車輛動(dòng)力學(xué)-傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)講義【北京理工大學(xué)】

PAGEPAGE1傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)講義2009-2010學(xué)年前言一、傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)介傳動(dòng)裝置的功用是把發(fā)動(dòng)機(jī)的功率傳遞到主動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)車輛行駛，實(shí)現(xiàn)減速增矩；實(shí)現(xiàn)車輛變速；實(shí)現(xiàn)車輛的倒擋行駛、車輛制動(dòng)、停車和必要時(shí)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力；利用發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)、拖車起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)等。除上述的基本功用外，傳動(dòng)裝置還可以有一些輔助的功用：輸出功率帶動(dòng)壓氣機(jī)、風(fēng)扇、噴水式推進(jìn)器、泵等等。為車輛輔助系統(tǒng)、工程車輛和水陸兩棲車輛提供動(dòng)力輸出。圖1-1現(xiàn)代裝甲履帶車輛傳動(dòng)系統(tǒng)分類示意（1）機(jī)械傳動(dòng)優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，效率高。缺點(diǎn)是切斷動(dòng)力換檔，存在動(dòng)力損失；換檔頻繁，剛性大，沖擊大，噪音大，降低了壽命。（2）液力傳動(dòng)以液體動(dòng)能來傳遞或交換能量，優(yōu)點(diǎn)是無(wú)級(jí)變速、變矩能力，動(dòng)力性好；具有自動(dòng)適應(yīng)性，提高了操縱方便性和車輛在壞路面上的通過性；充分發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)性能，有利于減少排氣污染；減振、吸振、減緩沖擊，提高傳動(dòng)、動(dòng)力壽命和乘坐舒適性。缺點(diǎn)是效率低，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高。（3）定軸傳動(dòng)由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造成熟，成本低而被廣泛應(yīng)用。行星傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊、壽命長(zhǎng)、噪音小，工藝要求高，成本高。二、傳動(dòng)系統(tǒng)載荷車輛在使用中傳動(dòng)裝置可能發(fā)生的故障，分為兩類：當(dāng)作用在零件上的應(yīng)力超過材料的強(qiáng)度極限時(shí)，產(chǎn)生的突然破壞；在使用期間內(nèi)，在零件上由于逐漸累積的損壞而產(chǎn)生的破壞，例如：疲勞損壞、磨損、塑性變形不可恢復(fù)的累積等。車輛傳動(dòng)裝置的零部件承受的載荷性質(zhì)主要是發(fā)動(dòng)機(jī)和道路激勵(lì)以及傳動(dòng)系內(nèi)部的沖擊等交變載荷，在這種隨時(shí)間變化的載荷的作用下，其破壞形式一般是疲勞破壞。統(tǒng)計(jì)資料表明，零件的破壞50%90%為疲勞破壞。隨著車輛傳動(dòng)裝置向高轉(zhuǎn)速、高功率密度方向發(fā)展，其零部件的應(yīng)力越來越高，使用條件越來越惡劣，發(fā)生疲勞破壞的現(xiàn)象越來越多。因此，在車輛傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)中，僅進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算，是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠的，必須計(jì)算零件的疲勞壽命。傳動(dòng)裝置穩(wěn)態(tài)工況是車輛以等速在不變路面條件下行駛的工況，在這種工況下傳動(dòng)裝置各構(gòu)件的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速是保持不變的。嚴(yán)格說來，這種車輛行駛工況很少能遇到，從實(shí)際應(yīng)用來說，認(rèn)為轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速對(duì)其自身的最大值在的范圍內(nèi)變化的工況是穩(wěn)態(tài)工況。穩(wěn)定工況時(shí)的載荷包括發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、齒輪嚙合激勵(lì)、履帶、萬(wàn)向節(jié)等穩(wěn)態(tài)激勵(lì)作用下的傳動(dòng)系統(tǒng)載荷車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的過渡工況指車輛從一種穩(wěn)定工況向另一種穩(wěn)定工況的過渡，包括車輛的起步、加速、減速、換擋、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向等。過渡工況除作用有穩(wěn)定工況的全部激勵(lì)之外，還有主離合器、液力變矩器、同步器、換擋離合器以及制動(dòng)器等的沖擊激勵(lì)。車輛在過渡工況下工作時(shí)間雖短，但是，車輛在行駛過程中，過渡工況頻繁出現(xiàn)，而且在過渡工況下，車輛傳動(dòng)系統(tǒng)承受很大的動(dòng)載荷，極易導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)零部件的突然損壞。三、傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究目的傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究目的可歸納為三點(diǎn)：1.仿真不同工況，預(yù)測(cè)系統(tǒng)性能對(duì)系統(tǒng)的加速性、爬坡性能等進(jìn)行仿真，進(jìn)行性能預(yù)測(cè)。2.獲取真實(shí)的載荷特性，用于強(qiáng)度設(shè)計(jì)車輛在動(dòng)態(tài)工況時(shí)，分析傳動(dòng)裝置承受的最大載荷，用于動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算確定傳動(dòng)系統(tǒng)過渡工況下的動(dòng)載荷的方法一般都是采用拉格朗日方程建立各個(gè)部件及整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的微分方程，運(yùn)用通用計(jì)算機(jī)仿真軟件，如Matlab/Simulink、Easy5、Pro/Mechanica、Adams等，進(jìn)行仿真求解運(yùn)算。按照在傳動(dòng)裝置過渡工況時(shí)觀察到的動(dòng)載荷作為設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。分析各種動(dòng)態(tài)工況載荷，用于載荷譜設(shè)計(jì)和疲勞壽命計(jì)算進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)的前提是已獲得經(jīng)過加工處理的載荷譜和材料疲勞特性曲線。這樣就可以采用適當(dāng)?shù)姆椒▽?duì)新設(shè)計(jì)的零件壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，或者在原設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn)時(shí)進(jìn)行評(píng)估。在靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)中，盡管利用最大的載荷進(jìn)行設(shè)計(jì)，且將動(dòng)載荷的影響利用動(dòng)載荷系數(shù)轉(zhuǎn)化為靜載荷加大了設(shè)計(jì)載荷的強(qiáng)度，然而它不能反映出載荷隨機(jī)變化的規(guī)律，不能反映出載荷幅值的大小及出現(xiàn)次數(shù)，因而也就不知道載荷幅值大小及出現(xiàn)的次數(shù)對(duì)機(jī)件的損傷程度。對(duì)于有限壽命產(chǎn)品設(shè)計(jì)，安全使用和體積重量指標(biāo)是相互矛盾的，現(xiàn)代設(shè)計(jì)強(qiáng)調(diào)有條件主動(dòng)地將產(chǎn)品使用壽命作為預(yù)定設(shè)計(jì)指標(biāo)，在計(jì)劃方案可行性論證時(shí)，進(jìn)行疲勞和壽命細(xì)節(jié)分析，強(qiáng)化薄弱部位，優(yōu)化結(jié)構(gòu)，使得系統(tǒng)各部件具有相同的中值壽命、可靠壽命或安全壽命。分析穩(wěn)定工況振動(dòng)特性，用于NVH設(shè)計(jì)軸系的扭振會(huì)帶來許多負(fù)面的影響，其最直接的作用就是使傳動(dòng)載荷產(chǎn)生波動(dòng)，特別是當(dāng)扭振的激振頻率與系統(tǒng)的固有頻率相同時(shí)，軸系的扭矩值大幅增加，即發(fā)生共振，此時(shí)對(duì)系統(tǒng)的破壞尤為顯著。扭振所帶來的載荷波動(dòng)，會(huì)對(duì)零件的機(jī)械強(qiáng)度產(chǎn)生嚴(yán)重的影響甚至是破壞，如零件彈塑性變形、疲勞破壞或超過應(yīng)力極限等。目前，工程中對(duì)系統(tǒng)扭振的精確計(jì)算多采用解析法。利用特征值法求解固有振動(dòng)的頻率和振型及系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)，然后根據(jù)固有振動(dòng)和強(qiáng)迫振動(dòng)的計(jì)算結(jié)果對(duì)軸系部件的強(qiáng)度進(jìn)行校核。避免共振或減小共振幅值，校核部件扭振強(qiáng)度，減小傳動(dòng)系統(tǒng)波動(dòng)載荷。3.獲取最佳的控制策略，保證傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)品質(zhì)涉及換擋規(guī)律和閉鎖規(guī)律設(shè)計(jì)以及系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模與仿真。PAGEPAGE9動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件動(dòng)力學(xué)模型一、模型的類型1.連續(xù)時(shí)間模型1）常微分方程其中u(t)是輸入量，y(t)是輸出量，（一般情況下）n>=m注意：在系統(tǒng)的微分方程中只有一個(gè)輸入量和一個(gè)輸出量。物理意義明確；適用于線性和非線性系統(tǒng)；原則上可以得到解析解；求取復(fù)雜系統(tǒng)的微分方程困難；不利于系統(tǒng)的綜合設(shè)計(jì)；微分方程描述了系統(tǒng)輸入輸出量的關(guān)系，但不能反映系統(tǒng)內(nèi)部狀態(tài)的變化。2）傳遞函數(shù)傳遞函數(shù)只是用于線性、定常和集中參數(shù)系統(tǒng)；傳遞函數(shù)只與系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)；系統(tǒng)的傳遞函數(shù)等于系統(tǒng)的單位脈沖響應(yīng)的拉普拉斯變換，或等于輸入量與輸出量的拉普拉斯變換之比；系統(tǒng)的高階微分方程模型與傳遞函數(shù)之間有著十分簡(jiǎn)單的相互轉(zhuǎn)換關(guān)系；一般情況，傳遞函數(shù)是s的有理函數(shù)，即傳遞函數(shù)的分子和分母均為s的多項(xiàng)式，分母的階次大于分子的階次；傳遞函數(shù)不能反映系統(tǒng)內(nèi)部轉(zhuǎn)臺(tái)的變化；當(dāng)系統(tǒng)中包含有純延時(shí)環(huán)節(jié)時(shí)，采用傳遞函數(shù)。3）狀態(tài)方程狀態(tài)變量：系統(tǒng)的狀態(tài)變量是指能夠完全描述系統(tǒng)行為的最小的一組變量。狀態(tài)變量的選擇不是唯一的；狀態(tài)方程模型適用于線性和非線性系統(tǒng)的描述；與微分方程相比，狀態(tài)方程更易于計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)。2．離散時(shí)間模型系統(tǒng)的輸入量、輸出量及其內(nèi)部狀態(tài)量是時(shí)間的離散函數(shù)（即時(shí)間序列）。差分方程例如：其中u(t)是輸入量，y(t)是輸出量。典型的差分方程形式：右移差分方程左移差分方程2）z函數(shù)3）狀態(tài)方程二、建模方法機(jī)理建模根據(jù)實(shí)際物理系統(tǒng)的工作機(jī)理，在某種假定的條件下，按照運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)、熱力學(xué)、流體力學(xué)等，寫出代表其物理過程的方程，結(jié)合邊界條件與初始條件，再利用適當(dāng)?shù)臄?shù)學(xué)處理方法，得到能夠正確反映對(duì)象動(dòng)、靜態(tài)特性的數(shù)學(xué)模型。其建模對(duì)象可以是線性系統(tǒng)、非線性系統(tǒng)、離散系統(tǒng)、分布參數(shù)系統(tǒng)等。主要是通過理論分析推導(dǎo)方法建立系統(tǒng)模型。