陳黎卿 苗 偉 許澤鎮(zhèn) 譚雨點(diǎn)

(安徽農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 合肥 230036)

0 引言

智能四驅(qū)因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、傳動(dòng)噪聲小等優(yōu)點(diǎn)被越來越多地運(yùn)用在四驅(qū)汽車上。電控分動(dòng)器是四驅(qū)車實(shí)現(xiàn)扭矩分配的關(guān)鍵部件，其特性對(duì)整車行駛性能有重大影響，對(duì)其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、控制策略和性能分析等一直是諸多學(xué)者研究的熱點(diǎn)問題。HOWON等[1]為避免帶多片離合器的分動(dòng)器在惡劣工作條件下摩擦片劇烈摩擦造成的熱損傷，提出了一種離合器溫度的估算方法；ANDO等[2]為了解決低速大轉(zhuǎn)彎時(shí)產(chǎn)生拖動(dòng)現(xiàn)象，針對(duì)中央差速器粘性耦合單元的傳遞轉(zhuǎn)矩特性提出了一種優(yōu)化方法；ABDELFATAH等[3]結(jié)合輪間差速裝置和分動(dòng)器，采用滑?？刂频玫搅伺c經(jīng)典控制相比更好的控制效率；史建鵬等[4]針對(duì)帶限滑差速裝置分動(dòng)器提出了一種轉(zhuǎn)矩分配比確定方法；HE等[5]基于分動(dòng)器的轉(zhuǎn)矩自適應(yīng)原理和滑模控制理論設(shè)計(jì)提出了一種加速防滑系統(tǒng)，以充分利用路面附著條件來抑制打滑，提高車輛的行駛穩(wěn)定性；陳黎卿等[6]為了提高四驅(qū)汽車的整車性能,對(duì)四驅(qū)汽車扭矩分配特性進(jìn)行了相關(guān)分析,并提出了一種新的扭矩分配控制策略。此外還有許多學(xué)者在四驅(qū)車防滑控制策略上開展了研究，并取得了顯著成果[7-11]。但是通過對(duì)國內(nèi)外文獻(xiàn)的成果分析得知，針對(duì)分動(dòng)器傳動(dòng)特性方面的研究還不夠深入，如未充分考慮到參數(shù)變化對(duì)其性能影響等。

本文以某款帶多片離合器的鏈?zhǔn)诫娍胤謩?dòng)器為研究對(duì)象，考慮離合器、鏈傳動(dòng)等部件傳遞損失，構(gòu)建電控分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)模型，探討參數(shù)變化對(duì)分動(dòng)器傳動(dòng)特性的影響，并在此基礎(chǔ)上提出一種電控分動(dòng)器性能預(yù)測(cè)方法。

1 電控分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)模型構(gòu)建

以某款電控分動(dòng)器為研究對(duì)象,其結(jié)構(gòu)如圖1所示，結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖1 分動(dòng)器動(dòng)力分配示意圖Fig.1 Dynamic distribution sketch of transfer

當(dāng)分動(dòng)器控制器工作時(shí)，此時(shí)汽車處于四驅(qū)狀態(tài)，分動(dòng)器輸入端接收變速器傳遞功率Pin，一部分動(dòng)力通過直接軸向后輪輸出，另一部分則通過電磁多片離合器以及鏈輪向前輪輸出，而動(dòng)力在傳遞的過程中會(huì)產(chǎn)生一定的功率損失，結(jié)合圖1可以看出分動(dòng)器的功率損失主要為鏈傳動(dòng)的功率損失PL、離合器的帶排功率損失PC以及軸承的摩擦功率損失PB。

表1 電控分動(dòng)器主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of electric drive transfer

基于以上對(duì)動(dòng)力傳遞特性的分析，分動(dòng)器傳動(dòng)效率為

(1)

當(dāng)分動(dòng)器控制器不工作時(shí)，電控多片式離合器處于斷開狀態(tài)，此時(shí)動(dòng)力直接從分動(dòng)器輸入端傳向后軸，因此鏈傳動(dòng)不參與工作，軸間理論上不存在徑向力，忽略軸承的摩擦損失，根據(jù)離合器的結(jié)構(gòu)特性，此時(shí)分動(dòng)器的功率損失主要為離合器的帶排損失，從而得出分動(dòng)器不工作時(shí)的傳動(dòng)效率為

(2)

