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液力变矩器闭锁离合器

2017-10-27 50页 doc 588KB 49阅读

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液力变矩器闭锁离合器液力变矩器闭锁离合器 山东理工大学 目录 液力变矩器闭锁离合器............................................... 1 目录............................................................... 2 一、绪论...............................................................................................................
液力变矩器闭锁离合器
液力变矩器闭锁离合器 山东理工大学 目录 液力变矩器闭锁离合器............................................... 1 目录............................................................... 2 一、绪论................................................................................................................... 3 二、发动机与液力变矩器的匹配................................................................................ 4 2.1 发动机和液力变矩器的共同工作................................................................. 4 2.1.1 发动机特性.................................................................................................. 4 2.1.2液力变矩器的原始特性............................................................................... 5 三、液力变矩器闭锁参数的选择及闭锁控制总体 ...............................................11 3.1 液力变矩器闭锁控制的意义........................................................................11 3.2 汽车闭锁点的选择........................................................................................11 3.3整车行驶参数的检测.................................................................................... 14 3.4闭锁规律应满足的要求及分类.................................................................... 15 3.5、履带车辆中闭锁参数的选择..................................................................... 16 3.6、闭锁点的选择............................................................................................. 18 3.7 按照传统闭锁点的求法,以SD23为例进行闭锁点的确定: ............... 20 3.8 、闭锁点优化的原则:............................................................................... 33 3.9 液力变矩器多种闭锁方式及对比............................................................... 37 3.10对于闭锁总体控制方案的选取设计.......................................................... 41 四、液力变矩器闭锁点的优化研究及控制器控制策.................................................. 42 4.1第四章、闭锁离合器闭锁过程动态数学模型的建立:............................ 42 4.2、充油特性的设计:..................................................................................... 44 4.3、离合器集合参数的分析:......................................................................... 45 4.4闭锁控制策略的特例分析............................................................................ 46 4.5 已有控制方法及其特点 ..................................................................................... 50 4.6 对于控制策略的设计................................................................................... 56 五、液力变矩器的闭锁动态过程的仿真研究及控制算法与控制程序 ......................... 56 5.4 控制算法基本流程....................................................................................... 56 5.5控制程序........................................................................................................ 57 六、液力变矩器闭锁离合器控制器的使用................................................................ 60 6.1 控制器分类................................................................................................... 60 6.2 控制器的选取及优化................................................................................... 61 第一章:绪论 我国幅员辽阔、河流湖泊沼泽众多、履带式车辆在我国有着广泛的使用,坦克,推土机、履带式装载机等 在履带式车辆的传动系统中主要有机械传动和液力机械传动两种,机械传动是发动机与变速箱通过离合器直接相连,这种传递形式,结构简单,传动效率高,但是适应外负荷变化的能力差。 液力机械式传动是发动机通过变矩器与变速箱相连, 液力变矩器有良好的自动适应性,可以提高车辆的动力性能,但是液力变矩器的效率较低。使车辆的经济性能变差,这个缺点大大影响了液力传动在车辆的广泛使用。为了提高液力变矩器的效率出现了闭锁式液力变矩器。近代汽车、坦克和其他军用车辆广泛应用了闭锁是液力变矩器,在高转速比时用闭锁离合器将泵轮和涡轮闭锁,成为整体旋转,变为机械传动,效率接近于1以提高车辆的经济性,根据某些车辆的试验证明采用闭锁式液力变矩器较不闭锁式油耗可降低5%--10%。 但是闭锁以后成为机械传动,失去了液力传动的一些性能和特点,如减震性能等。 液力变矩器闭锁后失去了液力传动平稳的优点,不能吸收发动机扭矩波动所引起的冲击和振动,造成车辆振动和噪声的增大。乘员可明显地感觉到变矩器不闭锁和闭锁时振动和噪声的差别。在高档高速、小油门开度的情况下,发动机比较稳定,扭矩波动较小,变矩器的闭锁对车辆的行驶平顺性影响较小。 所以在最初,变矩器的闭锁区域仅限于高档高速、小油门开度这样一个很狭窄的区域,一般只在直接档和超速档才采用变矩器闭锁技术。闭锁离合器控制技术是今后发展的一个重要方向。现在,随着电子技术的不断进步,对闭锁离合器滑磨过程进行的控制上了一个新台阶。 国内的一些大学和研究机构也开展了一些相应的研究,如北京理工大学、重庆大学、吉林大学等。其中,北京理工大学的郑慕侨、马彪等教授对闭锁离合器和换挡离合器进行了深入研究,对液力变矩器闭锁离合器的动态特性、闭锁点的选取以及滑磨功和滑磨功率的动态 [6,7,8]模拟计算进行了研究。重庆大学的秦大同教授进行了滑差控制方面的研究,对于滑差控 [9,10,11]制的摩擦材料、传动油进行了分析研究。吉林大学液力传动研究所葛安林教授对车辆 [12,13,14]自动变速理论进行了深入的分析研究,并对液力式自动变速器进行了分析设计。 北京理工大学曾进行过某重型车辆液力变矩器的闭、解锁控制研究,并提出闭锁控制和自动换挡控制是传动系控制中联系紧密的两项主要内容。液力变矩器的闭锁控制实质上也是一种换挡控制,即机械挡和液力挡之间的切换,所以换挡控制和闭锁控制之间具有相似性。闭锁控制系统采用了油门开度、涡轮转速两个参数进行控制,试验验证该控制系统可以实现闭、解锁控制。 [3]吉林大学针对公共汽车液力传动装置做了自动闭、解锁的研究,在对闭锁的研究中借鉴了车辆换挡理论,设计了闭锁规律,其控制方案主要是采用变矩器泵轮转速和涡轮转速作为闭锁依据,并兼顾油门开度的影响,设计了变矩器闭锁自动控制装置。 重庆大学的秦大同教授 国内对于车辆,特别是履带车辆所使用的闭锁式液力变矩器的研究还比较少,因此,对于履带车辆变矩器的闭锁控制研究的内容还需要进一步加以充实,尤其在控制策略和改善闭锁品质等方面还有一些问题需要解决。 本课题所选用的是变矩器涡轮转速和变速箱油压作为闭锁参数,一方面变矩器涡轮转速 反映了推土机的负荷情况,变速箱油压的大小反映档位的情况, 想法:首先要根据传统闭锁点的选择方法得到闭锁点,其次要考虑在此点闭锁时带来的问题, 从而进行优化设计 第二章:发动机与液力变矩器的匹配 2.1 发动机和液力变矩器的共同工作 (吉林大学 黄心顺) 闭锁控制规律的设计需要了解动力装置的特性,然后根据需要考虑的若干因素进行设计。在液力传动系统中,可以将发动机和液力变矩器的组合看作一种新的动力装置,二者的共同工作性能直接影响到整个传动系统的各方面性能。一台性能良好的发动机和一台性能良好的液力变矩器,如果匹配不当,就不能使车辆获得良好的牵引性能和燃料经济性。因此研究发动机和液力变矩器的共同工作是研究变矩器的闭锁控制规律的基础。在此基础上对闭锁规律进行优化设计可以实现较好的闭锁控制效果。研究发动机与液力变矩器的共同工作,就是研究共同工作的输入特性。 ]在研究发动机和液力变矩器的共同工作时,首先要知道有关发动机的特性和液力变矩器的特性。 2.1.1 发动机特性 在研究液力变矩器和发动机的共同工作时,最常用的是发动机的速度特性。根据油门开度和供油情况的不同,可将发动机的速度特性分为外特性和部分特性。在最大供油(柴油机)或油门开度最大(汽油机)情况下所得到的速度特性叫做外特性;在部分供油和油门部分开启情况下的速度特性叫做部分特性。在设计闭锁规律的时候必须提供发动机的部分特性,否则无法设计部分油门开度的闭锁点。 发动机特性一般通过台架试验获得离散的数据,当缺乏这些数据时,可以用下面的经验公式近似的绘制发动机的功率和扭矩外特性曲线。 nnn2eeeN,N[a,b,c()] eNnnnNNN nn2eeM,M[a,b,c()] eNnnNN N、M式中,——发动机转速为n 时的功率和扭矩; eee N、M、n——额定工况下,发动机的功率、扭矩和转速; NNN Kda、b、c——计算系数,它们是发动机适应系数和稳定工作转速比的函数。 ee 2d,2dK,Keeeea, 2(1,d)e 2d(K,1)ee b,2(1,d)e K,1e c,2(1,d)e 在研究发动机与液力变矩器的共同工作时,需要扣除辅助设备消耗的功率后的净功率和净扭矩。 在某些液力机械传动系统中,发动机和液力变矩器之间有中间传动,则应该考虑中间传动的效率和传动比的影响。 那么,实际传递至液力变矩器泵轮的净功率和净扭矩为: NMeiei N,(N-N,N),,f(n)eieesBseBe M,(M-M,M),i,f(n)eieesBseBeBe ne (2,8) i,eBnB 式中:——发动机本身附件消耗的功率和扭矩; N和Meses ——驱动液力机械传动系统各辅助油泵损失的功率和扭矩; N和MBsBs ——发动机至液力变矩器泵轮之间的传动比; ieB ——发动机至液力变矩器泵轮之间的传动效率。 ,eB 我们将实际传递至液力变矩器泵轮的净功率N和净扭矩M作为研究发动机和液eiei 力变矩器共同工作问题的基本原始依据。 2.1.2液力变矩器的原始特性 目前对液力变矩器的工作分析多在稳态工况下进行,它在对变矩器内部复杂的流场做出一系列的简化假设后进行分析,以一元束理论为基础,从而得到起原始特性。 