2.實(shí)驗(yàn)建模就是采用由特殊到一般的邏輯歸納方法，根據(jù)一定數(shù)量的在系統(tǒng)運(yùn)行過程中實(shí)測(cè)、觀察的物理量數(shù)據(jù)，運(yùn)用統(tǒng)計(jì)規(guī)律、系統(tǒng)辨識(shí)等理論合理估計(jì)出反映系統(tǒng)各物理量相互制約關(guān)系的數(shù)學(xué)模型。其主要依據(jù)是來自系統(tǒng)得大量實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，因此又稱為實(shí)驗(yàn)測(cè)定法。1）實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)處理：線性插值、樣條曲線、最小二乘法適用于確定系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的平滑處理：線性插值、三次樣條插值。適用于隨機(jī)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的統(tǒng)計(jì)處理：最小二乘法，實(shí)際上就是求出使實(shí)際觀測(cè)值與理想模型計(jì)算值之差的平方和達(dá)到極小的參數(shù)值作為估計(jì)值。2)系統(tǒng)辨識(shí)法：就是按照一定的準(zhǔn)則，在一類假設(shè)模型中選擇一個(gè)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合（或逼近）的最好的一種模型。數(shù)據(jù)、假設(shè)模型、準(zhǔn)則是系統(tǒng)辨識(shí)建模過程中的三要素。系統(tǒng)辨識(shí)法是現(xiàn)代控制理論與系統(tǒng)建模中常用的方法，它是依據(jù)測(cè)量到的輸入與輸出數(shù)據(jù)來建立靜態(tài)與動(dòng)態(tài)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，但其輸出響應(yīng)不再局限于頻率響應(yīng)，階躍響應(yīng)或脈沖響應(yīng)等時(shí)間響應(yīng)都可作為反映系統(tǒng)模型靜態(tài)與動(dòng)態(tài)特性的重要信息。而且，確定模型的過程更依賴于各種高效率的最優(yōu)算法以及如何保證所測(cè)取數(shù)據(jù)的可靠性。采用系統(tǒng)辨識(shí)技術(shù)，根據(jù)系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行或試驗(yàn)過程中所取得的輸入/輸出數(shù)據(jù)，利用各種辨識(shí)算法來建立系統(tǒng)的動(dòng)、靜態(tài)數(shù)學(xué)模型。包括系統(tǒng)辨識(shí)的試驗(yàn)設(shè)計(jì)、系統(tǒng)模型結(jié)構(gòu)辨識(shí)、系統(tǒng)模型參數(shù)辨識(shí)（參數(shù)估計(jì)）和系統(tǒng)模型檢驗(yàn)。通過應(yīng)用不同的辨識(shí)算法，可以由測(cè)量的輸入輸出得到系統(tǒng)的傳遞函數(shù)?？梢詫⒈孀R(shí)得到的s域傳遞函數(shù)轉(zhuǎn)換為相應(yīng)的可用于系統(tǒng)仿真的一系列一階線性微分方程。由辨識(shí)得到的模型結(jié)果是一個(gè)動(dòng)態(tài)模型。3）模糊建模法通過模糊邏輯推理形式來描述系統(tǒng)的輸入/輸出關(guān)系，以規(guī)則形式來描述系統(tǒng)的特性，可以得到被辨識(shí)對(duì)象的定量與定性相結(jié)合的模型，并可轉(zhuǎn)化為人類可接受的語(yǔ)言形式。4）神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)建模用于非線性系統(tǒng)的建模。從試驗(yàn)數(shù)據(jù)來建立模型。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)函數(shù)是一個(gè)靜態(tài)模型，它在每次評(píng)估時(shí)通過處理一系列輸入來產(chǎn)生輸出，實(shí)際的處理發(fā)生在神經(jīng)元中。神經(jīng)元彼此通過鏈相連，每一個(gè)鏈有一個(gè)權(quán)值，權(quán)值控制鏈上信號(hào)的傳輸強(qiáng)度。每個(gè)神經(jīng)元的輸入都有一組與其相連的權(quán)值信號(hào)，這些信號(hào)可以綜合起來并應(yīng)用于神經(jīng)元激活函數(shù)。激活函數(shù)確定神經(jīng)元的輸出信號(hào)。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)連接權(quán)值的獲取是通過稱為“訓(xùn)練”的迭代過程得到的，即將一系列輸入施加到神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)，根據(jù)當(dāng)前權(quán)值計(jì)算網(wǎng)絡(luò)輸出，比較網(wǎng)絡(luò)輸出與期望輸出。該比較產(chǎn)生誤差信號(hào)，學(xué)習(xí)算法通過調(diào)節(jié)網(wǎng)絡(luò)權(quán)值，使誤差信號(hào)減小。通常需要成百上千的實(shí)例來訓(xùn)練神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)，使得其誤差減小到可接受的范圍。發(fā)動(dòng)機(jī)模型發(fā)動(dòng)機(jī)外特性模型發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性是指發(fā)動(dòng)機(jī)全負(fù)荷時(shí)，也就是油門全開或燃料充分供給的穩(wěn)定工況下，有效功率和有效扭矩的變化同曲軸轉(zhuǎn)速的關(guān)系。穩(wěn)態(tài)特性曲線：在負(fù)荷不變、曲軸轉(zhuǎn)速穩(wěn)定時(shí)所確定的速度特性曲線。發(fā)動(dòng)機(jī)的穩(wěn)態(tài)特性即是平均輸出特性。1—－外特性曲線；2－－調(diào)節(jié)特性曲線；3－－制動(dòng)特性曲線圖1-1柴油機(jī)的外特性、調(diào)速特性和制動(dòng)特性曲線不同油門開度下的曲線可由多項(xiàng)式表示，也可以用離散點(diǎn)表示。外特性曲線的多項(xiàng)式表示為：發(fā)動(dòng)機(jī)加減速過程模型（非穩(wěn)定工況）與穩(wěn)態(tài)工況不同，例如發(fā)動(dòng)機(jī)加速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣系統(tǒng)和氣缸活塞組零件溫度變化較緩慢，因此混合氣的預(yù)熱就降低，氣化作用變劣，可燃混合氣變稀。隨著油門開度增大，導(dǎo)管中的空氣速度提高，但由于空氣的惰性，它的流量的增大可能不和油門的位置一致，造成充氣下降，功率下降。另外，加速時(shí)飛輪慣量吸收能量。功率和扭矩都要下降，其規(guī)律正在研究中。下降量不超過最大扭矩的4～5％。加速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩：式中：—穩(wěn)定工況的扭矩；—?jiǎng)討B(tài)工況扭矩下降量；—加速時(shí)扭矩降低系數(shù)，＝0.07～0.09。發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)矩模型發(fā)動(dòng)機(jī)每一個(gè)轉(zhuǎn)速下的輸出轉(zhuǎn)矩的時(shí)間歷程都是平均輸出轉(zhuǎn)矩和波動(dòng)轉(zhuǎn)矩之和。根據(jù)每一個(gè)轉(zhuǎn)速下的發(fā)動(dòng)機(jī)總扭矩曲線圖，便可求出相應(yīng)轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)的平均指示扭矩。平均扭矩使傳動(dòng)系勻速旋轉(zhuǎn)，波動(dòng)扭矩使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生扭振現(xiàn)象。1、單缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力矩是產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的源泉。作用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上的激勵(lì)力矩，主要是氣缸內(nèi)燃?xì)鈮毫σ约扒B桿機(jī)構(gòu)的慣性力所產(chǎn)生切向力矩。其次還有因受功部件吸收功率不均勻而產(chǎn)生的激勵(lì)力矩。圖2－2曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析曲軸系統(tǒng)扭振的激勵(lì)力矩是作用在每一曲柄銷上的切向力引起的扭矩，主要有發(fā)動(dòng)機(jī)周期變化的氣缸燃?xì)鈮毫Α⑼鶑?fù)部件慣性力和重力產(chǎn)生的周期變化的切向激勵(lì)力矩。1）單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的燃?xì)鈮毫?duì)曲軸的激勵(lì)力矩單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的燃?xì)鈮毫?duì)曲軸的激勵(lì)力矩為式中，D為氣缸直徑；p為作用在單缸活塞面積上的燃?xì)鈮毫Γ籖為曲柄半徑，為曲柄轉(zhuǎn)角；為連桿中心線和氣缸中心線的夾角。2）往復(fù)部件慣性力對(duì)曲軸的激勵(lì)力矩往復(fù)部件慣性力是由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)及活塞組件在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)的速度不同產(chǎn)生的。產(chǎn)生的慣性力作用在活塞銷中心，通過連桿傳到曲柄軸頸，對(duì)曲軸產(chǎn)生周期性變化的切向力矩。式中，，。式中，為曲柄半徑與連桿長(zhǎng)度之比，；為曲柄角速度；往復(fù)部件慣性力激勵(lì)力矩為式中，為往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量。往復(fù)部件重力產(chǎn)生的激勵(lì)力矩為可求得發(fā)動(dòng)機(jī)單缸扭矩為需要指出的是，和只影響M的變化規(guī)律，不對(duì)外做功，其扭矩的平均值為零。2.多缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)多缸發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，各缸之間按照一定的發(fā)火順序依次工作，如果不考慮各缸噴油規(guī)律等干擾因素的影響，可以認(rèn)為軸系受到的是一組變化規(guī)律相同而彼此相差一定相位的激勵(lì)力矩的不斷作用。知道了發(fā)火順序，發(fā)火間隔角為：四沖程：720/缸數(shù)（二轉(zhuǎn)做一次功），二沖程：360/缸數(shù)（一轉(zhuǎn)做一次功）。例1：已知四沖程六缸發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)火順序?yàn)椋?－5－3－6－2－4例2：已知四沖程12缸發(fā)動(dòng)機(jī)，均有發(fā)火，點(diǎn)火間隔角為，激勵(lì)如下圖。發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力矩液力變矩器建模結(jié)構(gòu)和工作原理以三工作輪液力變矩器為例，來說明液力變矩器的工作過程。該液力變矩器的主要結(jié)構(gòu)為泵輪B、渦輪T和導(dǎo)輪D。液力變矩器循環(huán)圓內(nèi)充滿著工作液體，液力變矩器不工作時(shí)，工作液體處于靜止?fàn)顟B(tài)，不傳遞任何能量。液力變矩器工作時(shí)，由發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)泵輪B旋轉(zhuǎn)，并將發(fā)動(dòng)機(jī)的力矩MB施加于泵輪。泵輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，泵輪內(nèi)的葉片帶動(dòng)工作液體一起做牽連的圓周運(yùn)動(dòng)，并迫使液體沿葉片間通路做相對(duì)運(yùn)動(dòng)。由泵輪流出的高速油流，經(jīng)過一段無(wú)葉片區(qū)段進(jìn)入渦輪T，高速液流沖擊渦輪葉片，使渦輪開始旋轉(zhuǎn)，并且使渦輪軸上獲得一定的轉(zhuǎn)矩去克服外阻力做功。由渦輪流出的液流進(jìn)入導(dǎo)輪。由于導(dǎo)輪固定不轉(zhuǎn)，即轉(zhuǎn)速，所以不管導(dǎo)輪上有無(wú)力矩作用，導(dǎo)輪上的功率始終等于零。因此，液流在導(dǎo)輪內(nèi)流動(dòng)時(shí)，沒有能量的輸入和輸出。導(dǎo)輪的主要作用是改變液體的動(dòng)量矩。圖2－3液力變矩器結(jié)構(gòu)圖1．泵輪在液力變矩器中的作用1）泵輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于葉片對(duì)液流的作用，使液體產(chǎn)生圓周運(yùn)動(dòng)（牽連運(yùn)動(dòng)）速度，和沿葉片間通路的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度，合成為絕對(duì)速度。2）由于液流進(jìn)入葉片和流出葉片的絕對(duì)速度在數(shù)量和方向上的變化，使液體的動(dòng)量矩發(fā)生變化。