重庆大学 博士学位论文 汽车无级变速传动系统建模、仿真及其匹配控制策略研究 姓名：胡建军 申请学位级别：博士 专业：机械设计及理论 指导教师：秦大同
！塑型壁型苎主兰垒堡壅一叁喜摘要无级变速传动是汽车理想的传动方式，是各国研究者和汽车公司研究的重 点。开展汽车无级变速传动系统匹配及控制策略的研究，具有重要的理论和工下，带轮油缸压力与速比和输入转矩的关系，提出了对金属带式无级变速传动 系统进行优化设计的方法。 ２）通过发动机台架试验，利用样条插值方法构造了发动机转矩和发动机油 耗模型，确定了发动机最佳经济性与最佳动力性工作线。研究了实现发动机按 理想工况运行时金属带式无级变速传动的传动比控制规律。对装有ＣＶＴ和装有 ＭＴ的羚羊轿车的经济性和动力性进行了计算和比较分析。 ３）通过实验分析，研究了主、从动轮油缸压力、主动轮转速、输入转矩和 带式无级变速传动速比与速比变化率的关系，建立了获取ＣＶＴ速比变化率的模 型，导出了符合实际规律的实用计算公式。 ４）应用键合图理论，建立了金属带式无级变速汽车传动系的键合图模型， 推导了系统的状态方程。研究了隶属度函数及解模糊算法对模糊控制器性能的 影响，设计了实用的自适应模糊控制器．搭建了无级变速传动系统实验台，开 发了无级变速传动自动控制软件，在实验台上实现了发动机节气门开度、无级 变速器速比及载荷等数据的采集及计算机自动控制． ５）从综合模糊控制、专家控制和分级控制的观点，提出了无级自动变速汽 车离合器起步控制策略，设计了离合器起步模糊控制器。建立了液力变矩器数 学模型，提出了液力变矩器与无级变速器联合工作时的控制策略．通过研究无 级变速传动速比变化时的惯性矩，提出了一种新的控制算法，采用传动系的惯性矩来补偿发动机的输出转矩。以获取目标驱动转矩．、一， 本文从金属带式无级变速传动的传动机理入手，冠过建立发动机和无级变速器的速比变化率模型，研究了发动机与无级变速器的匹配控翩策略。提出了无级变速传动的综合控制算法，进行了无级变速传动匹配控制仿真研究及台架 试验，试验结果与理论分析结果具有良好的一致性．本文提出的理论研究体系和试验分析方法为无级变速汽车的匹配控制提供了理论分析方法和设计依据。关键词：无级变速传动，匹配规律，仿真，综合控制残箩重庆大学博士学位论文ＡＢＳＴＲ ＡＣＴＡＢＳＴＲＡＣＴｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙｖａｒｉａｂｌｅｏｎｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ（ＣＶＴ）ｉｓ ｔｈｅｉｄｅａｌｆｏｒａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ，ｉｔ ｉｓ ａｌｓｏｏｆ ｔｈｅ ｍｏｓｔ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｉｔｅｍｓ ｏｆ ｒｅｓｅａｒｃｈｅｒｓ ａｎｄｏｖｅｒａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ ｃｏｍｐａｎｉｅｓ ａｌｌｔｈｅ ｗｏｒｌｄ．Ｓｔｕｄｙｏｎｍａｔｃｈｉｎｇａｎｄｃｏｎｔｒｏｌ ｓｔｒａｔｅｇｙ ｏｆｍｅｔａｌ ｐｕｓｈｉｎｇ Ｖ－ｂｅｌｔ ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ ｖａｒｉａｂｌｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｏｆ ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ ｈａｓ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎｄｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇｖａｌｕｅ．Ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｒｅｓｅａｒｃｈｅｓｏｆｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｔｈｅｍｅｃｈａｎｉｓｍ ａｎｄｃｏｎｔｒｏｌ ｓｔｒａｔｅｇＹ ｏｆｔｈｅ ＣＶＴ ｈａｖｅ ｂｅｅｎ ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ｕｎｄｅｒ ｂｙ Ｎａｔｉｏｎａｌ Ｎａｔｕｒａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅ Ｆｏｕｎｄａｔｉｏｎ ｗｈｉｃｈｐｒｏｊｅｃｔ（５９８３５１６０）ｆｉｎａｎｃｅｄｎｉｎｅｌｕｄｅｓ ｆｏｌｌｏｗ ｃｏｎｔｅｎｔ： Ｔｈｅ ｋｉｎｅｍａｔｉｃ ｒｅｌａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｍｅｔａｌ ｐｕｓｈｉｎｇ Ｖ－ｂｅｌｔ ｔｙｐｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｉｓａｎａｌｙｚｅｄ．Ｔｈｅ ｒｅｌａｔｉｏｎ ａｍｏｎｇ ｏｉｌ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｆ ｐｕｌｌｅｙ ｃｙｌｉｎｄｅｒ，ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ ａｎｄｉｎｐｕｔ ｔｏｒｑｕｅ ｕｎｄｅｒ ｌｏａｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｉｓ ｓｔｕｄｉｅｄ．Ｏｐｔｉｍａｌ ｄｅｓｉｇｎ ｍｅｔｈｏｄ ｆｏｒ ｍｅｔａｌ ｐｕｓｈｉｎｇ Ｖ－ｂｅｌｔ ｔｙｐｅｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ ｖａｒｉａｂｌｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｉｓ ｐｕｔ ｆｏｒｗａｒｄ．ｏｎ２）Ｂａｓｅｄｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ，ｔｏｒｑｕｅ ａｎｄ ｏｉｌ ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ ｍｏｄｅｌ ｏｆｅｎｇｉｎｅ ａｒｅ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄｂｙ ｍｅｔｈｏｄｐｕｔｏｆ ｓｐｉｉｎｅ ｉｎｔｅｒｐｏｌａｔｉｏｎ．Ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｕｍ ｅｃｏｎｏｍｙ ａｎｄ ｒａｔｉｏ ｃｏｎｔｒｏｌｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｗｈｉｃｈｃｕｒｖｅｓ ａｒｅｆｏｒｗａｒｄ．Ｓｐｅｅｄｍｏｄｅｌｏｆ ＣＶＴ ｉｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄｃａｎｒｅａｌｉｚｅ ｔｈｅ ｃｏｎｔｒｏｌ ｏｆ ｅｎｇｉｎｅ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ａｌｏｎｇ ｔａｒｇｅｔ ｌｉｎｅ．Ｔｈｅ ｅｃｏｎｏｍｙａｎｄｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ３）ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ＬＩＹＡＮＧ ｃａｒ ｅｑｕｉｐｐｅｄ ｗｉｔｈ ＣＶＴ ａｎｄｓｔｕｄｉｅｄＭＴ（ｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）ａｒｅｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ ａｎｄ ａｎｄｃｏｍｐａｒｅｄ．Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌａｎａｌｙｓｉｓ，ｔｈｅ ｒｅｌａｔｉｏｎａｍｏｎｇ ｔｈｅ ｓｐｅｅｄ ｒａｔｉｏ ｃｈａｎｇｉｎｇｓｐｅｅｄ ａｎｄｒａｔｅ，ｏｉｌ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｆｄｒｉｖｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅ。ｍｅｔａｌｒａｔｅ ｉｓ ｐｕｔｄｒｉｖｅｎ ｐｕｌｌｅｙ ｃｙｌｉｎｄｅｒｓ，ｄｒｉｖｉｎｇ ｐｕｌｌｅｙ ｉｎｐｕｔｂｅｌｔ ｓｐｅｅｄ ｒａｔｉｏｈａｓｂｅｅｎ ｓｔｕｄｉｅｄ．Ｍｏｄｅｌ ｆｏｒ ｇｅｔｔｉｎｇ ｔｈｅ ｒａｔｉｏ ｃｈａｎｇｉｎｇｆｏｒｗａｒｄ，ａｎｄｐｒａｃｔｉｃａｌ ｅｑｕａｔｉｏｎｇｉｖｉｎｇ ｔｈｅｒａｔｉｏ ｃｈａｎｇｉｎｇ ｒａｔｅ ｉｓ ｏｂｔａｉｎｅｄ ｂｙｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔｓ．４、Ｂｙ ｔｈｅ ｂｏｎｄ ｇｒａｐｈ ｔｈｅｏｒｙ，ａ ｂｏｎｄ ｇｒａｐｈ ｓｐａｃｅｍｏｄｅｌｉｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄａｎｄ ｔｈｅｓｔａｔｅ―ｅｑｌｌａｔｉｏｍ ｏｆｄｒｉｖｅ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆｔｈｅ ＣＶＴ ｃａｒａｒｅｄｅｒｉｖｅｄ．Ｔｈｅ ｅｆｒｅｃｔ ｏｆｔｈｅ ｐｒｏｆｉｌｅｏｎｏｆ ｍｅｍｂｅｒｓｈｉｐ ｆｕｎｃｔｉｏｎ ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ ｉｓ ｓｔｕｄｉｅｄａｎｄ ｔｈｅ ｄｅｆｕｚｚｉｆｉｃａｔｉｏｎ ａｌｇｏｒｉｔｈｍａｔｈｅ ｃａｐａｃｉｔｙ ｏｆ ｆｕｚｚｙｓｙｓｔｅｍａｔｉｃａｌ，ａｎｄｖａｒｉａｂｌｅｐｒａｃｔｉｃａｌ ｓｅｌｆ－ａｄａｐｔｉｖｅ ｆｕｚｚｙ ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ ｉｓｔｅｓｔ ｂｅｎｃｈ ｉｓ ｂｕｉｌｔ．Ａｎ ａｕｔｏｃｏｎｔｒｏｌｌｉｎｇｄｅｓｉｇｎｅｄ．Ａ ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙｅｎｇｉｎｅ ｔｈｒｏｔｔｌｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓｏｆｔｗａｒｅ ａｂｏｕｔ Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ ｖａｒｉａｂｌｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｉｓ ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ，ｔｈｅ ｄａｔａ ｏｆｏｐｅｎｉｎｇ．ｓｐｅｅｄ ｒａｔｉｏ ｏｆＣＶＴ ａｎｄ ｌｏａｄ ｃａｎ ｂｅ ｇａｔｈｅｒｅｄ ｉｎｔｅｓｔｂｅｎｃｈ ａｎｄｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ ｃ∞ｂｅ ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｄ．５）Ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｖｉｅｗｐｏｉｎｔ ｏｆ ｓｙｎｔｈｅｔｉｃ ｆｕｚｚｙ ｃｏｎｔｒｏｌ，ｅｘｐｅｒｔ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｎｄ ｇｒａｄｅｄｃｏｎｔｒｏｌ，ａｐｒａｃｔｉｃａｌ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｔｒａｔｅｇｙ ａｎｄｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ ｆｏｒ ＣＶＴ ｖｅｈｉｃｌｅ ｓｔａｎｄｉｎｇｓｔａｒｔｉｓ ｐｕｔＩＩ．墨壅奎兰竖主兰垡堡壅ｆｏｒｗａｒｄ．ＢａｓｅｃｏｎｖｅｒｔｅｒＯｎ竺！罂！叁‘歪．ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｔｏｒｑｕｅｃｏｎｖｅｒｔｅｒｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｏｆ ｔｏｒｑｕｅ ｃｏｎｖｅｒｔｅｒ，ａ ｍａｔｈｅｍａ＇ｄｅｓｉｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ ａｎｄ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｔｒａｔｅｇｙ ｆｏｒ ｃｏｏｐｅｒｍｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅｗｉｔｈＣＶＴ ｉｓ ｐｕｔｆｏｒｗａｒｄ．Ｂｙａｎａｌｙｚｉｎｇ ｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅ ｄｒｉｖｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ａｎｄ ｔｈｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｉｎｅｒｔｉａ ｔｏｒｑｕｅ ｗｈｉｌｅ ｓｐｅｅｄ ｒａｔｉｏ ｉｓ ｃｈａｎｇｅｄ ｕｎｄｅｒ ｎｅｗ ｓｙｎｔｈｅｔｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｌｇｏｒｉｔｈｍ ｉｓ ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ ｗｈｉｃｈｃａｎｔｒａｎｓｉｅｎｔｃｏｎｄｉｔｉｏｎ，ａａｐｐｒｏａｃｈ ｅｎｇｉｎｅ ｔａｒｇｅｔ ｔｏｒｑｕｅｂｙ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｎｇ ｅｎｇｉｎｅ ｏｕｔｐｕｔ ｔｏｒｑｕｅ ｗｉｔｈ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ ｉｎｅｒｔｉａ ｔｏｒｑｕｅ．Ｉｎｓｕｍｍａｒｙ，ｔｈｅｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｍｅｔａｌｐｕｓｈｂｅｌｔｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙｖａｒｉａｂｌｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｉｓ ｓｔｕｄｉｅｄ．Ｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅ ａｎｄ ｓｐｅｅｄ ｒａｔｉｏ ｃｏｎｔｒｏｌ ｍｏｄｅｌｓ ａｒｅ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ，ａｎｄｔｈｅ ｍａｔｃｈｉｎｇ ｓｔｒａｔｅｇｙ ｏｆＣＶＴ ｖｅｈｉｃｌｅ ｉｓ ｓｔｕｄｉｅｄ．Ｔｈｅ ｓｙｎｔｈｅｔｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｌｇｏｒｉｔｈｍ ｉｓ ｐｕｔｆｏｒｗａｒｄｗｈｉｃｈ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｐｒｏｖｅｄｂｙｓｉｍｕｌａｔｉｏｎａｎｄ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ，ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓｏｆｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｔｈｅｏｒｙ ａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ａｒｅ ｃｏｈｅｒｅｎｔ．