蔣美華，劉詠標，陳 欣，蘇俊剛

(1.軍事交通學院 國家應(yīng)急交通運輸裝備工程技術(shù)研究中心，天津300161;2.軍事交通學院 研究生管理大隊，天津300161;3.軍事交通學院 軍用車輛系，天津300161;4 蚌埠汽車士官學校 學員旅，安徽 蚌埠233000)

換擋規(guī)律是指2 個擋位之間自動換擋時刻隨控制參數(shù)變化的規(guī)律，最佳換擋規(guī)律是指以獲得較好的動力性為目的的換擋規(guī)律［1］。工程車輛換擋通常模仿汽車換擋規(guī)律而采用二參數(shù)或者三參數(shù)自動換擋技術(shù)，然而這些都是以發(fā)動機和車輛穩(wěn)態(tài)為前提，即都是靜態(tài)的換擋規(guī)律。多功能工程車在實際運作時處于非穩(wěn)定狀態(tài)，并且要兼顧高速行駛與低速作業(yè)2 種工況。鑒于此，本文提出了行駛工況三參數(shù)(車速、加速度和油門開度)和作業(yè)工況四參數(shù)(牽引力、油門開度、車速和工作裝置液壓系統(tǒng)壓力)相結(jié)合的動態(tài)換擋策略，并利用Matlab 對最佳換擋點參數(shù)進行運算求解。

1 行駛工況三參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律

反映發(fā)動機和車輛工作狀況的基本參數(shù)是車速和油門開度，一般自動換擋都以它們作為確定擋位的基本參數(shù)。若僅采用車速或油門開度中的一個參數(shù)作為換擋參數(shù)，即所謂的單參數(shù)換擋是不合理和不全面的。若采用油門開度作為控制參數(shù)，大油門升高擋，小油門回低擋，則無法在低擋發(fā)揮大牽引力;若采用車速作為控制參數(shù)，油門開度變化不能影響換擋點變化，則勢必造成動力性和經(jīng)濟性難以兼顧的后果。試驗表明，靜態(tài)與動態(tài)換擋點速度的最大誤差可達13%以上［2］，油門開度越大，加速度越大，則誤差越大。因此，行駛工況下的換擋規(guī)律應(yīng)采用能夠反映真實動態(tài)過程的3 個參數(shù)——車速v、加速度a和油門開度α 作為控制參數(shù)，才能使車輛真正發(fā)揮出其最佳性能。

同一油門開度下相鄰2 個擋位的加速度曲線交點為換擋點，即

式中an、an+1分別為同一油門開度下第n擋、第n+1 擋的加速度。

將不同油門開度下相鄰2 個擋位的加速度交點連成曲線，即為最佳動力性換擋特性，將其轉(zhuǎn)換到油門開度與速度關(guān)系圖上就是最佳動力性的換擋規(guī)律。嚴格來說，反映加速度對換擋規(guī)律的影響，應(yīng)以加速度、速度和油門開度確定的空間坐標來表達。式(2)給出了任意擋位的加速度表達式:

式中:Ftn為變速器第n擋驅(qū)動力;Ff為滾動阻力;Fwn為變速器第n擋時車輛的空氣阻力;m為汽車質(zhì)量;δn為第n擋考慮了發(fā)動機非穩(wěn)定特性以及旋轉(zhuǎn)慣量影響的回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，且

式中:Iw為車輪的轉(zhuǎn)動慣量;If為飛輪的轉(zhuǎn)動慣量;r為車輪滾動半徑;ηT為傳動效率;ign為變速器n檔傳動比;i0為主減速比;λ 為發(fā)動機非穩(wěn)定狀態(tài)下轉(zhuǎn)矩的下降系數(shù)。

根據(jù)同一油門開度下相鄰2 個擋位的加速度相等得到

式中Fn、Fn+1分別為同一油門開度下第n擋、第n+1 擋的行駛阻力。

發(fā)動機轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速的關(guān)系Te+f(ne)可擬合為二次曲線，即

式中e0、e1、e2為轉(zhuǎn)矩回歸系數(shù)。則變速器第n擋驅(qū)動力為

行駛阻力為

車輛的行駛阻力可以用車速的二次函數(shù)表示，即

式中:h0=Gf，G為作用于汽車上的重力，f為滾動阻力系數(shù);h1=CdA/21.15，Cd為空氣阻力系數(shù)，A為迎風面積。

將式(6)和式(8)代入式(4)化簡得

即

則相鄰2 個擋位的最佳動力性換擋點速度為

2 作業(yè)工況四參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律

作業(yè)工況下多功能工程車的動力性主要取決于牽引力特性，因此，研究其換擋規(guī)律時應(yīng)采用牽引力、油門開度和車速作為控制參數(shù)［3］。此外，由于與行駛工況相比，作業(yè)工況還加入了工作裝置的運行，工作裝置中液壓系統(tǒng)的油壓也是影響換擋規(guī)律的一個重要參數(shù)。故對于多功能工程車，在研究其作業(yè)工況下的換擋規(guī)律時，應(yīng)選擇牽引力、油門開度、車速和工作裝置液壓系統(tǒng)壓力4 個參數(shù)作為控制參數(shù)。