液流動(dòng)量矩的變化是由于泵輪上的力矩，通過葉片對(duì)液流作用的結(jié)果。3）由發(fā)動(dòng)機(jī)輸入液力變矩器的功率，通過泵輪葉片對(duì)液流的作用，將機(jī)械能變?yōu)橐后w液能，并以能頭表示。液體能的能頭由兩部分組成：一是速度能（動(dòng)能），它是由液體絕對(duì)運(yùn)動(dòng)的速度增高來表示的；另一部分是壓力能，它由牽連運(yùn)動(dòng)（圓周運(yùn)動(dòng)）的離心壓力和相對(duì)運(yùn)動(dòng)中由于截面的變化所引起的速度變化，最終引起壓頭的變化。2．渦輪在液力變矩器中的作用1）當(dāng)由泵輪流出的高速的液流沖擊渦輪葉片時(shí)，葉片將液流的液能轉(zhuǎn)變?yōu)闇u輪軸上的機(jī)械能。液流離開渦輪時(shí)，其能頭降低，絕對(duì)速度在方向和數(shù)量上均發(fā)生變化。2）渦輪葉片改變液流的動(dòng)量矩，使渦輪軸獲得來自液流作用的轉(zhuǎn)矩MT。3．導(dǎo)輪在液力變矩器中的的作用1)由于導(dǎo)輪固定不動(dòng)(np=0)，因此在導(dǎo)輪中沒有液能與機(jī)械能的轉(zhuǎn)換。2)由于導(dǎo)輪固定不動(dòng)，因此液體在導(dǎo)輪流道內(nèi)的運(yùn)動(dòng)沒有旋轉(zhuǎn)的牽連運(yùn)動(dòng)存在，而只有液體沿導(dǎo)輪葉片所形成通道的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，也就是液流的絕對(duì)運(yùn)動(dòng)。3)由于液流通過葉片時(shí)進(jìn)、出口處速度的大小和方向發(fā)生變化，因而引起液流動(dòng)量矩的變化。動(dòng)量矩的變化使液流對(duì)導(dǎo)輪產(chǎn)生一個(gè)作用力矩，而導(dǎo)輪則對(duì)液流產(chǎn)生一個(gè)反作用力矩。4)液流在導(dǎo)輪內(nèi)流動(dòng)，如果不考慮各種損失，則其總能頭保持不變，但液體所具有的動(dòng)能和壓能進(jìn)行互換。圖2－4液力變矩器工作原理液力變矩器原始特性目前，表示某種幾何相似的液力變矩器（或系列化產(chǎn)品的液力變矩器）基本性能的最常用方法是給出該種液力變矩器的原始特性液力變矩器的原始特性曲線能夠確切表示一系列不同轉(zhuǎn)速、不同尺寸而幾何相似的液力變矩器的基本性能，液力變矩器的變矩比K等于渦輪輸出轉(zhuǎn)矩與泵輪輸入轉(zhuǎn)矩之比，液力變矩器效率等于渦輪輸出功率與泵輪輸入功率之比。傳動(dòng)比能容系數(shù)變矩比效率式中，、分別為泵輪和渦輪的轉(zhuǎn)速；、分別為作用在泵輪和渦輪上的力矩；為液力變矩器循環(huán)圓直徑；為油液密度。圖2－5液力變矩器的原始特性液力變矩器在非穩(wěn)定工況（加速、減速和制動(dòng)等）下工作時(shí)的動(dòng)態(tài)特性是指泵輪和渦輪軸上的動(dòng)態(tài)扭矩MB、MT，泵輪和渦輪的角速度B、T及轉(zhuǎn)速比i與時(shí)間的關(guān)系曲線。靜態(tài)模型不考慮變矩器的加速、減速等動(dòng)態(tài)過程，利用原始特性建立變矩器在穩(wěn)態(tài)工作時(shí)的模型如下動(dòng)態(tài)模型假設(shè)：1）過渡過程下液力變矩器特性與穩(wěn)定工況下取得的靜特性相同；2）在循環(huán)圓內(nèi)工作液體的轉(zhuǎn)速不滯后于工作輪；3）不考慮偶合器工況下導(dǎo)輪的慣性矩。液力變矩器動(dòng)態(tài)過程模型如圖1-6所示。圖中，為泵輪慣量；為渦輪；為非穩(wěn)定工況下主動(dòng)部分的輸入轉(zhuǎn)矩；為非穩(wěn)定工況下被動(dòng)部分的阻力矩；和分別為穩(wěn)定工況下，液力變矩器泵輪和渦輪上的液力轉(zhuǎn)矩；和非穩(wěn)定工況下，泵輪和渦輪軸上的動(dòng)態(tài)液力扭矩；、分別為泵輪和渦輪的角速度。圖1-6液力變矩器的動(dòng)態(tài)系統(tǒng)力學(xué)模型數(shù)學(xué)模型為：和表達(dá)式為：）可得由上式可以看出，在非穩(wěn)定工況下，液力變矩器泵輪和渦輪軸上的動(dòng)態(tài)液力轉(zhuǎn)矩由靜態(tài)液力轉(zhuǎn)矩加上或減去泵輪和渦輪內(nèi)的工作液體的慣性力矩，該慣性力矩由工作液體沿循環(huán)園方向循環(huán)流動(dòng)的慣性力矩和隨泵輪或渦輪一起旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的慣性力矩組成。液力變矩器在非穩(wěn)定工況下工作時(shí)，如果保證液力變矩器具有足夠高且穩(wěn)定的進(jìn)、出口油壓，使進(jìn)入變矩器的循環(huán)流量q穩(wěn)定不變，則可忽略工作液體沿循環(huán)園方向循環(huán)流動(dòng)的慣性力矩。即式中的FBydq/dt和FTydq/dt分量等于零，由于工作液體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JBy和JTy與泵輪或渦輪及其連接軸等主要零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JB和JT相比非常小，在一般的計(jì)算中也可將工作液體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JBy和JTy忽略。則液力變矩器在非穩(wěn)定工況下工作時(shí)的力學(xué)模型簡(jiǎn)化為： 圖2－7簡(jiǎn)化的液力變矩器模型數(shù)學(xué)模型簡(jiǎn)化為五、參數(shù)辨識(shí)模型液力變矩器的減振性能被人們廣泛認(rèn)知，但其減振效果的定量分析一直是車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭振分析中的難題。在實(shí)際工程應(yīng)用中，人們往往假設(shè)變矩器具有隔振作用，將車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)分成變矩器前后兩個(gè)分系統(tǒng)，獨(dú)立進(jìn)行扭振分析。這種假設(shè)與變矩器的實(shí)際減振性能有很大差別，造成較大的計(jì)算誤差。近年來，借助先進(jìn)的試驗(yàn)設(shè)備和技術(shù)，采用試驗(yàn)辨識(shí)的方法，求出了變矩器在不同轉(zhuǎn)速比下的動(dòng)態(tài)阻尼矩陣（傳遞函數(shù)），利用該傳遞函數(shù)進(jìn)行傳動(dòng)系扭振分析，對(duì)液力變矩器減振性能的研究有了很大的進(jìn)展。系統(tǒng)辨識(shí)的定義：Zadeh（1962）：辨識(shí)就是在輸入和輸出數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，從一組給定的模型中，確定一個(gè)與所測(cè)系統(tǒng)等價(jià)的模型。三大要素：輸入輸出數(shù)據(jù)、模型類和等價(jià)原則。辨識(shí)就是利用所觀測(cè)到的含有噪聲的輸入輸出數(shù)據(jù)，按照所選擇的原則，從一類模型中確定一個(gè)與所測(cè)系統(tǒng)擬合得好的模型。辨識(shí)研究如何確定系統(tǒng)模型和模型參數(shù)。辨識(shí)的步驟如下：1）系統(tǒng)辨識(shí)的目的：首先要明確模型應(yīng)用的最終目的，決定模型的類型、精度要求以及所采用的辨識(shí)方法。2）利用先驗(yàn)知識(shí)，初步確定模型結(jié)構(gòu)：入系統(tǒng)線性或非線性、時(shí)變或非時(shí)變，比例和積分特性；時(shí)間常數(shù)、過渡過程時(shí)間；截止頻率；時(shí)滯；噪聲特性等。3）實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)：選擇實(shí)驗(yàn)信號(hào)（幅度，頻帶），采樣時(shí)間。數(shù)據(jù)長(zhǎng)度；輸入輸出數(shù)據(jù)記錄等，根據(jù)系統(tǒng)運(yùn)行情況選擇開環(huán)或者閉環(huán)辨識(shí)，在線或者離線辨識(shí)。4）數(shù)據(jù)采集和預(yù)處理：濾波、零均值。5）模型結(jié)構(gòu)辨識(shí)：在假定模型結(jié)構(gòu)的前提下，利用辨識(shí)方法確定模型結(jié)構(gòu)參數(shù)，如價(jià)次、純時(shí)延等。6）模型參數(shù)辨識(shí)：選擇估計(jì)方法，利用測(cè)試數(shù)據(jù)估計(jì)模型中的未知數(shù)。7）模型檢驗(yàn)和確認(rèn)：從不同側(cè)面檢驗(yàn)。合理選擇模型的輸入輸出信號(hào)是能否獲得很好的辨識(shí)結(jié)果的關(guān)鍵之一。為了使系統(tǒng)是可辨識(shí)的，輸入輸出信號(hào)必須滿足一定條件，其最低要求是在辨識(shí)時(shí)間內(nèi)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)必須被輸入信號(hào)持續(xù)激勵(lì)。也就是說，輸入信號(hào)必須充分激勵(lì)系統(tǒng)的所有模態(tài)。更進(jìn)一步，輸入信號(hào)的選擇應(yīng)該能使給定問題的辨識(shí)模型的精度最高。最優(yōu)輸入信號(hào)是具有脈沖式自相關(guān)函數(shù)的信號(hào)。當(dāng)N很大時(shí)，白噪聲或M序列可近似滿足這一要求。在工程應(yīng)用中，選擇輸入信號(hào)時(shí)還應(yīng)該考慮：1）輸入信號(hào)的功率或幅度不宜過大，以免使系統(tǒng)在非線性區(qū)。也不宜過小，以致信噪比太小，影響辨識(shí)精度。2）輸入信號(hào)對(duì)系統(tǒng)的近擾動(dòng)要小，即應(yīng)使正負(fù)向擾動(dòng)機(jī)會(huì)均等。3）工程上便于實(shí)現(xiàn)，成本低。辨識(shí)中常用的信號(hào)有白噪聲或偽隨機(jī)信號(hào)。偽隨機(jī)信號(hào)是一種很好的辨識(shí)輸入信號(hào)，它具有近似白噪聲的性質(zhì)，辨識(shí)效果好，且易實(shí)現(xiàn)。M序列即二位式最大長(zhǎng)度線性反饋移位寄存序列，是偽隨機(jī)二位式序列（PRBS）最簡(jiǎn)單的一種，它由帶有線性反饋邏輯電路的移位寄存器產(chǎn)生。除應(yīng)用偽隨機(jī)序列外，還應(yīng)用它們的連續(xù)信號(hào)形式。將偽隨機(jī)序列在每個(gè)離散點(diǎn)上的狀態(tài)電平值保持長(zhǎng)度，至下一個(gè)電平到來，就得到連續(xù)型偽隨機(jī)信號(hào)。如周期為15的M序列，其連續(xù)型偽隨機(jī)信號(hào)如下圖所示。圖2－8連續(xù)型偽隨機(jī)信號(hào)系統(tǒng)辨識(shí)的方法：傳遞函數(shù)辨識(shí)的時(shí)域法、頻域法利用脈沖響應(yīng)相關(guān)辨識(shí)最小二乘法極大似然法本節(jié)通過理論分析和試驗(yàn)研究，建立液力變矩器在穩(wěn)定工況下工作時(shí)的扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型。采用試驗(yàn)辨識(shí)的方法確定扭轉(zhuǎn)力學(xué)模型中的傳遞系數(shù)等參數(shù)（參數(shù)識(shí)別）。根據(jù)液力變矩器的性能和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，將其簡(jiǎn)化成慣量、剛度和阻尼系統(tǒng)。圖1-9液力變矩器辯識(shí)系統(tǒng)模型圖中K、c――變矩器泵輪與渦輪間的等效扭轉(zhuǎn)剛度和傳遞系數(shù)，是變矩器轉(zhuǎn)速比的函數(shù)即K=f(i)，c=f(i)；qP、qT――變矩器泵輪與渦輪的扭轉(zhuǎn)角。對(duì)應(yīng)圖1-9的數(shù)學(xué)模型為其狀態(tài)方程為：液力變矩器的泵輪和渦輪之間充滿液體，是一個(gè)大柔性系統(tǒng)。因此，可以假設(shè)泵輪和渦輪之間的剛度K=0，則上述模型可以進(jìn)一步簡(jiǎn)化為：圖2－10液力變矩器辯識(shí)系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型相應(yīng)的狀態(tài)方程為：狀態(tài)變量為=，取輸入向量，輸出向量，輸出方程為：則狀態(tài)方程形式為：式中：，，C=對(duì)上式作拉氏變換，且假定系統(tǒng)的初始狀態(tài)為零，則有：解上式得式中，I為單位矩陣，為系統(tǒng)的傳遞函數(shù)矩陣，一般用符號(hào)表示，即：因此，輸入輸出系統(tǒng)可表示為：式中：、由液力變矩器結(jié)構(gòu)確定；c是轉(zhuǎn)速比的函數(shù)，可通過試驗(yàn)辨識(shí)的方法確定。辨識(shí)試驗(yàn)試驗(yàn)臺(tái)布置如下圖所示。轉(zhuǎn)速控制（輸入）轉(zhuǎn)矩控制（輸出）1,7-轉(zhuǎn)速傳感器,2,6-液壓加載元件；3,5-轉(zhuǎn)矩傳感器；4-液力變矩器(被試件)圖2－11辨識(shí)試驗(yàn)臺(tái)架布置輸出加載元件為轉(zhuǎn)矩控制，并且保持負(fù)載轉(zhuǎn)矩大小恒定，設(shè)定輸入端的轉(zhuǎn)速為偽隨機(jī)信號(hào)，在不同的轉(zhuǎn)速比(i=0.13,0.4,0.5,0.6,0.75)工況點(diǎn)測(cè)定輸入、輸出轉(zhuǎn)速/轉(zhuǎn)矩響應(yīng)。變矩器轉(zhuǎn)速比i＝0.4工況的試驗(yàn)結(jié)果如圖所示。圖2－12轉(zhuǎn)速比i=0.4下試驗(yàn)結(jié)果利用系統(tǒng)辨識(shí)工具“MATLAB/IDENT”可以獲得方程中各傳遞函數(shù)項(xiàng)以幅頻特性和相頻特性表示的頻率響應(yīng)曲線，即為系統(tǒng)的非參數(shù)模型。