由于同一类型而几何相似的液力变矩器,在尺寸不同的情况下有相同的泵轮与涡轮转矩系数λp =f (i)和-λ =f (i)曲线。这些曲线能够本质地反映某系列液力变矩器的性能。据此可T 以派生出两个表示液力变矩器性能的重要无因次特性,即变矩比K =f (i)和效率η=f (i)。它们统称为液力变矩器的原始特性。 目前广泛采用原始特性曲线来表示液力变矩器性能,它能确切的表示一系列不同转速、不同尺寸而力学相似的变矩器的基本性能,而且根据原始特性,可以通过计算获得此系列中任一液力变矩器的外特性或通用特性。 为了简化液力变矩器的性能表示方法,实际只应用λp =f (i),K =f (i)和η=f (i)三条特性曲线,因为-λ =f (i)可以通过?λ=Kλp计算求得,所以可以省略。原始特性曲线包括的TT 泵轮转矩系λp、变矩系数K和效率η,它们都是速比i函数,分别定义如下: TP ,,,f(i)p25,gnDp 25,,gnD,TpptT K,,,,,f(i)25,T,,gnDpPpp PTnTTT ,,,,Ki,f(i)PTnPPp 式中,n 、n ——涡轮、泵轮转速; Tp i——速比(n /n ) Tp T、T——涡轮、泵轮扭矩; Tp P——泵轮的输入功率 p P——涡轮的输出功率; T D——变矩器的有效直径。 1、发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性 发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性是指不同的液力变矩器的转速比i时,液力变矩器与发动机共同工作的扭矩与转速的变化特性。它是研究发动机与液力变矩器的共同工作输出特性的基础。 下面简述获得液力变矩器与发动机共同工作输入特性的过程及方法: (1)获得发动机的净扭矩外特性特性曲线及部分特性曲线,这里为NJ2045的发动机数据; (2)获得液力变矩器的原始特性,循环圆有效直径D。按任务要求,ZFW305为初定目标; (3)在液力变矩器原始特性上,选择典型工况点(转速比i、i、i*); 0M(4)根据选定的工况点,在原始特性曲线的λp =f (i)上,找出对应的各λ值; P 25T,,g,nD(5)作泵轮的负荷抛物线,中,ρ、g、D均为常数,在某一工况下λpPpp 25T,cn,g,D也是确定的值,于是,式中c=,在工况i不同时,所对应的c值也不同,ppp 液力变矩器的透穿性不同时,形成一条或一组泵轮负荷抛物线; (6) 将发动机的净扭矩曲线Te =f (n )与变矩器泵轮负荷曲线以相同的坐标比例画在一e 起,即得到发动机与液力变矩器的共同工作输入特性。 图2-1 液力变矩器与发动机共同工作输入特 图2-1 即为发动机与液力变矩器的共同工作输入特性。最理想的匹配就是希望共同工作所利用的发动机工作区段,应能满足车辆的工作需要,同时还能兼顾到下列几个方面: (1)在液力变矩器的整个工作范围内,应能充分利用发动机的最大有效功率,因为功率利用率高,就能保证车辆有较高的平均速度和较高的作业生产率。为此,要求最高效率时的负荷抛物线通过发动机最大静功率的扭矩点。但如单考虑一点的情况,还不能说明变负荷下工作时的功率利用,所以希望高效区的共同工作点在最大功率点附近,即i 和i两负荷1 2抛物线应在最大功率点的两侧。 从图3-2 看,匹配有些偏左,发动机的最大有效功率未被完全覆盖,但因我们应用了闭锁控制,此问题不大。 (2)为使车辆具有良好的燃料经济性,希望共同工作的整个范围能够在发动机的比燃料消耗量最低值g 的工况附近。这样就可以使车辆的燃料消耗量较小。从图2-2看, g 基 e mine本上满足要求。 (3)为使车辆起步情况和最大载荷的作业情况下能够获得最大的输出扭矩,希望液力变矩器在转速比i = 0 时的负荷抛物线能通过发动机的最大扭矩点。从图3-2 看,此点并不满足该条件,应改变此ZFW305 的原始特性,使λ 下降,以使转速比i = 0 时的负荷抛物P 0 线能通过发动机的最大扭矩点。 总之,同时满足上述要求是困难的,特别不可透穿的液力变矩器,由于负荷抛物线的分布很窄,甚至是一条线,因而只能满足上述要求得一种,对于可透穿的液力变矩器,则由于负荷抛物线的分布较广,同时满足上述三项要求存在一定的可能性。 在液力变矩器的型式一定的情况下,改变共同工作输入特性的位置,可通过采用不同有效直径D来达到;在发动机和液力变矩器间安装中间传动后,也可以调整共同工作输入特性的位置;采用具有不同泵轮扭矩系数λ 的液力变矩器,也可以达到类似的目的。 P 2 输出特性 发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性是指发动机与液力变矩器共同工作时,输出转矩T 、输出功率T 等与涡轮转速n 之间的关系。当发动机与液力变矩器 T PT 图2-2发动机与液力变矩器共同工作后T —n关系 TT 组合后,其输出特性与发动机特性完全不同了,如同形成一种新的动力装置。下面简述获得液力变矩器与发动机共同工作输出特性的方法与步骤: (1) 首先获得液力变矩器的原始特性及发动机与液力变矩器共同工作的输入特性(图2-2); (2) 根据共同工作的输入特性,确定在不同转速比i(必须含有特殊点转速比i、i*、i 0M 等)时,液力变矩器负荷抛物线与发动机扭矩外特性相交点的扭矩和转速; (3) 根据选定的i ,由液力变矩器的原始特性曲线,分别求取对应的K值和效率η值; (4) 根据选定的速比i 以及此转速比时负荷抛物线与发动机外特性的交点转速值,计算 涡轮转速值n = i n ; T P (5) 根据有关公式,分别计算在上述涡轮转速下的有关参数:T 、T、G、g 等; T PTeT (6) 将上述所得数据列表,以n为横坐标,其它参数为坐标,进行绘图,即得发动机与T 液力变矩器共同工作的输出特性。 图2-3发动机与液力变矩器共同工作后P —n关系 TT 图2-3 和2-4 分别为发动机与液力变矩器共同工作的T、P输出特性。共同工作的输 TT 出特性是进行车辆牵引计算的基础。为使车辆获得良好的牵引性能和经济性,通常从以下几个方面来考查: (1) 在发动机外特性时,共同工作输出特性在高效区工作范围或整个工作范围内,应保 证获得最高的平均输出功率。 (2) 在共同工作的高效区范围或整个工作范围,应有较低的平均油耗量。 nT2d,(3) 高效区工作范围应较宽,即希望越大越好。 TnT1 (4) 在起动工况下(n= 0)的起动扭矩T越大越好。 T T max 共同工作输出特性的好坏,也就是上述指标的大小,取决于发动机的型式、变矩器的尺寸和原始特性以及共同工作的输入特性。 吉林大学——单凯凌 闭、解锁控制规律常用的有单参数、两参数等。对越野车主要矛盾是车辆的越野性能,为了充分利用液力变矩器的优点,发挥液力变矩器优良的通过性能,在1、2 挡不闭锁;为提高在良好路面上行驶的燃料经济性,在3、4、5 挡达到一定车速与油门开度时变矩器离合器闭锁。而用两参数控制在各个油门下都能得到合理闭锁点。故对NJ2045 确定为车速v 、油门α 两参数控制。在闭锁行驶过程,如遇到爬坡、坏路,则应解锁,恢复液力变矩器工况。恢复液力变矩器工况.为保证闭、解锁过程稳定,取换挡延迟,v , 3 ~ 5km / h 。表4-1 为输入ECU 的离合器闭、解锁规律数据表格,图4-5 为变矩器闭、解锁的两参数控制的换挡规律。 闭锁策略: 通过比较AT轿车在不同油门、不同档位下机械传动和液力传动的牵引能力,考虑到汽车在城市道路行驶的最高车速一般在40km/h左右,制定了该车的闭锁规律。当油门开度小于40%时,在任何情况下均不闭锁;当油门开度大于40%时:一档闭锁车速为42Km/h,解锁车速为37Km/h;二档闭锁车速为75Km/h,解锁车速为70Km/h;一档向二档升档曲线同时也是液力变矩器解锁曲线;二档向一档降档曲线同时也是液力变矩器闭锁曲线;三档下液力变矩器始终闭锁。 三、液力变矩器闭锁参数的选择及闭锁控制总体方案 3.1 液力变矩器闭锁控制的意义: 传动系的性能对车辆的动力性、燃料经济性、寿命等技术指标以及乘坐舒适性等都有重大影响。较机械传动来说,液力传动具有许多独特的优良性能,液力变矩器的应用使得对车辆传动实现自动换挡和一定范围内的无级变速提供了便利条件。它的优点是:自适应能力强;功率利用率好;减振性能好。但是从燃油经济性的角度来看,液力传动最高效率低,高效范围不大,相比之下其平均效率比机械传动低10%,12%,这导致车辆燃料经济性下降。为解决这一矛盾通常在液力变矩器中加装闭锁离合器,当车辆以小负荷、较高的车速行驶时闭锁离合器将泵轮和涡轮闭锁为一体,从而使传动系成为机械传动,提高传动效率和车辆的燃料经济性。 3.2 汽车闭锁点的选择: 闭锁控制的实质是也力档与机械档之间的和转化,故有在和点闭锁为最佳的问题,从理论上讲,闭锁点定在输入耦合器工况比较好,在该点处的变矩系数K=1,既保证充分利用便利器的自适应的长处没有减少了因闭锁造成的转矩与转速的突变。但也有为了扩大高效范围 ***在变矩器在高效率点,还有将闭锁点设在之间;另外也有,对应的转速比i闭锁i与im ,n,n,n,n(1,i)少数将闭锁点定在大于的以缩小闭锁时的转速差()。对于提iPTPcm *i高效率为主的要目的的城市大客车、载货汽车、军用汽车等,可将闭锁点定在附近,而轿 i车则需要兼顾舒适性,则以附近为宜。 m 一、汽车中的控制规律 (一)、单参数控制: in1、涡轮转速控制:根据闭锁点,再由液力变矩器与发动机共同工作的转速cT n,inn,计算出。为保证车辆加速、爬坡或在坏路行驶的状态,还有为了提高换TCcPP 挡品质,要在其需要时能迅速解锁。为了避免频繁闭锁、解锁,必须设定解锁的转速nT 小于,这称为闭锁——解锁的转速差(),该类型多用皮托管控制,n,n,n,nTCTTCT 结构简单实用,但是没有油门的参与,致使合理的只能按某一油门的开读来获取,incP 不能保证其他油门开度都有较好的动力性和燃油经济性。 2、 车速控制。这也属于档位控制方案。这属于高速档时闭锁方案,可以避免低速档内频繁 闭锁,减少由此引起的筹集与磨损,它在城市客车上应用较多。 3、 档位控制1-1(b)。高速档时闭锁,例如在一、二档时不闭锁,在三档及以上时闭锁。 这也为了避免低档范围内频繁的闭锁。控制方便,但不够精确。 (二)、多参数控制 1) 按速比 i 控制 如图1-1(c),实质是由泵轮转速 n与涡轮转速n两个参数同时控制,当i达到预定BT 值时实现闭锁,它可克服单参数控制的缺陷,使各油门开度下都在合理要求闭锁点闭锁。控制系统相对复杂一些。 n, 2) 涡轮转速与油门开度控制 T 如图 1-1(d),该方案由涡轮转速与油门开度两个参数进行闭锁控制,不同油门开度下 n闭锁点的不同,比较全面的反映了车辆的具体情况,有利于达到较高的动力性或者经济T 性等闭锁要求,使得闭锁点合理,而且结构上也较易于实现。目前采用这种方案进行闭锁控制比较普遍。 3) 车速 与油门开度控制 ,, 如图 1-1(e),该方案与方案(2)相似,而它与(2)的区别在于油门开度一定时,只有当车速到达一定值才闭锁;并可以根据挡位实现高挡闭锁而低挡不闭锁,是目前轿车常用的控制。 4) 涡轮转速、油门开度和加速度a三参数控制 n,T 引入了加速度作为控制参数,考虑了车辆在行驶过程中加速,上、下坡路以及在坏路上行驶的影响因素,利用三参数进行闭锁控制可以设计出更加合理的闭锁控制规律。一般来说加速度大,闭锁点提前,其意义是地面阻力小时,应尽快进入机械工况。采用三参数进行控制使得控制策略非常复杂,并且加速度的测量也比较复杂,该方案在理论上仍在探讨。 (三)、实际控制策略分析 3.1 克莱斯勒汽车公司的闭锁离合器 闭锁至于ECU所赖以决定是否锁止的信号来源,则分别是冷却水温传感器、真空传感器、车速传感器和节气门闭合开关。 2、福特汽车公司的锁止离合器 对福特汽车公司的锁止离合器控制策略,以其AXOD型变速驱动桥为例展开分析。 该控制系统所采用的锁止输入信号,分别来自发动机冷却水温传感器、节气门位置传感器、车速传感器、大气压力传感器、制动开关以及3-2挡压力开关、4-3挡压力开关和空挡压力开关。 1.4 闭锁控制研究的历史、现状及发展趋势 国内对闭锁控制的研究比较少。相比之下国外在这个领域的研究已经比较成熟。比如美国通用汽车公司阿里逊分部生产的变速器(简称阿里逊变速器)以其优良的性能得到了广泛的应用。早期的液力机械自动变速箱的换挡和闭锁均采用全液压控制系统。阿里逊传动装置的基本组成是单级三元件变矩器、闭锁离合器、液力减速器和自动变速箱。液压部分包括:供油调压部分和液力制动器控制部分。其闭锁控制部分包括锁止阀和解锁阀。在液力变矩器中,应用皮托管将涡轮的转速转换为压力信号P ,通过P 来控制变矩器的锁止离合器自动bb 锁止和分离,皮托管输出的压力信号P 与涡轮转速n 成正比。后来又出现了通过发动机节bt 气门开度α和车速 双参数控制,油门信号油压和涡轮转速信号油压的作用合力达到一定, 值时滑阀移动使锁止离合器闭锁。并且利用断流阀组实现了换挡时闭锁离合器的解锁延时控制,改善了换挡品质。 1969年,法国雷诺 R16TA轿车首先装用了电子控制的液压闭锁、换挡系统。它与纯液压控制的不同在于控制信号和控制系统均是由微机完成,而执行机构仍然是液压的。 九十年代,多数液力机械传动自动控制系统实现了电液控制。美国的通用公司以及日本的日产、马自达公司在该领域的研究处于领先水平[10]。较早的电控液力变矩器闭锁离合器多为开关式电磁阀来控制,要么闭锁,要么断开。由于液力变矩器的闭锁对提高燃油经济性很有效,所以其闭锁范围在不断扩大。但另一方面,由于完全闭锁实际上相当于机械连接,失去了其吸收振动和冲击能量的作用,对传动系统的寿命和乘座舒适性都有很大影响;而且如果在较低的速比下闭锁,泵轮与涡轮的转速差很大,引起车辆快速制动,极有可能导致发动机熄火。现在逐渐采用了脉冲式电磁阀,对闭锁离合器采用滑转控制的方式,极大地提高了变矩器的效率,改善了车辆的燃油经济性。