如何搭建搭载MHMCVT变速箱的升降车整车动力学模型??    惠州升降车出租,  升降车出租,  惠州升降车      分别对发动机、行驶阻力、MHMCVT变速箱前箱体、MHMCVT变速箱中、后箱体进行了依托已有数据的数学建模，并对部分模型进行了针对性的仿真验证。将上述分立模型进行整合可以得到整车动力学模型。

     其中psJ为MHMCVT系统汇流轴、马达旋转件及机械传动部分向汇流轴转化的等效转动惯量，约为0.002kg.m2；ps为动力换挡部分输出轴角加速度，其余变量含义与前文相同。以上模型已处于挡位预置阶段，预置挡位为前箱体L、M两挡，中箱体挂5挡。上述模型主要用于制定换挡过程中的排量调节策略以及分析相应策略下的换挡冲击。563.6MHMCVT系统换挡控制策略动力换挡除保证换挡过程中动力不中断外还要求具备良好的换挡品质，保证兼顾快速换挡的同时实现平顺换挡。换挡质量好坏常作为反映整车性能的一个重要指标。换挡冲击是衡量换挡品质的重要参照，也是MHMCVT系统未来应用于乘用车所重点考虑的因素。对于农用升降车而言，田间作业时由于车速低且NVH特性较差，换挡冲击对乘车舒适性影响相较NVH特性产生的影响来说相对较弱；另一方面，在道路运输过程中升降车车速较高且NVH特性相对于田间工作时有所改善，此时换挡冲击对乘车舒适性影响较大。换挡冲击除影响乘车舒适度外还对零部件寿命有较大影响，换挡冲击大会导致传动系零部件动载荷加大，使零部件寿命大大缩短。本节主要依托已有整车动力学模型导出冲击度的理论算式，根据理论算式设计控制策略，确保冲击度的理论值达到理论0值或在规定范围之内。

     数学求解器Maple简介Maple是一款通用性极高的数学及工程计算求解器，在科学及工程界应用广泛。Maple的编程界面较为简洁，语法规则相对于其他语言较为通俗，公式编辑贴近日常书写[53]。由于其专注于各领域的数学问题解算，使其较其他软件而言更具针对性，其优点主要体现在：a.覆盖多个数学领域，应用范围广；b.可进行多种工程计算；c.有极强的符号计算和数值计算能力，求解引擎先进；d.智能自动算法选择。3.6.2换挡品质评价标准以离合器为主要换挡元件的单离合器、多离合器传动系统换挡品质的主要评判标准为冲击度、摩擦元件滑摩功及换挡时间。传统控制策略下冲击度及滑摩功都受换挡时间影响。摩擦元件滑摩功主要影响离合器的使用寿命，且受换挡时间的影响很大。换挡时间越长，离合器摩擦做功越多，发热越严重，从而影响离合器的热性能，使其力学性能恶化，磨损加剧。对于多离合器动力换挡系统，其换挡过程往往伴随两个或更多的离合器同时滑摩，若不合理控制各离合器的接合力及换挡时间，则离合器磨损相较于单离合器系统更加严重。另一方面，在一般的离合器控制策略下，换挡时间也对换挡冲击有很大影响。就离合器换挡系统而，言换挡时间越短，冲击度越大。故对于单离合器或多离合器换挡系统，若不对其控制策略进行专门设计，其换挡冲击和滑摩功往往互相矛盾：换挡时间越短，冲击度越大；换挡时间越长，滑摩功越大。对于MHMCVT系统而言，由于换挡系统不存在离合器参与，故摩擦元件滑摩功这一评价指标可以省略。另一方面，换挡时间主要影响换挡过程中液压回路泄流量，对冲击度是否有影响需要通过建立MHMCVT系统换挡冲击表达式才能确定。故针对MHMCVT系统换挡品质进行分析，首先应对其冲击度进行分析。