Ｔｈｅ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｒｅｓｕｌｔｓ ｐｒｏｖｉｄｅ ｔｈｅａｎｄｄｅｓｉｇｎ ｍｅｔｈｏｄ ｆｏｒ ＣＶＴ ｖｅｈｉｃｌｅ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ．Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ ｖａｒｉａｂｌｅ Ｓｙｎｔｈｅｔｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ，Ｍａｔｃｈｉｎｇｓｔｒａｔｅｇｙ，Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ，Ｉｌｌ垩盎查堂垫主兰垡笙壅一一一―――――三苎鱼１绪论１．１课题的来源及意义本文是国家自然科学基金重点项目“机械／流体传动系统的节能及新型传 动方式的基础性研究”（批准号５９８３５１６０）研究内容的组成部分及横向研究项目 “轻微型轿车自动变速器开发”的主要内容。课题的主要研究目的是从金属带 式无级变速传动系统的传动机理及控制策略入手。进行无级变速传动系统的建 模、仿真控制及实验研究，为研制开发轻微型轿车无级自动变速器提供理论基 础及控制策略。 汽车变速器是为解决发动机输出转速和转矩与车辆驱动所需转速和转矩之 间的矛盾而设立的。车辆行驶性能的好坏．不仅取决于发动机，而且在很大程 度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配。目前，无级变速器（ＣＶＴ） 与手动变速器（ＭＴ）、自动变速器（ＡＴ）都已成为汽车上的重要传动装置。无 级自动变速传动作为汽车理想的传动方式，自汽车诞生以来一直是人们追求的 目标，与常规变速传动相比，它可以显著提高汽车的燃油经济性，改善汽车的 动力性，降低发动机的排放污染，减少汽车的行驶冲击，通过简化驾驶操作， 减轻驾驶疲劳，提高行驶安全性。有关ＣＶＴ汽车匹配控制的研究已经逐渐成为 汽车研究者们所关注和研究的热门问题之～。在计算机技术高速发展的今天， 结合电子控制技术，综合考虑发动机和无级变速器。实现汽车传动系统的综合 控制，这将使无级变速传动的优点得到进一步发挥。装有无级变速器的轿车具 有良好的燃油经济性和行驶性能，特别适宜于２Ｌ以下的小排量轿车。 因此，对金属带式无级变速传动的基本理论及控制策略进行深入研究，并 结合仿真及实验分析，对我国轿车工业研制和开发无级变速传动轿车具有重大 的现实意义。１．２无级变速器的分类无级变速器指控制速比无级变化的变速器。它能提高汽车的动力性、燃料 经济性，方便汽车驾驶，使汽车行驶平顺。无级变速器的种类很多。按照其结 构形式可分为流体式、电动式和机械式三种（图１．１）。 流体式无级变速器主要分为液力式和液压式两种。液力式即液力变矩器． 它是以液体为介质的叶片传动机械，它除了起离合器的作用外还具有无级连续重庆大学博士学位论文１绪论变化速度与转矩的能 力，可使车辆起步平 稳、加速迅速柔和、 有良好的减振性能， 并对外负载有良好的胶带式自动调节和适应性。它的不足之处是结构复杂、造价高、传动效率低，高效范围窄，燃油经济性低。液压传动与液力传动的区别在于，它是依Ｆｉｇ １．１图Ｉ．Ｉ无级变速器种类Ｔｙｐｅ ｏｆｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙｖａｒｉａｂｌｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ靠液压能的变化来传 递力，是靠上作腔的容积变化进行工作的。液压元件主要是液压泵和液压马达， 液压马达分液压车轮马达和液压驱动轴两种。它的优、缺点除与液力式类同外， 还有液压元件不适应汽车高转速、高负荷和转速变化频繁、振动大等不利工作 条件，因而仅在推土机、装载机上有所应用，汽车上应用较少。 内燃机作为动力装置的优点很多，但在部分负荷时效率低并产生大量有害 排放污染物。从而导致了电传动的发展。传统的电传动是以内燃机发电来驱动 电机作动力，因系统质量大、成本高、效率低，仅在矿用自卸车、大铲运机及 轮式装载机上使用。纯电传动虽然有零污染与低噪声的优点，但贮存在电池中 可用能量行驶里程有限。不论是铅酸电池、钠基电池及锂基电池均有此缺陷。 机械式无级变速传动经历百余年的历史，也仅金属带或链带式与牵引环式 有实用意义”】。１．３机械无级变速传动的发展现状机械无级变速传动，一般称为无级变速传动．其英文名称是ＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ，简称ＣＶＴ。它具有传动比变化连续、传递功力平稳、操纵方便等特点，是真正意义上得无级变速传动。早期的机械无级变速传动是通 过两个锥体改变接触半径而实现传动比连续变化，但由于接触部分挤压应力太 高，难以进入实用化。１９５５年，荷兰ＤＡＦ公司在汽车上试装采用“ｖ”形橡胶 带的ＣＶＴ，但因该传动机构体积过大，传动比太小，又受皮带寿命的影响．无 法满足汽车行驶的要求。德国ＰＩＶ公司从１９５６年起，开始研究链传动的ＣＶＴ， 德国大众汽车公司等公司也曾在轿车上装用过这种变速器。２重庆大学博士学位论文ｌ绪论。圈１．２金属带式无级变速传动结构与工作原理Ｆｉｇ １．２ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｗｏｒｋ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆｍｃｌｔ－ＣＶＴ卜一发动机飞轮；２－－离台器；３～主动工作轮液压控制缸；４一主动工作轮可动部分 ４＆一主动工作轮不动部分；５－－油泵：６一从动工作轮可动部分：６ａ一从动工作轮不动部分 ７一从动轮液压控制缸；８一中间减速器；９一主减速器与差速器；ｌＯ一金属传动带到８０年代，机械无级变速传动出现了技术上的突破。橡胶皮带被由许多薄 钢片穿成的金属钢带代替，使其与两个锥轮的槽在不同半径上“咬合”来改变 传动比。这种ＣＶＴ的基本结构和工作原理如图１．２所示。传动器的主、从动工 作带轮均由可动部分和不可动部分组成，带轮的可动部分和不可动部分形成的 Ｖ型槽与ｖ型金属带啮合。当带轮两部分紧靠时．凹槽较窄，钢带位于带轮外 缘，带轮的工作直径最大，随着带轮两部分间的相对滑动分离．凹槽越来越宽， 钢带逐溅靠近带轮中心。工作半径变小，带轮的轴向滑移采用液压控制。在工 作中，通过控制主、从动工作带轮的可动部分的轴向移动，改变了金属传动带 的工作半径，从而改变了传动比。Ｈ．ＶａｎＤｏｏｒｎｅ博士的ＶＤＴ公司研制了金属带式的无级变速器并使之进入商品化阶段。１９８７年，日本富士重工研制成功装备于Ｊｕｇｔｙ车上（排量ｌ～１．２Ｌ） 的电子控制ＣＶＴ．它在传统的ＣＶＴ基础上增加了电子控制系统，当时被称为 ＥＣＶＴ。这种ＣＶＴ可根据汽车的行驶状态，通过控制磁粉式离合器中金属粉未 的磁化程度，将发动机的动力平稳地传递给主动轮：同时根据实际需要，调节重庆大学博士学位论文Ｉ绪论液压系统压力，控制带轮两部分间的相对滑移程度，从而改变变速器的传动比， 在此之后，菲亚特、福特、日产等汽车公司都在其生产的一些Ｉ．２＂１．６ Ｌ排量的轿车上装备了这种变速器。由于ＣＶＴ可以使发动机始终控制在其经济转速区域内运行，从而可大大改 善燃油经济性。但因ＣＶＴ本身是摩擦传动，与齿轮传动相比效率并不高，从目 前的情况来看，ＣＶＴ汽车大约能节省燃油１０％左右。此外ＣＶＴ在加速时无须 切断动力，因此，装备ＣＶＴ的汽车乘坐舒适，超车加速性能好，从成本来看， 有可能低于液力自动变速器，据菲亚特公司称，它们开发的ＣＶＴ价格可比ＡＴ低３０％。据统计，截至１９９６年底，装备金属带式ＣＶＴ的轿车就已达１２０多万辆。 最近，日本本田汽车公司和荷兰的ＶＤＴ（Ｖａｎ Ｄｏｏｍｅ’ｓ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｅ Ｂ．ｖ）变速器 公司共同研制的新型无级变速器已装备在了本田１９９６ＣｉｖｉｃＨＸ型轿车上。ＶＤＴ公司计划到２０００年累计生产４００万套ＣＶＴ，到２００５年达１０００万套。日产汽车 公司原定在２１世纪进入ＣＶＴ的实用化阶段，但因该公司近几年经营情况不埋 想，为有利于抢占市场，现已明显加快了ＣＶＴ实用化步伐，电子控制的ＨｙｐｅｒＣＶＴ 已装在蓝鸟等排量２Ｌ的轿车上。据统计，到１９９６年，装有ＣＶＴ的轿车约１２０ 万辆，发动机排量大多在Ｏ．