电液控制锁止离合器控制系统方框图如图 1-2 示[11]。它把变矩器涡轮转速和发动机油门开度作为控制参数,由锁止离合器电子控制单元根据输入信号作出相应的反应,发出控制信号,使作用于锁止离合器油路控制的电磁阀关闭 或打开。 液力变矩器的闭锁控制有许多方式,有液压闭锁式、离心闭锁式、粘性闭锁式等,最常用的是液压闭锁式。液压闭锁式液力变矩器是利用液压系统中的压力来使闭锁离合器接合,从而使涡轮和泵轮闭锁在一起,提高动力传递效率。液压闭锁式又可根据控制方式不同分为纯液压控制闭锁和电液控制闭锁两种,前一种用滑动柱塞阀提供油压来控制,后一种采用电磁阀来控制闭锁油压 3.3整车行驶参数的检测 3.3.1 车辆行驶状态参数 确定液力变矩器闭锁,首先要准确的确定出车辆的运行状况,找出合理的参数,确定闭锁点。对于履带式车辆,为了使传动系统在车辆行驶时发挥最优异的性能,应该获取车辆行驶状态参数,并通过闭锁控制使传动系统保持这种最优异的性能。在实际应用中,一般主要有如下车辆行驶状态参数用作闭锁控制参数: 1(发动机转速 发动机转速是确定发动机工作状态的主要参数之一。在液力机械传动的车辆中,该值又等于变矩器泵轮的转速,故也是判断变矩器的工作状态的参数之一。 2(油门开度 由于行驶中的车辆是一个由驾驶员——车辆——环境构成的闭环系统,在该系统中驾驶员通过感觉器官来感知车辆的行驶状态和外界环境,然后依据其驾驶经验来判断需要采取的操纵方式。也即是说,车辆在行驶时要引入驾驶员的干预。而油门开度在控制车辆的行驶速度方面反应最为灵敏,此外,它还反映了发动机的输出功率。因此它是驾驶员意图的主要识别参数。 (变矩器涡轮转速 3 变矩器涡轮转速是判断变矩器的工作状态的参数之一。由于涡轮转速是动力传动系统中对外界负载变化反应最为敏感的参数,因此获得了涡轮转速的变化量,也就获知了外界负载的变化情况。 4(发动机输出转矩 发动机输出转矩是发动机控制及传动系统控制的重要参数。在线测量比较困难,可以利用发动机特性,通过油门开度和发动机转速查表来间接获得。 5(变矩器输出转矩 变矩器输出转矩是通过变速器换挡来控制传动效率的重要参数之一。在线测量比较困难,可以利用发动机特性和变矩器特性,通过查表来间接获得。 6(其它信号 如挡位、换挡操纵手柄位置、方向盘转角、制动信号等用于判断车辆的行驶状态。对于履带车辆而言,操纵手柄的位置可以用来判断车辆是否处于作业工况 3.3.2作业工况与环境信息 工程车辆人—机系统在工作时受外界环境、工况等影响因素,车辆的运行环境、工况条件会直接影响作业任务的完成。外界的工况、环境因素有如下几种情况: 1(作业工况:工程车辆如推土机处于推土、松土的工况时,推土机的负载阻力变化较大且不平稳,动力学特性很不确定。一般情况下,只要发动机与液力变矩器匹配得当,这样波动的外负载对发动机不会产生较大的影响,驾驶员通常选用低挡。 2(坡道:工程车辆在持续坡道上带载或空载行驶时所受阻力可以以附加负载的形式折算到传动系上,也就是说坡道阻力可以转换成负载的一部分。另一方面,车辆在短坡道时,阻力变化较快,情况与前者有所不同。车辆在上坡时,车重表现为阻力,下坡时,车重表现为动力。 3(作业强度:它包括作业任务难度、强度等因素,其中也包括由于驾驶员的技术水平低而导致的操作难度。 有了车辆行驶状态参数、驾驶员意图、作业工况等信息,变矩器闭锁控制系统根据这些信息给出变矩器闭锁的合理的闭锁点。 3.4闭锁规律应满足的要求及分类 (北京理工大学——马超) 3.4.1 闭锁离合器的控制规律应该满足以下要求: ? 选择闭锁离合器的最佳时刻闭锁和解锁,即设计最优闭锁点和解锁点。使得车辆具有良好的动力性和经济性。 ? 具有良好的闭锁品质,闭锁过程平稳无剧烈冲击,提高行车舒适性,延长传动系统的寿命。 ? 闭锁时间应合理,闭锁时间长,离合器结合平稳,但对摩擦元件寿命有不良影响,闭锁时间短则闭锁冲击大,闭锁品质不好,应合理控制离合器打滑时间。 ? 驾驶员应能够根据车辆行驶条件强制干预闭锁或解锁,增强车辆的可驾驶性。通常,车辆的行驶条件不同对车辆动力传动系统性能的要求也不同。比如,在超车或者低速通过困难路面时,希望车辆具有很好的动力性能;在阻力较小的平坦路面长时间行驶时,为了节省燃料,希望车辆具有良好的经济性能;以及车辆在低档起步、转向或制动等非稳定工况时,希望在液力工况下工作等等。 因此可以根据车辆的行驶要求,将闭锁规律分为以下类型: 1)动力型闭锁规律 就是以车辆获得良好的动力性为主要目的的闭锁规律,最佳动力型闭锁规律的控制目标就是保证车辆具有很好的起步、越野以及加速性能。对于液力机械传动而言,适当扩大变矩器液力工况的使用范围,充分利用变矩器的变矩能力,可以增加车辆的驱动力。 体现车辆动力性能的指标有:加速时间、爬坡度、最高车速。其中爬坡度和最高车速由车辆自身参数所决定,只有加速时间受闭锁控制影响。 2)经济型闭锁规律 就是使车辆以最小的燃油消耗为目的的闭锁控制规律。一定工况下一般动力型闭锁规律优先采用液力工况,而经济型闭锁规律优先采用机械工况,由于液力工况的效率比机械工况低,所以液力工况的燃油消耗比机械工况较高。因此纯粹的经济型闭锁规律是不存在的,经济型闭锁规律是指保证车辆动力性能的基础上尽量减小油耗的闭锁规律,在这个前提下需要设计合理的闭锁规律来权衡二者间的矛盾。 3)转向型闭锁规律 就是车辆处于转向状态时的闭锁规律。当油门在一定开度时,方向盘转角超过预定值则认为车辆进行转向。此时,车辆所受阻力增大,进入液力工况可以利用变矩器增矩功能获得较大的驱动力矩。 4)改善闭锁品质的闭锁规律 就是为改善闭锁品质采用的闭锁规律,车辆闭锁会使发动机转速突降,由此发动机会释放出惯性能量,以转矩扰动的形式传给传动系统,对传动系统造成较大的冲击。设计合理的 闭锁规律可以降低由闭锁带来的冲击,改善闭锁品质。 在设计闭锁规律时通常根据车辆要求的性能,综合考虑多方面因素的影响,在不同的闭锁规律中协调以期得到更为合理的闭锁控制规律。本课题的研究考虑到军用车辆一般对经济性要求较低而充分强调动力性的特点,以及考虑到改善闭锁品质提高传动系统寿命的要求,对 1、4 两种闭锁规律进行了综合,并应用优化设计理论设计了较为合理的闭锁规律。 液力变机械传动装置中的闭锁离合器结合,使液力变矩器泵轮、涡轮整体回转,实现了闭锁,此种工况成为变矩器闭锁工矿,离合器结合的时刻成为闭锁点。 3.5、履带车辆中闭锁参数的选择: 3.5.1 参数的选择 (一)、单参数控制: 1、车速控制。如原郑州郑工机械厂的TL180型轮式推土机当车速达到40Km/h且路面状况 良好时才能闭锁,但这种闭锁方式为手动操作,以驾驶员的主观感觉位依据。 2、以两种涡轮的转速来控制,即低档位用较高的,高档时用较低的。这样可以是高nnTT 档的机械工况范围相对的扩大了,效率性能提高,但是也带来也一个问题,即为适应外 界负荷的变化,不能靠变矩器而主要靠发动机来调节了。 (二)、双参数闭锁 1、 根据泵轮与涡轮的转速比i来控制,当泵轮转速与涡轮转速比达到预定值时,闭锁iTPb 离合器结合。它能克服单参数的缺陷,使不同油门开度下都能在合理要求的闭锁点nTC 闭锁。 在此种情况下,已知设置的闭锁点i,即当有门开度为100%时,相对应的泵轮TPb 转速为n,n,i,涡轮转速为;当油门开度为90%、80%时,又都有一定的nT1P1TPbP1 n—n和n—n与之相对应,说明控制泵轮转速与控制发动机的油门开度是等P2T2P3T3 效的。 法国为改进AMX-30型履带坦克,液力变矩器它位于前传动装置之后,在1个专 用壳体内,有泵轮、涡轮和导轮3个工作轮,变矩器最大变矩系数为2.23,变矩工况最 高效率为0.9(i=0.75),偶合器工况点为i=0.89,偶合器工况最大转速比为0.95。发动机 转速范围为1900,2400r/min。变矩器的闭锁点选在速比i=0.742处,此时涡轮转速为 1988r/min。 另外,变矩器的闭锁是由电路控制闭锁电控阀进行的,逻辑电路保证在正常工作情 况下,一、二、三档时不闭锁,为液力传动工况;四档和五档时闭锁,为机械传动工况。 在三档利用发动机制动车辆时,变矩器闭锁。换档时变矩器自动解锁;换档过程完成后 可自动闭锁。 2、 小松闭锁是液力变矩器闭锁条件为:选择涡轮的转速和变速箱油压的大小双参数,D275 中变矩器输出轴转速>=1170rpm,并且变速箱油压大于1.95MPa时,闭锁;当变矩器输 出轴转速<1110rpm,或变速箱油压大于1.5MPa时,液力矩器解锁。 (小松的涡轮转速与车速有一定的关系,而变速箱的油压与档位有关系,是否在代塑或是在档位上,) 对于滑差控制方面的内容: 由于汽车多使用的汽油机发动机的转速比较高,因此泵轮的转速也高,即使在闭锁点时涡轮与泵轮的之间的转速差还是较大,例如在i = 0.8时闭锁,发动机转速为4000rpm,则泵轮的转速为3200转,=800转,转速差较大,因此要在短时间内闭锁达到相,n,n,nBT 同的转速则发动机的转速要下降,在汽车液力变矩器的闭锁工程中出现了滑差控制技术。而对于工程机械中闭锁时液力变矩器发动机为柴油机转速比柴油机低,因此转速差也相对较低,但在闭锁过程中总会出现冲击,因此在闭锁点的选择的时候就要考虑到闭锁时,带来的冲击的影响。 3.5.2 闭锁参数的选择的根据: 在汽车变矩器闭锁中,经常被用作闭锁控制参数的主要有:发动机转速、油门开度、车速、涡轮转速。履带车辆的闭锁规律,不宜直接套用汽车的三个参数车速、油门和加速度作为控制参数。以履带式推土机为例,推土机在作业过程当中,一般处于低速行驶,速度变化不明显,因而不宜采用车速作为控制参数;由于推土机采用的液力变矩器在一定程度上具有减缓冲击、瞬时自动变速等作用,并且推土机在作业过程当中,一般处于低速且行程较短的状态,若以加速度作为参数,在实践中很难准确测定,使闭锁时刻出现误差,闭锁规律不能得到实施,因而加速度也不宜作为控制参数。 鉴于以上原因并根据闭锁规律的控制目标,本文选择以下各变量作为自动闭锁的控制参数: 1(涡轮转速 在车辆的动力传动系统中,涡轮转速是对外界负载变化反应最为敏感的参数,倘若获得了涡轮转速的变化量,也就获得了外界负载的变化情况。因此,首先要选取涡轮转速作为换挡控制参数。 2(发动机转速(泵轮转速) 为了控制液力变矩器在高效区工作,必须获知液力变矩器的效率情况。由于液力变矩器的特性(含有效率曲线)是用转速比作为横坐标,故还需要获知发动机转速。因此,还需选取发动机转速作为换闭锁制参数。 3(油门开度 由于行驶中的车辆是一个由驾驶员—车辆—环境构成的闭环系统,在该系统中驾驶员通过感觉器官来感知车辆的行驶状态和外界环境,然后依据其驾驶经验来判断需要采取的操纵方式。也即是说,车辆在行驶时要引入驾驶员的干预。而油门开度在控制车辆的行驶速度方面反应最为灵敏,驾驶员可以通过调节油门来干预换挡,此外,它还反映了发动机的输出功率。因此,选取油门开度作为闭锁控制参数。 综上述理由,本文换挡规律采用发动机转速、涡轮转速、油门开度三个参数作为换挡控制参数。 3.6、闭锁点的选择 3.6.1 理论闭锁点的确定 1)由牵引力特性曲线分析闭锁控制对车辆动力性能的影 响 根据车辆在某档位下的牵引特性曲线(图2,4)可 *以看出在小于V时,液力工况(H代表的曲线)输出牵 *引力大于机械工况;大于V则反之。因此过早或者过晚 *闭锁会引起牵引力的损失,所以V 处为理论上合理的 闭锁点,在此处闭锁可以保证牵引力过渡平稳。 2)由输出功率分析闭锁控制对车辆动力性能的影响 根据车辆功率输出曲线(图 2,5)可以看出,小于 **V时液力工况输出功率较大;大于V时则机械工况输出 功率较大。因此过早或者过晚闭锁都会引起功率损失, *所以 V处为理论上合理的闭锁点。 3)由加速时间分析闭锁控制对车辆动力性能的影响 根据车辆加速时间曲线(图 2,6)可以看出,小于 **V 时液力工况加速时间较短;大于V时则机械工况加 速时间较短。因此过早或者过晚闭锁都会引起车辆动力 *性能不好,所以V 处为理论上合理的闭锁点。 3.6.2 闭、解锁循环现象 如图 2,7 所示的牵引力,阻力曲线图中,H 和 M 分别为液力工况和机械工况牵引力,点划线代表阻力曲 线。交点 V*之前在液力工况下工作(解锁),交点 V* 之后在机械工况下工作(闭锁)。当液力工况或机械工况 下的牵引力大于阻力时,车辆加速,当速度升高至V*时液力变矩器闭锁。当速度继续升高至 V时,阻力大于牵引力,车辆反而开始减速,当车3 速小于 V*时液力变矩器解锁。当速度继续降低至 V时,牵引力大于阻力,车辆又开始加2 速,于是车辆在不稳定工况下会频繁不断的闭、解锁,于是形成了闭、解锁循环。闭、解锁过程虽然非常短暂,却是一个比较复杂的动态过程。 闭、解锁前后会造成动力传动系统输出扭矩的突变、转速的突变以及由此带来的各方面因素都会影响到车辆行驶中的动力经济性。因此我们可以通过增大闭、解锁点的距离来避免 闭、解锁循环现象的发生,在V的左侧某点比如V处解锁,这样便可避免闭、解锁循环现21 象的发生。 由上面的分析可以看出,闭锁点提前则机械工况范围较大,闭锁点靠后则液力工况范围较大。由于闭锁点的选择直接影响了液力工况和机械工况的工作范围,所以会影响到车辆的动力性能。 根据动力性闭锁规律,尽量扩大变矩器的使用范围,来提高车辆的通过能力,同时兼顾闭锁,通过闭锁来达到提高传动效率,节约燃油的能力。 3.6.3借助换档规律对闭锁点的选取的方法, (1)在不同工况(液力变矩工况和机械工况)下车速与驱动力之间的关系曲线,两条曲线的交点作为闭锁点 (2)传统闭锁点选取的方法 在液力机械传动中,将发动机和液力变矩器的组合看作一种综合动力装置。发动机与液力变矩器共同工作的研究,通过计算获得发动机和变矩器共同工作的输入特性、输出特性,在此基础上可以得到液力工况下变速装置输出转矩特性。 为保证车辆的动力性能,取一定油门开度下液力工况和机械工况(闭锁工况)两条涡轮输出转矩曲线的交点作为该油门开度下的闭锁点,如图2,1 所示n*。进而计算一系列油门开度下的闭锁点就可以得到闭锁规律。 用上述算法得到的闭锁规律理论上认为驱动力矩不间断,车辆闭锁时应无剧烈振动或冲击。