自动换挡（通用10篇）
自动换挡 篇1
同步器是双离合器自动变速器换挡性能的关键部件, 采用同步器不仅可以使换挡轻便、减少冲击与噪声, 而且还能使换挡迅速, 减轻驾驶员的劳动强度。因此, 在DCT自动换挡中, 合理控制好同步器的动作是直接影响汽车换挡性能优劣的关键。针对驾驶工况中的静态换挡, 本文提出了开环换挡力控制的不足之处, 并提出了优化的换挡力控制方法。
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
优化的换挡力策略能够实时配合同步器的变化情况。在实车上采用优化的换挡力之后, 由于添加了阻尼力造成换挡时间有所延长, 但能够保证整个换挡时间在要求范围内, 换挡噪声和换挡失败的概率下降的优势显而易见。
随时“换挡” 篇2
妹妹在电话里向我诉苦：“我一心扑在事业上，赚的钱不比他少，为什么回家后不能彻底放松一下，还受他这份窝囊气呢？”虽然妹妹是亲妹妹，但是我一点也不向着她。妹妹是一家公司的部门经理，与妹夫结婚三年。妹妹从小在家养尊处优，之后成功考上大学，顺利地应聘到了经理这个职位。在公司，妹妹被人前拥后簇，高高在上，回到家还是一副经理的姿态，对妹夫呼之则来，挥之则去。时间久了，妹夫不乐意听她的使唤，俩人矛盾就来了。我笑着应答妹妹：“妹妹，你把场所搞错了，回到家，你是一个妻子，应该从‘工作经理’转变成‘家庭经理’！”
妹妹的诉苦使我想起了一个熟人，她是政府高级官员，性格很坚强，她怕把工作中的 “高高在上”带到家庭中来，每天下班后，在从办公室回家的路上，她坐在车里听唱片或者随着唱片大声唱歌。在见到家人之前，她就是以这种方式使自己放松、心情愉悦的。
还有一位朋友，在一家工厂做工，工作量非常大，每天下班时都累得精疲力尽。家里还有丈夫和孩子在等着她回家，为了不影响他们，她提起精神，在下班回家的路上，以观赏沿途风景的方式来消除疲劳，等到到家时，就顺利地“换挡”。
许多大城市的妇女下班乘地铁时，会专心致志地读书；还有一些开车的妇女在车内放轻音乐。我想，目的都是为了回家后做好妻子和母亲。很多女人在结束一天工作后精疲力尽，几乎没有其他精力，但是只要踏进家门，你就必须忘记你是一个严厉的经理或是单位的领导，这时候，你是妻子和母亲。
不管你朝九晚五做什么，一个女人对于一个家庭来说，需要做的就是家庭领导这个角色。在单位，你可能是秘书、档案员或者是装配生产线上的一位工人；回到家，你就是“一家大公司的经理”，管好自己的家庭，必须卸掉工作的帽子。
自动换挡 篇3
关键词：杠杆法,行星齿轮系,制动器,自动换挡装置
0 引言
浮吊属于大型起重机械装备, 广泛应用于海上打捞、深海施工、集装箱搬运等工程领域。在浮吊设计中, 起升机构是决定浮吊性能的关键组成部分, 起升机构在启动、停止及换挡过程中, 会引起强力的动载荷冲击, 造成起升物的不平稳运动和系统的强力振动, 甚至引起起重机破坏等严重事故。浮吊作业中, 重载时需要匀速而缓慢的起升, 而空载时需要较快的起升速度, 因此, 起升机构在满足回转和重载要求的前提下, 还必须设计合适的变速和定位机构。传统浮吊起升速度是通过人工调整来实现的, 或采用单一速度进行起升作业, 起升作业性能差。变速的主要方法有电机调速和离合器调速, 由于电机调速的速比有限 (一般不超过2) , 电磁离合器传递扭矩小且速比变化小, 液压离合器成本高, 所以这些方法不适用于7500t浮吊起升机构的变速[1]。
针对上述问题, 我们采用混合减速机构方案设计自动换挡装置。基于差动行星减速原理, 通过选择不同自由度约束, 可自动实现不同速度的输出, 根据不同吊载选择不同的速度, 使起升作业性能达到最佳。该浮吊具有2个主吊钩, 每个吊钩承载量为3750t。
1 工作原理
7500t浮吊起升机构的自动换挡装置实质是由两个行星传动机构和两个制动器构成的混合减速器, 可以实现两种工况在同一轴上的运动输出, 如图1所示。工作时分低速重载大扭矩和高速空载小扭矩两种工况,
分别通过控制制动器A1或A2的开合实现同一输出轴2的运动输出[2]。该自动换挡装置主要包括电机D、制动器A1、制动器A2、平行轴1、输入轴3、输出轴2、第一级行星传动机构 (太阳轮Za1、内齿圈Zb1、行星轮Zc1和行星架H1) 、第二级行星传动机构 (太阳轮Za2、内齿圈Zb2、行星轮Zc2和行星架H2) 。
