基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究_闫祥海.pdf

2 0 2 3 年 8 月农 业 机 械 学 报第 54 卷 第 8 期doi:106041/j issn 1000-1298 2023 08 037基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究闫祥海1，2魏海江1刘孟楠2赵俊峰3张静云1，2徐立友1，2(1 河南科技大学车辆与交通工程学院，洛阳 471003;2 智能农业动力装备全国重点实验室，洛阳 471003;3 洛阳东方众成离合器有限公司，洛阳 453003)摘要:围绕拖拉机动力换向离合器充油流量易受温度、回位弹簧刚度和预紧力等因素影响，液压油在加注及工作过程中易受空气污染，导致液压油空气含量增加的工程应用问题，探究了不同充油流量及曝气程度对动力换向性能的影响。以换向时间、冲击度、滑摩功和磨损量为评价指标对换向性能进行了评估，以期提高拖拉机动力换向品质、工作效率和传动系使用寿命。以东方红 LF2204 型拖拉机 TX4A 传动系为研究对象，建立了考虑充油流量和曝气程度的动力换向过程数学模型，基于 ADAMS、Matlab/Simulink 和 AMESim 平台分别建立了换向离合器机械模型、控制模型和液压模型，对拖拉机挡作业时前进挡切换为倒退挡的工况进行了仿真分析与台架试验验证。仿真结果表明:当液压油曝气程度为 0.1%，充油流量分别为 16、14 L/min 时，与 20 L/min 流量相比，换向时间分别增长20%和 43%，变速器最小输出转矩分别下降 26%和 52%，滑摩功分别上升 33%和 78%，最大冲击度分别下降 11%和 18%，最大磨损量分别上升 24%和 44%。当充油流量为 20 L/min，曝气程度分别为 1%和 5%时，与 0.1%曝气程度相比，换向时间分别增长 26%和 85%，变速器最小输出转矩分别下降 0.4%和 0.8%，滑摩功分别上升 38%和163%，最大冲击度分别下降 57%和 50%，最大磨损量分别上升 47%和 163%。台架试验结果表明:试验数据与仿真试验数据变化趋势基本保持一致，误差都在 5%之内，最大误差出现在充油流量为 20 L/min、曝气程度为 5%时，主要原因是油液自身脉动对传感器产生冲击影响，以及比例阀受油液气泡影响，输出精度降低。关键词:拖拉机;动力换挡变速器;充油流量;曝气程度;换向性能中图分类号:S219文献标识码:A文章编号:1000-1298(2023)08-0381-13OSID:收稿日期:2023 03 23修回日期:2023 05 23基金项目:国家重点研发计划项目(2022YFD2001203、2022YFD2001201B)、农业关键核心技术 GG 项目(NK202216010103)和智能农业动力装备全国重点实验室开放项目(SKT2022001、SKLIAPE2023006)作者简介:闫祥海(1985)，男，副教授，博士，主要从事农业机械控制系统及性能验证研究，E-mail:9905167 haust edu cn通信作者:徐立友(1974)，男，教授，博士生导师，主要从事车辆传动理论与控制技术研究，E-mail:xlyou haust edu cnDynamic Change Direction of Tractor Based on Oil Filling Flowand Aeration DegreeYAN Xianghai1，2WEI Haijiang1LIU Mengnan2ZHAO Junfeng3ZHANG Jingyun1，2XU Liyou1，2(1 College of Vehicle and Traffic Engineering，Henan University of Science and Technology，Luoyang 471003，China2 State Key Laboratory of Intelligent Agricultural Power Equipment，Luoyang 471003，China3 Luoyang Oriental Zhongcheng Clutch Co，Ltd，Luoyang 453003，China)Abstract:The effects of different oil flow rates and aeration degree