但是在闭锁前后变矩器主动部分转速下降,会造成发动机转速下降。如图 2,8 所示:n1对应液力工况下发动机最低稳定工作转速,n2对应液力工况下发动机最高转速,n3对应机械工况下发动机最低稳定工作转速,n4对应机械工况下发动机最高转速。对一台发动机而言,n1,n3、n2,n4,并且液力工况和机械工况所对应的发动机转速范围是一致的,因此 *H*M交点(闭锁点)处对应的发动机转速不同,显然 n>n 。因此闭锁前后发动机转速会突然降低,例如某国产综合传动系统在涡轮转速约 1300r/min 时闭锁,闭锁后发动机转速降低约400r/min,发动机转矩上升的同时伴有巨大的惯性能量释放出来,这种惯性能量的释放会以转矩扰动形式传给传动系统,产生闭锁冲击。 闭锁时机的选择可以为闭锁过渡过程的研究提供初始条件,闭锁过程需要考虑闭锁离合器操纵油压特性的影响,这方面可以采用仿真计算得方法进行研究,本文应用优化设计方法,综合考虑闭锁前后输出转矩大小尽量变化不大以及发动机释放出的惯性能量两方面因素,建立目标函数对最佳闭锁点进行优化设计。 3.7 按照传统闭锁点的求法,以SD23为例进行闭锁点的确定: .1发动机:169kw/2000rpm;1036N.m/1400rpm ; 在液力工况下变矩器数据 I 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.441 0.5 0.6 0.7 0.719 0.8 0.9 0.953 1 K 2.425 2.271 2.12 1.949 1.764 1.69 1.581 1.412 1.218 1.218 1.087 0.907 0.786 0.594 η(%) 0 22.82 42.37 58.47 70.54 75 79.05 84.68 87.55 87.61 86.94 81.62 75 59.37 Mbg(nm) 335.1 335.3 329.3 320.9 313.2 311.5 310 298.4 275.3 269.7 242.5 183 136.1 77.5 2、各档位的传动比: 变速箱 中央传动 终传动 总传动比 前进 I 2.33 2.33 17.175 93.2413575 II 1.274 2.33 17.175 50.9826135 III 0.73 2.33 17.175 29.2129575 后退 I 1.79 2.33 17.175 71.6317725 II 0.98 2.33 17.175 39.217395 III 0.56 2.33 17.175 22.40994 3、整机重量:25.4T 4、滚动阻力估计值: f滚动阻力系数:I档:0.08;II档:0.1;III档:0.12 f,0.08,f,0.1,f,0.12123即 各挡滚动阻力为: P,fG,0.08,25400,9.8,19913.6(N)f131 P,fG,0.1,25400,9.8,24892(N) f232 P,fG,0.12,25400,9.8,29870.4(N)f333 5、推土机各油泵参数: 类型 油压(MPa) 排量(ml/r) 工作转速(r/min) 工作泵 2.1 116.5 1700 变速泵 3.9 40.2 1952 转向泵 3 63 1696 可以算出泵运行时的阻力矩为: 310,PQM,,0.9,,bm,,, 2,,bm M,184.351(N,m) 6,驱动轮半径:r=0.43427m。 根据要求的行驶速度确定变矩器的传动比, 7. 发动机的特性曲线: 1036Nm 807Nm 725Nm 1400rpm 2000rpm 对发动机外特性曲线中的转矩曲线进行拟合: 柴油发动机稳态外特性数学模型为:-0.00063516 1.7778 -208.6 2M,,0.00063516n,1.7778n,208.6 Teee 柴油发动机调速特性数学模型为: p1 = -8.0697 p2 = 16946 M,,8.0697n,16946Tee 所以发动机数学模型为: 2 (700?n?2000rpm) M,,0.00063516n,1.7778n,208.6Teee (2000rpm?n) M,,8.0697n,16946Tee 258. 根据标出变矩器在不同输入转速时的公称扭矩 见下表 M,,,gnD(N,m)bBb n 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.441 0.5 I 650 141.57975 141.66425 139.12925 135.58025 132.327 131.60875 130.975 700 164.199 164.297 161.357 157.241 153.468 152.635 151.9 800 214.464 214.592 210.752 205.376 200.448 199.36 198.4 900 271.431 271.593 266.733 259.929 253.692 252.315 251.1 1000 335.1 335.3 329.3 320.9 313.2 311.5 310 1100 405.471 405.713 398.453 388.289 378.972 376.915 375.1 1200 482.544 482.832 474.192 462.096 451.008 448.56 446.4 1300 566.319 566.657 556.517 542.321 529.308 526.435 523.9 1400 656.796 657.188 645.428 628.964 613.872 610.54 607.6 1500 753.975 754.425 740.925 722.025 704.7 700.875 697.5 1600 857.856 858.368 843.008 821.504 801.792 797.44 793.6 1700 968.439 969.017 951.677 927.401 905.148 900.235 895.9 1800 1085.724 1086.372 1066.932 1039.716 1014.768 1009.26 1004.4 1900 1209.711 1210.433 1188.773 1158.449 1130.652 1124.515 1119.1 2000 1340.4 1341.2 1317.2 1283.6 1252.8 1246 1240 2100 1477.791 1478.673 1452.213 1415.169 1381.212 1373.715 1367.1 n 0.6 0.7 0.719 0.8 0.9 0.953 1 I 650 126.074 116.31425 113.94825 102.45625 77.3175 57.50225 32.74375 700 146.216 134.897 132.153 118.825 89.67 66.689 37.975 800 190.976 176.192 172.608 155.2 117.12 87.104 49.6 900 241.704 222.993 218.457 196.425 148.23 110.241 62.775 1000 298.4 275.3 269.7 242.5 183 136.1 77.5 1100 361.064 333.113 326.337 293.425 221.43 164.681 93.775 1200 429.696 396.432 388.368 349.2 263.52 195.984 111.6 1300 504.296 465.257 455.793 409.825 309.27 230.009 130.975 1400 584.864 539.588 528.612 475.3 358.68 266.756 151.9 1500 671.4 619.425 606.825 545.625 411.75 306.225 174.375 1600 763.904 704.768 690.432 620.8 468.48 348.416 198.4 1700 862.376 795.617 779.433 700.825 528.87 393.329 223.975 1800 966.816 891.972 873.828 785.7 592.92 440.964 251.1 1900 1077.224 993.833 973.617 875.425 660.63 491.321 279.775 2000 1193.6 1101.2 1078.8 970 732 544.4 310 2100 1315.944 1214.073 1189.377 1069.425 807.03 600.201 341.775 由以上数据可以得出: 发动机外特性曲线与变矩器匹配曲线如下图所示: 发动机外特性曲线与变矩器的匹配 由上图可得,发动机与变矩器共同工作点为: I M(N,m)K nnP(kW)w(rpm)w(rpm)eeM(N,m)e0 1706 976.3 174.40501 2367.5275 0 2.425 0.1 1707 976 174.45361 2216.496 170.7 2.271 0.2 1718 971.5 174.76827 2059.58 343.6 2.12 0.3 1734 964.9 175.19755 1880.5901 520.2 1.949 0.4 1749 958.3 175.50437 1690.4412 699.6 1.764 0.441 1753 956.9 175.64876 1617.161 773.073 1.69 0.5 1756 955.5 175.69194 1510.6455 878 1.581 0.6 1779 944.5 175.94403 1333.634 1067.4 1.412 0.7 1828 919.7 176.0431 1120.1946 1279.6 1.218 0.719 1840 912.8 175.86932 1111.7904 1322.96 1.218 0.8 1901 876.3 174.43417 952.5381 1520.8 1.087 0.9 2009 738.4 155.33462 669.7288 1808.1 0.907 0.953 2031 560.8 119.26542 440.7888 1935.543 0.786 1 2060 328.7 70.902827 195.2478 2060 0.594 输出特性曲线: 对共同工作的输出点进行拟合得到: p1 = -3.1482e-010; p2 = 1.1463e-006; p3 = -0.0012809; p4 = -0.51832; p5 = 2355.2 104632,,M,,3.1482,10,n,,1.1463,10n,0.0012809,n,0.51832,n,2355.2TCTTTT 按照传统闭锁点选择的理论,从图形中可以看出在变矩器输出曲线与机械工况时的交点为1036n.m/1411rpm,此点作为发动机油门全开时的闭锁点。 在此时闭锁,则存在在发动机中的管性能量就要释放出来, 闭锁前成液力变矩工况,在闭锁点时涡轮转速为1411rpm,按插值法进行插值计算,此时发动机的转速为, 0.719 1840 1322.96 912.8 175.86932 1111.7904 1.218 0.8 1901 1520.8 876.3 174.43417 952.5381 1.087 1901-n1520.8,14111e,n,18401411,1322.96 1e ?n,1867.1rpme1 此时的转速差为:1867.1-1411=456.1 rpm 传动比i: 0.8-i1520.8,14111, i,0.7191411,1322.961 i,0.755 涡轮传递的转矩为: 952.54,M1520.8,1411w1, M,1111.791411,1322.96w1 M,1040.9(n,m) w1 发动机输出转矩为: 876.3,M1520.8,14111e, M,912.81411,1322.96e1 M,896.538 e1 传递扭矩差为:1040.9-896.538=144.362 N.m 因此必须进行优化 要利用根据发动机数学模型,,, 9 、对变矩器原始特性进行曲线拟合 (1)、按照下表对转变矩比K进行曲线拟合(i-K) I 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.441 0.5 0.6 0.7 0.719 0.8 0.9 0.953 1 K 2.425 2.271 2.12 1.949 1.764 1.69 1.581 1.412 1.218 1.218 1.087 0.907 0.786 0.594 四次曲线拟合 432k,f(i),,3.38*i,6.412*i,3.938*i,0.883*i,2.414 (2)、对泵轮转矩系数进行拟合: ,B 3因为变矩器的循环圆D:=0.409m,使用8号液力传动油,密度 ,,860kg/m 225由公式:可得: M,,,gnDM,96.4586,,nbBbbBb 22可得不同转速比下的液力变矩器的泵轮转矩系数(min/(r.m)) ,B I 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.441 0.5 0.6 0.7 0.719 0.8 0.9 0.953 1 -6 *10,B3.474 3.4761 3.4139 3.3268 3.247 3.2294 3.2138 3.0936 2.854 2.796 2.514 1.897 1.411 0.8035 四次曲线拟合: 432 ,,f(i),,10.663*i,14174*i,6.723*i,0.569*i,3.473B (一)机械和液力工况下,涡轮输出转速和转矩方法寻求闭锁点, 应在一定的油门开度下,以涡轮转速为横坐标,转矩为纵坐标,机械工况和液力工况下 的转矩的交点作为闭锁点,从而进一步得出不同油门开度下的一系列的闭锁点。