无级变速传动范文（精选8篇）
无级变速传动 第1篇
液压机械无级变速器(HMCVT)中的机械变速机构主要由行星齿轮组和定轴齿轮副组成,它具有输出功率大、传动效率高等优点,已被广泛应用于拖拉机中［１］。如果HMCVT存在传动误差,则会引起其功率损耗,影响拖拉机的使用性能。因此,研究HMCVT的传动误差具有重要的工程实用价值。
国内外学者主要从静态和动态两个方面对各类齿轮传动机构的传动误差进行研究。静态上,主要以建立静态特性下行星齿轮传动误差的等价模型为方法,以提高行星齿轮的传动精度为目的,对各类行星齿轮的传动误差进行研究［２－１０］,但缺乏对行星齿轮机构动态传动误差的研究,缺少对行星齿轮组和定轴齿轮副共同工作时总传动误差的研究。动态上,主要基于蒙特卡罗思想,对行星齿轮传动误差的随机变量进行抽样,从而找到传动误差的分布情况［１１－１２］,缺乏对行星齿轮传动误差随时间变化规律的研究。
本文以东方红某型号变速器为研究对象,依照拖拉机功率大、转速低、扭矩大［１３］的特点,建立HMCVT机械变速机构中行星齿轮组、定轴齿轮副和两者共同作用时的传动误差与时间的关系式。探究总传动误差和行星齿轮组传动误差随时间的变化规律。基于蒙特卡罗思想,验证研究所得规律的正确性。探究功率损耗与传动误差的关系,以减小传动误差为目的,提出减少变速器功率损耗的措施。
1 传动误差影响因素
1.1 齿轮制造误差
齿轮制造误差E由切向综合误差F′ｉ和齿间切向综合误差f′ｉ组成。F′ｉ是齿轮几何偏心和运动偏心导致的误差;f′ｉ是齿形误差和基节误差导致的误差。综合考虑上述两种误差因素,制造误差的计算式为［１２］
式中,β为制造误差的相位角;z为齿数。
式(1)中,1/2(F′i-f′i)和1/2f′i是随机变量,满足瑞利分布;β为随机变量,满足[0,2π]间的均匀分布,制造误差与时间的关系式为
式中,ω′为齿轮的角频率;t为时间;φ′ 为制造误差的初相。
1.2 齿轮安装误差
齿轮安装误差A由齿轮孔之间的间隙e１、齿轮安装处轴颈跳动间隙e２、轴承的径向间隙e３组成。综合考虑上述三种误差因素,安装误差的计算式为［１２］
式中,eｉ为各跳动量;γｉ为各跳动量的相位角。
eｉ是随机变量,满足正态分布;γｉ是随机变量,满足[0,2π]间的均匀分布,建立安装误差与时间的关系式:
式中,ω″ｉ为各跳动量的角频率;φ″ｉ为各跳动量的初相。
单个齿轮的综合误差T由E和A组成［１２］:
1.3 当量啮合误差
行星齿轮传动误差的影响因素除了有太阳轮s、行星轮pi、行星架c、内齿圈I和轴承b的制造误差和安装误差,还有由制造、安装误差引起的当量啮合误差。当量啮合误差是将构件的制造误差和安装误差折算到齿轮内外啮合线上的等效误差［１１］,用e表示。β、ω 为行星齿轮各部件的相位角、角频率;αｎ、αｗ表示内外啮合线上的啮合角;φｉ为第i个行星轮相对于第一个行星轮的位置角。太阳轮的制造误差Eｓ、太阳轮的安装误差Aｓ、太阳轮轴承的制造误差Eｂｓ、行星轮的制造误差Eｐｉ、行星轮的安装误差Aｐｉ、行星轮轴承的制造误差Eｂｐｉ、行星架的制造误差Eｃ、内齿圈的制造误差EＩ、内齿圈的安装误差AＩ所引起的内外啮合线上的当量啮合误差见表1［１１］。
可得各类误差项在内外啮合线上引起的当量啮合误差分别为［１１］
2 传动误差的计算
2.1 计算关系式
齿轮的传动误差为实际转角与理论转角之差,得到的值为正值说明实际转角比理论转角大,反之则正好相反。 规定逆时针为齿轮转动正方向,顺时针为反方向。 一对定轴齿轮副的传动误差的计算式为
式中,r２为分度圆半径;θ为定轴齿轮副传动误差。
行星齿轮传动时如果内齿圈为输入端,内外啮合线的当量啮合误差造成的内齿圈的传动误差分别为
式中,rｂ为基圆半径;i为传动比;Δθ 为行星齿轮传动误差。
则内齿圈转角误差为
内齿圈与行星架相对传动误差为
通过以上分析,可得行星齿轮各部件之间任一部件的传动误差,也可得以任一部件作为输入端,其余任一部件作为输出端的传动误差。 行星齿轮中各部件的制造误差和安装误差可由式(2)和式(4)求得。 以太阳轮的制造误差为例,太阳轮的制造误差和安装误差引起的当量啮合误差分别为
行星齿轮组输出端传动误差作为定轴齿轮副输入端传动误差,总传动误差为
2.2 计算模型
变速器传动原理图见图1,其中,Ⅰ轴为输入轴;Ⅵ为输出轴;液压马达与行星排K1、K2的太阳轮连接。输入轴驱动K1的齿圈和K2的行星架,离合器Cf、Cr分别在前进和倒车时接合。各挡位的离合器结合状态见表2,“+”、“-”分别表示离合器接合、分离,H、HM分别表示纯液压挡、液压机械挡。p11表示行星排K1的第一个行星轮,依此类推。离合器C1 控制定轴齿轮副z1、z2;离合器C2控制定轴齿轮副z3、z4;离合器C3控制定轴齿轮副z5、z6;离合器C4控制定轴齿轮副z7、z8;离合器Cf控制定轴齿轮副z9、z10;离合器Cr控制定轴齿轮副z11、z12。
东方红某型号HMCVT中机械变速机构的各项参数见文献[14]。K1、K2都以各自的行星架为安装基准,即行星架的安装误差为零。K1、K2的行星架制造误差为12μm、10μm。根据各齿轮尺寸和精度等级,参考GBl0095-88可得各部件的误差参数,如表3所示。
μm
由表3可以看出,齿轮制造误差的影响因素以及安装误差的影响因素没有规律性,在计算制造误差和安装误差时,需依照具体情况分析,综合考虑各种误差影响因素,从而得出系统总传动误差。
3 传动误差的变化规律
前进挡HM2时,功率由C2输入,依次经过I1、p1、C1、z1、z2、z9、z10,从 Ⅵ 轴输出;前进挡HM3时,功率由C2输入,依次经过p2、I2、z3、z4、z9、z10,从Ⅵ轴输出;前进挡HM4时,功率由C2输入,依次经过I1、p1、C1、z5、z6、z9、z10,从Ⅵ轴输出;前进挡HM5时,功率由C2输入,依次经过p2、I2、z7、z8、z9、z10,从 Ⅵ 轴输出;后退挡HM2时,功率由C2输入,依次经过I1、p1、C1、z1、z2、z11、z12,从Ⅵ轴输出。可得各挡位的行星齿轮组传动误差Δθ、总传动误差的变化规律,如图2所示。
由图2可得如下几点:
(1)正向时,HM3的瞬时总传动误差最大,为2.808×10－４rad,即57.92″,HM4的瞬时总传动误差最小,为1.281×10－４rad,即26.42″,前者是后者的219%;反向时,HM3的瞬时总传动误差最大,为2.082×10－４rad,即42.94″,HM4的瞬时总传动误差最小,为1.498×10－４rad,即30.89″,前者是后者的139%。
(2)行星齿轮和定轴齿轮副在传动过程中会出现角频率相同的情况。如HM2挡,K1的行星架的制造误差与z1的安装误差的角频率相同。此时两误差之间有耦合作用,耦合误差周期为2π,在0或2π处叠加关系最强,耦合误差最大,在π处两者抵消最明显,耦合误差最小。依此类推,在n(n取任意正整数)个周期处耦合误差最大,导致总传动误差大于行星齿轮组传动误差,耦合误差的大小由各误差分量的误差值决定。在n/2(n取任意正奇数)个周期处耦合误差最小,导致总传动误差小于行星齿轮组传动误差,各误差分量的初始相位之差决定了误差分量之间的抵消程度。
(3)比较各挡位总传动误差和行星齿轮组传动误差的峰值,可知两者相差不大,以HM2 在1.56s时为例,行星齿轮组的传动误差约占总传动误差的66.5%,可知总传动误差的主导因素是行星齿轮组传动误差。
(4)比较前进挡HM2和后退挡HM2的传动误差,在时间相同时,两者的传动误差大小相等方向相反,变化规律相同。由于后退挡与前进挡相比,只是在Cf处实现反转,由此可推知,其他各后退挡的传动误差均与相应前进挡的传动误差大小相等方向相反,满足前进挡的一切规律性。
4 传动误差的蒙特卡罗法分析
运用蒙特卡罗法,对变量随机抽样［１５］,能粗略得到传动误差的分布情况,此方法优于绝对值法和概率法［１２］,因此本文用此方法验证此变速器总传动误差分布规律的正确性。满足瑞利分布,其概率分布函数、抽样公式分别为
式中,R为服从[0,1]均匀分布的随机变量;η为分布参数;X为随机变量。
