拖拉机双离合器自动变速器换挡特性研究

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分类号UDC密级编号硕士学位论文拖拉机双离合器自动变速器换挡特性研究StudyonShiftingCharacteristicsofDual-ClutchTransmissionfortheTractor学位申请人：刘海亮指导教师：徐立友教授一级学科：机械工程二级学科：车辆工程学位类别：工学硕士2015年05月 摘要我国是农业大国，农业现代化和机械化是农业发展中需要迫切实现的目标，拖拉机作为主要的农业机械，其自动化程度是评价一个国家农业机械化水平的重要标准。目前，国产拖拉机多采用传统的手动机械式变速器，该变速器存在换挡操作频繁、换挡时动力中断等缺点。双离合器自动变速器(Dualclutchtransmission，简称DCT)在拖拉机换挡时动力不中断，可实现动力连续输出，提高了拖拉机的动力性、经济性和操作自动化水平。本文在对比分析各种DCT传动方案的基础上，设计了一种适合于拖拉机作业工况的DCT传动方案。在拖拉机DCT简化模型的基础上，对DCT换挡过程进行了动力学分析。针对DCT拖拉机在田间高负载作业工况下进行换挡时，原换挡品质评价指标不能充分考察对性能的影响，提出了变速器输出转矩传递系数和变速器输出转矩两个评价指标。建立了拖拉机DCT换挡过程和换挡品质仿真模型。对换挡品质的影响因素、换挡品质与换挡规律的关系以及离合器接合与分离时序对换挡品质的影响进行了分析。以东方红-1804拖拉机为研究对象，对其犁耕工况下，拖拉机DCT的换挡过程进行仿真分析。结果表明：随着离合器油压上升滞后时间的延长，换挡时间逐渐增加，换挡过程中的总滑摩功、最大冲击度、变速器输出转矩传递系数及变速器输出转矩逐渐变小；提出的2个换挡品质评价指标可较好地对换挡过程中产生的动载荷和拖拉机动力性进行评价，对原换挡品质评价指标进行了补充，完善了拖拉机DCT换挡品质评价体系。关键词：拖拉机；DCT；计算机仿真；换挡特性；评价指标论文类型：应用基础研究选题来源：河南省重点科技攻关计划基金项目(142102210424)I ABSTRACTOurcountryisanagriculturalcountry,andthegoalofagriculturalmodernizationandmechanizationisneedurgentlytorealizeintheagriculturaldevelopment.Tractorisamajoragriculturalmachinery,theautomationdegreeoftractorisanimportantnormforacountry’sagriculturalmechanizationlevel.Atpresent,mostofthedomestictractorsusetraditionalmanualmechanicaltransmissionwhichhassomedisadvantages,suchasshiftingoperationtoofrequently,shiftingpowerinterruptionandsoon.WhentractorwithDCTisshifting,DCTcouldcontinuetooutputpoweranddon’tinterrupt,improvingthepower,economyandautomaticoperationlevelofthetractor.BasedoncomparisonofvarioustransmissionschemeofDCT,asetofDCTtransmissionschemewhichwassuitablefortractorwasdesigned.Basedonthesimplifiedmodeloftractor’sDCT,ShiftingprocessofDCTwasanalyzedbydynamics.Theshiftingprocesswasdividedintofivestages.Systemdynamicsequationandtorquetransmissionlinesofeverystageweregiven.Aimedattheworkingconditionofheavyload,inwhichtractorwithDCTshiftsinthefield,originalshiftingqualityevaluationindexescouldnotfullyinvestigatetheirimpactonperformance,andtwonewevaluationindexes,whichweretransmissioncoefficientoftransmissionoutputtorqueandthetransmissionoutputtorque,wereproposed.Andonthisbasis,shiftingprocessandshiftingqualitysimulationmodelofDCTwasestablished.Factorsthatcouldinfluenceshiftingquality,therelationshipofshiftingqualityandshiftinglaw,theeffectofclutchengagementandseparationsequenceontheshiftingqualityareanalyzed.Atthesametime,theviewofresearchofshiftingqualitybasedonshiftingwasputforward.YTO-1804tractorwithDCTwasselectedasthereferenceobject.Thethreegearstofourgearsasexample,methodwhichwasusedtocalculatethethreeparametersofthetractoroptimalpowershiftschedulepoint,bywhichthreegearstofourgearoptimumshiftpointwasobtainedintheploughcondition.Inthisshiftingpoint,theshiftingprocessofdifferentclutchengagementandseparationsequenceconditionwassimulationanalysis.Thesimulationresultsshowthat:withinacertainrange,asthelagtimeofoilpressureinclosingclutchriseincreases,theshiftingtimebecomeslong,jerkandslippingworkbecomesmall,transmissiontorquetransfercoefficientandtransmissionoutputtorquebecomessmall,transmissionoutputtorqueII becomessmall.Twonewshiftingqualityevaluationindexescouldfullyevaluatetractordynamicanddynamicloadwhichisgeneratedintheprocessofshifting;theyaregoodcomplimentstooriginalshiftqualityevaluationandimproveshiftingqualityevaluationsystemoftractorDCT.AboveallresearchresultsofthispaperprovidesometheoreticalbasisforthefurtherresearchontractorDCTshiftingperformance.KEYWORDS:Tractor;DCT;Computersimulation；ShiftingCharacteristics；EvaluationindexDissertationType:ApplyingbasicresearchSubjectSource:Henanprovince’skeyscientificandtechnologicalprojectIII 