on the performance of power reversingwere studied The oil flow rate of tractor power reversing clutch is easily affected by temperature，returnspring stiffness and preload force，and the air content of hydraulic oil is easily polluted during filling andworking The reversing performance was evaluated by using reversing time，impact，slip work and wear toimprove the quality of the tractor s power reversing，working efficiency and service life of the drive trainTaking the TX4A drive train of Dongfanghong LF2204 tractor as the research object，the mathematicalmodel of the dynamic reversing process considering the oil filling flow and aeration degree wasestablished The mechanical model，control model and hydraulic model of the reversing clutch wereestablished based on ADAMS，Matlab/Simulink and AMESim Simulation analysis and bench test werecarried out under the condition that the forward gear changed to the backward gear when the tractor wasworking in I gear The simulation results showed that when the hydraulic oil aeration degree was 0.1%and the oil filling flow rate was 16 L/min，and 14 L/min，compared with the flow rate of 20 L/min，thecommutation time was increased by 20%and 43%，the transmission minimum output torque wasdecreased by 26%and 52%，the slip work was increased by 33%and 78%，the maximum impactdegree was decreased by 11%and 18%，maximum wear was increased by 24%and 44%，respectivelyWhen the oil flow rate was 20 L/min and the aeration degree was 1%and 5%，compared with theaeration degree of 0.1%，the commutation time was increased by 26%and 85%，the minimum outputtorque of the transmission was decreased by 0.4%and 0.8%，the slip work was increased by 38%and163%，the maximum impact degree was decreased by 57%and 50%，and maximum wear was increasedby 47%and 163%，respectively The bench test results showed that the variation trend of the test datawas basically consistent with that