构的运动简图如图3所示:
曲柄长度L1, 角位移θ1, 角速度ω1;连杆长度L2, 角位移θ2, 角速度ω2;电动机的转角为θ3, 角速度ω3;滑块的位移L, 行程S, 速度υc。以电动机轴为z轴, 滑块所在水平面为xoy平面, 建立直角坐标系, 当下侧电动机转角为0时有:
式 (2) 对时间t一次求导, 得:
当下侧电动机驱动整个曲柄滑块机构绕z轴的转角为θ3时,
滑块在x轴的行程分量:Sx= (S-L3) cosθ3
滑块在y轴的行程分量:Sy= (S-L3) sinθ3
滑块始终在xoy平面上, Sz=0
根据实际操作中手柄运动的具体参数, 可以转化为滑块的行程和电动机的转角, 再根据滑块的行程, 计算出复合机构的运动参数, 就可以实现通过复合机构最终驱动换挡手柄至需要的位置。
图4是用Pro/E软件对换挡手柄的操纵机构进行了建模。
电动机1驱动连杆, 连杆通过与滑动杆的连接, 实现了由电动机的回转运动到直线运动的转换;而滑动杆通过一个销钉和滑套与换挡手柄相连, 采用销钉和滑套的目的是满足换挡手柄运动自由度需要, 避免出现卡死的现象;转槽将电动机1、连杆、滑动杆连成一个整体, 并通过转槽与电动机2相连。根据上文的分析, 可以将换挡手柄的运动分解为平面内的摆运和回转运功。现在, 根据所建立的模型可知, 电动机1实现直线运动, 而电动机2则实现回转运动。
2 机构运动仿真
2.1 系统运动分析和参数设置
根据对换挡手柄运动的研究可知, 该型挖掘机的换挡手柄的操作力为25 N, 每个换挡方向的最大行程为200 mm, 滑块距离手柄铰接点的垂直距离350 mm, 1档2档与倒档之间的轨迹夹角均为30°, 每次换挡时间不超过3 s, 手柄运动分析图如图5所示。
设连杆1长度为L1, 连杆2长度为L2, 则根据设置的初始位置有:L2=L1sin30°, 系统运行至最终位置时, 连杆1和连杆2均处于水平状态, 换挡手柄的最大行程为200 mm, 则有:L1+L2-L1cos30°=L1+L1sin30°-L1cos30°=200 mm, 可解得连杆1的长度为315.5 mm, 连杆2的长度为158 mm。
对于电动机1, 运行时间为2 s, 转角为90°, 则可求得电动机1的转速为45deg/s;对于电动机2, 运行时间为1 s, 转角为30°, 则可求得电动机2的转速为30°/s;在Pro/E中, 可以对电动机的特性进行设置。如图6所示。
2.1 动态仿真及结果分析
为验证机构设计的可行性, 在Pro/E中, 进行分析定义如图7所示, 在运动仿真时, 根据该变速手柄实际运动的规律, 对一个全换挡过程描述如下:
1) 0 s时在初始位置;
2) 1 s时开始换1档, 运行时间3 s;
3) 5 s时开始换2档, 顺序为1档至初始位置至2档, 运行时间5 s;
4) 12 s时回初始位置, 运行时间2 s;
5) 15 s时开始换倒档, 运行时间3 s;
6) 19 s时回初始位置, 运行时间3 s, 共计运行时间22 s。
对手柄进行运动分析, 取滑块为研究对象, 对其位移和速度进行分析, 结果如图8-图10所示。
从图8中可以看出, 三次换挡的位移的模都是相等的, 经过矢量分解后, 可以得出每次运动时沿运动方向的位移值都接近200 mm, 这是因为虽然换挡过程中加入了回转运动, 但是对于每次换挡来说, 在相应方向的位移都是200 mm, 说明该机构可很好地实现换挡行程设计的要求。
从图9中可以看出, 中间的一次换挡 (从初始位置到2档的最终位置) 的x方向的位移为200 mm, 这是因为本次换挡的手柄运动方向就是x方向;但是其他两次的位移x分量都不足200 mm, 这是因为这两次的换挡的手柄运动方向与x方向有30°的偏角, 经过计算, 在误差允许范围内, 这两次的位移x分量都近似等于200 mm×cos30°。因此可以认为, 该机构在换挡运动行程方面和转角方面都基本满足了设计要求。
从图10中可以看出, 因为采用了曲柄滑块机构, 手柄的速度变化不规则, 但是可以看出, 在1 s-2 s的时间段速度是恒定的, 这是由于电动机2在调整角度时做匀速回转运动;在2 s-4 s的时间段内, 电动机1驱动曲柄滑块运动, 可以看出速度的模的最大值不是出现在初始位置 (2 s初) , 而在第4 s末, 手柄运动至档位的最终位置时速度降为0, 减少了冲击。
3 结论
通过对某型号挖掘机换挡手柄的结构和运动分析, 设计了采用一种手柄操纵机构, 通过Pro/E软件对该机构进行了建模和运动仿真, 通过对结果的分析, 该机构基本满足了设计要求。为后续对该挖掘机换挡手柄的自动控制, 以实现自动换挡提供了一种可行的驱动机构。