目录第1章绪论...............................................11.1研究背景及意义.................................................................................................11.2DCT研究现状.....................................................................................................31.3DCT关键技术.....................................................................................................61.4主要研究内容.....................................................................................................6第2章拖拉机DCT传动方案设计............................82.1DCT工作原理分析.............................................................................................82.2拖拉机DCT传动方案设计.............................................................................102.3拖拉机整车参数确定.......................................................................................132.4本章小结...........................................................................................................13第3章拖拉机DCT换挡过程动力学分析与建模...............143.1发动机传递转矩特性.......................................................................................143.2机组动力学特性...............................................................................................173.3双离合器传递转矩特性...................................................................................193.4换挡过程动力学...............................................................................................213.5拖拉机DCT换挡性能评价指标.....................................................................283.5.1换挡时间...................................................................................................293.5.2滑摩功.......................................................................................................293.5.3冲击度.......................................................................................................293.5.4变速器输出转矩传递系数........................................................................303.5.5变速器输出转矩.......................................................................................303.6DCT换挡过程仿真模型建立...........................................................................313.6.1建模工具...................................................................................................313.6.2发动机建模...............................................................................................323.6.3离合器建模...............................................................................................323.6.4换挡过程仿真模型的建立........................................................................343.6.5换挡品质评价指标建模............................................................................383.6.6DCT换挡全过程建模................................................................................413.7本章小结...........................................................................................................42第4章拖拉机DCT换挡过程仿真分析.......................43IV 4.1换挡品质影响因素分析...................................................................................434.2换挡规律对换挡品质的影响...........................................................................444.2.1换挡规律分析...........................................................................................444.2.2拖拉机DCT换挡规律的制定..................................................................454.3离合器接合与分离时序对换挡品质的影响...................................................494.4换挡过程仿真结果与分析...............................................................................504.4.1换挡过程仿真...........................................................................................504.4.2仿真结果分析...........................................................