1/2(F′i-f′i)和1/2f′i的分布参数η1、η2为
制造误差β和安装误差各跳动量γｉ的相位角均满足[0,2π]间的均匀分布,则抽样公式为
安装误差的各间隙eｉ满足正态分布,其抽样公式、分布参数分别为
式中,μ为期望;σ为标准差。
行星齿轮组中以eＥＩｉ为例,可得βＩ满足[0,2π]间的均匀分布,概率密度为
EＩ满足瑞利分布,概率密度为
式中,q为出现在公差范围外的概率。
蒙特卡罗法计算步骤如下:
(1)根据式(18)、式(19)、式(22)、式(24)求出各误差参数;
(2)产生服从[0,1]均匀分布的随机数,根据式(17)、式(20)、式(21)、式(23)抽样得出抽样值;
(3)依照步骤(1)、步骤(2)的方法得到其余当量啮合误差的参数;
(4)根据式(9)到式(12)得到行星齿轮组传动误差,根据式(8)得到定轴齿轮副的传动误差,根据式(15)得到总传动误差;
(5)重复步骤(2)~ 步骤(4)50 000 次,误差初相取任意值,每次取总传动误差绝对值进行统计分析,画出直方图。
后退挡总传动误差和前进挡总传动误差取绝对值后,大小、方向均相同,直方图完全一致,可得各挡位的总传动误差直方图,见图3。
比较图3a和图2,蒙特卡罗法得到的HM2挡总传动误差最小值为0″,最大值为30.51″,期望为15.8″,标准差为15.22″,取置信系数为0.9973,可得置信区间为[0″,16.00″]。图2 中,总传动误差最小值为0″,与蒙特卡罗法得到的最小值相同,最大值为31.83″,比蒙特卡罗法得到的最大值略大1.32″,由于蒙特卡罗法得到的总传动误差直方图近似符合正态分布,可得HM2挡总传动误差的值在16.00″内的概率为99.73%。
比较图3b和图2,蒙特卡罗法得到的HM3挡总传动误差最小值为0″,最大值为55.71″,期望为25.96″,标准差为50.21″,取置信系数为0.9973,可得置信区间为[0″,26.58″],图2中,总传动误差最小值为0″,与蒙特卡罗法得到的最小值相同,最大值为57.92″,比蒙特卡罗法得到的最大值略大2.21″,由于蒙特卡罗法得到的总传动误差直方图近似符合正态分布,可得HM3挡总传动误差的值在26.58″内的概率为99.73%。
比较图3c和图2 可得,蒙特卡罗法得到的HM4 挡总传动误差最小值为0″,最大值为30.49″,期望为16.1″,标准差为14.95″,取置信系数为0.9973,可得置信区间为[0″,16.29″],图2中,总传动误差最小值为0″,与蒙特卡罗法得到的最小值相同,最大值为30.89″,比蒙特卡罗法得到的最大值略大0.40″,由于蒙特卡罗法得到的总传动误差直方图近似符合正态分布,可得HM4挡总传动误差的值在16.29″内的概率为99.73%。
比较图3d和图2 可得,蒙特卡罗法得到的HM5 挡总传动误差最小值为0″,最大值为44.03″,期望为20.96″,标准差为30.21″,取置信系数为0.9973,可得置信区间为[0″,21.34″],图2中,总传动误差最小值为0″,与蒙特卡罗法得到的最小值相同,最大值为44.49″,比蒙特卡罗法得到的最大值略大0.46″,由于蒙特卡罗法得到的总传动误差直方图近似符合正态分布,可得HM4挡总传动误差的值在21.34″内的概率为99.73%。
通过比较可知,各挡位的总传动误差与蒙特卡罗抽样得到的总传动误差相比,最小值相同,最大值略大,误差值基本满足正态分布规律,各挡位的总传动误差值99.73%落在置信区间内。可得此变速器总传动误差的分布规律基本符合蒙特卡罗法得到的误差分布规律。
5 传动误差对功率的影响
对齿轮所转的圈数与时间的函数求导,可得齿轮的转速与时间的函数,依照转速与功率的关系可得瞬时功率损耗与时间的函数关系式:
P = (Ｔ０９５５０·２π)′(25)
式中,T０为扭矩;P为瞬时功率损耗;()′表示求导。
从式(25)中可得瞬时功率损耗与总传动误差存在正比关系。以前进挡HM3 为研究对象,可得其功率损耗随时间的变化规律,如图4 所示。从图4中可看出HM3挡在1.25s时瞬时功率损耗最大,约为0.78W。
以此挡位为研究对象,在安装定轴齿轮z3时,使其安装误差的初相与K2的内齿圈制造误差的初相所成角度从0°到360°变化,可得在1.25s时刻,HM3 挡的瞬时功率损耗的变化规律,如图5所示。
由图5 可知,耦合前HM3挡瞬时功率损耗在1.25s时为0.78W,耦合后HM3挡瞬时功率损耗随着z3 安装误差的初相与K2 的内齿圈制造误差的初相所成角度的变化而变化,在[0°,180°]之间,瞬时功率损耗逐渐减小,在[180°,360°]之间,瞬时功率损耗逐渐增大,在初相之差为180°时,瞬时功率损耗最小为0.079W,约为耦合前瞬时功率损耗的10.13%,大大减小了瞬时功率损耗。
6 结论
(1)选取东方红某型号拖拉机的液压机械无级变速器为对象,研究了其机械变速机构的行星齿轮组、定轴齿轮副和两者共同作用时的传动误差,得到传动误差随时间的变化规律。
(2)行星齿轮传动误差和定轴齿轮副传动误差会出现角频率相同的情况,此时两者存在耦合关系。耦合误差的大小由各误差分量的误差值决定。各误差分量的初始相位之差决定了误差分量之间的抵消程度。
(3)该变速器瞬时总传动误差最大、最小的挡位是HM3、HM4,两者相差明显。在对输出速度要求不高的情况下,应尽量使拖拉机在HM4 下作业,避免在HM3下作业。
(4)总传动误差的主导因素是行星齿轮组传动误差。在时间相同时,后退挡的传动误差与相应前进挡的传动误差大小相等方向相反,满足前进挡的一切规律性。
(5)变速器总传动误差的分布规律基本符合蒙特卡罗法得到的误差分布规律。研究所得规律可用于分析类似的齿轮传动机构的传动误差。
(6)由于总传动误差的主导因素是行星齿轮组传动误差,HM3挡的总传动误差是所有挡位中最大的,在HM3挡中,参加工作的行星齿轮组是K2,可知K2是影响总传动误差最为严重的齿轮。
(7)传动误差与瞬时功率损耗存在正比关系。在装配时,使角频率相同的各传动件误差初相所成角度在90°~180°间,能减小瞬时功率损耗,所成角度为180°时,瞬时功率损耗最小。
摘要：以东方红某型号拖拉机液压机械无级变速器中的机械变速机构为研究对象,探究其传动误差随时间的变化规律,目的是减少变速器的功率损耗。利用当量啮合误差原理,建立变速器中行星齿轮组、定轴齿轮副和两者共同作用时的传动误差与时间的关系式。比较各挡位的总传动误差和行星齿轮组传动误差,得到瞬时总传动误差最大、最小的挡位以及总传动误差的主导因素。在角频率相同时,行星齿轮组传动误差和定轴齿轮副传动误差存在耦合关系。利用蒙特卡罗法,验证了研究所得规律的正确性。建立总传动误差与功率损耗的关系式,结果表明两者存在正比关系。以减小传动误差为目的,提出了减少变速器功率损耗的措施。
无级变速传动 第2篇
O高效节能的动力组合
X内饰细节还需要改进
首次亮相便是在“007系列”《皇家赌场》中作为邦德座驾的蒙迪欧-致胜，它精准的驾驭，实用的大空间让长安福特对它寄予厚望，但一直没有一副够份量的动力与它搭配，在市场上反响平平。
而今，EcoBoost GTDi+PowerShift的动力组合上身，对于蒙迪欧-致胜来说，是一次非常重大的升级，凭借这副高效节能的动力组合，蒙迪欧-致胜有信心在市场上重新推倒来过。
更强劲更节能的引擎
福特的EcoBoost GTDi（Gasoline Turbocharged Direct Injection涡轮增压燃油直接喷射）技术是在2009年发布的，迄今已经在美国荣获了多达125项专利及专利应用，在业界引起轰动。福特的EcoBoost GTDi集成了涡轮增压、燃油缸内直喷和双独立可变气门正时系统三大关键技术。其中最核心的是高压燃油缸内直喷系统，它能以高达200巴的压力将精确定量的少量燃油喷入每个汽缸内——油滴的大小一般小于0.02毫米，相当于人类头发丝直径的1/5。在采用了这些技术组合以后，2.0L EcoBoost GTDi直喷涡轮增压引擎体积小、重量轻、油耗低，动力提升25%，油耗降低20%，二氧化碳排放降低15%。
