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        油門開度變化對(duì)零差速式雙流傳動(dòng)轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性的影響

        2014-04-09 09:38:28鞏承原金嗣淳

        李 軍, 鞏承原, 張 宇, 金嗣淳

        (裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系,北京 100072)

        高性能雙流傳動(dòng)裝置是現(xiàn)代軍用履帶車輛的標(biāo)志性特征之一,其主要特點(diǎn)是將直駛變速功能和轉(zhuǎn)向功能有機(jī)地集成在一起。雙流傳動(dòng)之所以被廣泛地采用,其中一個(gè)主要的原因便是雙流傳動(dòng)使車輛具有優(yōu)良的轉(zhuǎn)向性能。采用雙流傳動(dòng)的車輛,其相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑隨排擋的提高而變大,且具備中心轉(zhuǎn)向能力,這些特點(diǎn)使得車輛轉(zhuǎn)向的靈活性得到較大的提高,相對(duì)于單流傳動(dòng)更加符合車輛的使用要求。

        對(duì)雙流傳動(dòng)液壓轉(zhuǎn)向性能的研究一直是眾多學(xué)者關(guān)注的重點(diǎn)問題。游四海等[1]研究表明車輛轉(zhuǎn)向阻力由5種阻力構(gòu)成,得出了與傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向阻力分析不同的結(jié)論;任京[2]對(duì)車輛液壓轉(zhuǎn)向過程中功率流的傳遞、轉(zhuǎn)向半徑穩(wěn)定性等方面進(jìn)行了系統(tǒng)分析;方遒[3]對(duì)雙流傳動(dòng)轉(zhuǎn)向期間的自動(dòng)換擋過程進(jìn)行了分析;文獻(xiàn)[4-9]建立了液壓轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)仿真模型,對(duì)雙流傳動(dòng)液壓轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了較為詳細(xì)的仿真研究以及試驗(yàn)驗(yàn)證。但現(xiàn)有的研究并沒有覆蓋所有的使用工況,例如沒有系統(tǒng)考察轉(zhuǎn)向期間改變發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度(簡(jiǎn)稱油門變化轉(zhuǎn)向)對(duì)轉(zhuǎn)向的影響。在實(shí)際使用中,駕駛員經(jīng)常通過增大發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度來克服較大的轉(zhuǎn)向負(fù)荷或縮短轉(zhuǎn)向時(shí)間以實(shí)現(xiàn)快速轉(zhuǎn)向,并期望以此來獲得更小的轉(zhuǎn)向半徑。筆者針對(duì)雙流傳動(dòng)油門變化轉(zhuǎn)向過程進(jìn)行了仿真分析和實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證,討論該操縱方式的有效性。

        1 零差速式雙流傳動(dòng)轉(zhuǎn)向過程理論分析

        履帶車輛轉(zhuǎn)向行駛是一個(gè)動(dòng)態(tài)過渡過程[10],明確履帶上的速度、力和功率關(guān)系,是分析履帶車輛轉(zhuǎn)向行駛性能的基礎(chǔ)。

        圖1為履帶車輛轉(zhuǎn)向示意圖。由圖1可知:履帶車輛轉(zhuǎn)向過程可以簡(jiǎn)化為平動(dòng)運(yùn)動(dòng)與回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的疊加[8]。

        圖1 履帶車輛轉(zhuǎn)向示意圖

        1.1 相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑

        對(duì)于變矩器后分流型零差速式雙流傳動(dòng)的車輛,其相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑為

        (1)

        式中:R為轉(zhuǎn)向半徑;B為車輛履帶中心距;V1、V2分別為內(nèi)、外側(cè)履帶速度;k為匯流行星排的特性參數(shù);ibn為直駛變速機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比;iZ=ipiyiMiL,為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比,其中ip為轉(zhuǎn)向泵前傳動(dòng)比,iy為轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)傳動(dòng)比,iM為馬達(dá)后傳動(dòng)比,iL為零軸后傳動(dòng)比。

        iy為液壓泵的轉(zhuǎn)速nP和液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速nM之比:

        式中:VP、VM分別為泵和馬達(dá)排量;ε為泵的相對(duì)變量率,表示軸向斜盤式柱塞泵的斜盤傾斜程度,其值變化范圍為-1≤ε≤1;ηyv為轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)容積效率,其值為泵的容積效率與馬達(dá)容積效率之積。

        從以上分析中可以看出:零差速式雙流傳動(dòng)履帶車輛相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ只與k、ibn和iZ有關(guān),由于k、ip、iM、iL為常數(shù),擋位固定條件下的ibn為定值,因此理論上某擋相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ僅隨著iy的變化而連續(xù)變化,改變發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度并不能使相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑發(fā)生改變。

        1.2 轉(zhuǎn)向角速度

        車輛繞其中心O的轉(zhuǎn)向角速度為

        式中:ic為側(cè)傳動(dòng)比;rz為主動(dòng)輪半徑;ωj1、ωj2分別為內(nèi)、外側(cè)行星架角速度,

        其中ωf為發(fā)動(dòng)機(jī)角速度。于是有

        ,

        (2)

        由于式(2)中僅有ωf和iZ兩個(gè)變量。因此,在轉(zhuǎn)向泵斜盤擺角固定(iZ不變)的情況下,通過增大發(fā)動(dòng)機(jī)油門將會(huì)使轉(zhuǎn)向角速度變大。

        1.3 轉(zhuǎn)向過程兩側(cè)履帶力

        在履帶車輛進(jìn)行大半徑區(qū)轉(zhuǎn)向時(shí),考慮離心力對(duì)負(fù)重輪、誘導(dǎo)輪和履帶導(dǎo)向齒摩擦的影響。外側(cè)履帶的滾動(dòng)阻力因履帶負(fù)荷提高而相應(yīng)增大,而內(nèi)側(cè)履帶滾動(dòng)則阻力相應(yīng)減小。考慮轉(zhuǎn)向離心力影響后,兩側(cè)履帶力分別為

        (3)

        (4)

        式中:fR為滾動(dòng)阻力系數(shù);G為車重;a為車輛中心的縱向加速度;ε為質(zhì)量增加系數(shù);J為車輛繞中心O的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;V為車輛中心速度;μd為轉(zhuǎn)向阻力系數(shù);h為車體重心距離地面的高度。

        2 油門變化轉(zhuǎn)向過程仿真分析

        在履帶車輛轉(zhuǎn)向過程中,人為操縱作用于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的信號(hào)有4種,分別是油門踏板信號(hào)、轉(zhuǎn)向手柄信號(hào)、擋位信號(hào)及制動(dòng)信號(hào)。下文將對(duì)油門變化轉(zhuǎn)向過程進(jìn)行仿真分析,故設(shè)定擋位信號(hào)固定,無制動(dòng)過程。選取2擋液力工況下,慢速調(diào)整轉(zhuǎn)向手柄,同時(shí)增大發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度,考察其對(duì)轉(zhuǎn)向性能的影響。

        仿真輸入:發(fā)動(dòng)機(jī)油門在0~7 s內(nèi)逐步增大到開度最大狀態(tài);在2 s時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向手柄,轉(zhuǎn)向泵在4 s時(shí)達(dá)到最大輸入角度,即2~4 s時(shí),油門開度和轉(zhuǎn)向泵輸入共同增加;4~7 s時(shí),轉(zhuǎn)向泵輸入恒定,油門輸入繼續(xù)增加。仿真結(jié)果如圖2-5所示。

        由圖3-5可知:在發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度和轉(zhuǎn)向泵輸入角度均增大的時(shí)間段(2~4 s),轉(zhuǎn)向泵和轉(zhuǎn)向馬達(dá)的轉(zhuǎn)速均增加,轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)傳動(dòng)比iy隨著轉(zhuǎn)向泵輸入角度的增加而增加,相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑隨之減?。划?dāng)轉(zhuǎn)向泵達(dá)到最大輸入角度后(4~10 s),若發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度繼續(xù)增大,轉(zhuǎn)向泵和轉(zhuǎn)向馬達(dá)的轉(zhuǎn)速仍將持續(xù)上升,但將保持一定比例,即iy不變,相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑亦無變化。由以上分析可知:在擋位及轉(zhuǎn)向泵操縱擺角均不變的情況下,采取改變油門的方式不能有效控制轉(zhuǎn)向半徑,這與理論分析得出的結(jié)論一致。

        圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)和轉(zhuǎn)向泵輸入信號(hào)隨時(shí)間變化曲線

        圖3 轉(zhuǎn)向泵和轉(zhuǎn)向馬達(dá)轉(zhuǎn)速隨時(shí)間變化曲線

        圖4 轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)傳動(dòng)比iy隨時(shí)間變化曲線

        圖5 相對(duì)轉(zhuǎn)向半徑ρ隨時(shí)間變化曲線

        油門變化轉(zhuǎn)向過程的速度特性仿真結(jié)果如圖6-9所示。

        圖6 轉(zhuǎn)向角速度隨時(shí)間變化曲線

        圖7 轉(zhuǎn)向角加速度隨時(shí)間變化曲線

        圖8 車輛速度隨時(shí)間變化曲線

        圖9 車輛加速度隨時(shí)間變化曲線

        圖6-9結(jié)果表明車輛速度和轉(zhuǎn)向角速度的變化在車輛轉(zhuǎn)向的全過程中歷經(jīng)了3個(gè)階段:第1階段(2~4 s)對(duì)應(yīng)油門開度和轉(zhuǎn)向泵輸入角度均增加的時(shí)期,該階段轉(zhuǎn)向角速度快速增加,車輛速度緩慢增加;第2階段(4~7 s)對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)向泵擺角已到達(dá)最大位置后油門開度繼續(xù)增大的時(shí)期,該階段轉(zhuǎn)向角速度緩慢增加,車輛速度快速增加,這與第1階段相反;第3階段(7~10 s)車輛進(jìn)入勻速平穩(wěn)轉(zhuǎn)向階段。

        對(duì)上述現(xiàn)象的解釋是:車輛轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)是平動(dòng)運(yùn)動(dòng)與回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的疊加,發(fā)動(dòng)機(jī)增加的功率分成2部分,一部分作用于直駛系統(tǒng),另一部分作用于轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng),由于第1階段轉(zhuǎn)向泵的輸入不斷增大,導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)增加的功率流入轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的總量快速增大,進(jìn)入第2階段時(shí)轉(zhuǎn)向泵輸入已到達(dá)最大位置,轉(zhuǎn)向調(diào)速系統(tǒng)傳動(dòng)比不再上升,因此相對(duì)于第1階段流入功率增幅放緩,轉(zhuǎn)向角速度也隨即進(jìn)入緩慢增加階段,而因?yàn)楣β势胶?,此時(shí)流入直駛系統(tǒng)的功率增幅將變大,因此車輛速度相較于第1階段快速增加。

        以上分析表明:在滿足轉(zhuǎn)向安全條件和地面附著條件的前提下,可以采取提高發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速的方式獲得更高的轉(zhuǎn)向角速度,縮短轉(zhuǎn)向所需時(shí)間。

        油門變化轉(zhuǎn)向過程兩側(cè)主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩仿真特性如圖10所示。由圖10可知:在轉(zhuǎn)向過程中,隨著油門開度不斷增大,主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩相應(yīng)地增大;當(dāng)轉(zhuǎn)向泵達(dá)到最大輸入角度后,繼續(xù)增大油門開度,主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩將快速增加,使車輛可以克服較大的地面阻力,但有可能超過地面附著極限,從而造成外側(cè)履帶打滑。

        圖10 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩隨時(shí)間變化曲線

        3 不同油門開度轉(zhuǎn)向性能實(shí)車試驗(yàn)