2 结构设计
起升浮吊技术的指标如下:最大吊装能力为7500t (3750t×2) ;两只吊重3750t的吊钩的自重约为100t;水上最大起升高度为110m, 起重臂在非回转状态时最大吊重为7500t, 主钩舷外为20m;起升高度为110m时, 总回转能力为4000t, 起重臂回转时单钩承载能力为2000t;起重机吊钩满载时平均起升速度约为1.25m/min, 空载时的平均起升速度约为10m/min;回转时的最大起重量为4000t×40m (舷外为14m) , 带载回转速度约为0.15r/min, 空载回转速度约为0.25r/min。
混合减速机构设计的难点在于同时实现大功率重载平稳起升和空载快速回程。选用电机功率为1000kW×2, 输入转速为750r/min或1500r/min, 电机输入扭矩为12730N·m×2, 确定总传动比快速时为29.583、慢速时为120.205。
2.1 换挡机构设计
换挡装置设计要求:结构紧凑、承载能力大、传递效率高。由于行星轮系需要配合制动器等元件共同运行, 因此其分析过程非常复杂。为了直观实现设计方案的优化, 采用杠杆模拟法进行分析和设计[3]。杠杆模拟法原理如下:将行星机构中各转动轮的角速度模拟为垂直布置杠杆上不同点对应的速度, 将行星机构中各转动轮受到的扭矩模拟为杠杆上对应点受到的力, 从而将行星机构的分析转化为垂直布置的杠杆系统的分析。
由文献[4]可知, 行星轮系各构件的运动学关系和扭矩关系分别为
ωs+p ωr- (1+q) ωh=0 (1)
q=zr/zs
式中, q为行星轮系结构参数;zr为齿圈齿数;zs为太阳轮齿数;ωs、ωr、ωh分别为太阳轮、行星轮和行星架角速度;Ts、Tr、Th分别为太阳轮、行星轮和行星架上受到的扭矩。
则与行星轮系各构件对应的杠杆上各点的运动关系和力平衡关系分别为
式中, vr、vs、vh分别为与太阳轮、行星轮和行星架角速度角速度对应的杠杆上点的速度;Fr、Fs、Fh分别为与太阳轮、行星轮和行星架上扭矩对应的杠杆上点的受力。
根据式 (1) 和式 (3) 、式 (2) 和式 (4) 可知, 杠杆中的速度和力与行星轮系中的角速度和扭矩是一一对应的, 两个系统是相似的, 因此, 可以用杠杆系统来模拟行星轮系, 如图2所示。
(a) 机构简图 (b) 等效杠杆模拟
本装置中换挡机构采用双排、两自由度、同向减速设计方案。为了分析方便, 将两个行星排的杠杆图合并为一个总杠杆图, 设计结果如表1和表2所示。图3为设计制造的自动换挡装置部件。
(b) 第四级大齿轮
2.2 自动换挡的实现
根据电机负载确定换挡条件:变速器低挡启动, 当变速器在低速挡位运行并且检测到电机负载小于等于某一个阈值时, 变速器由低速挡位自动转入高速挡位;当变速器在高速挡位运行并且检测到电机负载大于等于另一个阈值时, 变速器由高速挡位自动转入低速挡位[4,5]。
在换挡时, 自动变速器上的两个换挡制动器必须协调控制, 以减小换挡冲击, 实现平顺换挡。假设自动变速器在换挡前, 制动器A1处于制动状态, A2处于自由状态;换挡之后, 制动器A1处于自由状态, A2处于制动状态。为了使换挡平顺, 必须使制动器各自离合器间的力和传递的扭矩按一定规律变化, 如图4所示。图4中, P1和P2为制动器接触面的力, T1和T2为制动器传递的扭矩。在时间t1之前, 变速器处于稳定状态;在t1和t2及t3和t4之间, 制动器处于死区, 制动器传递的扭矩与摩擦片之间的力无关, 应尽量缩短死区时间;在t2和t3之间, 两个制动器的摩擦片之间有相对运动, 必须协调控制两个制动器摩擦片之间的力, 缩短相对运动时间;在t4之后, 变速器处于另一种稳定状态。
根据制动器工作原理, 制动器摩擦片之间的力为
P=F-pS (5)
式中, F为制动器弹簧, 在整个换挡过程中保持不变, 是一个常量, N;S为制动器中液压缸的等效承载面积, 是一个常量, m2;p为制动器中液压缸的液体压力, Pa。
由式 (5) 可知, 对摩擦片之间的力变化规律的控制可以由液压缸中液体的压力变化来实现。制动缸中的液体压力由比例压力阀、压力传感器以及控制器构成的闭环控制系统控制。实际控制过程中, 某一制动器 (A1) 液压缸中压力变化规律给定, 而另一个制动器液压缸中压力变化规律根据图4曲线和制动器 (A1) 的液压缸实测值以及结构参数计算得到, 这种控制模式可以保证换挡制动器摩擦片间的力协调变化, 达到换挡平顺。