６～３．３Ｌｔ”。预计到２０００年，日本无级变速器的装车 率将达到１５％。２００１年富士重工公司已确定向铃木等公司供应新式ＣＶＴ， 使ＣＶＴ的生产能力扩大３０％以上，计划达到月产１５万台以上。这主要集中 在中小排量的轿车上，用于大功率传递时仍有一些问题需要解决。另外。美国 一些高校的研究机构以及装备液力自动变速器量最大的通用汽车公司也正在加 紧ＣＶＴ的研制和试装车。由此可看出国外汽车企业对ＣＶＴ的态度已由举棋不 定转向了加速发展。１．４无级变速传动的发展趋势１．４．１无级变速传动研究的硬件和软件技术现在，世界上许多汽车公司和变速器制造公司都在致力于无级变速器的改 进和实用化研究。无级变速器的主要研究方向是：ａ．硬件方面：集中研究传动带――棘轮型式的无级变速器，其中Ｖａｎ Ｄｏｏｍｅ型式的金属带传动占主流地位，也是今后重要的发展方向： ｂ．软件方面：采用电子控制以使变速工况多样化，由于改善了过渡响应特 性，从而进一步提高了车辆操纵性和行驶性．４重盎奎堂壁主堂堡堡苎一一――上！！堕１．４．２无级变速驱动系统的综合控制车用无级变速器研究不仅应改善本身的性能，而且应该考虑变速器与发动 机的匹配，从而实现动力系统的综合控制。通过发动机与无级变速器的综合控 制，使车辆的动力性、燃油经济性和废气排放这些较难兼顾的性能实现综合优 化，从而显著提高车辆的综合性能。因此驱动系统综合控制也是无级变速器的研究方向。１．５金属带式无级变速传动的国内外研究现状目前，世界上各大公司都在加紧研制开发无级变速器，有关专利急剧增加， 针对ＣＶＴ汽车匹配控制的研究已经逐渐成为汽车研究者们所关注和研究的热点 之一。众所周之，一流的汽车底盘加上一流的内燃机并不一定等于第一流的汽 车，一辆优质的汽车不仅需要好的零部件作为保证，还要求这些零部件能够协 调地工作，即互相匹配，这样才能使汽车的整体实现最佳功能。１．５．１国外研究现状日本本田公司的Ｆｕｊｉｉ等人分析了金属带的受力关系、扭矩传递能力与带轮 挤压力的关系、金属块与金属环的受力关系以及速比变换时作用在金属带上力 的变化，发现在一定的扭矩比条件下，挤压力比（‰／岛。）及速比（马。／％。。）几 乎与带轮的转速无关，且与最大传递扭矩无关，挤压力比主要取决于速比；实 验中发现，金属块的径向摩擦系数与切向摩擦系数不等．在金属环与金属块之 间存在着滑动，为了便于实现电子控制推力比，简化了其计算经验公式等㈣”。 对于无级变速传动的控制，美国威斯康新大学的Ｍａｄｉｓｏｎ教授对金属带进 行了实验研究，其控制系统是建立在稳定状态，即力、扭矩、传动比一定的情 况下，通过脉宽调制来进行控制［ｔ。－１３１，在实验中研究者采用了不同的脉宽调制 方式（采用不同的数模函数），并与不使用脉宽调制的方式进行比较，实验证明，采用脉宽调制是最佳的控制方式，该控制采用四个变量（‰、蠕、五。、ｊ），任意两个变量均可由其它两个变量确定，其输入信号主要由加速踏板决定。 日本学者Ｔｏｈｒｕ等对金属带的换档特性进行了实验研究及理论分析Ⅲ】。他 们在实验中发现有两种速度变化模式；一种是蠕变模式，这是在主动轮上作用５重庆大学博士学位论文绪论了正常的夹紧力；另一种是滑移模式，这是由于在主动轮上的力太小而产生的； 在蠕变模式下，平均每转传动带节圆变化较小，运行状态下相关转速对应的传 动带节圆半径的变化量受夹紧力的大小决定，与转速无关。因此，在这种模式 下换档速率与带轮的转速成正比。在滑移模式下，金属块的移动速度主要受从 动轮的夹紧力和主动轮上油路的油阻尼影响，其滑移速度与带轮的转速无关， 同时，在带与带轮整个接触区域出现了较大的径向滑移。蠕变模式与滑移模式 在特性上存在着很大的区别。 日本富士重工的Ｔ．ＩＤＥ等人也对金属带式无级变速传动的速比变化率对车 辆的影响进行了研究，通过对所得的数学公式进行实验仿真，来分析车辆在传 动速比变化时的动态响应【”】。建立了驱动系的状态方程，并引入一个五参数控 制速比变化率的控制模型。其控制参数为：ｏ主动轮夹紧力耳，ｏ从动轮夹紧 力乓，＠主动轮转速月，④输入扭矩７ｉ。，＠带轮速比ｊ。实验中采用两个液压阀 来分别控制作用于主动轮及从动轮的压力。并研究了斥与乓的动平衡关系，利 用图表法推算了速比变化的计算公式。通过实验验证，该模型的仿真结果能够 较好地模拟实际操作。 为了研究ＣＶＴ的传动效率，瑞典的Ａｎｄｅｒｓ（Ｖｏｌｖｏ公司）设计了一个传动实 验台并主要研究了速比变化与传动效率的关系，结果表明，速比变化对传递扭 矩的影响较小，影响传递效率的主要因素是扭矩，速比变化对液力损失的影响 较小，而扭矩变化对液力损失基本上没有影响【ｌ“． 台湾清华大学的Ｃｈｅ―Ｗｕｎ Ｈｏｎｇ为了对车辆的传动系进行优化设计，开发了 一个仿真软件包。该优化软件系统包括发动机和驱动系设计。它能够动态模拟 汽车在不同路况下的性能，如加速（０－－＞１００ｋｎｄｈ）过程，标准驱动运行模式等。 通过对装配有手动变速器／自动变速器／无级变速器的车辆的模拟仿真来验证软 件的可靠性。在模拟中采用比例积分控制油门，沿给定的驱动数表模式来模拟实际操作ｃｍ。１．５．２国内研究现状国内对金属带式无级变速传动的研究工作始于９０年代。华南理工大学的黄 向东等人对ＣＶＴ的调控逻辑的优化问题进行了研究Ｉｍｌ９Ｊ，提出了一种最佳调控 理论。同时，为了改善无级变速传动摩擦副的动力传递能力，开发了Ｈ型传动 带。同时采用机械自动加压装置来控制速比，通过样机试验表明，这种装置基 本上满足汽车的使用要求，具备结构简单，造价低廉的优点。北京理工大学姜 正根等人对无级变速传动的带传动机理进行了研究。其研究主要停留在定速比 的稳态分析阶段１２０！。吉林工业大学裘熙定、周云山等对无级变速传动的液压控６重庆大学博士学位论文Ｉ绪论制系统进行了研究【１Ⅱ２”，从实时控制的角度出发，建立了汽车无级变速传动的夹 紧力控制、速比控制及整车动态模型，并基于这一动态模型，仿真计算了汽车 在起步与行驶变速时的动态调节过程，为进一步研究无级变速传动控制规律和 进行电控系统设计提供了必要的前提工作研究。 东北大学的程乃士等人对金属带式无级变速传动的摩擦系数进行了实验研 究，同时对金属带式无级变速器液压控制系统原理及其数学模型进行了研究， 给出了键合图表示的液压控制模型，并以状态方程的形式推导出液压控制系统 的数学表达式，为进一步对无级变速传动的液压控制系统进行动态仿真研究及 了解金属带式无级变速器的动态特性奠定了基础【３］［２２－２３】。 江苏理工大学的何仁等人对汽车传动系最优匹配评价指标进行了研究。提出了动力性发挥程度的评价指标――驱动功率损失率，经济性发挥程度的评价 指标――有效效率利用率，用能量效率指标来统一汽车动力性与燃油经济性指标，并以上述三个指标作为动力传动系统最优匹配的评价指标［２４－２５】。重庆大学 秦大同、王红岩等对金属带式无级变速传动系统进行了研究，建立了瞬态条件 下的力学模型，并对其进行了数值分析，实现了金属带式无级变速传动的定量 分析，并就匹配及控制进行了研究，提出了无级变速传动匹配控制的关键在于 传动比变化的最优控制及相关带轮夹紧力的匹配控制，并在简化的传动模型上 分析了速比变化过程中带轮最小轴向力的确定方法，给出了在两种不同的传动 比变化方向上保证金属带的传动过程能安全进行的带轮轴向力的实用控制规 律。此外，还建立了简单的无级变速传动系统模型，经过对速比控制过程的分 析，给出了速比变化率的简化算法，用仿真的方法讨论了速比变化率对汽车加 速响应和平顺性的影响１２６－３７］。 通过文献阅读可以发现，对于ＣＶＴ的综合匹配控制及模拟仿真的研究，目 前仍处于初级阶段，且模型简单，因此有必要对整个装配有ｃ１，Ｔ的汽车的传动 系进行仿真建模及匹配控制的研究，实现无级变速汽车的最优控制，提高汽车 的动力性及经济性。１．６论文的主要研究内容为了研究无级变速汽车的动态特性，本研究在国家自然科学基金重点项目 资助下，针对汽车无级变速传动（ＣＶＴ）进行仿真、匹配及控制实验研究，具体内容如下：１）推导并建立金属带式无级变速传动系统的基本力学关系、分析速比变 化及带轮夹紧力匹配基本原理及控制因素。 ２）进行发动机台架试验，利用样条插值方法构造了发动机转矩和发动机７重庆大学博士学位论文ｌ绪论油耗模型，确定了发动机最佳经济性与最佳动力性工作线。研究了实现发动机 按理想工况运行时金属带式无级变速器的传动比控制规律。对装有ＣＶＴ和装有 ＭＴ的羚羊轿车的经济性和动力性进行了计算和比较分析。 ３）进行无级变速传动速比响应特性研究，系统分析主、从动轮油缸压力、 主动轮转速、输入转矩和带传动速比与速比变化率的关系，分析ＣＶＴ速比变化 率的影响因素，建立获取ＣＶＴ速比变化率的模型，提出符合实际规律的实用计算公式。４）应用键合图理论，建立了金属带式无级变速汽车传动系的键合图数学 模型，推导出金属带式无级变速汽车传动系的系统状态方程并进行了仿真运算。 系统研究了隶属度函数及解模糊算法对模糊控制器性能的影响，设计了实用的 自适应模糊控制器。为研究金属带式无级变速传动的动态特性，搭建了包括金 属带式无级变速器的传动系统实验台，在实验台上实现了发动机节气门开度、 无级变速器速比及载荷等数据的采集及计算机自动控制。 ５）研究金属带式无级变速传动系统速比变化控制规律，提出控制速比变 化的控制算法，利用该算法进行汽车的起步、加速仿真控制。将无级变速传动 汽车按动力性／经济性模式运行进行仿真运算，并与常用手动变速汽车进行性能 比较分析。 ６）在汽车传动实验台上进行无级变速汽车速比变换匹配控制实验，获取 其动力性及经济性数据，并与仿真结果进行比较，验证理论控制模型。对模型 进行修正及改进。提出无级变速传动汽车的最佳控制规律。８重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究２金属带式无级变速传动特性研究近年来，ｖ型金属带式无级变速传动越来越受到人们的重视。Ｇｅｒｂｅｒｔ是最 早从事ｖ型金属带的传动机理研究的人员之一．他在Ｖ型橡胶带传动理论的基 础上对ｖ型金属带的力学特性和传动机理进行了系统的分析，在考虑到金属片 之间间隙的情况下得出一组关于金属带受力的非线性方程组，但是他没有考虑 到ｖ型金属带的结构特征以及速比变化对ｖ型金属带传动特性的影响［３ｓ－３９】。Ｓｕｎ 和Ｋａｔｓｕｙａ等也分别提出了描述ｖ型金属带传动运行状态的力学方程，同时他们 还注意到金属环的摩擦力对ｖ型金属带传动特性的影响，但他们的方程只考虑 了速比不变的稳态情况【４“”。金属带式无级变速传动主要由无级变速传动装置 和齿轮系组成，在ｖ型金属带传动的速比变化过程中，主、被动带轮在油缸内 压力作用下，滑动部分作轴向移动，金属带在锥轮的锥面上移动，产生径向和 轴向位移。由于传动比的变化，使金属带在带轮工作面上不但有沿圆周切线方 向的运动也有沿带轮径向方向的运动，因此除了在金属带与带轮之间的圆周切 向方向的摩擦力外，还有金属带沿带轮工作面径向运动所产生的摩擦力的径向 分量，如果再考虑金属带及带轮的弹性变形的影响。那么金属带在带轮上会产 生非圆的运行轨迹，这使问题大大地复杂化了。但金属带沿带轮工作面的径向 运动这一点是不容忽略的，因为这关系到衡量金属带传动能力的带轮包角上的 动弧长度的计算，关系到Ｖ型金属带式无级变速传动装置传递能力的确定。 近年来，日本学者在ｖ型金属带受力分析和传动机理等方面也做了大量的 理论分析和试验研究工作，这对于理解金属带的传动机理大有帮助［４２｛ｑ。 金属带式无级变速传动装置的带轮轴向夹紧力与金属带的传动机理有关． 夹紧力的大小主要由传递转矩和带传动的传动比决定的，输入转速对其影响不 大。轴向夹紧力的设定对传递效率和金属带的使用寿命有关。本章在理解前人 理论分析的基础上，为达到实用化的目的，主要分析金属带的传动机理，给出 了Ｖ型金属带传动在传动比变化的瞬态工况下保证传动能安全进行的带轮轴向 力的计算方法，以有助于Ｖ型金属带式无级变速器的设计开发。２．１带传动的基本运动关系２．１．１无级变速传动的速比及速比范围图２．１为带式无级变速传动示意图，无级变速传动的速比可由主、从动带轮９重壅查兰竖主堂焦堡塞上的工作直径，或叫节圆直径确定，定义为！全垦笪苎至堡壅蕉堡垫堂堡！！！Ｌｉ：当Ｄｌ（２．１）式中：Ｄ。、Ｄ２分别为主、从动带 轮的工作直径。带传动的最大、 最小速比为：ｉｍａｘ：Ｄ。２ｍａｘ｜――了―●图２．１带传动示意图Ｆｉｇ ２．１ Ｓｋｅｔｃｈ ｍａｐ ｏｆｂｅｌｔ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ（２．２）岫＂ｉｎ‰＝馨∞，，速比取值范围受结构所限，一股为２．６－０．４５。’速比变化范围风定义为：驴鬟ｆ琵对于结构紧凑的对称带轮则有：（２．４）心－（馨］２－誓如图２．１所示带传动的斜向运行角７和包角肿关系为口＝Ｆ±２／＂（２．５）（２．６） （２．７）式中：ｓｉｎｙ＝警＾ ｏ－娅面带传动速比圈２．２包角与传动比的关系Ｆｉ９２．２Ｒｅｌａｔｉｏｎ ｂｅｔｗｅｅｎｗｒａｐ ａｎｇｌｅａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ１０重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究在速比为最大或最小的极限传动比位置时‰一ｎ气产＝ａｒｃｓｉｎ厄：桃ｃ－Ｉ－式中：（２．８）五＝三Ｄｍａｘ，ｄ为轴间距。由于痧Ｄ一，则Ａ＞１。，，。ａｘ随着调速范围Ｒ增大而增大，随ｄ增大而减小。最小包角成ｉ。对应着最小的运行直径Ｄｍ。风ｉ。不能过小，一般限制ｐ。≥詈ｚ，以免减小金属带的使用寿命。在变速过程中，由于金属带的长度可视为定值（弹性变形引起长度变化很小），在任意速比下金属带长度为：（争办Ｄｌ＋（争办Ｄ２＋２ｄ．ｃｏｓ，＝￡因为ｙ的值很小，故：（２．９）ｓｉｎｙ＊ｙ，ｃｏｓ川一譬代入（２．９）式，整理得：（２．１ ０）詈．（Ｄ１＋岛）＋２小‘学２＝￡Ａ．ｉ２＋Ｂ．ｆ＋Ｃ；０（２．１１）岫２鲁得：（２．１２）式中一＝％拈 堑：乳型ｑ争唔厅一２上一ｑ方程（２．１２）有两个根。因为Ｂ＞０。有意义的根只有一日＋、『曰‘一４４Ｃ Ｉ＝－－―－―－――――――――――――――－一．２』（２．１３）当传动比卢ｌ时：重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究２ｄ＋Ｄｏ?ｚ＝Ｌ（２．１４）式中Ｄｏ为传动比ｉ＝１时主动轮的工作直径。为保证带传动任意速比位置下带长 不变。将（２．１４）式代入式（２．１１）得：岛：半＋‰笋＝毕＋掣亿嘲一２．１．２直母线带轮轴向位移带轮形式有直母线带轮和曲母线带轮两种，由于曲母线带轮生产制造困难， 并且在不同速比时带轮槽角不同，在传动过程中，使金属带与带轮的接触压力 角随速比变化，影响了动力的传递、工作的可靠性和效率【”１。而直母线带轮与金属带配合就无此缺陷。因此，在金属带无级变速传动装置中一般采用直母线带轮。 对于对称结构的直母线带轮的带式无级变 速传动，在任意速比位置时，带轮可动部分的 轴向位移与带轮工作直径关系为：Ｄ 动轮－丌舭鳇 ≥― ｌ动轮下 了Ｄ∥４晴立暗式中口一带轮槽角，ｐ可动带轮的轴向位移，如图２．３所示。由式（２．１６）得：铲ｃ…。留詈ｘ２＝（Ｄ∽一Ｄ２）ｔｇ兰㈣地：芸篓＝删。‘押。“９“‘Ｉｅｙ。ｉｓｐｌｌ‘。“。卅山∑由式（２．１７）可得主、从带轮可｛卜（Ｄ０一Ｄ１）ｆｇ詈‘【ｘ２ ３（Ｄ２一Ｄｏ）ｔ９２（２．１８）１２重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究矿掣睁警信号 铲一学培詈＋％笋喀詈有一定的轴向偏移量，由式（２．１９）得传动带的轴向偏移量为：亿∽从式（２．１９）可以看出，对于定轴距运行的带传动，为保证各速比位置带长 不变，主、从动轮的可动盘的轴向位移量并不总是相同的，由此将引起传动带ｃ＝警留詈＊笔募兰三等留詈由式（２．２０）可知，当带长一定，在满足速比范围的前提下，增加带轮中心 距ｄ和减小Ｄ０值可以使偏移ｃ减小。在结构参数一定时，传动比在最大和最小 的情况下，金属带在带轮上的偏移值最大，而当传动比ｉ＝Ｉ时，轴向偏移为零。 金属带轴向偏移主要影响传动带的效率和寿命，轴向偏移量越大，带的扭曲越 厉害，这会导致带的寿命和传动效率降低。因此，在设计时，减少其偏移值是 十分重要的．２．１．３直母线带轮的轴向偏移的控制如图２．３所示，在无级变速传动过程中，传动带的轴向偏移量ｃ的控制常用如下方法：（１）当速比ｉ＝１时，由式（２．２０）可知，偏移ｃ＝Ｏ，在极限传动比位置带的轴 向偏移最大，其最大值略小于ｌｍｍ。ｃｚ，当速比扣ｔ时预置一轴向偏移量：ｃ＝嘉［；蓑音］２留詈。即最大偏移量的一半，这样带的轴向偏移量的最大值被减少了一半。（３）当速比ｆ＝ｋ时，使ｃ＝Ｏ。ｋ为汽车发动机发出的最大功率而使汽车达到 最高速度时的速比。设计时，在ｆ－ｆ。处，将主、从动带轮的ｖ型槽的中心线重 合，以保证无带的轴向偏移。上述方法只保证了传动带轴向偏移在某一特定工作点为零。