如何对升降车NGW型行星轮系建模??    珠海升降车出租,  珠海升降车,  升降车出租       NGW型行星轮系具备两个中心轮（太阳轮、齿圈）和均布的行星轮，轮系中既有外啮合关系又存在内啮合关系，且各组成元件之间受力和运动互相影响互相制约，建模复杂。已有的参考用书上对于行星轮系的力矩分析大多建立在平衡受力的条件下，所给出的力矩关系在动力学分析中并不能直接借用，故本节中需要在动力学分析的基础上对NGW型行星轮系进行重新建模。（1）受力方向确定原则行星轮系建模的关键在于理清各元件受力的方向，否则模型必定发生错误。首先，进行建模之前需要对整个系统规定正反方向。现规定顺时针方向为正，逆时针方向为负。对于外啮合齿轮对，轮齿之间力的作用方向，垂直与啮合点齿廓，为压力角方向。1r、2r分别为齿轮1、2的节圆半径，若齿轮为标准渐开线齿轮，则节圆半径与分度圆半径相等。b1r、b2r为齿轮1、2的基圆半径；12F、21F分别为齿轮1对齿轮2、齿轮2对齿轮1的齿间作用力，大小相等，方向相反；k为压力角。齿间作用力作用于两齿轮后产生的力矩,   F12、xF21分别为力12F、21F在水平方向的分力，可见两齿轮间的相互作用力矩可以简洁地用分力乘以节圆半径的方式表示。为使后续分析简化，此后用12F、21F特指水平方向分力，若不考虑齿间滑摩等其它因素.   可看作两摩擦轮间的相互作用。现分析外啮合情况下的作用力方向。若规定顺时针方向为正，则21F对齿轮1、12F对齿轮2所产生的力矩皆为逆时针负向，而若按一般方式书写表达式由于21F、12F互为反作用力，符号相反。依据以上三式，若12F方向取负，则齿间相互作用力对齿轮2的扭矩为负，对齿轮1的扭矩为正，而若取21F方向为负，则齿间相互作用力对齿轮1的方向为负，对齿轮2的方向为正。可见，所列关系虽然很好地使互为反作用力的一对力取相反的符号，但会使这两对力在齿轮上产生的力矩方向同实际情况产生偏差。行星轮系建模过程中，齿间相互作用力的形式不会保留到最终结果中，而是全部转化为对各自齿轮的转矩。故建模过程中应首先考虑力矩方向的正确性，力的方向应依附于力矩方向确定，即：可在所作用齿轮上产生正向力矩的力为正向力，在所作用齿轮上产生负向力矩的力为负向力。根据以上原则，21F、12F在齿轮1、齿轮2上均产生负向力矩，故21F、12F均为负向力。以上原则下，外啮合齿轮齿间的一对作用力虽然互为反作用力，但所带符号相同。基于同样的原则，齿轮3对外齿圈4的作用力为34F，它对齿圈产生的力矩为正向，则34F为正向力；齿圈4对齿轮3的作用力为43F，它对齿轮产生的力矩为负向，故43F为负向力。对于内啮合齿轮对，齿间的一对作用力所带符号相反。同样的分析方法还可用于分析行星轮系中的其它结构。