, 1、机械工况下,涡轮与泵轮相连,发动机的转矩直接传递到涡轮上,因此,此时的涡 nen,轮转速为:; WieT 输出转矩为:。 M,i,M,当i,1时,M,MTWeTTeeTTWTe n为发动机转速,rpm;e n为涡轮转速,rpm;W i为发动机与变矩器之间的传动比,其中: eT M涡轮输出转矩,N.m;TW M为发动机输出转矩,N.m。Te SD23发动机数学模型为: 2(700?n?2000rpm) M,,0.00063516n,1.7778n,208.6Teee M,,8.0697n,16946 (2000rpm?n) Tee i,1,所以M,M由于 eTTWTe 2、液力工况下:发动机的转速转矩,与变矩器转速转矩的关系 M变矩器输出转矩为: T (2,18) M,KMTB K为变矩比,是i的函数,由变矩器原始特性给出: K,f(i)K 为变矩器泵轮转矩: MB 25(2,21) M,,g,nDBBB 式中:为工作油密度;g为重力加速度;D为循环圆有效直径;为转矩系数,是i,,B的函数,由变矩器原始特性给出: (2,22) ,,f(i)BB 所以: n25525TMKMf(i)gf(i)nDgDf(i)f(i)ngDf(i)f(i),,,,,,,,, TBKBBKBBKBi 55变矩器确定以后为一常数;=96.4586 ,gD,gD 25涡轮转矩:,由可得到涡轮转矩与转速之间的关系; M,,g,nDTTT 四次拟合后 432k,f(i),,3.38*i,6.412*i,3.938*i,0.883*i,2.414 432 ,,f(i),,10.663*i,14174*i,6.723*i,0.569*i,3.473B nTMKM96.4586f(i)f(i)n96.4586f(i)f(i),,,,,, TBKBBKBi 另:曲线拟合得到的: 1、按传统方式进行求解闭锁点 2 M,,0.001281,n,0.51832,n,2355.2TCTT 2 M,,0.00063516n,1.7778n,208.6Teee 2M,0.001281,n,0.51832,n,2355.2TCTTf,, 2M,0.00063516n,1.7778n,208.6Teee 并据此作出图像: 当转矩比在1时,闭锁产生的冲击最小,由此可知闭锁时转速在1424rpm 此时的涡轮传递的转矩为:x=1035.2 n.m 发动机的转矩1035n.m/1424rpm 0.719 1840 912.8 175.86932 1111.7904 1322.96 1.218 0.8 1901 876.3 174.43417 952.5381 1520.8 1.087 此时泵轮转速: 1901,n1520.8,1424, n=1871.2rpm n,18401424,1322.96 此时发动机的转矩:894.0768n.m/1871.2rpm 转速差:n=1871.2-1424=447.2rpm ; C 转矩差:M=1035.2-894.0768=141.1232 n.m ; C 此时的变矩比K: 1 1.087,k1520.8,14241, K=1.1511 1k,1.2181424,1322.961 效率η:η=0.761*1.1511=0.8760 I 发动机转速rpm 输出转矩n.m 功率KW 涡轮转速rpm 涡轮转矩n.m 变矩比K 效率η 0.761 1871.2 894.0768 1424 1035.2 1.1511 0.8760 2、按照转速比接近耦合(i=1)时的方式进行闭锁: I 发动机转速rpm 输出转矩n.m 功率KW 涡轮转速rpm 涡轮转矩n.m 变矩比K 效率η 1 2060 328.7 70.902827 195.2478 2060 0.594 0.594 当i=1时,虽然转速很接近,但是变矩器传递的扭矩低,效率也低只有59.4% 另外转矩差:328.7-195.2479=133.4521 3、按照转矩比K=1点时闭锁 I 发动机转速rpm 输出转矩n.m 功率KW 涡轮转速rpm 涡轮转矩n.m 变矩比K 效率η 0.8 1901 876.3 174.43417 952.5381 1520.8 1.087 0.9 2009 738.4 155.33462 669.7288 1808.1 0.907 当K=1时, 泵轮转矩: MBK 738.4,M0.907,1BK , =809.6494 n.m MBKM,876.31,1.087BK 涡轮转速: nTK 1808.1,n0.907,1TK, =1659.7 rpm nTKn,1520.81,1.087TK 涡轮转矩 MTK 699.7288,M0.907,1TK, =816.3847 MTKM,952.53811,1.087TK 转速比: iK 0.9,i0.907,1K, =0.8483 iKi,0.81,1.087K 效率η:η=0.8483 转速差:=1956.5-1659.7 = 296.8 rpm nBTK I 发动机转速rpm 输出转矩n.m 功率KW 涡轮转速rpm 涡轮转矩n.m 变矩比K 效率η 0.8483 1956.5 809.6494 1659.7 816.3847 1 0.8483 4、按照在最大效率点时闭锁 I 发动机转速rpm 输出转矩n.m 功率KW 涡轮转速rpm 涡轮转矩n.m 变矩比K 效率η 0.719 1840 912.8 175.8693 1111.7904 1322.96 1.218 0.8757 对闭锁前后发动机释放出来的能量变化大小, 闭锁前后发动机释放出来的能量的大小计算: 首先对涡轮转速曲线进行拟合 拟合曲线为: p1 = 720.93; p2 = -447.47; p3 = 1802; p4 = -1.8911 32 n,720.93,i,447.47,i,1820,i,1.8911T (1)闭锁前发动机储存的能量: p1 = 1; p2 = -1.5622e-010; p3 = 1.4891e-007 11,,2222,10,7W,I(),n,I(),(n,1.5622,10,n,1.4891,10) HMEHBEHBHB230230 (2)闭锁后发动机储存的能量: p1 = 1 ; p2 = -9.2352e-012; p3 = 7.4441e-009 11,,2222,12,9 W,I(),n,I(),(n,9.2352,10,n,7.4441,10)MEMBEMBMB230230 如下图所示: ,,112222,10,7I(),nI(),(n,1.5622,10,n,1.4891,10)EHBEHBHBW230230Hf,,,11,,W2222,12,9MI(),nI(),(n,9.2352,10,n,7.4441,10)EMBEMBMB230230 (二)按照车速和牵引力方法寻求闭锁点 Mii,TebigTF,机械工况驱动时:由驱动力公式: tr式中: F为驱动力t M为发动机转矩;Te i为变速箱档位传动比;bi i为中央总传动比;g 为传动系统机械效率;,T r为驱动轮半径。 22 ,,0.985,0.99,0.97,0.9224T F,C,M tiTe ii,bigTCiC其中为第档位的系数,, iir 93.2414,0.9224 C,,198.04699F10.43427 50.9826,0.9224前进档: C,,108.2883F20.43427 29.213,0.9224 C,,62.0491F30.43427 71.6317,0.9224 C,,152.1477R10.43427 39.2174,0.9224后退档: C,,83.2987R20.43427 22.4099,0.9224 C,,47.5992R30.43427 前进档发动机转速与驱动力之间的关系:(应该找出牵引力与车速间的关系) 5x 102.5前进一档 前进二档 前进三档2 1.5 F/N 1 0.5 06008001000120014001600180020002200n/rpm 利用液力变矩器的输出特性以及西面两个公式,可求出驱动力图 r nT,0.377, iibig Mii,TebigTF, tr 3.8 、闭锁点优化的原则:(北理工——马超) 3.8.1 闭锁规律的优化设计 在已知发动机部分特性和液力机械传动系统相关参数条件下,可以在一定油门开度时进行优化计算,不同油门开度下进行计算所得到的一系列闭锁点便是闭锁规律。 根据前面的分析,可以总结出产生闭锁冲击的原因主要有以下三方面: (1)闭锁前后转矩大小不等。 (2)闭锁过程发动机转速下降。 (3)闭锁离合器操纵油压特性的影响。 综合考虑各方面因素的影响,对闭锁规律进行寻优,步骤如下: 1) 确定优化约束条件 1 可以看出一定油门开度下,涡轮转速在一定区间内进行寻优,寻优区间的参考图 2, 起始点应为发动机稳定工作最低转速对应的机械工况涡轮转速n3;终点应为发动机最高转速对应的液力工况涡轮转速n2,即:n2? nt ? n3 。在这个范围内计算闭锁前后液力工况、机械工况所对应的发动机转速,进而确定发动机释放出来的惯性能量大小的变化;以及闭锁前后液力工况、机械工况所对应的输出转矩比值的变化。 2) 确定目标函数 根据前面的分析,考虑闭锁前后输出转矩大小尽量变化不大以及发动机释放出的惯性能量两方面因素。 a. 闭锁前后输出转矩比随泵轮转速和涡轮转速变化的函数 为: 闭锁前(液力工况)变矩器输出转矩MT (2,18) M,KMTB K为变矩比,是i的函数,由变矩器原始特性给出: (2,19) K,f(i)K nTi,(2,20) nB 25一定油门下,闭锁离合器解锁,变矩器闭锁前呈液力传递工况,由可得M,,g,nDTTT到涡轮转矩与转速之间的关系; 为变矩器泵轮转矩: MB 25(2,21) M,,g,nDBBB ,式中:为工作油密度;g为重力加速度;D为循环圆有效直径;为转矩系数,是i的,B函数,由变矩器原始特性给出: ,,f(i)(2,22) BB n由上面的分析可以知道,液力工况下涡轮输出转矩 可以写成变矩器传动比i和泵轮转速 B的函数: H M,f(i,n)THB 结合式(2,20),上式又可以写成: H''' (2,24) M,f(i,n),f(i,n),f(n,n)THBHTHTB 闭锁后(机械工况)涡轮输出转矩 等于泵轮轴转矩: 闭锁后为机械传动,此时涡轮的转矩等于发动机输出的转矩: MM,(2——25) M,M,M/iTBe nB (2——26) i,1ne 为发动机到泵轮间的传动比,将发动机的转速与转矩按照,发动机外特性拟合: i1 2M,a,an,an??????(n,n,n)e12e3emineN (2--27) M,b,bn?????????(n,n,n)e12eNemax 式中,——发动机的特征系数; a、a、a、b、b12312 ——发动机额定转速、最低稳定转速、最高转速; n,n,nNminmax 则式(2——25)可写成: M' (2--28) M,f(n),f(n)TeB nT又由于(2,20) 则(2--28)可写为: i,nB M (2--29) M,f(n,n)TMTB 为衡量闭锁前后输出转矩的变化,确定第一个目标函数: HMf(n,n)THTB f(N),,,f(n,n)11TBMf(n,n)MMTBT b. 发动机释放出的惯性能量随泵轮转速和涡轮转速变化的函数 闭锁前(液力工况)发动机储存的惯性能量: 12W,I, 2-31 Hee2 ,,由于: ,n,n(2,32) ,eeB3030i1 再结合式(2,20): ''' (2,33) W,f(n),f(i,n),f(n,n)HHBHTHTB闭锁后(机械工况)发动机储存的惯性能量: 12W,I,(2,34) Mee2 由式(2,15)再结合式(2,3)有: '''(2,35) W,f(n),f(i,n),f(n,n)MMBMTMTB 为衡量闭锁前后发动机惯性能量的变化,确定第二个目标函数: Wf(n,n)HHTB (2,36) f(N),,,f(n,n)22TBWf(n,n)MMTB 两个目标函数进行比较,看最佳闭锁点是否在同一转速点,若在同一转速点则就是所求得的最佳闭锁点。但一般情况下,这两个目标函数的最优点不是重合的,因此需要在各目标函数之间进行协调,互相作出“让步”,以取得整体最优。根据优化设计理论,多目标函数的最优化问题比单目标函数复杂,通常统一成单目标函数来达到简化计算的目的。在这一过程中采用目标规划法可以使各目标函数能均匀一致地趋向各自的最优值。 采用目标规划法处理多目标函数最优化问题,一般先分别分析各目标函数,然后根据优 (0)化设计要求适当调整并制定出各目标函数的理想最优值。则统一目标函数按如下的平fj 方和法来构成: (0)qf()fX,jj2 (20) fX[](),,(0)f,j1j 这意味着:当各个目标函数分别向各自的理想最优值靠近时,统一目标函数将达到f(X)最优。 将前面分析计算得出和两函数的最优值,以及两个目标函数按照式(20)进f(N)f(N)12 行统一,得到统一目标函数: (0)2f(,)fnn,BTjj2 fX[](),,(0)f,j1j 按上述方法对某履带车辆液力变矩器闭锁点进行优化,建立的统一目标函数与涡轮转速的关系。对统一目标函数求最优解便得到发动机在100%油门开度下的优化闭锁点,用同样方法可以计算发动机不同油门开度下的优化闭锁点。 再与变速箱油压值一起匹配,两参数的最佳匹配点即为最优闭锁点。 (二)、导轮离合器闭锁 导轮离合器是在变矩器呈现液力工况时闭锁,闭锁离合器要提供足够的摩擦转矩,根 M,KM据变矩器所传递的发动机的转矩以及变矩器的变矩比K来确定:,而经过变矩TP M,M,(K-1)M后增加的转矩为:,这也是闭锁离合器所要提供的摩擦转矩,找出TPP 液力工况时变矩起所传递的最大转矩,即可得到闭锁时所需要的最小摩擦转矩。