of the simulation test data，and the error was within 5%The maximumerror occurred when the oil filling flow rate was 20 L/min and the aeration degree was 5%The mainreason was that the oil pulsation itself had impact on the sensor，and the proportional valve was affectedby oil bubbles，which reduced the output accuracyKey words:tractor;power shift transmission;oil filling flow;degree of aeration;reversing performance0引言目前，利用产品建模、多领域动态协同仿真、机电液联合控制仿真等技术对拖拉机传动系进行设计优化和性能评估已成为拖拉机传动系智能化设计的重要手段1。例如，WANG 等2 利用 AMESim 液压模型分析了采埃孚动力换挡变速箱的液压缓冲阀。廖湘平等3 利用 AMESim 平台研究了新型液粘调速离合器对减少工程车辆起步冲击的作用。桂林等4 利用 Pro/E 和 ADAMS 对拖拉机齿轮系统设计与仿真进行了研究。郝希阳等5 利用 AMESim 和ADAMS 对拖拉机电控液压悬挂系统进行了仿真。周杰等6 利用 ADAMS 对轮式拖拉机进行了研究。以上研究表明，将联合仿真技术应用到传动系设计中，可以减少仿真与试验间的误差。由于 拖 拉 机 动 力 换 挡 变 速 箱(Power shifttransmission，PST)中离合器充油流量易受温度、回位弹簧刚度和预紧力等因素的影响，液压油在加注及工作过程中易受空气污染导致液压油曝气程度增加，使系统动力学参数发生波动变化，拖拉机换向过程中动力性、平顺性和舒适性变差7 11。陆凯等12 建立了带有不匹配干扰的非线性湿式离合器数学模型。鲍明喜等13 分析了离合器流量调节阀对离合器减压阀压力的影响。吴健鹏等14 建立了离合器电液比例减压阀和离合器供油系统的数学模型，研究了不同的 PWM 输入信号对离合器充油特性的影响。闫宏伟等15 对不同空气含量对液压系统动态特性影响进行了研究。赵一荣16 对拖拉机动力换向冲击进行了分析和优化。陈旭东17 对拖拉机动力换向动态控制进行了研究。以上研究集中于对液压系统特性的研究。针对动力换向性能、离合器充油流量及曝气程度关系的研究较少，部分研究通过电液仿真平台对其中一种关系进行分析，不能充分表达其动力学和液力学性能。本文将东方红 LF2202 型拖拉机TX4A 传动系作为研究对象，基于 ADAMS、Matlab/Simulink 和 AMEsim 平台，通过机电液联合仿真，对拖拉机挡作业前进挡切换为倒退挡工况下，离合器不同充油流量和不同曝气程度对换向品质的影响进行仿真分析与验证评价。1拖拉机 PST 结构与数学建模1.1PST 结构由于拖拉机作业环境恶劣、工况复杂，换向性能影响因素较多，对拖拉机复杂连续的多质量、多自由度系统作如下简化18: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。忽略由同步器移动和离合器接合分离引起的轴横向移动。忽略齿轮啮合弹性和轴承与轴承座的弹性。简化后拖拉机 PST 可视为一个离散系统，其结构原理如图 1 所示。图中Te 发动机输出转矩，N mTc1、Tc2、Tc3、Tc4 离合器 C1、C2、C3、C4 传递的转矩，N mT0 后轴传递的转矩，N mTw 车轮受到的阻力矩，N mIe 发动机曲轴、飞轮、输入实心轴及其关联齿轮及离合器 C1、C2 主动盘当量转动惯量，kg m2Ic1 离合器 C1 从动盘、实心轴与离合器C3 主动盘当量转动惯量，kg m2Ic2 离合器 C2 从动盘、实心轴与离合器C4 主动盘当量转动惯量，kg m2Ic3 离合器 C3 从动盘及挡主动齿轮当量转动惯量，kg m2283农业机械学报2 0 2 3 年图 1拖拉机 PST 结构原理图Fig 1Tractor PST structure schematicIc4 离合器 C4 从动盘与实心轴及其关联齿轮当量转动惯量，kg m2Iy 变速器中间轴及其关联齿轮当量转动惯量，kg m2Im 