裝配圖大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（總體設(shè)計(jì)）（有cad圖+三維圖）

裝配圖大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（總體設(shè)計(jì)）（有cad圖+三維圖）,裝配,大學(xué)生,方程式賽車,設(shè)計(jì),總體,整體,cad,三維 液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)雙流工況動態(tài)特性研究 摘要：研究液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)的動態(tài)性能。根據(jù)功率鍵合圖規(guī)則，建立二段式液壓機(jī)械雙流無級傳動裝置雙流傳動工況的鍵合圖模型，并以慣性元的廣義動量和容性元的廣義位移作為狀態(tài)變量，推導(dǎo)出系統(tǒng)的狀態(tài)方程。根據(jù)鍵合圖模型，分析了該無級傳動系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)特性，分別得到負(fù)載、輸入轉(zhuǎn)速和斜盤擺角變化時(shí)，系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)主油壓的響應(yīng)曲線，同時(shí)分析了液容變化對系統(tǒng)響應(yīng)速度的影響。分析結(jié)果表明，該系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)達(dá)到穩(wěn)定的時(shí)間為0.5s，當(dāng)液容增大時(shí)，達(dá)到穩(wěn)定的時(shí)間將延長。 關(guān)鍵詞：液壓機(jī)械無級傳動；鍵合圖；動態(tài)仿真 一、簡介 液壓傳動與機(jī)械傳動復(fù)合構(gòu)成了液壓機(jī)械雙流無級傳動。液壓傳動部分的輸出轉(zhuǎn)速與機(jī)械傳動部分的輸出轉(zhuǎn)速通過差速裝置匯流后輸出，當(dāng)變排量液壓元件的排量變化時(shí)，就可獲得連續(xù)變化的輸出轉(zhuǎn)速。液壓機(jī)械傳動作為一種無級變速傳動形式，已應(yīng)用在軍用車輛的直駛和轉(zhuǎn)向上。但目前對液壓機(jī)械無級傳動的研究還主要停留在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和靜態(tài)特性上。通過功率鍵合圖理論的應(yīng)用，我們建立了一個(gè)兩范圍液壓機(jī)械傳輸系統(tǒng)的鍵合圖模型，并模擬了其動態(tài)特性。 二、液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)模型 1、液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu) 研究的二段式液壓機(jī)械雙流無級傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示，該系統(tǒng)由3個(gè)制動器、4個(gè)行星排、1個(gè)變排量液壓元件和1個(gè)定排量液壓元件組成。制動器CL制動、制動器CH和CR分離時(shí)，行星排P2和P3工作，為液壓機(jī)械雙流傳動工況。此時(shí)，由齒輪z1輸入的功率經(jīng)齒輪z21和z22分流后，一路功率經(jīng)齒輪z3給液壓傳動部分，一路經(jīng)齒輪z4給機(jī)械傳動部分，最后兩路功率在P2行星排匯流后，經(jīng)齒輪z5，z6和z7輸出。 圖1 液壓機(jī)械無極傳動系統(tǒng)簡圖 2、系統(tǒng)建模 通過分析圖1所示的液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)的功率流程，并根據(jù)鍵合圖規(guī)則，建立了該系統(tǒng)雙流傳動工況的鍵合圖模型。通過分析圖1所示的液壓機(jī)械傳動系統(tǒng)的功率流程，并根據(jù)鍵合圖規(guī)則，建立了該系統(tǒng)雙流傳動工況的鍵合圖模型。如圖2所示，圖中對所有的鍵進(jìn)行了編號，不同鍵上的變量用相應(yīng)鍵的編號作為下標(biāo)進(jìn)行區(qū)分，例如標(biāo)號為25的鍵上的勢變量和流變量可表示為e25和f25。 