再根据导轮离合器的结构参数确定出闭锁时所需油压的大小。 由于变矩器开始工作时都处于液力工况,因此必须有足够大的闭锁油压力。 液压离合器有如下几点要求: 1(结合状态下,能可靠地传递转矩。 (结合过程中,扭矩平稳增大,动负荷小。 2 3(摩擦过程中,有良好的润滑和冷却。 4(分离时相对转速小,空转摩擦转矩小。 5(油缸供油简单方便。 3.9 液力变矩器多种闭锁方式及对比 目前的液力变矩器种类很多,其闭锁离合器的结构也不尽相同,但就闭锁离合器的结构型式来说主要有两种:一种置于液力变矩器壳体内部,称为内置式;另一种置于液力变矩器壳体的外部,称为外置式。液力变矩器闭锁有许多方式,有液压闭锁式、离心闭锁式、粘性闭锁式等,最常用的是液压闭锁式。液压闭锁式液力变矩器是利用液压系统中的压力来使闭锁离合器接合,从而使涡轮和泵轮闭锁在一起,提高动力传递效率。液压闭锁式又可根据控制方式不同分为纯液压控制闭锁和电液控制闭锁两种,后一种采用电磁阀来控制闭锁油压,目前,几乎所有的自动变速器都通过使用一个电子控制系统来控制液力变矩器闭锁离合器电磁阀的通电和断电,以此来控制闭锁油压。 早期的锁止离合器,仅仅是在高档位时自行锁止任务,而在汽车低档行使是则不予锁止。这主要是因为一旦在低档锁止,液力变矩器将无法产生位最大的加速性能所必学的增加扭矩的作用。然而,目前用于绝大多数液力变矩器的电子控制系统,则允许在特定的工况下,低档位时产生锁止。虽然各种液压锁止型液力变矩器的工作方式相同,但就其机械结构设计而言,也还是有一些细微差别的。扭转减振弹簧的作用是缓和刚刚锁止是发生的结合冲击,并且在产生锁止后,对发动机动力输出加以衰减。这种液力变矩器在汽车低档行驶时,油液进入活塞前面的油腔后推活塞,使锁止离合器分离。当自动变速器换入高档且车速极高时,油液自活塞前面的油腔中排出,而自动变速器主油路油压进入涡轮与锁止活塞之间,推动活塞前行,使其与变矩器盖内表面上涂敷的摩擦材料接触,将涡轮与泵轮锁止在一起。另外,在发动机节期门部分开启或全开降档时,或汽车行驶速度低于给定值时,该锁止离合器也会自动地产生分离。在福特汽车公司生产的产品中,活塞的外缘前端面上设有一圈摩擦材料。此外,在与涡轮花键相连的活塞毂与活塞盘之间,有一弹簧式扭转减振器,以吸收锁止离合器接合时的冲击,并在 锁止后衰减发动机输出动力的波动。对丰田汽车公司的产品,当车辆以中速至高速行驶时,液压油被送入锁止离合器活塞的后部,强制活塞紧靠在离合器盖内表面上,而活塞前面原来使锁止离合器分离的油液,则通过与涡轮花键相连的行星齿轮变速器输入轴中的油道排出。 就一般的汽车自动变速器或自动变速桥来说,液力变矩器中的锁止离合器,只是在D工况直接档(对3档自动变速器来说就是第三档),或D工况超速档(对4档自动变速器来说就是第四档时),才发生啮合,产生锁止。福特汽车公司的液压锁止型液力变矩器的结构如下图所示 离心锁止型液力变矩器中的主要部件是一离合器盘,该盘上设有弹簧型扭转减振器,而其通过一单向离合器与液力变矩器的涡轮花键相连,在离合器盘的外侧,装有若干离心蹄块外侧附有摩擦材料。不工作时,蹄块由回位弹簧拉紧在离合器盘的外侧,当汽车的行驶速度,即液力变矩器的涡轮装束升高时,作用在离心蹄块上的惯性离心力将使他们向外张开,当涡轮转速升高到一定程度时,蹄块上的摩擦材料与变矩器盖的内圆表面接触,并使涡轮相对于泵轮锁止。若车速低于一定程度,则会为弹簧的拉力克服离心蹄块上的惯性离心力,将蹄块从变矩器器盖的内圆表面上拉回,从而解除液力变矩器的锁止。 粘性锁止型液力变矩器,一般适用于对平稳性要求极高的变速器上。其活塞组件主要由一个活塞盖和一个活塞体,以及一个内转子组成。锁止离合器的摩擦材料敷在活塞盖上,同时,活塞盖于活塞体连接在一起,至于内转子则与液力变矩器的涡轮用花键相连如下图所示 活塞体和转子相对的端面上,各自有一系列交错的圆环槽。在这种结构中,最重要的一点是,活塞组件的内部完全充满了特殊的硅油。如下图所示黑色区域为锁止结合油压,而布满黑点的区域为硅油所占据,发动机的动力自活塞盖传至活塞体,经硅油的转子,然后送至涡轮和行星齿轮变速器的输入轴。硅油允许活塞体和转子间有少量的滑转,以吸收结合时的冲击,并在液力变矩器被锁止后衰减发动机输出扭矩的波动。 从技术的角度来看,这种粘性锁止离合器其实是不能完全的锁止液力变矩器的,然而,由于其中所采用的特殊硅油的黏度随活塞体与转子之间转速差的增大而自动地增高,所以其活转被控制在最低限度。 早期的液压锁止型液力变矩器闭锁离合器多为利用开关式电磁阀来控制,要么闭锁,要么断开。由于液力变矩器的闭锁对提高燃油经济性很有效,所以其闭锁范围在不断扩大。但另一方面,由于完全闭锁实际上相当于机械连接,失去了其吸收振动和冲击的作用,对传动系统的寿命和乘坐舒适性都有很大的影响;而 且如果在较低速比下闭锁,泵轮与涡轮的转速差很大,引起车辆快速自动,极有可能导致发动机熄火。现在逐渐采用脉冲式电磁阀,对闭锁离合器采用闭环滑转控制的方式,极大地提高了变矩器的效率,同时也改善了车辆的燃油经济性。 1、开关式闭锁控制 图3.3-1 开关式闭锁的工作原理 如图3.3-1 所示为液力变矩器开关式闭锁的工作原理。但电磁阀线圈断电时,电磁阀将闭锁油压泄放掉,使得闭锁离合器分离;而当闭锁电磁阀通电时,电磁阀建立起闭锁油压,使闭锁离合器结合,完成变矩器的闭锁。对于开关式闭锁控制的实现相对要简单些,在需要闭锁,接通闭锁电磁阀,向闭锁离合器供油压,完成闭锁功能;需要解锁时,断开电磁阀的电流就可完成。如下图所示为某一种开关式闭锁控制的控制系统图 由图可以看出,开关式闭锁控制是一种开环控制系统,闭锁离合器的闭锁程度并没有把信号反馈给控制单元,为了在各种条件喜爱该系统都能正常工作,势必需要提供足够高的闭锁油压,从节约能源方面考虑显然是不利的。 2、滑转式闭锁控制 如下图所示为一种液力变矩器滑转闭锁的工作原理。主油路压力P经二级调节阀调节为PSEC,此油压用来控制闭锁离合器闭锁、滑转和分离等状态。其中开关电磁阀用来控制闭锁继动阀处于两种状态:打开位置时,PSEC至闭锁离合器接合一侧,而离合器分离侧的油压由闭锁控制阀控制;线性电磁阀压力、离合器的接合压力与分离压力都作为闭锁控制阀的先导压力。这样,闭锁离合器的接合压力和分离压力的差相应于闭锁离合器的转矩容量,此压力可以由线性电磁阀来调节。此压力差的控制能力很好,既便压力PSEC有波动,也不影响转矩容量,可以实现完全闭锁和任意滑转程度的控制。闭锁继动阀的另一个位置,使PSEC到闭锁离合器的分离侧,而接合侧泄油,此时,闭锁离合器解锁,与线性电磁阀无关。 在滑转闭锁控制中,动力的传递实际上是通过变矩器(液力传动)和闭锁离合器(机械传动)相结合的方式来传递的,滑转速度是闭锁离合器主动盘与被动盘转速的差,它决定了动力传递的分配比例,因此,可以根据控制滑转速度的大小来决定此比例的大小,从而使平衡闭锁与解锁之间存在矛盾。 在固定车速下,由功率传递分布、传递效率及传递转矩波动与滑转速度的关系可以得出动力的机械传递与液力传递的比例与滑转速度有关,通过调节滑转速度就可以调节此比例值,使其满足实际需要;其传递效率自然也在机械传动与完全液力传动之间;由于滑转速度的存在,使转矩的波动大大减小,直至消失。滑转速度由发动机转速和涡轮转速之差决定,所以在滑转闭锁控制系统中至少需要设置两个转速传感器,实际应用中多采用两个磁电式转速传感器来得到这两个信号。如下图所示的一种液力变矩器滑转闭锁控制系统框图, 车速信号、油门开度信号、制动信号、换挡信号、以及发动机转速和涡轮转速信号都被输入到电子控制单元(ECU),经过电子控制单元处理后,输出相应得PWM信号到线性电磁阀,同时也有反馈信号进入ECU,以调整线性电磁阀的工作状态。当进入滑转闭锁控制区后,根据车辆驾驶条件确定目标滑转速度,此目标值应使动力传递分配最合理。而实际的滑转速度可以根据发动机转速和涡轮转速计算得出,目标值与实际值的偏差作为反馈控制器的输入,并以此来决定输出控制线性电磁阀的PWM信号占空比的大小。 3.10对于闭锁总体控制方案的选取设计 对于推土机考虑其工作环境及工作状况考虑。初步采用yj409a型液力变矩 器设置原为内置式的液压锁止型离合器,使用滑转式闭锁控制。具体控制流程如下图所示;如使用滑转式控制方式则具有其所有的优点如上所述,液力变矩器的电子控制系统,则允许在特定的工况下,以及低档位时产生锁止。且滑转闭锁控制可以采用滑转控制平衡中间的闭锁和解锁之间的关系使闭锁和解锁过程中间产生的冲击和振动更小并且保持了机械传动和液力传动的各部分的优点,采用的参数更能反映推土机的工况, 四、液力变矩器闭锁点的优化研究及控制器控制策 4.1第四章、闭锁离合器闭锁过程动态数学模型的建立: 发动机在是按某一油门下的速度特性工作的,变矩器泵轮轴和涡轮轴为隔离体,其受力情况如上图所示,根据牛顿第二定律可得二者的运动微分方程为: ,dPM,M,M,I,????(1)iPcPdt d,'TM,M,M,I,????(2)cT1Tdt M,M,i,,MM其中:为泵轮轴的输入扭矩,Nm,,为某一油门下发动机的扭ifqqif i,M矩,为发动机和变矩器间的传动比,为发动机和变矩器间的传动效率;为变矩器qqp 253泵轮扭矩,Nm,;为泵轮的扭矩系数;为变矩器工作油的密度, Kg/m, M,,g,nD,,pppp 为泵轮转速,r/min;D为变矩器循环圆直径,m;为涡轮扭矩,Nm,,nM,k,MMTppTk为变矩器变矩系数。为作用在涡轮轴上的地面阻力矩,Nm; M1 2,(GfAC/21.25)r,dM,1iii,,,,biczbiczx G为车重, N;r为主动轮关径,m;f为地面滚动阻力系数;为中央传动比及效i,,cc率;为终传动比及效率;为变速箱第i档的传动比及效率;为行动部分i,,i,,,bibizzx 的效率,可按近似公式计算,为车速,km/h; ,,0.95,0.003,,x '为闭锁离合器打滑过程中作用在泵轮和涡轮上的摩滑力矩,Nm,其大小由闭M,Mcc 锁离合器的结构和充油特性确定。 为发动机至变矩器泵轮间所有旋转零件的转动惯量换算至泵轮轴的当量转动惯量,IP n22kgm; ;为第i个旋转件的转动惯量,为第i个旋转件至变矩器泵轮的IiI,Ii,iPiPipi,i1 传动比;为车辆质量及主动轮至涡轮间所有旋转零件的转动惯量换算至涡轮轴的当量转IT m22Ii动惯量, kgm; ;为第j个旋转件的转动惯量;为第j个旋转件至变矩器I,IijPj,Tjpj,i1 涡轮的传动比;ω为泵轮的角速度;ω为涡轮的角速度。 pT 转动惯量的计算 根据液力变矩器闭锁离合器的工作状态,可以分为三种不同的情况, M,0(1) 闭锁离合器分离,摩滑力矩为; C (2) 闭锁过程中。滑摩力矩为: M,,PRZCdsjcr 式中:R——闭锁离合器摩擦副平均半径, c r Z——摩擦副数 ——滑动摩擦因数 ,d 考虑闭锁离合器活塞两侧的主压与背压,忽略离心油压,摩擦零件的实际压力应为: 22'2'2 P,,[P(R,R),P(R,R)]sj12b12 式中:P为操纵系统油压(MPa),P为闭锁离合器活塞背压(MPa)。分别为主压R、Rb12 ''侧活塞的内外半径,分别为背压侧活塞的内外半径, R、R12 闭锁结合过程中,摩擦方式由动摩擦向静摩擦转变。对于铜基摩擦材料其动静摩擦因数相差较大,因而对闭锁品质有较大影响,它一般可以根据台架试验结果进行拟合而得到随主被动零件相对滑摩速度的函数。引用参考文献[马彪.履带车辆综合传动特性的动态仿真研究]中根据试验数据拟合成的摩擦因数为: ,,0.130879exp(,0.000570486,n)d 式中:,n——主被动零件滑摩转速差(r/min) (3)闭锁离合器完全结合摩滑力矩为:当其 MI,MIPTTPM, CI,IPT 4.2、充油特性的设计: 4.2.1 闭锁离合器 整个闭锁过程按充油特性可分为三个阶段: (1)建立低压,此时闭锁活塞缸A内的油压P约等于操1 P,P纵系统油压,P为操纵油压。 u 1u (2)A腔油压增长,消除活塞和摩擦副间隙。此时缸内 P,PS/S压力P为: 2 2bbh 式中:S 、S为操纵压力油和背压油对活塞作用的有效面积,P为活塞背压。 bh b 图3 闭锁离合器简图 (3)缸内油压急剧增长,闭锁离合器开始结合并传递扭矩直至完全结合,此时缸内压力为P为: 3 ,t,,t3P,P,(P,P) 3ZZ2,t3 式中: ,t位第三阶段总时间;P为操纵油压力;,t为第三段开始时的时间。3Z 另: 在闭锁离合器结构参数和闭锁点已定的条件下,决定结合品质优劣的因素就是离合器控制油路的充油特性。为便于设计,通常将充油特性简化为线性,表示如下: P,P,Kt0P 其中:P为初始压力, MPa;K为斜率, MPa/s。 0P 这一充油特性表示闭锁离合器结合过程中离合器油缸操纵压力的变化规律。充油特性的设计就是要确定合理的P、K,其设计原则是获得良好的结合品质。可以用数值求解的方0P 法,求解运动微分方程(1)、(2),其初始条件确定如下: 当t=0时,M= 0;MT=K?M;ω=i?ω;P=P CPTTP P0 其中 i为闭锁离合器闭锁时泵轮和涡轮的转速比。 TP 4.2.2、导轮离合器的充油过程, 也应将充油特性简化为线性,表示如下: P,KtP 初始压力为0,时间应该较短,以便尽快进入变矩工况。 4.3、离合器集合参数的分析: 4.3.1、闭锁离合器闭锁 1、打滑时间 打滑时间对离合器结合的平稳性有显著影响。但也影响到闭锁离合器摩擦零件的寿命。打滑时间越长,摩擦零件的滑摩功就越大,摩擦零件越易烧毁。所以设计打滑时间不易过长。由于涡轮当量转动惯量不同,打滑时间与排挡有关,低速挡当量转动惯量小,打滑时间短;高速挡当量转动惯量大,打滑时间长,应满足高速挡的打滑时间要求,设计为不超过1s。 2、滑摩功率和滑摩功 在闭锁过程中,闭锁离合器在传递转矩的同时,产生滑摩,最后使主被动零件转速相等。在滑摩过程中,离合器消耗的功称之为滑摩功。它是反映摩擦零件承受热应力能力的参数。