混合动力变速箱（精选7篇）
混合动力变速箱 篇1
混合动力电驱变速器EDU采用了插电式强混的形式, 蓄电池和驱动电动机是EDU的主动力源, 发动机为辅助动力源。EDU包含了TM电动机、ISG电动机、双离合器、二挡传动系统、差速器及同步器等主要部件。本文探讨了混合动力变速器耐久试验要求、试验台架的构建, 并提出了试验评判的标准;根据混合动力电驱变速器的换挡控制策略, 在传统机械式换挡耐久台架上进行改建, 制定了EDU详细的换挡过程及试验规范, 并通过变速器耐久试验、换挡耐久试验, 考核了传动系统结构、换挡控制策略、换挡执行部件的有效性。
EDU耐久试验概述
混合动力电驱变速器EDU的样机如图1所示, EDU的耐久试验开发内容包括变速器耐久试验和换挡耐久试验开发, 试验设备包括变速器耐久试验台和换挡耐久试验台。
变速器耐久试验是变速器最重要的性能测试, 它是整车用户最关心的性能之一, 作为产品可靠性指标, 会直接影响到产品的销售。变速器耐久性能与设计技术、全面质量管理、原材料和热处理等密切相关。变速器耐久试验分为台架试验与道路试验。汽车的使用条件十分复杂, 道路试验是汽车在真实道路上进行的实际行驶试验, 是开发工作中一个不可缺少的环节, 需要花费大量的时间、资金及资源。在产品开发阶段进行耐久台架试验有利于更早验证变速器的综合耐久能力, 避免直接进行道路试验失效后的被动, 为开发工作节约了时间和资金, 对验证传动系的耐久寿命具有重要的参考价值。
变速器换挡耐久性试验是变速器开发阶段试验主要组成部分, 主要考核的内容是同步器的耐久性。换挡耐久试验是考核同步器寿命的重要试验, 就目前了解到的CAE方法, 很难模拟同步器系统完成同步器疲劳仿真, 台架试验是目前最有效的方法。
1.变速器耐久试验设备
变速器耐久台架试验是考核产品能在工作寿命内保持处于稳定状态的齿轮、轴和轴承的载荷验证试验, 验证齿轮在循环载荷下不发生接触疲劳失效和弯曲疲劳失效。
(1) 设备构建EDU变速器耐久试验使用的试验设备为3E-machine试验台架。台架的结构简图如图2所示, 台架输入通过带传动代替发动机与EDU变速器连接, EDU变速器输出通过转接器和传动轴与试验台架的输出电动机连接。
试验时运行转速控制系统内的台架输出电动机, 并采用台架输入, 连同EDU ISG和EDU TM电动机来施加所需的载荷。
电池模拟设备AV 900提供高压直流电源, 与PEB连接, PEB与HCU (混合动力控制单元) 、EDU中的TM电动机及ISG电动机连接, 为TM电动机及ISG电动机提供电源, 并根据HCU的指令对电动机进行控制。
HCU会传达控制TM和ISG电动机的指令到PEB, 并同时向3E-machine台架控制器发送一个转矩指令。H C U所要求的外部信号从台架和E D U传感器直接获得, 也可以通过3E-machine台架控制器或外部模型系统 (如Mathworks XPC) 进行模拟。
E D U单元的冷却系统要符合整车上的方式, 通过基于台架的热交换器设置。其冷却能力必须能够在试验持续运行过程中驱散足够的热量。
台架配置了一个外部风扇来吹散变速器壳体上方的空气, 有助于保持总体的油温。
(2) 试验台的功能及特点EDU耐久试验台由一台驱动电动机及控制系统、增速箱、两台测功电动机及控制系统、冷却系统、数据采集与分析系统、转矩/转速传感器、台架测试控制系统等组成 (见图3) 。驱动电动机采用西门子公司1PL6224 (156kW, 4500r/min) 电动机, 两台交流测功机采用西门子公司低惯量变频电动机1PL6284, 控制系统都采用AFC变频系统;测功机具备正转和反转的功能, 能满足混合动力汽车驱动和制动的模拟性能测试。为了模拟发动机的高转速在驱动电动机和变速器之间安装一个1∶2的增速器。E D U变速器耐久试验台架对驱动电动机、测功机的技术要求如下。
驱动电动机:功率165k W, 0～900 N·m, 转速范围0～4500r/min, 转矩控制精度±0.2%FS, 转矩测量精度±0.2%FS, 转速控制精度±1r/min, 转速测量精度±1r/min。
测功电动机:恒功率区最大功率≥195kW, 恒转矩区最大转矩≥2328N·m (800r/min) , 电动机最高转速≥3300r/min, 过载能力≥20% (15min) , 转矩测量精度≤±0.05%FS, 转矩控制精度≤±0.1%FS, 转速测量精度≤±1r/min, 转速控制精度≤±1 r/min。
2.换挡耐久试验设备
(1) 设备开发基础与机械式变速器同步器换挡耐久试验不同的是, EDU的换挡机构、液压系统是与变速器集成一体, 由HCU根据换挡规律、换挡策略等进行自动控制, 适合于量产的混合动力电驱变速器同步器换挡耐久试验台需要新增设备。考虑在项目开发前期, 为了缩短开发周期及减低成本, 在量产换挡耐久台架到位之前, 决定先改造一台作为EDU临时换挡耐久试验台架, 用于验证同步器及相关液压驱动、执行原件的产品设计。
混合动力电驱变速器内已经包含液压系统, 在H C U发出指令后, 由液压系统来执行换挡及离合器开合的动作, 因此有别于传统手动变速器的换挡耐久试验台架要求。但是台架的机械结构基本与机械式变速器类似, 试验台主要由驱动电动机、惯性飞轮、传动轴、工装夹具等部分组成, 试验台采用惯性飞轮旋转惯量模拟车辆直线行驶惯量, 实现EDU换挡过程中所需输出轴处的惯量模拟, 尽可能确保台架上模拟惯量在EDU同步器结合过程中对其造成的冲击与整车行驶过程中的同步器同步过程所承受的冲量相当。因此, 考虑在现有的机械式换挡耐久试验台 (见图4) 上进行开发。
该换挡耐久试验台的性能及技术指标如下:
1) 该台架可以测试参数位移L、换挡力f、转速降n三路信号, 输入工业控制计算机并同步采集显示。
2) 所有显示仪表 (包括传感器) 以及控制器 (驱动转速控制、温度控制等) 均采用当今最为先进的现场总线相互与计算机连接, 极其简单可靠。
3) 转矩测量采集速率可达到2m s以上, 特别适合换挡试验等试验时的快速转矩测量。
4) 试验台各种功能接口都是开放的, 借助这些功能接口, 可以实现EDU所需要的功能。
5) 驱动电动机输出转矩0～1 1 7 N·m, 转速0～1498r/min。
(2) 试验台配置驱动单元EDU换挡耐久试验台需要将EDU安装在一个带有驱动电动机的试验台上, 电动机能在EDU输出端 (锁定差速器) 驱动EDU (见图5) 。
试验台配置要求:变频电动机功率30k W, 额定转速6000r/min, 额定转矩80N·m;转速控制稳定度0.5%;转速测量精度0.1%;转矩传感器量程0～200N·m, 转速0～6000r/m i n;温度传感器量程0～200℃。这项试验中需要配备HCU, 试验控制器模拟所有HCU所需的信号以便完成试验中的换挡操作。
换挡耐久试验测控系统如图6所示, 换挡控制计算机通过诊断服务请求换挡或者提供电流。对于EDU变速器, 通过CAN卡与控制模块HCU进行通讯, 接收或发送必要的控制指令, 接收和记录必要的试验数据。软件程序可以设定变转速运行工况, 并根据从HCU获得的挡位信息作为工况改变的触发点, 同时可以向H C U发送控制相关信息 (如变速器输出端转速) , 作为HCU控制换挡动作依据。
试验条件
1.变速器耐久试验条件
实验前完成以下准备工作:
1) 所有齿轮检验 (包括主传动) 数据应完整记录。
2) 装配新轴承并完全清洁。
3) 记录所有齿轮轴向间隙。
变速器内装配的齿轮应完成全部的检验和测量。正式试验前, 变速器以转速2500r/min和30%输入试验转矩对每个挡位试验30min。这样可确保整个系统在试验前正常工作。在整个试验过程中变速器的总油温控制在90℃±5℃。
2.换挡耐久试验条件
本试验在已有合格变速器中采用随机抽取法, 抽取样本数为三台。在变速器中的同步器装配之前, 所有的同步器零部件的可用性必须经由工程核准和供应商质量校验, 所有的同步器零部件需要测量, 测量项目及要求如下:同步器磨损间隙, 在200N的预负载下测量三次, 取平均值;啮合锥面表面粗糙度;拨叉脚宽度;套筒沟槽宽度;套筒沟槽表面粗糙度。
测试结束时, 以上测量项目需要重复一次, 与测试前数据进行比较。在变速器组装之前, 应按相关规则测试液压阀组和驱动器以确保这些零部件的功能。
