基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究

闫祥海 魏海江 刘孟楠 赵俊峰 张静云 徐立友

(1.河南科技大学车辆与交通工程学院, 洛阳 471003; 2.智能农业动力装备全国重点实验室, 洛阳 471003;3.洛阳东方众成离合器有限公司, 洛阳 453003)

0 引言

目前,利用产品建模、多领域动态协同仿真、机电液联合控制仿真等技术对拖拉机传动系进行设计优化和性能评估已成为拖拉机传动系智能化设计的重要手段[1]。例如,WANG等[2]利用AMESim液压模型分析了采埃孚动力换挡变速箱的液压缓冲阀。廖湘平等[3]利用AMESim平台研究了新型液粘调速离合器对减少工程车辆起步冲击的作用。桂林等[4]利用Pro/E和ADAMS对拖拉机齿轮系统设计与仿真进行了研究。郝希阳等[5]利用AMESim和ADAMS对拖拉机电控液压悬挂系统进行了仿真。周杰等[6]利用ADAMS对轮式拖拉机进行了研究。以上研究表明,将联合仿真技术应用到传动系设计中,可以减少仿真与试验间的误差。

由于拖拉机动力换挡变速箱(Power shift transmission,PST)中离合器充油流量易受温度、回位弹簧刚度和预紧力等因素的影响,液压油在加注及工作过程中易受空气污染导致液压油曝气程度增加,使系统动力学参数发生波动变化,拖拉机换向过程中动力性、平顺性和舒适性变差[7-11]。陆凯等[12]建立了带有不匹配干扰的非线性湿式离合器数学模型。鲍明喜等[13]分析了离合器流量调节阀对离合器减压阀压力的影响。吴健鹏等[14]建立了离合器电液比例减压阀和离合器供油系统的数学模型,研究了不同的PWM输入信号对离合器充油特性的影响。闫宏伟等[15]对不同空气含量对液压系统动态特性影响进行了研究。赵一荣[16]对拖拉机动力换向冲击进行了分析和优化。陈旭东[17]对拖拉机动力换向动态控制进行了研究。以上研究集中于对液压系统特性的研究。

针对动力换向性能、离合器充油流量及曝气程度关系的研究较少,部分研究通过电液仿真平台对其中一种关系进行分析,不能充分表达其动力学和液力学性能。本文将东方红LF2202型拖拉机TX4A传动系作为研究对象,基于ADAMS、Matlab/Simulink和AMEsim平台,通过机电液联合仿真,对拖拉机Ⅰ挡作业前进挡切换为倒退挡工况下,离合器不同充油流量和不同曝气程度对换向品质的影响进行仿真分析与验证评价。

1 拖拉机PST结构与数学建模

1.1 PST结构

由于拖拉机作业环境恶劣、工况复杂,换向性能影响因素较多,对拖拉机复杂连续的多质量、多自由度系统作如下简化[18]:①假设拖拉机传动系统是由无惯性的弹性环节和无弹性的惯性环节构成。②忽略由同步器移动和离合器接合分离引起的轴横向移动。③忽略齿轮啮合弹性和轴承与轴承座的弹性。