变速器输出轴及其关联齿轮、主减速器主动部分当量转动惯量，kg m2I0 主减速器从动部分、差速器、半轴、轮边减速器齿轮及车轮当量转动惯量，kg m2Iw 整车等效到车轮的当量转动惯量，kg m2Ir 倒退挡传动轴及其关联齿轮当量转动惯量，kg m2e 发动机曲轴角速度，rad/sc1、c2、c3、c4 离合器 C1、C2、C3、C4 从动盘角速度，rad/sm 变速器输出轴角速度，rad/s0 拖拉机半轴角速度，rad/sw 车轮角速度，rad/sk0 拖拉机半轴与轮胎的当量扭转刚度，N m/radb0 拖拉机半轴与轮胎的旋转阻尼系数，N m s/radbe 发动 机 输 出 轴 的 旋 转 阻 尼 系 数，N m s/radi1、i3、i4 1 挡、3 挡、4 挡传动比if、ix、i0、iv 正向齿轮、副变速器、主减速器、轮边减速器传动比Tf 离合器 F 传递的转矩，N mTr 离合器 传递的转矩，N mir1、ir2 倒挡齿轮传动比Iin 动力换挡区段到动力换向区段中轴、齿轮惯量等效到实心轴的当量转动惯量，kg m2in 实心轴角速度，rad/sy 变速器中间轴角速度，rad/s1.2动力换向原理动力换向指在拖拉机前进和倒退切换时传递动力不中断，其在拖拉机中尤为重要，因为在拖拉机作业中需频繁往返作业。在一些典型作业工况下，拖拉机需要正向与反向运动同时满足作业要求，提高作业质量和效率19。图 2 为拖拉机动力换向原理图，动力换向通过离合器 F、之间的接合分离切换实现，前进作业时离合器 F 闭合，断开，动力通过传动轴、离合器毂、钢片和摩擦片传递到前进挡从动齿轮。由前进挡切换为倒退挡时，控制单元(TCU)发出换向控制信号控制电磁阀切换位置，离合器 F开始泄油，在回位弹簧力的作用下，摩擦片和钢片开始滑磨直至完全分离，同时离合器 开始充油，油液推动活塞挤压回位弹簧，在液压力推动下，摩擦片和钢片开始滑磨直至完全接合，动力由前进挡从动齿轮切换到倒退挡从动齿轮，此时换向完成，在倒退行驶时离合器 F 断开，闭合。图 2拖拉机动力换向原理图Fig 2Schematic of tractor power commutation1 安全阀2 传动轴3 前进挡从动齿轮4 摩擦片5 钢片6 活塞7 离合器毂8 倒退挡从动齿轮9 电磁换向阀10 液压泵1.3动力换向过程动力学分析(1)换向开始动力学方程变速器控制单元发出换向指令，待接合的离合器电磁阀通电，接合离合器 开始充油至离合器临383第 8 期闫祥海 等:基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究界摩擦点(kisspoint)，分离离合器 F 开始以最大速度减小油压至刚好不打滑。动力学方程为(Te ebe)i1Tfif(=Ie+Iini)21dedt(1)TfixT0i0=(Ic1+Ic3)(i1ixif)2+Iin(ixif)2+Iyi2x+Imdmdt(2)T0iv Tw=Iwdwdt(3)T0=k0(0 viv)+b0(0 wiv)(4)式中0 后轴转动角，radv 车轮转动角，rad(2)换向过程中动力学方程待接合离合器 按指定油压变化率增大油压至停止打滑，分离离合器 F 则按照一定油压变化率减小油压，离合器开始打滑至 kisspoint 点时停止打滑。接合离合器 油压加速上升直至设定油压，分离离合器 F 油压逐渐降至零。此时传递的转矩使车辆开始反向运动，接合离合器从动盘转速也开始向主动盘转速靠近，即将进入同步阶段。动力学方程为(Te ebe)i1TfcifTrcir1ir2(=Ie+Iini)21dedt(5)(Tfc+Trc)ixT0i0=(Ic1+Ic3)(i1ixif)2+Iyi2x+Im+I0i20dmdt(6)式中Tfc、Trc 离合器 F、在滑摩时传递的转矩，N m(3)换向结束动力学方程接合离合器 油压升至工作油压后保持不变，分离离合器 F 油压为 0，接合离合器主、从动件转速开始同步上升至工作转速，换向结束。动力学方程为(Te ebe)i1Trir1ir2(=Ie+Iini)21dedt(7)TrixT0i0=(Ic1+Ic3)(i1ixir1ir2)2+Iin(ixir1ir2)2+Iri2r2+Iyi2x+Imdmdt(8)1.4湿式离合器数学建模湿式离合器滑摩时，传递的转矩为Tc=sign(c)dpSze(9)其中e=233 r32 r2(10)式中Tc 离合器摩擦转矩，N md 动摩擦因数S 摩擦副有效作用面积，m2p 摩擦副间正压力，Pac 离合器主、从动件角速度差，rad/sz 摩擦副对数e 等效半径，m、r 摩擦片外、内半径，m湿式离合器完全接合时，传递的转矩为Tcmax=spSze(11)式中s 静摩擦因数1.5电液比例阀数学建模离合器需要充油时，电液比例阀接通，实现快速充油，使得油压刚好克服离合器回位弹簧的压力。