滑摩功值取决于下列因素:摩擦片的压力,相对转速,发动机和变矩器的转矩变化特性,主被动零件的转动惯量,主被动零件的阻力矩,摩擦副的摩擦因数和表面状态,润滑强度及油的粘度等。在没有试验数据的条件下,滑摩功率、滑摩功分别按下面理论方法计算: P,M(n,n)CCPT ttW,Pdt,M(n,n)dtCCCPT,,00 3、冲击度或冲击载荷 冲击度或冲击载荷是衡量闭锁时结合平稳性好坏的主要参数,冲击度或冲击载荷越小,结合品质越好。冲击度即角加速度的变化率(δ=ε/Δt),冲击载荷指闭锁过程中变矩器传递扭矩所出现的最大值(或最大扭矩波动量),一般应小于设计扭矩与传动系动载系数的乘 M,M,M积。需要指出的是在闭锁过程中,变矩器传递的扭矩为: CT 4.3.2、导轮离合器闭锁 当闭锁离合器解锁时,导轮闭锁时应尽快闭锁,以便使变矩器尽快地达到液力变矩工况,打滑的时间不宜过长,并应满足变矩器所能传递的最大转矩。 备注: 是根据实际情况来选择的,闭锁点根据实际情况来定,在不同的条件下设不同的闭锁时机1一般情况 下,应遵循下面的闭锁条件:发动机应完全暖机,足以承受各种工作载荷 且不至于熄火,在此情况下才允许闭锁 一般只有在发动机转速和车速,或者是泵轮和涡轮的转速情况可以保证闭锁后不会造成明显的冲击和抖振时,才可以使闭锁离合器接合 4.4闭锁控制策略的特例分析 目前闭锁离合器控制策略的大体方法是目前几乎所有的液压锁止型离合器都采用了电子控制闭锁活塞的动作是由锁止电磁阀和一个或几个滑阀控制的。 通常闭锁离合器仅在下列条件满足时方可接合。(1)发动机应充分暖机,足以承受各种工作载荷且不至于熄火;(2)车速应比较高,足以保证平稳地传递动力而不至于发生明显的发动机动力波动或爆燃,低速时不提供闭锁主要考虑到液力变矩器此时无法为车辆所要求的良好加速性能提供必须的增扭作用;(3)只有在发动机转速和车速,即泵轮与涡轮的转速情况可以保证闭锁后不会造成明显的冲击或抖振时,才可以使闭锁离合器接合。 当发生或存在下列情形时,应解除闭锁离合器的锁止:(1)需液力变矩器产生增扭作用以更快地加速汽车;(2)发动机节气门关闭减速;(3)制动;(4)换挡;(5)车辆将要停车或发动机将要停转"原因在于节气门关闭减速期间若出现锁止,将增加排放污染和燃料消耗;若制动时仍存在锁止,则可能对发动机产生不良影响;而换挡时暂时解除锁止,可使动力传递更趋平稳。 闭锁离合器的闭锁点选在如下图所示的工作特性曲线的B点,即耦合器工作点比较理想。在该点,液力变矩器导轮因其单向离合器解锁的缘故,开始随泵轮和涡轮同方向旋转,从而失去增扭作用而按液力耦合器的特性(其传动效率与涡轮和泵轮的变矩比K呈线性关系)工作"若在B点锁止,则该变矩比K直接变为1。这既可在前期充分利用液力变矩器随车辆行驶阻力不同而自动改变输出扭矩的无级变速特长,又可在后一阶段减小因锁止而产生的转矩与转速突变"因此,对兼顾传动效率和乘坐舒适性的轿车,一般将锁止点选在B点附近。 1、克莱斯勒汽车公司锁止离合器控制策略分析 在该公司锁止离合器的电子控制系统中,锁止电磁阀由电子控制单元(ECU)通过一个专用继电器加以控制。至于ECU所赖以决定是否锁止的信号来源,则分别是冷却水温传感器、真空传感器、车速传感器和节气门闭合开关。下面,着重分析该公司广泛使用的Torqueflite型自动变速器锁止离合器的控制策略。 :只是在发动机冷却水温高于,进气歧管真空度约为26.66~66.66kPa,通常,66C 且车速高于64km/h时,方可发生锁止。只要节气门闭合开关处于闭合状态,ECU就不会给锁止电磁阀通电,因而也不会锁止离合器。毫无疑问,该开关的作用是通知ECU解除锁止离合器的锁止,以便在关闭节气门减速行驶时减少排放污染并增加燃油经济性。为防止在节气门短暂开启和关闭期间反复给锁止电磁阀通电和断电,ECU程序中专门有一部分用来保证在节气门闭合开关开启后,将锁止离合器的接合动作延迟一段给定的时间。车速和进气歧管真空度这两个输入传感器所提供的电信号,对确定锁止离合器是否投入工作是至关重要的。如下图所示,若车速低于某一给定的速度下限,ECU就不会给锁止电磁阀通电,因而也不会发生锁止。如车速高出此下限但低于给定的速度上限,ECU则需结合真空传感器所提供的信号来具体判断是否锁止离合器"一旦车速超过给定的速度上限,无论真空信号如何,ECU都将发出锁止指令。当车速介于给定的速度下限和上限之间时,ECU对是否锁止的判断将建立在一组作为车速函数的真空值之上,而且相应的车速已被事先编入控制程序中。从图3可以发现,锁止区在速度上、下限之间是很狭窄的,其相应的进气歧管真空度差仅为26.66~66.66kPa。分析可知,这是为了保证此刻车辆处于一种稳定的行驶状态,没有急加速,非大负荷,更不是关闭节气门或在很小的节气门开度下减速行驶。 为防止在节气门瞬时关闭的过程中锁止离合器发生短暂的接合,当车速介于速度上、下限之间,且歧管真空度也进入锁止区范围时,锁止并非马上发生,而是被延迟一段给定的时间。一旦真空度稳定在锁止区范围内后,离合器才被锁住。离合器锁止后,若要解除锁止,真空传感器所提供的进气歧管真空度应有所不同。例如在上图中只有当真空度信号低于13.33kPa或高于77.33kPa时,才会出现解除锁止的情况。允许这样一个更宽的数值范围是为了改善车辆的驾驶性能。否则,由于锁止区间狭窄,发动机负荷稍有变化,就可能使进气歧管真空度落到锁止区外,造成锁止离合器反复接合和分离。 2、福特汽车公司锁止离合器控制策略特例分析 对福特汽车公司的锁止离合器控制策略,以其AXOD型变速驱动桥为例展开分析。AXOD型变速驱动桥的液力变矩器锁止离合器可以在3挡或4挡行驶时产生锁止,而锁止电磁阀是由该公司的第4代发动机电子控制系统(EEC-?)控制的。该控制系统所采用的锁止输入信号,分别来自发动机冷却水温传感器、节气门位置传感器、车速传感器、大气压力传感器、制动开关以及3-2挡压力开关、4-3挡压力开关和空挡压力开关。若冷却水温低于24度,或节气门正在突然开关及已完全关闭,或大气压力低于67.5kPa,或车辆正在制动及由4挡向3挡降挡和由2挡向3挡升挡时,均不会产生锁止。另外,由于输入装置的失效可能会危及控制系统的功能,所以一旦发生此类情况,系统将自动转为失效模式控制状态,因而也不会产锁止。 类似于克莱斯勒汽车公司,当冷却水温升至规定的下限(24度)以上时,节气门位置传感器和车速传感器信号将成为决定是否发生锁止的关键因素。这时,ECU将根据作为车速曲线函数的两组节气门开度来作出控制决定(见图4)。由下图可知,若车辆以3挡行驶且节气门开度较小,锁止可以在车速只有43km/h时发生;节 气门开度加大后,除非车速高达89km/h,否则不会产生锁止。若以4挡行驶且节气门开度较小,锁止车速为56km/h;节气门开度较大时,若车速低于89km/h,也不会产生锁止。另外,由图4还可看出,3挡时发生锁止所对应的节气门开度,从热怠速位置算起为大于8%而小于59%;4挡时,这两项数据变为大于5%而小于45%。 一般来说,锁止所需条件是节气门开度较小而车速较高。若锁止已发生,则在解除锁止之前,应允许有较大些的节气门开度和较低些的车速,即提供锁止滞后区。这可以防止车辆行驶工况出现轻微变化时,由于节气门开度和车速超出锁止范围而反复锁止和解除锁止,使车辆的驾驶性能变差。无论何时,只要节气门已完全关闭,ECU将解除锁止,以便在关闭节气门减速期间减少发动机排放污染,提高燃油经济性。另外,为防止节气门短暂开启和关闭时反复发生锁止,ECU程序中有专门部分用来延迟锁止离合器的动作,使其在节气门开度已发生显著变化后才产生。升挡或降挡时,ECU会暂时解除锁止,由此产生的液力变矩器泵轮与涡轮之间的轻微滑差可缓和换挡冲击。当然,在制动时,ECU也会发出指令,解除锁止离合器的锁止。在大气压力低于6616kPa时,亦不会出现锁止。其中的主要考虑是车辆在高海拔条件下工作时,发动机功率和转矩必有所下降,因而需要液力变矩器发挥其增扭作用,以弥补动力不足,保证车辆的正常运行。若这时发生锁止,将不会有人们所期待的增扭作用产生,与使用要求背道而驰。 3、丰田汽车公司闭锁离合器控制策略分析 丰田汽车公司1999年款LS400轿车改用有4个行星齿轮机构的A650E5挡电子控制自动变速器,在其发动机ECU功能中,较之原先装用的A341E和A342E4挡电子控制自动变速器,增加了柔性锁止离合器的控制,即在传统锁止离合器的基础上,采用了新型柔性锁止离合器。当汽车以中低车速行驶时,柔性锁止离合器控制调节电磁阀SLU使锁止离合器处于ON和OFF的中间模式工作,以改善在该挡域的能量传递效率,其结果是锁止离合器的工作范围扩大,燃油经济性提高。美国 环境保护署(EPA)推荐的城市运行工况的试验结果表明,采用锁止模式时在燃油经济性方面可以有7%的提高。 4、小松推土机液力变矩器闭锁控制系统控制策略 液力变矩器包括3个部分,单级单相变矩器,且和变速器具有单一结构体。为了降低燃油消耗以及降低操作强度,以及降低发动机马力消耗,安装了一套湿式的多盘的液力变矩器闭锁离合器。和一个湿式的多盘导轮离合器集合。 当机器在低负荷或工作平稳的时候使用直接传动的变速器更能节省功率。为了实现这个目的使用安装在变矩器中的液压控制的闭锁离合器来控制。当液力变矩器闭锁时(即泵轮和涡轮合为一体时),提供液力变矩器泄油阀的供油没有停止,这样导致从泵轮出来的油通过导轮时产生的方向不符合涡轮的需要并且还阻止泵轮和涡轮的旋转(这样油就剧烈的翻腾)。这样就必须一个导轮离合器来阻止这个事情的发生,导轮离合器可以在液力变矩器闭锁的时候自由的旋转这时候油液和泵轮及导轮一块旋转;可以抵消泵轮和涡轮的微弱抵抗力并且返回到泵轮中。 如何识别变矩器的闭锁范围和液力变矩器液力传动范围也给出了具体的范围值。闭锁范围:当以下两个条件都满足的情况下发生闭锁,(1)液力变矩器输 2出轴转速在1170转/每分钟以上的时候。(2)变速器固定油压在以上。19.5kg/cm液力传动范围:当以下任意一个情况发生的时候解锁,(1)液力变矩器输出轴转 2速在1110转以下的时候,(2)变速器固定油压在以下的时候。 15kg/cm 4.5 已有控制方法及其特点 1、最优控制 使控制系统的性能指标实现最优化的基本条件和综合方法。可概括为:对一个受控的动力学系统或运动过程,从一类允许的控制方案中找出一个最优的控制方案,使系统的运动在由某个初始状态转移到指定的目标状态的同时,其性能指标值为最优。这类问题广泛存在于技术领域或社会问题中。例如,确定一个最优控制方式使空间飞行器由一个轨道转换到另一轨道过程中燃料消耗最少。最优控制理论是50年代中期在空间技术的推动下开始形成和发展起来的 。苏联学者L.S.庞特里亚金1958年提出的极大值原理和美国学者R.贝尔曼1956年提出的动态规划,对最优控制理论的形成和发展起了重要的作用。线性系统在二次型性能指标下的最优控制问题则是R.E.卡尔曼在60年代初提出和解决的。 从数学上看,确定最优控制问题可以表述为:在运动方程和允许控制范围的约束下,对以控制函数和运动状态为变量的性能指标函数( 称为泛函 ) 求取极值( 极大值或极小值)。解决最优控制问题的主要方法有古典变分法(对泛函求极值的一种数学方法)、极大值原理和动态规划。最优控制已被应用于综合和设计最速控制系统、最省燃料控制系统、最小能耗控制系统、线性调节器等。 最优控制是使系统在背控时间内,所需性能和系统实际性能间的差异的指标为最小,即寻找使系能指标最小的时间函数的控制,寻找动态最优。 2、PID控制 在工程实际中,应用最为广泛的调节器控制规律为比例、积分、微分控制,简称PID控制,又称PID调节。PID控制器问世至今已有近70年历史,它 以其结构简单、稳定性好、工作可靠、调整方便而成为工业控制的主要技术之一。当被控对象的结构和参数不能完全掌握,或得不到精确的数学模型时,控制理论的 其它技术难以采用时,系统控制器的结构和参数必须依靠经验和现场调试来确定,这时应用PID控制技术最为方便。即当我们不完全了解一个系统和被控对象,或 不能通过有效的测量手段来获得系统参数时,最适合用PID控制技术。PID控制,实际中也有PI和PD控制。PID控制器就是根据系统的误差,利用比例、 积分、微分计算出控制量进行控制的。比例(P)控制 ,比例控制是一种最简单的控制方式。其控制器的输出与输入误差信号成比例关系。当仅有比例控制时系统输出存在稳态误差(Steady-state error)。 积分(I)控制,在积分控制中,控制器的输出与输入误差信号的积分成正比关系。对一个自动控制系统,如果在进入稳态后存在稳态误差,则称这个控制系统是有稳态误差的 或简称有差系统(System with Steady-state Error)。为了消除稳态误差,在控制器中必须引入“积分项”。积分项对误差取决于时间的积分,随着时间的增加,积分项会增大。这样,即便误差很小,积 分项也会随着时间的增加而加大,它推动控制器的输出增大使稳态误差进一步减小,直到等于零。因此,比例+积分(PI)控制器,可以使系统在进入稳态后无稳 态误差。 微分(D)控制,在微分控制中,控制器的输出与输入误差信号的微分(即误差的变化率)成正比关系。 自动控制系统在克服误差的调节过程中可能会出现振荡甚至失稳。其原因是由于存在有较大惯性组件(环节)或有滞后(delay)组件,具有抑制误差的作用, 其变化总是落后于误差的变化。解决的办法是使抑制误差的作用的变化“超前”,即在误差接近零时,抑制误差的作用就应该是零。这就是说,在控制器中仅引入 “比例”项往往是不够的,比例项的作用仅是放大误差的幅值,而目前需要增加的是“微分项”,它能预测误差变化的趋势,这样,具有比例+微分的控制器,就能 够提前使抑制误差的控制作用等于零,甚至为负值,从而避免了被控量的严重超调。所以对有 较大惯性或滞后的被控对象,比例+微分(PD)控制器能改善系统在 调节过程中的动态特性。 PID控制器的参数整定是控制系统设计的核心内容。它是根据被 控过程的特性确定PID控制器的比例系数、积分时间和微分时间的大小。PID控制器参数整定的方法很多,概括起来有两大类:一是理论计算整定法。