在已知油門開度的情況下，換擋點的車速計算需要考慮工作裝置所消耗的轉(zhuǎn)矩［4］，也就是發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩需扣除工作油泵消耗的轉(zhuǎn)矩后與液力變矩器進行匹配，故發(fā)動機輸出到液力變矩器的轉(zhuǎn)矩為

式中:Tp為扣除工作油泵消耗后發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩;Te為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩;Mg為工作油泵消耗轉(zhuǎn)矩，且

式中:pg為工作油泵的輸出壓力;QTg為工作油泵的流量;ng為工作油泵的轉(zhuǎn)速;ηbMg為工作油泵的機械效率。

通過發(fā)動機與液力變矩器的匹配，得到液力變矩器渦輪軸的輸出轉(zhuǎn)矩Tt，通過擬合可得

式中nt為渦輪軸轉(zhuǎn)速。

多功能工程車在低速作業(yè)工況下對牽引力的要求較高，按照最佳動力性換擋的原則，取相鄰2個擋位牽引力曲線的交點為換擋點［5-6］，即

將式(14)代入式(6)，根據(jù)式(15)整理簡化可得

則相鄰2 個擋位的最佳動力性換擋點速度為

3 實例分析

3.1 2 個工況下的輸出特性

以某多功能工程車為例，其基本參數(shù)見表1。

表1 某多功能工程車基本參數(shù)

選擇油門開度為100%工況點，在作業(yè)工況下考慮工作裝置液壓系統(tǒng)額定壓力，即工作裝置全負荷運轉(zhuǎn)。行駛工況和作業(yè)工況發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出特性分別見表2 和表3。

表2 行駛工況發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出特性

表3 作業(yè)工況發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出特性

利用Matlab 對數(shù)據(jù)進行多項式計算，得行駛工況下發(fā)動機與液力變矩器全功率匹配后，渦輪軸輸出轉(zhuǎn)矩特性為

作業(yè)工況下發(fā)動機與液力變矩器部分功率匹配后，渦輪軸輸出轉(zhuǎn)矩特性為

3.2 行駛工況最佳換擋點車速

行駛工況下?lián)Q擋點計算選取全油門工況時最佳動力性升擋點。由式(18)已知的渦輪軸輸出轉(zhuǎn)矩特性，結(jié)合式(4)通過Matlab 編程得到該工況下的加速度—速度曲線(如圖1 所示)。根據(jù)換擋點加速度相等的原則，由已知參數(shù)聯(lián)立式(6)得到最佳換擋點車速及其對應(yīng)參數(shù)(見表4)。

圖1 行駛工況加速度曲線

表4 行駛工況最佳換擋點參數(shù)

3.3 作業(yè)工況最佳換擋點車速

計算選擇作業(yè)工況工作裝置液壓系統(tǒng)額定壓力下發(fā)動機油門全開的升擋點。如前所述，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩扣除工作裝置消耗轉(zhuǎn)矩后與變矩器部分功率匹配，由式(19)中已擬合的渦輪軸輸出轉(zhuǎn)矩特性，結(jié)合式(15)通過Matlab 編程繪出各擋牽引力特性曲線(如圖2 所示)。根據(jù)相鄰2 個擋位換擋點牽引力相等的最佳換擋原則，結(jié)合計算公式得到該工況下最佳換擋點車速及其對應(yīng)參數(shù)(見表5)。

4 結(jié) 語

本文通過分析影響多功能工程車在行駛與作業(yè)2 種工況下的最佳動力性換擋規(guī)律的主要參數(shù)，研究確定了多功能工程車最佳動力性換擋規(guī)律的方法。并根據(jù)確定的多功能工程車最佳換擋規(guī)律的方法，建立了多功能工程車在不同工況下的最佳動力性換擋規(guī)律數(shù)學模型。

圖2 作業(yè)工況牽引力曲線

表5 作業(yè)工況最佳換擋點參數(shù)

通過實例分析，利用Matlab 仿真得出不同工況下影響換擋規(guī)律的特性曲線，求取了在發(fā)動機全油門開度下?lián)Q擋點車速及其對應(yīng)參數(shù)?？梢?，采用行駛工況三參數(shù)和作業(yè)工況四參數(shù)相結(jié)合的動態(tài)換擋策略，可更加準確地求出最佳換擋點。

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