2.3 制动机构设计
制动器采用盘式制动机构, 具有制动力矩平稳、制动衬块上力分布均匀、热稳定性好、维修和更换方便等优点。由于一个衬片上有两个摩擦面, 因此制动器总制动力矩为
M=2ZμReFQ (6)
式中, Z为制动钳个数;μ为摩擦因数, 取0.35;FQ为每个制动钳的压紧力[6];Re为制动盘的等效制动半径。
计算结果如下:低速轴上等效制动力矩为1500kN·m;夹紧力为160kN×3, 制动盘直径为1100mm;高速轴上等效制动力矩为20kN·m×2 (设定值为15kN·m×2) ;制动盘直径为800mm;联轴器公称扭矩为40kN·m (高速轴) 、2000kN·m (卷筒轴) 。图5a所示为动力输出装置和联轴器, 图5b所示为制动盘和制动钳结构。
(b) 低速制动装置
3 设计结果
表3所示为设计自动换挡装置的主要技术参数, 共有四级齿轮传动, 总减速比在快速时为29.583, 在慢速时为120.205。减速箱共有两个自由度, 通过限制其中一个自由度就可以实现高速和低速的切换。根据实测结果, 在两种不同工况下, 两种不同速比实现同一输出轴的运动输出, 高低速之比可以达到2～16;实现的低速制动器制动力矩为1500kN·m, 变速轴制动器制动力矩为150kN·m, 高速轴制动器制动力矩为20kN·m×2, 完全满足预期设计要求。
基于该自动换挡装置, 设计制造了7500t浮吊, 拥有完全自主知识产权。目前, 该机已成功应用于海上作业。经过一年多的使用, 浮吊总成运行可靠, 自动换挡时结合较平稳, 瞬时动载荷冲击较小, 换挡切换时间可以在3～5s内完成, 达到预期设计要求。
4 结论
(1) 自动换挡装置采用混合减速方案, 实质是由两个行星传动机构和两个制动器在内配合构成的混合减速器, 可以实现两种工况在同一轴上的高低速之比在2～16之间的运动输出。
(2) 基于等效杠杆法设计了换挡机构, 采用双排、两自由度、同向减速的设计方案, 极大地提高了低速大负载运行的平稳性和可靠性。
(3) 高低速自动换挡时, 采用由比例压力阀、压力传感器以及控制器构成的闭环液压控制系统控制, 保证换挡制动器摩擦片间的力协调变化, 实现换挡平顺。
(4) 对于电机耦合联轴器力矩输出, 配合采用钳盘制动器结构, 制动平稳可靠, 通过制动器限制换挡机构的一个自由度, 就可以实现高速和低速的切换, 有效实现了浮吊作业的起升和下降功能。
参考文献
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合伙人换挡计划 篇4
高配核心团队
一个人唱不了一台戏，创业也如此，我们在创业初期，需要寻找合适的合伙人和初期员工。合伙人，能合才能“火”。在找人过程中，首先看到的是他的经验、技能。这些相对容易了解，更为重要的是要搞清楚这个人的价值观，团队在成长过程中，价值观起到基础性的作用。团队价值观高度一致的创业公司更容易受到投资者青睐。
但要注意，什么样的“高度一致”的价值观才合适呢？比如大家共同的目标就是为了赚钱，要实现财务自由，那具体做什么项目就能够根据市场情况实时去调整。如果某个合伙人创业的动力就是要解决某一个行业的某一个“痛点”，这时候团队就很容易因为对公司发展方向的意见分歧导致团队崩离。
这是需要合伙人之间“合”的地方，同时也要做到“合而不同”。不同，是指合伙人的经验、技能要不同，要有适合做管理协调工作的人，也要有相应的专业技术人才，这样的团队才能协同进步。
有了合伙人，接下来当然就是招员工。公司选人标准有很多，但对创业公司来说，有两个非常重要的品质：第一个品质就是工作的主动性，看到问题是否会去解决；还有就是看这个人是自激励型还是他人激励型。
自激励型就是他能够自己搞定问题，需要资源的时候就过来跟你说我需要什么，可能需要你匹配什么资源，但是不需要你操心他如何执行。有的人虽然很主动，但是你会发现在工作推进时，需要不断地给他打气，这种类型的人就是他人激励型。把这几种类型的人放在坐标图里，可以直观地看出他们的情况。