1.1 離合器的功率損失

當(dāng)分動(dòng)器工作時(shí)，電磁離合器開始接合，主被動(dòng)摩擦副之間由于存在轉(zhuǎn)速差處于滑摩狀態(tài)，產(chǎn)生帶排功率損失，根據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律，可得帶排功率損失為[12]

(3)

式中h0——摩擦副設(shè)計(jì)間隙，mmz——摩擦副個(gè)數(shù) Δn——主被動(dòng)摩擦副轉(zhuǎn)速差，r/minR1——摩擦片內(nèi)徑，mmRs——摩擦片作用外徑，mmη0——潤滑油動(dòng)力粘度

考慮油膜收縮的外徑修正公式為

(4)

式中Qi——第i摩擦副入口流量，L/minR2——摩擦片外徑，mmQ——流過離合器摩擦副潤滑油流量，L/min

根據(jù)動(dòng)力學(xué)原理，建立離合器滑摩階段的運(yùn)動(dòng)微分方程組

(5)

式中Te——分動(dòng)器輸入轉(zhuǎn)矩，N·mTc——電磁離合器傳遞的摩擦力矩，N·mωe——主動(dòng)摩擦副轉(zhuǎn)速，r/minωc——從動(dòng)摩擦副轉(zhuǎn)速，r/minJe——離合器主動(dòng)端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2Tf——外界阻力作用在分動(dòng)器輸出端的轉(zhuǎn)矩，N·m

Jc——離合器被動(dòng)端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2

根據(jù)電磁離合器的工作原理，得出摩擦片中傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩為

(6)

式中N——電磁離合器主被動(dòng)摩擦副接觸面數(shù)f——主離合器主被動(dòng)摩擦副間的摩擦因數(shù)rz——主離合器有效半徑，mμ——真空磁導(dǎo)率μc——控制離合器摩擦因數(shù)rcc——控制離合器有效半徑，mrcz——球凸輪主動(dòng)輪與從動(dòng)輪間有效半徑，m

q——線圈匝數(shù)

Fc——摩擦片間正壓力

i——電磁離合器線圈中通過的電流，A

1.2 鏈傳動(dòng)功率損失

分動(dòng)器多使用鏈傳動(dòng)，與傳統(tǒng)的齒輪傳動(dòng)相比，鏈?zhǔn)椒謩?dòng)器具有傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲小、承載能力高的特點(diǎn)。鏈傳動(dòng)的功率損失主要是齒形鏈和進(jìn)出鏈輪時(shí)的功率損失，而對(duì)于圓銷與鏈板之間、相鄰鏈板之間的轉(zhuǎn)動(dòng)功率損失，理論上不存在徑向力，故不予考慮[13]。齒形鏈和鏈輪的嚙合可以看成是齒條與大負(fù)變位、大壓力角的齒輪之間的嚙合[14]。齒形鏈通過不斷嚙合、分離進(jìn)出鏈輪時(shí)，鏈與鏈輪嚙合的齒面之間存在相對(duì)滑動(dòng)，產(chǎn)生滑動(dòng)摩擦功率損失，由動(dòng)力學(xué)理論可得

PSH=fFNVS×10-3

(7)

式中FN——齒面法向載荷，NVS——嚙合點(diǎn)處的滑動(dòng)速度，m/s

齒輪在實(shí)際傳動(dòng)過程中處于部分彈流潤滑狀態(tài)，根據(jù)KELLEY等[15]提出的算法，潤滑狀態(tài)下的滑動(dòng)摩擦因數(shù)為

(8)

式中S——表面粗糙度W——單位寬度的載荷，NVT——嚙合點(diǎn)處的總速度，m/sRp、Rg——主、從動(dòng)齒輪的曲率半徑，mm

由于輪齒在相對(duì)滑動(dòng)過程中滑動(dòng)摩擦因數(shù)具有時(shí)變性，因此本文對(duì)一個(gè)嚙合周期內(nèi)的滑動(dòng)摩擦功率進(jìn)行積分得出平均摩擦功率損失

(9)

同理，對(duì)于相互接觸的齒廓之間由于彈流潤滑狀態(tài)下形成的彈性動(dòng)力油膜的壓力分布不均造成的摩擦損失，采用Cook提出的計(jì)算方法[16]

(10)

其中h=3.07ξ0.57R0.4(η0vTm)0.71/(E0.03ψ0.11)

(11)