简化后拖拉机PST可视为一个离散系统,其结构原理如图1所示。

图1 拖拉机PST结构原理图Fig.1 Tractor PST structure schematic

图中Te——发动机输出转矩,N·m

Tc1、Tc2、Tc3、Tc4——离合器C1、C2、C3、C4传递的转矩,N·m

T0——后轴传递的转矩,N·m

Tw——车轮受到的阻力矩,N·m

Ie——发动机曲轴、飞轮、输入实心轴及其关联齿轮及离合器C1、C2主动盘当量转动惯量,kg·m2

Ic1——离合器C1从动盘、实心轴与离合器C3主动盘当量转动惯量,kg·m2

Ic2——离合器C2从动盘、实心轴与离合器C4主动盘当量转动惯量,kg·m2

Ic3——离合器C3从动盘及Ⅰ挡主动齿轮当量转动惯量,kg·m2

Ic4——离合器C4从动盘与实心轴及其关联齿轮当量转动惯量,kg·m2

Iy——变速器中间轴及其关联齿轮当量转动惯量,kg·m2

Im——变速器输出轴及其关联齿轮、主减速器主动部分当量转动惯量,kg·m2

I0——主减速器从动部分、差速器、半轴、轮边减速器齿轮及车轮当量转动惯量,kg·m2

Iw——整车等效到车轮的当量转动惯量,kg·m2

Ir——倒退挡传动轴及其关联齿轮当量转动惯量,kg·m2

ωe——发动机曲轴角速度,rad/s

ωc1、ωc2、ωc3、ωc4——离合器C1、C2、C3、C4从动盘角速度,rad/s

ωm——变速器输出轴角速度,rad/s

ω0——拖拉机半轴角速度,rad/s

ωw——车轮角速度,rad/s

k0——拖拉机半轴与轮胎的当量扭转刚度,N·m/rad

b0——拖拉机半轴与轮胎的旋转阻尼系数,N·m·s/rad

be——发动机输出轴的旋转阻尼系数,N·m·s/rad

i1、i3、i4——1挡、3挡、4挡传动比

if、ix、i0、iv——正向齿轮、副变速器、主减速器、轮边减速器传动比

Tf——离合器F传递的转矩,N·m

Tr——离合器R传递的转矩,N·m

ir1、ir2——倒挡齿轮传动比

Iin——动力换挡区段到动力换向区段中轴、齿轮惯量等效到实心轴的当量转动惯量,kg·m2

ωin——实心轴角速度,rad/s

ωy——变速器中间轴角速度,rad/s

1.2 动力换向原理

动力换向指在拖拉机前进和倒退切换时传递动力不中断,其在拖拉机中尤为重要,因为在拖拉机作业中需频繁往返作业。在一些典型作业工况下,拖拉机需要正向与反向运动同时满足作业要求,提高作业质量和效率[19]。图2为拖拉机动力换向原理图,动力换向通过离合器F、R之间的接合分离切换实现,前进作业时离合器F闭合,R断开,动力通过传动轴、离合器毂、钢片和摩擦片传递到前进挡从动齿轮。由前进挡切换为倒退挡时,控制单元(TCU)发出换向控制信号控制电磁阀切换位置,离合器F开始泄油,在回位弹簧力的作用下,摩擦片和钢片开始滑磨直至完全分离,同时离合器R开始充油,油液推动活塞挤压回位弹簧,在液压力推动下,摩擦片和钢片开始滑磨直至完全接合,动力由前进挡从动齿轮切换到倒退挡从动齿轮,此时换向完成,在倒退行驶时离合器F断开,R闭合。

图2 拖拉机动力换向原理图Fig.2 Schematic of tractor power commutation1.安全阀 2.传动轴 3.前进挡从动齿轮 4.摩擦片 5.钢片 6.活塞 7.离合器毂 8.倒退挡从动齿轮 9.电磁换向阀 10.液压泵

1.3 动力换向过程动力学分析

(1)换向开始动力学方程

变速器控制单元发出换向指令,待接合的离合器电磁阀通电,接合离合器R开始充油至离合器临界摩擦点(kisspoint),分离离合器F开始以最大速度减小油压至刚好不打滑。动力学方程为

(1)

(2)

(3)

T0=k0(θ0-θviv)+b0(ω0-ωwiv)

(4)

式中θ0——后轴转动角,rad

θv——车轮转动角,rad

(2)换向过程中动力学方程

待接合离合器R按指定油压变化率增大油压至停止打滑,分离离合器F则按照一定油压变化率减小油压,离合器开始打滑至kisspoint点时停止打滑。接合离合器R油压加速上升直至设定油压,分离离合器F油压逐渐降至零。此时传递的转矩使车辆开始反向运动,接合离合器从动盘转速也开始向主动盘转速靠近,即将进入同步阶段。动力学方程为

(5)

(6)

式中Tfc、Trc——离合器F、R在滑摩时传递的转矩,N·m

(3)换向结束动力学方程

接合离合器R油压升至工作油压后保持不变,分离离合器F油压为0,接合离合器主、从动件转速开始同步上升至工作转速,换向结束。动力学方程为

(7)