摘要：对某型挖掘机的行驶换挡操作过程进行了研究。为便于自动控制或远程遥控换档, 设计了一种换挡操纵机构, 由电动机驱动曲柄滑块复合机构的运动来实现换挡操作, 把电机的回转运动转换为换挡的空间动作。通过Pro/E进行了机构的建模和仿真, 对操纵机构的性能进行了分析, 验证了其可行性。
关键词：换挡手柄,操纵机构,建模与仿真
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机械自动换挡 篇9
一、自动变速系统换挡控制原理及其操作要点
电控单元之间的关系原理参见图1。挡位控制手柄单元(EGS)发出前进(或后退)指令,通过专用的接口线束将指令发送到执行单元(电磁阀组),根据不同的组合方式来控制液压系统,推动变速齿轮箱内的齿轮从空挡位置切换到前进1挡(或倒车1挡),同时,变速器输出轴上的凸轮将车辆的车速信号传送给霍尔速度传感器,霍尔速度传感器将机械信号转换成电信号,通过专用线束,将该信号反馈到 挡位控制 手柄单元(EGS)。
EGS具有自动保护功能,在车辆运行时,如果驾驶员突然误操作,EGS的保护功能将发挥作用。各挡位的切换,只能按照顺序进行,EGS会自动控制防止跳挡。EGS还具有速度输出显示、驱动指示、限速、挡位显示、故障诊断等功能,其中的速度输出显示、限速功能在本系列车型中未使用。
二、常见故障与优化
1.EGS 挡位控制系统故障
120T、140T和150T升降车的挡位控制系统在故障诊断时,电气部分主要有3种检测方式来确定大致的故障点。这3种检测方式是EGS内部自测;EGS输入部分及指示灯LED显示的检测;EGS指令输出检测。车辆在行驶时,可通过EGS面板上的LED“N”灯和“T”灯的工作状态来确定驱动系统是否正常工作(见表1)。
针对EGS霍尔速度传感器的信号输入检测:目的是为了判定霍尔速度传感器的工作状态及线路情况,以断定故障是否出现在传感器的输入部位。
检测条件:
A.关闭电源;
B.手柄处于倒车挡并保持在加挡位置;
C.然后打开电源使EGS通电;
D.松开加挡的手柄。
这时输入检测模式启动,可观察EGS面板上的LED灯来判断LED显示灯和霍尔速度传感器的工作状态。在该模式启动后,所有的LED灯一个接着一个逐一亮起,循环2遍,来显示指示工作灯的正常与否,最后1号LED灯开始闪烁。在这种状态下,车辆可以起动并行驶,这时LED显示灯根据车速不断的升高,1~8号绿色LED显示灯逐一亮起,显示系统输入单元部分工作正常,如果实际情况不是这样,说明输入单元有故障,需要检修。另一种状态是,车辆行驶时只有1挡(前进或倒退)也属于输入信号部分有故障,通常是检查霍尔速度传感器的接线是否良好;线路是否有断路和短路现象,接线头应用防水胶布粘结;霍尔速度传感器损坏或装配不当、不清洁,也能造成挡位无法切换到2挡以上。再次,机械故障也能造成挡位工作不正常,造成凸轮无法转动,霍尔速度传感器检测不到车速信号,EGS认为车辆没有行驶,只能以一挡起步,这需要引起高度重视。最后,关闭电源就可取消检测模式恢复正常行驶状态。
2.EGS 驱动挡位控制的技术改进
通过对设备实际运用情况的观察总结,框架车EGS驱动挡位控制系统的常见故障有:挡位加不上,只有1挡;有跳挡现象,个别挡位缺挡;无驱动挡;无2、4、6、8挡;无空挡等等,其中挡位加不上,只有1挡的故障占到总故障的90%。
在1挡时,如果EGS电脑没有接收到霍尔速度传感器发出的反馈信号,EGS会判定车辆没有起步,只能以1挡开始起步,这是EGS内部的保护功能在起作用。问题出现在信号反馈系统,霍尔速度传感器发出固定振幅的方波信号,在加挡时,EGS电脑只接收固定振幅的方波电压信号,而这一电压达不到10V的门限值,EGS电脑是不会发出加挡指令的。影响电压值的元件有霍尔速度传感器、导线和EGS电脑电源。霍尔速度传感器输出的电压信号与温度有关,每温升10℃,输出的信号电压下降0.04V,变速器的正常工作温度在20~80℃,输出的信号电压降最大可超过0.24V,所以冷车时加挡正常,热车时就可能无法加挡。针对该故障,通常的解决方法是更换霍尔速度传感器和清洗散热器,但是这只能暂时解决问题,不能根治故障,而且造成维修成本过高。
对导线进 行更换 , 将原来0.25mm2的3芯屏蔽线,换成0.35mm2的3芯屏蔽线,屏蔽网与其中的地线直接接在总搭铁接柱上,使霍尔速度传感器的回路搭铁线不必经过EGS电脑后再搭铁,可减少线路压降0.20V。EGS电脑电源的回路搭铁线从原来接线排上改接到总搭铁接柱上,降低与电池负极之间的电压降,可减少线路压降0.25V。
对该车驱动进行模拟试验,输出方波的波幅电压可达10~10.5V,足以抵消霍尔速度传感器因发热而产生的压降,不必更换霍尔速度传感器,大大降低检修成本。经过一年多的运行,该故障在驱动系统故障中的发生率大大降低。
三、总结