式中ξ——壓粘系數(shù)b——齒寬R——齒闊綜合曲率半徑，mmvTm——平均滾動(dòng)速度β——齒輪分度圓螺旋角E——綜合彈性模量，MPaψ——載荷系數(shù)

鏈輪在旋轉(zhuǎn)時(shí)，還存在攪油功率損失。攪油功率損失主要與旋轉(zhuǎn)件數(shù)目、尺寸和浸油深度等因素有關(guān)，根據(jù)英國ISO/TR 14179—2001[17]標(biāo)準(zhǔn)，得出鏈輪攪油損失為

(12)

其中

(13)

式中PJ1、PJ2、PJ3——光滑的外直徑攪油損失、光滑的圓盤攪油損失以及齒面攪油損失

Rf——椎盤齒面粗糙度

mt——端面模數(shù)n——轉(zhuǎn)速，r/min

da——齒頂圓直徑

fg——齒輪浸潤系數(shù)

Ag——比例常數(shù)，取0.2

L——旋轉(zhuǎn)件長(zhǎng)度，mm

所以鏈輪在傳動(dòng)過程中的功率損失為

PL=PH+PR+PJ

(14)

1.3 軸承的摩擦功率損失

計(jì)算軸承的摩擦功率損失首先要計(jì)算軸承的摩擦力矩。根據(jù)Harris的經(jīng)驗(yàn)公式可將軸承摩擦力矩M分為兩部分[18]：與軸承類型、轉(zhuǎn)速和潤滑性質(zhì)有關(guān)的摩擦力矩和M0以及與軸承所受載荷有關(guān)的摩擦力矩M1，即

M=M0+M1

(15)

式中f0——與軸承結(jié)構(gòu)和潤滑方式有關(guān)的系數(shù)v——潤滑油運(yùn)動(dòng)粘度，m2/sdm——軸承平均直徑，mmf1——載荷系數(shù)P1——當(dāng)量載荷，N

所以軸承的摩擦功率損失為

(16)

1.4 電控分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)仿真模型建立

綜合以上分析，在Matlab/Simulink軟件平臺(tái)上構(gòu)建電控分動(dòng)器的動(dòng)力學(xué)仿真模型，如圖2所示，主要包括離合器傳遞轉(zhuǎn)矩計(jì)算模塊、軸承功率損失模塊、鏈傳動(dòng)損失模塊、離合器帶排損失模塊等。

圖2 電控分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)仿真模型Fig.2 Dynamic simulation model of electric control transfer

2 電控分動(dòng)器特性影響因素研究

為了研究固有參數(shù)變化對(duì)分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)特性的影響，設(shè)定仿真工況為初速度3 m/s，2擋起步，節(jié)氣門開度為100%，0.5 s后從附著系數(shù)為0.8的高附著路面駛向附著系數(shù)為0.2的低附著路面，分動(dòng)器控制器此時(shí)不工作，汽車處于兩驅(qū)狀態(tài)。圖3是不同摩擦副數(shù)下前后軸轉(zhuǎn)速差。由圖3可以看出，隨著摩擦副數(shù)的增加，前后軸轉(zhuǎn)速差隨時(shí)間增加的幅度會(huì)更小，最大轉(zhuǎn)速差也更低，不過達(dá)到最大轉(zhuǎn)速差的時(shí)間也相對(duì)更晚，其原因是雖轉(zhuǎn)速差整體降低，但消耗在離合器上的帶排轉(zhuǎn)矩變得更大，導(dǎo)致加速性能降低；換擋后轉(zhuǎn)速差開始降低，從圖3可以看出，在摩擦副數(shù)更大的工況下轉(zhuǎn)速差恢復(fù)到正常的時(shí)間更早。

圖3 不同摩擦副下前后軸轉(zhuǎn)速差Fig.3 Difference in rotational speed of front and rear axles under different friction numbers

圖4是不同參數(shù)變化下對(duì)分動(dòng)器傳動(dòng)效率的影響，從圖4a可以看出，隨著摩擦副數(shù)的增加，傳動(dòng)效率明顯降低，這與轉(zhuǎn)速差整體更低的規(guī)律相矛盾，其原因是摩擦副增加后，離合器的帶排損失增加，導(dǎo)致分動(dòng)器的輸出功率變低，輪胎也更不容易打滑，而輪胎在打滑時(shí)會(huì)造成發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速迅速增加，最終導(dǎo)致分動(dòng)器的輸入功率增加，所以與摩擦副數(shù)多的工況相比，摩擦副數(shù)較低時(shí)功率損失更小，輸入功率更大，這就導(dǎo)致了分動(dòng)器傳動(dòng)效率的增加，但是實(shí)際上發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率更多在車輪打滑上有損耗，整體效率反而更低。