(8)

1.4 湿式离合器数学建模

湿式离合器滑摩时,传递的转矩为

Tc=sign(Δωc)μdpSzRe

(9)

其中

(10)

式中Tc——离合器摩擦转矩,N·m

μd——动摩擦因数

S——摩擦副有效作用面积,m2

p——摩擦副间正压力,Pa

Δωc——离合器主、从动件角速度差,rad/s

z——摩擦副对数

Re——等效半径,m

R、r——摩擦片外、内半径,m

湿式离合器完全接合时,传递的转矩为

Tcmax=μspSzRe

(11)

式中μs——静摩擦因数

1.5 电液比例阀数学建模

离合器需要充油时,电液比例阀接通,实现快速充油,使得油压刚好克服离合器回位弹簧的压力。在滑摩阶段,控制电液比例阀的流量实现离合器油压的精确控制。需要放油时,只需控制比例阀位置,使得离合器油缸的液压油回流至油箱[20]。

(1) 主阀芯力平衡方程

忽略阀芯受到的瞬态液动力和干摩擦力等,比例电磁阀通电后,阀芯受到电磁力、弹簧力、稳态液动力、惯性力和阻尼力等。主阀芯力平衡方程为

(12)

(13)

(14)

(15)

(16)

式中ms——比例阀阀芯质量,kg

Ds——比例阀阀芯黏性阻尼系数,N·s/m

Ks——比例阀回位弹簧刚度,N/m

Fg——电磁力,N

Fsp——比例阀回位弹簧初始压力,N

ps——供油压力,Pa

po——比例阀出口压力,Pa

As——比例阀阀芯作用面积,m2

xs——主阀芯位移,m

Fs——稳态液动力,N

Kf——电磁铁驱动系数,N/V

Kv——速度反电动势系数,V·s/m

u——输入电压,V

hs——主阀卸油口初始开口量,m

xd——主阀阀芯进油口遮盖量,m

Cd——节流孔流量系数

Cv——比例阀主阀芯流速系数

θs——比例阀主阀节流口射流角,rad

xsm——主阀阀芯最大位移,m

Ai——比例阀进油口节流面积,m2

Ae——比例阀卸油口节流面积,m2

n——圆孔式节流孔数量

d——圆孔式节流孔直径,m

x——圆孔式节流口开口量,m

(2) 比例阀压力-流量方程

流入比例阀的流量为

(17)

(18)

式中qs——流入比例阀的流量,m3/s

ρ——液压油密度,kg/m3

ρ0——油气混合液压油密度,kg/m3

Jgas——液压油曝气程度

(3) 比例阀流量连续性方程

忽略阀芯与阀套配合间隙处泄漏,主阀腔油液压缩量由流入主阀腔的部分流量补偿,其余流入离合器油缸,即

(19)

(20)

式中ql——离合器油缸流量,m3/s

Vs0——比例阀主阀腔容积,m3

E——油液体积弹性模量,Pa

vgas——液压油所含气体比容,m3/kg

1.6 离合器执行机构数学建模

(1)湿式离合器活塞力平衡方程

不考虑接合过程中油道阻力和油道内漏影响,在快速充油时,活塞受到油缸内静压力、旋转离心力、回位弹簧力和活塞密封环摩擦力,则离合器的活塞力平衡方程为

(21)

其中

(22)

式中Ml——离合器活塞等效质量,kg

Dl——活塞粘性阻尼系数,N·s/m

Al——活塞作用面积,m2

Kcl——活塞回位弹簧刚度,N/m

xl——活塞位移,mαω——滞后系数

Fl0——活塞回位弹簧预压力,N

Fω——活塞离心油压作用力,N

Fscal——活塞密封环摩擦力,N

Fcl——摩擦片压紧力,N

pl——离合器油缸压力,Pa

ωs——离合器油缸角速度,rad/s

R1——离合器活塞内半径,m

R2——离合器活塞外半径,m

Roil——离合器进油道旋转半径,m

μseal——离合器活塞密封环摩擦因数

b——离合器活塞密封环宽度,m

Kn——摩擦片等效刚度,N/m

Δ——摩擦片kisspoint点位置,m

(2)离合器油缸压力-流量方程

流入离合器油缸的流量为

(23)