在滑摩阶段，控制电液比例阀的流量实现离合器油压的精确控制。需要放油时，只需控制比例阀位置，使得离合器油缸的液压油回流至油箱20。(1)主阀芯力平衡方程忽略阀芯受到的瞬态液动力和干摩擦力等，比例电磁阀通电后，阀芯受到电磁力、弹簧力、稳态液动力、惯性力和阻尼力等。主阀芯力平衡方程为Fg poAs=msx s+Dsxs+Fsp+Ksxs+Fs(12)其中Fg=Kf(u Kvxs)(13)Fs=2CdCvAecosspo(0 xs hs)0(hsxsxd+hs)2CdCvAicoss(ps po)(hs+xd xsxsm)(14)Ae(xs)=nA(d，hs xs)Ai(xs)=nA(d，xs hs xd)(15)A(d，x)=d24(arccos 1 2x)d(21 2x)dxd(x)d槡2(16)式中ms 比例阀阀芯质量，kgDs 比例阀阀芯黏性阻尼系数，N s/mKs 比例阀回位弹簧刚度，N/mFg 电磁力，NFsp 比例阀回位弹簧初始压力，Nps 供油压力，Papo 比例阀出口压力，PaAs 比例阀阀芯作用面积，m2xs 主阀芯位移，mFs 稳态液动力，NKf 电磁铁驱动系数，N/VKv 速度反电动势系数，V s/m483农业机械学报2 0 2 3 年u 输入电压，Vhs 主阀卸油口初始开口量，mxd 主阀阀芯进油口遮盖量，mCd 节流孔流量系数Cv 比例阀主阀芯流速系数s 比例阀主阀节流口射流角，radxsm 主阀阀芯最大位移，mAi 比例阀进油口节流面积，m2Ae 比例阀卸油口节流面积，m2n 圆孔式节流孔数量d 圆孔式节流孔直径，mx 圆孔式节流口开口量，m(2)比例阀压力 流量方程流入比例阀的流量为qs=sign(ps po)CdAi2|ps po槡|(hs+xd xsxsm)0(hsxsxd+hs)CdAe2|po槡|(0 xs hs)(17)其中=01 Jgas(18)式中qs 流入比例阀的流量，m3/s 液压油密度，kg/m30 油气混合液压油密度，kg/m3Jgas 液压油曝气程度(3)比例阀流量连续性方程忽略阀芯与阀套配合间隙处泄漏，主阀腔油液压缩量由流入主阀腔的部分流量补偿，其余流入离合器油缸，即qs ql=Vs0(1 Jgas)E+Vs0Jgasvgaspo(19)其中E=dpsd(20)式中ql 离合器油缸流量，m3/sVs0 比例阀主阀腔容积，m3E 油液体积弹性模量，Pavgas 液压油所含气体比容，m3/kg1.6离合器执行机构数学建模(1)湿式离合器活塞力平衡方程不考虑接合过程中油道阻力和油道内漏影响，在快速充油时，活塞受到油缸内静压力、旋转离心力、回位弹簧力和活塞密封环摩擦力，则离合器的活塞力平衡方程为Mlx l+Dlxl=plAl+F Fscal KclxlFl0 Fcl(21)其中F=4(s)2(22 21)(22+2122oil)Fscal=2sealbpl(1+2)Fcl=Kn(xl)(xl)(22)式中Ml 离合器活塞等效质量，kgDl 活塞粘性阻尼系数，N s/mAl 活塞作用面积，m2Kcl 活塞回位弹簧刚度，N/mxl 活塞位移，m 滞后系数Fl0 活塞回位弹簧预压力，NF 活塞离心油压作用力，NFscal 活塞密封环摩擦力，NFcl 摩擦片压紧力，Npl 离合器油缸压力，Pas 离合器油缸角速度，rad/s1 离合器活塞内半径，m2 离合器活塞外半径，moil 离合器进油道旋转半径，mseal 离合器活塞密封环摩擦因数b 离合器活塞密封环宽度，mKn 摩擦片等效刚度，N/m 摩擦片 kisspoint 点位置，m(2)离合器油缸压力 流量方程流入离合器油缸的流量为ql=sign(po pl)Cdd2l42|po pl槡|(23)式中dl 油缸进油口直径，m(3)离合器油缸流量平衡方程不考虑离合器密封件的泄漏，比例阀流入离合器油缸的流量，其中一部分填充油缸容积变化，另一部分补偿油液压缩变化量，其余经离合器油缸卸油口流出，即ql=(Vl0+Alxl)(1 Jgas)E+(Vl0+Alxl)Jgasvgaspl+Alxl(24)式中Vl0 