遇到了主动自激励型人才，当然毫不犹豫邀请其加入团队。另外常见的就是主动他人激励型人才，这类人大部分都还比较年轻，工作经验较少，管理者需要经常肯定他的主动性，但只要愿意培养，这类人才很可能会转变成主动自激励型。
被动自激励型的成员，经验比较足，但是因为发展潜力、年龄的问题，就没有那么上进了。你把事情交给他们，他们仍然能够尽心尽力做好，比较省心，比较适合创业公司。但是公司再上升到一个新的发展阶段，就可能会带来很大的问题，因为这类人很难会主动转变。
最后就是被动他人激励型，这类人不应该存在于创业公司，他们不但增加了人力成本，还会拖累项目的进度。
“合而不同”的合伙人加上主动自激励型员工，这是创业团队最理想的基础配置。
钱来了，人还好吗？
前面我们讲了创业初期团队的打造，随着公司的发展，项目规模的扩张，初期成员会出现问题，比如能力与岗位不匹配、工作开始懈怠等，这个时候也要立即处理。如果不处理的话，团队其他成员就会有负面情绪。早期成员大家都相互熟识，负面情绪传播会非常快。
还有现在大部分的融资，从火热的O2O到互联网金融，融资周期平均只有6个月，与此同时，公司平均每三个月业务就会扩张一倍。换句话说，如果你三个月还没有招到足够合适的人，就会导致业务规模无法扩大，所以创业公司团队迭代一定要快。如果做到 A 轮、B 轮融资了，招来的人有部分不合适了，每上一个台阶，创业团队就可能要淘汰一群人。
员工出现问题，一般都有双方的原因。管理者先要自省，如果是自己的问题要及时和员工沟通、解释。如果是员工不适合做某项工作，就应该转岗，下图相连接的这些职位之间都比较容易转换。如果既不是管理者的问题，也转不了岗，那就只有“分手”了。
在具体迭代过程中，怎么判断谁需要被替代或者哪个岗位需要重新招一个人，我们用一个九宫格模型进行讲解。人的潜力和能力分为三档——高能高潜、高能中潜、低能低潜。在每一次团队迭代之前，建议公司每三个月把这些人放到这个框架里面，看看是不是合格，其中符合不可靠和不稳定的建议清退出团队。
另外还有一种人力资源与企业发展的匹配模型—— ABC 模型。首先把职位分成三类，有战略性的是A 类，重要的 B 类和不重要的 C 类；把人的能力也分为 ABC 三等，A 类是素质突出的，B是一般的，C是能力较差的。其中合格的人是最划算的，因为超合格的员工可能需要付更高的工资。但是一个员工不可能任何时候都是合格的，需要注意在某个时间点他是合格的，但是在下一个时间点也许就不合格了，这个考核周期通常也是三个月。
最后，对于不合格的人有两种情况，一种就是太年轻，需要成长，这类可以留用，但如果这个人带不起来就尽早让他离开。另外一种情况就是这个岗位本身要求不是很高，不合格就不合格吧，出于招聘成本考虑可以留用。
CEO 的自我“迭代”
CEO是创业公司的灵魂人物，其自身能力也要随着团队成员的迭代而不断进步，才有可能成就一家规模不断扩大并稳健发展的公司。
单从打造团队这个方面的能力来看，大部分的创业公司员工无非有五种背景，技术、产品、市场、销售和行政，不同背景的人有不同的思维驱动力以及优缺点。
在团队迭代过程中，CEO要摸透不同背景人才的特质。
以和产品出身的人打交道为例，研究用户的心理消费决策是他们工作的驱动力。产品经理的思维模式就是规划，把一个目标分解成一大堆点，再把这些点系统地串起来，如果招聘的产品经理说话毫无逻辑可言，那他肯定不适合这个职位。而在产品研发过程中，产品经理容易养成的缺点就是“微管理”，什么事都想管一下，什么细节都要掌控在自己的手里，作为CEO就要监督，让他放权给下面的程序员，他只需把握产品的整体研发即可。
对于其他几种岗位的员工，CEO同样不但要招到合适的人，还要通过有效的管理让他们发挥出长处，让缺点影响减小。那么，理想的CEO至少应该具有逻辑推理能力、用户创意、目标和服务意识；同时兼具线性、规划、发散的思维模式；并且没有顽固、微管理、执行力差的毛病。和别人沟通能简单明确；能鼓励、信任和尊重团队；当你被猜忌、不被尊重的时候还能做下去。
自动换挡 篇5
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。
参考文献
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[2]何忠波, 白鸿柏.AMT技术的发展现状与展望[J].农业机械学报, 2007 (05) :181.