它主要是 依据系统的数学模型,经过理论计算确定控制器参数。这种方法所得到的计算数据未必可以直接用,还必须通过工程实际进行调整和修改。二是工程整定方法,它主 要依赖工程经验,直接在控制系统的试验中进行,且方法简单、易于掌握,在工程实际中被广泛采用。PID控制器参数的工程整定方法,主要有临界比例法、反应 曲线法和衰减法。三种方法各有其特点,其共同点都是通过试验,然后按照工程经验公式对控制器参数进行整定。但无论采用哪一种方法所得到的控制器参数,都需 要在实际运行中进行最后调整与完善。现在一般采用的是临界比例法。利用该方法进行 PID控制器参数的整定步骤如下:(1)首先预选择一个足够短的采样周期让系统工作;(2)仅加入比例控制环节,直到系统对输入的阶跃响应出现临界振荡, 记下这时的比例放大系数和临界振荡周期;(3)在一定的控下通过公式计算得到PID控制器的参数。 3、自适应控制 能够修正自身特性以适应对象和扰动动特性变化的控制其称之为自适应控制器。其控制研究的对象是:具有一定程度不确定性的系统。,不确定性是指描述被控对象及其环境的数学模型不是完全确定的,其中包含一些未知因素和随机因素。面对客观上存在的各种不确定性,自适应控制系统应能在其运行过程中,通过不断地测量系统得输入、状态、输出或性能参数,逐渐的掌握,然后根据所获得的过程信息,按一定的设计方法,作出控制决策去更新控制器的结构、参数或控制作用,以便在某种意义下,使控制效果达到最优或近似最优。自适应控制说以来的关于模型和扰动的先验知识比较少,需要在系统的运行过程中去不断提取有关模型的信息,使模型逐渐完善。随着生产过程的不断进行,通过在线辨识,系统模型会变得越来越准确。基于这种模型综合出来的控制作用也随之不断改进,在这种意义下,控制系统具有一定的适应能力。一个理想的自适应控制系统应具有: 适应环境变化和系统要求的能力;学习能力;在变化的环境中能逐渐形成所需的控制策略和控制参数序列,在内部参数失效时,有恢复的能力;良好的鲁棒性。目前比较成熟的自适应控制系统可分为两大类。一种是模型参考自适应控制系统;另一种是自校正调节器。 4、模糊控制 模糊控制的基本原理在传统的控制领域里,控制系统动态模式的精确与否是影响控制优劣的最主要关键,系统动态的信息越详细,则越能达到精确控制的目的。然而,对于复杂的系统,由于变量太多,往往难以正确的描述系统的动态,于是工程师便利用各种方法来简化系统动态,以达成控制的目的,但却不尽理想。换言之,传统的控制理论对于明确系统有强而有力的控制能力,但对于过于复杂或难以精确描述的系统,则显得无能为力了。因此便尝试着以模糊数学来处理这些控制问题。 (1)变量选择 控制变量的选择要能够具有系统特性,而控制变量选择是否正确,对系统的性能将有很大的影响。例如做位置控制时,系统输出与设定值的误差量即可当做模糊控制器的输入变量。一般而言,可选用系统输出、输出变化量、输出误差、输出误差变化量及输出误差量总和等,做为模糊控制器的语言变量,而如何选择则有赖工程师对于系统的了解和专业知识而定。因此,经验和工程知识在选择控制变量时占有相当重要的角色。 (2)论域分割 当控制变量确定之后,接下来就是根据经验写出控制规则,但是在做成模糊控制规则之前,首先必需对模糊控制器的输入和输出变量空间做模糊分割。例如当输入空间只有单一变量时,可以用三个或五个模糊集合对空间做模糊分割,划分成三个或五个区域。当输入空间为二元变量时,如采用四条模糊控制规则,可以将空间分成四个区域。模糊分割即对部分空间表为模糊状态,模糊分割时各领域间重叠的程度大大地影响控制的性能;一般而言,模集合重叠的程度并没有明确的决定方法,目前大都依靠模拟和实验的调整决定分割方式,不过最近有些提出大约,/3~1/2最为理想。重叠的部份意味着模糊控制规则间模糊的程度,因此模糊分割是模糊控制的重要特征。 控制变量的选择要能够具有系统特性,而控制变量选择是否正确,对系统的性能将有很大的影响。例如做位置控制时,系统输出与设定值的误差量即可当做模糊控制器的输入变量。一般而言,可选用系统输出、输出变化量、输出误差、输出误差变化量及输出误差量总和等,做为模糊控制器的语言变量,而如何选择则有赖工程师对于系统的了解和专业知识而定。因此,经验和工程知识在选择控制变量时占有相当重要的角色。 (3)模糊控制规则 控制规则是模糊控制器的核心,规则的正确与否直接影响控制器的性能,而规则数目的多寡也是一个重要因素。控制规则有多种来源,一个是专家的经验和 知识,第二就是操作员的操作模式。模糊控制规则的形式主要分为两种,状态评估模糊控制规则:为类似人类的直觉思考,所以大多数的模糊控制器都有这种控制规则,其形式如if ,X和Y为语言变量或称为模糊xisAandxisA~thenYisC1122 变量,代表系统的状态变量和控制变量,A和C为语言值,代表论域中的模糊集合。目标评估模糊控制规则:能评估控制目标,并且预测未来控制信号,其形式如if(U is C~ (X is A and Y is B))then U is D. (4)模糊推论及解模糊化 模糊控制理论发展至今,模糊推论的方法大致可分为三种,第一种推论法是依据模糊关系的合成法则,第二种推论法是依据模糊逻辑的推论法简化而成,第三种推论法和第一种相类似,只是其后件部分改由一般的线性式组成的。模糊推论大都采三段论法,可表示如下: 条件命题:If x is A then y is B ,事实:x is A’,结论:y is B’ 表示法中的条件命题相当于模糊控制中的模糊控制规则,前件部和后件部的关系,可以用模糊关系式来表达;至于推论演算,则是将模糊关系和模糊集合A’进行合成演算,得到模糊集合B’。推论算法可以下式表示: B’=A’。R 若前件部分含有多个命题时,则可表示如下: 条件命题:If x1 is A1….and xn is An then y is B 事实:x is A’1 and ….and xn is A’n,结论:y is B’ 这种模糊推论法其前件部用“”连结各命题,推论演算的过程则以模糊逻辑来结合前件部中各命题的模糊集合,故前件部的集合A可表示如下: A=A1?A2?…. ?An =?iAi 由(3.7)式可得到模糊集合A和后件部的模糊集合B,利用2.5节中模糊关系R的定义来求得条件命题的模糊关系,其隶属度函数可用μR(x1,x2,….,xn,y)来表示。同样地,事实部分的模糊集合A’,亦可表为: A’=?iAi 因此,以合成算法可得到推论结果如下: μB’(y)=μA’(x)。μR(x1,x2,….,xn,y) 解模糊化,在实行模糊控制时,将许多控制规则进行上述推论演算,然后结 合各个由演算得到的推论结果获得控制输出;为了求得受控系统的输出,必须将模糊集合解模糊化,其中主要有三种方法:重心法、高度法、面积法。 5、鲁棒控制 H, 为了弥补现代控制理论的不足,在系统的分析和设计阶段就充分考虑被控对象中所存在各种不确定性因素,即给予含不确定性的非精确模型来分析系统和设计控制器,一般地,鲁棒性有3个重要的概念,即鲁棒稳定性,鲁棒镇定和鲁棒性能,具体是:1、鲁棒稳定性,假定系统的数学模型属于某一集合,若集合中的每一个系统都是内部稳定的,则称集合中的系统是鲁棒稳定。2、鲁棒镇定,假定被控对象的数学模型属于某一集合,一个控制器被称为是鲁棒镇定的,是指它能镇定集合中的每一个被控对象。3、鲁棒性能,假定被控对象的数学模型属于某一个集合,一个控制器被称为具有鲁棒性能,是指它能镇定集合中的每一个被控对象,同时使它们满足某些特定的性能。在20世纪60~70年代,也就是现代控制理论产生后向严谨化、数学化发展的鼎盛时期,一些学者一致主张完善和扩展经典的机遇频域特性的设计理论,使其使用与多变量控制系统,以改变现代控制理论过于数学化而脱离实际的现象。经过发展和完善,现在已成为先行系统理论和设计的一个重要分支——多变量频域设计理论。该理论方法保持了系统频域设计方法具有物理直观性强、便于设计和调整等优点。但是明确地提出在分析和保持设计间断考虑才数学模型和实际对象之间误差是在70年末,开辟了最H,优控制理论。通过近20年的发展最优控制理论已成为目前解决鲁棒分析和鲁H, 棒控制问题比较成功和比较完善的理论体系。 5、神经网络 人工神经网络是用大量简单的处理单元广泛连接组成的复杂网络,是在现代生物学研究人脑组织所取得的成果基础上提出的,用以模拟人类大脑神经网络结构和行为。其研究成果显示了人工神经网络具有人脑功能的基本特性:学习、记忆和归纳。从而解决了人工智能研究中的某些局限性。他与其他科学的理论与技术如专家系统的结合,将产生较好的模拟思维、记忆和学习这样一些人脑的基本功能;他的分布与并行处理、离散与两穴时间计算和全局信息的作用等特性与光电技术的结合,又将解决创新的操作和信息存储模式的传统计算机难于解决的高速实时的复杂问题。 4.6 对于控制策略的设计 对于控制策略通过以上各种策略的对比和分析得到,模糊控制比较符合现有的推土机液力变矩器闭锁所需要的各种条件。采用模糊控制算法,模糊控制系统在干扰和参数变化对控制效果的影响被大大减弱尤其适合于非线性、时变及纯滞后系统的控制。为了防止推土机工况变化频繁,所以把系统设计为滞后系统。 5 液力变矩器的闭锁动态过程的仿真研究及控制算法与控制程序 5.4 控制算法基本流程 控制算法基本流程如下图所示,首先是开车时上电初始化,并判断闭锁离合器是否处于解锁状态,如果离合器处于闭锁状态则闭锁离合器解锁,使用液力变距器进行传动推土机启动,当车辆行进时控制器每隔一定时间自动接收传感器传来的信号。如小松推土机变距器闭锁模式采用油压信号和转数信号的输入,输入的油压信号先和和设定的需要的变距情况下的油压信号进行比较,设定的油压信号是通过实际试验数据测定或是通过工程师经验数据得到,实现对比之后如果油压信号不符合设定的信号的范围或要求那么程序自动跳到上一步继续执行油压和转速信号的输入。如果油压信号与设定的信号进行比较符合要求,程序继续执行转速信号与设定的转速信号进行比较类似于油压信号。如果不符合要求还是从第二步信号输入重新执行,如果符合要求则PLC接受信号判断现阶段液力变矩器的状态如果现在闭锁则不动作,如果检测到液力变矩器处于解锁状态则控制器发出信号进行动作控制离合器闭锁。 上电初始化 解锁 油压与转速信号的输入 N 油压信号与设 定信号的比较 N 转速信号与设 定信号的比较 判断实际状态 闭 锁 / 解 锁 在闭锁控制控制过程中采用闭环控制系统,例如采用双参数控制类似于日本小松推土机的自动闭锁控制参数为变速器油压和涡轮输出转速作为参数,可以采用闭环控制系统, 5.5控制程序 使用PLC控制器时,其编制程序如下图所示 实现的控制输出如下图所示 25 20 AI 2 - U [V] 15 10 5 0 -50481216 Time [s] 6. 液力变矩器闭锁离合器控制器的使用 6.1 控制器分类 PLC是建立在单片机之上的产品,单片机是一种集成电路。单片机可以构成各种各样的应用系统,从微型、小型到中型、大型都可,PLC是单片机应用系统的一个特例。不同厂家的PLC有相同的工作原理,类似的功能和指标,有一定的互换性,质量有保证,编程软件正朝标准化方向迈进。这正是PLC获得广泛应用的基础。而单片机应用系统则是八仙过海,各显神通,功能千差万别,质量参差不齐,学习、使用和维护都很困难。从工程的角度, PLC与单片机系统的选用; 1, 对单项工程或重复数极少的项目,采用PLC方案是明智、快捷的途径,成功率高,可靠性好,手尾少,但成本较高。 2,对于量大的配套项目,采用单片机系统具有成本低、效益高的优点,但这要有相当的研发力量和行业经验才能使系统稳定、可靠地运行。高可靠性、功能强、高速度、低功耗和低价位,一直是衡量单片机性能的重要指标,也是单片机占领市场、赖以生存的必要条件。早期单片机主要由于工艺及设计水平不高、功耗高和抗干扰性呢个差等原因,所以采取稳妥方案所以采用较高的分频系数对时钟频率和缩小分频系数等,但这种状态并未被测定改观, 6.2 控制器的选取及优化 PLC( Programmable logic Controller)是一种专门为在工业环境下应用而设计的数字运算操作的电子装置。它采用可以编制程序的存储器,用来在其内部存储执行逻辑运算、顺序运算、计时、计数和算术运算等操作的指令,并能通过数字式或模拟式的输入和输出,控制各种类型的机械或生产过程。PLC易于扩展其功能的原则而设计。1、其具有可靠性高,抗干扰能力强高可靠性是电器控制设备的关键性能。PLC由于采用现代大规模集成电路技术,采用严格的生产工艺制造,内部电路采取了先进的抗干扰技术,具有很高的可靠性。从PLC的机外电路来说,使用其构成控制系统,和铜等规模的继电接触器系统相比,电气接线及开关接点以减少到数百甚至数千分之一,故障也就大大降低。此外,PLC带有硬件故障自我检测功能,出现故障时可及时发出警报信息。在应用软件中,应用则还可以编入外围器件的故障自诊断程序,使系统中除PLC以外的电路及设备也获得故障自诊断保护。2、配套齐全,功能完善,适应性强,PLC发展到今天,已经形成了大、中、小各种规模的系列化产品。可以用与各种规模的工业控制场合。除了逻辑处理功能以外,现代PLC大多具有完善的数据运算能力,可用于各种数字控制领域。近年来PLC的功能单元大量涌现,使PLC渗透到了位置控制、温度控制、CNC等各种工业控制中。加上PLC通信能力的增强及人机界面技术的发展,3、使用PLC组成各种控制系统变得非常容易维护方便,容易改造,PLC用存储逻辑代替接线逻辑,大大减少了控制设备外部的接线,使控制系统设计及建造的周期大为缩短,同时维护也变得容易起来。更重要的是使同一设备经过改变程序改变生产过程成为可能。4、体积小,重量轻,能耗低。以超小型PLC为例,新近出产的品种底部尺寸小于100mm,重量小于150g,功耗仅数瓦。由于体积小很容易装入机械内部,是实现机电一体化的理想控制设备。。PLC可进行开关量的逻辑控制,模拟量控制,运动控制,过程控制,等优点所以PLC控制器成为重要的选择。
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