有关测试数据显示，一台4缸EcoBoost引擎只需30个月左右就能通过节省燃油支出收回投资，而同等里程数和燃油成本下，柴油机平均需要7.5年，混合动力发动机则需要12年。
这些数据可能并不能让大家有直观的印象，说实话我也不知道一台4缸EcoBoost引擎要多少钱，但是试驾过程中的一场节油赛则让我深刻感受到了EcoBoost的节油高效。节油赛从鄂尔多斯到成吉思汗陵，从起点的油站到终点的油站是52km，其中10km是市区路段，40多km是高速路。鄂尔多斯据说是中国经济增长排名第一的城市，市区的车很多，让我郁闷的是还都是好车，大部分时间我都在好车和红绿灯之间停停走走，浪费了不少燃油，上了高速之后保持90km的时速到达终点，最终补充的燃油是3.27L，跟厂家公布的百公里6.2L油耗很接近（最新的工信部油耗为7.9L），让我很满意。但让我惊讶的是后来陆续到达的车辆竟然还有低达2.21L的，一直保持60km的时速大概是很累的吧。
应用于蒙迪欧-致胜的2.0L EcoBoost GTDi引擎，最大输出功率149kW/ 6000rpm，最大输出扭矩高达300Nm/1750-4500rpm，动力表现堪比传统大排量发动机。账面数据略好于大众的2.0TSI，但更优秀的是油耗的表现，一部迈腾2.0TSI重1530kg，工信部油耗是8.3L/100km，而蒙迪欧-致胜EcoBoost GTDi重1630kg，工信部的油耗则是7.9L/100km，由此可见这台引擎高效节能的本领确实不凡。
后来居上的PowerShift
另外一个重点介绍的当然是流畅快捷的PowerShift双离合变速器了。这副变速器倒不是第一次出现在国内，之前上市的Volvo S40 2.0自动版上采用的就是这副6速双离合变速器，它结合了手动变速器的功率效率、燃油效率、驾驶动力和自动变速器的轻松操作。与五速/六速自动变速器相比，它响应更灵敏，加速性能更好，降低了油耗和二氧化碳排放量，并且响应流畅、利落、迅速。
PowerShift的研发与生产工程，由德国变速器大厂格特拉克GETRAG与欧洲福特以50:50的出资比例成立的GFT合资公司负责。将PowerShift的命名一分为二，就是Power（动力）+Shift（换档），也就是说在换挡阶段时，依旧有动力输出，这的确是变速器科技的一大突破。与其它厂家的双离合变速器相比，Powershift双离合变速器最大的特点不是换挡速度快，而是拥有堪比CVT的极佳换挡平顺性。并且由于可以承受较大的扭矩，因此该变速器可以使用在一些大马力车上，比如性能强悍的宝马M3的M-DKG 7速双离合变速器就是与格拉特克合作生产的，不仅承受大扭矩，并且可承受高达9000rpm的高转速。蒙迪欧-致胜上搭载的Powershift双离合变速器可以承受450Nm的扭力，这比大众的DSG（350Nm）的排量适应性要更为宽广。除此之外，Powershift还有诸多增值功能，比如上下坡自动减挡、根据海拔调整换挡时机、怠速稳定和坡起辅助等等。驾驶之中你几乎感觉不到挡位的变化，一切都非常智能。
真正应有的驾驶感觉
在测试加速时，重踩油门起步，想象中陡然出现的涡轮增压车的推背感并没有立刻出现，而是一种线性的持续的力道在推着车身，就像是自然吸气引擎的表现一样，等过个1、2秒，那种期待的推背感方才姗姗来迟，这个时候你才能体验到新动力组合的威力，源源不绝的动力毫无一丝中断的喷薄而出，在测试路上EcoBoost GTDi可以轻松的突破200km的时速，并且后力似无穷尽。可能Powershift所追求的并不是换挡速度，因而在起步急加速中没有惊心动魄的感觉，0~100km/h的加速时间是8.3s，比想象中要稍微慢些，与迈腾2.0T一致。
但不要以为蒙迪欧-致胜EcoBoost GTDi的操控性能会由此打折扣，事实上跟以前的2.3L车型相比，2.0T的动力更强，引擎扭力充足，开起来觉得更痛快，机械运作的顺畅度也高，引擎非常活跃，转速上升合理、线性。尽管动力比以前强大很多，但是更为适合这副扎实的车架，转向精准，并且路感清晰，宽轮距有着极佳的抓地力，一些激烈的转弯完全不在话下。
我一直喜欢蒙迪欧-致胜的底盘操控性，并且在以前也不吝啬说它是这个级别中操控调校得最好的车型，唯一欠缺的就是一副好动力，而到现在，方才找到蒙迪欧-致胜真正应该具有的驾驶操控感觉，这真是让人内牛满面。
蒙迪欧-致胜的内饰并无太大的变化，HMI人机交互系统——亦就是由全功能旅程电脑、方向盘控制键、仪表盘彩色液晶显示屏和大屏幕彩色液晶显示屏几部分组成的整体，总是第一眼就能吸引你的注意力。仪表材质及内饰板材质，采用可吸收撞击力的高分子聚合物，有效保护乘员头部安全，还能避免因内饰破裂产生的锐角造成的伤害。从理论上来说，这些精心选材的内饰组合在一起应该能达到一个非常完美的氛围，但蒙迪欧-致胜就显得有些不够细腻，就比如PowerShift变速器排挡杆就异常的低调，从外观上你就几乎无法区分它与另一款6速手自一体变速器的区别，或许，像大众把DSG刻上那样，让PowerShift的Logo在排挡杆上熠熠生辉不是很有气势么？
上次去日内瓦车展，还特意去福特的展台仔细观察了欧洲福特的内饰造工，同样发现在内饰上的处理基本与国内一致，甚至国内新款的蒙迪欧-致胜在细节的处理上还隐隐高出一筹，这让我对福特很是惋惜，有着非常好的科技实力，应该将它更好的展现出来。
无级变速传动 第3篇
现有无级变速传动系统(continuously variable transmission,CVT)效率优化算法均未考虑变矩器解锁工况。在欧洲城市循环工况(economic commission of Europe driving cycle,ECE)下,变矩器解锁工况占行驶里程的比例约为20%,尤其在交通拥堵时,CVT主要工作在变矩器解锁状态,因此,降低闭锁车速和优化解锁状态下的效率成为提高经济性的有效途径。
传动效率低是无级变速器节能潜力没有得到充分发挥的关键因素[1]。目前提高CVT效率的研究可归纳为两个主要方面:一是优化传动系统控制,如采用滑移率控制和滞后补偿控制等[2,3];二是通过改进变速器结构来提高效率,如采用新型泵或电动执行机构代替现有液压执行机构[4]。
在优化传动系统控制方面,为提高经济性,综合考虑发动机和CVT效率以实现传动系统整体效率最优的控制策略成为研究的重要方向。罗勇等[5]考虑CVT效率设计了最佳经济性控制策略,取得了良好效果。卢延辉[6]建立了可用于实时计算的CVT效率模型,阐述了闭锁状态下的整体效率优化算法,关于变矩器解锁状态,定性地指出速比应保持最大速比。Ryu等[7]通过对目标速比进行修正来提高传动系统效率。上述优化方法均是针对闭锁状态进行研究的。
本文以双状态无级变速传动系统为研究对象,以整体效率最优为目标,分析系统功耗分布和效率特点,设计整体最佳工况点求解算法,制定基于功率需求的优化控制策略,最后验证了所述优化控制策略的有效性。
1 传动系统效率分析及建模
1.1 功耗分布及效率分析
无级变速传动系统的主要部件如图1所示,包括JL472Q1发动机和C075双状态无级变速器。
要提高传动系统整体效率,首先应对其功耗分布和效率特点进行分析。发动机净功率经油泵、变矩器、变速机构和齿轮减速机构传递至车轮的功率为有效功率。循环工况下发动机净功率的30%~40%被CVT消耗,CVT的功耗分布如图2所示[2]。
由图2可见,主要功耗部件为油泵、液力变矩器和变速机构,其他功耗由齿轮、油封和轴承等部件造成,所占比例小而分散,对整个传动系统的效率影响有限,为简化分析,可忽略不计。传动系统整体效率可表示为
η=ηeηpηtcηb=ηeηcvt (1)
式中,η为传动系统整体效率;ηe为发动机效率;ηp为油泵传动效率;ηtc为液力变矩器效率;ηb为变速机构效率;ηcvt为CVT总效率。
传统控制策略要求发动机沿最佳经济线运行,而以传动系统整体效率最优的控制策略将使发动机偏离最佳经济线,发动机效率降低。设传动系统总效率提高Δη,发动机效率降低Δηe,CVT效率提高Δηcvt,由式(1)可得