鍵合圖中各符號定義如下：n0為動力源，可看作一個(gè)流源，向系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)速；Tb 為負(fù)載，可看作一個(gè)勢源，向系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩；pdl為補(bǔ)償系統(tǒng)，此處為一個(gè)勢源，用以保持液壓回路中低壓油路壓力恒定；i0為齒輪z1到z21的傳動比；ijz為機(jī)械路傳動比；ip為齒輪z22到z3的傳動比；ihz為機(jī)械路匯流傳動比；ihy為液壓路匯流傳動比；ib為齒輪z5到z7的傳動比；MTF1為變排量液壓元件，此處用可變回轉(zhuǎn)器表示，回轉(zhuǎn)器模數(shù)由信號發(fā)生器參數(shù)qp給定；qm，qm1為定排量液壓元件變換系數(shù)，且qmqm1=1；1結(jié)點(diǎn)為共流結(jié)，流變量相等；0結(jié)點(diǎn)為共勢結(jié), 勢變量相等。 圖2 液壓機(jī)械無極傳動系統(tǒng)鍵合圖模型 L0為輸入軸粘性摩擦系數(shù)(單位: N·s·m-1)；Lfp為阻礙變量液壓元件轉(zhuǎn)動的粘性摩擦系數(shù)；Lfm為阻礙定量液壓元件轉(zhuǎn)動的粘性摩擦系數(shù)；Lb 為輸出軸粘性摩擦系數(shù)；Rgl為高壓油路中油液的泄漏液阻(單位: N·s·m-5)；Rdl為低壓油路中油液的泄漏液阻；Rp為變量液壓元件的泄漏液阻；Rm為定量液壓元件的泄漏液阻；Ljz1為機(jī)械路傳動比主動部分軸系粘性摩擦系數(shù)；Ljz2為機(jī)械路傳動比被動部分軸系粘性摩擦系數(shù)；Ljz3為匯流軸系粘性摩擦系數(shù)；C0為輸入軸柔度系數(shù)( 單位: m·N-1)；Cb為輸出軸柔度系數(shù)；Cp為變量液壓元件內(nèi)部油液的液容(單位: m5·N-1)；Cm為定量液壓元件內(nèi)部油液的液容；Cjz1為機(jī)械路傳動比主動部分軸系的柔度系數(shù)；Cjz2為機(jī)械路傳動比被動部分軸系的柔度系數(shù)；I0為輸入軸轉(zhuǎn)動慣量；Ip為變量液壓元件的轉(zhuǎn)動慣量；Im為定量液壓元件的轉(zhuǎn)動慣量；Ib為輸出軸轉(zhuǎn)動慣量；Ig1為高壓油路中油液的液感(單位: N·s·m-5) ；Idl為低壓油路中油液的液感；Ijz1為機(jī)械路傳動比主動部分軸系的轉(zhuǎn)動慣量；Ijz2為機(jī)械路傳動比被動部分軸系的轉(zhuǎn)動慣量；Ijz3為匯流軸系的轉(zhuǎn)動慣量。 3、系統(tǒng)狀態(tài)方程 應(yīng)用鍵合圖法進(jìn)行系統(tǒng)動態(tài)特性分析，就是根據(jù)所建立的系統(tǒng)鍵合圖模型，合理地選擇系統(tǒng)狀態(tài)變量，建立系統(tǒng)狀態(tài)方程。一般取慣性元件的廣義動 量p和容性元件的廣義位移q作為系統(tǒng)的狀態(tài)變量[5~10]。 按照優(yōu)先積分因果關(guān)系的原則進(jìn)行鍵合圖因果關(guān)系的標(biāo)注時(shí)，有時(shí)系統(tǒng)鍵合圖部分儲能元件具有微分因果關(guān)系，在這種情況下，系統(tǒng)狀態(tài)變量的個(gè)數(shù)等于具有積分因果關(guān)系儲能元件的個(gè)數(shù)。具有微分因果關(guān)系儲能元件的能量變量，依賴于系統(tǒng)的狀態(tài)變量，為非獨(dú)立變量。在列這種類型的鍵合圖的狀態(tài)方程時(shí)會產(chǎn)生代數(shù)環(huán)問題，建立的液壓機(jī)械無級傳動系統(tǒng)鍵合圖模型即為這類模型。在圖2中，慣性元I0, Ijz2和Im上的能量變量即為微分因果關(guān)系。解決的辦法是用有關(guān)的狀態(tài)變量表示微分因果關(guān)系儲能元件的廣義動量和廣義位移，將所得的表達(dá)式對時(shí)間求一階導(dǎo)數(shù)。由此可解得慣性元I0, Ijz2和Im的變量表達(dá)式為： (1) (2) (3) 這樣, 系統(tǒng)的狀態(tài)變量就只有12個(gè)，q2(t)，q9(t)，p11(t)，q18(t)，p20(t)，p27(t)，q31(t)，p34(t)，q37(t)，p43(t)，q55(t)，p58(t)。 該系統(tǒng)的輸入向量: U=[n0pdlTb]T。