(1) 试验磨合在换挡耐久测试前, 对差速器齿轮进行焊接锁死, 将变速器输出的一边连接到驱动电动机上, 变速器的输入轴可以自由旋转。在装配完成的EDU上开始换挡耐久试验之前, 需要先执行变速器磨合试验, 要求见表1。磨合过程中注意变速器内是否有异常情况, 并实时记录。完成磨合后将变速器内的润滑油放出, 加注新的润滑油, 并进行半小时的旁路过滤, 直至达到试验要求的润滑油清洁度。
(2) 试验条件混合动力电驱二挡变速器要求测试试验台控制器有控制和保持电动机速度的能力, 在试验中需要测量电动机的输出转速、输入轴的速度、变速器油箱油温和试验变速器挡位试验时实时显示挡位位置。
试验需要一个电风扇用来给变速器提供风冷, 需要一个能测量0～200℃的温度传感器。传感器的信号需要通过放大器转换成为一个电压信号 (0～5V) , 这个信号要与选择的记录器和控制器相匹配。
试验所需要采集、记录、显示的数据包括:输出轴转速;采集换挡过程信号 (SV2电流、G1电流、换挡行程传感器位移信号) , 供判断换挡是否正常, 同步器是否失效;监控换挡时液压系统主油压、C1电流、C2电流等信号, 以便确认其他系统正常工作。
验证试验
1.变速器耐久试验
E D U变速器耐久试验周期见表2, 试验应在5%的分程序中运行。每个分程序包含11个阶段, 其中包括5个一挡状态、5个二挡状态和1个倒挡状态。对于每个分程序, 11个阶段应以表的顺序进行。倒挡假设为电动机逆向运转的一挡工况。ISG、TM和台架输入电动机之间的动力分配见表3。
(单位:kW)
2.换挡耐久试验
实验前要对变速器进行加热, 选择一个挡位并把变速器温度提升到90℃±5℃, 然后开始测试。在所有换挡过程中保持温度很重要;在低速换挡时变速器周围需要隔离防护, 并且在低温时需要外部加热。
试验过程如下:选择一挡;确保一挡挂入 (从换挡位置看出/通过CAN总线从HCU报告得出) ;在超过5s的时间内, 输出速度提升到需要的输入轴速度值 (见表4) ;换为二挡;确保二挡挂入 (从换挡位置看出/通过CAN总线从HCU报告得出) ;在超过5s的时间内, 输出速度下降到需要的输入轴速度值 (见表4) ;按要求的换挡次数重复以上步骤 (见表5) 。
表5概述了每个变速器需要完成的全部换挡次数, 试验台控制器以最小频率记录换挡次数。
试验结果及分析
1.变速器耐久试验及结果分析
(1) 评判标准变速器耐久试验后, 变速器齿轮不应出现常见的齿轮失效形式, 例如齿面疲劳点蚀、轮齿折断等。接触疲劳的失效形式有齿面灰斑和点蚀两种;弯曲疲劳的失效形式为全齿断裂。
E D U变速器耐久试验试验完成后应拆解变速器单元并目测检查以下项目:没有由于断裂造成的动态啮合中断;轴承挡上无剥落;允许有初始阶段的点蚀, 但噪声不允许有明显增高 (噪声≤90dB (A) ) 。
(2) 试验结果及分析所有取样EDU完成了表5的试验循环, 试验过程中没有发生异常情况, 经过拆解分析, 轴承情况良好;试验后典型齿轮齿面的情况显示:齿轮按照试验评判标准没有出现齿面灰斑、点蚀、轮齿断裂等失效, 接触区域合理, 没有硬点;各齿轮试验前后的齿面测量数据结果显示齿面没有微观点蚀。变速器耐久台架试验零件拆解后显示EDU的齿轮、轴、轴承能够在试验循环下保持处于稳定状态, 验证了设计耐久寿命, 下一步将进行整车真实道路试验, 更全面地评估16万km齿轴系的耐久寿命。
2.换挡耐久试验结果及分析
三台EDU样本完成了表5的换挡次数, 试验过程中没有发生异常试验中断, 如图7所示, 换挡力根据设计要求为830N时, 电磁阀的电流为1400mA, 4号紫色线表示电磁阀的电流, 换挡力符合设计要求时, 从图7中3号蓝色线的同步器位置可以看出, 同步时间控制在0.05s左右, 满足设计要求。试验前后同步器、拨叉的磨损情况见表6。结果显示:同步器仍然存在一定的后备量, 锥环及拨叉磨损情况良好, 同步器性能可靠, 达到设计寿命。
结语
本文在传统机械式换挡耐久台架上进行改建, 制定了EDU详细的换挡过程及试验要求。样机装配后, 考核了传动系统结构、换挡控制策略、换挡执行部件的有效性, 试验表明动力系统匹配合理, 验证了传动系统、换挡执行部件的可靠性。
混合动力变速箱 篇2
纯电动 (EV) 汽车具有一些优于传统内燃机客车的优点, 如高能量效率和零污染。但是, 蓄电池组较低的能量密度使纯电动车动力性能远不及传统内燃机车辆, 且蓄电池每次充电所对应的行程短, 制约了纯电动车的使用范围。而混合动力客车 (HEV) 利用两个能源:基本能源-内燃机、辅助能源-电动机。它兼具内燃机车辆和纯电动车两者的优点, 并克服了它们的缺点。
混合动力客车并联模式
近年来, 在国家节能减排和“十城千辆”试点政策的推动下, 客车整车厂、零部件厂通过引进国外先进技术, 在混合动力客车方面大幅度提高了自身创新实力, 使我国混合动力客车技术快速发展。目前已有多种模式的混合动力客车投放市场, 在市内公交线路上营运。其中“并联模式”倍受推崇。当前国内混合动力客车使用的并联模式主要有:基于变速器输入轴的同轴并联混合动力模式和基于变速器输出轴的同轴并联混合动力模式。
1. 基于变速器输入轴的同轴并联混合动力模式
混合动力客车自动挡机械变速器 (AMT) 技术的引入旨在节能减排, 减轻驾驶员的劳动强度, 提高车辆运行的平顺性, 减少离合器和制动器的磨损。技术难点在于换挡和离合器控制, 国内经过10余年攻关研发, 目前此技术已取得突破性进展, 并已实现了市场化量产运作。綦江齿轮传动有限公司 (以下简称綦齿) 与玉柴合作推出的采用自动挡机械变速器 (S6-150AMT) 的混合动力系统, 即是此动力模式的典型代表。已由宇通、金龙、广汽、中通等客车公司装车, 分别在杭州、广州、武汉、昆明等地投放试用。
基于变速器输入轴的同轴并联混合动力模式如图1所示。此混合动力模式的主要特性:
(1) 动力系统中发动机、电动机、变速器同轴并联。在车辆运行中, 发动机和电动机既可各自独立驱动车辆行驶, 也可组合共同驱动车辆行驶。
(2) 多挡变速器可以增大动力系统的转矩, 所以该系统可选配较小功率的电动机和较大功率的环保发动机组合作为车辆动力源。电动机功率较小, 选配的动力电池也可以相应较小, 成本降低, 且质量小, 占有的空间也较小。
2.基于变速器输出轴的同轴并联混合动力模式
基于变速器输出轴的同轴并联混合动力模式如图2所示。该系统结构较简单, 驱动电动机通过一个偶合器接入变速器直接挡, 与传统驾驶操作一样, 较容易控制操纵, 故障率和成本都较低。但由于电动机是接入变速器直接挡, 其电动机转矩不能通过变速器换挡增大, 在平原地区车辆起步-加速较慢, 在山地或城市坡路起步时电动机转矩不够, 需要靠发动机工作来辅助起步;车辆加速时, 电动机助力较小。目前南车时代研发生产的此模式混合动力系统已装车并在湖南地区投放试用。
S6-150AMT自动换挡同步器机械变速器
S6-150AMT是綦齿研制的大型混合动力客车用自动换挡同步器型机械变速器, 可与额定功率60～100kW电动机+177kW环保发动机组成混合动力总成, 采用电 (子) -电 (动机) 式自动换挡, 为车身10～12m长的大、中型混合动力客车配套, 突显了自动换挡、节能减排、性价比高的新特性, 可大大提高混合动力客车的动力性、经济性、环保性和安全性。
1.主要技术参数
S6-150A M T变速器的主要技术参数:最大输入功率280k W;最大输入转矩1500N·m;最高输入转速2800r/m i n;有六个前进挡和一个倒挡 (传动比为1挡6.98, 2挡4.06, 3挡2.74, 4挡1.86, 5挡1.31, 6挡1.00, 倒挡6.43) ;换挡模式为自动换挡1挡2挡3挡4挡5挡6挡) ;安装型式为右卧Ⅱ型;安装长度619.5m m (变速器壳前端面至输出法兰接合面之间的距离) ;质量225kg;3000r/min时伺服电动机额定功率55W;伺服减速器传动比116。
2. 结构
S6-150AMT自动挡同步器型机械变速器包括六挡同步器型机械变速器、选换挡伺服电动机、选/换挡角位移传动机构、变速器控制单元 (TCU) 及车辆行驶模式选择器、电缆线束等 (见图3) 。