自动换挡 篇6
纯电动汽车已经在国内外得到了较为广泛的应用。为了能够平衡电机驱动系统的比功率和驱动特性,目前常采用电机驱动系统配置自动变速器的方式构成电动汽车的动力系统[1]。当前自动变速器的种类主要有CVT、DCT、AT 和AMT四种。受限于传动转矩,CVT和DCT主要应用于乘用车,只有AT和AMT批量应用于重型商用车辆,而AMT相对于AT效率更高、体积更小、成本更低,是国内包括纯电动客车在内的各种纯电动车辆的理想传动形式[2,3]。坡道行驶,尤其是上坡行驶,是汽车一种典型的动态工况。如果挡位选择不当,将会产生频繁换挡现象,增加了传动系统的部件磨损,降低了车辆舒适性和动力性能,更严重的情况可能导致车辆倒溜,降低车辆行驶的安全性[4]。频繁换挡不仅影响车辆动力性的发挥,同时也加剧了机件的磨损,降低了乘坐舒适性,使车辆的可驾驶性变差[5]。因此,研究车辆在坡道行驶过程中的换挡控制策略非常必要。
1车辆坡道行驶工况的分类及特点
车辆在行驶过程中,随着路况的不同,其动力系统的输出也要随着进行改变,而这些改变主要是通过驾驶员的操作,包括了加速踏板、制动踏板、方向盘、变速杆等系列操作。而在配置了自动变速器的车辆上,档位的选择则是由车辆的自动变速器的控制器根据相关参数进行的自动选择[6]。
车辆在坡道行驶时,尤其是上坡行驶,其受到的阻力情况与一般行驶不同。在某些情况下,坡道阻力可能成为了车辆阻力的主要构成部分。同时,车辆在上坡行驶时,通过性已经成为了车辆的主要目的,而加速性、经济性等退而次之。所以此时挡位的选择与平路不同,且不同的坡道对应着不同的换挡策略[7]。手动变速车辆在不同坡道行驶时,驾驶员的操作特点及换挡策略如下:①通过短而不陡的上坡道时,驾驶员采用高挡加速冲坡或提前换入低挡加速冲坡,即油门大,挡位高,车速高。②通过连续短小坡道时,驾驶员在下坡中途适当加速,利用惯性冲上第2个坡道,在即将冲上坡顶时,收油门,使车辆以惯性驶过坡顶,一般不换挡,有明显的加、减油动作,速度、加速度变化较大。③通过长而陡的上坡道时,驾驶员一般提前换入低挡,油门大,车速低,几乎不用刹车。④通过长而陡的下坡道时,驾驶员一般用低挡行驶,松开油门,刹车累积时间长,有排气制动的要使用排气制动。
可见,针对不同的坡道,驾驶员的操作特点和所采用的换挡策略存在着很大的差异。利用现有的传感器,自动变速车辆要识别这些坡道,并采用与之相对应的换挡策略几乎是不可能的。即使采用模糊推理方法和神经网络方法也很难给出准确的识别结果和合适的挡位[7]。同时,其系统构成的成本也太高。
2坡道行驶工况的识别
在配置AMT的纯电动汽车中,AMT换挡过程一般经历三个主要阶段:摘空挡-空挡-换挡,在这三个阶段中,AMT控制系统除了会根据目前车辆状态和驾驶员操作来进行相关档位的判断等工作之外,还会对电机驱动系统发送相应的控制命令,以更好的完成换挡工作。电机驱动系统对应的三个阶段的工作如下:转矩为零(即自由旋转状态)-调速(按照AMT控制系统的命令,将电机驱动系统转速调整至适合数值)-输出转矩。可以看出,从开始摘空挡开始直到档位结合合适这一段时间里,电机驱动系统输出转矩始终为零,车辆一直会在滚动阻力、风阻和坡道阻力的作用下逐渐减速。同时,电机驱动系统的转速识别非常精确,从而可以用车辆在坡道行驶换挡前后的电机转速变化来进行车辆行驶坡度的工况识别。
图1所示为作用于上坡行驶车辆上的各种力。作用于驱动轮的轮胎和路面之间接触面上的总牵引力∑Ft=Ftf+Ftr推动车辆向前运动。该作用力由动力装置的转矩产生,通过传动装置传递,最终驱动车轮。当车辆运动时,将受到阻碍其运动的阻力作用。该阻力通常包括轮胎滚动阻力、空气阻力、爬坡阻力和加速阻力。因此,汽车行驶的总阻力为:
∑Ft=Fr+Fw+Fg+Fj (1)
在车辆上坡行驶过程中,认为加速阻力Fj为零,同时认为车辆行驶速度较低,从而空气阻力Fw近似认为零,所以上式简化为:
在坡道行驶时,滚动阻力表示为:
其中fr是滚动阻力系数,P为作用于滚动车轮中心的铅垂方向的载荷,α为路面的倾斜角。
由路面坡度所产生的力通常称为爬坡阻力,即
为简化计算,当路面倾斜角较小时,通常采用坡度代替。坡度定义为:
所以,在坡道行驶时,车辆受到的阻力为:
在没有驱动力的情况下,其减速度为:
设定开始摘挡的时候,变速器档位变比为i1,电机转速为ω1,换挡后档位变为i2,电机转速为ω2,整个换挡时间为t0。车辆主减速器减速比为i0,车辆半径为r。
则换挡过程中车辆的减速度为:
从而可以得到
式(5)中:
在实际应用过程中,式(5)计算量较大,而且一般行驶中,车辆遇到的坡度较小,所以cosα≈1。
从而可以得到如下计算:
对车辆下坡行驶,控制系统通过检测制动信号而分别采用正常换挡规律或制动工况下的换挡策略。即如果坡度较小,驾驶员不会踏下制动踏板,此时仍按正常换挡规律进行换挡操作;如果坡度较大,驾驶员会踏下制动踏板,此时按制动工况下的换挡策略来选择合适的挡位[7]。
