基于Simulink和TruckSim礦用汽車動力性換擋規律特性分析

趙曉宛，李國良，陳子謀

(1.長春汽車工業高等專科學校，吉林 長春 130013；2.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室，吉林 長春 130025)

1 引言

液力自動變速箱適用于大扭矩動力傳遞的礦用車輛中，是動力傳遞的重要單元，其換擋策略對整體效率具有重要影響[1]。油門開度和車速是設計換擋規律時的重要輸入參數，整個過程是相對靜態的；而實際車輛在起步、減速及換擋等狀態下，換擋的過程屬于動態變化的，因此原有的換擋規律與實際之間存在較大差異，影響車輛的換擋效率和動力傳遞的可靠性，進而影響整車的性能。因此需要對整個過程進行分析，根據車輛運動狀態，形成動態變化的換擋規律。

國內外學者進行了一定的研究：文獻[2]以車速作為控制參數，對各擋最佳換擋速度進行分析；文獻[3]根據換擋意圖的不同，對擋位變化速度進行劃分，分析對換擋的影響；文獻[4]建立了基于系統控制和人機交換的換擋模型，提升控制模型分析的精準度；文獻[5]基于一維軟件建立動力傳遞系統模型，分析影響換擋時機的因素，以此作為換擋規律設計的基礎。

根據礦用汽車動力傳遞系統的特點，分析發動機與液力自動變速箱共同工作特性，基于Matlab獲取共同輸入和輸出特性曲線；在此基礎上，根據某礦用汽車發動機數學模型，分析不同油門開度下柴油發動機調速特性數學模型；根據傳統換擋規律的缺點，制定動力性換擋規律，并根據輸入輸出特點，獲取最佳換擋點；采用Simulink和TruckSim聯合的方式，搭建整車的分析數學模型；分析不同的循環工況下，各種換擋規律的差異。

2 發動機與變速器共同工作特性

為了保證動力的高效傳遞，發動機與變速器具有良好的匹配性，即共同工作特性[6]；其中，液力自動變速的結構，如圖1所示。

圖1 自動變速箱結構圖Fig.1 Structure of Automatic Transmission

液力變矩器的工作規律可由以下公式描述：

2.1 共同輸入特性

圖2 液力變矩器原始特性曲線Fig.2 Original Characteristic Curve of Torque Converter

二者的共同輸入特性通過泵輪的輸入特性為表征，通過其不同轉速的轉矩表示[7]。所研究對象的相關參數，如表1所示。由表1可得液力變矩器的原始特性曲線，如圖2所示。根據圖中所示可以知道，系統共同工作時，二者的轉速和轉矩均是相等的。因此可以獲得不同工況下，液力變矩器泵輪負荷曲線，如圖3所示。所選用發動機的轉矩參數，如表2所示。

表1 液力變矩器特性參數表Tab.1 Characteristic Parameter Table of Torque Converter

圖3 液力變矩器泵輪負荷曲線Fig.3 Load Curve of Torque Converter Pump Wheel

表2 發動機轉矩特性參數表Tab.2 Parameter Table of Engine Torque Characteristic

由于發動機經常帶有油泵、風扇、發電機等附件，而且傳動效率總會小于1，故計算時輸入液力變矩器的發動機功率應為發動機凈功率[8]，取發動機凈功率為其輸出功率的85%。由表2計算可得發動機凈轉矩，如圖4所示。由二者的轉矩特性曲線，可以得到共同輸入特性曲線，如圖5所示。