η+Δη=(ηe-Δηe)(ηcvt+Δηcvt) (2)
整理后得
Δη=ηeΔηcvt-ηcvtΔηe-ΔηeΔηcvt (3)
要使整体效率增加即Δη>0,则有
ηeΔηcvt-ηcvtΔηe-ΔηeΔηcvt>0 (4)
整理后得
在传动系统主要工作区,ηe主要在15%~30%范围内变化,ηcvt主要在60%~90%范围内变化,所以式(5)的右项为(3~4)Δηe,即发动机效率降低1%,需要使CVT效率提高3%~4%才能维持整体效率不变,要使整体效率提高,必须使CVT效率提高更多。可见,在传动系统主要工作区内,发动机的效率变化范围较小,高效率平台宽,而CVT效率变化范围较大时,对其进行整体效率优化就会取得明显效果。
1.2 主要部件效率模型
双状态无级变速器整体效率影响因素主要包括输入转矩、输入转速和速比三个参数,如果通过实验来获取整个变速器的效率数据,则实验工作量太大且不利于对系统效率的分析理解,通常采用分别建立各个部件效率模型的方法来进行分析[5,6,7]。
1.2.1 油泵损失模型
油泵由发动机直接驱动,油泵损失转矩为
式中,ps为系统压力;Vth为排量;ηhm为机械效率。
则油泵传动效率可定义为ηp=(Te-Tpump)/Te(Te为发动机转矩)。
机械效率通过试验获得,其主要影响因素为发动机转速和系统压力,系统压力由下式决定:
式中,β为安全系数;φ为锥盘夹角;μ为金属带和带轮之间的摩擦因数;Tpri为主动轮转矩;Rpri为主动轮工作半径,主要由速比i确定;As为从动缸作用面积。
1.2.2 液力变矩器模型及逆向求解方法
通过实验获得液力变矩器的原始特性曲线,包括比例系数Cp、变矩系数K、速比itc,如图3a所示。由于效率ηtc=Kitc,因此ηtc不是独立状态参数,可见只需两个参数即可表示变矩器的工作状态。该特性为变矩器解锁状态下的传动系统效率优化计算提供了方便。
在传动系统分析中,需要对涡轮转速、转矩与泵轮转速、转矩进行相互推导,其中,根据泵轮转速、转矩推导涡轮转速、转矩比较简单,但根据涡轮转速、转矩推导泵轮转速、转矩的计算过程在一般文献中很少论述,本文给出推导过程,用于后面的传动系统整体效率优化计算。
泵轮转矩公式为
Tp=λpρgD5n2p=Cpn2p (8)
式中,λp为转矩系数;ρ为工作油的密度;g为重力加速度;D为变矩器有效直径;np为泵轮转速。
将Tp=Tt/K和np=nt/itc代入式(8)可得
Tt=KCpn2t/i2tc=Ctn2t (9)
式中,Tt、nt分别为涡轮转矩、转速;Ct为涡轮比例系数,Ct=KCp/i2tc。
根据变矩器原始特性曲线(图3a),可以得到Ct和itc的关系曲线,如图3b所示,可见Ct是itc的单值函数,已知Ct即可得到itc。
(a)液力变矩器原始特性曲线 (b)Ct与itc的关系
综上,根据涡轮转速、转矩计算泵轮转速、转矩的步骤分为如下4步:①根据式(9)计算Ct;②由图3b中曲线得到速比itc;③根据np=nt/itc计算泵轮转速;④根据itc查变矩器原始特性曲线得到K,由Tp=Tt/K计算泵轮转矩。
1.2.3 变速机构及整体效率模型
虽然CVT稳态效率和瞬态效率不同,但只在速比快速变化时两者才会有明显差别[8]。由于速比快速变化的工况较少,持续时间短,为简化分析,此处采用稳态效率值。变速机构稳态效率主要取决于主动轮转矩Tpri和速比i,试验结果平滑处理后如图4a所示。图4b是由图4a转换得到的从动轮转矩Tsec、速比i与变速机构效率ηb的关系图。传动系统整体效率计算公式为
式中,nsec为从动轮转速;ne为发动机转速。
(a)传动效率与主动轮转矩、速比的关系 (b)传动效率与从动轮转矩、速比的关系
2 整体效率优化控制策略
2.1 控制策略的制定
传动系统控制体系分为控制策略、控制算法和控制软/硬件三个层次。控制策略是控制体系的最上层,控制策略的制定分为两个过程:①正确理解驾驶员的意图;②合理实现驾驶员的意图。研究表明,以加速踏板开度代表功率需求更符合驾驶员的操作意图[9]。该功率需求指传递至车轮的功率,即有效功率,而不是发动机功率。
本文采用基于功率需求的控制策略,以加速踏板开度来代表驾驶员对车辆有效功率的需求,求解传动系统整体效率最优工况点,在传动系统功率覆盖范围内,将满足功率需求的最高效率点作为基本控制目标,以实现最佳经济性;当功率需求超出传动系统功率范围时,将当前车速下的最大输出功率点作为控制目标,以实现最佳动力性。
2.2 整体效率最优工况点的计算
要实现传动系统整体效率最优,必须计算出当前车速和需求功率下的传动系统最高效率点,逆向求解出最佳节气门开度和最佳速比,计算流程如图5所示,包括变矩器解锁和闭锁两种状态。
目前的CVT传动系统整体效率最优算法只针对变矩器闭锁状态[5,6,7],而解锁状态下的逆向寻优算法尚未见文献论述。通过计算不同需求功率及车速下的最佳节气门开度和速比,得到最佳节气门开度控制表和最佳速比控制表,如图6所示。当需求功率超过传动系统功率范围时,以当前车速下的最大输出功率点为控制目标,尽可能满足动力需求。
(b)变矩器闭锁工况
2.3 液力变矩器状态切换线的确定
变矩器的理想切换线为:①切换前后都能够满足功率需求,切换后具有更高的效率,以提高经济性;②切换前后都无法满足功率需求,切换后具有更大的功率输出,以提高动力性;③切换前后转矩波动小,以提高舒适性。
传动系统在变矩器两种状态下的功率工况覆盖范围如图7所示。可见,当车速低于约13km/h时,解锁状态的最大输出功率高于闭锁状态,适用于改善起步和低速运行工况的动力性。
计算结果表明,由于变矩器传动效率较低,故在闭锁和解锁两种状态所共同覆盖的工况范围内,闭锁状态下的效率始终高于解锁状态。为提高经济性,应在满足功率需求和平顺性的前提下尽早闭锁变矩器,尤其在城市循环工况,车辆启动频繁,低速运行时间长,降低闭锁车速对提高经济性有重要影响,在某些应用中甚至将闭锁车速降至5km/h以下[10]。
如图7所示,理想状态切换线包括三段线,由功率需求和车速决定。在实车控制中,难以严格按照该切换线运行,只能作为参考。为简化控制和防止在临界工况来回切换,选择以车速作为控制参数的单参数回差控制方式,闭锁车速设为15km/h,解锁车速设为10km/h。
3 不同控制策略的对比研究
首先通过试验验证整体效率优化控制策略的有效性,然后分别从经济性和动力性两方面与常规控制策略进行对比。
3.1 整体效率优化的有效性验证
优化控制表是依据各部件的稳态数据计算而来的,为减少干扰,在稳态工况下进行验证试验,试验台结构如图8所示,没有惯性飞轮和制动等部件。测功机所吸收的功率即为有效功率,测试不同有效功率下的传动系统整体效率,结果如图9所示。
由于发动机效率受多种因素影响,试验过程中的实测效率与用于计算的稳态效率存在偏差,因此,根据其稳态效率所建立的最佳经济性控制表不能保证系统效率与理论计算值相同。但是由于该偏差对传统控制策略和优化控制策略造成的偏移是类似的,因此实际节油率具有统计特性,图9中曲线是多次测量结果的平均值。
试验结果表明,采用优化控制算法使传动系统效率在各种功率和车速下均有不同程度的提高,其中在低速重载区和轻载高速区的效率提高更为明显。因此,整体效率优化算法是有效的,以优化控制表作为控制依据建立传动系统仿真模型,其仿真结果具有可信度。
3.2 经济性对比
以循环工况的燃油消耗率作为经济性评价指标,ECE循环工况仿真结果如图10所示。
图10显示,虽然发动机效率略有降低,但由于CVT效率的提高弥补了发动机效率降低所带来的损失,使整车效率得到提高。此外,优化控制表是基于各部件的稳态数据计算得出的,当车辆运行于瞬态工况时,由于传动系统响应滞后以及控制误差等因素,造成实际工作点偏离最佳工况点,性能有所降低。
欧洲行驶循环工况(new European driving cycle,NEDC)和日本10-15循环工况仿真结果如表1所示,优化控制策略实现节油近3%。
3.3 动力性对比