式中dl——油缸进油口直径,m

(3)离合器油缸流量平衡方程

不考虑离合器密封件的泄漏,比例阀流入离合器油缸的流量,其中一部分填充油缸容积变化,另一部分补偿油液压缩变化量,其余经离合器油缸卸油口流出,即

(24)

式中Vl0——离合器油缸初始容积,m3

1.7 发动机数学模型

研究表明,发动机输出转矩与转速及油门位置呈现一定的函数关系,其关系式可表示为

Te=f(∂,ne)

(25)

式中 ∂——发动机油门位置

ne——发动机转速,r/min

2 动力换向离合器与传动系统联合仿真

2.1 联合仿真模型建立

基于Matlab/Simulink的S-Funciton模块、ADAMS的Controls模块和AMESim的Interface模块构建动力换挡拖拉机传动系统联合仿真模型,利用Matlab/Simulink软件计算换向过程中离合器油缸压力达到期望值时电磁比例阀所需要的电压,将计算结果传递给AMESim软件对电磁比例阀进行控制,再将离合器油缸实际压力反馈到Matlab/Simulink软件中进行优化控制,AMESim软件将计算出的常啮合主动齿轮转速、倒退挡离合器油缸活塞受力、前进挡离合器油缸活塞受力、后退挡从动齿轮转速和前进挡从动齿轮转速传递到ADAMS软件中的换向离合器进行转矩计算,ADAMS软件将计算出的常啮合主动齿轮转矩、倒退挡从动齿轮转矩和前进挡从动齿轮转矩反馈到AMESim软件,完成换向仿真,模型如图3所示。

图3 动力换挡拖拉机传动系统联合仿真模型Fig.3 Co-simulation model of transmission system of power shifting tractor

设置曝气程度为0.1%,离合器R充油阶段的充油流量分别为20、16、14 L/min;离合器R充油流量为20 L/min,液压油曝气程度分别为0.1%、1%和5%,对上述两组参数进行仿真。

选取拖拉机Ⅰ挡作业时前进挡换为倒退挡时的工况,油门开度为100%。仿真主要参数如表1所示。

表1 联合仿真模型主要参数Tab.1 Key parameters in co-simulation model

2.2 换向品质评价指标

换向品质指拖拉机动力换向过程的平顺程度,引入冲击度、滑摩功和磨损量对换向特性进行评估。

(1)换向时间

换向时间是指从TCU控制单元发出换向指令到完成换向所需时间。

(2)冲击度

冲击度j表现为拖拉机纵向加速度的变化率。冲击度越大,驾驶员顿挫感越明显,换向平顺性越差,计算式为

(26)

式中v——拖拉机车速,m/s

a——拖拉机纵向加速度,m/s2

t——拖拉机纵向加速度变化时间,s

(3)滑摩功

湿式离合器主、从动件由开始接合到两者同步转速的过程中,处于滑磨状态,产生滑摩功Wfc,计算式为

(27)

式中ti——滑摩结束时间,s

ωz——离合器主动部分角速度,rad/s

ωc——离合器从动部分角速度,rad/s

(4)磨损量

湿式离合器主要是依靠摩擦片和对偶钢片两者产生的摩擦力传递转矩和动力,用单次换向磨损深度来表征磨损量Y,体现湿式离合器的磨损性能,计算式为

(28)

式中V——磨损体积,m3

An——接触面积,m2

k——磨损系数

W——作用在摩擦力上的法向载荷,N

H——摩擦材料的布氏硬度,MPa

pn——载荷压强,MPa

L——滑动距离,m

2.3 仿真结果分析

通过仿真结果分析换向过程中离合器F、R的油压变化规律,离合器F、R从动盘转速变化情况,离合器F、R传递转矩的变化情况,以及换向过程中拖拉机冲击度、滑摩功和磨损量的变化情况。

曝气程度为0.1%,充油流量分别为20、16、14 L/min的仿真结果如图4～9所示,图中,Pf、Pr表示离合器F、R的油压,MPa;nf1、nr1表示离合器F、R的主动件转速,r/min;nf2、nr2表示离合器F、R的从动件转速,r/min;Tm表示变速器输出转矩,N·m。