(1) 六挡同步器型机械变速器同步器型六挡机械变速器为斜齿轮常啮合、三轴式、定轴传动机械变速器。采用同步器换挡, 箱式铸铁壳体, 右卧安装 (即变速器的输入轴、输出轴与中间轴置在同一水平面上, 换挡机构侧置) , 铝合金压铸的变速器盖, 通过螺栓联接安装在壳体右侧 (由输出端向输入端方向看) , 其上安装有伺服电动机、旋转轴、拉板、拨叉式电动换挡执行机构, 采用飞溅式润滑。换挡同步器为大容量的QJ-D H型锁环式惯性同步器, 采用合金钢精锻的同步环, 其工作锥面喷涂钼层, 换挡可靠, 使用寿命长。
变速器输入轴直接同牵引电动机相连, 再通过离合器同发动机相连, 组成变速器输入轴同轴并联式混合动力传动系统。整车动力既可由牵引电动机也可由发动机或两者共同工作, 把动力通过变速器输入轴传递到变速器中, 再经由变速器输出法兰 (通过花键联接在变速器输出轴上) 将动力传到万向传动轴→驱动桥→车轮。该变速器中的六个前进挡降速增距, 用于车辆前进行驶;一个倒挡用于倒车。
(2) 伺服换挡执行机构S6-150AMT自动挡同步器型机械变速器通过变速器控制单元 (TCU) 实现自动换挡。其换挡执行机构采用伺服电动机-旋转轴-拉板-拨叉式选/换挡机构 (见图4) , 安装在变速器盖上。由一台永磁直流伺服电动机 (含伺服减速器) 驱动齿式角位移传动机构完成选挡, 另一台永磁直流伺服电动机 (伺服减速器) 驱动齿式角位移传动机构实现换挡。变速器中空挡位不传递动力, 用于临时停车和车辆被拖曳。
(3) 变速器控制单元S6-150AMT变速器的电子控制单元 (TCU) 是綦齿研制的QJ TCU-6型控制器。QJ TCU-6型自动挡变速器控制器采用飞思卡尔S12X系列双核处理芯片、六层贴片电路板、55针防水插接口的新型控制器, 电磁兼容性高、性能稳定、工作可靠。控制器安装在变速器壳体上, 通过电缆线束与车辆的CAN总线、发动机控制器 (ECU) 、离合器控制器 (CCU) 、电动机控制器 (MCU) 、选/换挡伺服电动机等相关电控部件连接, 进行电子通信、处理及控制, 实现自动换挡。
(4) 车辆行驶模式选择器S6-150AMT自动挡同步器型机械变速器采用“按键式”行驶模式选择器进行操纵, 选择器有E、S、R、N、D五个预选键:E为经济模式, S为驻车, R为倒车, N为空挡, D为前进, 每个按键的使用应在停车状态预先设置。
(5) 电缆线束S6-150AMT变速器的电缆线束是一根带有10个插接头的多线头电缆线 (见图5) , 其中A、a、b、c、d、e插接头插接在变速器上相应的部件上;B、f、k插接头分别与车辆的CAN总线、24V电源、车辆行驶模式选择器连接;插座C是供检测用, 用来插接检测仪, 进行电子控制系统的检测和故障诊断。
3. 油电混合动力客车动力传动系统工作过程
A M T的自动换挡过程是车辆动力传动系统的综合自动控制过程, AMT电控系统与车内其他相关电控系统的协调非常重要。目前, 大型混合动力客车的动力源多采用电动机与发动机的组合动力, 牵引 (变频) 电动机的特性不同于内燃发动机, 电动机的转速为0～4000r/min, 具有低速大转矩, 高速恒功率特性。
整车协调控制的原则是:内燃发动机为主动力, 功率较小的牵引电动机作为辅助动力, 用于车辆起步, 低速行驶和参与高速大功率工作, 使发动机工作在燃油经济区, 避免发动机在低速和高速的高耗油区工作。
整个换挡过程通过AMT电控单元TCU与整车控制器HCU之间的电子通信、处理、控制, 实现自动换挡。
系统基本工作过程如下:
(1) 起步时离合器分离, 变速器位于低挡 (1挡或2挡) , 牵引电动机驱动车辆起步、低速行驶。
(2) 换挡时离合器分离, 牵引电动机自由旋转, 变速器进入空挡;电动机控制器根据将要挂入的挡位, 计算并调整牵引电动机转速, 当牵引电动机转速达到要求 (同步) 时, 变速器挂入相应挡位。
(3) 牵引电动机动力不足时离合器接合, 发动机动力加入工作。
结语
S6-150AMT变速器是在綦齿S6-150同步器型六挡机械变速器上集成了选/换挡伺服电动机、选/换挡执行机构和变速器电控单元TCU而成的大转矩自动换挡变速器, 技术成熟、性能先进、使用可靠、性价比高, 是目前国内大型混合动力客车最佳配套产品之一。
混合动力变速箱 篇3
齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的传动之一,其中汽车变速箱齿轮在承受载荷和传动动力的过程中常会遇到变形、振动、噪音、断裂等情况,而变速箱齿轮的运动平稳性和其运动形式有着直接的关系,因此,有必要对齿轮系统进行运动学和动力学仿真分析,对齿轮系统的可靠性设计、故障诊断具有重要作用[1~3]。
本文采用Solid Works和ADAMS联合建立变速箱的齿轮模型,ADAMS是虚拟样机分析软件,具有强大的动力学仿真功能,但其几何建模却有很多不足之处,有必要利用CAD(Solid Works等)软件建模来解决这个问题。利用Solid Works对齿轮系统进行三维实体建模,将其装配模型导入到ADAMS软件中形成虚拟样机模型,然后对虚拟样机模型进行运动学和动力学仿真,获得其转速特性曲线,为分析齿轮的平稳运动提供参考依据。
1 齿轮系统虚拟样机模型建立
1.1 齿轮三维实体模型建立
目前流行于工业界的CAD/CAM软件有很多[4],如Solid Works、Pro/E、UG,CATIA,但是基于Windows的Solid Works充分利用了具有广泛群众基础的Microsoft Windows图形用户界面,具有强大的三维机械设计功能。其中灵活的操作方式和面向对象的操作特点,成为新一代的机械设计软件,它全面采用非全约束的特征建模技术,为设计师提供了极强的设计灵活性。齿轮的一些基本参数(如齿数、模数、压力角以及齿宽等),如表1所示。
根据齿轮设计的指标和参数,在三维软件Solid Works里利用拉伸、切除、旋转等命令进行零件的三维建模,然后进行装配,如图1所示。
1.2 齿轮的虚拟样机模型建立
齿轮的虚拟样机模型建立采用ADAMS软件实现。建立完三维装配模型导入到ADAMS中,其中ADAMS与Solid Works共同支持的三种主要图形交换格式分别是STEP格式、IGES格式和Parasolid格式,在图形文件交换时采用Parasolid格式可以防止数据丢失,这对仿真结果的正确性和有效性有重要的影响[5]。齿轮三维模型以Parasolid格式导入ADAMS/View后,如图2所示。
齿轮仿真系统建立步骤如下:
1)首先分别在大小齿轮上选择命名零件名称,即可以自己定义零件的名称。
2)添加零件的材料属性,根据齿轮的材料可选择钢;添加重力,为了模拟真实环境。
3)零件之间的添加约束关系(移动副,转动副,铰接,球接,固定),如在轴上转动副。
4)施加齿轮副,在几何建模工具集,选择标记工具图标,设置速度标记,即定义齿轮啮合点;在齿轮轴上添加驱动力。
5)在调整之前打开ADAMS/View的自检结果表是非常重要的,可知道模型内零件信息和零件之间的约束关系,检查所添加的约束关系和自由度是否正确,通过检验,该模型具有自由度。
2 齿轮系统运动学和动力学仿真
齿轮虚拟样机系统在运动过程,按照ADAMS中的运行过程函数所实现的运动,假设系统所要实现的输出运动为:驱动轴(小齿轮)的角速度40deg/s。齿轮之间传动比8:5,按照ADAMS的运行过程函数,可以在驱动轴上设置40d*time。
在进行运动学仿真可获得大小齿轮的角速度,如图3所示,大小齿轮角速度分别为40(deg/s)和25(deg/s),可以看出与数学计算出的角速度是一致的;再进行动力学仿真可获得大小齿轮与轴之间的作用力,如图4所示,分别为24.6N和8.5N。
3 结论
变速箱齿轮系统的运动学和动力学仿真,对齿轮系统的可靠性设计、故障诊断具有重要作用。通过仿真曲线结果可以获得齿轮的角速度和驱动力的大小,对改善机械传动系统动力学性能和关键零部件设计起到重要指导作用,同时为变速箱齿轮动态特性优化设计提供理论指导,也为进一步的产品优化设计提供依据。
参考文献
[1]黄泽平,马吉胜,昊大林.齿轮轮齿接触力仿真研究[J].机械传动,2007,31(2):26-28.