圖4b是不同潤滑油粘度下分動(dòng)器的傳動(dòng)效率，可以看出潤滑油的粘度對(duì)分動(dòng)器的傳動(dòng)效率有著顯著性影響，隨著潤滑油粘度的增加，傳動(dòng)效率明顯降低，潤滑油粘度為0.09 Pa·s時(shí)傳動(dòng)效率最低只有82%左右，觀察5 s以后的傳動(dòng)效率，發(fā)現(xiàn)潤滑油對(duì)轉(zhuǎn)速差消除階段的功率損失幾乎沒有影響；圖4c和圖4d說明摩擦片內(nèi)外徑對(duì)分動(dòng)器的傳動(dòng)效率有較大的影響，摩擦片內(nèi)徑的增加會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)效率的整體升高，摩擦片外徑的增加會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)效率的整體下降。

圖4 不同參數(shù)的變化對(duì)分動(dòng)器傳動(dòng)效率的影響Fig.4 Influences of different parameters on transmission efficiency of transfer

3 電控分動(dòng)器特性預(yù)測(cè)

3.1 動(dòng)力學(xué)模型試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證構(gòu)建的電控分動(dòng)器動(dòng)力學(xué)模型正確性，在分動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)開展試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)臺(tái)如圖5所示。

圖5 分動(dòng)器試驗(yàn)臺(tái)Fig.5 Transfer test stand1.輸入電動(dòng)機(jī) 2.變速器 3.扭矩傳感器 4.分動(dòng)器 5.后負(fù)載電動(dòng)機(jī) 6.前負(fù)載電動(dòng)機(jī) 7.采集卡 8.采集界面

試驗(yàn)臺(tái)總成主要由變頻電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)、計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)、負(fù)載電動(dòng)機(jī)加載系統(tǒng)、檢測(cè)傳感系統(tǒng)等模塊組成，其中試驗(yàn)工況設(shè)定為：分動(dòng)器輸入轉(zhuǎn)速為200 r/min及負(fù)載轉(zhuǎn)速為140 r/min，讓前后負(fù)載電動(dòng)機(jī)存在一定的轉(zhuǎn)速差，同時(shí)向分動(dòng)器電控離合器部分通控制電流，測(cè)量不同電流狀態(tài)下的試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

圖6 前軸轉(zhuǎn)矩隨電流變化的仿真和試驗(yàn)對(duì)比Fig.6 Comparison of simulation and experiment results of front axle torque variation with current

圖6為前軸的輸入轉(zhuǎn)矩隨電流的變化曲線，在電流小于0.3 A時(shí)，試驗(yàn)結(jié)果中前軸的輸入轉(zhuǎn)矩為0，這是因?yàn)殡娏髦挥羞_(dá)到一定值后電磁離合器的銜鐵才能開始吸引，主離合器部分才會(huì)開始接合傳遞轉(zhuǎn)矩。而在電流達(dá)到0.6 A后，即使電流繼續(xù)增加，分動(dòng)器傳向前軸的轉(zhuǎn)矩也基本保持不變，這是因?yàn)槭茉囼?yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)的限制，在電流達(dá)到0.6 A后轉(zhuǎn)速差已經(jīng)達(dá)到較低水平，整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)運(yùn)轉(zhuǎn)已趨于穩(wěn)定，傳遞轉(zhuǎn)矩不再增加。

圖7 總功率損失隨電流變化的仿真和試驗(yàn)對(duì)比Fig.7 Comparison of simulation and experiment results of total power loss variation with current

圖8 傳動(dòng)效率隨電流變化的仿真和試驗(yàn)對(duì)比Fig.8 Comparison of simulation and experiment results of transmission efficiency variation with current