    （2）行星轮系模型建立，图中s对应元件为太阳轮，c对应元件为行星架，r对应元件为齿圈，p对应元件为行星轮。太阳轮受力为外力矩sT和行星轮对其的齿间作用力psF；行星轮受力为太阳轮对其的齿间作用力spF、齿圈对其的齿间作用力rpF以及行星轮轴（即行星架插入行星轮的摇臂）对其的作用力cpF；齿圈的受力为外力矩rT以及行星轮对其的齿间作用力prF；行星架受力为行星轮轴孔内壁对其的作用力pcF和行星架受到的外力矩cT。仍然规定顺时针方向为正，逆时针方向为负。依据之前提出的取号原则建立NGW型行星轮系的数学模型,  其中：onsT——太阳轮所受总力矩；onpT——行星轮所受总力矩；onrT——齿圈所受总力矩；oncT——行星架所受总力矩；onpF——行星轮所受总作用力；JsT————太阳轮惯性力矩，其值为ssJ，sJ为太阳轮转动惯量，s为太阳轮角加速度；psT————行星轮对太阳轮的作用力矩，其值为spsrF，sr为太阳轮节圆半径；JpT————行星轮惯性力矩，其值为ppJ，pJ为太阳轮转动惯量，p为太阳轮角加速度；spT————太阳轮对行星轮的作用力矩，其值为ppsrF，pr为行星轮节圆半径；rpT————齿圈对行星轮的作用力矩，其值为prprF；JrT————齿圈惯性力矩，其值为rrJ，rJ为齿圈转动惯量，r为齿圈角加速度；prT————行星轮对齿圈的作用力矩，其值为rrprF，rr为齿圈节圆半径；JcT————行星架惯性力矩，其值为ccJ，cJ为行星架转动惯量，c为行星架角加速度；pcT————行星轮对行星架的作用力矩，其值为ccprF，cr为行星架转臂长度；pm————行星轮质量；pa————行星轮中心的切向加速度；sz————太阳轮齿数；rz————齿圈齿数；pz————行星轮齿数。将以上方程组导入Maple求解可以得到s、p、r、c、pa、psF、rpF、cpF的基于输入sT、rT、cT的表达式，但系统模型只需要太阳轮、齿圈、行星架三个端口的状态量同发动机、机械传递部分及静压传递部分进行数值交换，故这里只给出s、r、c的解算结果。

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     两模型给定相同参数及输入后太阳轮、齿圈、行星架的输出转速。其中红色曲线组为AMEsim模型所得，蓝色曲线组为Simulink模型所得。若不进行放大，图上很难看出两者的偏差，证明所建立的行星轮系数学模型较为精确，后续过程中依据此数学模型导出的控制策略可以在AMEsim模型上加载。

     液压容腔建模,  本节所述液压容腔模型实际上是指刚性容腔内的油液介质模型，此模型用于建立容腔压力同进出容腔油液体积之间的关系。一般而言，纵向深度不大的容腔内垂直方向上的压力变化不大，故可忽略重力对压力的影响，只考虑因为进出油液体积差异而产生的压力。当进入容腔的油液体积大于排出容腔的油液体积时，若忽略容腔本身的形变，则相当于油液被压缩，油液压力增大；若进入容腔的油液体积小于排出容腔的油液体积，则相当于油液被拉伸，容腔中建立负压。需要指出，驱动、控制用液压油路往往集成与变速箱体和控制阀板中，液压容腔壁的刚度大于油液介质的刚度。若采用刚度较低的材料作为液压容腔壁，则容腔壁整体变形较大，不利于系统的精确控制。故建模中常假设容腔壁为刚性壁。温度不变时，流体介质体积变化与压力变化的关系。其中：p——流体体积压缩系数，随温度及压强非线性变化，20℃范围内，对于油液常取-110Pa10)7~5(；V——流体在p的压力变化下的体积变化量（m3），0VVVt，0V、tV分别为压强0p、tp下的体积；p——压强增量（Pa），0pppt，0p、tp分别表示流体体积为0V、tV时的压力。V——为流体的原体积（m3），这里可视作0V。现取一段管路内的流体进行分析。选取不同截面的流量：1Q、2Q、l1Q，若进口流量同出口流量不同，则从进口流量1Q连续过渡到出口流量2Q会使流道中不同截面处的流量各不相同，即1Q、2Q、l1Q互不相同，这使得分析一段流道中的压力变化时必须给出所选择的过流截面，以确定截面间进出流体的体积。现取流量为1Q、2Q两截面间的流道进行压力变化分析。t时间内进入所取流道内的流体体积为tQ1，排出流道的流体体积为tQ2，则整个过程可视为121tVtQQ的体积被压缩为体积1V，从而产生p的压强增量。在容腔中建立起所需压力后合理控制进出口流量，使42进口总流量等于出口总流量即可使容腔压力变化率为0，从而保持恒定压力。根据液压容腔的这种性质可以通过调节进出容腔的流量来使容腔内压力在短时间内维持稳定。由图可知仿真结果同理论分析保持一致。3s前由于进入容腔流量大于排出容腔流量，故压力迅速上升，溢流阀溢流。3s后进出容腔的流量一致，此时容腔压力仍然维持不变，但溢流阀已经关闭，不起卸荷稳压作用，说明压力的稳定是由于进出流量平衡造成的。

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