為進(jìn)一步從系統(tǒng)的非參數(shù)模型得到系統(tǒng)的參數(shù)模型，采用逐段線性化近似方法，即用一系列直線（折線）來逼近幅頻特性曲線，將此近似折線與理論上各環(huán)節(jié)的幅頻特性相比較，可求得頻率特性的數(shù)學(xué)表達(dá)式（即系統(tǒng)參數(shù)模型），從而確定傳遞函數(shù)中的物理參數(shù)；利用相頻特性曲線檢驗(yàn)所得的傳遞函數(shù)是否有傳遞延遲。離合器建模一、離合器分類坦克傳動(dòng)裝置中的摩擦片式離合器，按照摩擦副的工作情況可分為干式和濕式兩種。按加壓方式，可分為彈簧加壓和液壓加壓兩種。干式離合器多為彈簧加壓，常用圓柱螺旋彈簧；濕式的多為液壓加壓。干式摩擦離合器，其摩擦副元件中沒有潤(rùn)滑油，而濕式離合器的摩擦副中有稀油進(jìn)行潤(rùn)滑和冷卻，潤(rùn)滑的方式為噴淋、油浴或兩者兼有。多片濕式離合器具有壓力分布均勻、磨損小且均勻、傳遞扭矩容量大的特點(diǎn)，采用強(qiáng)制冷卻，壽命可達(dá)干式離合器的5～6倍。離合器按功用可分為主離合器、液力元件的閉鎖離合器、換檔離合器和轉(zhuǎn)向離合器等。主離合器安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱之間，起動(dòng)或換檔時(shí)，切斷動(dòng)力，切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的慣量，以減少?zèng)_擊；在掛上擋后一段時(shí)間內(nèi)，產(chǎn)生摩滑使坦克平穩(wěn)加速；還可作為傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)的摩擦保險(xiǎn)環(huán)節(jié)，以防止過載。閉鎖離合器安裝在液力變矩器泵輪與渦輪之間，用于將液力傳動(dòng)轉(zhuǎn)換為機(jī)械傳動(dòng)，以提高傳動(dòng)效率；使液力變矩器閉鎖以進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)或拖車起動(dòng)。換擋離合器安裝在變速箱的軸上，換檔時(shí)產(chǎn)生摩滑，使車輛平穩(wěn)換檔,另外作為傳動(dòng)系統(tǒng)的摩擦保險(xiǎn)環(huán)節(jié)，以防止過載。轉(zhuǎn)向離合器安裝在轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)中,通過操縱其分離或結(jié)合，可以得到不同的轉(zhuǎn)向半徑。從以上各種功用看來，無(wú)論哪種離合器，其主要功用是兩方面，一是必要時(shí)切斷或接通動(dòng)力，二是在接通過程中產(chǎn)生摩滑。二、離合器結(jié)構(gòu)和工作原理變速器裝有摩擦離合器的汽車，其動(dòng)力性和傳動(dòng)系的載荷在很大程度上取決于摩擦離合器中產(chǎn)生的各種過程。這些過程本身又取決于摩擦離合器和液力傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)和參數(shù)。某型履帶車輛多片濕式離合器的結(jié)構(gòu)圖如2-14所示。當(dāng)離合器結(jié)合時(shí)，液壓油從緩沖閥流入油缸內(nèi)，活塞在油腔油壓壓力和油液離心旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的力的作用下，克服壓力彈簧的阻力和活塞本身同離合器油缸之間的摩擦力，而產(chǎn)生移動(dòng)消除各個(gè)摩擦片間的間隙。消除片間間隙之后，當(dāng)摩擦片壓緊時(shí)，它們所受的作用力是整套摩擦片作用到活塞上的回復(fù)力，在活塞移動(dòng)過程中活塞還受到各片同鼓輪和齒輪的花鍵聯(lián)接處產(chǎn)生的摩擦力?？朔鲜龈鞣N阻力之后，活塞在油壓壓力和油液離心旋轉(zhuǎn)力的作用下，把摩擦離合器的主動(dòng)部分和從動(dòng)部分結(jié)合在一起，使兩部分扭轉(zhuǎn)質(zhì)量的角速度相一致，離合器結(jié)合，動(dòng)力經(jīng)傳動(dòng)齒輪輸出。當(dāng)需要該檔離合器分離時(shí)，不再向油缸供油，而是油缸放油?；钊诨匚粡椈傻淖饔孟拢朔D(zhuǎn)液體的離心力和活塞的移動(dòng)阻力，活塞向左移動(dòng)開始回到原來位置，換檔離合器分離，切斷動(dòng)力傳輸。圖1-14多片濕式離合器簡(jiǎn)化模型示意圖1－活塞2－油缸3－摩擦片4－回位彈簧5－密封環(huán)某履帶車輛用干式主離合器如圖1-15所示。屬于常閉、多片式。當(dāng)主離合器結(jié)合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力經(jīng)彈性聯(lián)軸器、齒輪傳動(dòng)箱傳至主離合器主動(dòng)部分。這時(shí)主離合器中的主、被動(dòng)摩擦片在加壓機(jī)構(gòu)中彈簧力的作用下被壓緊。使得主、被動(dòng)部分整體旋轉(zhuǎn)。動(dòng)力再通過被動(dòng)鼓傳給變速箱主動(dòng)軸。在沒有操縱主離合器時(shí)，分離彈子狀態(tài)如圖2－15中（a）所示。當(dāng)踩下主離合器踏板，通過操縱裝置拉桿帶動(dòng)活動(dòng)盤拉臂向前轉(zhuǎn)動(dòng)，彈子間隙剛消失時(shí)，分離彈子狀態(tài)如圖2—15（b）所示。繼續(xù)踩踏板，參看圖2-23結(jié)構(gòu),分離彈子將沿兩盤分離環(huán)上的斜槽由深槽處向淺槽處滾動(dòng)，同時(shí)迫使活動(dòng)盤產(chǎn)生向左的軸向移動(dòng)，并通過球軸承、壓縮輪盤、彈簧銷等零件壓縮彈簧，壓板同時(shí)也向左作軸向移動(dòng)，使得原來壓緊的主、被動(dòng)摩擦片逐步松離。當(dāng)踏板踩到極限位置時(shí)，主離合器被徹底分離，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力被切斷。這時(shí)的分離彈子狀態(tài)如圖2—15（c）所示。分離過程工作示意如圖3—24中右圖所示。逐漸松開主離合器踏板時(shí)，參看圖2-23結(jié)構(gòu),彈簧伸長(zhǎng)并推動(dòng)壓縮輪盤、球軸承22活動(dòng)盤等零件向右移動(dòng)。同時(shí)，活動(dòng)盤向后轉(zhuǎn)動(dòng)，迫使分離彈子由淺槽向深槽滾動(dòng)，彈簧張力通過彈簧銷帶動(dòng)壓板向右逐漸壓緊主、被動(dòng)摩擦片，將發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力經(jīng)主離合器傳給變速箱。當(dāng)活動(dòng)盤回復(fù)到初始位置時(shí)，彈子間隙重又恢復(fù)，主離合器結(jié)合過程結(jié)束。圖1-15主離合器結(jié)構(gòu)和工作原理圖三、緩沖控制 產(chǎn)生換擋沖擊的根本原因是輸出轉(zhuǎn)矩的擾動(dòng)，限制轉(zhuǎn)矩?cái)_動(dòng)的基本途徑有三點(diǎn)：1、對(duì)保證離合器平穩(wěn)結(jié)合的緩沖油壓進(jìn)行控制；2、對(duì)摩擦元件（離合器、制動(dòng)器）交替過程的定時(shí)進(jìn)行控制；3、對(duì)液壓執(zhí)行元件的最大作用力進(jìn)行控制。換擋時(shí)離合器結(jié)合過程中，離合器整個(gè)充油升壓過程，可用圖1-16所示的曲線來說明，共分五個(gè)階段。圖2－16離合器的充油過程1、充油開始階段(線段1－2)換擋閥移位接通離合器供油通路，立即開始向離合器的剩余空間及油道充油。通常，這段時(shí)間極短，有時(shí)可以認(rèn)為是在瞬時(shí)間內(nèi)完成，而且油壓很低。2、初步升壓階段(線段2一3)離合器的剩余空間充滿油后，油壓陡然上升，直到能使活塞克服回位彈簧預(yù)壓力而開始移動(dòng)為止。通常這段過程的時(shí)間更短，所用的時(shí)間可以忽略不計(jì)。3、自由行程階段(線段3一4)活塞克服彈簧預(yù)壓力而開始移動(dòng),直到消除離合器的摩擦片之間的間隙，達(dá)到接觸為止。自由行程所需的時(shí)間也較小，可由行程所對(duì)應(yīng)的容積與供油量來計(jì)算。4、升壓結(jié)合階段(線段4一5)這段時(shí)間內(nèi)，摩擦片間隙已經(jīng)消除，活塞停止移動(dòng)，油壓則不斷升高，一直達(dá)到能夠滿足離合器摩擦元件的主、被動(dòng)邊同步而完全結(jié)合為止。由于油壓的作用摩擦片的壓緊程度逐漸增加，所產(chǎn)生的摩擦力矩也逐漸增加，同時(shí)也由于主、被動(dòng)邊存在轉(zhuǎn)速差而產(chǎn)生滑磨，直到完全結(jié)合，主、被動(dòng)邊達(dá)到同步而轉(zhuǎn)速一致。由于油液基本上是不可壓縮的，所以，如果無(wú)特殊控制的話，升壓過程將極其急促，并出現(xiàn)油壓波動(dòng)，使輸出轉(zhuǎn)矩?cái)_動(dòng)較大。5、充油結(jié)束階段(線段5－6)當(dāng)主、被邊達(dá)到同步以后，說明離合器已完全結(jié)合，因而急促升壓不會(huì)影響平穩(wěn)性。因此，該階段油壓較陡，直到達(dá)到主油壓力為止，是為了保證離合器有足夠的摩擦力矩儲(chǔ)備。這段時(shí)間也極短，基本上可忽略不計(jì)。緩沖控制過程，主要是在升壓結(jié)合階段，如果油壓急劇增高，也就會(huì)引起摩擦力矩的急劇增加，使變速箱的輸出軸上產(chǎn)生很大的轉(zhuǎn)矩?cái)_動(dòng)。升壓越急促，摩擦力矩增加也越急促，最后引起的轉(zhuǎn)矩沖擊也就越大。這段時(shí)間過長(zhǎng)，則會(huì)導(dǎo)致滑磨功增加，摩損加大，發(fā)熱增高。一般這段時(shí)間在0.5～1.5秒左右較為合適。這就是緩沖控制的基本原理四、離合器摩擦轉(zhuǎn)矩摩擦轉(zhuǎn)矩與摩擦副數(shù)、摩擦系數(shù)、壓緊力和作用半徑有關(guān)。當(dāng)離合器的主、被動(dòng)部分旋轉(zhuǎn)速度不同，即處于滑摩狀態(tài)時(shí)，可用下式表示：式中：－摩擦系數(shù)，初算可按表4－1選取；－摩擦片法向壓緊力，N；－等效半徑（也稱作用半徑），將摩擦力等效作用到這個(gè)半徑上，m；Kn—摩擦副壓緊力降低系數(shù)；Z－摩擦副數(shù)。靜摩擦系數(shù)指摩擦副無(wú)相對(duì)摩滑時(shí)的摩擦系數(shù)。在摩擦副試驗(yàn)中，將開始打滑前的摩擦系數(shù)最大值作為靜摩擦系數(shù)值。對(duì)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩和過載保護(hù)等方面有影響，常在靜態(tài)計(jì)算中使用。動(dòng)摩擦系數(shù)是指在一定相對(duì)摩滑速度下的摩擦系數(shù)值。對(duì)常用摩擦副來講，是指在使用摩滑速度下的平均值。對(duì)動(dòng)載、摩滑功、摩擦熱負(fù)荷等有很大影響，是動(dòng)載計(jì)算的重要依據(jù)。摩擦副的比壓p定義為摩擦副單位面積上的壓力，表示式為：式中，為摩擦副上所受的法向作用力，為摩擦副面積。離合器的工作條件如比壓、摩滑速度、溫度均對(duì)摩擦副的摩擦系數(shù)有很大的影響，是動(dòng)載計(jì)算過程中的重要依據(jù)。1．作用半徑的計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖1-17。圖1-17摩擦副作用半徑計(jì)算簡(jiǎn)圖式中，p為單位壓力（或比壓），為圓環(huán)半徑，dA為單位圓環(huán)的面積，。摩擦副全部面積的摩擦轉(zhuǎn)矩為式中，r、R分別為摩擦片的內(nèi)、外半徑。摩擦片上總的壓緊力為即得在摩擦副上，對(duì)于粉末冶金對(duì)鋼的摩擦副，，由于，有作用半徑為：對(duì)于非金屬型摩擦材料，，作用半徑為：2．活塞上的離心油壓作用力，計(jì)算簡(jiǎn)圖見圖1-18。圖1-18旋轉(zhuǎn)油缸取半徑R處的一個(gè)微分環(huán)形體積，其寬度為b，這個(gè)體積內(nèi)所含油的密度為，則它的質(zhì)量為如油缸內(nèi)油的回轉(zhuǎn)角速度為，則這一質(zhì)量所產(chǎn)生的離心力使半徑R處的壓強(qiáng)產(chǎn)生一個(gè)微分增量，即積分得離心油壓為：當(dāng)時(shí)，是油進(jìn)入該回轉(zhuǎn)件的入口，，所以這個(gè)二次方程式說明離心油壓按拋物線規(guī)律而變化。整個(gè)環(huán)形活塞上所受的離心壓力為：為簡(jiǎn)化計(jì)算，，并且假定液體的旋轉(zhuǎn)速度和油缸的旋轉(zhuǎn)速度相等，積分上式可得：3．壓緊力：油缸內(nèi)液體油壓作用力：式中，為油缸內(nèi)液體產(chǎn)生的靜壓力；為活塞的截面積。4．壓緊力的精確模型（結(jié)合或分離動(dòng)態(tài)過程）圖1-19多片濕式離合器受力分析離合器在結(jié)合過程中，整個(gè)離合器受到如下五個(gè)力的作用：油缸內(nèi)油液作用在活塞上的力離合器結(jié)合時(shí)，又分成兩部分：一部分為油腔油壓作用在活塞上的力，另一部分為在旋轉(zhuǎn)的油缸內(nèi)的液體產(chǎn)生的作用在活塞上的離心力。式中，和意義同前。活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)作用在活塞上的回位彈簧阻力活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)候，壓縮回位彈簧，產(chǎn)生阻力。根據(jù)虎克定律可得：式中，為回位彈簧的剛度；為回位彈簧從自由狀態(tài)到當(dāng)前值的壓縮長(zhǎng)度：，、分別為彈簧在自由狀態(tài)下的長(zhǎng)度和初始?jí)嚎s狀態(tài)下的長(zhǎng)度，為活塞的行程。