离合器油缸初始容积，m31.7发动机数学模型研究表明，发动机输出转矩与转速及油门位置呈现一定的函数关系，其关系式可表示为Te=f(，ne)(25)式中 发动机油门位置ne 发动机转速，r/min583第 8 期闫祥海 等:基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究2动力换向离合器与传动系统联合仿真2.1联合仿真模型建立基于 Matlab/Simulink 的 S Funciton 模 块、ADAMS 的 Controls 模块和 AMESim 的 Interface 模块构建动力换挡拖拉机传动系统联合仿真模型，利用Matlab/Simulink 软件计算换向过程中离合器油缸压力达到期望值时电磁比例阀所需要的电压，将计算结果传递给 AMESim 软件对电磁比例阀进行控制，再将离合器油缸实际压力反馈到 Matlab/Simulink软件中进行优化控制，AMESim 软件将计算出的常啮合主动齿轮转速、倒退挡离合器油缸活塞受力、前进挡离合器油缸活塞受力、后退挡从动齿轮转速和前进挡从动齿轮转速传递到 ADAMS 软件中的换向离合器进行转矩计算，ADAMS 软件将计算出的常啮合主动齿轮转矩、倒退挡从动齿轮转矩和前进挡从动齿轮转矩反馈到 AMESim 软件，完成换向仿真，模型如图 3 所示。图 3动力换挡拖拉机传动系统联合仿真模型Fig 3Co-simulation model of transmission system of power shifting tractor设置曝气程度为 0.1%，离合器 充油阶段的充油流量分别为 20、16、14 L/min;离合器 充油流量为 20 L/min，液压油曝气程度分别为 0.1%、1%和 5%，对上述两组参数进行仿真。选取拖拉机挡作业时前进挡换为倒退挡时的工况，油门开度为 100%。仿真主要参数如表 1所示。2.2换向品质评价指标换向品质指拖拉机动力换向过程的平顺程度，引入冲击度、滑摩功和磨损量对换向特性进行评估。(1)换向时间换向时间是指从 TCU 控制单元发出换向指令到完成换向所需时间。(2)冲击度冲击度 j 表现为拖拉机纵向加速度的变化率。冲击度越大，驾驶员顿挫感越明显，换向平顺性越差，计算式为j=dadt=d2vdt2(26)式中v 拖拉机车速，m/sa 拖拉机纵向加速度，m/s2t 拖拉机纵向加速度变化时间，s(3)滑摩功湿式离合器主、从动件由开始接合到两者同步转速的过程中，处于滑磨状态，产生滑摩功 Wfc，计算式为Wfc=ti0Tc(z c)dt(27)式中ti 滑摩结束时间，sz 离合器主动部分角速度，rad/sc 离合器从动部分角速度，rad/s683农业机械学报2 0 2 3 年表 1联合仿真模型主要参数Tab1Key parameters in co-simulation model参数数值供油压力 ps/MPa2液压油密度/(kg m3)850液压油体积弹性模量 E/Pa1.7 109比例阀工作电压 u/V0 10电磁阀速度反电动势系数 Kv/(V s m1)0.04电磁铁驱动系数 Kf/(N V1)15.524主阀芯质量 ms/kg0.02主阀芯最大位移 xsm/mm3.13主阀芯弹簧刚度 Ks/(N m1)1 500主阀芯弹簧预压力 Fsp/N55主阀圆形节流口直径 d/mm3比例阀主阀腔容积 Vs0/m32.6 105换向离合器活塞等效质量 Ml/kg0.65换向离合器活塞外半径 1/mm68.5换向离合器活塞内半径 2/mm30换向离合器弹簧刚度 Kcl/(N m1)16 700换向离合器弹簧初始力 Fl/N1 450换向离合器活塞 kisspoint 点位置/m2 103换向离合器进油口直径 dl/mm5换向离合器油缸初始容积 Vl0/m32.38 104换向离合器摩擦片片数5离合器动摩擦因数 d0.06离合器静摩擦因数 s0.12主动部分转动惯量 Iin/(kg m2)1从动部分转动惯量 Iv/(kg m2)2.1驱动轮半径/m0.95中央传动比3.8轮边减速比4.55最终传动比12.35(4)磨损量湿式离合器主要是依靠摩擦片和对偶钢片两者产生的摩擦力传递转矩和动力，用单次换向磨损深度来表征磨损量 Y，体现湿式离合器的磨损性能，计算式为Y=VAn=kWAnHL=kpnLH(28)式中V 磨损体积，m3An 接触面积，m2k 磨损系数W 作用在摩擦力上的法向载荷，NH 摩擦材料的布氏硬度，MPapn 载荷压强，MPaL 滑动距离，m2.3仿真结果分析通过仿真结果分析换向过程中离合器 F、的油压变化规律，离合器 F、从动盘转速变化情况，离合器 F、传递转矩的变化情况，以及换向过程中拖拉机冲击度、滑摩功和磨损量的变化情况。