................................534.5本章小节...........................................................................................................55第5章结论..............................................565.1论文总结...........................................................................................................565.2展望...................................................................................................................56参考文献.................................................58致谢...................................................62攻读硕士学位期间的研究成果...............................63V 第1章绪论1.1研究背景及意义我国正处在向现代农业转变的关键阶段，农业自动化程度是评价一个国家农业机械化水平的重要标准。拖拉机是农业机械中最主要的一种，在我国农田耕种、收割等农业生产领域中有着很广泛的应用[1]。在我国，拖拉机的产能及现存的数量都是世界第一，不断研发先进的拖拉机产品对实现农业现代化可起到推动作用，持续的提高拖拉机产品的自动化水平是一项具有战略意义的工作[2-3]。随着现代电子、单片机、智能控制等现代先进的科学技术在拖拉机上的广泛应用，再配上先进的联合作业农机具，拖拉机的各项作业性能有了很大的提高。变速器是拖拉机传动系统的一个核心部件，是提高拖拉机自动化水平的核心部件，在拖拉机设计中有着十分重要的地位。变速器对对提高拖拉机作业效率起到了关键性作用，同时也对拖拉机的动力性和经济性有着十分重要的影响，所以拖拉机技术开发的重点之一就是变速器的研发[4]。目前，我国拖拉机多采用手动变速器，换挡过程中，拖拉机传动系统的动力传输会出现中断，影响拖拉机正常作业[4]。由于拖拉机作业时受到的阻力较大，因此，若换挡过程中传动系统传递的动力出现中断，就会降低拖拉机的作业效率。驾驶手动挡拖拉机，驾驶员需凭借自己的经验选择换挡时机，很难持续的在最佳换挡时刻进行换挡。而且，拖拉机田间作业工况繁多复杂，需要进行换挡的次数较多，易使驾驶员疲劳。因此，针对拖拉机自动变速器进行研究显得十分必要[6]。车辆上广泛应用的自动变速器有：液力自动变速器(Automatictransmission，简称AT)、电控机械式自动变速器(Automatedmechanicaltransmission，简称AMT)、双离合器自动变速器和无级自动变速器(Continuouslyvariabletransmission，简称CVT)，这四种类型的自动变速器在功能、制造、安装、维护、成本等方面各有优缺点[7-8]。1.液力自动变速器(AT)AT是一种由液力变矩器、液压操纵系统、液压或电子控制系统等部分组成的自动变速器。它以液体作为动力传递介质，将发动机的扭矩平稳的传给车轮。其优点是：换挡平稳、安全性能优越、乘坐舒适。其缺点是：结构复杂、成本高[9]。2.电控机械式自动变速器(AMT)AMT是在手动机械式变速器的基础上，再安装自动选换挡执行机构和变速1 器自动换挡控制器，模拟驾驶员的选换挡规律，驱动一套液压系统或步进电机来完成离合器主从动副之间的切换及变速器的选挡动作和换挡动作，使原有的手动换挡实现自动换挡的变速器。AMT的发展大致经历了3个阶段：半自动化阶段、自动阶段和智能阶段。目前，在拖拉机领域，AMT还未得到大量安装使用。其优点是：生产继承性好、传动效率高、价钱便宜以及AMT的控制单元(TCU)与发动机的控制单元(ECU)通过CAN总线实现了整车控制系统网络化。其缺点是：在换挡过程中传动系统会出现动力中断。随着自适应控制、神经网络、遗传算法等AMT控制策略研发的不断成熟，这些缺点不断地被克服方法，同时也提高了整车传动系统的智能化[10-12]。3.无级变速器(CVT)CVT传动系统主要包括自动变速操纵系统、起步装置、行星齿轮机构、中间减速装置、无级变速机构。无极变速器是一种理想的车辆变速方式。其优点是：可实现传动比的连续变化，换挡平顺。其缺点是：起动性较差，转矩传递有限，造价高[13]。4.双离合器自动变速器(DCT)DCT是奇数挡和偶数挡分开排挡的一种变速器，其通过切换与奇数挡和偶数挡输入轴相连的两个离合器实现换挡。其优点是：结构紧凑，继承性好，换挡时动力不中断等。其缺点是：换挡过程控制难度大，两组离合器的切换时机不易标定等[14-15]。随着电子控制技术及液压操纵系统的不断发展，换挡控制技术不断提高，DCT在变速器领域具有很大的发展空间。假设AT的成本为1，其它三种自动变速器的各项成本指标与AT的各项成本指标的比值作为成本指标，则四种自动变速器在几项重要方面的比较如表1-1所示。1995年前，只有AT及CVT两款自动变速器得到了推广使用。目前，AT、CVT、AMT和DCT都普遍装车应用，特别是DCT，不仅成本低于AT、CVT，还提高了传动效率和换挡性能。随着购车者对燃油经济性的更加关注和对操作舒适性的要求更高，使DCT的市场占有率也逐渐增加，表1-1为2000年和2010年五变速器在欧洲市场的占有率。2 表1-1自动变速器性能比较Tab.1-1Comparisonofperformancebetweenautomatictransmissions类型ATCVTAMTDCT驾驶性较好好中较好可靠性较好较差好较好性能输入转矩大小大大传动效率85%92%92%94%机械结构高中高中中开发技液压系统高中高中中术难度控制系统中高高高高开发11≤0.75≤0.8成本生产11≤0.75≤0.75设厂11≤0.6≤0.75表1-2各种变速器欧洲市场占有率Tab.1-2Comparisonofmarket-sharebetweenautomatictransmissions市场占有率变速器类型2000年2010年AT11.9%25%CVT0.5%5%MT87%45%AMT0.6%12%DCT0%13%由表1-1和表1-2可知，双离合器自动变速器性能优异、开发难度和成本相对适宜而倍受人们的关注，在未来的变速器领域，DCT具有很好的发展潜力和广阔的市场前景。在变速器领域，我国发展相对较晚，目前主要生产手动变速器。而DCT可以使用原有的手动变速器生产线，生产继承性较好，比较适合我国国情[16-17]。1.2DCT研究现状在20世纪30年代，RudolfFranke首先提出了动力换挡变速器的概念，在3 卡车上进行了装车试验，但因控制技术不完善，而没有未能批量生产。1939年，德国人Kegresse.A申请双离合变速器的专利。随着现代电子和液压控制技术的发展，DCT的研发时机渐成熟，国内外对DCT进行开发和研究都投入了较大人力和资本，至今已有多种形式的DCT装配车辆并得到普遍应用[18-20]。20世纪90年代，大众汽车和博格华纳合作研发出来了一款适用于大批量生产的双离合器自动变速器——DSG（DirectShiftGearbox），且成本较低。且此变速器可以自动换挡，在换挡期间传动系统传递的动力持续不中断。2003年博格华纳开发的DSG已开始了大量生产，并在奥迪TTV6上装车使用。由于DCT优越的性能，在赛车及跑车上得到了大量的使用。2007年，三菱汽车研发出来了其最新研发的新型双离合器自动变速器——SST(Sportshifttransmission)，并在第十代EVO上装车使用。2009年，保时捷研发出来了命名为PDK的双离合自动变速器，并配装于保时捷911卡雷拉上。DCT的开发涉及的方面很广，主要包括整个车辆传动系统的匹配、变速器机械结构的设计、液压系统的设计、整车电控系统的设计等方面。参与研究的机构主要是企业和高校。企业主要负责整机的研发和实车应用，各大高校和权威学术机构主要负责各个关键零部件总成的理论研究。目前，从DCT开发方面来说，其关键技术主要包括起步过程控制、换挡过程控制、换挡规律、换挡品质以及换挡品质的优化等，这些关键技术对DCT的研发都是非常重要，不可或缺。