实际上，汽车 的工况是多变的，所以在汽车常用工况范围内，减少带轴向偏移尤为重要。２．２金属带式无级变速传动装置带轮夹紧力的匹配规则／‘垩盎盔堂竖圭堂堡堕苎！垒星萱塞墨堡壅望堡垫壁丝！！！ＬＣＶＴ传动系的两个主要任务是：①把发动机输出的功率可靠地传递到驱动 轮，并尽可能减少功率损失。②根据汽车的运行条件，按照驾驶员选定的工作 模式，自动改变传动速比，使发动机维持在理想的工作点。由此决定了ＣＶＴ的控制问题可归结为如下两个目标：１）金属带夹紧力控制。为了提高传动效率，必须合理控制对金属带的夹紧 力。如夹紧力过小。则金属带在带轮上滑转。这不仅降低传动效率，还加快金 属钢带与带轮的磨损，缩短钢带与带轮的使用寿命。因为除钢带的节圆层外， 钢带与带轮之间必然存在滑动，故夹紧力过大将增加不必要的摩擦损失，同样 也会降低传动系的效率。同时，还会导致金属钢带的张力过大，缩短钢带的使 用寿命。根据汽车的运行条件，始终把夹紧力控制在目标值的附近是ＣＶＴ传动系的第一个控制问题。２）速比控制。在汽车的所有运行工况，为了满足它的经济性和动力性要求， 应使传动系的速比在汽车的行驶阻力和发动机输出功率之间，按驾驶员的意图 自动实现动态最佳匹配，把汽车的经济性、动力性发挥到极限状态，这就是ＣＶＴ 传动系的第二个控制问题。 ＥＶＴ传动装置从形式上看类似于ｖ型带传动，但由于金属带特殊的结构和 不同于传统带传动的原理，使精确实现速比和夹紧力的控制变得十分复杂。首 先是因为夹紧力与速比控制存在耦合效应，夹紧力控制与速比控制互相影响。 其次是不能用解析式精确描述它们期望的控制目标。金属带式无级变速传动装 置的带轮轴向夹紧力与金属带的传动机理有关。夹紧力的大小主要由传递转矩 和传动比决定，输入转速对其影响不大。对应每个确定的工作条件，传动比～ 定，主、从动带轮轴向力通过金属带的约束处于稳定平衡状态。当平衡被破坏 时，速比发生变化。因此ｖ型金属带的传动过程就是一个连续的瞬态平衡过程。 对带轮轴向力的调节，应避免不必要的过高轴向力，因为这将增加金属带的切 向力，改变金属片与金属环之间的压力分布，引起传动副内部不必要的损失， 加快带的磨损。对于每一个确定的平衡状态．带轮轴向力的大小应恰好能够传 递驱动转矩。由于汽车在行驶过程中其行驶阻力处于变化状态，为保证汽车发 动机工作在理想状态，要求汽车无级变速传动系统的传动比也处于调整变化之 中。因此本章从传动比变化时带传动的力平衡关系入手，分析计算保证传动比 变化顺利进行及转矩安全传递（带在带轮上不打滑）所需的主、从动带轮的轴向夹紧力。２．２．１金属带传动力平衡关系的分析１４重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究在主、从动带轮油缸中起作用的压力与在带轮和带上所受的力密切相关，因此应首先分析带与带轮的受力关系。由于金属带的长度为一定值，当在从动轮油缸施加的夹紧力为‰时，则在 带轮锥面的楔力作用下，使传动带向外移动，于是在传动带内产生张紧力。在主动轮上，被张紧的金属带产生向里运动的趋势。为使金属带维持在稳定的节圆位置上，必须在主动缸上作用一个推力‰，使它与被动缸的推力铒。通过金属带在主动轮上产生的轴向负荷相平衡，如图２．４所示。‰＝；ＰＤ．ｖ―ｎｖ轴Ｎ氓田２．４主、从动轮油缸推力平衡关系Ｆｉｇ ２．４ Ｐｕｓｈ ｆｏｒｃｅ ｂａｌａｎｃｅ ｒｅｌａｔｉｏｎ ｂｅｔｗｅｅｎ ｄｒｉｖｉｎｇ ａｎｄ ｄｒｉｖｅｎ ｐｕｌｌｅｙ ｏｉｌ ｃｙｌｉｎｄｅｒｓ阳２．５金属块上的作用力Ｆｉｇ ２．５ Ｆｏｒｃｅｏｎｍｅｌｔ－ｂｌｏｃｋ以金属带上的一个推力块为例，分析推力块滑动时的受力平衡条件（图 ２．５）。图中Ｐ是金属环张紧力对滑块产生的正压力，在垂宣方向的力平衡方程为：ｐ÷＝Ⅳ?ｓｉｌ】口±晶?ｃＤｓ口 ‘式中肛――锥轮对推力块的正压力；（２．２１）口――带轮锥形角；斥――径向摩擦力。当金属带向外滑动，ＦＲ取正号，反之取负号。径向摩擦力定义为；昂＝Ｎ?∥Ｒ（２．２２）式中／Ｊ。――径向摩擦系数。在切向方向的摩擦力定义为：Ｆｒ＝Ｎ?Ｆｒ（２．２３）重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究式中．Ｕｒ――切向摩擦系数?径向摩擦系数和切向摩擦系数满足摩擦圆约束条件ｕ＝√∥；＋∥；（２．２４）由于总的摩擦力是一定的，所以当∥Ｒ增大，则一ｒ必然减小，反之亦然。 假定在空载条件下，由于此时金属带传递的转矩为零，则金属带在运动的切向 方向传递的力为零，于是在径向方向的摩擦系数达到最大值。对主动轮，作用 在带轮上的总推力为：Ｑ∞＝ＮｏＲ（ｅｏｓａ：／：，ｕｏｅｘ?ｓｉｎａ）ＲｏＲ?Ｐ∞（２．２５）式中：＾６Ｒ――主动轮与金属推力块之间单位弧长的正压力； ‰――主动轮节圆半径； Ｐ。――金属带在主动轮上的包角；卢。――主动轮的径向摩擦系数。Ｊ在空载条件下，金属带内的张紧力处处相等。带对轮的正压力在主、从动Ｐ＝％由式（２．２１）、式（２．２２）、式（２．２７）２ ＱＤＲ＝ｓｒ。。５“千“…５ｉＩｌ８１０―ＤＲ＝（２．２７）主动轮的推力可以进一步表示为：（２．２８）同理，得从动轮的总推力为：式中口ＤⅣ――带在从动轮上的包角；Ｑｗ＝裟端‰（２．２９）Ｆ。――从动轮径向摩擦系数。应注意的是主、从动轮的符号相反。因为金属带长度一定。如果金属带在１６重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究主动轮上向外滑动，则它在从动轮上必向里滑动。由式（２．２８）和式（２．２９） 可得金属带无负载时，主、从动轮推力之比为：化３０）―ＱＤ―Ｒ―ｔｇｃｔ＋ＰＤ“Ｒ―１９，ｌＤ―Ｒ ｔｇａ．旦盟ＱＤＮ１千弘ＤＮＲｔｇａ ｔｇａ±ｐＤＲＲ００Ｎ如果主、从动轮的摩擦系数相等，则推力比不受摩擦系数的影响。此时主、 从动轮的推力比与速比之间的关系如图２．７所示。图中虚线是按式（２．３０）并假定∥Ⅲ：∥Ⅲ计算得到的，带“ｏ”的为 试验曲线。可见除速比为１ 时两者是重合的外，计算曲 线与试验曲线仅在变化趋势上保持一致，而在数量上误丑２?０―试验１．５、ｌ～理论Ｒ 档１．０、迭．差较大。为了使计算曲线与 试验曲线吻合，则不能假定 主、从动轮的摩擦系数在所 有速比条件下均相等嘲。 图２．７说明，当金属带 不传递转矩时。由推力块传 递的力在整个接触弧段上存 在复杂的分布规律，理论计０．５。≮速比～―～、、、２．０１．０１．５图２．７无负载时推力比和速比的关系Ｆｉｇ ２．７ Ｒｅｌａｔｉｏｎ ｂｅｔｗｅｅｎ ｐｕｓｈ ｆｏｒｃｅ ｒａｔｉｏ ａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ ｗｈｅｎ ｗｉｔｈｏｕｔ １０ａｄ算与实际工况仅在速比为１时相同。当金属带传递转矩时，由于金属环张力及 金属块之间的挤推力随速比和载荷的变化而变化，就更难精确地用解析式描述 主、从动轮推力与速比之间的关系．２．２．２载荷下主、从动带轮夹紧力的确定ＣＶＴ传动装置能传递的最大转矩矗。与从动轮油缸的轴向夹紧力ＱＤＮ之间的 关系为【６】：ＱＤⅣ３杀詈式中：ｒ一带轮锥角，本课题所选Ｆ１１。岛Ｒ－一主动轮节圆半径（２．３－）Ｆ一带与带轮之间的摩擦系数为了使传动带轮具有较高的效率，被动轮对金属带应有合适的夹紧力。如夹１７重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究紧力过大将导致不必要的功率损失，并缩短关键零部件的使用寿命。而夹紧力 过小则导致金属带不能传递足够的转矩，在带轮上打滑造成功率损失，同时还 会加快带与轮之间的磨损。 设发动机转矩为瓦，传递转矩的储备系数为卢，则被动轮缸的期望压力，ｂＮ由下公式确定【１１：‰＝善尘竺生Ｚ，．Ｌｌｌ【ｃＤＲＡＤＮ（２．３２）式中：口一转矩储备系数，此处取１．２； 』晰一被动轮油缸面积，一Ｗ为Ｏ．００７７３５ｍ２。常为０．０６￣ｏ．０８之间，本计算中ｊＰＯ．０７。可见，被动轮缸的工作压力由发动机输入转矩、主动轮半径‰及摩擦系数∥确定。在相同条件下，提高摩擦系数∥可减小带轮夹紧力，从而提高金属带的传动效率。而摩擦系数从取决于无级变速器结构，所以能够实现的厕；能太大，通当从动轮的轴向夹紧力确定后，即可计算从动轮的夹紧力在主动轮油缸上产生的轴向负荷【６】：‰＝华（ｃ＋刳Ｆ、亿ｓ。，譬＝堂她４１１必”ｍ塑２ｐ７Ａ。’（２．３４）舻ｓｉ∥ｎａ＇ｍ㈤岛＝ｔａｎ一‘（“）（ｆ＿ｌ，２）（２．３５）（２．３６）一：｛石卢以ｌ ｌＬ―ｆ＞１（２．