分動(dòng)器的總功率損失及傳動(dòng)效率隨電流的仿真和試驗(yàn)曲線如圖7和圖8所示?？梢钥闯鲈囼?yàn)和仿真結(jié)果趨勢(shì)基本相同，傳動(dòng)效率隨著電流的增加，呈先減小后增大的趨勢(shì)，試驗(yàn)和仿真誤差在可允許的范圍內(nèi)。根據(jù)對(duì)功率損失組成的分析，電流達(dá)到0.3A后，電磁離合器開始吸合，隨著電流的增加，部分功率開始向前軸轉(zhuǎn)移，鏈輪傳遞更大的轉(zhuǎn)矩，鏈傳動(dòng)損失以及軸承的摩擦損失均增加，離合器的轉(zhuǎn)速差開始減小，受摩擦片間油液表面張力的影響潤滑油膜的等效外徑增大，從而引起離合器的帶排損失的增加，造成總的傳動(dòng)效率增加；當(dāng)功率損失增加到最大值后，離合器的帶排損失開始減小，引起傳動(dòng)效率的回升。圖中仿真的最大值出現(xiàn)的比試驗(yàn)最大值更早，這是由于仿真模型中油膜在轉(zhuǎn)速達(dá)到某一定值后即開始收縮，而實(shí)際中油膜收縮是個(gè)漸變的過程。

3.2 基于遺傳算法的特性預(yù)測(cè)

遺傳算法借鑒了適者生存、優(yōu)勝劣汰的遺傳機(jī)制，是一種能夠自適應(yīng)的控制搜索過程并尋找最優(yōu)解，具有良好的并行性以及全局性的搜索算法。本文采用遺傳算法對(duì)控制系統(tǒng)PID控制器的Kp、Ki、Kd3個(gè)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化求解[19-20]，選擇以兩者誤差絕對(duì)值的時(shí)間積分性能指標(biāo)作為參數(shù)選擇的最小目標(biāo)函數(shù)，即

(17)

式中ω1、ω2、ω3——權(quán)值，分別取0.999、0.001、100

e(t)——系統(tǒng)誤差

u(t)——控制器輸出

適應(yīng)度函數(shù)為目標(biāo)函數(shù)的倒數(shù)，在群體中通過選擇算子選出適應(yīng)度較高的個(gè)體進(jìn)行交叉和變異運(yùn)算，產(chǎn)生新的種群后反復(fù)進(jìn)行比較，直到適應(yīng)度達(dá)到最佳為止。

基于遺傳算法的控制系統(tǒng)原理如圖9所示。圖中Δn為前后軸轉(zhuǎn)速差，Δn0為目標(biāo)轉(zhuǎn)速差。當(dāng)前后軸的轉(zhuǎn)速差不符合目標(biāo)值時(shí)，控制器通過控制電控分動(dòng)器的輸出電流調(diào)整前后軸的輸出轉(zhuǎn)矩來達(dá)到消除轉(zhuǎn)速差的目的。

圖9 控制系統(tǒng)原理圖Fig.9 Schematic diagram of control system

對(duì)比分動(dòng)器控制器不工作和工作下2種工況，仿真結(jié)果如圖10、11所示。

圖10 分動(dòng)器離合器主從動(dòng)副轉(zhuǎn)速差Fig.10 Rotating speed difference between main and subordinate clutches of clutch

圖10為2種工況下分動(dòng)器的電磁離合器主從動(dòng)部分的轉(zhuǎn)速差，可以看出控制器不工作時(shí)，汽車在加速過程中出現(xiàn)明顯的打滑；汽車前輪和后輪駛上低附著路面時(shí)沒有出現(xiàn)明顯的打滑，主要是因?yàn)榇藭r(shí)路面提供的驅(qū)動(dòng)力較小，隨著車速的增加，驅(qū)動(dòng)力增加，達(dá)到臨界點(diǎn)時(shí)車輪開始打滑，反饋到離合器上導(dǎo)致主從動(dòng)部分產(chǎn)生轉(zhuǎn)速差，1.7 s后轉(zhuǎn)速差急劇增加，在4.4 s左右時(shí)轉(zhuǎn)速差達(dá)到最大值1 939 r/min；而當(dāng)控制器開始工作，分動(dòng)器進(jìn)行前后軸動(dòng)力分配后，打滑現(xiàn)象有了明顯的改善，電磁離合器的主從動(dòng)副轉(zhuǎn)速差在整個(gè)過程中不到1 r/min。

圖11 仿真結(jié)果Fig.11 Simulation results

圖11為2種工況下的仿真結(jié)果，其中圖11a為電磁離合器的控制電流，圖11b為電磁離合器摩擦片的等效外徑，圖11c為分動(dòng)器功率損失，圖11d為分動(dòng)器傳動(dòng)效率。