设加速踏板开度保持最大,起步加速工况仿真结果如图11所示。可见,优化控制策略提高了车辆起步加速性能,液力变矩器闭锁时间缩短11%,0~100km/h起步加速时间缩短0.73s。
起步加速过程分为离合器结合、变矩器解锁状态运行和变矩器闭锁状态运行三个阶段。在变矩器闭锁前,优化控制策略的加速性能占优;变矩器闭锁后,优化前后的车速趋于接近,表明优化控制策略在起步和低速工况的动力性优势更明显。
外特性曲线能够综合反映动力性和经济性的主要特性。在功率需求超过传动系统最大输出功率时,优化控制策略以当前车速下的整体最大输出功率点作为控制目标。外特性曲线如图12所示,优化控制策略使各种车速下的输出功率均有所提高,其中最大输出功率提高2.3%。
4 结论
(1)建立了基于功率需求的无级变速传动系统整体优化控制策略,将满足功率需求的最高效率点作为基本控制目标,以实现最佳经济性;当功率需求超出传动系统功率范围时,将当前车速下的最大输出功率点作为控制目标,以实现最佳动力性;求解了液力变矩器理想状态切换线并制定了实际控制线。
(2)试验验证了整体效率优化算法的有效性,从经济性和动力性两个方面对比研究了优化控制策略和传统控制策略,结果表明,优化控制策略实现节油约3%,起步加速时的变矩器闭锁时间缩短11%,最大输出功率提高2.3%。
摘要：针对现有无级变速传动系统效率优化算法的不完整性,以整体效率最优为目标设计最佳工况点求解算法,制定基于功率需求的传动系统整体优化控制策略,将满足功率需求的最高效率点作为基本控制目标,以实现最佳经济性;当功率需求超出传动系统功率范围时,将当前车速下的最大输出功率点作为控制目标,以实现最佳动力性;求解液力变矩器理想状态切换线,制定实际切换控制线。试验验证和对比分析结果表明,采用优化控制策略降低油耗近3%,起步加速时的变矩器闭锁时间缩短11%,最大输出功率提高2.3%。
关键词：车辆,无级变速传动,控制,效率
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无级变速传动 第4篇
无级变速传动(Continuously Variable Transmission,简称CVT)是指在某种控制的作用下,使机器的输出轴转速可在某一范围内连续变化的传动方式[1]。无级变速器是具有主动和从动两根轴,并通过能传递扭矩的中间介质(固体、流体、电磁流)把两根轴直接或间接地联系起来以传递动力的一种装置[2]。当对输入、输出轴的联系关系进行控制时,即可使两轴间的传动比在两极值范围内连续变化。
行星锥盘式无级变速器,它属行星牵引传动,是摩擦式无级变速器的一种。它通用性强、结构简单、工作可靠,近年来行星锥盘式无级变速器的研究主要集中在压紧碟簧、传动效率、滑动率及结构创新改进等方面[3]。所以对其传动性能的研究有着十分重要的价值。
1 传动性能分析
1.1 结构和工作原理分析
本文分析的行星锥盘无级变速器特指JB/T6950-93型,输出轴端加装一个2K-H型差动轮系构成的封闭行星传动结构简图如图1所示[4]。其工作原理简析如下:行星锥盘无级变速器的输入轴3与电机相联,动力由此输入,经太阳轮传递给行星锥盘6。太阳轮Ⅰ在碟形弹簧4的作用下,与太阳轮Ⅱ一起压紧行星锥盘,提供足够的压紧力以产生传动必需的摩擦力;行星锥盘6同时也被外圈的恒轮Ⅰ与恒轮Ⅱ(图中序号7、8)压紧在其间。当太阳轮转动时,行星锥盘在与太阳轮接触处的摩擦力作用下,要作纯滚动,即自转运动;由于恒轮Ⅰ与恒轮Ⅱ径向固定不转动,因而行星锥盘在自转的同时也要绕输入轴3作公转运动。行星锥盘上的轴与行星架(转臂)H相联,可在行星架上作轴向和径向移动,当行星锥盘6作公转运动时,就带动行星架H,从而经输出轴1输出运动和动力。所以传动原理上看,行星锥盘无级变速器属于2K-H型转臂输出式行星传动。
1.2 行星锥盘的受力分析
1.2.1 运转时受力分析
主传动件行星锥盘运转时的受力分析如图2所示,其中Q1、Q2分别为行星锥盘与太阳轮、恒轮接触处的正压力,F1、F2分别为两接触处所传递的圆周力,Qe为锥盘所受的离心力,FH为转臂对锥盘的作用力。
对锥盘,由得:
离心力:
其中ω2H为行星锥盘2转化后的角速度;由于锥盘质量m较小,运行时Qe远远小于正压力Q1、Q2,故一般略去不计。由此可得:
r2和r'2分别为行星锥盘2与太阳轮、恒轮接触处的工作半径。
行星锥盘两接触区要产生足够的摩擦力,就必须提供足够的轴向压紧力Qa1、Qa2,二者由加压碟簧提供。为保证传动可靠,防止打滑,必须使产生的摩擦力大于所需传递的圆周力,下面分两种情况分析。
1)恒功率工况
行星锥盘与太阳轮接触处,该处要满足不打滑条件,须有:
其中:P1为输入功率(kw),基本恒定;μ为牵引系数;n1为输入转速(rpm);z为行星锥盘的个数。
为保证传动可靠,引入传动系数kf1。
令2m Q1=kf1 F1,则有:
因为碟簧作用在太阳轮处,故在该处由力平衡关系得:
同理,在行星锥盘与恒轮接触处
要满足不打滑条件,则有:
2)恒转矩工况
根据恒功率工况分析方法,同理可得:
无论哪种工况,理论所需的碟簧压紧力均应取Qs1、Qs2中较大者,即:
实际运行时Q1、Q2作用处的传动系数是不同的,由式(5)可得:
又由前面分析有Q1=Q2,故有:
由此得出,传动系数kf 1,kf 2与r2,r'2之间的关系。通常,kf 1,kf 2的取值范围为1.25~1.50。
1.2.2 调速时受力分析
行星锥盘无级变速器一般在运转时进行调速,如图3所示为减速调速时锥盘的受力(未计离心力)。减速调速时行星锥盘往内移,向输入输出轴靠拢,设此时锥盘与太阳轮和恒轮接触处的总摩擦力分别为Ff 1、Ff 2,在每一接触面上的摩擦力分别为Ff 1/2、Ff 2/2,其分力分别为F1/2、f1/2、F2/2、f2/2,如图3所示。
由于:
把式(16)、(17)代入式(18)中,整理可得:
F1、F2也是传递的圆周力,由前所述,为保证传动可靠性,也引入传动系数kf 1和kf 2,则有:
所以在进行增速调速时,同理可得到:
为使调速时不发生自锁,则上两式分母必须为正。考虑到kf 1、kf 2均大于1.25,以及油润滑时动摩擦系数μ=0.04~0.09,所以,行星锥盘的半楔角一般取α>3°。
1.3 碟形弹簧加压特性的分析
加压特性是指加压机构提供的轴向压紧力与变速器输出转速的关系[5]。由式(8)、(11)~(14)可得到碟形弹簧的恒功率和恒转矩工况下的理论加压特性曲线,如图4所示。由图可知对于恒功率工况,输出转速最低时,需要的碟簧压力最大,随着输出转速的增加,需要的碟簧压力逐渐减小,到一定位置后恒定不变;对于恒转矩工况,输出转速从最低开始增加,所需的碟簧压紧力先减小,之后逐渐增大。转折点处,r2=r'2推导可得此处转臂转速:
参照图1所示结构简图,碟簧作用于太阳轮处,当升速时,太阳轮向外移动,两太阳轮间的轴向间隙增大,碟簧压缩,压紧力增大;降速时则相反。显然,无论恒功率还是恒转矩工况碟簧压紧力都无法完全适应要求,但总体上碟簧实际压力基本与恒转矩工况相适应,而与恒功率工况要求完全相反。
由图5碟簧实际加压特性可知,恒转矩工况下只是中速区碟簧力稍大;恒功率工况下,碟簧实际提供的压紧力除最低速位置外,其余位置均大于所需的压紧力,输出转速越高,则压紧力剩余量越大。因此,恒功率工况下,由于中、高速区碟簧压紧力余量太大会加剧磨损和发热。为此,常常适当降低碟簧初始压力以缓解二者之间矛盾。
2 结论
本文针对JB/T6950-93型行星锥盘无级变速器,通过简图分析其结构特点和工作原理,并探究其运动规律和传动特性。在运转时和调速时受力分析的基础上得到了行星锥盘与太阳轮,恒轮接触处的正压力,接触处所传递的圆周力,锥盘所受的离心力及转臂对锥盘的作用力之间的函数公式关系,并由此得出碟形弹簧在恒功率和恒转矩工况下的理论加压特性曲线与实际加压特性之间的关系。
参考文献
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无级变速器 第5篇
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汽车无级变速器简介 第6篇