图4 离合器油压变化曲线Fig.4 Clutch oil pressure change curves

由图4可以看出,整个换向过程中,离合器F待分离,离合器R待接合,在离合器R的预充油流量分别为20、16、14 L/min时,离合器R因为充油流量的减小,从开始充油到克服回位弹簧与预紧力的时间也逐渐增大,在第1秒时油压从零开始上升,分别经过0.4、0.7、1.0 s预充油结束,油压都升至0.5 MPa,然后进入调压阶段,分别在2.64、3.00、3.38 s时升至2 MPa。

由图5、6可知,离合器R的充油流量分别为20、16、14 L/min时,离合器F、R共用一个常啮合主动齿轮,所以离合器F、R主动件转速相同,均为1 325 r/min,换向开始时,离合器F、R主动件分别在第1.4、1.7、2.0秒时转速开始下降至1 084 r/min,同时离合器R的从动件转速上升,逐渐接近主动件转速1 084 r/min,转速差为零后两者同时升至工作转速1 325 r/min时完成换向,换向时间分别为2.35、2.81、3.37 s。在第1.4、1.7、2.0秒时,离合器R传递的转矩开始增大,分别在2.64、3.00、3.38 s时升至450 N·m后保持不变,当离合器R主、从动件转速进入同步阶段后,转矩根据发动机输出转矩进行调整,使之接近300 N·m。变速器最小输出转矩分别为247、184、118 N·m,流量越小,拖拉机换向动力性也越差。

图5 转速变化曲线Fig.5 Speed change curves

图6 转矩变化曲线Fig.6 Torque change curves

由图7～9可以看出,在离合器R的充油流量分别为20、16、14 L/min时,最大冲击度分别为28、25、23 m/s3。充油时间过短,在液压油的作用下会产生较大的冲击度,冲击力过大的情况下甚至会造成摩擦片基体损坏。对应的滑摩功分别为11 158、14 812、19 838 J,因为转矩传递路线较长,滑摩功相对较大,如果因摩擦产生的热量过多,会造成摩擦片与从动片烧结在一起,引起动力换向装置失效。磨损量随着油压和滑动距离的增大而增大,最大磨损量分别为1.007 9×10-5、1.250 8×10-5、1.453 8×10-5mm。

图7 冲击度变化曲线Fig.7 Impact change curves

图8 滑摩功变化曲线Fig.8 Sliding and friction power change curves

图9 磨损量变化曲线Fig.9 Wear change curves

充油流量分别为16、14 L/min时,与20 L/min相比,换向时间分别增长20%和43%,变速器最小输出转矩分别下降26%和52%,滑摩功分别上升33%和78%,最大冲击度分别下降11%和18%,最大磨损量分别上升24%和44%。结果表明充油流量在16～20 L/min之间时,动力换向的平顺性、动力性和舒适性较好。

充油流量为20 L/min,曝气程度分别为0.1%、1%和5%的仿真结果如图10～15所示。

图10 不同曝气程度下离合器油压变化曲线Fig.10 Clutch oil pressure curves under different aerations

由图10可以看出,在充油流量为20 L/min,液压油曝气程度分别为0.1%、1%和5%时,离合器R的油压在第1秒时从零开始上升,分别经过1.6、1.8、2.5 s后油压升至2 MPa,离合器F的油压在第1秒时从2 MPa开始下降,分别经过2.0、2.5、3.7 s后,油压降至0 MPa。

由图11、12可知,在充油流量为20 L/min,液压油曝气程度分别为0.1%、1%和5%时,换向开始时,离合器F、R主动件转速分别在第1.4、1.7秒时由1 325 r/min开始下降至1 084 r/min,液压油曝气程度为5%时,离合器F、R主动件转速在2.2 s时由1 325 r/min开始下降至1 050 r/min。离合器F转速开始下降时,离合器R的从动件转速上升,逐渐接近主动件转速,转速差为零后两者同时升至工作转速1 325 r/min时完成换向,换向时间分别为2.45、2.95、4.35 s。在第1.4、1.7、2.2秒时,离合器R传递的转矩开始增大,分别在2.6、2.8、3.5 s时升至450 N·m后保持不变,当离合器R主、从动件转速进入同步阶段后,转矩根据发动机输出转矩进行调整,使之接近300 N·m。变速器最小输出转矩分别为247、246、245 N·m。