控制器不工作時(shí)，電磁離合器不通電，汽車處于兩驅(qū)狀態(tài)，3 s后輪開始明顯打滑，3.4 s摩擦片的等效外徑開始急劇收縮，離合器帶排損失為1.3 kW，鏈輪及軸承等其他部分的損失為0.6 kW，此時(shí)傳動(dòng)效率為93.3%；此后離合器的帶排損失開始降低，軸承等其他部分損失繼續(xù)增加，4.4 s時(shí)功率損失達(dá)到最大值2 kW，但是從圖11d中可以看出，傳動(dòng)效率反而增加到97.2%，這是因?yàn)榉謩?dòng)器的輸入功率在隨著時(shí)間增大；此后汽車達(dá)到目標(biāo)轉(zhuǎn)速開始換擋，所以圖11c此時(shí)出現(xiàn)拐點(diǎn)，此后轉(zhuǎn)速差開始下降，從圖11b中可以看出，摩擦片等效外徑逐漸升高，離合器帶排損失隨時(shí)間變化經(jīng)歷先增大再減小的過程，所以分動(dòng)器的傳動(dòng)效率隨時(shí)間增加先減小再增大，5.1 s后趨于穩(wěn)定，此時(shí)轉(zhuǎn)速差基本消失，功率損失主要為鏈和軸承等部分的損失。

當(dāng)控制器處于工作狀態(tài)時(shí)，分動(dòng)器監(jiān)測(cè)前后軸的轉(zhuǎn)速差，并調(diào)整電磁離合器的控制電流以消除打滑，所以此時(shí)不存在離合器的帶排損失。從圖11a可以看出，1.7 s時(shí)出現(xiàn)打滑，控制器開始向電磁離合器通控制電流，經(jīng)過一段時(shí)間的震蕩后在1.765 s

時(shí)電流達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)控制的響應(yīng)時(shí)間為0.065 s，控制效果較理想；控制電流最大時(shí)達(dá)到0.55 A，傳遞到前軸的轉(zhuǎn)矩為95.4 N·m；此時(shí)分動(dòng)器的功率損失為鏈輪部分產(chǎn)生的功率損失，從圖11d可以看出，傳動(dòng)效率在98%～99%之間浮動(dòng)，變化幅度較小。

根據(jù)2種工況的對(duì)比，控制器工作后的傳動(dòng)效率與不工作時(shí)相比更加穩(wěn)定，控制器不工作時(shí)存在兩次傳動(dòng)效率驟降的趨勢(shì)，離合器帶排損失的變化是造成這種現(xiàn)象的主要原因。

4 結(jié)論

(1)通過對(duì)電控分動(dòng)器的離合器、鏈輪、軸承等各部件進(jìn)行傳動(dòng)特性分析，建立了分動(dòng)器的動(dòng)力學(xué)模型，探討了不同摩擦副數(shù)、摩擦片內(nèi)外徑、潤滑油粘度等參數(shù)變化對(duì)分動(dòng)器傳動(dòng)特性影響規(guī)律。

(2)電控分動(dòng)器性能仿真與試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明仿真模型是可信的；在此基礎(chǔ)上，基于遺傳算法PID控制的進(jìn)行了電控分動(dòng)器傳動(dòng)性能預(yù)測(cè)研究。

1 HOWON S, SUK W C, WONSIK L, et al.Method for estimating temperature of 4WD coupling device wet clutches in severe operating condition[J].International Journal of Precision Engineering and Manufacturing,2015,16(1):185-190.

2 ANDO K, SAWASE K, TAKEO J. Analysis of tight corner braking phenomenon in full-time 4WD vehicles[J].JSAE Review,2002,23(1):83-87.

3 ABDELFATAH N, BRAHIM G,BEN M F.Sliding mode control for four wheels electric vehicle drive[J].Procedia Technology,2016,22:518-526.

4 史建鵬, 孫慶合. 分動(dòng)器轉(zhuǎn)矩分配比確定理論研究[J]. 汽車工程,2007,29(10):889-892. SHI Jianpeng,SUN Qinhe.A theoretical study on the determination of thetorque distribution ratio in transfer case[J]. Automotive Engineering,2007,29(10):889-892.(in Chinese)

5 HE H W, PENG J K, XIONG R, et al.An acceleration slip regulation strategy for four-wheel drive electric vehicles based on sliding mode control[J].Energies,2014,7(6):3748-3763.