用來克服活塞密封環(huán)和皮碗中摩擦力式中，為活塞密封皮碗或活塞環(huán)的摩擦系數(shù)；為活塞密封環(huán)的寬度；為離合器油缸內(nèi)的液體壓力。摩擦片與鼓輪和齒輪花鍵聯(lián)接處產(chǎn)生的摩擦力這種摩擦力使有效摩擦力矩降低20～25％，并由下式計(jì)算：式中，為移動(dòng)的摩擦副個(gè)數(shù)，()，為活塞行程，為活塞位移，為摩擦片厚度；為作用在第一個(gè)片（壓盤）上的力，該片在活塞的一端與鼓輪聯(lián)接，這個(gè)力為；，、、分別為摩擦片同鼓輪、齒輪的花鍵聯(lián)接處的摩擦系數(shù)，和離合器摩擦片間的摩擦系數(shù),、、分別為摩擦片同鼓輪、齒輪花鍵聯(lián)接的平均半徑和離合器摩擦片的平均半徑。摩擦片的回復(fù)力是由離合器整套摩擦片作用到活塞上的非線性復(fù)原力，這里把非線性復(fù)原力線性化，近似為整套摩擦片作用到活塞上的回復(fù)力。由材料力學(xué)可知，在靜載荷下服從胡克定律的材料，在動(dòng)載荷下只要?jiǎng)討?yīng)力不超過比例極限，胡克定律仍然有效，并且彈性模量也與靜載荷下的數(shù)值相同。因此，假設(shè)摩擦片的回復(fù)力是其變形的線型函數(shù)，即：式中，為摩擦片的總間隙；為摩擦片的等效剛度。根據(jù)多片式離合器的結(jié)構(gòu)和摩擦片的制造特點(diǎn)，可知是分段線性的，第一段是由于存在制造誤差使摩擦片翹曲而產(chǎn)生的彈性回復(fù)力，令該段剛度為，摩擦片翹曲引起的軸向總變形量為。離合器內(nèi)摩擦片實(shí)際總間隙以及此段摩擦片間的回復(fù)力為：圖1-20摩擦片變形圖式中，為摩擦片間的理論總間隙。第二段是的階段。即設(shè)計(jì)理論間隙消除之后的過程，該過程的彈性回復(fù)力由兩部分組成，第一部分為摩擦片的翹曲變形引起的回復(fù)力，第二部分為摩擦片變形產(chǎn)生的彈性回復(fù)力，令摩擦片的彈性變形剛度為，則所以摩擦片在結(jié)合過程中的回復(fù)力為彈性回復(fù)力的等效剛度和，目前很難精確確定，在下列假設(shè)條件下進(jìn)行近似計(jì)算：假設(shè)在離合器完成結(jié)合，主被動(dòng)部分同步時(shí)，；因?yàn)楫a(chǎn)生回復(fù)力的第二個(gè)階段，是在消除了摩擦片間的間隙和摩擦片的翹曲變形之后，所以可以假設(shè)此階段摩擦片為一整體。根據(jù)第一個(gè)假設(shè)有下列靜力方程式：其中整理，可以得到：根據(jù)第二個(gè)假設(shè)和材料力學(xué)知識(shí)，由下式計(jì)算：式中，E為材料的彈性模量＝2.0601N/m；為摩擦片的面積；為摩擦片的總厚度。離合器結(jié)合過程數(shù)學(xué)描述：確定了作用在濕式多片式摩擦離合器各元件上的力，就可以對(duì)離合器的結(jié)合過程進(jìn)行數(shù)學(xué)描述。建立仿真模型時(shí)，要考慮活塞（質(zhì)量m）和移動(dòng)的摩擦片整套質(zhì)量的可變性。整套摩擦片質(zhì)量的變化值，取決于某一時(shí)刻受活塞作用的摩擦副的個(gè)數(shù)，或取決于活塞的行程，也就是。這種情況下假定每個(gè)摩擦副之間的間隙的值都相等。活塞的移動(dòng)阻力表示成“干摩擦”力的形式。摩擦片整體的移動(dòng)阻力取決于活塞的位移（即受活塞力作用的摩擦表面的個(gè)數(shù)）：摩擦離合器的結(jié)合過程由兩個(gè)階段組成：消除各摩擦片之間的間隙（）；各片上工作壓力的增長(zhǎng)（）。工作壓力除了克服活塞的移動(dòng)阻力外還產(chǎn)生出離合器所必需的摩擦力矩。第一階段系統(tǒng)狀態(tài)的微分方程為第二階段狀態(tài)微分方程為求解，即可得到壓緊力隨時(shí)間變化的規(guī)律。濕式多片離合器分離過程中，所受到的力和結(jié)合大致相同，也可以分成五個(gè)力。其中，假設(shè)活塞在分離狀態(tài)下油缸中的剩余空腔內(nèi)仍充滿了油。這樣，當(dāng)油壓作用到活塞上的力小于分離彈簧的推力時(shí)活塞開始移動(dòng)，并將活塞內(nèi)的油液經(jīng)過管道和卸壓孔壓出。在分離過程中活塞的運(yùn)動(dòng)構(gòu)成平行圓板擠壓運(yùn)動(dòng)，活塞內(nèi)的壓力處于不均勻狀態(tài)。故，油缸內(nèi)油液作用在活塞上的力為：一部分為油腔油壓作用在活塞上的力；而另一部分為活塞對(duì)油液的擠壓所產(chǎn)生油液對(duì)活塞的阻力，其大小等于：—油膜厚度，這里就是活塞回程的位移；—活塞移動(dòng)速度；—油液的動(dòng)力粘度。這個(gè)力屬于平行圓板擠壓運(yùn)動(dòng)液體作用到圓板上的壓力。為活塞回程的活塞回位壓力。由于分離和結(jié)合過程受力基本相似，這里就直接列出濕式多片離合器在分離的情況下的系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程：當(dāng)時(shí)當(dāng)時(shí)，活塞到達(dá)離合器油缸壁時(shí)，離合器的分離過程結(jié)束。五、帶排轉(zhuǎn)矩的分析車輛在正常行駛的工況下，為了保證濕式離合器正常工作，需要不斷使?jié)櫥鸵貉h(huán)通過摩擦副表面的油槽，起到潤(rùn)滑和冷卻作用。冷卻油都有一定的粘性，由于濕式多片離合器內(nèi)冷卻油的粘性及可能發(fā)生的摩擦片與摩擦對(duì)偶片之間的碰撞摩擦所引起的轉(zhuǎn)矩，稱為帶排轉(zhuǎn)矩。帶排轉(zhuǎn)矩是濕式多片離合器的一個(gè)固有的缺點(diǎn)。由于濕式多片離合器中帶排轉(zhuǎn)矩的存在，車輛在行駛過程中發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分功率消耗在帶排轉(zhuǎn)矩上，當(dāng)離合器設(shè)計(jì)不合理時(shí)，這部分功率損失很大，直接影響傳動(dòng)效率、最大行駛速度等。同時(shí)由于帶排轉(zhuǎn)矩的存在，加劇了離合器的磨損和潤(rùn)滑油的溫升，為系統(tǒng)散熱帶來困難，因此，需要研究濕式多片離合器帶排轉(zhuǎn)矩，從結(jié)構(gòu)和使用上盡可能減少離合器的帶排轉(zhuǎn)矩。試驗(yàn)表明，轉(zhuǎn)速差、潤(rùn)滑流量對(duì)換檔離合器在分離狀態(tài)下所產(chǎn)生的帶排轉(zhuǎn)矩有影響。換擋離合器在分離狀態(tài)下是流體動(dòng)力潤(rùn)滑狀態(tài)，計(jì)算和分析液體粘性傳動(dòng)理論方法通常是依據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律。帶排轉(zhuǎn)矩計(jì)算就是基于牛頓內(nèi)摩擦定律的。假設(shè)各個(gè)摩擦片之間間隙均勻且能夠形成足夠的油膜，而且各個(gè)摩擦副之間均勻分離，忽略摩擦片表面溝槽的影響。則整個(gè)濕式多片離合器在分離狀態(tài)下所產(chǎn)生的帶排轉(zhuǎn)矩為：=式中－油液的動(dòng)力粘度（）；－一個(gè)摩擦副油膜厚度（m）；其它參數(shù)意義同前。在上式計(jì)算中，沒有引入冷卻油流量因素對(duì)帶排轉(zhuǎn)矩的影響。降低帶排轉(zhuǎn)矩的有效可行的措施是保證濕式多片離合器的分離間隙，可以采取的措施有：采用碟形摩擦片。摩擦對(duì)偶盤之間加彈簧，如可以加圓柱分離彈簧，或者波紋彈簧等。通過液壓油路設(shè)計(jì)，在分離時(shí)減少濕式多片離合器的冷卻油供給量。在離合器的結(jié)合過程中，摩擦表面會(huì)產(chǎn)生大量的摩擦熱，使摩擦片的溫度迅速上升。當(dāng)摩擦片表面溫度高于該類摩擦副的臨界摩擦溫度后，摩擦片的摩擦表面的機(jī)械物理性能出現(xiàn)突變而不穩(wěn)定，導(dǎo)致摩擦表面的磨損急劇增大，離合器傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩急劇抖動(dòng)，使離合器進(jìn)入非正常工作狀態(tài)。若該狀態(tài)持續(xù)時(shí)間過長(zhǎng)，離合器就會(huì)因過熱而失效，從而嚴(yán)重影響整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性。因此，在設(shè)計(jì)過程中，需要對(duì)摩擦離合器的熱負(fù)荷參數(shù)包括摩滑功、摩擦溫度、熱應(yīng)力等進(jìn)行計(jì)算。六、動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型車輛起步、換檔過程的動(dòng)力學(xué)計(jì)算簡(jiǎn)圖見圖3-6，圖3-6a為機(jī)械傳動(dòng)工況，圖3-6b為液力傳動(dòng)工況，圖3-6c為閉鎖離合器的結(jié)合工況。車輛簡(jiǎn)化為二自由度系統(tǒng)，、分別為換算到離合器主動(dòng)部分和被動(dòng)部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；、分別為主動(dòng)和被動(dòng)部分的角速度；為換算到離合器主動(dòng)部分的轉(zhuǎn)矩；為被動(dòng)部分阻轉(zhuǎn)矩，由外部阻力和傳動(dòng)系摩擦力造成；為離合器摩擦轉(zhuǎn)矩。圖1-21動(dòng)力學(xué)計(jì)算簡(jiǎn)圖設(shè)換檔時(shí)動(dòng)力不中斷，離合器結(jié)合以后主動(dòng)系統(tǒng)減速，被動(dòng)系統(tǒng)加速，則離合器動(dòng)力學(xué)方程：圖中，、——離合器主、被動(dòng)邊力矩；、——離合器主、被動(dòng)邊轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；、——離合器主、被動(dòng)邊角速度； ——離合器摩擦片的滑摩力矩。不考慮花鍵和密封阻力，穩(wěn)態(tài)過程的滑摩力矩為七、摩滑功車輛從原地起步及動(dòng)力換檔過程中，離合器在傳遞轉(zhuǎn)矩的同時(shí)，產(chǎn)生摩滑，最后使主被動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速相等。離合器結(jié)合過程是兩者轉(zhuǎn)速趨于一致的摩滑過程。摩滑對(duì)平穩(wěn)起步、實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)有重要意義，但摩滑又使離合器溫度升高，引起摩擦材料的摩擦系數(shù)降低、磨損增加、壽命降低。在摩滑過程中，離合器消耗的功稱為摩滑功。摩滑功取決于下列因素：摩擦片的壓力、相對(duì)轉(zhuǎn)速、換檔時(shí)間、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩特性、主被動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，主被動(dòng)系統(tǒng)的阻轉(zhuǎn)矩，摩擦副的摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)，潤(rùn)滑強(qiáng)度及油的粘度等。上述因素的影響是復(fù)雜的，最好通過試車和臺(tái)架模擬試驗(yàn)求得離合器的摩滑時(shí)間和摩滑功。摩滑功是離合器熱負(fù)荷計(jì)算的基礎(chǔ)，在一定的假設(shè)條件下，可以用理論方法求得摩滑功。通常以單位摩擦面積摩滑功及結(jié)合一次相應(yīng)溫升作為離合器熱計(jì)算的依據(jù)。為了減少車輛起步或換檔過程中離合器的摩滑，每一次接合的單位摩擦面積摩滑功應(yīng)小于其許用值。在離合器主被動(dòng)片之間，摩滑損失的功率為：離合器的摩滑功可由下式求得：離合器主動(dòng)部分轉(zhuǎn)矩，在圖a中等于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩，即，在圖b中等于渦輪軸轉(zhuǎn)矩，即，在圖c中則等于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩與泵輪轉(zhuǎn)矩之差，即離合器被動(dòng)部分轉(zhuǎn)矩，為將車輛運(yùn)動(dòng)阻轉(zhuǎn)矩等換算到離合器被動(dòng)部分的值。假設(shè)不考慮空氣阻力，得：式中為地面阻力系數(shù)，考慮升坡和滾動(dòng)阻力后，，為滾動(dòng)阻力系數(shù)，為道路坡度角，其余參數(shù)意義同前。已知、、的變化規(guī)律，便可求解、隨時(shí)間的變化規(guī)律，根據(jù)離合器同步的判定條件：且可求得滑摩時(shí)間。進(jìn)一步可求解離合器的摩滑功率和摩滑功隨時(shí)間的變化規(guī)律，再確定摩擦片平均溫度。摩擦片平均溫度為一次換檔離合器摩擦副在結(jié)合終了時(shí)的平均溫度。如認(rèn)為主、被動(dòng)片熱容量和導(dǎo)熱系數(shù)相同，所有摩滑功變成熱，加熱摩擦片，則式中，為結(jié)合或分離開始時(shí)摩擦片的平均溫度，對(duì)液力傳動(dòng)變速箱可取為；m為一個(gè)摩擦片的平均質(zhì)量；C為在一定溫度間隔內(nèi)，主、被動(dòng)片材料的比熱容量，對(duì)鋼可取。齒輪系統(tǒng)模型一、定軸齒輪系統(tǒng)當(dāng)量模型動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)各軸一般轉(zhuǎn)速不同，最好把這種系統(tǒng)替換成所有參數(shù)都化歸一個(gè)軸（一個(gè)角速度），或兩個(gè)角速度（在系統(tǒng)的分支處）的當(dāng)量系統(tǒng)。理論根據(jù)：能量不變。簡(jiǎn)化系統(tǒng)（當(dāng)量系統(tǒng)）之質(zhì)量與導(dǎo)出質(zhì)量的動(dòng)能保持相等：簡(jiǎn)化系統(tǒng)（當(dāng)量系統(tǒng)）之彈性環(huán)節(jié)的變形勢(shì)能與導(dǎo)出系統(tǒng)變形勢(shì)能保持相等：簡(jiǎn)化系統(tǒng)（當(dāng)量系統(tǒng)）被簡(jiǎn)化的元素的散耗能量保持相等：根據(jù)上述簡(jiǎn)化原則，慣量、剛度和阻尼的導(dǎo)出公式為：, ,式中：i為導(dǎo)出軸與原來軸的傳動(dòng)比，；、、、為原來的元素的慣量、剛度、阻尼系數(shù)、角速度；、K、C、為當(dāng)量系統(tǒng)（導(dǎo)出系統(tǒng)）元素的慣量、剛度、阻尼系數(shù)、角速度。