无级变速器和自动变速器在操作模式上都可以叫做“自动档”, 因为它们都可以自动换档。自动变速器是为了简便操作、降低驾驶疲劳而生的。它利用行星齿轮机构进行变速, 能根据油门踏板程度和车速变化, 自动地进行变速。驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。按齿轮变速系统的控制方式, 它可以分为液控液压自动变速器和电控液压自动变速器;按传动比的变化方式又可分为有级式自动变速器和无级式自动变速器。因此, 无级变速器实际上是自动变速器的一种, 但它比常见的自动变速器要复杂得多, 技术上也更为先进。
无级变速器与常见的液压自动变速器最大的不同是在结构上, 后者是由液压控制的齿轮变速系统构成, 还是有挡位的, 它所能实现的是在两挡之间的无级变速, 而无级变速器则是两组变速轮盘和一条传动带组成的, 比传统自动变速器结构简单, 体积更小。另外, 它可以自由改变传动比, 从而实现全程无级变速, 使车速变化更为平稳, 没有传统变速器换挡时那种“顿”的感觉。
2、CVT的基本结构及工作原理
汽车的无级变速系统主要有以下几种形式: (1) 液力机械A T-H M T (Hydrodynamic Mechanical Transmission) 广泛应用于轿车、公共汽车、重型车辆、商用车和工程车辆上。 (2) 机械式AT—AMT (Automated Mechanical Transmission) 在通常机械式变速器基础上加上微机控制电液伺服操纵自动换档机构组成, 目前它应用于部分低档轿车、局部卡车和商用车上。 (3) 无级式AT—CVT (Continuously Variable Transmission) 是目前在小排气量轿车中使用最多的一种。它的主要结构如图l所示。
CVT采用的V形承推钢带由安装在挠性马氏体时效钢圈上的多片楔形钢片构成。它的动力从主动轮输入, 经过V形钢带, 由从动轮输出。带轮由可以相对滑动的两部分构成。钢带位于这两部分间的凹槽内。当带轮两部分靠紧时, 凹槽较窄, 钢带位于带轮外缘, 此时带轮的工作直径最大。随着这两部分间的相对滑动, 凹槽越来越宽, 钢带逐渐靠近带轮中心, 即工作直径最小的地方。汽车刚刚起动车速较低时, 主动轮工作直径较小, 变速器可得到较大的传动比, 使汽车获得足够动力克服行驶阻力。随着车速的升高, 主动轮工作直径逐渐增大, 从动轮工作直径越来越小, 变速器传动比也相应减小。由于带轮工作直径可连续变化, 因此这种变速器的传动比也是无级、连续变化的, 传递动力更平稳, 其动力性和经济性远远高于行星齿轮式自动变速器。汽车在实际运行中变速箱变比的控制是由TCU控制直流电动机自动完成的。
3、TCU的基本结构
TCU的基本结构如图2所示, 它由单片机、检测电路、驱动电路、电源电路以及通讯电路等部分组成。
单片机是采用美国Microchip公司2002年3月推出的单片PIC18F452, 它在功能上可以满足TCU的要求, 在性能上它具有低功耗、工作温度范围宽, 并且可在较低的电压下正常工作, 特别适用于汽车电器。检测电路分为脉冲检测、开关量检测以及模拟量检测。脉冲检测又分为脉冲计数和脉冲宽度检测。如发动转速、输入、输出轴转速的测量是采用脉冲计数方式。节气门开度则是采用脉冲宽度测量的方式。
模拟量的测量主要由滤波电路、放大电路组成。A/D转换是采用单片机内自带的10位A/D转换器。变速箱的变比控制是由直流电动机驱动的。在TCU中是由4支MOSFET组成的H型电路实现对电动机的正反转PWM控制。电磁离合器的电流也是通过MOSFET驱动的。在驱动电路中除主开关元件、续流二极管外还有保护电路和电流检测电路。
通讯接口的作用主要是观测TCU的工作状态, 对检测传感器的故障分析以及传感器资源的共享。
4、CVT的特性
经济性:CVT可以在相当宽的范围内实现无级变速, 从而获得传动系与发动机工况的最佳匹配, 提高整车的燃油经济性。德国的大众公司在自己的Golf VR6轿车上分别安装了4-AT和CVT进行ECE市区循环和ECE郊区循环测试, 证明CVT能够有效节约燃油 (如表1) 。
动力性:汽车的后备功率决定了汽车的爬坡能力和加速能力。汽车的后备功率愈大, 汽车的动力性愈好。由于CVT的无级变速特性, 能够获得后备功率最大的传动比, 所以CVT的动力性能明显优于机械变速器 (MT) 和自动变速器 (AT) 。
排放:CVT的速比工作范围宽, 能够使发动机以最佳工况工作, 从而改善了燃烧过程, 降低了废气的排放量。ZF公司将自己生产的CVT装车进行测试, 其废气排放量比安装4-AT的汽车减少了大约10%。
成本:CVT系统结构简单, 零部件数目比AT (约500个) 少 (约300个) , 一旦汽车制造商开始大规模生产, CVT的成本将会比AT小。由于采用该系统可以节约燃油, 随着大规模生产以及系统、材料的革新, CVT零部件 (如传动带或传动链、主动轮、从动轮和液压泵) 的生产成本, 将降低20%~30%。毋庸置疑, CVT变速器的技术含量和制造难度都要比MT变速器高, 与AT变速器相仿, 由于金属带式CVT的结构简单, 所含的零件数量比AT变速器少40%左右, 整车的质量因而也有所减轻。
驾驶平顺性:由于CVT的速比变化是连续不断的, 所以汽车的加速或减速过程非常平缓, 而且驾驶非常简单、安全。从而使用户获得全方位的“行驶乐趣”。
5、CVT的优缺点
CVT技术真正应用在汽车上不过十几年的时间, 但它比传统的手动和自动变速器的优势却是显而易见的:
(1) 结构简单, 体积小, 零件少, 大批量生产后的成本肯定要低于当前普通自动变速器的成本;
(2) 它的工作速比范围宽, 容易与发动机形成理想的匹配, 从而改善燃烧过程, 进而降低油耗和排放;CVT无极变速箱最大的特点是省油, 其摒弃了传统自动变速器浪费能源的液力传动装置, 而采用了新技术提高燃料的使用率, 加上行车中减少了转速的不必要波动, 所以节省燃油。由于内部构造和工作原理的先进性, CVT变速箱比自动变速箱更有助于节省燃油。
(3) 具有较高的传送效率, 功率损失少, 经济性高。
当然, C V T技术也有它的弱点, 比如传动带容易损坏, 无法承受较大的载荷等等, 这些技术上的难关使得它一直以来多应用在小排量、低功率的汽车上, 不适合大功率传递, 与手动变速器的继承性也差。很多车友在驾驶普通自动挡车辆过程中都有跳挡的感觉, 在急加速时会有轻微的顿挫感, 动力衔接有因为换挡所引致的真空期。其实这不是车辆的质量问题, 而是由普通自动挡变速箱内部构造决定的。而CVT无极变速箱速比的改变过程是无极进行, 因此乘客不会感觉到换挡的冲击, 动力传输持续而流畅, 行车更舒服, 加速也比普通挡车辆的逐级换挡要快。此外, 制造复杂, 成本高, 关键零部件必须完全依赖进口, 投资规模大。
6、CVT的应用
(1) 奥迪Multitronic无级/手动一体变速器
奥迪的Multitronic变速器是在原有无级变速器的基础上安装了一种称为多片式链带的传动组件, 这种组件大大拓展了无级变速器的使用范围, 能够传递和控制峰值高达2 8 0N·m的动力输出, 其传动比超过了以前各种自动变速器的极限值。该变速器的明显优势是耗能少, 反应更快, 从车辆的整体性能来看, 装有Multitronic变速器的奥迪A6 2.8轿车的0~100 km/h加速时间比同级普通自动变速器车型快了1.3 s, 百公里油耗降低了0.9 L。
相对于传统的自动变速器, Multitronic有更高的灵活性, 在增加或删除变速模式的时候, 只需要更改电脑程序即可改变齿轮的比数和半径, 因此可以和多台不同类型、不同输出特性的发动机配合使用。
(2) 飞度CVT
飞度的CVT无级变速器是专门为小型车设计的, 属于新一代钢带无级自动变速器, 可允许两个带轮之间进行高扭矩传递, 运转平稳、传动效率高, 是小型车里较好的。飞度的CVT变速器还带有S挡 (运动模式) , 既追求流畅感、低油耗, 又不乏驾驶乐趣。