３７）Ｊ声，≤１舻活卢川式中口――金属钢带与带轮之间的最大摩擦系数。数（２．３８）／Ｊｌ，／．ｔ２＿金属带在带轮上的包角大于棚十 只―金属带在两带轮之间的张紧力主、从动轮上的修正摩擦系２一引张一。寿１８重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究２．Ｏ未用范围 实际应用范围１．５１．Ｏ０．５髅Ｉ ／麓？。’移巧０．２／假想范围／ｙ－ｌｎ（等）ｖ＝２．２９Ａ一０．０６０ ０．１ ０．３ ０．４ ０．５ ０．６ ０．７圈２．８＿），＝Ｉ．ｎ、ｌＩ一＋＾Ｒ?）与联系圈Ｈ ９２．８Ｒｅｌａｔｉｏｎｂｅ胁¨ｙ＝Ｉｎ（苦）＿ｎｄＡ店ｙ＝Ｉｎ（÷等）的关系曲线如图２．８所示，由图可知在通常的工程应用范围Ｉ－＾内（ｏ．２５ｓＡｓｏ．４５），Ａ与ｙ＝Ｍ兰妾）呈线性关系，通过最小二乘法进行线性拟ｙ：ｌｎ（等）观２９Ａ＿００６（２．３９）Ｐ＝警ｈ（爿＝警ｃ２．２９）．－０．０唧∞警Ａ将式（２．４０）代入式（２．３４），并代入牵引系数舸得：亿删‰审＋２９等＋龟ＲｏＲ”４嘶袱丽ｃｏｓａ正ｎ吨训卜 －２２９堂ｆ玉］２解方程（２．４１）得１９眨。。，…“重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究式中Ａ＝‰如３――瓦广一Ｂ±√Ｂ２―４ＡＣ（２．４２）（ａ）一∞警＋惫‰－４ｔｇ（ａ＋ｐ）．（等一Ｑｗ］ｃ毛ｚ，警（矧２Ａ、只代入公式（２．３３）中 夹紧力，从而确定主动轮油缸的压力（ｂ）（Ｃ）将相关计算参数ｍ即可计算出主动轮的轴向一鲁式中：一ＤＲ－主动轮油缸面积，为Ｏ．０１４５８ｍ２。（２．４３）通过以上的分析可知，主、从动轮的夹紧力与传递转矩、传动比和摩擦系数 有关，主、被动轮油缸压力随速比和输入扭矩变化关系曲面图如图２．９所示。苫＾Ｒ出２０图２．９传动比、转矩和带轮油缸液压力图Ｆｉ９２．９Ｄｉａｇｒａｍ ｏｆｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ，ｔｏｒｑｕｅ ａｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｏｆｏｉｌ ｃｙｌｉｎｄｅｒ重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究２．３金属带式无级变速传动优化设计金属带式无级变速器的发展速度之所以落后于手动变速器（ＭＴ）和液力机 械变速器（ＡＴ）的发展速度，其原因之一是由于金属带的结构限制使得其扭矩 传递能力有限。金属带的扭矩传递能力主要取决于金属钢带的最大张力．在动 力传递过程中，金属块被金属环约束在一起，引导金属块运动，金属钢带各单 元的张力大小呈周期性变化。金属带的破坏主要为疲劳破坏，其破坏与金属环 的最大张力有关ｐ”≈。因此有必要对金属带进行优化设计，使其具有较小的尺 寸和较大的扭矩传递能力及较长的寿命。 为了分析金属带与带轮之间的受力关系，在工程应用允许的精度范围内，对金属带的传动模型进行了有必要的简 化。假设如下； １）不考虑金属环、金属块及带轮 锥面之间力学关系，将金属带看成是整 体的楔形带。２）不考虑金属带弯曲刚度的影 响。如图２．１０，取带上一微小受力单元， 其径向和切向方向的力平衡关系如下：』２讲ｓｉｎｐ＋ｍ１．２０３２ｄＯ＝Ｐｄ６（２．４４）【ｄＰ＝２ｄＳＶｆ式中：出，＿一ｖ型金属带与带轮锥面之间的正压力广一带轮与金属块之间的摩擦系数圈２．１０带单元受力图Ｆｉｇ ２．１０ ＦｏｒｃｅｏｎⅢ――金属带单位长度上的质量ｂｅｌｔ ｕｎｉｔｒ一节圆半径驴一带轮的角速度Ｐ＿――金属环的张力ｄ卜―毪属环上微元的张力差ｄ卜金属带上微元的角度整理消去ｄ＾，得：２１重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究丝：坐１（２，４５） ｓｉｎ∥Ｊｐ―ｍ（，珊）２对上式在整个带轮包角上进行积分得以下关系：＿－ｍ（ｒ∞）２：ｅ％４易一ｍ（ｒ∞）２（２．４６）式中Ｐ．――金属带紧边张力 Ｐ：――金属带松边张力卜金属带在带轮上的包角．伊一带轮锥角的一半由带张力决定的转矩传递能力为：Ｔ＝∽一Ｂｐ（２．４７）由（２．４６）和（２．４７）式可得由带的张紧力表示的如下转矩传递能力计算公式：ｒ＝心一Ｂ 、厂掌只一＿． ． ． Ｌ整 理得 ：。％ｐ“ｗ叫ｌ。 蚓珊。户］，（２．４８）卜［卜爿ｂ而刁公式没有考虑由于金属环的弯曲对金属带总的张力的影响。眩?，，以上公式推导建立在金属钢带无滑动的条件下。当金属带逼近打滑状态时（此 时带传动仍在安全范围内），金属带的动弧对应的角度小于包角。同时，该计算２．３．１节圆半径的优化设计对于一条给定的金属钢带，假设只为由测试得出的带单元疲劳强度所允许 的最大张力，由于在典型的运行工况下，主动轮转速与发动机转速有关，在一 个确定的驱动转速力下，由式（２．５５）知，当限制金属带处于最大张力及钢带不发生打滑现象时。由于工Ａ Ｐ。、ｍ、和ｎ广＿定，金属带的转矩传递能力ｒ是ｒ的函数。对式（２．４８）求导得：望盎盔兰竖主堂垡堡兰！垒星堂苎垂塑壅望堡垫堑丝堕塞 ㈦ｓ∞ａＴ毋＝（?一南）＾一（１－南卜２一取上式导数为０，可得此时的节圆半径，＋，’，ｆｊ■ ３ｍｒ２‘Ｖ（２．５１）式中ｒ‘是金属带能够传递最大转矩时的主动轮节圆半径。在主动轮处于小节圆半径时，传递转矩需要大的夹紧力；在大节圆半径时，离心力的影响增大， 由式（２．５１）可确定传递最大载荷时的节圆半径。２．３．２优化设计步骤为确定转矩传递能力，优化设计步骤如下：Ｉ．速比范围的选择Ｒａｔｉｏ Ｒａｎｇｅ＝ｉｍ自，／ｉｍｉ。（２．５２）２．计算最大节圆半径和主、从动带轮轴线的中心距 首先确定带轮的最小节圆半径，对于结构紧凑的对称带轮在最大传动比和 最小传动比时具有相同的最大节圆半径。 ３．校核最小带宽这主要取决于带轮槽角芦（通常伊１１。），以及金属钢带在整个速比范围内的径向移动距离。带轮的内侧宽度由下式确定：％。＝２（ｒｍ。一‰。）ｔｇ／，４．计算金属带的最小包角由ＣＶＴ结构知，最小包角为：（２．５３）如＝ｚ一２ｓｉｎ一２（（蜀一鹄）／ｄ５．确定相关参数（２．５４）口――输入转速，在高档时，对应最大离心力，因此选择发动机转速接近发 动机的最大转速卜带轮槽角，，ＶＤＴ的标准产品为１１０产一摩擦系数尸。――疲劳载荷下金属带能够承受的最大张力 ｍ――传动带单位长度的质量６．计算金属带的最大转矩传递能力 根据式（２．４９），在高档时以保证从动轮上带不打滑为准则来计算承载能力。 通过从动带轮的转矩及带传动比确定最大输入转矩，这种情况下打滑发生在从蕈庆大学博十学位论文２金属带式无级变速传动特性研究动轮上。通过式（２．４９）计算出打滑时在主动轮上的输入转矩。７．计算优化后的扭矩传递能力 由式（２．５１）计算优化的节圆半径，然后由式（２．４９）计算出转矩传递能力。８．重新调整 如果第７步的优化结果是有利的，再重新计算ｒｍ。。和中心距。２．３．３计算分析举例对于Ｐ８２１型ＣＶＴ的主要技术参数如表２．１所示。表２．ＩＰ８２Ｉ型ＣＶＴ的主要技术参数Ｔａｂｌｅ ２．Ｉ Ｍａｉｎ ｔｅｃｈｎｉｃａｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆＰ８２１ ＣＶＴＩ带轮中心【距（ｒａｍ）主动带轮最从动带轮最 大半径（ｍｍ）６８．６３０８带轮最小工 作半径（ｍｍ）２７．４３０４带宽（ｍｍ）２４最小传动比０．４９８最大传ｌ 动比Ｉ２．５０２大半径（ｍｍ）６５．０９４４ｌ１４０Ｉ１．选择速比范围Ｒａｔｉｏ Ｒａｎｇｅ＝２．５０２／０．４９８＝５．０２２．计算最大节圆半径和主、从动带轮轴线的中心距。已知ｒｍ。＝２７．４３０４ ｍｍ．由式（２．５８）有：删７．４３０４＝２．５０２ｒｍ。＝６８．６３０８ｍｍ３．检验最小带宽既。＝２（６８．６３０８?２７．４３０４）ｔ９１１０＝１６．０２ｍｍ金属带的实际宽度为２４ｍｍ，因此，完全满足要求。４．计算最小包角≯２＝Ｆ一２ｓｉｎ １（（６８．６３０８―２７．４３０４）／１４０）＝２．５４４２５．计算参数的选择．（＇２＝６０００ＲＰＭ＝６２８ｒａｄ／ｓｅｃ户１ １ｏ户０．０７Ｐｌ＝６６７２Ｎｄ－－－－１４０ｍｍｍ＝１．７９ ｋｅ，／ｍ６．计算转矩传递能力 由式（２．４９）得输入转矩为：ｒ。＝【ｌ―ｌ／ｅ（０．０７×２４―２…州１×０．０６８６３０８ ｘ（６６７２―１．７９×０．