車輛直線行駛的動(dòng)能用旋轉(zhuǎn)速度為的慣量的動(dòng)能來代替：式中：為車輛直線運(yùn)動(dòng)時(shí)的質(zhì)量；為車輛行駛速度；為驅(qū)動(dòng)輪半徑；為驅(qū)動(dòng)輪角速度。定軸齒輪副按剛體建模，齒輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型及簡(jiǎn)化示意圖見下圖。按上述的當(dāng)量原則，模型中當(dāng)量參數(shù)為：，，。二、齒輪副扭轉(zhuǎn)分析模型假設(shè)齒輪系統(tǒng)的傳動(dòng)軸和支撐軸承均是剛性的，則一對(duì)圓柱直齒輪副純扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型如圖1-22所示。該模型是采用集中質(zhì)量法建立的一個(gè)齒輪副動(dòng)力學(xué)模型，由于按前面所述，其分析模型的傳動(dòng)軸、軸承和箱體都是剛性的，并利用集中質(zhì)量法假設(shè)齒輪副是由只有彈性而無(wú)慣性的彈簧和只有慣性而沒有彈性的質(zhì)量塊組成的。因此不存在齒輪扭轉(zhuǎn)角位移和橫向振動(dòng)位移或軸向振動(dòng)位移的耦合，屬于非耦合振動(dòng)模型。圖1-22齒輪副嚙合模型齒輪在傳動(dòng)過程中，齒輪副的嚙合是沿著嚙合線進(jìn)行的，輪齒嚙合力與嚙合位移都發(fā)生在嚙合線上，由于研究的是齒輪的扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，所以建立的方程選取的廣義坐標(biāo)是角位移。根據(jù)牛頓力學(xué)定律，可得齒輪副扭轉(zhuǎn)分析模型的運(yùn)動(dòng)微分方程為：式中為輪齒的動(dòng)態(tài)嚙合力，；x為嚙合線上兩齒輪的相對(duì)位移（動(dòng)態(tài)傳遞誤差），；e為輪齒嚙合綜合誤差（靜態(tài)傳遞誤差）；分別為齒輪副嚙合綜合剛度和阻尼。、分別為主、被動(dòng)齒輪的基圓半徑，、分別為主、被動(dòng)輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，、分別為主、被動(dòng)齒輪的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)位移為；、為作用在主、被動(dòng)齒輪上的外力矩。齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的激勵(lì)分為兩類：對(duì)于由旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的不平衡、幾何偏心，原動(dòng)機(jī)和負(fù)載力矩波動(dòng)引起的頻率較低的激勵(lì)，我們稱為外部激勵(lì)；將由加工誤差、輪齒彈性變形等引起的頻率較高的激勵(lì)，稱為內(nèi)部激勵(lì)。齒輪傳動(dòng)的輸入、輸出扭矩對(duì)應(yīng)的是外部激勵(lì)，由齒輪靜傳動(dòng)誤差形成的誤差激勵(lì)，是齒輪傳動(dòng)的內(nèi)部激勵(lì)。一般情況下，內(nèi)部激勵(lì)和外部激勵(lì)都是時(shí)間的周期函數(shù)。由于齒輪的嚙合剛度具有時(shí)變性，是隨時(shí)間變化的周期函數(shù)，表現(xiàn)為變參數(shù)的振動(dòng)性質(zhì)，從力學(xué)上對(duì)應(yīng)了齒輪嚙合傳動(dòng)內(nèi)部激勵(lì)的固有性質(zhì)：。齒輪副沿嚙合線的綜合傳遞誤差是齒輪系統(tǒng)的一種位移型動(dòng)態(tài)激勵(lì)，因此可以表示成單頻交變分量的形式，綜合傳遞誤差可表示為。動(dòng)態(tài)嚙合力可進(jìn)一步表達(dá)為：為傳動(dòng)誤差。傳動(dòng)誤差是在齒輪嚙合的過程中，被動(dòng)齒輪的實(shí)際位置與理論位置之間的誤差值。該誤差值通常表示成齒輪嚙合作用線上的直線位移。按照一般的約定，當(dāng)被動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)過程中的實(shí)際位移提前于理論位移時(shí)，傳動(dòng)誤差的符號(hào)定義為正號(hào)。傳動(dòng)誤差表現(xiàn)了兩齒輪的相對(duì)位移，即動(dòng)態(tài)傳遞誤差與靜態(tài)誤差e的差值，也即齒輪傳動(dòng)的實(shí)際誤差。齒輪副運(yùn)動(dòng)微分方程為三、齒輪-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)分析模型在一對(duì)齒輪副純扭轉(zhuǎn)分析模型的基礎(chǔ)上，若再考慮傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)剛度、原動(dòng)機(jī)和負(fù)載的慣量等，則形成齒輪－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)問題，典型的動(dòng)力學(xué)模型如圖1-23所示。圖1-23齒輪副嚙合模型不考慮傳動(dòng)軸的質(zhì)量，將原動(dòng)機(jī)、主被動(dòng)齒輪和負(fù)載分別處理成4個(gè)集中的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量元件，建立齒輪－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)4自由度集總參數(shù)模型，4個(gè)自由度分別為4個(gè)慣量的扭轉(zhuǎn)角度，從而可得系統(tǒng)的分析模型為：式中，分別為4個(gè)質(zhì)量元件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，分別為主、被動(dòng)齒輪連接軸的扭轉(zhuǎn)阻尼，分別為主、被動(dòng)齒輪連接軸的扭轉(zhuǎn)剛度，為作用在原動(dòng)機(jī)和負(fù)載上的扭矩；為輪齒的動(dòng)態(tài)嚙合力。輪齒的動(dòng)態(tài)嚙合力為四、行星輪系建模太陽(yáng)輪s、齒圈r、行星架c是行星排的基本元件，行星輪不算作元件，只作內(nèi)部聯(lián)系。行星輪是構(gòu)成行星排的內(nèi)在核心，有單星、雙星和雙聯(lián)行星（又稱復(fù)星）三種，共形成七種基本行星排，如圖1-24所示，單星排是結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，應(yīng)用最廣的一種；雙星行星排雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜一些，但可得到比單星排更廣的傳動(dòng)范圍。雙聯(lián)行星排常用于差速器中。（a）內(nèi)外嚙合單星排（普通排）；（b）內(nèi)外嚙合雙聯(lián)排，（c）外嚙合雙星排，（d）內(nèi)嚙合雙星排，（e）內(nèi)外嚙合雙星排，（f）外嚙合雙聯(lián)排，（g）內(nèi)嚙合雙聯(lián)排。圖1-24基本行星排（a）內(nèi)外嚙合單行星排（b）內(nèi)外嚙合雙聯(lián)排（c）外嚙合雙星排（d）內(nèi)嚙合雙星排（e）內(nèi)外嚙合雙星排（f）外嚙合雙聯(lián)排（g）內(nèi)嚙合雙聯(lián)排穩(wěn)定工況下，基本行星排的轉(zhuǎn)速方程和轉(zhuǎn)矩方程為,圖1-25基本行星排示意圖如圖1-25為幾種等軸差速器。2-25a所示的差速器是車輛上最廣泛應(yīng)用的等軸差速器，k=1。其轉(zhuǎn)速關(guān)系式為：即當(dāng)為一定時(shí)，和可以按此式的規(guī)律自由分配。而一個(gè)太陽(yáng)輪增加（或減少）轉(zhuǎn)速，可等于另一個(gè)太陽(yáng)輪減少（或增加）的轉(zhuǎn)速。圖1-25幾種等軸差速器錐齒輪式（b）外嚙合圓柱齒輪式（c）內(nèi)嚙合圓柱齒輪式（d）k=2的內(nèi)外嚙合雙星排圖1-25車輛傳動(dòng)應(yīng)用的典型行星機(jī)構(gòu)在多自由度行星變速箱中絕大部分采用三構(gòu)件的行星機(jī)構(gòu)。所謂構(gòu)件是指行星機(jī)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)輸入、輸出以及與其它行星機(jī)構(gòu)相互連接的構(gòu)件。在這種行星裝置中，當(dāng)假設(shè)各旋轉(zhuǎn)構(gòu)件均為剛性，不考慮間隙和摩擦損失時(shí)，構(gòu)件間的轉(zhuǎn)速關(guān)系和轉(zhuǎn)矩關(guān)系均為線性。且在三構(gòu)件中，任意兩個(gè)構(gòu)件的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩確定后，則有確定的第三構(gòu)件轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩?？梢越⑵痣p輸入單輸出的動(dòng)力學(xué)模型。圖1-26為典型的NGW型行星齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)圖，(b)~(e)分別為單個(gè)行星輪時(shí)太陽(yáng)輪、行星輪、行星架和齒圈的受力分析圖。圖1-26NGW型行星輪受力分析圖根據(jù)圖1-26(b)，可列出太陽(yáng)輪的力矩平衡方程：根據(jù)圖1-26(c)，可列出行星輪關(guān)于自身回轉(zhuǎn)軸的力矩平衡方程及切向力平衡方程根據(jù)圖1-26(d)，可列出行星架的力矩平衡方程根據(jù)圖1-26(e)，可列出齒圈的力矩平衡方程行星排的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系為以上式中：是各部件沿自身旋轉(zhuǎn)軸線的慣量；為各部件的轉(zhuǎn)角，則為角加速度，為施加在部件上的外力矩，是各部件半徑，下標(biāo)1~4分別為太陽(yáng)輪、齒圈、行星架和行星輪，是行星輪的質(zhì)量；是行星排的特性參數(shù)，。例：GM公司專利：多擋行星變速機(jī)構(gòu)，3自由度3排6前1倒以一擋為例，操作件54，50結(jié)合車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建模第一節(jié)傳動(dòng)系統(tǒng)的控制自動(dòng)換擋、自動(dòng)閉解鎖的車輛，由控制器實(shí)現(xiàn)換擋規(guī)律和閉解鎖規(guī)律。換擋規(guī)律1.換擋規(guī)律排擋之間自動(dòng)換擋點(diǎn)的控制參數(shù)(車速υ、油門開度α)變化規(guī)律，稱為換擋規(guī)律。ECU的作用就是按照換擋規(guī)律的要求，來進(jìn)行換擋控制的，按車速、油門中的一個(gè)或兩個(gè)參數(shù)，根據(jù)設(shè)計(jì)要求的換擋時(shí)刻自動(dòng)換擋，才能保證車輛獲得良好的動(dòng)力性能和經(jīng)濟(jì)性能。每一個(gè)自動(dòng)換擋系統(tǒng)都有一個(gè)換擋規(guī)律，它的曲線形狀取決于車輛傳動(dòng)的要求，由自動(dòng)換擋系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和參數(shù)來實(shí)現(xiàn)。換檔特性是由牽引特性和換檔規(guī)律組合而成的。當(dāng)牽引特性一定時(shí)，換檔規(guī)律對(duì)車輛動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和使用性能有決定意義。換檔規(guī)律可分為單參數(shù)換擋規(guī)律、雙參數(shù)換檔規(guī)律和三參數(shù)換檔規(guī)律。雙參數(shù)換檔規(guī)律使用最廣泛。2.單參數(shù)換擋規(guī)律換擋點(diǎn)只與車速一個(gè)參數(shù)有關(guān)。當(dāng)車速達(dá)到υ2（直線）時(shí)換入Ⅱ擋。反之當(dāng)車速又降至υ1（直線）時(shí)才換回I擋。圖（8-51（b））是按兩個(gè)參數(shù)控制的換擋規(guī)律。這個(gè)規(guī)律表明了換擋時(shí)刻與油門開度和車速之間的關(guān)系。圖中曲線決定了從I擋換入Ⅱ擋的時(shí)刻。曲線是從Ⅱ擋換回I擋時(shí)刻，在這兩條曲線之間，升擋時(shí)I擋可工作，降擋時(shí)Ⅱ擋可工作。線的右邊只能用Ⅱ擋工作，而線左方則只能用I擋工作。水平線1表示油門全開時(shí)，水平線2相當(dāng)于發(fā)動(dòng)機(jī)惰轉(zhuǎn)時(shí)的油門開度。1)換入新檔后不會(huì)因車速稍有變化而重新?lián)Q回原來的排檔，保證了換檔過程的穩(wěn)定性；2)有利于減少換檔循環(huán)，防止控制元件加速磨損與降低乘坐舒適性；3)變化換擋延遲可改變換擋規(guī)律。不能實(shí)現(xiàn)駕駛員的干預(yù)換檔。經(jīng)濟(jì)性差，實(shí)際中只有少數(shù)軍用車輛上有所應(yīng)用，目的是減少換檔次數(shù)，發(fā)揮車輛動(dòng)力性能。2.雙參數(shù)換擋規(guī)律駕駛員可干預(yù)，可提前換入高檔或提前降到低檔，很大程度上改善了車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性。1）等延遲型換檔規(guī)律：換檔延遲不隨油門開度的變化而變化油門開度不變，假設(shè)為α2，當(dāng)車速小于υ1時(shí)，例如在a點(diǎn)，則以I擋行駛；當(dāng)行駛阻力減小，車速增加超過υ2時(shí)，自動(dòng)換入Ⅱ擋，例如在b點(diǎn)工作。