[2]李三群,贾长治,武彩岗,等.基于虚拟样机技术的齿轮啮合动力学仿真研究[J].系统仿真学报,2007(2):901-904.
[3]龙凯,程颖.齿轮啮合力仿真计算的参数选取研究[J].计算机仿真,2002,19(6):87-91.
[4]袁文武,蔡慧林,任刚.基于UG和ADAMS的齿轮啮合动力学仿真[J].煤矿机械,2010,31(2):40-42.
混合动力变速箱 篇4
激光自混合干涉测量是一种新兴的精密光电测量技术。激光器发出的光被物体反射或散射,部分光反馈回激光器与腔内激光发生混合,调制激光器输出的功率和频率,由于输出信号特点与传统双光束干涉信号有相似之处而得名自混合。其测量系统结构简单、紧凑、易准直、易于小型化、造价低廉,在很多应用场合可以取代传统干涉仪而广泛应用于位移[1,2,3]、距离[4]、速度[5]、振动[6]等物理量的测量。
早在上世纪七八十年代,激光自混合干涉就成功地用于速度的测量。如1989年,Shigenobu Shinohara研制成功具有速度方向辨识功能的半导体激光自混合测速仪[7],测速范围是3 mm/s∼23 m/s。该系统能够测量往复运动体和旋转体的速度,且与理论值吻合很好。但是,迄今为止,所有关于激光自混合干涉测速仪的报道都只针对低速、匀速运动对象,未涉及变速情形。在实际的很多应用中,物体的运动是非匀速的,因此要使激光自混合用于实际物体速度的测量,需要解决其用于变速测量出现的问题。
激光自混合测速技术一般采用快速傅里叶变换法[8]。但快速傅里叶变换是以分析平稳信号为前提的,当物体运动具有加速度时,输出信号是时变信号,仍然采用傅里叶变换来分析输出信号时会出现如下问题:1)输出信噪比损失,导致检测性能下降;2)对Doppler频率检测的固有分辨力下降[9]。因此对变速问题的测量不能用快速傅里叶变换的方法。
由于自然界的许多信号,其相位都是时间t的连续函数。根据Stone-weierstrass理论,在有限观测时间内,任何时间t的连续函数均可用t的高阶多项式一致逼近。当信号相位被表示成时间t的高阶多项式形式时,该信号亦被称为多项式相位信号(Polynomial Phase Signals,PPS)。在此我们想到,当物体做变速运动时,激光自混合的输出信号是否可以表示成多项式相位信号,当能够表示成多项式相位信号时,我们就能够用提取多项式相位参数的方法来得到物体的运动信息。经过理论推导,当物体做变速运动时,激光自混合的输出信号可以表示成相位多项式信号。因此本文提出用基于相位多项式的方法来研究激光自混合变速测量的问题。
本文首先介绍了基于多项式相位参数提取的信号处理算法,然后推导了物体做变速运动时,激光自混合输出信号的多项式相位表示式,即建立了激光自混合用于变速测量的仿真模型,最后基于多项式相位参数提取的方法对激光自混合变速测量的问题进行了仿真分析,成功获得了物体的运动信息。
1 基于相位多项式的处理算法
当一个信号可以表示成如下的形式时:
我们就称其为多项式相位信号。其中M为多项式相位信号的阶数。
对于给定值τ(τ≠0),定义信号的高阶瞬时矩(High-order Instantaneous Moment,HIM)为
此处,,而代表组合操作,τ为延迟参数,可以根据不同的情况设定。
通过上式可以计算出信号的一、二阶瞬时矩为
更高阶的瞬时矩也可以定义成如下的递推形式:
不难得出,式(1)的M阶瞬时矩具有如下所示形式:
其中:ω=M!τM-1aM;φ=(M-1)!τM-1aM-1-05.M!(M-1)!τMaM。
即具有式(1)形式的M阶PPS信号的M阶瞬时矩为单频信号,其频率与最高阶相位系数aM成正比。从而对M阶瞬时矩做离散傅里叶变换,再估计其峰值点的频率,即可实现aM的估计。通常,称M阶瞬时矩的离散傅里叶变换为高阶模糊函数(High-order Ambiguity Function,HAF)。
由式(1)M阶瞬时矩的高阶模糊函数通过下式可以估计出多项式相位系数:
假设信号如式(1)所示,多项式逼近阶数设定为M,则估计多项式相位系数的算法如下:
1)令m=M,gm(t)=s(t);
2)利用式(2)或式(6)计算gm(t)的m阶HIM,HIMM(s(t);τ);
3)对HIMM(s(t);τ)做快速傅里叶变换得到|HAFM(s(t);ω,τ)|;
6)令m=m-1,如果m>1,转到2)。
2 激光自混合变速测量信号的相位多项式表示
F-P腔镜模型具有简单、直观的特点,常用于分析自混合干涉现象。考虑被测物体反射面,将自混合测速仪等效为三镜腔模型,如图1所示,r1和r2构成激光器的内腔;r3与外部运动物体表面构成激光器的外腔。三镜面的反射系数分别为r1、r2和r3。
由三镜腔模型可得激光器阈值增益和输出光频率变化关系式[10]:
式中:go为初始增益;gth为阈值增益;f=fo+∆f,fo为激光器的初始频率,∆f为频率变化量;τ=2L/c为光在内腔往返所用时间;τext为光在外腔往返所用时间;ξ=r31(-|r2|2)/r2为外腔光耦合系数;α为激光器线宽展宽因子。
由式(8)可知激光器阈值增益gth被反馈光调制。由于激光器输出功率比例于激光阈值增益,因此,激光器输出功率也被反馈光调制,输出光功率可表示为:
由式(9)可知,激光器输出功率p随外腔长度Lext变化而呈周期性变化。当物体以速度v远离激光器运动时,其运动方向与光轴的夹角为θ,外腔长度可表示为L′ext=Lext+vtcosθ(逆向运动时-v),这时τext=2(Lext+vtcosθ)/c,代入式(9)得:
从式(10)可以看出,激光器输出功率的波动频率为
即,自混合频率刚好和物体的多普勒频移fD相同。因此,可以根据激光器输出功率的变化得到频率变化fD,进而得到物体的速度,这也是激光自混合测速的一般原理,其测量系统示意图见图2。
由式(10)和式(11)可知,当物体的速度v恒定的时候,对式(10)进行快速傅里叶变换可求得物体的多普勒频移,进而通过式(11)求得物体的运动速度。但是当物体以变速运动时,该方法不再可行。
假设物体以变速运动,具有恒定的加速度a,则v=vo+at,将v代入式(10)并将其写为指数形式为
令:a2=(4πfacosθ)/c;a1=(4πfvocosθ)/c;E=pomexp[(i4πfLext)/c]。则式(12)可写为
为便于后续信号处理,将式(13)改写为如下形式:
可见当物体以恒定加速度做变速运动时,激光自混合的输出信号可以表示成二阶的多项式相位信号。至此激光自混合变速测量信号的相位多项式表示式建立。
3 数值仿真验证
由式(14)可知,当物体以恒定加速度做变速运动时,激光自混合的输出信号具有二阶的多项式相位信号的形式。因此可以用基于相位多项式的处理算法对其进行信号处理。为了评估该算法对激光自混合变速测量是否有效,下面我们对其进行了仿真试验。
设物体运动的初速度为vo=12 mm/s;加速度为a=78 mm/s2,则激光自混合的输出信号是一个二阶PPS信号,即线性调频(Linear FM,LFM)信号。假设E=1,则输出信号可写为