图11 不同曝气程度下转速变化曲线Fig.11 Speed change curves under different aeration degrees

图12 不同曝气程度下转矩变化曲线Fig.12 Torque change curves under different aeration degrees

由图13～15可以看出,在充油流量为20 L/min,液压油曝气程度分别为0.1%、1%和5%时,对应的滑摩功分别为11 158、15 402、29 444 J,液压油中的气体是可压缩的,曝气程度越高,可压缩性越大,响应速度越慢,滑摩功越大。最大冲击度分别为28、12、14 m/s3,液压油曝气程度越大,冲击度会明显变小,但是曝气程度增大到一定值时,振荡次数会明显增加,冲击度也会激增。最大磨损量分别为1.007 9×10-5、1.481 3×10-5、2.648 8×10-5mm。

图13 不同曝气程度下冲击度变化曲线Fig.13 Impact change curves under different aeration degrees

图14 不同曝气程度下滑摩功变化曲线Fig.14 Sliding and friction power change curves under different aeration degrees

图15 不同曝气程度下磨损量变化曲线Fig.15 Wear change curves under different aeration degrees

曝气程度分别为1%和5%时,与0.1%相比,换向时间分别增长26%和85%,变速器最小输出转矩分别下降0.4%和0.8%,滑摩功分别上升38%和163%,最大冲击度分别下降57%和50%,最大磨损量分别上升47%和163%。维持液压油曝气程度不超过1%可以有效提高传动系使用寿命。

3 试验验证

为了验证模型的准确性,利用试验平台测试了不同充油流量与曝气程度下的换向离合器性能。换向离合器性能试验台的结构框图如图16所示,主要由被测样机、动力系统、液压泵站、油压传感器、负载模拟系统、控制与数据采集系统等组成,图17为台架实物图。

图16 试验台结构框图Fig.16 Test bench structure block diagram

图17 台架实物图 Fig.17 Physical diagram of test bed

动力系统采用西门子变频电机模拟发动机输入转速和转矩,负载模拟系统采用惯量盘和负载泵。变频电机与换向离合器输出轴上均安装转矩、转速传感器。离合器控制油压与负载泵模拟阻力矩所需油压均由液压泵站提供,空气压缩机连接在液压油泵与比例阀之间,将空气压缩为小气泡按比例输入到油管中,模拟液压系统的曝气程度。

变频电机输出转速设为1 325 r/min,负载转矩为300 N·m,供油压力为2 MPa,油液温度为60℃,其它参数与2.1节的仿真输入保持一致,在不同充油流量与曝气程度下,测量主、从动端转矩转速,研究换向离合器接合性能。采用控制变量法,通过改变异步电机转速,控制液压油泵的流量分别为13.986、15.984、19.980 L/min,控制空气压缩机将一定量的气泡输入到油管中,对应的空气流量分别为0.014、0.016、0.020 L/min,试验结果如图18～23所示。

图18 离合器油压变化曲线(试验验证)Fig.18 Clutch oil pressure change curves (experimental verification)

图19 转速变化曲线(试验验证)Fig.19 Speed change curves (experimental verification)

图20 转矩变化曲线(试验验证)Fig.20 Torque change curves (experimental verification)

图21 冲击度变化曲线(试验验证)Fig.21 Impact change curves (experimental verification)

图22 滑摩功变化曲线(试验验证) Fig.22 Sliding and friction power change curves(experimental verification)

图23 磨损量变化曲线(试验验证)Fig.23 Wear change curves (experimental verification)

控制液压油泵流量为19.98、19.80、18.95 L/min,对应的空气流量分别为0.02、0.20、1.05 L/min。试验结果如图24～29所示。

图24 不同曝气程度下离合器油压变化曲线(试验验证) Fig.24 Clutch oil pressure change curves under different aerations (experimental verification)