结束语
目前CVT技术发展得相当迅速, 各大汽车厂家都在加强这一领域的研发。尤其是在混合动力汽车具有广泛前景的将来, CVT的地位和作用更是无可替代, 它将会是未来变速器发展的大趋势。
参考文献
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汽车无级变速器组成原理与检修 第7篇
1 无级变速器的类型及特点
1.1 无级变速器的类型
无级变速器的类型有机械式, 目前常见的是锥块金属V形带式传动, 用于轿车;液压传动式 (HST) , 用于工程车辆和农业机械;电力式, 用于电动汽车。
1.2 无级变速器的特点
1.2.1 无级变速器的优点
1) 提高燃油经济性和排放性能。
无级变速器在相当宽的范围内实现无级变速, 可以获得传动系统与发动机工况的最佳匹配状态, 提高整车的燃油经济性, 降低排放。
2) 提高动力性能。
无级变速器能够获得较大的传动比, 其动力性能明显优于机械变速器和自动变速器。
3) 改善驾驶舒适性能。
因速比连续变化, 可使换档平滑, 实现了手动变速器的快速反应和自动变速器舒适的双优点。采用金属链条传递动力, 解决了老式无级变速器 “橡胶效应”和“离合器打滑”等问题。
1.2.2 无级变速器的缺点
1) 金属带结构形状和参数还要不断改进和完善, 传递转矩的能力仍需要进一步提高。
2) 变速过程中, 带的轴向偏移会造成主、从动带轮的中心平面不在同一平面上, 会使金属带在运转过程中发生扭曲, 在带轮的入端和出端造成冲击, 使噪声增大、传动不平稳, 带的寿命急剧下降。
3) 使用过程中还有不够理想的地方, 例如起步和低速行驶时会有种无级变速器独特的滞涩、不圆滑的感觉。在紧急停车后再起步时, 偶尔会发生低速无法起步的现象。
4) 控制系统存在问题的包括变速控制、传动带夹紧力控制和起步控制等。
2 无级变速器的组成及控制原理
CVT主要由机械传动、液压控制、电子控制、换档控制机构4个部分组成。
机械传动的动力传递路线:
1) P档位。没有液压作用于起步离合器、前进档离合器和倒档制动器。无动力传递至中间主动齿轮;中间主动齿轮被与驻车齿轮联锁的驻车棘爪锁定, 见图1。
2) N档位。来自飞轮的发动机动力驱动输入轴, 但无液压作用于前进档离合器和倒档制动器。动力没有传递给主动带轮轴, 也没有液压作用于起步离合器, 见图1。
3) D、S和L档位。动力传递路线见图2。前进档离合器啮合, 倒档制动器分离, 起步离合器啮合, 前进档离合器和起步离合器上均有液压作用, 并且太阳轮驱动前进离合器, 前进档离合器驱动主动带轮轴, 主动带轮轴又通过钢带驱动从动带轮轴, 从动带轮轴通过起步离合器驱动中间主动齿轮, 动力传递至中间从动齿轮和主减速主动齿轮, 而主减速主动齿轮又驱动主减速从动齿轮。
4) 倒档。动力传递路线见图3。前进离合器分离, 倒档制动啮合, 起步离合器啮合, 倒档制动器和起步离合器由液压作用, 行星架由倒档制动器锁定, 太阳轮驱动行星齿轮自转, 行星齿轮驱动齿圈沿与太阳轮相反的旋向旋转, 齿圈通过前进离合器鼓驱动主动带轮轴, 主动带轮轴通过联接钢带驱动从动带轮轴, 从动带轮轴通过起步离合器驱动中间主动齿轮, 动力传输至中间从动齿轮和主减速主动齿轮, 然后再驱动主减速从动齿轮。
液压控制部分包括主阀、ATF油泵、控制阀、手动阀以及油道等。ATF油泵用螺栓固定在主阀上, 主阀则用螺栓固定在箱壳上;控制阀位于箱体外部, 油道定位在主阀上, 并与控制阀、主阀以及内部液压回路相连;手动阀定位在中间壳体上。带轮和离合器分别由各自的供油管供油, 倒档制动器由内部液压回路供油。发动机运转时, 油泵开始运转, ATF被泵入液压回路。从油泵排除的油液流至PH调节阀, 形成PH压力, 然后传至带轮控制阀, 最终至带轮。PCM操纵电磁阀进行液压控制, 实现带轮传动比变换以及起步离合器的接合。
CVT电子控制系统由传感器、动力系统控制模块 (PCM) 和电磁阀组成。PCM接收传感器、开关以及其他控制装置的输入信号, 经过数据处理后, 输出用于发动机控制系统和无级变速控制系统的信号。无级变速控制系统包括换档控制/带轮压力控制、7速模式控制、起步离合器压力控制、倒档锁止控制以及储存在PCM内的坡道逻辑控制。动力系统控制模块操纵电磁阀对带轮传动比的变换进行控制。
3 无级变速器的故障检修
1) 车辆行驶时抖动现象。一辆配有01JFR2型无级变速器的奥迪A62.8轿车在车速为10、30、50及70 km/h行驶时, 有抖动的感觉。
根据该车的故障现象, 对变速器进行了解体维修。在大修的过程中, 发现被动锥轮的2个锥面和链条已有不同程度的磨损, 且被磨损的部位主要是被动锥轮的下锥面。根据该款变速器传动系统的结构特点, 可以判定是由于锥面和链条间的压力不够, 变速器在运行中造成打滑所致。维修该车故障的关键是要找到压力不够的原因, 经过分解变速器进行检查, 最终确定故障原因为油泵磨损。油泵的外齿已经烧蚀, 且油泵外壳也已经磨损。在更换油泵、锥轮和链条后, 故障彻底排除。
2) 无级变速器有异响, 且加速打滑。一辆奥迪A62.8轿车, 配置01JFR2型无级变速器, 发动机起动后, 无论在任何档位都会从变速器中部发出异响, 并且行车急加速时有打滑现象。
通过对故障现象进行分析, 该响声很有可能是油泵产生的, 因为P档和N档时只有输入轴带动油泵旋转。拆下变速器的后尾壳、变速器控制单元、阀体和油泵, 检查发现油泵驱动环损坏, 主动齿轮内部的衬套严重磨损。由于衬套磨损会产生大量的金属屑;拆下变速器进行彻底清洗。变速器急加速打滑, 是油泵磨损泄压而导致。在清洗变速器并更换油泵后, 故障排除。
3) 车辆D档反应慢且加速有冲击感。一辆奥迪A62.4轿车, 配置GHL型无级变速器。由于变速器进水, 该车在其他修理厂进行了变速器大修, 但大修后出现了变速器入D档反应慢, 加速有冲击的现象。
根据该车的故障现象, 可判定导致该车变速器产生故障的原因主要在以下3方面:电控系统。阀体。根据该款变速器的油路图可知, 前进档供油路线为:油泵-离合器控制阀-安全阀-手动阀-前进档离合器;倒档离合器供油路线为:油泵-离合器控制阀-安全阀-手动阀-倒档离合器。将2条供油路线相比较, 故障原因可能是手动阀或离合器存在泄漏。机械故障。很有可能是离合器烧损。依据上述分析结果, 先用故障诊断仪VAS5051对变速器控制系统进行检测, 但没有发现故障码。然后利用故障诊断仪读取了相关数据流, 发现有ADPRUN (自适应正在运行中) 的现象。再利用诊断仪对变速器控制单元进行了设定, 但故障现象没有好转。由于通过诊断仪没有发现问题, 着手检查变速器。经对变速器进行认真检查, 发现前进离合器供油管头部有凹瘪的痕迹, 凹瘪处将特氟隆油环卡住, 从而导致油压泄漏。在更换油管后, 故障现象消失, 利用故障诊断仪读取数据流, 变速器已经进入ADPOK的状态。经试车, 故障排除。
4 结束语
通过汽车技术人员的不懈努力, CVT技术已经向前迈进了一大步, 由于其独特的性能特点和较高的性能价格比, 在今后一定时期内, 在汽车 (尤其是中、低价位汽车) 上的装车率将比有着超过100年历史的机械变速器 (MT) 和有着超过50年历史的自动变速器 (AT) 更有竞争力。随着产量的增加和技术性能的不断完善, CVT的价格将进一步降低、性能将进一步提高。
摘要：无级变速技术是目前汽车传动系统中的前沿技术, 无级变速器 (CVT) 与手动变速器 (MT) 、自动变速器 (AT) 相比, 综合动力性能更佳, 能与发动机形成理想的动力匹配, 因此, 无级变速汽车是当今汽车发展的主要趋势之一。介绍无级变速器的类型、优缺点, 无级变速器的组成原理与故障检修知识。
关键词：无级变速,特点,原理,检修
参考文献
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[4]高路, 于海斌, 王宏.汽车无级变速器原理与控制[J].机械科学与技术, 2005 (4) :423-426.