        為驗(yàn)證油門開度對(duì)轉(zhuǎn)向性能的影響,獲得更為有力的數(shù)據(jù)支持,特針對(duì)不同油門開度轉(zhuǎn)向過程進(jìn)行了實(shí)車試驗(yàn)。實(shí)車試驗(yàn)采用的測(cè)試系統(tǒng)為RACELOGIC 公司研制的VBOXIII車輛實(shí)驗(yàn)記錄儀(簡(jiǎn)稱VBOXⅢ)。VBOXⅢ基于強(qiáng)大的GPS數(shù)據(jù)記錄系統(tǒng),通過GPS定位來測(cè)量車輛的速度、位移、航向角、軌跡等參數(shù),其采樣頻率為100 Hz,數(shù)據(jù)更新速率快,實(shí)時(shí)性強(qiáng),數(shù)據(jù)精度高。試驗(yàn)路面為平坦、開闊水泥路面;試驗(yàn)天氣良好,氣溫適宜,風(fēng)速較低。由于場(chǎng)地限制,不能進(jìn)行高擋位的轉(zhuǎn)向試驗(yàn),試驗(yàn)選取車輛2擋液力工況,在不同油門開度下進(jìn)行轉(zhuǎn)向。

        圖11、12分別是發(fā)動(dòng)機(jī)在1 200、1 800、2 200 r/min下車輛運(yùn)動(dòng)軌跡和速度的對(duì)比圖。

        圖11 2擋液力工況不同油門開度下轉(zhuǎn)向軌跡的對(duì)比

        圖12 2擋液力工況不同油門開度下車速的對(duì)比

        根據(jù)圖11、12的結(jié)果,將試驗(yàn)車輛在不同油門開度下轉(zhuǎn)向行駛一周路程、所需時(shí)間、轉(zhuǎn)向半徑及轉(zhuǎn)向角速度指標(biāo)列于表1中。

        表1 試驗(yàn)各指標(biāo)數(shù)值

        由表1可見:實(shí)車試驗(yàn)轉(zhuǎn)向角速度比仿真結(jié)果(見圖6)小。其原因是:試驗(yàn)場(chǎng)地局部路面具有微小坡度,路面條件與仿真中的假定條件有所不同;此外,履帶滑轉(zhuǎn)的影響也會(huì)使實(shí)車試驗(yàn)中的轉(zhuǎn)向角速度變小。

        綜合實(shí)車試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知:在擋位及轉(zhuǎn)向手柄位置不變的條件下,增大發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度,可以提高轉(zhuǎn)向角速度、縮短轉(zhuǎn)向所需時(shí)間,但是并不能顯著改變轉(zhuǎn)向半徑,如欲繼續(xù)減小轉(zhuǎn)向半徑,必須通過降擋后轉(zhuǎn)向來實(shí)現(xiàn)對(duì)車輛轉(zhuǎn)向半徑的有效控制。試驗(yàn)結(jié)果與理論分析及仿真計(jì)算基本一致。

        4 結(jié)論

        1)增大發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度雖可以增大轉(zhuǎn)向泵及轉(zhuǎn)向馬達(dá)的轉(zhuǎn)速,但不能改變兩者比例,亦不能有效調(diào)整轉(zhuǎn)向半徑。當(dāng)轉(zhuǎn)向半徑降至該擋位下最小半徑時(shí),必須通過降擋來實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向半徑的進(jìn)一步縮小。

        2)通過轉(zhuǎn)向期間加大油門提升轉(zhuǎn)向角速度,進(jìn)而縮短轉(zhuǎn)向所需時(shí)間是可行的。但在轉(zhuǎn)向泵到達(dá)最大輸入角度后,角速度將進(jìn)入慢速提升階段,而此時(shí)車速提升較快,因此駕駛員可以在滿足轉(zhuǎn)向安全條件和地面附著條件的情況下,采取提高發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速的方式獲得更高的轉(zhuǎn)向角速度。

        3)在地面附著力足夠的條件下,通過增大油門,主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩將相應(yīng)地增大,兩側(cè)履帶力隨之增大,便于車輛克服較大的轉(zhuǎn)向阻力,使其在轉(zhuǎn)向條件較差的路面上實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向。

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