取c=0.5,α=5,λ=780 nm,θ=0,Lext=6×10-2 m,则可以得到输出信号的参数如下:a1=3.076 9×104,a2=2×105。
如用传统的快速傅里叶变换对其进行分析,仿真结果如图3所示。由频谱图可以看出,输出信号不再是一个单频信号,用FFT法估计Doppler频率的方法失效。而用基于相位多项式的参数估计方法可以很好的估计出输出信号的参数。在SNR=-21dB的情况下的仿真结果如图4所示,估计出的参数值为:,从而速度和加速度的估计值为:,可见在很低的信噪比情况下,该方法都能得出很高的测量精度。
但当信噪比进一步降低为SNR=-24 dB时,估计性能下降,如图5所示。可以看出,信号已经基本被噪声淹没,无法得到正确的估计。
4 结论
本文首次讨论了激光自混合变速测量的问题。推导了激光自混合变速测量信号的相位多项式表示式;在此基础上,提出了一种基于相位多项式的激光自混合变速测量方法。通过仿真分析证明:该方法能有效获得匀变速运动物体的速度及加速度信息,并且具有良好的抗噪性能。
相对于FFT计算出的平均频率,该方法能够获得多普勒频率的瞬时值,得到物体实时速度(匀变速运动),但对变加速度运动测量是否有效,需要进一步探索。另外,在仿真分析的时候只考虑了加性噪声的影响,当物体做变速运动时,是否会带来乘性噪声的影响还有待于试验研究。
本文对激光自混合用于变速测量的可行性和信号处理方法进行了有益的探索,后续将开展相应的实验验证工作。
摘要：激光自混合能有效用于匀速运动物体的速度测量,为了加速激光自混合用于物体速度测量的实用化进程,对激光自混合用于变速运动物体的速度测量进行了探索。引入了基于多项式相位参数提取的信号处理算法;基于激光自混合的测速原理,推导了激光自混合用于变速测量时输出信号的多项式相位表示式,也即建立了激光自混合用于变速测量的仿真模型。通过仿真分析证明:在激光自混合变速测量中采用基于相位多项式参数提取的方法,可以获得物体运动的速度和加速度信息;该方法在较低信噪比的情况下仍然适用。
关键词：变速测量,多项式相位,快速傅里叶变换,自混合干涉,激光测量
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混合动力变速箱 篇5
中国自主自动变速器产品与国际发达水平相比还相对落后, 尤其是在研发与制造领域。在国内已经举办了五届的“中国汽车自动变速器产业化国际研讨会”一直致力于促进国内的产业链企业交流与合作, 推动中国汽车自动变速器的产业化进程。会议聚集中国汽车生产企业、国内外自动变速器研发生产企业、汽车自动变速器加工装备测、试验装置和装配线生产企业、汽车四大类自动变速器 (AMT、AT、CVT、DCT) 产业链上的国内外相关企业和高等院校。围绕中国汽车自动变速器产业化这一主题进行产品和技术介绍, 目的就是联合自动变速器上下游企业, 共同探讨做强中国自主变速器产业化之路。
在CTI论坛顾问委员会主席、德国伦瑞克工业大学教授费里特·库曲凯看来, 中国汽车工业应该将合资政策扩展至汽车零部件供应商领域, 只有这样, 中国的汽车零部件供应商企业才能从合作厂商那里学到更多的技术。他说:“中国的变速器企业应进一步加强自主研发。中国政府已经开始制定自动变速器的一系列标准, 这项措施将极大地推动中国变速器企业的研发及生产。同时, 中国的企业应增进彼此间的合作。另外, 他们也应通过与西方变速器企业以及科研院校合作以提升自身的技术水平, 尽快将最新的技术转换为产品。”
适应中国市场的变速器:自动变速器
在中国, 绝大多数的汽车都集中在交通密集的大型城市中。因此, 对于油耗及驾驶安全来说, 自动换挡的变速器更加适合中国市场。自动换挡的变速器有4种:传统的自动变速器AT、双离合变速器DCT、无级变速器CVT以及自排挡变速器AMT。
(1) AMT。基于手动变速器原理, 对离合器和换挡机构的操作实现了自动化。根据汽车行驶情况, 控制器可以通过液力或电子执行机构对离合器实现开启或闭合, 同时对挡位进行控制。但是由于在换挡过程中汽车的牵引力需短暂中断, 导致汽车的加速度不连续, 由此, AMT变速器的舒适性相对偏低导致其不适应乘用车市场。但从另一方面来看, AMT变速器在效率及燃油经济性上有不小的优势, 因此对于商用车变速器来说是值得考虑的方案之一。
CTI论坛顾问委员会主席、德国伦瑞克工业大学教授费里特·库曲凯
(2) DCT。中国的变速器企业都有着非常丰富的研发和生产手动变速器的经验。由于双离合变速器与手动变速器的齿轮箱非常相似, 这些经验完全可以用在双离合变速器的研发和生产上, 而用于生产手动变速器的机床也可以用于双离合变速器的生产。基于这个原因, 中国变速器企业已经有能力自主研发和生产中国自己的双离合变速器。但在少数一些部件上, 例如离合器, 还需借助外国厂商的帮助。
AMT
DCT
(3) AT以及CVT。两者的结构都更加复杂, 研发中的挑战性更大, 所需的核心技术知识更深。这尤其涉及到齿轮组的结构、液力变矩器、自动变速器中的换挡装置以及无级变速器中的滚轮以及执行机构的研发。
从另一方面来说, AT对于中高级车极为重要, 因为这一级别的汽车对舒适性的要求很高, 恰恰在这一方面, 自动变速器能提供最佳的起步、换挡舒适性和起步动力性, 这也是为何自动变速器在全球所有自动换挡的变速器市场中占最多份额的原因。因此, 中国的变速器企业继续加大对自动变速器技术的研发是尤为必要的。
AT
CVT
无级变速器C V T在日本、美国及中国的重要性以及市场份额自2000年来一直在不断上升。而在欧洲市场上, 各大汽车厂商在近10年来将重点放在了双离合变速器上, 停止了无级变速器的业务。这里一个重要的原因是CVT变速器的“涡轮效应” (汽车加速时发动机转速和声音保持恒定) 。这个特性导致了装有CVT变速器的汽车不能被广大的欧洲客户所接受。此外, CVT变速器与其他变速器类型相比, 在传输效率、最大传输转矩、减速比率3个方面还有待提高。
基于中国客户的驾驶风格和中国的交通状况, 同时也由于CVT变速器在最近10年的长足发展, CVT变速器将在中国市场上扮演举足轻重的角色, 并将不断获得更大的市场份额。
提高燃油经济性和减少雾霾:变速器作用巨大
由交通所带来的雾霾实际上是与燃油经济性直接挂钩的, 所有能提高燃油经济性的措施都能间接地减少雾霾。这里必须提到的是, 城市中雾霾的绝大部分是由火力发电站和热电站煤的燃烧产生的。
降低燃油消耗、提高燃油经济性是当今全球汽车业界的核心主题, 而变速器在这里扮演着一个核心的角色。由于新能源汽车的发展还需要很长的一段时间, 因此, 在接下来的30年内, 燃油发动机仍然会被广泛使用。因此, 继续研发高效率的传统传动系统在长期来看依然尤其重要。实现这一目标的一个有效方案是在变速器内集成一到两个电动机, 从而实现所谓的“主动变速器”。
这类变速器有着以下的一些特征:
(1) 变速器内包含有电动机、功率电子装置、执行器、传感器、控制器。可以在变速器内将电能转换为机械能从而实现汽车驱动。
(2) 变速器的主要功能与传统变速器一样, 仍然是转速和转矩的转换。
(3) 为实现“主动变速”, 变速器可以与汽车内所有模块进行通信交流, 特别是与驱动系统、底盘系统、驾驶辅助系统以及车载资讯娱乐系统通信。
(4) 变速器内配备有一套先进的控制策略, 以实现各项性能的最优化。这其中包括驾驶性能、舒适性、动力性、燃油经济性、最大行程以及驾驶的安全性。为实现以上的目标, “主动变速器”中的执行装置除了有换挡的任务之外, 还可以根据驾驶情况将发动机或电动机与传动系统分开, 在适当的时候再将其闭合。
由于以上所述的特征, 主动变速器将在混合动力汽车 (HEV) 以及插电混动汽车 (PHEV, 最大电动行程20~50km) 中广泛使用。与传统汽车相比, 这类新能源汽车将提供更好的燃油经济性。在法定的测试循环中, 混合动力汽车的燃油经济性可以比传统汽车提升20%~30%, 插电混动汽车则可以最高提升70%。
结语
当前, 世界上每4辆轿车中就有1辆是在中国出售的, 作为汽车产销大国的中国汽车工业的动态已在影响着全球汽车工业的发展。由于汽车保有量不断增长所带来的环境、交通、能源压力越来越突出, 到2020年国内车辆总体要减少30%的燃油消耗量和乘用车平均油耗降至5L/百公里的目标并不是说说而已。变速器在其中起到的作用不仅是换挡那么简单, 还肩负着节能减排的重任。
混合动力变速箱 篇6
新能源汽车作为新型绿色环保交通工具[1,2]，其动力源电机具有过载能力强、调速范围宽等特性，理论上可省略变速器，但是电机直接驱动车辆仍存在一些尚未解决的问题，缺少变速器也使得电机不能很好地利用高效区，不利于车辆的经济性。
郭孔辉等[3]推荐在新能源汽车驱动系统中增加两挡变速装置以改善车辆的动力性与经济性；秦大同等[4]对搭载无摩擦式离合器的两挡自动变速器电动汽车完成了整车参数的匹配和优化；刘成[5]对搭载无离合器两挡自动变速器（AMT）的纯电动汽车换挡性能及整车控制策略进行了研究；顾强[6]对搭载双离合器式自动变速器（dual clutch transmission,DCT）的纯电动汽车传动系统协调控制进行了研究。上述研究成果表明，采用两挡变速器可以较好地兼顾电动汽车低成本、高动力性、长续航里程的综合要求[7]。
但目前一般纯电动汽车变速方案均是继承内燃机汽车传统变速器方案而来的，缺少有针对性的专有方案。电动汽车变速器挡位数要求较少，精确的换挡控制带来的性能提升与成本降低不能同时兼顾。本文从实际应用出发提出单作动件换挡机械式变速器，换挡动作采取人工操作方式，传递布局与两挡AMT传动系统的拓扑结构基本一致，区别在于取消了换挡同步器与拨叉控制机构，取而代之的是摩擦片式离合器与超越离合器的组合，这样能够在保证换挡特性和整车性能的前提下具有成本优势。
1 机械式变速器系统传动机理
动力换挡式机械变速器（2-speed uninterrupted shift transmission,2-speed UST）是在吸收定轴式变速传动技术的基础上提出的一种动力换挡式机械变速器，通过操纵摩擦片式离合器的接合与分离，实现超越离合器与摩擦片式离合器交替工作从而完成Ⅰ挡与Ⅱ挡间的动力切换和传递。驱动系统结构如图1所示，由电机，Ⅰ、Ⅱ挡齿轮副，摩擦片式离合器，超越离合器与驱动桥组成。
电动汽车Ⅰ挡行驶时，动力经Ⅰ挡齿轮副、超越离合器、驱动桥送往车轮。此阶段摩擦片式离合器不接合，车辆处于Ⅰ挡稳态行驶阶段。
需要转入Ⅱ挡行驶时，逐渐接合摩擦片式离合器，换挡过程经转矩相阶段至惯性相阶段，受传动速比关系约束，电机转速开始下降，而车轮端转速基本保持稳定，超越离合器内外圈产生转速差而将自动转入超越状态，退出传递动力。电机输出的动力将自动切换至Ⅱ挡回路，动力经摩擦片式离合器、Ⅱ挡齿轮副、驱动桥送往车轮，车辆进入Ⅱ挡稳态行驶阶段。
电动汽车由高挡向低挡切换时，先经惯性相阶段再至转矩相阶段。摩擦片式离合器逐渐打开并产生滑摩，进入惯性相后，Ⅱ挡传递动力逐渐下降，电机转速升高，超越离合器内外圈转速差逐渐减小，此阶段动力仅由高挡传递。待超越离合器内外圈同步时，降挡过程由惯性相切换至转矩相，高低挡同时传递动力，直至摩擦式离合器分离，转矩相结束，动力将切换到Ⅰ挡。
特别要强调的是，上述挡位切换过程在转矩相阶段完成高低挡回路动力交替，在惯性相阶段仅高挡传递动力，辅助以电机的协同控制，动力切换可以做到平稳交替，车轮端输出扭矩没有动力中断的现象，换挡质量可与DCT相当。
同时也要看到，由于超越离合器单向传递动力的特性，所以变速器在Ⅰ挡时不能实现倒车和制动能量的回收。
2 动力学模型推论
为更好地说明2-speed UST动力换挡过程中转矩相和惯性相的特点，本文建立换挡动力学模型如下。
车辆传动系统是一个连续的多质量、多自由度系统，而电动汽车传动系统是电机-变速器一体化的驱动模式，电机和变速器直接耦合，系统中没有扭转减振器等减振元件[8]。为便于建立变速器数学模型，需要对系统做一些简化[9]。
该变速器传动系统简化模型如图2所示，依据2-speed UST的工作原理，以升挡为例说明三个不同状态的变速器纵向动力学特性，包括Ⅰ挡行驶阶段（含转矩相阶段）、换挡过程的动态过渡阶段（升挡惯性相阶段）和Ⅱ挡行驶阶段。
2.1 Ⅱ挡动力学模型（含转矩相阶段）
汽车Ⅰ挡行驶时，超越离合器处于接合状态，与Ⅰ挡从动齿轮相连的超越离合器主动部分与输出轴同速旋转，可得Ⅰ挡行驶时动力学方程如下：
式中，i1、i2、idiff为Ⅰ挡、Ⅱ挡、主减速器速比；Jm、J1、J2为电机、输入轴、输出轴的等效惯量；Jdiff为差速器、驱动桥当量转动惯量；J1b为与Ⅱ挡主动齿轮相连的摩擦片式离合器从动部分等效转动惯量；J2b为与Ⅰ挡从动齿轮相连的超越离合器主动部分的等效转动惯量；Kw、Cw为车轮的等效刚度和阻尼；Tm、Tfc、Tg1、Tg2、Tout、Th分别为电机、摩擦片式离合器、Ⅰ挡齿轮、Ⅱ挡齿轮、输出轴输出和半轴输出力矩；分别为电机、输出轴、差速器角加速度；为与Ⅱ挡从动齿轮相连的摩擦片式离合器部分的角加速度；为差速器角速度；θdiff为差速器扭转角。
此阶段各惯量间速比关系如下：
如果忽略轮胎刚度Kw和阻尼Cw，由式（1）～式（4）可得Ⅰ挡行驶时的动力学微分方程如下：
2.2 惯性相阶段动力学模型
惯性相阶段变速器传动系统速比从i1过渡到i2，这个特点避免了换挡的动力中断。此阶段超越离合器始终处于超越状态，换挡过程变速器传动系统的动力学方程如下：
式中，θ¨2b为与Ⅰ挡主动齿轮相连的超越离合器部分的角加速度。
此状态各惯量间速比关系如下：
由式（1）、式（6）得
由式（4）、式（7）、式（8）可得
2.3 Ⅱ挡行驶动力学模型
汽车Ⅱ挡行驶时，动力完全经摩擦片式离合器传递，与Ⅱ挡主动齿轮相连的摩擦片离合器从动部分与输入轴同速旋转，Ⅱ挡稳态行驶的动力学微分方程为
2.4 换挡过程分析