6 陳黎卿, 張棟,陳無畏. 基于流固耦合的分動(dòng)器齒輪兩相流動(dòng)數(shù)值模擬與試驗(yàn)[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào),2014,30(4):54-61. CHEN Liqing, ZHANG Dong, CHEN Wuwei. Numerical simulation and test on two-phase flow inside shell of transfer casebased on fluid-structure interaction[J]. Transactions of the CSAE, 2014,30(4):54-61.(in Chinese)

7 YIM S, CHOI J, YI K. Coordinated control of hybrid 4WD vehicles for enhanced maneuverability and lateral stability[J].IEEE Transactions on Vehicular Technology,2012,61(4):1946-1950.

8 GUO Jinghua, LI Keqiang, LUO Yugong.Coordinated control of autonomous four wheeldrive electric vehicles for platooning and trajectory tracking using a hierarchical architecture[J].ASME Journal of Dynamic Systems, Measurement, and Control,2015,137(10):101001-101001-18.

9 HER H, KOH Y, JOA E, et al.An integrated control of differential braking, front/rear traction, and active roll moment for limit handling performance[J].IEEE Transactions on Vehicular Techonology,2016，65(6):4288-4300.

10 陳黎卿,胡冬寶,陳無畏. 基于人群搜索算法的四驅(qū)汽車扭矩分配控制策略[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2015,46(11):369-376.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=20151150&flag=1. DOI：10.6041/j.issn.1000-1298.2015.11.050. CHEN Liqing,HU Dongbao,CHEN Wuwei. Control strategy and experiment of torque distribution for 4WD vehicle based on SOA[J/OL].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery,2015,46(11):369-376.(in Chinese)

11 李軍,蘇炎召,隗寒冰. 四輪驅(qū)動(dòng)混合動(dòng)力汽車驅(qū)動(dòng)防滑控制策略的研究[J]. 汽車工程,2017(3):296-303. LI Jun,SUN Yanzhao, WEI Hanbing. A research on the acceleration slip regulation strategy for a four wheeldrive hybrid electric vehicle[J].Automotive Engineering,2017(3):296-303.(in Chinese)

12 楊立昆,李和言,馬彪.改進(jìn)的濕式離合器帶排轉(zhuǎn)矩模型[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(bào):工學(xué)版,2014,44(5):1270-1275. YANG Likun,LI Heyan,MA Biao.Improved drag torque model for wet clutch[J].Journal of Jilin University:Engineering and Technology Edition,2014,44(5):1270-1275.(in Chinese)

13 孟繁忠.齒形鏈嚙合原理[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2008.

14 李春.新型Hy-Vo齒形鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)仿真研究[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2008. LI Chun.Study on the design and dynamic simulation of new type Hy-Vo silent chain transmission[D].Changchun: Jilin University,2008.(in Chinese)

15 KELLEY B W, LEMANSKI A J.Lubrication of involute gearing[J].Proc. IMechE., Conference Proceedings,1967,182(1): 173-184.

16 HAMROCK B J, JACOBSON B O.Elastohy dynamic lubrication of line contacts[J].ASLE Tribology Transactions, 1981, 27(4):275-287.

17 ISO/TR14179—2001 Gears-thermal capacity—part1:rating gear drives with thermal equilibrium at 95℃ sump temperature[S].2001.

18 夏新濤.滾動(dòng)軸承力矩乏信息推斷[M].北京：科學(xué)出版社,2010.

19 梁春英,呂鵬,紀(jì)建偉,等. 基于遺傳算法的電液變量施肥控制系統(tǒng)PID參數(shù)優(yōu)化[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2013,44(增刊1):89-93，88. http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=2013s117&flag=1. DOI：10.6041/j.issn.1000-1298.2013.S1.017. LIANG Chunying,Lü Peng,JI Jianwei,et al.Optimization of PID parameters for electro-hydraulic variable rate fertilization system based on genetic algorithm[J/OL].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery,2013,44(Supp.1):89-93，88.(in Chinese)

20 苗中華,李闖,韓科立,等. 基于模糊PID的采棉機(jī)作業(yè)速度最優(yōu)控制算法與試驗(yàn)[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2015,46(4):9-14,27.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=20150402&flag=1.DOI：10.6041/j.issn.1000-1298.2015.04.002. MIAO Zhonghua, LI Chuang, HAN Keli, et al.Optimal control algorithm and experiment of working speed of cotton-picking machine based on fuzzy PID[J/OL].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2015,46(4):9-14,27.(in Chinese)