3坡道行驶工况的换挡综合控制策略及挡 位决策
在纯电动车辆结构中,包括电机驱动系统、AMT系统以及其他关键部件都一般通过CAN总线的方式进行相互的通讯与信息交互,同时随着电力电子技术和自动控制技术的发展,驱动电机控制技术日趋完善,其可控性远远优于发动机控制。在车辆行驶过程中,如果换挡前后电机速查变化较小,则认为车辆基本属于正常行驶范围,无需进行进一步的档位判断即可继续行驶;如果换挡前后电机转速速查较大,则按照(6)进行坡度计算。同时根据计算结果可以获得当前情况下的车辆行驶阻力力矩Fr。
所研究的轻型纯电动环卫车电机驱动系统参数如表1所示。
由于驱动电机系统只要在额定转速下均可输出最大转矩,所以在计算出当前车辆的行驶阻力之后,电机驱动系统将会将此值与驱动电机系统的最大转矩进行相应比较,计算比较为了能够驱动车辆继续行驶应该采取的档位,并将该信息发送至AMT系统。如果该档位与当前选择的档位相符合,则进行行驶;如果不合适,则AMT系统参考该信息对车辆档位进行调整。
其整车参数如表2所示。
图2和图3分别表示了电机驱动系统的额定转速-转矩及效率和峰值转速-转矩及效率曲线。可见在3 500 rpm以下,驱动电机系统均能够输出系统的最大转矩,此时只要选择合适的档位即可实现车辆的整车上坡行驶。
在实际应用中,考虑到车辆在爬坡过程中同样需要有一定的后备功率,同时由图2和图3可以看出,一旦驱动电机系统超过了额定转速之后,驱动电机系统将进入恒功率工作范围,其转矩将随着转速的升高而降低,如果换挡恰好发生在额定转速点,同时车辆驱动转矩与阻力转矩平衡,那么系统就会进入一种不断调整的状态。为此,将爬坡换挡点选择驱动电机转速为3 200 rpm,使得驱动系统具备一定的后备功率。
4坡道换挡试验及结果分析
按照上述的换挡策略,当车辆在进行坡道行驶时,当AMT系统根据车辆行驶状态和驾驶员操作进行第一次换挡之后,坡上换挡策略即计算出目前坡道的对应的坡度,如果此时档位足以克服车辆行驶阻力,则驱动电机系统将对AMT系统进行档位确认;如坡度较大,从而导致车辆行驶阻力较大,驱动电机系统将立即应该更换的档位信息发送给AMT系统,AMT系统将不再进行顺序换挡,而结合车辆状态、驾驶员操作以及驱动电机系统直接换到合适档位。
图4和图5给出了车辆在不同坡度上的连续式换挡和跳跃式换挡过程。其中,AMT会根据电机速度发出换挡请求信号以及换挡时的需求速度,当电机响应调速之后根据油门踏板开度进行换挡操作。
图4中,车辆在上坡时增加了油门开度,但是油门开度较小,所以使车速缓慢下降。因此在该坡道上,车辆首先按正常换挡规律进行5—4降挡。在5档降到4档时,驱动电机系统已经计算得到车辆行驶阻力大约值,按照驱动能力计算,应该3档行驶较为合适,所以当车辆速度进一步降低,AMT再次进行顺序换挡之后,驱动电机系统得到目前档位与需求档位合适,所以车辆保持3档行驶。
图5中,车辆在上坡过程中,由于坡度较大(20%坡度),同时油门增加过晚,使车速下降较快,车辆先按正常换挡规律由5挡降至4挡后,驱动电机系统计算获得应该进行2档换挡,并将此信息发送至AMT系统,AMT系统获得此信息之后,再次对车辆行驶速度和驾驶员操作进行判断,然后在车辆速度合适情况下,对电机驱动系统进行调速控制,直接切入到2档换挡,并保持该档位顺利通过。
由图4和图5换挡试验结果曲线分析可知,车辆在坡道行驶过程中的连续式换挡和跳跃式换挡,均符合坡道换挡策略的要求。坡道换挡试验表明,根据换挡后驱动电机系统坡度判断方法能够较好判断坡道行驶工况,车辆可在上坡行驶过程中通过连续式换挡或跳跃式换挡选择出适合于该坡道行驶的挡位。中,可通过连续式换挡或跳跃式换挡选择适合于该坡道的挡位。实车试验结果表明,车辆在坡道行驶过程中,采用上述的坡道换挡策略虽然初次选择的挡位不一定能适应该坡道,即加油时车速仍下降,但通过连续式换挡或跳跃式换挡总可以选择出适合于该坡道的挡位而顺利通过坡道。这种方法利用现有的传感器实现了坡道换挡控制,不仅简单有效,而且使控制系统硬件得以简化。
5结束语
针对车辆坡度行驶工况识别难的问题,制定了坡道行驶换挡策略,即根据换挡前后电机转速变化进行坡度的计算,进而采用相应的换挡策略。这样,车辆在坡道行驶过程
参考文献
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自动换挡 篇7
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
自动换挡 篇8