无级变速器耐久性试验系统研究 第8篇
利用试验室对整车及零部件进行耐久性试验是加速新车型开发和提高产品质量的有效手段。当前国内外进行耐久性试验的方法主要有时域复现、频域复现及时频联合复现等方法, 但目前使用的试验系统及试验方法不仅成本较高, 而且需要进行复杂的数据处理[1]。根据疲劳理论, 疲劳损伤主要由循环载荷引起, 如果汽车及其零部件的输入载荷相同, 那么所引起的疲劳损伤理论上也应该一样[2]。基于这一原理, 本文利用无级变速器 (continuously variable transmission, CVT) 在试验场试验时的典型载荷信号, 对信号进行预处理后, 再利用交流变频电机进行模拟, 并通过关联度和不等式系数法分析试验结果的有效性。
1 试验系统方案
CVT的耐久性试验系统包括1台模拟CVT输入转速和输入转矩的90kW西门子交流变频电机, 1台无级变速器, 2台用于加载的西门子75kW交流变频电机, 3台用于控制电机的变频器, 3个转速扭矩传感器。试验台的布置如图1所示。
模拟CVT的输入转速时, 将目标转速发送给变频器, 由变频器控制电机的转速;模拟CVT的速比时, 将目标速比发送给CVT电控单元, 由电控单元控制CVT速比;模拟CVT的输入转矩时, 给负载电机加一定的载荷, 使驱动电机的转矩与CVT输入转矩相一致。控制原理如图2所示。
2 数据处理
CVT的载荷包括CVT输入转速、输入转矩及挡位 (速比) [3]。图3～图5所示为海南试验场进行CVT耐久性试验时, 强化坏路的试验工况下的典型载荷数据。
由图3～图5可知, 采集的载荷数据中包含有许多振幅较小的高频信号。太高的频率不但不能在试验系统上实现, 而且可能是无损伤信号。因此, 要精确逼近车辆实际行驶环境下的载荷, 需要对载荷信号进行处理, 过滤掉非损伤频带信号[4]。
根据小波多分辨率 (多尺度) 分析, 可以利用小波分析将载荷信号中的高频信号从信号中分离以精确逼近CVT真实载荷。小波分析是用不同的时间分辨率, 通过一组基本小波函数的伸缩和平移, 把信号分为近似部分和细节部分。近似部分即为低频分量, 而细节部分则指信号中相对应的高频分量[5]。信号表达式为
f (x) =Adjf (x) +Ddjf (x) (1)
式中, A为离散近似部分;D为离散细节部分;dj为尺度因子。
记基本小波函数为Ψ ( t) , 伸缩和平移因子分别为a和b, 则小波变换基定义为
其中, 小波基函数Ψ (t) 必须满足允许性条件:
式中, Ψ (ω) 为小波函数Ψ (t) 的傅里叶变换。
函数f (t) ∈L2 (R) (平方可积函数) 的小波变换定义为
由WTf (a, b) 重构f (t) 的小波逆变换定义为
小波变换WTf (a, b) 是伸缩因子a和平移因子b的函数。通过Ψ (t) 在尺度上的伸缩和空间域上的平移, 将信号分成不同尺度上的细节信号和近似信号。根据信号的特点, 利用db5和sym4小波对CVT输入转速、输入转矩和速比进行分解。图6所示为利用db5小波对CVT输入转速信号进行分解的结果。
由图6可知, 利用小波多层提取的a7层低频信号, 保留了原始信号的近似部分, 能较好地反映原始信号的特征, 有效滤除非损伤频带信号, 逼近真实的载荷信号。图7和图8所示为利用小波分解后提取的CVT速比和CVT输入转矩低频信号, 可看出, 分解后的信号也同样滤除了高频信号的干扰。
3 数据复现
模拟CVT的速比时, 将目标速比发送给TCU, 由TCU的速比控制环实现对目标速比的跟踪;模拟CVT输入转速时, 将目标转速发送给变频器, 由变频器速度控制环实现对目标转速的跟踪;模拟CVT的输入扭矩时, 通过对负载电机施加一定的载荷, 使驱动电机的输出扭矩与目标的CVT输入扭矩相一致。因此, 驱动转矩的控制为开环控制。图9为驱动转矩开环控制示意图。
由图9可知, 转矩的传递经过了负载电机及传动轴等旋转部件。由于电机转子及传动轴的转动惯量较大, 因此, CVT输入扭矩的控制过程中存在惯性转矩和加载力矩偏差的干扰。
图10～图13所示为模拟目标驱动转速2000r/min、目标驱动转矩40N·m、目标速比按一定规律变化时, 驱动转矩采用开环控制的情况。
由图10和图11可知, 速比控制和输入转速控制的偏差较小。由图12和图13可知, 负载电机的转速发生变化时, 产生的惯性转矩会引起驱动电机输出转矩的波动, 使输出转矩控制产生偏差。要精确控制驱动电机的输出转矩, 消除试验系统中惯性转矩的影响, 采用自适应算法进行闭环控制是一个有效的方法[6]。图14所示为采用预测自适应算法的效果。
4 试验结果与分析
图15～图17所示为试验系统模拟海南试验场耐久性试验强化坏路工况的结果。
根据可置信度理论, 可以通过分析实际数据和系统模拟的数据是否一致或一致性程度来验证试验系统的可信性[7], 其中, 灰色关联分析法和Theil不等式系数法是两个有效的工具。
灰色关联分析法通过计算灰色关联度来量化数据序列的几何形状在空间中的一致性和数据在数值上的接近程度来分析数据序列相关性。设差异信息为
Δ0i (k) =|x0 (k) -xi (k) | (6)
环境参数为
式中, x0 (k) 为实际数据的时间序列;xi (k) 为模拟数据的时间序列;Δ0imax为距离空间中的两极上环境参数;Δ0imin为距离空间中的两极下环境参数。
灰色差异信息空间为
灰色关联度为
灰色关联度介于0和1之间。当灰色关联度接近于0时, 表明两时间序列的差异程度很大;当灰色关联度接近于1时, 表明两者基本一致。
Theil不等式系数法通过计算TIC值来衡量数据的接近程度。TIC的定义为[8]
式中, N为采样点的数量。
TIC值介于0和1之间。当TIC接近于1时, 表明两时间序列的差异程度很大;当TIC接近于0时, 表明两者基本一致。对比图3～图5和图15～图17, 根据灰色关联分析法和不等式系数法, 计算得转速的关联度为0.928, 速比的关联度为0.892, 转矩的关联度为0.889;转矩的TIC为0.04, 速比的TIC为0.0337, 转速的TIC为0.0272。由计算结果可知, 试验系统模拟的数据与实际数据相近, 试验系统的模拟结果是有效、可信的。
5 结论
根据试验场测得的试验环境下的CVT载荷数据, 利用小波分析滤除数据中的高频干扰信号, 并通过自适应控制消除试验系统中的干扰力矩, 从而复现了试验路面的载荷-时间历程。通过关联度分析和TIC计算, 表明试验系统的试验结果是有效、可信的。因此, 利用试验系统能有效复现耐久性试验环境, 且CVT的疲劳损伤与实际试验环境下的疲劳损伤接近。
参考文献
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