如果車速υ2減小，則當(dāng)車速降至υ1時(shí)才重新?lián)Q入I擋。車速不變，假設(shè)為υ1，當(dāng)油門開度小于α1時(shí)，用Ⅱ擋行駛。當(dāng)行駛阻力增加，油門開度加大到α2時(shí)，自動(dòng)換入I擋行駛。當(dāng)行駛阻力減小，油門開度α減小到小于α1，則又重新自動(dòng)換回Ⅱ擋。這就使駕駛員有可能控制油門開度α來干預(yù)自動(dòng)換擋，松油門提前換高擋，猛踩油門強(qiáng)制換低擋。發(fā)散型換檔規(guī)律：換檔延遲隨油門開度的增大而增大，呈發(fā)散狀分布，也稱增延遲型換檔規(guī)律。特點(diǎn)：大油門時(shí)換檔延遲大，可減少換檔次數(shù)。大油門時(shí)，升檔車速高，接近最大功率點(diǎn)，動(dòng)力性好。大油門降檔時(shí)的車速低，功率利用差，較適用于后備功率大的輕型車輛。3）收斂型換檔規(guī)律：換檔延遲隨油門開度增大而減小，呈收斂狀分布，也稱減延遲型換檔規(guī)律。特點(diǎn)：在升降檔時(shí)都有較好的功率利用，動(dòng)力性好。低速時(shí)，可以松油門提前換高擋，改善燃油經(jīng)濟(jì)性。發(fā)動(dòng)機(jī)可以在較低轉(zhuǎn)速下工作，燃油經(jīng)濟(jì)性好、噪聲低、行駛平穩(wěn)舒適。該規(guī)律適合于比功率較低的貨車。3.其它換檔規(guī)律1)組合型換檔規(guī)律由兩段或多段不同變化規(guī)律所組成的換檔規(guī)律，便于在不同油門開度范圍內(nèi)得到不同的車輛性能。常見的組合型換檔規(guī)律：小油門開度以舒適、穩(wěn)定及少污染為主；大油門開度則以動(dòng)力性能為主；在中等油門開度下，首先要求很好的燃料經(jīng)濟(jì)性，其次要有滿意的動(dòng)力性能。2）多規(guī)律換檔控制并列有幾種不同換檔規(guī)律的控制器，駕駛員改變選擇開關(guān)，就可使同一變速箱改換用另一種換檔規(guī)律進(jìn)行控制。例1：豐田小轎車換檔規(guī)律（a）采用發(fā)散型的換檔規(guī)律，在節(jié)氣門全開和中等開度時(shí)，降檔速差都較大，大大減少換檔次數(shù)，有利于提高變速箱的耐久性，且經(jīng)濟(jì)性也良好。（b）升擋點(diǎn)的設(shè)計(jì)，考慮動(dòng)力性和排放。各油門下升擋點(diǎn)都設(shè)計(jì)在較高車速。（c）設(shè)計(jì)了強(qiáng)制降檔，當(dāng)油門開度達(dá)85-90%時(shí)，可以提前降入低檔，提高了降檔后的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，改善了降檔后的功率利用和動(dòng)力性。（d）合理使用超速檔。在大于85%油門開度以上，為了不使動(dòng)力性能變壞，換擋規(guī)律規(guī)定不得升入超速檔。小于25%油門開度時(shí)，換擋點(diǎn)車速較高些，減小排放。其余中等開度，使用超速檔節(jié)油。例2：阿里遜CLBT-6061重型車輛的換檔規(guī)律（a）采用收斂型換檔規(guī)律。當(dāng)油門全開時(shí)，降檔速差最小，有利于得到優(yōu)良的動(dòng)力性能。在小油門開度時(shí)，降檔速差最大，得到廣泛的多檔重疊工作區(qū)，可以大大減少換檔次數(shù)，也有利于提高經(jīng)濟(jì)性。（b）在75%-100%油門開度范圍內(nèi)，升檔前變矩器已進(jìn)入閉鎖后的機(jī)械傳動(dòng)工況，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速也很高，既得到良好的動(dòng)力性，又具有很高的傳動(dòng)效率，也提高了經(jīng)濟(jì)性。當(dāng)油門全開時(shí)，降檔速差縮減到30-70轉(zhuǎn)/分，采用了等速差的降檔設(shè)計(jì)，使降檔時(shí)得到很好的功率利用。（c）在25%-75%油門開度范圍內(nèi)，升檔前始終在液力傳動(dòng)工況下工作，變矩器基本上位于高效區(qū)或接近高效區(qū)的范圍內(nèi)工作。（d）在小于25%油門開度范圍內(nèi)，采用了單參數(shù)的換檔規(guī)律，其換檔點(diǎn)與油門開度無(wú)關(guān)。這樣可使降檔前發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不低于最小穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，也可使變矩器保持在效率較高的區(qū)域工作。二、閉鎖規(guī)律采用帶閉鎖離合器的變矩器，把變矩器由液力傳動(dòng)工況閉鎖成為機(jī)械傳動(dòng)工況，也是一種換擋控制。在重型車輛及坦克裝甲車輛的自動(dòng)變速箱中，為了改善傳動(dòng)效率，提高功率利用率以及車輛的動(dòng)力性能，廣泛地采用了可閉鎖的液力變矩器。閉鎖離合器的控制規(guī)律應(yīng)該滿足以下要求：①選擇閉鎖離合器的最佳時(shí)刻閉鎖和解鎖，即設(shè)計(jì)最優(yōu)閉鎖點(diǎn)和解鎖點(diǎn)。使得車輛具有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。②具有良好的閉鎖品質(zhì)，閉鎖過程平穩(wěn)無(wú)劇烈沖擊，提高行車舒適性，延長(zhǎng)傳動(dòng)系統(tǒng)的壽命。③閉鎖時(shí)間應(yīng)合理，閉鎖時(shí)間長(zhǎng)，離合器結(jié)合平穩(wěn)，但對(duì)摩擦元件壽命有不良影響，閉鎖時(shí)間短則閉鎖沖擊大，閉鎖品質(zhì)不好，應(yīng)合理控制離合器打滑時(shí)間。④駕駛員應(yīng)能夠根據(jù)車輛行駛條件強(qiáng)制干預(yù)閉鎖或解鎖，增強(qiáng)車輛的可駕駛性。1.變矩器的閉鎖控制變矩器的閉鎖控制包括兩種情況：①變矩器的閉鎖。當(dāng)變矩器進(jìn)入偶合器工況或者渦輪轉(zhuǎn)速達(dá)到某一范圍時(shí)，把變矩器的渦輪與泵輪用離合器閉鎖成一體。由液力傳動(dòng)工況變成整體旋轉(zhuǎn)的機(jī)械傳動(dòng)工況。反過來，當(dāng)以機(jī)械傳動(dòng)工況旋轉(zhuǎn)進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)“吃力”狀態(tài)時(shí)，渦輪轉(zhuǎn)速下降到一定值時(shí)，應(yīng)解脫開閉鎖離合器而恢復(fù)液力傳動(dòng)工況，以便充分發(fā)揮變矩器增大轉(zhuǎn)矩的作用，以改善車輛的牽引性能。②變矩器的緩沖解鎖。每當(dāng)變速箱換擋期間，為了利用液力元件的緩沖作用，在一個(gè)短暫的時(shí)間內(nèi)使變矩器的閉鎖離合器解鎖，恢復(fù)液力傳動(dòng)工況以改善換擋過程的品質(zhì)。 從理論上講，一般可把閉鎖點(diǎn)設(shè)計(jì)在偶合器工況點(diǎn)附近，以保證得到較高的效率和牽引力。閉鎖點(diǎn)應(yīng)隨油門開度而變，油門開度越小，閉鎖點(diǎn)的轉(zhuǎn)速則越低。在閉鎖點(diǎn)與解鎖點(diǎn)之間，也要有一定的解鎖速差，以免過于頻繁的閉鎖一解鎖循環(huán)。常見的閉鎖控制方法有以下幾種:2.閉鎖點(diǎn)的選擇一般把閉鎖點(diǎn)設(shè)計(jì)在偶合器工況點(diǎn)附近，以保證得到較高的效率和牽引力。閉鎖點(diǎn)應(yīng)隨油門開度而變，油門開度越小，閉鎖點(diǎn)的轉(zhuǎn)速則越低。在閉鎖點(diǎn)與解鎖點(diǎn)之間，也要有一定的解鎖速差，以免過于頻繁的閉鎖一解鎖循環(huán)。單參數(shù)控制：按渦輪轉(zhuǎn)速、按車速、按擋位雙參數(shù)控制:按轉(zhuǎn)速比控制、按渦輪轉(zhuǎn)速和油門開度、按車速和油門開度3.單參數(shù)閉鎖控制1）按渦輪轉(zhuǎn)速進(jìn)行閉鎖控制只要渦輪轉(zhuǎn)速達(dá)到某個(gè)固定不變的數(shù)值時(shí)，變矩器就閉鎖。這種控制方法只能在少部分油門開度下保證有合理的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性。對(duì)于多檔變速器各檔均閉鎖時(shí)，一般低檔閉鎖較高，可以充分利用變矩器變矩性能，提高動(dòng)力性；高檔閉鎖較低，以便盡早閉鎖，利用機(jī)械傳動(dòng)，提高傳動(dòng)效率。2）按車速進(jìn)行閉鎖控制把渦輪轉(zhuǎn)速改成變速箱輸出軸轉(zhuǎn)速。只要當(dāng)車速達(dá)到某一定值時(shí)，就能實(shí)現(xiàn)變矩器閉鎖。這可以避免低擋范圍內(nèi)頻繁閉鎖，減少由此引起的沖擊和磨損。3）按擋位進(jìn)行閉鎖控制只有在某些排擋范圍內(nèi)才能實(shí)現(xiàn)閉鎖，例如前進(jìn)擋或高擋范圍內(nèi)才能閉鎖，而在其它排擋工作時(shí)，不論其轉(zhuǎn)速多大，都只能用液力工況工作。4.雙參數(shù)閉鎖控制1）按渦輪轉(zhuǎn)速和油門開度進(jìn)行閉鎖控制在油門全開時(shí)，可把閉鎖點(diǎn)設(shè)計(jì)在偶合器工況點(diǎn)附近，隨著油門開度減小，閉鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)速也隨之降低。顯然，這種方法只要設(shè)計(jì)得當(dāng)，可以在很大的油門開度范圍內(nèi)得到比較合理的閉鎖點(diǎn)。這種控制方法也較簡(jiǎn)單。結(jié)構(gòu)上易于實(shí)現(xiàn)。2）按變矩器的速比進(jìn)行閉鎖控制每當(dāng)傳動(dòng)比達(dá)到一定值時(shí)，實(shí)現(xiàn)閉鎖。這種控制原理比較合理，在各種油門開度下都可得到合理的效率及動(dòng)力性能。3）按車速和油門開度進(jìn)行閉鎖控制油門開度一定時(shí)，只有當(dāng)車速到達(dá)一定值才閉鎖；并可以根據(jù)擋位實(shí)現(xiàn)高擋閉鎖而低擋不閉鎖，是目前轎車常用的控制。5．三參數(shù)控制按渦輪轉(zhuǎn)速、油門開度和加速度a三參數(shù)控制。引入了加速度作為控制參數(shù)，考慮了車輛在行駛過程中加速，上、下坡路以及在壞路上行駛的影響因素，利用三參數(shù)進(jìn)行閉鎖控制可以設(shè)計(jì)出更加合理的閉鎖控制規(guī)律。一般來說加速度大，閉鎖點(diǎn)提前，其意義是:地面阻力小時(shí)，應(yīng)盡快進(jìn)入機(jī)械工況。采用三參數(shù)進(jìn)行控制使得控制策略非常復(fù)雜，并且加速度的測(cè)量也比較復(fù)雜，該方案在理論上仍在探討。第二節(jié)傳動(dòng)系統(tǒng)建模實(shí)際系統(tǒng)的簡(jiǎn)化對(duì)于實(shí)際系統(tǒng)中發(fā)生的動(dòng)態(tài)過程進(jìn)行數(shù)學(xué)分析之前，最重要的一步是該系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，也就是提出計(jì)算用的動(dòng)態(tài)系統(tǒng)。實(shí)際系統(tǒng)的簡(jiǎn)化，在于選擇理想化的物理模型，這個(gè)模型應(yīng)正確反映該系統(tǒng)的性質(zhì)。通過車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和非穩(wěn)定工況下的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究，可以進(jìn)行與車輛傳動(dòng)系零部件的最佳特性選擇。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)由很多部件、零件組成，每一個(gè)零件可看成一個(gè)元素，這個(gè)元素具有慣（質(zhì)量）和彈性（變形）兩種性質(zhì)，是一個(gè)分布系統(tǒng)，即其慣性與彈性是分布性質(zhì)的。在進(jìn)行分析時(shí)，盡量把系統(tǒng)化成離散模型，把每個(gè)元素的不太重要的性質(zhì)略去不計(jì)。假定將元素的慣性和彈性兩個(gè)性質(zhì)分別開來，質(zhì)量看成集中質(zhì)量，用慣量來表示其特性，用沒有質(zhì)量的彈性軸來聯(lián)系各質(zhì)量，用剛度（或柔度）來表示軸的性質(zhì)。這就是離散系統(tǒng)。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)表示成一個(gè)由無(wú)慣性的彈性環(huán)節(jié)聯(lián)接的集中質(zhì)量系統(tǒng)組成的力學(xué)模型。這樣的系統(tǒng)的扭振和動(dòng)態(tài)特性取決于系統(tǒng)的參數(shù)（慣量、剛度、阻尼）。在簡(jiǎn)化過程中，遵循以下幾點(diǎn)原則：忽略系統(tǒng)間隙；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大且集中的部件為非彈性體，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小且分散的部件為無(wú)慣量彈性體。對(duì)于大慣量的部件,以其回轉(zhuǎn)平面中心線作為該部件的質(zhì)量集中點(diǎn)。相鄰兩集中質(zhì)量間的連接軸,其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可平均地分配到兩集中質(zhì)量上,其扭轉(zhuǎn)剛度就是兩集中質(zhì)量間的當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度。三、典型部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和剛度的確定1．