随着农业机械化的不断发展,自动变速技术已成为农业运输车的关键技术。自动变速器的换挡品质是指换挡过程总体特性的优劣,是一个重要的性能指标。农用车上应用较多的自动变速器主要有液力自动变速器(AT)、机械式自动变速器(AMT)和机械式无级变速器(CVT)。AT具有自动变矩以适应外界阻力的变化、吸收和衰减振动与冲击、延长传动系寿命、提高乘坐舒适性等突出的优点,在汽车上获得了广泛的应用。但这种类型的自动变速器存在效率偏低和反应迟缓的缺点。AMT结构简单,成本较低,兼备了手动变速器较高的传动效率和自动变速器的便捷等优点。但是AMT是非动力换挡,换挡过程中动力的中断必然会对汽车的平顺性、动力性和经济性产生影响。CVT的发展从理论上讲,在各种负荷下都能实现平稳无级变速,但实际上CVT变速器可能出现高噪声以及当发动机持续高转速时变速器存在打滑效应等问题。
鉴于以上变速器的优点和缺点,本文初步将电磁离合器应用于自动变速箱中,分析电磁元件在换挡过程中的传递性。为此,以普通手动变速器为基础,用电磁离合器取代操纵杆、接合套和同步器等装置,建立了在电压与电流控制作用下电磁离合器在换挡过程中的等效动力学模型。
1 电磁离合器的特性
电磁离合器常用于各种机械设备的启动、制动、变速和定位装置中。电磁离合器是利用通电激磁线圈磁场产生的电磁力来使离合器接合或脱开,其特点为:启动力矩大,动作反应快,结构简单,使用寿命长,可实现集中控制和远距离操纵,控制简单,但功率小。本文以摩擦片电磁离合器为例,来分析换挡传递过程的受力问题。
摩擦式离合器的力矩与材料的摩擦系数f、摩擦片的平均有效半径rm、摩擦片的面数m以及摩擦面上的正压力F有关,如图1和图2所示。
在离合器的结构尺寸决定之后,力矩和力就与摩擦片上的正压力有关。这个正压力就是线圈通电励磁后对衔铁的电磁吸力。
2 电执行器变速器结构
以齿轮变速箱为基础,在箱内设置一系列电执行机构,组成一套能自动变换挡位的变速器。该机构是由一系列电磁离合器组装而成,如图3所示。
由图3可知:发动机(1)通过联轴器(2)直接与变速器输入轴(3)相连接,提高了发动机的功率利用。(6),(14),(22)均为电磁离合器的主动部分,(7),(15),(23)为主动部分配套的通电工作线圈,离合器又有左右从动部分与之主动部分相互配合使用。电磁离合器的从动部分与变速齿轮固定联结在一起,在变速换挡过程中只有一个离合器接合,其余均处于分离状态。在接合的离合器中,主动部分也是只和其中的一个从动元件相接合或左从动元件或右从动元件不能同时接合。
工作过程:当需要Ⅰ挡时,电磁离合器工作线圈(23)左线圈通电,其他电磁离合器工作线圈断电,电磁离合器主动部件(22)与电磁离合器左从动部件(24)结合,这时动力传递线路为:发动机(1)→变速器输入轴(3)→输入轴齿轮(4)→中间轴齿轮(5)(27)→中间轴(28)→电磁离合器主动部件(22)→电磁离合器左从动部件(24)→中间轴齿轮(3)、(25)→输出轴齿轮(2)(10)→变速器输出轴(16);当需要Ⅱ挡时,电磁离合器工作线圈(23)右线圈通电,其他电磁离合器工作线圈断电,电磁离合器主动部件(22)与电磁离合器右从动部件(21)结合,这时动力传递线路为:发动机(1)→变速器输入轴(3)→输入轴齿轮(4)→中间轴齿轮(5)(27)→中间轴(28)→电磁离合器主动部件(22)→电磁离合器右从动部件(21)→中间轴齿轮(2)(20)→输出轴齿轮(3)(11)→变速器输出轴(16);当需要Ⅲ挡时,电磁离合器工作线圈(7)右线圈通电,其他电磁离合器工作线圈断电,电磁离合器主动部件(6)与电磁离合器右从动部件(8)结合,这时动力传递线路为:发动机(1)→变速器输入轴(3)→输入轴齿轮(4)※中间轴齿轮(5)(27)→中间轴(28)※中间轴齿轮(4)(26)→输出轴齿轮(1)(9)→电磁离合器右从动部件(8)→电磁离合器主动部件(6)→变速器输出轴(16);当需要Ⅳ挡时,电磁离合器工作线圈(7)左线圈通电,其他电磁离合器工作线圈断电,电磁离合器主动部件(6)与电磁离合器左从动部件(5)结合,这时动力传递线路为:发动机(1)→变速器输入轴(3)→输入轴齿轮(4)→电磁离合器左从动部件(5)→电磁离合器主动部件(6)→变速器输出轴(16);当需要倒挡时,电磁离合器工作线圈(15)左线圈通电,其他电磁离合器工作线圈断电,电磁离合器主动部件(14)与电磁离合器左从动部件(13)结合,这时动力传递线路为:发动机(1)→变速器输入轴(3)→输入轴齿轮(4)→中间轴齿轮(5)(27)→中间轴(28)→中间轴齿轮(1)(17)→倒挡齿轮(19)→输出轴齿轮(4)(12)→电磁离合器左从动部件(13)→电磁离合器主动部件(14)→变速器输出轴(16)。
图4为变速机构中各个元件的安装均为理想状态下的安装方式。本机构不用装车辆主离合器,而车辆主离合器的作用由电磁离合器代为实现。这样,简化了整车结构,提高了发动机功率利用率,动力直接由输入轴(3)经过中间环节由输出轴(16)输出。图4中变速机构能提供4个前进挡和一个倒挡的变速,如果需要更多挡位的变速,则增加电磁离合器的数量即可实现。