只有不断研究这些关键技术，完善DCT的控制理论和方法，才能形成一套完整的自动变速控制理论体系。下面本文结合国内外的参考文献，对这几个方面的国内外研究现状进行总结。1.起步控制DCT起步控制技术指的是车辆在起步过程中对离合器的控制技术，主要目地是要设计出一种离合器起步的控制规律，在不同环境下它不仅可满足驾驶员驾驶，还使车辆在起步过程中滑摩功和冲击度大小都符合要求。廖林清等在基于AMESim的DCT车辆起步换挡过程仿真分析中得出了DCT车辆行驶过程中离合器油压变化曲线、动力传动系统转矩和转速的变化曲线以及汽车车速和加速度曲线，为制定合理的离合器及动力传动系统综合控制策略奠定了基础[21]；王印束等提出了基于油压变化的模糊逻辑控制理论的观点并进行了仿真实验，取的较好的控制效果[22]；冯巍提出了采用两个前进挡同时参与起步过程的控制策略4 [23]；孙伟等建立了干式双离合器自动变速器(DCT)单离合器起步和双离合器联合起步两种起步方式的仿真模型，以DSP为控制系统核心，用实验方法实现各个传感器数据的采集、判断和处理，实验结果表明较单离合器起步，双离合器联合起步起步时间短，且易于实现[24]。2.换挡控制在换挡控制方面，ShushanBai等提出了clutchtoclutch的换挡控制方法，使用此办法取得了较好的换挡控制效果[25]；M.Goetz等对DCT升降挡及跳挡过程中的发动机、离合器以及变速器输出转矩进行控制，实现了平顺换挡的目的[26]；M.布坎南等提出了把控制目标定为发动机转速的换挡控制方法[27]；牛铭奎等将换挡过程分为五个阶段，建立了各阶段的数学模型，并对换挡过程进行了仿真与试验分析[28]；吴光强等提出了三种改进离合器作动的方式，并对它们进行了仿真和分析[29]；刘振军等针对湿式DCT的特点，设计了多规则因子模糊控制器，通过控制发动机和离合器压力来完成换挡过程的动力切换[30]。3.换挡规律换挡规律是指选择什么样的换挡控制参数，在何时进行换挡。吴光强提出了将目前的换挡规律分别归纳为基于经验、基于约束条件、智能修正和综合智能四种类型，总结了各种换挡规律的应用现状，提出了进一步完善综合智能换挡体系的方法，利用模糊控制和神经网络技术等智能控制技术，生成一个可使动力性、燃油经济性、废气排放和其他性能达到综合最优且符合驾驶员意愿的换挡规律[31]；张东方提出了建立了DCT动力传动系统模型及整车在某一档位行驶和换档过程的动力学模型，并在此基础上建立DCT整车的AMESIM仿真模型及虚拟样机模型[32]；M.Goetz等研究了双离合器变速箱的换挡动力学，并开发了一种集成的动力传动系的换挡控制；刘振军等针对DCT系统的高度非线性不能确定准确的动力学模型等特点，制定出来了一种多规则因子模糊控制器，设置了换挡过程的控制策略。4.换挡品质及其优化DCT系统是一个多转动惯量的系统，换挡过程也不是瞬时完成的，这些都会产生不同程度的换挡冲击国外，GeoffDavis等研究了液力自动变速器车辆换挡品质的优化方法，提出了相应的换挡控制策略[33]；PaulD.Walker等通过模型仿真和实际试验验证了一种发动机扭矩反馈调节方法，减少了DCT换挡过程中的瞬态响应，提高了DCT换挡品质[34]。国内，牛铭奎等得出当DCT分离与接合配合良好时，输出转矩脉动较小，换挡品质好；吴光强等通过对发动机供油调节和换挡过程中动力传动系统综合控制，缩短了换挡时间，优化了换挡品质5 [35]；杨伟斌分析了升、降挡过程中“负转矩”现象产生的原因，提出了基于正交试验设计方法的换挡品质优化方法[36]。目前，在国外DCT已在中小型拖拉机上得到了安装使用，但大型拖拉机DCT技术尚未成熟。在国内针对拖拉机DCT的研究还处于初始阶段，徐立友等对用于拖拉机的DCT结构方案及其控制方法进行了研究并取得了一定成果[37-39]，但尚未取得重大的突破。因此，研究拖拉机DCT具有很重要的理论意义和实用价值。1.3DCT关键技术DCT主要有机械系统和控制系统两部分组成。机械系统与手动变速器相似，易设计。控制系统是DCT的关键部件，其核心技术主要是起步控制策略、综合智能换挡规律和换挡品质的改善方法这三个方面。(1)DCT在换挡过程中，当两个离合器都滑摩时，会产生较多的热量，若不能很好地散出去，会缩短离合器的使用寿命。所以离合器摩擦片材料、及其摩擦面的油槽设计形式等都是需要解决的关键问题[40]。(2)DCT的起步控制技术关键在于以下三个方面：①建立精确完善的离合器的动力学模型。②制定合理的离合器结合速度的控制策略。③提高离合器执行机构的跟踪品质。(3)DCT在换挡过程中，一组离合器要从开始时的接合状态逐渐到滑摩状态，最后再到完全分离状态，不再传递动力；另一组离合器要从开始的分离状态过渡到滑摩转态，最后到完全接合状态，传递全部动力。在这个过程中，为了使传动系统传递的动力不中断，两组离合器一定存在部分的叠加。特别对于在田间工作拖拉机来说，工作阻力较大，换挡过程中，要保证拖拉机的动力性，两组离合器的分离、接合要有恰当的叠加。若两组离合器叠加过多，不会使冲击度和滑摩功急剧增加，导致传动系统的耐久性变差，还可能会出现挂双挡的情况，致使发动机熄火；若两组离合器叠加过小，会出现换挡过程中传递的动力不足，影响拖拉机的动力性，是拖拉机无法正常作业。所以，在换挡过程中如何控制好离合器接合与分离时序，是拖拉机DCT换挡特性研究中的最重要的问题之一[41]。1.4主要研究内容本文针对拖拉机DCT换挡特性进行研究，主要研究内容有：(1)通过对比分析DCT的多种结构形式，提出一种适合于拖拉机作业工况6 的DCT传动方案。(2)对拖拉机传动系统以及拖拉机DCT换挡过程进行动力学分析，建立相应的动力学方程；针对拖拉机的DCT复杂多变的换挡工况，提出两个换挡品质评价指标；依据已建立的动力学方程，建立整个换挡过程和换挡品质仿真模型。(3)分析换挡品质的影响因素、换挡品质与换挡规律的关系以及离合器接合与分离时序对换挡品质的影响；提出拖拉机DCT三参数最佳动力性换挡规律和最佳经济性换挡规律的求解方法。(4)以东方红-1804为研究对象，在犁耕工况下，运用拖拉机三参数最佳动力性换挡规律换挡点的求解方法，算出Ⅲ换Ⅳ挡换的最佳挡点。在此换挡点，对拖拉机DCT的换挡过程进行仿真分析，总结不同的离合器接合与分离时序对换挡品质产生的影响。7 第2章拖拉机DCT传动方案设计DCT具有生产继承性好、油耗低、结构紧凑等优点，同时换挡时间短，换挡时动力不中断，操作平稳流畅。现阶段针对不同的车型已设计出不同类型的DCT变速器，所以针对在田间工作的拖拉机，要结合拖拉机特殊的工况，设计合理的DCT传动方案。本章分析DCT的工作原理；设计合理的DCT传动方案；对拖拉机整机参数进行设置。2.1DCT工作原理分析DCT结构与其他类型变速器有较大的不同，某5+1挡DCT传动简图如图2-1所示。DCT包括与奇数挡输入轴固接的离合器C1、与偶数挡输入轴固接的离合器C2、奇数挡转矩输入轴、偶数挡转矩输入轴、中间轴、奇数挡转矩输出轴、偶数转矩挡输出轴、奇数挡主从动齿轮、偶数挡主从动齿轮、液压系统及电子控制系统等部分[42-44]。换挡控制基本原理如图2-2所示。图2-1双离合器自动变速器结构简图Fig.2-1StructureofDCTgearing8 图2-2双离合器自动变速器控制系统基本原理图Fig.2-2ElementarydiagramofDCTcontrolsystem当车辆以Ⅰ挡起步前，离合器Cl、C2均处于分离状态，DCT处于空挡。当电子控单元收到起步指令后，给换挡控制执行机构发出换上Ⅰ挡指令，换挡控制执行机构将Ⅰ挡同步器与Ⅰ挡齿轮啮合，换上Ⅰ挡。然后，电子控单元给离合器C1的控制单元发出离合器C1的接合指令，离合器C1的控制单元控制离合器C1逐渐接合，同时车辆开始起步。当离合器C1完全接合后，车辆起步过程最终完成，且车辆以Ⅰ挡行驶。此时，发动机的输出动力经离合器传C1传递给奇数挡输入轴，再经与奇数挡输入轴固接的Ⅰ挡主动齿轮传递给Ⅰ挡从动齿轮，之后经与Ⅰ挡从动齿轮固接的奇数挡输出轴将动力传递到主减速器，进而传递到差速器，转矩传递路线如图2-3。当车辆以Ⅰ挡起步完成后，离合器C2仍处于分离状态，当车速上升到Ⅱ挡换挡点时，电子控单元就会给换挡控制执行机构发出换上Ⅱ挡指令，换挡控制执行机构将Ⅱ挡同步器与Ⅱ挡主动齿轮啮合，提前换上Ⅱ挡，接着电子控单元会给离合器C2控制单元发出接合指令，给离合器C1控制单元发出分离指令，离合器执行机构通过控制两组离合器的油压变化来使离合器C1逐渐分离、离合器C2逐渐接合，直至离合器C1完全分离、离合器C2完全接合，最后，电子控单元就会给换挡控制执行机构发出摘下Ⅰ挡指令，摘下Ⅰ挡，最终完成了Ⅰ挡换Ⅱ挡。