曝气程度为 0.1%，充油流量分别为 20、16、14 L/min 的仿真结果如图 4 9 所示，图中，Pf、Pr表示离合器 F、的油压，MPa;nf1、nr1表示离合器 F、的主动件转速，r/min;nf2、nr2表示离合器 F、的从动件转速，r/min;Tm表示变速器输出转矩，N m。图 4离合器油压变化曲线Fig 4Clutch oil pressure change curves图 5转速变化曲线Fig 5Speed change curves图 6转矩变化曲线Fig 6Torque change curves由图4 可以看出，整个换向过程中，离合器 F 待分离，离合器 待接合，在离合器 的预充油流量分别为 20、16、14 L/min 时，离合器 因为充油流量的减小，从开始充油到克服回位弹簧与预紧力的时间也逐渐增大，在第 1 秒时油压从零开始上升，分别经过 0.4、0.7、1.0 s 预充油结束，油压都 升 至0.5 MPa，然后进入调压阶段，分别在 2.64、3.00、783第 8 期闫祥海 等:基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究图 7冲击度变化曲线Fig 7Impact change curves图 8滑摩功变化曲线Fig 8Sliding and friction power change curves图 9磨损量变化曲线Fig 9Wear change curves3.38 s 时升至 2 MPa。由图 5、6 可知，离合器 的充油流量分别为20、16、14 L/min 时，离合器 F、共用一个常啮合主动齿轮，所以离合器 F、主动件转速相同，均为1 325 r/min，换向开始时，离合器 F、主动件分别在第 1.4、1.7、2.0 秒时转速开始下降至 1 084 r/min，同时离合器 的从动件转速上升，逐渐接近主动件转速 1 084 r/min，转速差为零后两者同时升至工作转速 1 325 r/min 时完成换向，换向时间分别为2.35、2.81、3.37 s。在第 1.4、1.7、2.0 秒时，离合器 传递的转矩开始增大，分别在 2.64、3.00、3.38 s时升至 450 N m 后保持不变，当离合器 主、从动件转速进入同步阶段后，转矩根据发动机输出转矩进行调整，使之接近 300 N m。变速器最小输出转矩分别为 247、184、118 N m，流量越小，拖拉机换向动力性也越差。由图 7 9 可以看出，在离合器 的充油流量分别为 20、16、14 L/min 时，最大冲击度分别为 28、25、23 m/s3。充油时间过短，在液压油的作用下会产生较大的冲击度，冲击力过大的情况下甚至会造成摩擦片基体损坏。对应的滑摩功分别为 11 158、14 812、19 838 J，因为转矩传递路线较长，滑摩功相对较大，如果因摩擦产生的热量过多，会造成摩擦片与从动片烧结在一起，引起动力换向装置失效。磨损量随着油压和滑动距离的增大而增大，最大磨损量分别为 1.007 9 105、1.250 8 105、1.453 8 105mm。充油流量分别为 16、14 L/min 时，与 20 L/min相比，换向时间分别增长 20%和 43%，变速器最小输出转矩分别下降 26%和 52%，滑摩功分别上升33%和 78%，最大冲击度分别下降 11%和 18%，最大磨损量分别上升 24%和 44%。结果表明充油流量在 16 20 L/min 之间时，动力换向的平顺性、动力性和舒适性较好。充油流量为 20 L/min，曝气程度分别为 0.1%、1%和 5%的仿真结果如图 10 15 所示。图 10不同曝气程度下离合器油压变化曲线Fig 10Clutch oil pressure curves under different aerations图 11不同曝气程度下转速变化曲线Fig11Speed change curves under different aeration degrees由图 10 可以看出，在充油流量为 20 L/min，液压油曝气程度分别为 0.1%、1%和 5%时，离合器 的油压在第 1 秒时从零开始上升，分别经过 1.6、1.8、2.5 s 后油压升至 2 MPa，离合器 F 的油压在第1 秒时从 2 MPa 开始下降，分别经过 2.0、2.5、3.7 s后，油压降至 0 MPa。