图25 不同曝气程度下转速变化曲线(试验验证)Fig.25 Speed change curves under different aerations (experimental verification)

由图24～26可以看出,离合器R的油压在第1秒时从零开始上升,分别经过1.62、1.85、2.60 s油压升至2 MPa,离合器F的油压在第1秒时从2 MPa开始下降,分别经过2.02、2.55、3.80 s后,油压降至零。离合器F、R主动件转速分别在第1.42、1.75秒时由1 325 r/min开始下降至1 080 r/min,液压油曝气程度为5%时,离合器F、R主动件转速在2.3 s时由1 325 r/min开始下降至1 045 r/min。离合器F转速开始下降时,离合器R的从动件转速上升,逐渐接近主动件转速,转速差为零后两者同时升至工作转速1 325 r/min时完成换向,换向时间分别为2.39、3.01、4.42 s。在第1.42、1.75、2.3秒时,离合器R传递的转矩开始增大,分别在2.62、2.85、3.60 s时升至446 N·m后保持不变,当离合器R主、从动件转速进入同步阶段后,转矩根据发动机输出转矩进行调整,使之接近300 N·m。变速器最小输出转矩分别为238、235、233 N·m。

由图27～29可看出,在充油流量为20 L/min,液压油曝气程度分别为0.1%、1%和5%时,对应的滑摩功分别为11 258、15 590、29 578 J,最大冲击度分别为29、11、13 m/s3,最大磨损量分别为1.010 9×10-5、1.481 3×10-5、2.748 8×10-5mm。

图27 不同曝气程度下冲击度变化曲线(试验验证)Fig.27 Impact change curves under different aerations(experimental verification)

图28 不同曝气程度下滑摩功变化曲线(试验验证) Fig.28 Sliding and friction power change curves underdifferent aerations (experimental verification)

图29 不同曝气程度下磨损量变化曲线(试验验证)Fig.29 Wear change curves under different aerations(experimental verification)

对比仿真与试验数据,试验时油压上升速度相对滞后于仿真,但整个过程偏差较小。试验过程中油压受其自身惯性和液压系统的影响,其响应存在一定的波动。通过试验数据计算得离合器的冲击度、滑摩功和磨损量均与仿真数据存在偏差,最大误差出现在充油流量为20 L/min、曝气程度为5%时,主要原因是油液自身脉动对传感器产生冲击影响,以及比例阀受油液气泡影响,输出精度降低,但误差都在5%之内,仿真与试验结果如表2所示。

表2 结果统计Tab.2 Statistics of results

4 结论

(1)提出的磨损量换向性能评价指标能够较好地评价拖拉机换向过程中的磨损性能,对原换向评价指标进行了补充。

(2)仿真结果表明,当液压油曝气程度为0.1%,与离合器充油流量为20 L/min相比,充油流量为16、14 L/min时,换向时间分别增长20%、43%, 变速器最小输出转矩分别下降26%、52%,滑摩功分别上升33%、78%,最大冲击度分别下降11%、18%,最大磨损量分别上升24%、44%。当离合器R的充油流量为20 L/min,与曝气程度为0.1%相比,液压油曝气程度为1%和5%时,换向时间分别增长26%、85%,变速器最小输出转矩分别下降0.4%、0.8%,滑摩功分别上升38%、163%,最大冲击度分别下降57%、50%,最大磨损量分别上升47%、163%。

(3)对液压油曝气程度为0.1%,离合器充油流量分别为20、16、14 L/min时的换向过程和离合器充油流量为20 L/min,曝气程度分别为0.1%、1%和5%的换向过程进行了台架试验,为了提高动力换向的平顺性、动力性和舒适性,延长传动系的使用寿命,保证液压系统正常工作,可以在16～20 L/min之间选择适当充油流量,并需定期检查液压油质量、油位和泄漏等,采取相应措施,维持液压油曝气程度不超过1%。

(4)受限于传动轴等部件刚度和阻尼的影响,以及油液自身惯性和液压系统的影响,仿真与试验数据存在一定差别,但误差在5%内,证明了模型的准确性,可用于动力换挡拖拉机换向过程预测分析。