如何对登高车泵、马达系统建模??     惠州登高车出租,  登高车公司,  登高车出租    本文只讨论一般性容积式泵和马达对本系统换挡过程的影响，暂不考虑诸如柱塞泵脉动等特定因素对系统的影响，故不针对具体某种结构的泵或马达进行专门建模，只需建立通用型容积式泵、马达模型。已经给出了泵、马达通过油压建立等效阻力矩、等效驱动力矩的模型，若将泵旋转件的转动惯量并入与之相连的行星架中，则实际上仅要求两变量泵模型能够输出一定流量，并配合马达在在油路内建立压力，从而对所连行星架产生约束力矩，而所述模型已能满足上述要求。同样，将马达转动件转动惯量并入动力换挡部分汇流轴中，则马达只提供驱动力矩，故所述模型对马达而言同样满足使用。根据前文讨论，纯机械传动时液压泵堵转，其主要功能为保持油路内部压力，使行星轮系行星架端受到平衡约束，从而使行星架止动，系统形成纯机械传动模式。纯机械传动模式下油路压力为行星架的锁止压力，同时要求此压力维持在既定最高工作压力之下，若大于油路最高压力，则油路内溢流阀泄流，导致纯机械传动时一部分能量通过溢流阀损失。故本节主要针对原有负载换挡变速箱的适配车型，对泵的排量进行讨论。

    根据上表中工程机械设计压力推荐值，选择本系统的油路最高压力为30Mpa。纯机械传动模式下车辆稳定运行时分动行星轮系齿圈输出力矩同行星架输出力矩有以下关系：kkTTrc,  可见求得齿圈最大平衡力矩后即可得到行星架的最大平衡力矩，即泵在当前设置的最大压力下需保证能够提供给行星架的约束力矩的最大值。计算齿圈端平衡力矩需获得适配车型参数及整车传动比。登高车田间作业速度一般不大于30km/h，且通常按负荷大小分为高速作业和低速作业工况，低速作业工况在田间工作所占比例较大，如开沟、深度旋耕、粮食作物收割等。高速作业负荷较小，比如农药喷洒等植保作业，或者牧草收割、耙地等。低速作业车速往往低于10km/h。各主要传动齿轮齿数均已标出，且中箱体及后箱体内各级传动比所对应的齿轮对均已用蓝色虚线框圈出。由于变速器前进挡、倒退挡仅转动方向相反，其传动比对应相同，故之后计算均以前进挡为例。

     最终液压泵排量最大值可按下式选择：maxmax2pTVcb,   其中bmaxV为变量泵排量的最大值，maxp为油路最高压力。现以的最大值706.007N.m校核，则bmaxV应大于147.791ml/r。即变量泵排量变化范围应大于0~147.791ml/r，暂定150ml/r进行后续分析。需要指出，一般变量泵可调排量的下界有确定的推荐值（通常总排量的5%~95%范围内流量可相对精确调节，即滞环1%~3%），小于该值时泵的效率偏低。本系统要求双流传动系统可以模拟离合器断开，此时变量泵排量为0，不形成对行星架端的约束，故其排量调节范围需超出推荐值下界。若MHMCVT系统只用于动力换挡，不做无级变速器使用，则正常工作时为纯机械传动模式，马达不参与功率输出，其排量值没有明确设计依据。若考虑车辆起步，即使马达排量始终为0，只对变量泵排量进行调节，理论上车辆也能完成起步（油路压力30Mpa，变量泵排量增大到约63.6ml/r即可带犁具L×1挡起步），过程类似于机械变速器直接起步，只需通过油路内加装比例溢流阀即50可模拟起步时离合器缓慢接合功能。故不对MHMCVT系统进行无级变速性能分析时马达排量可暂定为和变量泵相同。

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         中箱体和后箱体内元件多为齿轴类零件，且齿轮多为定轴类齿轮。中箱体和后箱体的力学模型简单：驱动力矩从前箱体的输出轴输入，最终经各级齿轮传动输出到驱动轮。多级齿轮传动建模过程中通常不对每级齿轮进行动力学建模，往往将各级齿轮转动惯量集中到输入或输出轴上建立等效模型。中箱体及后箱体中齿轴类零件数量较多，故其建模过程主要为各构件等效转动惯量的转化过程。一对齿轮，其传动比为1i。齿轮1受到外力矩T的作用，齿轮2受到阻力矩rT的作用。齿轮1的转动惯量为1J，齿轮2的转动惯量为2J。其中1iT为转化到旋转轴输入端的作用力矩，J为1J、2J经转化后的等效转动惯量和，rT仍表示系统受到的阻力矩。多级齿轮传递同样遵循以上等效原则，系统动力学方程。等效转动惯量的常用计算方法有两种，一种为受力分析法，另一种为动能守恒法。受力分析法需要对整个齿轮传动系统进行受力分析，并逐个建模，过程复杂繁琐，受力方向容易出错；动能守恒法则相对简单，不易出错，适合用在较为复杂的多级传动齿轮的等效转动惯量计算中。动能守恒法的基本原理是等效转化前和等效转化后多级齿轮传动系统的总动能维持不变，即转化前各级元件在任意时刻的动能之和应该等于转化后得到的等效转动质量块在任意时刻的动能。求等效转动惯量需给出各级旋转、平动类构件的转动惯量或质量，同时要求给出各级传动比，根据各级传动比将i及jv转化成系数乘以o的形式，方便等式左端和右端约分。中、后箱体传动比计算值已经给出，但由于中、后箱体结构复杂，很难给出内部各个构件精确的转动惯量或质量参数，需要对其结构进行简化，得到各构件转动惯量和质量的估计值。估算齿轴类零件转动惯量通常需要将其简化为圆盘、圆柱，再根据简单几何体转动惯量计算公式进行计算。圆柱、圆盘类几何体的转动惯量计算公式。

     本文后续主要进行动力换挡平顺性分析，爬行挡相邻挡位间速度级差较小，不利于清晰展示分析结果，故后续分析主要针对普通挡进行。虽然依托于各零部件的实际尺寸，但忽略了诸如同步器、轴承、PTO挡位及其它旋转类零件的影响，只能进行粗略的数量级估计，且其结果一定小于实际值，故基于上述简图的估计结果应乘以一定的放大系数后才能用于后续分析。元件2、3、4、5空套于元件1上，并与元件6上的固连齿轮常啮合；元件7、8空套于元件6上，并与元件1上的固连齿轮常啮合。中、后箱体各零件转移到变速箱输出端的最终等效转动惯量为95.292kg.m2,乘以1.5倍的放大系数为142.938kg.m2。最终获得的中、后箱体动力学模型（同样以普通5挡为例）为：05teoutwrmrpsJTiiiT,  其中psT为动力换挡部分传入扭矩，outT为后桥输出轴所受阻力矩，t为车轮角加速度。

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