軸、齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的確定材料力學(xué)提供了簡(jiǎn)單幾何體零件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算公式，可以將齒輪和軸等零部件劃分為若干簡(jiǎn)單幾何體的零件，分別計(jì)算其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，再進(jìn)行合成，得到齒輪和軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。對(duì)于曲柄等復(fù)合回轉(zhuǎn)體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，可采用近似求解。利用實(shí)驗(yàn)方法或Pro/e、UG、I-deas等軟件可以精確地確定復(fù)雜形狀零部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。2．變轉(zhuǎn)動(dòng)慣量問題對(duì)于變轉(zhuǎn)動(dòng)慣量問題，最常見的是轉(zhuǎn)動(dòng)慣量隨軸的旋轉(zhuǎn)而周期性變化如活塞連桿機(jī)構(gòu)，它屬于非線性問題，比較復(fù)雜，通常采用一些簡(jiǎn)化方法確定其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。精確求解往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量對(duì)軸系的回轉(zhuǎn)慣量問題，要用能量方程式。按平均動(dòng)能把變慣量轉(zhuǎn)化為常慣量，可得到活塞組加連桿小端的往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：式中為活塞組質(zhì)量；為連桿小端往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量；為曲柄與連桿的長(zhǎng)度比；R為活塞半徑。3．軸的扭轉(zhuǎn)剛度：式中：為材料的剪切彈性模量；I為軸的橫截面極慣性矩，；D為軸的直徑；L為軸的長(zhǎng)度。對(duì)于傳動(dòng)系的復(fù)雜軸段，常簡(jiǎn)化為階梯軸或者套軸，按照剛度串聯(lián)或者并聯(lián)的方法求解。軸段串聯(lián)使軸變長(zhǎng)，剛度減小。系統(tǒng)簡(jiǎn)化的基本方法系統(tǒng)很復(fù)雜，計(jì)算工作量很大；簡(jiǎn)化導(dǎo)出系統(tǒng)，可以使計(jì)算簡(jiǎn)單、方便。不影響系統(tǒng)計(jì)算精度條件下可將其簡(jiǎn)化。就所研究的問題不同，簡(jiǎn)化程度不同，簡(jiǎn)化主要把系統(tǒng)的元素減少。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化方法：1）在分析動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)被看作一整體，可用一個(gè)總的慣量表示發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)件的慣量；2）變速箱中慣性質(zhì)量不做功的分支和與這些分支連接的作功部件是剛性聯(lián)接的，慣量可以包括在作功元件內(nèi)；3）汽車的質(zhì)量對(duì)驅(qū)動(dòng)輪均勻分布，可將兩個(gè)平行的分支合并起來，合并后的慣量和剛度等于平行分支的參數(shù)之和。簡(jiǎn)化利用偏頻方法：用單質(zhì)量代替雙質(zhì)量系統(tǒng)（簡(jiǎn)化）或用雙質(zhì)量系統(tǒng)代替單質(zhì)量系統(tǒng)保持偏頻相等。1）雙質(zhì)量系統(tǒng)代替單質(zhì)量系統(tǒng)時(shí)：；；圖2-1雙質(zhì)量系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為單質(zhì)量系統(tǒng)2）單質(zhì)量系統(tǒng)代替雙質(zhì)量系統(tǒng)時(shí)：；圖2-2單質(zhì)量系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為雙質(zhì)量系統(tǒng)把得到的等效系統(tǒng)代入總的動(dòng)態(tài)系統(tǒng)來代替原來的局部系統(tǒng)，這時(shí)得到的系統(tǒng)相應(yīng)的參數(shù)應(yīng)與未進(jìn)行變換的系統(tǒng)的相應(yīng)參數(shù)合并。如果原系統(tǒng)是邊界系統(tǒng)，簡(jiǎn)化方法仍一樣，仍保留自由扭轉(zhuǎn)剛度部分，這部分不影響系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)過程，可以忽略不計(jì)。簡(jiǎn)化步驟如下：雙質(zhì)量代替單質(zhì)量，單質(zhì)量代替雙質(zhì)量，把被研究的系統(tǒng)（圖a）劃分成局部系統(tǒng)（圖b、圖c）；對(duì)于每個(gè)系統(tǒng)計(jì)算出，同時(shí)對(duì)單質(zhì)量系統(tǒng)（圖c）算出：，雙質(zhì)量系統(tǒng)（圖b）算出：，滿足條件的系統(tǒng)變換成等效系統(tǒng)（—所研究動(dòng)態(tài)系統(tǒng)頻率范圍的上限）。把得到的等效系統(tǒng)代入總的動(dòng)態(tài)系統(tǒng)，來替換被變換過的局部系統(tǒng)。把所得到的相應(yīng)參數(shù)和未進(jìn)行合并的參數(shù)合并（圖d、圖e）例如：1、2合并成1個(gè)（單質(zhì)量代替雙質(zhì)量），4分配到3、5（雙質(zhì)量代替單質(zhì)量），6分配到5、0（雙質(zhì)量代替單質(zhì)量）。a.b.c.d.e.圖2-3系統(tǒng)簡(jiǎn)化過程說明：簡(jiǎn)化后自由度個(gè)數(shù)比原來少，簡(jiǎn)化可重新求n2，如果（n>3.5~4）時(shí)，則可再進(jìn)一步簡(jiǎn)化；如的局部系統(tǒng)是邊界系統(tǒng)（如上圖中和系統(tǒng)）。系統(tǒng)簡(jiǎn)化以后保留柔度的自由彈性部分，但這部分不影響系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)過程，因而可忽略。系統(tǒng)簡(jiǎn)化后，其一部分慣量與固定端合并，也可以忽略。所以邊界系統(tǒng)變換時(shí)，系統(tǒng)總的柔度和慣性矩有變化，其它系統(tǒng)簡(jiǎn)化后這些值不變。系統(tǒng)簡(jiǎn)化后，高階固有頻率完全變樣。因此，為了研究含有k階固有頻率的振動(dòng)區(qū)域，動(dòng)態(tài)系統(tǒng)包括的彈性環(huán)節(jié)不應(yīng)少于k＋1個(gè)。附：如果考慮阻尼1）阻尼系數(shù)為的等效雙質(zhì)量系統(tǒng)代替阻尼系數(shù)為和的單質(zhì)量系統(tǒng)時(shí)：圖2-4等效雙質(zhì)量系統(tǒng)代替單質(zhì)量系統(tǒng)2）等效單質(zhì)量系統(tǒng)代替阻尼系統(tǒng)為的雙質(zhì)量局部系統(tǒng)，等效阻尼系數(shù)：；圖2-5等效單質(zhì)量系統(tǒng)代替雙質(zhì)量系統(tǒng)然后把等效單質(zhì)量系統(tǒng)與相鄰系統(tǒng)合并（，，，為相鄰左右系統(tǒng)的參數(shù)）：，圖2-6等效單質(zhì)量系統(tǒng)與相鄰系統(tǒng)合并五、剛性體和彈性體當(dāng)量模型1.車輛傳動(dòng)剛性體當(dāng)量模型車輛傳動(dòng)系統(tǒng)剛性體動(dòng)力學(xué)模型的一般形式如下圖所示。發(fā)動(dòng)機(jī)和曲軸系統(tǒng)簡(jiǎn)化為一個(gè)集中質(zhì)量，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩作用其上。液力變矩器泵輪、渦輪分別以集中質(zhì)量來表示，車輛傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為8自由度模型。圖2-7車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)剛性體動(dòng)當(dāng)量模型圖中，、、分別表示發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變矩器泵輪和渦輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，為整車質(zhì)量當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，、、和表示換擋離合器主動(dòng)部分或者被動(dòng)部分當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。、和表示換擋離合器主動(dòng)部分或者被動(dòng)部分的角速度，表示履帶車輛主動(dòng)輪的角速度，、分別表示發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力矩和作用在整車上的阻力矩。2.車輛傳動(dòng)彈性體當(dāng)量模型將車輛傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化成線性多自由度集中質(zhì)量－彈性－阻尼系統(tǒng)，車輛傳動(dòng)系統(tǒng)彈性體動(dòng)力學(xué)模型的一般形式見下圖。車輛傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為8個(gè)自由度的彈性體動(dòng)力學(xué)模型。圖2-8車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)彈性體當(dāng)量模型圖中，、、和表示軸段兩個(gè)集中質(zhì)量間軸段的當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度，、、和表示軸段兩個(gè)集中質(zhì)量間軸段的阻尼。機(jī)械工況時(shí)，液力變矩器閉鎖離合器LC閉鎖，液力變矩器等效扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼不起作用。液力工況時(shí)，LC不結(jié)合，液力變矩器正常工作。車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)自由振動(dòng)計(jì)算的目的是求出系統(tǒng)的固有頻率和振型，定性地了解系統(tǒng)振動(dòng)特性。通過振型，可確定系統(tǒng)的結(jié)點(diǎn)位置；通過固有頻率，結(jié)合車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)分析，可確定發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的臨界轉(zhuǎn)速，為整車實(shí)驗(yàn)和制訂駕駛規(guī)范提供依據(jù)。自由振動(dòng)計(jì)算由于其精度高，因此受到人們的普遍重視。強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算的目的是求出系統(tǒng)對(duì)外界激勵(lì)的響應(yīng)，確定系統(tǒng)各部件的動(dòng)載情況，是在自由振動(dòng)基礎(chǔ)上進(jìn)一步得到系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性。一、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)簡(jiǎn)諧分析發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)主要考慮氣體壓力和曲柄連桿機(jī)構(gòu)往復(fù)部件產(chǎn)生的激勵(lì)。單缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)根據(jù)傅立葉級(jí)數(shù)可以將它展開為扭矩的平均值和一系列具有不同振幅、不同頻率、不同初相位的簡(jiǎn)諧力矩之和。式中：為平均扭振或稱靜扭矩；為諧次；為圓頻率；為初相位。由高等數(shù)學(xué)知：對(duì)一般發(fā)動(dòng)機(jī)只需要求出次簡(jiǎn)諧為止對(duì)于二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，曲軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，激勵(lì)力矩變化一次。故激勵(lì)力矩的圓頻率與曲軸的角速度相等，即。對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)兩次，激勵(lì)力矩變化一次。即。可推出：寫成統(tǒng)一的形式：對(duì)二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)：r=1,2,3,4……對(duì)四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)：……履帶車輛中普遍采用四沖程內(nèi)燃機(jī)，本文只討論四沖程內(nèi)燃機(jī)的簡(jiǎn)諧分析。圖3-1為典型柴油機(jī)單缸激勵(lì)力矩，對(duì)其進(jìn)行簡(jiǎn)諧分析可得到發(fā)動(dòng)機(jī)各諧次下的激勵(lì)力矩，如圖3-2所示，由圖可見，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)諧次越高，激振力矩越小，一般計(jì)算到即可滿足工程精度要求