此时，发动机的输出动力经离合器传C2传递给偶数挡输入轴，再经与偶数挡输入轴固接的Ⅱ挡主动齿轮传递给Ⅱ挡从动齿轮，之后经与Ⅱ挡从动齿轮固接的偶数挡输出轴将转动力递到主减速器，进而传递到差速器，转矩传递路线如图2-4。在车辆行驶过程中，其他挡位的切换与上述过程类似，奇数挡动力的传递路线与图2-3类似，偶数挡动力的传递路线与图2-4类似。9 图2-3Ⅰ挡转矩传递路线图2-4Ⅱ挡转矩传递路线Fig.2-3PowertransmissionlineofⅠgearFig.2-4PowertransmissionlineofⅡgear2.2拖拉机DCT传动方案设计拖拉机负载大，作业工况复杂多变，工作环境恶劣，工作模式繁多，因此与汽车相比，拖拉机的变速器设计要求相对较高。汽车用变速器多要求操作简便、平顺性好以及省油等，4～6个挡位即可达到汽车工况的需求。而拖拉机变速器需能传递大转矩，换挡时传动系统传递转矩持续不中断，并满足拖拉机多种工作模式的要求，挡位数较多，例如，东方红-1804拖拉机有12个前进挡，4个倒挡，最大牵引力可以达到58.5kN以上。因此，在设计拖拉机DCT的时候，不仅要借鉴汽车DCT的设计经验，还要结合拖拉机特有的工况。按照布置形式，DCT可分为两种类型，即单中间轴式和双中间轴式，如图2-5、图2-6所示。在大型拖拉机中，为了达到拖拉机多重工作模式的要求，需要有足够的挡位数。一种结构合理的多离合器多挡位变速器，设有高档、中挡、低档、倒挡和爬行挡，该变速器可实现(24+12)个挡输出，其传动简图如图2-7所示。10 图2-5单中间轴式结构简图Fig.2-5StructuresketchofsinglemiddleshaftDCT图2-6双中间轴式结构简图Fig.2-6StructuresketchoftwinmiddleshaftDCT图2-7多挡位变速器传动简图Fig.2-7Multigeartransmissiondiagram11 对上述三种传动方案进行对比，单中间轴式DCT中间轴向尺寸较长，不宜传递较大的转矩；双中间轴式DCT整体尺寸较大，结构不够紧凑；多离合器多挡位变速器离合器数量较多，控制系统复杂，生产工艺要求苛刻。本设计采用的传动方案简图如图2-8所示，输出轴后安装逆向器机构，最终可实现输出(12+12)个挡位[44]。轴和齿轮空间分布如图2-9所示。图2-8双离合器自动变速器传动简图Fig.2-8SketchofDCTgearing图2-9DCT轴和齿轮空间分布图Fig.2-9ShaftstereogramofDCT12 2.3拖拉机整车参数确定本文参考东方红-1804拖拉机，整机参数设置如表2-1所示。表2-1整机参数设置Tab.2-1Entirevehiclebasicparameters型号LR6105ZWT3发动机12小时标定转速132kW/2200r/min额定油耗＜235g/KW·h型号16.9-28/20.8-38滚动半径0.88m动力输出功率112.1kW/540r/min112.1kW/1000r/min传动系下挂610mm处提升力36kN旱田犁耕牵引力58.5kN额定牵引力40kN整机结构质量6390kg使用质量6783kg最小使用质量6500kg整机参数轮距2800mm轴距调节（前/后）1704～2200mm/1620～2200mm（可调）总体尺寸5285mm×2696mm×2960mm2.4本章小结(1)阐述了DCT的结构特点，并以起步和Ⅰ挡换Ⅱ挡为例，阐述的DCT工作原理。(2)针对拖拉机特殊的工况，通过对比分析多种传动装置，设计了一套适合于大马力拖拉机的DCT传动方案。(3)参照东方红-1804拖拉机，确定了DCT拖拉机的整机参数。13 第3章拖拉机DCT换挡过程动力学分析与建模对拖拉机DCT换挡过程进行动力学分析，首先要确定其动力学模型。建立合适的拖拉机DCT换挡过程动力学模型不仅是研究其换挡特性的基础，而且还是建立换挡过程仿真的前提。本章首先对发动机、机组、离合器、换挡过程以及换挡品质评价指标进行动力学分析，并以此为基础建立拖拉机DCT换挡过程和换挡品质仿真模型，为后面章节的仿真分析奠定基础。3.1发动机传递转矩特性发动机是拖拉机正常工作的能量来源，其产生的转矩经传动系统传递至车轮。发动机速度特性是指在油门开度一定的的情况下，发动机的输出转矩、燃油消耗率和输出功率随发动机转速的变化而变化的关系。发动机的运行机理非常复杂，其速度特性很难用一个具体的表达式表示出来[46]。发动机建模包括实验建模和理论建模两种方法。其中理论建模法比较精确，能较为准确的反映发动机的瞬态工况，但其涉及复杂的热力学方程，不易建模。实验建模法是通过做发动机的台架实验，测得发动机的不同油门开度下的转速、输出转矩矩和燃油消耗量等数据，并这些数据按照一定的方法处理后输入数据库，当需要时，即可通过查表法取得所需数据。实验建模法可通过查表插值取得实验数据，易于实现。由于拖拉机DCT的换挡特性是本文的主要研究对象，因此为了简化，通过实验建模法建立发动机数学模型。在对拖拉机的换挡过程研究中，主要应用发动机输出转矩与转速的变化关系。表3-1给出了台架试验中测得的发动机输出转矩Te、转速ne和油门开度α三者变化的稳态试验数据。大量的实验研究表明，发动机输出转矩可以表示成发动机转速与油门开度的函数，其数学关系式可表示为：Tfne0α,e(3-1)式中，Te0为发动机稳态时输出的转矩；α为油门开度。14 表3-1拖拉机发动机输出转矩-转速特性试验数据Tab.3-1TestdataofTorque-SpeedcharacteristicsofthetractorengineαTe030%40%50%60%70%80%90%100%80039039039039039039039039010004424424424424424424424421200486.6486.6486.6486.6486.6486.6486.6486.61400295515515515515515515515ne16004124625235235235235231800395431477510.6510.6510.6510.620002953674124844844842200190295363452.5452.5240068132220图3-1发动机稳态输出转矩模拟曲面Fig.3-1Enginesteadyoutputtorquesimulationsurface本文采用东方红-1804拖拉机车型的柴油发动机，发动机稳态转矩特性如图3-1所示。为了研究方便，利用Matlab中的函数Polyfit(x,y,n)对一定油门开度下发动机输出转矩与转速进行拟合，得到的拟合关系式如下32Tbnbnbnb(3-2)e01e2e3e4式中，b1，b2，b3，b4为拟合系数。不同油门开度下同一转速之间的稳态转矩输出值可通过差值求得。15 油门开度是影响离合器换挡过程的重要因素，后文设置仿真工况时，取油门开度为α=1.0，图3-2为该油门开度下不同转速在调速特性曲线下对应的转矩值。550500450400350T(N.m)30025020015010080010001200140016001800200022002400n(r/min)图3-2油门开度α=1.0时发动机调速特性曲线Fig.3-2Enginegovernedspeedcurveatthrottleopeningequalto1.0在拖拉机在作业过程中，柴油发动机在非稳态工况下运转的时间所占的比例可达90%左右。研究表明，柴油发动机在两种工况下的输出转矩特性差别明显。如拖拉机在进行加速时，柴油发动机的混合气体浓度降低，此时与稳态工况相比，柴油发动机输出的转矩要小，输出的转矩会有一定的减小，其减小量在多数情况下小于柴油发动机最大输出转矩的4%～5%，柴油发动机的角加速度与减小量几乎呈比例关系；拖拉机减速时，柴油发动机的混合气体浓度有一定程度的增加，与稳态工况相比，柴油发动机输出的转矩会有一定的上升，柴油发动机的角加速度与上升量近似为线性关系[47-48]。由上可知，在非稳态工况下，柴油发动机的输出转矩可通过对在稳态工况下柴油发动机输出转矩进行修正得到。修正后的柴油发动机非稳态工况下输出转矩表示为：TTTn(3-3)ee0ee0e2式中：Te为修正后的柴油发动机非稳态工况下输出转矩，N.m；ωe为柴油发动机的曲轴转速,red/s；λ为柴油发动机在非稳态工况下输出转矩下降系数。