由图 11、12 可知，在充油流量为 20 L/min，液压油曝气程度分别为 0.1%、1%和 5%时，换向开始883农业机械学报2 0 2 3 年图 12不同曝气程度下转矩变化曲线Fig12Torque change curves under different aeration degrees图 13不同曝气程度下冲击度变化曲线Fig13Impact change curves under different aeration degrees图 14不同曝气程度下滑摩功变化曲线Fig 14Sliding and friction power change curves underdifferent aeration degrees图 15不同曝气程度下磨损量变化曲线Fig15Wear change curves under different aeration degrees时，离合器 F、主动件转速分别在第 1.4、1.7 秒时由 1 325 r/min 开始下降至 1 084 r/min，液压油曝气程度为5%时，离合器 F、主动件转速在2.2 s 时由1 325 r/min 开始下降至1 050 r/min。离合器 F 转速开始下降时，离合器 的从动件转速上升，逐渐接近主动件转速，转速差为零后两者同时升至工作转速 1 325 r/min 时完成换向，换向时间分别为 2.45、2.95、4.35 s。在第 1.4、1.7、2.2 秒时，离合器 传递的转矩开始增大，分别在 2.6、2.8、3.5 s 时升至450 N m 后保持不变，当离合器 主、从动件转速进入同步阶段后，转矩根据发动机输出转矩进行调整，使之接近 300 Nm。变速器最小输出转矩分别为247、246、245 N m。由图13 15 可以看出，在充油流量为 20 L/min，液压油曝气程度分别为 0.1%、1%和 5%时，对应的滑摩功分别为 11 158、15 402、29 444 J，液压油中的气体是可压缩的，曝气程度越高，可压缩性越大，响应速度越慢，滑摩功越大。最大冲击度分别为 28、12、14 m/s3，液压油曝气程度越大，冲击度会明显变小，但是曝气程度增大到一定值时，振荡次数会明显增加，冲击度也会激增。最大磨损量分别为 1.007 9 105、1.481 3 105、2.648 8 105mm。曝气程度分别为 1%和 5%时，与 0.1%相比，换向时间分别增长 26%和 85%，变速器最小输出转矩分别下降 0.4%和 0.8%，滑摩功分别上升 38%和 163%，最大冲击度分别下降 57%和 50%，最大磨损量分别上升 47%和 163%。维持液压油曝气程度不超过 1%可以有效提高传动系使用寿命。3试验验证为了验证模型的准确性，利用试验平台测试了不同充油流量与曝气程度下的换向离合器性能。换向离合器性能试验台的结构框图如图 16 所示，主要由被测样机、动力系统、液压泵站、油压传感器、负载模拟系统、控制与数据采集系统等组成，图 17 为台架实物图。图 16试验台结构框图Fig 16Test bench structure block diagram动力系统采用西门子变频电机模拟发动机输入转速和转矩，负载模拟系统采用惯量盘和负载泵。变频电机与换向离合器输出轴上均安装转矩、转速传感器。离合器控制油压与负载泵模拟阻力矩所需油压均由液压泵站提供，空气压缩机连接在液压油泵与比例阀之间，将空气压缩为小气泡按比例输入到油管中，模拟液压系统的曝气程度。983第 8 期闫祥海 等:基于充油流量与曝气程度的拖拉机动力换向性能研究图 17台架实物图Fig 17Physical diagram of test bed变频电机输出转速设为 1 325 r/min，负载转矩为 300 Nm，供油压力为 2 MPa，油液温度为 60，其它参数与 2.1 节的仿真输入保持一致，在不同充油流量与曝气程度下，测量主、从动端转矩转速，研究换向离合器接合性能。采用控制变量法，通过改变异步电机转速，控制液压油泵的流量分别为13.986、15.984、19.980 L/min，控制空气压缩机将一定量的气泡输入到油管中，对应的空气流量分别为0.014、0.016、0.020 L/min，试验结果如图18 23所示。控制液压油泵流量为 19.98、19.80、18.95 L/min，对应的空气