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    MHMCVT系统换挡冲击度求解冲击度是换挡品质的重要表征，冲击度大则在较短的时间内车辆加、减速度变化较大，使乘客感觉不适，同时使得车辆动载荷加大。冲击度一般采用车辆纵向加速度的一阶导数进行表征：dtdrdtdajttv,   其中j为冲击度，va为纵向加速度，其余变量含义不变。推荐的最大冲击度为10m/s3。将式（3.58）到式（3.70）导入Maple中进行求解可得MHMCVT变速箱输出轴角加速度表达式：rembbetTKVKVKVKpTK54231212,   iK（i=5,4,3,2,1）为各项常系数，可以给出的已知参数皆为MHMCVT的结构参数，如行星轮系结构尺寸，各级传动比或各部件的质量及转动惯量等，这些参数一旦结构确定便不在发生变化，故由这些已知参数经过计算所得的系数iK也是时不变的，其值同样只受变速箱结构、部件转动惯量、质量等影响；reT为车辆所受外部阻力矩，其值如下：sktaDtttrekhzbrAuCGrTrGfr1215.21sincos,  但事实上，换挡过程中b1V、b2V皆为正值，故一旦换挡，依式（3.83）mV必须为负，使得液压马达换挡过程中功率始终反传，液压回路内压力急剧升高，不符合正常设计思路，故暂不予考虑。若换挡过程中油路压力为0则泵不能对星轮系行星架形成约束，相当于两离合器同时断开，产生动力中断，故换挡过程中油路压力不可为0值，所以成立条件为：00044.00013.00016.021,   mbbVVV给出了换挡过程中泵、马达排量的调节依据，但此依据可用的前提是换挡过程中油路压力不变。故MHMCVT系统实现无冲击换挡的关键是在一定的排量调节方式下维持过程中油路压力不变。值得注意的是各项系数均只适用于当前挡位（中箱体5挡，前箱体L、M挡预置），忽略eT项对于其它挡位而言不具备一般性，但省略eT系数是所提出的MHMCVT无冲击换挡控制策略的前提，故有必要针对其它挡位进行讨论。

    冲击度表达式中各项系数计算,  以中箱体挂6挡为例计算前箱体不同预置挡位下的冲击度各项系数。中箱体挡位不变，前箱体预置挡位不同时虽然冲击度表达式中各项系数均有变化，但eT系数皆远小于其它项系数。再以前箱体L、M挡预置为例计算中箱体挂1、2、3、4挡时的冲击度各项系60数，并同已有数据一并整理。前箱体挡位预置情况相同时，对应中箱体不同挡位，冲击度表达式中eT系数均远小于其它项系数。虽然没有针对所有挡位进行枚举分析，且爬行挡位无一列举，但表中所显现的共性十分明显：对于MHMCVT系统而言，合理设定参数后均可大幅削弱发动机转矩变化率对换挡冲击的影响，可以预测MHMCVT系统的换挡控制过程对发动机的反馈调节要求较低，同时此结论使述换挡控制策略对于MHMCVT系统的各个挡位均具有良好的适应性。

     分模块对MHMCVT系统进行了整车动力学建模。首先利用多线段拟合法对系统动力源—东方红6RZT8型柴油机进行了建模及仿真；此后建立了针对升降车的行驶阻力模型；对系统动力换挡模块的建模过程又分为三部分进行：其一建立了NGW型行星轮系的动力学模型，并通过Simulink仿真验证了此数学模型同AMEsim模型库中相应模型的一致性；其二建立了液压容腔的数学模型，分析了容腔内压力形成的机制，根据分析结果提出了维持液压容腔内压力恒定的方法并搭建了AMEsim模型进行了稳压过程的验证；其三分析了静压传递路径中变量泵排量需要满足的要求，并基于已有数据针对目标车辆确定了泵的最大排量值，同时暂选了液压马达的最大排量；之后以现有尺寸数据为依托对系统的中、后箱体进行了内部传动件的惯量估计，并利用动能守恒法对传动系的惯量进行了等效转移，建立起中、后箱体的动力学模型。最后对前面四个模块的模型进行整合，最终形成所研MHMCVT系统的整车动力学模型。根据建立的整车动力学模型导出了MHMCVT系统换挡过程中的冲击度表达式，并据此提出了系统无冲击换挡的控制要求：换挡时油路压力不变同时按照特定方式对液压泵及液压马达的排量进行调节。此外，经计算分析发现MHMCVT系统换挡过程中冲击度受发动机转矩变化影响较小，故换挡过程中对发动机的反馈调节要求不高，甚至在换挡过程中不对发动机进行干预。

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