整个升挡过程分为转矩相和惯性相阶段，有升挡需求时，摩擦片式离合器接合，升挡过程进入转矩相；当超越离合器传递扭矩为零时，其内外圈产生转速差而转入超越状态，换挡过程从转矩相切换为惯性相。
摩擦片式离合器传递扭矩Tf c在转矩相以前为零，进入转矩相后，超越离合器仍处于接合状态，但Ⅰ挡齿轮传递扭矩Tg1会逐渐减小，同时Ⅱ挡齿轮传递扭矩Tg2会增大，超越离合器在此并不是一个开关控制单元，其传递的扭矩随摩擦式离合器接合度的连续变化而变化，整个转矩相变速器仍是以Ⅰ挡速比传动，根据Ⅰ挡行驶动力学微分方程，由于i1>i2，故在转矩相差速器输出扭矩会逐渐减小，但不存在跳跃变化等非线性变换特征。
进入惯性相后，由式（9）、式（10）可知，电机输出扭矩Tm与离合器传递扭矩Tfc是换挡品质控制的关键因素，此阶段由人工操纵离合器，传递扭矩不断增大，从而得以保证动力换挡的实现，当离合器滑摩结束时，升挡完成，车辆进入Ⅱ挡行驶阶段。
如前文所述，驱动降挡过程也分为惯性相和转矩相阶段，换挡性能分析与升挡相类似，在此不再赘述。
3 动力换挡功能验证
根据2-speed UST换挡过程数学模型，建立整车仿真模型并搭建换挡功能实验台，验证2-speed UST动力换挡特性。
3.1 整车动力学模型
建立仿真模型时，以某品牌低速电动车为参考对象，其基本参数如表1所示，仿真时设定传动效率为0.9，滚动阻力系数为0.015。
3.1.1 电机选择
根据文献[10]可计算并确定满足汽车性能的电机，结果如表2所示。
3.1.2 整车模型建立
根据MATLAB/Simulink软件提供的图形化建模和仿真功能，建立了2-speed UST与2挡DCT传动系统纵向动力学仿真计算模型，其中2-speed UST仿真模型如图3所示。
驾驶员模型主要控制电机的转矩需求和摩擦式离合器接合程度，2-speed UST在驱动工况下的换挡需求由驾驶员决定，在制动工况下由于其结构的限制，Ⅰ挡的制动能量不能实现回收，故在制动工况下不进行降挡。
3.2 换挡仿真分析
根据建立的传动系统仿真模型，完成2-speed UST换挡功能仿真。汽车以Ⅰ挡起步，换挡时驾驶员介入，通过控制离合器接合度实现挡位的切换。考虑到人工操作的特点，本文摩擦片式离合器采用最简单的线性控制，假定作用在制动踏板上的力为恒定值，离合器摩擦片压紧力以固定斜率变化，为改善换挡时的冲击度，对电机需求转矩进行控制[11]，这样可以保证变速器挡位的快速切换，同时换挡过程较平稳且冲击度较小。
以升挡过程为例说明换挡过程变速器转速和扭矩的变化情况如图4、图5所示。
车辆在t0前以Ⅰ挡稳态行驶，动力完全经超越离合器传递。t0时刻有升挡需求，摩擦片式离合器开始接合并转入滑摩状态，换挡过程进入转矩相，超越离合器传递扭矩逐渐减小，但其内外圈转速仍是同速旋转，传动系统速比处于Ⅰ挡速比。
t1时刻超越离合器转入超越状态，换挡过程从转矩相进入惯性相，为使离合器快速同步，且同时降低换挡过程滑摩功，此时应降低电机需求力矩，如图6所示。t2时刻滑摩结束，变速器升挡完成，车辆进入Ⅱ挡行驶阶段。为降低动静转换时的冲击度，此时应主动提高电机的需求转矩，此后要逐渐减小转矩至恢复到驾驶员需求。
在图4所示换挡过程中，车辆输出扭矩曲线1没有动力中断的现象，验证了2-speed UST方案动力换挡性能。通过电机输出扭矩的控制，使整个升挡过程冲击度控制在10m/s3以内（图7），整个换挡过程滑摩功为4.8kJ，换挡效果较好。
在爬坡等驱动工况下有降挡需求时，同样需要辅以合适的控制策略，在惯性相主动提高需求转矩，换挡转入转矩相后，降低电机需求转矩以便超越离合器内外圈转速能够快速同步，换挡过程输出转矩如图8所示，同样不会有动力中断的现象出现，其挡位切换过程变速器变化情况如图8～图11所示。整个降挡过程冲击度控制在10m/s3以内，如图10所示。整个换挡过程滑摩功为2.2kJ。
3.3 台架试验验证
为验证2-speed UST动力换挡特性，在试验台架上搭建换挡功能试验台，如图12所示，试验台参数如表3所示。
在整个实验过程中离合器接合度线性变化，电机不加控制仅以恒力矩方式输出，升挡实验曲线如图13、图14所示。
比较图4和图13可知，换挡前转矩为恒值，转入转矩相后，转矩逐渐减小，而后切换至惯性相，由于摩擦式离合器滑摩转矩逐渐增大，且在这一过程中没有加入电机控制，故在换挡完成时由于摩擦离合器动静转换会产生较大的冲击，实验结果与仿真的输出转矩变化趋势是一致的，这也证明了该变速器换挡原理的可行性，但在换挡结束时动静转换引起的冲击不利于车辆的舒适性。如在离合器微滑摩阶段配合电机的输出力矩控制，可以进一步改善换挡过程的冲击度[12]。
4 整车应用
在换挡功能得到验证的基础上，利用上述仿真模型，研究变速器在整车上的应用。
4.1 动力性仿真
从图15可以看出，在使用相同电机的前提下，采用2-speed UST的电动汽车的动力性较固定减速比的电动汽车的动力性有较大的提高，其0～50km/h起步时间从4.29s缩短到3.52s，缩短了20.5%,0～100km/h加速时间从12.7s缩短到11.96s，缩短了6.19%，加速性能得到较好的提升，此外，Ⅰ、Ⅱ挡能够达到的最高车速分别为60km/h和102km/h。根据仿真计算可知，在进行Ⅱ挡倒车时以15km/h车速行驶爬坡度可达到25%,0～30km/h加速时间为2.45s，Ⅱ挡倒车和爬坡度满足《纯电动乘用车技术条件》动力性的要求。
4.2 经济性仿真分析
图16是在欧洲城市经济循环工况（ECE）下2-speed UST电动车仿真结果，可看出，车辆可以很好地跟随目标车速，电机的工作效率在0.7～0.93之间。在电池充满电状态下，完成ECE循环后，电池荷电状态（state of charge,SOC）减少到99.09%，整车能耗为477kJ，较固定减速比车辆减少3.05%的耗电量。
由于2-speed UST在Ⅰ挡制动时不能实现能量回收，故其在减速阶段不采取降挡动作，整个减速过程以Ⅱ挡行驶，为分析该特性对经济性的影响，选用ECE工况得到不同换挡车速下的整车能耗，并与采用固定减速比和两挡DCT的车辆仿真结果进行对比，结果如表4所示。
由表4可知，搭载变速器能够有效提高电动汽车经济性，随着换挡车速的提高能耗会稍有增加，2-speed UST与2挡DCT相比由于在Ⅰ挡制动时能量不能回收，故经济性稍逊一筹，但考虑其作为机械式变速器在机械结构和换挡控制等方面的成本优势，2-speed UST具有非常好的工程应用前景。
5 结语
本文提出了一种面向纯电动汽车用两挡动力换挡式机械变速器，推导了2-speed UST动力学模型，通过对换挡过程的分析建立了换挡控制策略。
基于MATLAB/Simulink平台建立整车仿真模型并搭载试验台对模型进行了验证，结果表明：换挡过程摩擦片式离合器虽然仍采用人工操纵方式，但可避免变速器换挡动力中断现象。辅助合理的电机协同控制，可以较低的成本实现良好的动力换挡性能，也避免了DCT换挡时必须精确搭接控制的限制。