16 3.2机组动力学特性在工作过程中，拖拉机所受的阻力比较复杂，主要有以下5类：机组牵引阻力FT，滚动阻力Ff，坡道阻力Fi，加速阻力Fj，空气阻力Fw等。拖拉机在行驶时满足驱动力与阻力合力相等[49]，即：FFFFFFTfiwj(3-4)1.牵引阻力牵引阻力指的是在田间作业过程中，拖拉机配套机组与土壤作用时土壤对其的反作用力，它的大小与农机具的类型、土壤性质以及耕作深度和宽度有关。由于与拖拉机配套的农机具种类较多，机组的作业条件有较大差别，农机具与土壤之间的动力学也十分复杂，所以很难准确的建立在各种工况下的拖拉机机组动力学模型。本文以拖拉机犁耕作业作为主要研究工况，对拖拉机机组进行动力学分析。牵引阻力可表示为：FnKbh(3-5)Tk式中，n2k为犁的个数；K为土壤阻力系数（壤土），N/cm，查表3-2；b为犁宽，cm；h为耕深，cm。表3-2土壤阻力系数范围Tab.3-2valueofdifferentspeed田地类别土壤性质土壤比阻砂土2.0～4.0旱地壤土4.0～6.0黏土8.0～10.0黏质土旱耕6.0～11.0水田壤土水耕2.0～5.0沤田≤2.02.滚动阻力拖拉机滚动阻力是指拖拉机的车轮与地面之间相对滚动时，它们之间产生的相互作用力，可表示为：(3-6)FGff17 式中：G为拖拉机与机组整体所受到的重力，当拖拉机带挂车进行运输作业时，应包括挂车所受到的重力，N；f为拖拉机的滚动阻力系数，查表3-3。表3-3拖拉机的滚动阻力系数Tab.3-3Tractorrollingresistancecoefficient轮式拖拉机路面情况滚动阻力系数附着系数沥青路0.020.7~0.8农村土路0.03~0.050.8割茬地0.08~0.100.6撂荒地0.06~0.080.7新翻耕地0.12~0.180.4耙后地0.16~0.180.4~0.6干沙土0.200.3湿沙土0.160.4压实雪道0.030.3沼泽地0.250.13.空气阻力拖拉机空气阻力指的是拖拉机在空气介质中行驶，空气作用力在行驶方向形成的分力。空气阻力与拖拉机的速度的平方成正比，车速越快阻力越大。在田间作业时，拖拉机速度较低，空气阻力可不考虑，但当拖拉机速度大于18km/h时，空气阻力会急剧增加，此时不用忽视。拖拉机空气阻力表达式为：2FBw0.7Hv(3-7)式中，B为拖拉机的宽度,m；H为外廓高度,m；v为拖拉机的速度,m/s。4.坡道阻力拖拉机坡度阻力指的是拖拉机在倾斜线路上行驶时，拖拉机重力沿坡度方向的分力，其大小与坡度成正比：FGsinGi(3-8)i式中：G为拖拉机与机组整体所受到的重力,N；φ为拖拉机在倾斜线路上行驶时的坡度角；i表示坡度。18 5.加速阻力拖拉机加速阻力指的是在加速过程中，拖拉机克服平移质量和旋转质量产生的惯性阻力，式为：(3-9)F(mm)vj1式中，δ为拖拉机旋转质量换算系数；m为拖拉机结构质量,kg；m1为拖拉机配套机组质量,kg。6.驱动力拖拉机驱动力由发动机的输出转矩通过变速器、主减速器和轮边减速器增扭后传递到拖拉机驱动轮，其表达式为：TiiiegoLF(3-10)rq式中：ig为变速器当前挡位传动比；i0为主减速器传动比；iL为轮边减速器传动比；η为机械传动系效率；rq为驱动轮滚动半径。3.3双离合器传递转矩特性经过大量研究表明，离合器传递的转矩主要有粘性转矩和摩擦转矩两种[50]。在油液粘性阻力的作用下，离合器的主从动部分之间会产生相互作用力，离合器的粘性转矩就是有这个相互作用力转化而来；摩擦转矩则是由与离合器的主从动副之间的摩擦力产生的。离合器传递的转矩可表示为：TTT(3-11)vf式中，T为离合器传递的转矩，N.m；Tv为离合器粘性转矩，N.m；Tf为离合器摩擦转矩，N.m。图3-3离合器摩擦片Fig.3-3ClutchFrictionDisk19 如图3-3所示，假定摩擦片圆周上各点受力均匀，通过积分计算可得：2T2rdr(3-12)vy式中，r为微小单元与中心轴的距离；τy为粘性剪切力。与此粘性转矩相似，同理可得摩擦转矩：2T2rdr(3-13)ff根据库仑定律可以得：τf=μPa(3-14)由式(3-13)、式(3-14)可得：2T2rPdr(3-15)fa式中，μ为离合器片摩擦系数；Pa为微小单元表面接合压力,N。一般情况下，与摩擦转矩相比，粘性转矩相对较小，因此在本文中忽略不计。离合器摩擦转矩又分为静态摩擦转矩和动态摩擦转矩。离合器主从动副无相对滑动时，离合器传递的转矩为静态摩擦转矩；离合器主从动副有相对滑动时，离合器传递的转矩为动态摩擦转矩。静态摩擦转矩不考虑离合器传递转矩的变化过程，在DCT的换挡过程中，若采用静态摩擦转矩模型计算，则最终得到的计算结果与实际情况会有较大差异[41]；动态摩擦转矩模型则考虑到了转矩的传递变化过程。因此，要根据离合器所处的状态选择相应摩擦转矩模型，这样才可取得较高的DCT控制精度。二者的主要差别就在于摩擦系数，动态摩擦系数随离合器主动部分与被动部分转速差的变化而变化。当离合器主从动副有相对滑动，处于滑摩状态时，其传递的动态摩擦转矩为：332RrTsgn()Spz(3-16)eecf223Rr式中，Te为离合器传递的动态摩擦转矩,N.m；μf为摩擦片动摩擦因数；S为摩擦片接触面积,m2；p为正压力,N；z为摩擦片数；R为外半径,m；r为内半径,m；sgn为符号函数；ωe为发动机转速,red/s；ωc为离合器从动副转速,red/s。20 符号函数sgn满足式(3-17)~式(3-19)。sgnec1ec0(3-17)sgnec0ec0(3-18)sgnec1ec0(3-19)当离合器主从动副有相对滑动，离合器完全接合时，其传递的静态摩擦扭矩为：332RrTSpz(3-20)cs223Rr式中，Tc为离合器传递的静态摩擦转矩，N.m；μs为静摩擦系数。为了分析离合器状态的切换过程，以准备分离的离合器由接合到滑摩为例进行分析。设离合器主从动副所能提供的最大摩擦扭矩为Tcmax，则当Te≤Tc1max时，离合器仍处于接合状态；当Te˃Tc1max时，离合器由接合状态转变为滑摩状态。准备接合的离合器由滑摩状态转变为接合状态的过程比较复杂，在本文的研究中，对此问题进行了简化处理，认为准备接合的离合器主从动片转速一旦相同，即认为由滑摩状态转变为接合状态。3.4换挡过程动力学DCT是通过两组离合器的接合与分离来完成换挡的，对两组离合器接合与分离过程的控制是DCT需要解决的难点。对换挡过程中两组离合器的接合与分离时序的控制是DCT研究的关键之处。在切换过程中，两组离合器存在恰当的叠加，若两组离合器叠加过多，两组离合器叠加过多会使冲击度和滑摩功剧增，加重离合器摩损等现象，进而使换挡平顺性和传动系统的耐久性变差；若两组离合器叠加不足会导致变速器输出转矩过低甚至动力中断，还会造成转矩传递系数过低，产生较大动载荷，影响拖拉机的动力性和传动系统的耐久性。若离合器接合速度过快，会造成冲击度增大，影响换挡平顺性；若离合器接合速度过慢，会增长的滑摩时间，滑摩功增加，影响离合器的使用寿命。因此，DCT研发过程中的核心问题是对换挡过程进行精确的控制。结合拖拉机特殊的结构与作业工况，再参考汽车DCT换挡过程，以Ⅲ挡换Ⅳ挡为例，对挡过程中各个阶段的转矩传递路线和动力学方程进行具体分析。21 拖拉机田间作业工况复杂，换挡过程中影响因素较多，建模时需作如下简化：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忽略轴的振动；③忽略齿轮啮合弹性和轴承与轴承座的弹性；④忽略系统里的阻尼与间隙。图3-4拖拉机DCT传动简图Fig.3-4GearingsketchoftractorDCT注：Te为发动机输出转矩；T11、T21为离合器Cl、C2从动部分对发动机和两离合器的主动部分的反作用转矩；Tc1、Tc2为离合器Cl、C2主动部分对从动部分的作用转矩；T12为Ⅲ挡从动齿轮对主动齿轮的作用转矩；T22为Ⅳ挡从动齿轮对主动齿轮的作用转矩；Ts1、Ts2分别为Ⅲ、Ⅳ挡输出轴输出转矩；Ts为变速器输出转矩；ωe为发动机角速度；ωc1、ωc2为离合器C1、C2角速度：Ie为发动机及离合器的主动部分转动惯量；Ic1为离合器C1从动部分(包括变速器所在输入轴及其上齿轮)转动惯量；Ic2为离合器C2从动部分(包括变速器输入轴及其上齿轮)转动惯量；ig3为Ⅲ挡传动比；ig4为Ⅳ挡传动比；iL为轮边减速器传动比；i0为主减速器传动比。拖拉机在田间进行作业时，车速较低，空气阻力可以忽略不计。