圖4 發動機凈轉矩特性曲線Fig.4 Engine Net Torque Characteristic Curve

圖5 共同輸入特性曲線Fig.5 Common input Characteristic Curve

根據圖5所示，獲取不同氣門開度下的共同輸入特性曲線點，即可獲得共同工作點[9]。

2.2 共同輸出特性

根據發動機與液力變矩器共同工作點，最大發動機節氣門開度下，發動機和液力變矩器的共同輸出特性曲線，如圖6所示。

圖6 共同輸出特性曲線Fig.6 Common output Characteristic Curve

3 動力性換擋規律

所研究車型的基本參數是制定動力性換擋規律的基礎[10]。所研究車輛的載重量為30t，自重約為m=23000kg。發動機轉矩外特性參數，如表3所示。

表3 發動機外特性參數Tab.3 External Engine Characteristic

該車輛安裝的自動變速器共有5個前進擋和1個后退擋，各擋位速比，如表4所示。

表4 各擋位速比表Tab.4 Speed Ratio of Each Gear

3.1 發動機數學模型

柴油發動機的調速特性，如圖7所示。

圖7 柴油發動機調速特性Fig.7 Speed Characteristic of Diesel Engine

根據工作特性，可得：

在點2位置，考慮斜率[11]，由此得出其函數為：

雙曲線3受轉速和調速手柄位置α變化，由下式構成：

由此可得調速位置函數：

綜上所述，可得調速的數學模型為：

當油門開度α=1時，將表3和表4特性參數帶入式(6)中，在Matlab中計算，得到不同轉速下發動機輸出扭矩，如圖8所示。圖中粗實線為發動機原始外特性曲線。

圖8 擬合全特性曲線Fig.8 Fitting the Full Characteristic Curve

3.2 動力性換擋規律

為提高車輛的舒適性，相同油門開度下，保證交點處的加速度相等，則：

圖9 動力性換擋規律Fig.9 Dynamic Shifting Rules

圖10 汽車動力性換擋曲線Fig.10 Automobile Dynamic Shift Curve

根據車輛運動學微分方程，車輛加速度與驅動力、風阻、坡道阻力、摩擦阻力有關。將車輛驅動力由發動機輸出轉矩M(v，α)表示，可改寫為：

式中：Ff—滾動阻力；Fw—空氣阻力；Fi—坡度阻力；Fj—車輛加速阻力。

將式(7)、式(8)聯立，求解發動機油門開度從0.1到1過程中相鄰擋位的理論點[12]。因此，可得理論換擋曲線，如圖9所示。由圖9可得車輛動力性換擋規律曲線，如圖10所示。

4 基于聯合分析模型效果分析

采用Simulink搭建主要動力傳遞單元的模型，采用Truck-Sim搭建整車模型，聯合獲得分析模型，如圖11所示。

圖11 聯合分析模型Fig.11 Joint Analysis Model

所研究的載重車輛主要工作在礦山，工作循環比較固定，如圖12所示。循環周期內，上坡工況時車輛處于滿載狀態，下坡工況時空載，其他為平直路面運行。油門開度值、車速作為輸入參數。

圖12 運行工況Fig.12 Operating Condition

圖13 滿載上坡工況參數變化Fig.13 Parameter Change of uphill Conditions at full Load

根據圖12所示，分別采用傳統換擋規律和動力性換擋規律。分析結果，如圖13和圖14所示。

在滿載上坡工況，位移(10～20)m之間，車輛處于上坡狀態，動力性換擋規律作用下，車輛的速度大于傳統規律，提高了車輛的運行速度；換擋時的車速也提高了；換擋位移為12m，此時的速度高于原來的換擋規律；車輛運行到40m時，進入平整路面行駛，動力換擋規律作用下，車輛切入高擋位運行，而傳統規律則繼續維持原有擋位運行。

圖14 空載下坡工況參數變化Fig.14 Parameter Change of No-Load Downhill Condition

下坡運行時，車輛為空載狀態，傳統的換擋規律較早換入3擋運行；動力性換擋規律作用下，為了保證整車的動力經濟性和可操控性，車輛的運行速度較高時，才實現擋位切換，因此換擋時機較晚。在下坡過程中，動力性換擋規律作用下車輛的運行速度略低。從曲線變化規律可知，若坡道加長，則兩種規律作用下的速度差將增大，而傳統換擋規律作用下的車輛可操控性則會下降。

5 結論

(1)根據礦用汽車發動機和液力變速箱共同工作特性，以油門開度和車速為基礎，獲得車輛的理論換擋點，獲得車輛的理論換擋曲線；

(2)不同換擋規律作用下，車輛不同的裝載條件和路面坡度，使得車輛的換擋時的速度發生變化，動力性換擋規律作用下，速度明顯提升；

(3)動力性換擋規律更適應于礦用汽車的工作環境，既保證車輛的動力性要求，同時可以提高整車的操控穩定性。