此外，加装2-speed UST的电动汽车在动力性和经济性上均有良好的提升，作为机械式变速器在成本上较自动变速器具有优势，具有良好的工程应用前景。
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混合动力变速箱 篇7
1 液力机械式自动变速器概述
当前, 液力机械式自动变速汽车发展较为迅速, 受到广泛的欢迎, 这与液力机械式自动变速器的应用是分不开的。液力机械式自动变速器包括液力变矩器、行星齿轮机构、液压操作及控制系统几个部分, 与传统手动变速器相比, 其具有较为显著的优点。例如, 液力机械式自动变速器操作非常简单, 而且省力, 有效的保证的行车的安全;在汽车行驶过程中, 能够在最合适的时间进行换挡, 避免发动机和传动系过载, 延长汽车其他零件的使用寿命;液力机械式自动变速器的适应性非常好, 降低了有害气体的排放, 减少换挡带来的冲击。但是, 液力机械式自动变速器也有一定的缺点, 复杂的结构使其造价成本较高, 而且后期维护修理不方便;汽车的传动效率较低, 液力变矩器的效率为80%左右, 降低了汽车的燃油经济性。
2 液力机械式自动变速汽车动力性计算数学模型分析
2.1 发动机和液力变矩器的匹配计算。
液力变矩器是液力机械式自动变速器的基本组成部分, 在进行发动机和液力变矩器的匹配计算之前, 需要了解发动机和液力变矩器的特性。首先, 发动机特性。发动机具有两个特性, 分别是万有特性、转速特性。发动机带有两级调速器的具有万有特性曲线, 公式为Ge=Pege/1000。发动机可以根据该公式进行计算, Pe代表发动机的功率, ge代表油耗率, 说明发动机的万有特性曲线与发动机功率和油耗率成正比。转速特性。转速特性是汽车在不同油门开度下发动机扭矩和油耗量关于转速的变化曲线, 通过将其进行一定间隔离散化通过矩阵的表现形式进行信息输入, 就可完成其特性模拟。当数据的间隔较小时, 可直接应用矩阵表示发动机转速特性, 当数据间隔较大时, 要通过二乘法进行数据拟合, 然后根据转速器特性线进行直线方程描述。其次, 变矩器特性。变矩器的特性曲线和速比、变矩比、泵轮扭矩系数和变矩器效率有关。在进行发动机和液力变矩器的匹配计算时, 除了要考虑发动机及液力变矩器的特性, 还要考虑发动机与变矩器共同工作的输出特性和输入特性。发动机与变矩器的输出特性公式为MT=KMp=KMe, 输入特性公式为Mp=λγD5n2p。[1]
2.2 汽车动力性能计算。
汽车动力性能计算主要考察一下几方面特性, 第一, 汽车的牵引特性。当辅助机械变速器处于一个挡位时, 发动机根据挡位的变化进行油门的调节, 进而产生涡轮转速, 其挡位与油门开度与汽车的涡轮转速成正比。第二, 汽车行驶阻力。汽车行驶阻力主要和车重、滚动阻力系数、坡度角、空气阻力系数、迎风面积及车速有关, 其公式为Fz=Gfcosθ+CDAv2/21.15+Gsinθ+δGdv/gdt。第三, 最高行驶速度。绘制最高行驶速度曲线主要是根据最高档的发动机油门开度和驱动力随车速进行的, 将坡度阻力和加速阻力忽略不计时, 可得到驱动力随车速变化曲线的公式, Fz=Gfcosθ+CDAv2/21.15。第四, 最大爬坡度。理论上, 汽车驱动力达到最大驱动力时能够爬上最大的坡度, 但此时车的速度为零, 没有实际意义, 所以, 要定义最低爬坡速度。在计算汽车的运输效率时, 主要考虑汽车的驱动功率。在进行最大爬坡度计算时要充分利用发动机功率, 保证最大程度的驱动功率, 控制变矩器在有效的范围里。在汽车驱动力—行驶阻力平衡图上绘制变矩器效率曲线, 根据公式F11=f3 (v11) 可知, 发动机的驱动力随着车速的变化而变化, 因此, 最大爬坡度也要根据车速进行计算。第五, 加速时间。加速时间包括原地起步加速时间和超车加速时间, 这部分时间的主要根据车速的换档点来计算。[2]
3 液力变矩器的数学模型建立
液力变矩器主要在汽车传动系中得到应用, 其与传统手动换挡机械变速器相比具有较大优势, 改变车辆行驶稳定性差的缺点, 延长了汽车部件的使用寿命, 充分的利用了发动机的功率, 体现了无极变速的优越性, 满足人们对汽车行驶方面的要求。液力变矩器的数学模型建立主要分为两方面, 分别是静力学模型和动力学模型。两种模型建立存在一定的联系, 主要是分析液力变矩器各个部件的工作特性, 根据各自的特性来建立静态的数学模型, 再根据静态模型建立动态模型。下面进行分别讨论:[3]
3.1 液力变矩器静态数学模型建立。
液力变矩器的静态数学模型主要是分析各部分部件的特性, 再根据部件的特性进行静态模型建立。首先, 泵轮的工作特性。泵轮在液力变矩器中具有较大作用, 泵轮旋转时, 叶片对液流具有较大作用, 使液体随着牵引力做圆周运动, 这样就会产生相对运动速度和绝对运动速度。根据液流进入和流出叶片的速度和方向上发生变化, 使液体的动量矩存在差异, 这也是泵轮的转矩通过叶片作用的结果。其次, 涡轮的工作特性。泵轮流出的高速液体冲击涡轮叶片, 这样将叶片将液体上的能量转化为涡轮上的机械能, 将液流速度降低时, 机械能也降低, 这样, 液流在速度和方向上就会发生一定大的变化。涡轮叶片改变液流的动量矩, 使涡轮轴获得液流作用的转矩。因为液流在涡轮流道内的运动与泵轮相同, 都是通过叶片与涡轮相对运动和牵连运动组成的, 这就使液流的动量矩随着液流的速度大小和方向发生改变。液力变矩器的静态模型主要依靠泵轮、涡轮等工作特性的分析来导出相关特性方程, η=-TTnT/TBnB=Ki。
3.2 液力变矩器动态特性数学模型建立。
液力变矩器在非稳定工作情况下, 也就是在加速、减速、制动等情况下, 其动态工作特性主要和泵轮、涡轮的动态转矩有关, 还与泵轮、涡轮的角速度以及转速比有关。在不考虑机械损失的情况下, 根据牛顿定律, 液力变矩器泵轮和涡轮的转矩和主要旋转元件的转动惯量相关, 而且还要根据泵轮及涡轮叶片间的流道的几何参数的形状因素有关。在不稳定的工作情况下, 液力变矩器的动态液力转矩是根据静态液力转矩的惯性力矩呈正比的, 该惯性力矩有工作液体沿工作腔方向循环流动的惯性力矩和随泵轮或涡轮一起旋转产生的惯性力矩组成。通过改变液力变矩器的进出口油压能够对变矩器的循环流量进行改变, 忽略工作液体沿工作腔方向的循环流动惯性力矩, 进而首先对动态模型建立的简化。
结束语
综上所述, 液力机械式自动变速汽车逐渐成为当今汽车市场的主流, 液力机械式变速器的使用提高了汽车的很多性能, 让汽车在各个方面条件满足用户的要求, 通过对液力机械式自动变速汽车动力性计算数学模型建立, 能够进一步提高汽车的动力性能, 为汽车进一步改进奠定基础。
参考文献
[1]国务院发展研究中心产业经济部, 中国汽车工程学会, 大众汽车集团 (中国) .中国汽车产业发展报告 (2009) , 社会科学文献出版社, 2011.
[2]徐佳曙.基于硬件在环控制的液力机械自动变速传动系统参数匹配与实验研究[D].重庆:重庆大学, 2012.