根據(jù)鍵合圖反映的系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性，將 各狀態(tài)變量的微分寫成各狀態(tài)變量和輸入變量的函數(shù)關(guān)系，經(jīng)推導(dǎo)整理后，可得到下列12階狀態(tài)方程： (4) (5) (6) (7) (8) (9) (10) (11) (12) (13) (14) (15) 式中，；；。 三、動態(tài)仿真 將已知的液壓機(jī)械無級傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和計(jì)算參數(shù)帶入上述狀態(tài)方程，并應(yīng)用仿真軟件在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行動態(tài)仿真。仿真時(shí)，首先為系統(tǒng)賦初值，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，再施加激勵(lì)，記錄此時(shí)系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)結(jié)果。圖3至圖8是系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速和泵馬達(dá)系統(tǒng)主油壓在不同激勵(lì)狀態(tài)下的響應(yīng)曲線。 圖3 系統(tǒng)的階躍響應(yīng)A 圖3是負(fù)載躍變時(shí)輸出轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)主油壓的階躍響應(yīng)曲線，油壓響應(yīng)的上升時(shí)間為22ms，調(diào)節(jié)時(shí)間為445ms，超調(diào)量為86%。 圖4 系統(tǒng)的階躍響應(yīng)B 圖4是輸入轉(zhuǎn)速躍變時(shí)輸出轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)主油壓的階躍響應(yīng)曲線，輸出轉(zhuǎn)速響應(yīng)的上升時(shí)間為17ms，調(diào)節(jié)時(shí)間為479ms，超調(diào)量為65%。 圖5 角擺動板改變的系統(tǒng)斜坡響應(yīng) 圖5是變量泵斜盤擺角斜坡激勵(lì)時(shí)的一族響應(yīng)曲線，斜盤擺角由0到最大值(相對變化率E取值為0～1)的上升斜率分別取50，20，8，4(對應(yīng)斜坡上升時(shí)間分別為0.04，0.10，0.25，0.50s)，輸出轉(zhuǎn)速響應(yīng)的上升時(shí)間分別為43，108，255，505ms，超調(diào)量分別為47%，12%，4%，2%。 圖6 系統(tǒng)的階躍響應(yīng)C 圖6是斜盤擺角階躍變化時(shí)輸出轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)主油壓的響應(yīng)曲線，輸出轉(zhuǎn)速響應(yīng)曲線的上升時(shí)間為22ms，調(diào)節(jié)時(shí)間為420ms，超調(diào)量為73%。 作者建立的液壓機(jī)械無級傳動系統(tǒng)鍵合圖模型是一個(gè)線性系統(tǒng)，仿真結(jié)果表明系統(tǒng)響應(yīng)速度較快，穩(wěn)定性好，但階躍響應(yīng)的超調(diào)量較大。在斜坡輸入狀態(tài)下，斜率大于8(斜盤擺角從0到最大值變化的時(shí)間不小于0.25s)時(shí)，系統(tǒng)的超調(diào)量不超過5%，系統(tǒng)過渡過程接近穩(wěn)定狀態(tài)。 圖7 系統(tǒng)的斜坡響應(yīng)B 圖8 系統(tǒng)的階躍響應(yīng)D 圖3～圖6所示的仿真結(jié)果，是在圖2所示模型中的液容Cm和Cp 取0.0085時(shí)得到的，當(dāng)其他條件不變，Cm和Cp 取0.0850時(shí)，可得到圖7和圖8所示的響應(yīng)曲線。圖7為斜盤斜坡激勵(lì)時(shí)的轉(zhuǎn)速和壓力響應(yīng)曲線，輸出轉(zhuǎn)速響應(yīng)的上升時(shí)間分別為87，121，204，519ms，超調(diào)量分別為52%，38%，11%，5%。圖8是斜盤階躍激勵(lì)時(shí)轉(zhuǎn)速和壓力的響應(yīng)曲線，輸出轉(zhuǎn)速響應(yīng)的上升時(shí)間為68ms，超調(diào)量為57%。