基于升挡与降挡的原理相同，以Ⅲ挡升Ⅳ挡为例进行换挡过程研究[51-52]。拖拉机DCT换挡过程十分复杂，根据离合器C1、C2的分离接合状态，将DCT换挡过程分为五个阶段[53-54]：第一阶段(C1接合，C2分离)：在此阶段，离合器C1转速等于发动机转速，挂上Ⅳ挡，离合器C1上的油压从最大值开始下降，离合器C2上的油压从零开始上升。离合器C1处于接合状态，传递全部的发动机转矩；离合器C2处于分离状态，不传递发动机转矩，且离合器C2从动部分连同与其连接的输入轴和主动齿轮一起空转，消耗从离合器C1传递过来的转矩。此阶段动力传递路线22 如图3-5所示，此阶段系统动力学方程为：图3-5第一阶段动力传动路线图Fig.3-5Routeofpowertransferatfirststage发动机与离合器C1部分的动力学方程为：TTI(3-21)e11eeTTI(3-22)c112c1c1离合器C2部分的动力学方程为：TI(3-23)22c2c2拖拉机的动力学方程为：Tt2（mm）vF（mm）fcos7.0BHv（mm）gi(3-24)1T11rqvc1c2在此阶段，c1e，TtLii（0Ts1Ts2），，riiiiiiqL0g3L0g4Ts1ig3T12，Ts2ig4T22，根据以上关系，可得此阶段的系统动力学方程为：22iirF（mmg)fcosmmgsinmmrig3g4qT111qg4(3-25)TeTc22222Ic2IeIc1eig3L0iiig3L0iiig3ig3第二阶段(C1接合，C2滑摩)：在此阶段，离合器C1转速仍等于发动机转速，离合器C1上的油压继续下降，离合器C2上的油压继续上升。离合器C1仍处于接合状态，传递大部分发动机转矩；离合器C2开始处于滑摩状态，传递少部分发动机转矩。此阶段动力传递路线如图3-6所示，此阶段系统动力学方程为：23 图3-6第二阶段动力传动路线图Fig.3-6Routeofpowertransferatsecondstage离合器C1部分动力学方程与式(3-22)相同，式(3-21)变为：TeT11T21Iee(3-26)离合器C2部分的动力学方程为：TTI(3-27)c222c2c2拖拉机的动力学方程与式(3-24)相同。vc1c2在此阶段，c1e，TtLii（0Ts1Ts2），，riiiiiiqL0g3L0g4Ts1ig3T12，Ts2ig4T22，根据以上关系，可得此阶段的系统动力学方程为：22iirF（mmg)fcosmmgsinmmriTg3g4TqT111qg4III(3-28)ec22222c2ec1eig3L0iiig3L0iiig3ig3第三阶段(C1滑摩，C2滑摩)：在此阶段，发动机转速与离合器C1、C2转速均不相等，离合器C1上的油压仍继续下降，离合器C2上的油压仍继续上升。离合器C1开始处于滑摩状态，传递的发动机转矩继续下降；离合器C2仍处于滑摩状态，传递的发动机转矩继续上升。此阶段动力传递路线如图3-7所示，此阶段系统动力学方程为：24 图3-7第三阶段动力传动路线图Fig.3-7Routeofpowertransferatthirdstage发动机与离合器C1部分的动力学方程与式(3-22)、(3-26)相同，离合器C2部分的动力学方程式(3-27)相同，拖拉机的动力学方程与式(3-24)相同。在此阶段，c1e，c2e，TtLii（0Ts1Ts2），vc1c2，T1i3T12，TiT，根据以上关系，可得此阶sgs2g422riiiiiiqL0g3L0g4段的系统动力学方程为：TTTI(3-26)e1121ee22irF（mmg)fcosmmgsinmmrig4qT111qg4(3-29)Tc1Tc22222Ic2IeIc1eig3L0iiig3L0iiig3ig3第四阶段(C1分离，C2滑摩)：在此阶段，发动机转速仍介于离合器C1转速与离合器C2转速之间，离合器C1上的油压持续下降，离合器C2上的油压持续上升。离合器C2仍处于滑摩状态，传递发动机大部分转矩；离合器C1处于分离状态，不再传递发动机转矩，且离合器C1从动部分连同与其连接的输入轴和主动齿轮一起空转，消耗从离合器C2传来的转矩。此阶段动力传递路线如图3-8所示，此阶段系统动力学方程为：25 图3-8第四阶段动力传动路线图Fig.3-8Routeofpowertransferatfourthstage发动机与离合器C1部分的动力学方程为：TI(3-30)12c1c1发动机与离合器C2部分的动力学方程式为：TTI(3-31)e21eeTTI(3-32)c222c2c2拖拉机的动力学方程与式(3-24)相同。vc1c2在此阶段，c2e，TtLii（0Ts2Ts1），，riiiiiiqL0g3L0g4Ts1ig3T12，Ts2ig4T22，根据以上关系，可得此阶段的系统动力学方程为：TTI(3-33)e21ee22rF（mmg)fcosmmgsinmmriTqT111qg3II(3-34)c22222c1c2c2iL0iig4iLi0ig4ig4第五阶段(C1分离，C2接合)：在此阶段，离合器C1上的油压下降到零，离合器C2上的油压上升到最大值。离合器C2处于完全接合状态，传递发动机全部的转矩；离合器C1最终处于完全分离状态。此阶段动力传动路线如图3-9所示，此阶段整个系统的动力学方程为：26 图3-9第五阶段动力传动路线图Fig.3-9Routeofpowertransferatfifthstage离合器C1部分的动力学方程与式(3-30)相同，发动机与离合器C2部分的动力学方程与式(3-31)、式(3-32)相同，拖拉机的动力学方程与式(3-24)相同。vc1c2在此阶段，c2e，TtLii（0Ts2Ts1），，riiiiiiqL0g3L0g4TiT，TiT，根据以上关系，可得此阶段的系统动力学方程为：s1g312s2g42222rF（mmg)fcosmmgsinmmriTqT111qg3III(3-35)e2222c1ec2eiL0iig4iLi0ig4ig4在这整个换挡过程中，离合器C1转速n1和离合器C2转速n2始终呈比例关系；在第一和第二阶段的换挡过程中，发动机转速ne与离合器C1转速n1相等；在第三阶段的换挡过程中，发动机转速ne介于离合器C1转速n1和离合器C2转速n2之间；在第四和第五阶段的换挡过程中，发动机转速ne与离合器C2转速n2相等。因此，在换挡时应准确的控制发动机转速ne，使其在较小范围内波动。离合器C1转速n1、离合器C2转速n2和发动机转速ne三者这五个阶段的关系如图3-10所示。换挡过程中，离合器C1传递的转矩、离合器C2传递的转矩以及发动机输出转矩的变化趋势如图3-11所示。27 图3-10换挡过程转速变化关系图Fig.3-10Rotatingspeedchangewithtimeinshifting图3-11换挡过程转矩变化示意图Fig.3-11Schematicdiagramoftorquechangewithtimeinshifting3.5拖拉机DCT换挡性能评价指标目前，国内外对换挡品质的研究主要集中在汽车等高速车辆上。换挡评价指标主要是：冲击度和滑摩功。用冲击度来评价对换挡过程的平顺性的影响，用滑摩功来评价对离合器使用寿命的影响[55-56]。与汽车不同，拖拉机作业工况复杂多变，在田间高负载工况下换挡时，若拖拉机DCT输出转矩降幅过大，传动系统会产生较大的动载荷，影响拖拉机传动系统的使用寿命；同时，会造成拖拉机DCT输出转矩过低或者中断，影响拖拉机正常作业。因此，还需对传动系统的耐久性和拖拉机的动力性进行评价。为此，本文在原有换挡品质评价指标的基础上又提出了变速器输出转矩传递系数和变速器输出转矩两个新的换挡品质评价指标，以期为拖拉机换挡控制策略的制定提供理论基础。28 3.5.1换挡时间换挡时间是指从DCT控制单元发出换挡指令到完成换挡所需要的时间。若要求快速换挡，应减少换挡时间；若要求平稳换挡，则应适当延长。3.5.2滑摩功滑摩功是指换挡过程中离合器主、从动盘转速不等产生相对滑动，滑动过程中做的功，即：Wt2Tdtt2Tdtt1c1ec1t1c2ec2(3-36)式中，W为滑摩功，J；t1为离合器开始滑摩时间，s；t2为离合器终止滑摩时间，s。滑摩功的大小对离合器的使用寿命的产生重要影响，换挡过程中产生的滑摩功越大，离合器的摩擦片温度就会升的越高，会缩短离合器的使用寿命。因此，在换挡过程中因尽量减小滑摩功。3.5.3冲击度冲击度为车辆纵向加速度的变化率，即：2dadvJ(3-37)2dtdt式中，J为冲击度，m/s3；v为车速，m/s；a为车辆的加速度，m/s2。