3 换挡过程等效动力学模型
车辆换挡过程的研究和分析,对改善换挡品质、减轻换挡过程的冲击、降低传动系的动载、提高乘员的舒适性、控制摩擦结合元件的温升和热负荷等有重大意义。本文以定轴式变速器换挡建立动力学模型。
定轴式变速器换挡过程是一个离合器分离(Cj离合器),一个离合器接合(Ck离合器)、各离合器主动部分、变速器输入轴之间的转速和转矩关系以及其被动部分、变速器输出轴之间的转速和转矩关系都是明确的,也是很容易得到的。
图4中,Cj和Ck为电磁离合器摩擦片结合元件,j离合器主动轴与输入轴相连,其角速度为
式中iij—输入轴至主动轴传动比。
j离合器被动轴与输出轴相连,其角速度为
式中ijo—被动轴至输出轴传动比。
j结合元件的相对角速度为
可得:αcj=1/iij,βcj=-αcjij=-ijo。
当k元件接合时,j离合器相对角速度为
同理,k结合元件的相对角速度为
可得:αck=1/iik,βck=-αckik。
当j元件接合时,k离合器相对角速度为
式中ωi—输入轴角速度;
ωo—输入轴角速度;
iik—输入轴至k离合器主动轴的速比;
iko—k离合器被动轴至输出轴的速比;
ij—j结合元件接合时传动比;
ik—k结合元件接合时传动比;
αcj—j结合元件输入轴角速度表出系数;
βcj—j结合元件输出轴角速度表出系数;
αck—k结合元件输入轴角速度表出系数;
βck—k结合元件输出轴角速度表出系数。
j和k结合元件主被动轴上所受的外转矩为
式中Mi—变速器输入轴转矩;
Mo—变速器输出轴转矩;
Mij—j离合器主动部分所受外转矩;
Mik—k离合器主动部分所受外转矩;
Moj—j离合器被动部分所受外转矩;
Mok—k离合器被动部分所受外转矩
对变速器输入轴取动力平衡得
对变速器输出轴取动力平衡得
变速器输入轴转矩为
变速器输出轴转矩为
式中J11—与输入轴机械相连部分的转动惯量(由于变速器内部转动惯量较小,为简化计算,可以忽略);
J22—输出轴机械相连部分的转动惯量(由于变速器内部转动惯量较小,为简化计算,可以忽略);
ME—发动机传来驱动转矩;
Mi—变速器输入轴转矩;
Mo—变速器输出轴转矩;
MR—转换至变速器输出轴上的阻力矩;
εi—输入轴的加速度;
ε0—输出轴的加速度;
Mcj—j离合器接合转矩;
Mck—k离合器接合转矩;
ij—j结合元件接合时的传动比;
ik—k结合元件接合时的传动比;
αcj—j结合元件相对角速度表出系数,数值可为正或负;
αck—k结合元件相对角速度表出系数,数值可为正或负。
4 结束语
变速箱中采用电磁元件为设计者提供了一种新的设计思路,能对以前的操纵方式进行改进,通过对换挡过程的力学分析从而得出传递的可行性。
参考文献
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车企全面进入“换挡期” 篇9
透过2014年以及过去的3～5年，笔者预测主导未来5年中国汽车市场的三大变化是：
一、新增机会更多来自蓝海市场
10年前，在中国汽车市场的起步阶段做大众化产品无疑获得了最大收益，例如过去如果哪个品牌没有A级三厢车，可能会损失总销量的一半左右。但未来，尤其是随着用户越来越多进入增购和换购阶段，用户需要的产品不再是“一部可靠、够用的车”，而是能够彰显个性、满足车主独特功能诉求，或者说可以承载车主理想生活方式的汽车。只有抓住蓝海市场，准确预测用户需求的变化，并将预测转化为符合用户预期的产品，才有机会继续引领市场。目前豪华车市场已经开始进入个性化时代，奥迪A7、宝马X4、X6、5系GT等新概念车型的增速显著快于其他产品。
二、自主品牌承受更大压力，布局“增购”市场是突围的关键
随着市场步入成熟，用户的品牌意识变得更加强烈。因此，2014年自主品牌毫无悬念地经历了惨烈的溃败。更加不幸的是，未来几年这种溃败还将持续：在现有品牌力和产品力下，自主品牌几乎无法捕获换购用户，而这类用户几乎占到新增销量的30%～40%。但是，自主品牌可以关注增购用户。调研显示，增购用户由于保留原来的汽车，他们增加购买的主要动力来自于补充特定的功能需求，因此只要定义准确，自主品牌完全有机会以功能长板战胜品牌短板。
三、商业模式将出现剧烈变革，卖车不再是主要盈利来源，跨界竞争开始出现实质性的突破
在移动互联时代，如果未来汽车企业仍把利润来源寄托在卖车上面，可能会被跨界杀入的“劫匪”抢走整篮鸡蛋。最近听说小米要造车了，其实此前特斯拉已经给所有汽车企业上了很好的一课。
自动换挡 篇10
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。
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