與圖5，圖6所示仿真結(jié)果相比，當(dāng)液容增大時(shí)，系統(tǒng)的響應(yīng)速度變慢，達(dá)到穩(wěn)定所需的時(shí)間也延長，但響應(yīng)的振蕩次數(shù)減少，壓力的波動量也減小。斜坡響應(yīng)的超調(diào)量有所增大，階躍響應(yīng)的超調(diào)量有所減小。 四、結(jié)論 根據(jù)鍵合圖規(guī)則建立了二段式液壓機(jī)械無級傳動系統(tǒng)雙流傳動工況的鍵合圖模型，該模型可用于分析系統(tǒng)的動態(tài)特性。 當(dāng)變量泵的排量為某一個(gè)定值時(shí)，所研究的系統(tǒng)簡化為一個(gè)線性定常系統(tǒng)；當(dāng)變量泵的排量隨時(shí)間變化時(shí)，系統(tǒng)是一個(gè)線性時(shí)變系統(tǒng)；斜坡輸入的斜率取8時(shí)，系統(tǒng)的過渡過程接近平穩(wěn)。 系統(tǒng)的液容取值影響系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)性能，可對液容的影響以及液阻的影響進(jìn)行深一步研究。 參考文獻(xiàn) [1] Liu X. 車輛傳動系統(tǒng)分析[M]. 北京:National Defense Industry Press, 1998 :255-310. [2] Margolis D, Shim T. “A Bond Graph Model Incorporating Sensors, Actuators, and Vehicle Dynamics for Developing Controllers for Vehicle Safety”[J]. Journal of the Franklin Institute, 2001(338):21-34. [3] Cichy M, Konczakowski M. “Bond Graph Model of the IC Engine as an Element of Energetic Systems”[J]. Mechanism and Machine Theory, 2001(36):683-687. [4] Chenglie N, Chen N, Na Y. 功率匹配軸向柱塞泵的動態(tài)仿真研究[J]. 甘肅工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 2000, 26(24):54-59. [5] Wang Z. 鍵合圖理論及其在系統(tǒng)動力學(xué)中的應(yīng)用[M]. 哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué)出版社, 2000. [6] Liu J. 鍵圖理論在汽車制動驅(qū)動系統(tǒng)動態(tài)模擬中的應(yīng)用研究[J]. 西安公路交通大學(xué)學(xué)報(bào), 1999, 19:97-100. [7] Zheng J, Peng W. 鍵圖理論在液壓控制系統(tǒng)動態(tài)仿真中的應(yīng)用[J]. 武漢汽車工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 1998, 20:43-45. [8] Ngwompo R F, Gawthrop P J. “Bond Graph-based Simulation of Non-linear Inverse Systems Using Physical Performance Specifications”[J]. Journal of the Franklin Institute, 1999, 336:1225-1247. [9] Borutzky W, Barnard B, Thoma J U. “Describing Bond Graph Models of Hydraulic Components in Modelica”[J]. Mathematics and Computer in Simulation, 2000, 53:381-387. [10] Cacho R, Felez J, Vera C. “Deriving Simulation Models from Bond Graphs with Algebraic Loops”[J]. Journal of Franklin Institute, 2000, 337:579-600.