冲击度对换挡过程中的平顺程度产生主要的影响，能真实地反映换挡品质。不同的国家，对冲击度有不同的限定[57]：德国标准：J≤10m/s3；前苏联标准：J≤31.36m/s3；中国标准：J≤17.6m/s3。由车辆输出轴输出转矩的计算公式可得：TTrrITiTiT(3-38)vssg3c1g4c2iiii0L0L式中，Iv为输出轴及拖拉机平移质量换算到输出轴上的转动惯量，kg.m²；ωs为变速器输出轴角速度,red/s；Tr为车轮上的阻力矩,N.m。车速的大小为驱动轮的角速度与车轮半径的积，即：vr(3-39)rq式中：ωr为车轮的角速度。29 ii(3-40)s0Lr由式(3-36)、式(3-37)、式(3-38)和式(3-39)可得：rd(iiiTiiiTT)q0Lg3c10Lg4c2rJ(3-41)22iiIdt0Lv与汽车相比，拖拉机受到的阻力较大，因此车轮上的阻力矩Tr不可忽略。同时可知，拖拉机所受阻力的大小对冲击度有着重要的影响，在研究改善拖拉机DCT换挡品质的时候，要充分考虑阻力矩Tr这个影响因素。3.5.4变速器输出转矩传递系数在DCT换挡时，一个离合器要逐渐分离，同时另一个离合器要逐渐接合。此时，变速器的输出转矩就会有一定的下降甚至中断，这不仅对拖拉机的动力性产生很大的影响，而且产生很大的动载荷，对传动系统造成冲击，进而影响传动系统的耐久性。因此需要对转矩的下降程度进行评价，并以此作为换挡品质的评价指标。变速器输出转矩传递系数是换挡过程中变速器输出轴的转矩与换挡开始前变速器的稳定输出转矩的比值，其数学表达式为：KT/TTs0(3-42)式中，KT为变速器输出转矩传递系数；Ts为换挡过程中变速器输出轴的转矩，N.m；T0为换挡开始前，变速器的稳定输出转矩，N.m。转矩传递系数不仅能够反映换挡过程中变速器传递转矩的能力，而且能够反映换挡前与换挡过程中转矩下降的幅度和产生的动载荷大小程度。在换挡过程中，转矩传递系数越大，表明变速器传递转矩的能力就越大，换挡前与换挡过程中转矩下降的幅度和产生动载荷的程度就越小，产生的动载荷就越小。对于拖拉机来说，转矩传递系数越大，换挡动力性越好，传动系统的耐久性就越好，所以要求在换挡过程中转矩传递系数尽量大。3.5.5变速器输出转矩拖拉机DCT在田间高负载复杂作业情况下进行换挡。如果在换挡期间，变速器的输出转矩过小或者中断，拖拉机就无法正常作业。变速器输出转矩能够直观的表示拖拉机动力性，因此需要对变速器输出转矩的大小进行评价，并以此作为换挡品质的评价指标。变速器输出转矩是换挡过程中变速器奇数挡轴和偶数挡输出轴的输出转矩之和，其数学表达式为：30 TTTss1s2(3-43)因为拖拉机在田间高负载复杂情况下作业需要很大的转矩来克服外界阻力，所以要求在换挡过程中变速器输出的转矩越大越好，保证拖拉机的动力性。3.6DCT换挡过程仿真模型建立3.6.1建模工具(1)Simulink工具箱Simulink是Matlab最重要的组件之一，它提供了一个动态系统建模、仿真和综合分析的集成环境[58]。(2)Stateflow工具箱Stateflow是一种可视化的图形设计开发工具，是有限状态机(Finitestatemachine，简称FSM)的图形工具，通常用于解决复杂控制和检测过程中的逻辑问题[59]。有限状态机的工作原理如图3-12所示。图3-12有限状态机工作原理图Fig.3-12Functiondiagramoffinitestatemachine(3)全局变量模块在建立Simulink仿真模型时，会产生许多中间变量，有些变量在模型中运用较多，若把这些变量连到所需的地方，整个模型就会显得繁杂、凌乱，可读性差等问题。在本文中运用了全局变量模块，可以很好的解决上述问题，提高建模效率，让模型显得更加简洁、清晰。全局变量模块分为变量赋值模块、变量储存模块和变量运用模块。变量赋值模块的作用是记录下某个变量每一时刻的值；变量储存模块的作用是把变量赋值31 模块记录下某个变量每一时刻的值存储起来，且变量储存模块只能放在模型的顶层；变量运用模块作用是调用变量储存模块存储的这个变量的值。3.6.2发动机建模本文所用的发动机模型是用试验数据法建立的，它是以油门开度和发动机转速为输入，查表输出扭矩的。发动机输出转矩模型如图3-13所示。其中，Engine_a模块表示的是拖拉机的油门开度，Engine_We模块表示的是拖拉机的转速，LookTable（2-D）模块表示的是利用发动机的实验数据建立的二维表，Engine_Te模块表示的是发动机的输出转矩。。1-K--K-1du/dtEngine_WeGainGain1xiajiangxishuDerivativeEngine_Te2Engine_aLookupAddTable(2-D)图3-13发动机输出转矩模型Fig.3-13Engineoutputtorquemodel3.6.3离合器建模DCT的换挡过程是通过改变作用在两组离合器上的油压来实现的，因此离合器上油压的变化情况对换挡性能有重要的影响。同AT换挡过程控制原理相同，DCT同样也是以控制电磁阀的占空比、频率和多个开关阀的状态方式来控制两个离合器油压的变化。根据国内外对DCT油路的大量实验分析，在DCT换挡过程中，两组离合器上的油压变化曲线如图3-13，其变化曲线基本上符合如下公式：btppep01(3-43)32 图3-14指数型变化规律油压变化图Fig.3-14Curveofoilpressurebyexponentialcurvature在本文中，为了简化仿真过程，采用直线型油压变化规律，离合器油压变化曲线如图3-15所示。离合器C1离合器C2压油时间图3-15直线型离合器油压变化曲线Fig.3-15Clutchoilpressurechangingcurveofstraightlinetype根据前面分析，因此可建立离合器C1油压减小时的Simulink仿真模型，如图3-16所示。离合器C2油压增大时的Simulink仿真模型与此类似，如图3-17所示。InitialPressure模块表示的是离合器C1的初始油压，Pc1模块表示的是离合器C1的输出油压，Pc2模块表示的是离合器C2的输出油压。0:0-C-0:0InitialPressurePc12-K-SaturationClockk1ConvertAdd图3-16离合器C1油压减小时的仿真模型Fig.3-16SimulationmodelofclutchC1reducedpressure33 0:00:0u-0.12-K-Pc2Clock2FcnSaturation1Gain1Gain2Saturation图3-17离合器C2油压减小时的仿真模型Fig.3-17SimulationmodelofclutchC2increasespressure3.6.4换挡过程仿真模型的建立DCT在换挡过程中，依次经历了五个阶段。五个阶段的转换条件如下：第一阶段，离合器C1接合，离合器C2分离，同步器已经与Ⅳ挡从动齿轮啮合，Tc1小于Tc1max，ωe等于ωc1，ωe不等于ωc2，Tc2等于零。第一阶段向第二阶段转化的条件是Tc2>0，ωe=ωc1，ωe≠ωc2，Tc1Tc1max。第三阶段，离合器C1滑磨，离合器C2滑磨，ωe介于ωc1、ωc2大小之间，Tc1大于Tc1max，Tc2大于Tc2max。第三阶段向第四阶段转化的条件是ωe=ωc2，ωe≠ωc1，Tc20&&&&(cnt>0)]during:fun_DCT_1_system;during:cnt++;[Clutch_Tc10&&(Engine_We==Clutch_Wc1)&&!(Clutch_Wc2==Engine_We)]DCT_2_SYSen:LV_DCT_1_START=0;DCT_3_SYSLV_DCT_2_START=1;en:LV_DCT_1_START=0;LV_DCT_3_START=0;LV_DCT_2_START=0;LV_DCT_4_START=0;LV_DCT_3_START=1;LV_DCT_5_START=0;;LV_DCT_4_START=0;during:fun_DCT_2_system;LV_DCT_5_START=0;;during:fun_DCT_3_system;[Clutch_Tc1>Clutch_Tc1max&&!(Engine_We==Clutch_Wc1)&&!(Clutch_Wc2==Engine_We)]DCT_4_SYSen:LV_DCT_1_START=0;[Clutch_Tc2