０６８６３０８２ ｘ３２４ ２）重庆人学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究＝１７１．４Ｎ ｍ同理输出转矩为：‰：Ｉｔ一１／Ｐ（…”…２ｍ…】×０．０２７４３０４×（６６７２―１．７９×０．０２７４３０４２×（６２８／０．４９８）２）＝７５．４ Ｎ．ｍ根据从动轮计算所得的最大输入转矩为７５．４／０．４９８＝１５１．４Ｎ．ｍ，因此，高档时 从动轮的承载能力限制了带轮组的承载能力。７．计算最佳承载能力 由式（２．５１）计算得：一２√６６％ｘ１７９×６２８２ ２０．０５６１ｍ２５６．１ｍｍ＿ｒｍ。速比范围选择：由２．５０２＝５６．１／ｒｍｉｎ得：‰。＝２２．４０ｒａｍ２７．４３ｍｍ．不可能对带轮进行进一步的优化设计。’当最佳最小节圆半径为２２．４０ｍｍ时，由于实际传动装置最小节圆半径为 ８．重新调整如果在同一速比范围下２２．４０ｒａｍ的节圆半径能够实现，则带轮组中心距调整为：ｄ＝２ｘ（５６．１１＋０．５＝１１２．７ｒａｍ式中Ｏ．５为带轮组间隙。瑚枷 湖 伽 猢 瑚量．ｚ 弋栏捌宰ｇ摊期制啪。 ２０００ ３０００ ４０００ ５０００ ６０００输入转速，ｒｐｍ图２．ｉｌ同一种带在优化前后转矩传递昭力的对比图Ｆｉｇ ２．１１ Ｃｏｍｐａｒｅ ｂｅｔｗｅｅｎ ｔｏｒｑｕｅ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ａｂｉｌｉｔｙ ｏｆｔｈｅ ｓａｍｅ ｔｙｐｅ ｂｅｌｔ ｂｅｆｏｒｅ ａｎｄ ａｆｔｅｒ ｏｐｔｉｍｉｚｅ重庆大学博士学位论文２金属带式无级变速传动特性研究图２．１ｌ为根据计算绘出的在不同转速下优化与未优化的节圆半径所对应的转矩传递能力对比图。由图可知，输入转速增加，转矩传递能力降低，转速对转 矩传递能力影响很大，通过对传动带轮进行节圆半径优化，可提高ＣＶＴ的承载能力。２．４本章小结１）本章分析了带传动的基本运动规律，讨论了带轮夹紧力的计算公式，由 公式计算得到了带轮油缸的压力与速比和输入转矩的关系，建立了不同速比、 载荷下的带轮油缸压力控制模型。分析表明，通过正确控制带轮轴向力可以减 少传动中不必要的损失，提高传动效率。 ２）本文根据带的运动规律提出了对金属带传动装置的优化设计方法，该方 法可以用来估算金属带式无级变速传动装置的转矩传递能力，也对进一步进行 带轮组开发研究提供一定的理论基础。重盎查堂竖主堂垡兰塞！！坚！！！：！！！堕墼丝型墨堕盟ＥＮＧ Ｉ３ＮＥ―ＯＶＴ匹配控制策略研究３．１引言３．１．１问题的提出汽车发动机产生的转矩通过动 力传动系统作用在驱动轮上，以克 服行驶阻力，满足各种道路区工况 的要求。理想的发动机速度特性如 图３．１所示。发动机功率为一条水 平直线，扭矩曲线为一条双曲线， 这样的动力曲线使得汽车在任意阻 力条件下均可行驶自如，勿需变速 箱。同样水平的比油耗线可保证在 宽广的车速范围内车辆具有良好的 经济性。由于活塞式内燃机只能产 生一个较窄的供应特性场，不能满 足汽车需求特性的要求。因此必须配 场，满足汽车行驶性能的要求。供应 性转换装置的形式不同而不同。但供隆。变速器输出扭矩Ｔ变速器输出转速ｎ＾牵引力特性场蓁Ｐ谧变速器输出转速“ｂ功奉特性场圈３．２具有四档变速鼍的动力传动系统的供应特性塌Ｆｉ９３．２ Ｓｕｐｐｌｙ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ｏｆｐｏｗｅｒｔｒａｉｎｗｉｔｈｆｏｕｒｌｅｖｅｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ重庆大学博士学位论文３ＥＮＧＩＮＥ―ＣＶＴ匹配控制策略研究想，，特性靠拢，同时特性转换装置应有助于使发动机在油耗、废气排放和噪声 污染方面处于最佳状态Ｈ】。 图３．２为牵引力特性场和功率特性场表示的发动机和四档变速器构成的动力 传动系统的供应特性场（图中阴影区所示）。从图中可以看出，装备有级变速器 的动力传动系统的供应特性场只是接近于理想的供应特性场，而其它部分所示 区域（空白部分所示），是由其变速器特性所限不能实现的输出转矩和功率区域， 这种牵引性能的“漏洞”，必然影响车辆的动力性能。汽车无级变速传动系统可 以构成一个没有“漏洞”的理想供应特性场，通过控制无级变速传动系统的传 动比保证发动机在理想的工作线上运行，从而提高汽车的动力性和经济性，改 善发动机的废气排放。 对于汽车金属带式无级变速传动系统，其传动比的调节是通过控制主、从 动带轮油缸内的液压力，从而改变金属带在主、从动带轮上的工作半径而实现 的。系统负荷和传动比合理匹配后，带轮油缸液压力具有较小的传动系效率损 失。因此，车用金属带式无级变速传动系统匹配的关键是保证发动机沿理想工 作线运行时，传动比随发动机节气门开度和系统负荷的变化而变化，以及保证 实现这一规律的主、从动带轮油缸内的液压力的控制。本章通过对羚羊轿车发 动机试验，建立发动机数值模型以分析无级变速器与整车的匹配规律，并对羚 羊车在装备无级变速器前后进行动力性和经济性的比较分析。３．１．２发动机的实验方法及内容根据汽车发动机性能试验方法，对ＪＬ４７２ Ｑｌ发动机进行动力性、经济性性能测试。分别测试了发动机油门开度百分比固定在ｌ％，２％＇－４０％（每间隔２％）、４５％－１００％（每间隔５％）时，以及发动机转速在１００（０－＇６０００（每间隔２５０转份钟）时，ＪＬ４７２ Ｑ１发动机的稳态输出转矩及油耗。实验前对ＪＬ４７２ Ｑｌ发动机进行了磨合，进行试验时发动机处于热机状态。依次进行了ＪＬ４７２ Ｑｌ发动机的怠 速试验、功率试验、负荷特性试验及万有特性试验，并绘制了ＪＬ４７２ Ｑ１发动机 的相关性能曲线图。３．２发动机的数值模型由于内燃机的工作过程是一个较为复杂的过程，因此很难用一个精确的数 学表达式来表示其工作模型。对于发动机模型的表达方式一般都是在发动机稳态试验数据的基础上采用数表或公式拟合的方法，由于效表法具有较高的使用重庆大学博士学位论文３ ＢＮＧＩＮＢＣＶＴ匹配控制策略研究精度而在实际中被广泛采用。３．２．１发动机的输出转矩研究表明，发动机的外特性曲线和部分负荷特性曲线均是发动机节气门开 度和发动机转速的函数，即瓦乏，（碍”。）。在一定的节气门开度下发动机输出转矩 曲线可由实验数据三次样条插值拟合达到满意的精度。因此可用有限的试验数 据建立发动机的数值模型。根据发动机的试验数据及其应用范围，分别绘出节 气门开度和发动机转速的坐标向量，即：节气门开度ａ＝［ａ．，ａ：…，ａ。】ｔ和发动 机转速＂产ｍ。。，＂。：，．．，ｎ。。】７，其中ａ。和ａ。分别表示发动机最小和最大节气门开 度。＂。．和＂。。分别代表发动机最低和最高转速。坐标间隔为三次样条的插值步长，插值步长分别相等，为Ａ口＝ｄｉ＋ｌ－－ｄｊ＝（口ｍ－－口Ｉｍ，Ａｎ。＝＂。ｊ．１一＂。ｉ＝加。。一Ｈ。。）ｍ。坐标值的间隔大小决定了数表的网格数，坐标间隔越小则数表的网格越 密，插值结果越精确，但数表的数据存储量越大。图３．３为用来构造数表的发 动机节气门开度、发动机转速与 输出转矩关系图，给定发动机节 气门开度和转速即可确定在稳态 工况下的输出转矩。 由于发动机大部分时间处于 非稳态工况，非稳态工况下发动 机的特性与稳态工况下发动机特 性不同。当汽车加速时，由于混 合气浓度逐渐变稀，致使发动机 转矩比稳态工况下低，发动机转 矩下降与发动机曲轴角加速度间 成线性关系，并且下降量不超过 发动机最大扭拒的４％￣５％。当汽车发动机减速时混合气浓度逐渐变浓，使发动 机转矩比稳态工况下高，发动机转矩上升量与曲轴减速度近似成ＩＴ［：Ｂ［ｉ］１４１１５３］。因 此采用修正系数的方法来对发动机稳态工况下的输出转矩进行修正并以此作为 非稳态工况下发动机的输出转矩，即发动机的动态输出转矩为： Ｍ“＝Ｍ。一五也（３．１）一Ｅｉ；ｌＩ，Ｊ｜Ｔ№¨ｅｏｐ刊ｎ斟哟围３．３Ｏ０Ｅ幛呻ｓｐ―蛳ｍ）ＪＬ４７２刚发动机的稳态输出转矩Ｆｉｇ ３．３ Ｓｔｅａｄｙ ｏｕｔｐｕｔ ｔｏｒｑｕｅ ｏｆｅｎｇｉｎｅ ＪＩＡ７２ Ｑｌ式中：肘。――稳态工况发动机的输出转矩 也――发动机曲轴角加速度 ＾――转矩下降系数，对不同的发动机它是不同的。重堕奎兰塑主堂垡笙垄！！！竺竖：！！！堕里丝！！墨堕！！堑３．２．２发动机油耗模型发动机负荷特性曲线给出 了在不同发动机转速下负荷与 有效燃油消耗率的关系。根据 每个发动机转速下的负荷特性 曲线获得不同转速下发动机的 功率与比油耗的关系 岛＝＆（‰，￡），绘制发动机负 荷特性图如图３．４所示，利用三 次样条插值拟合出如图３．５所示 的关于发动机有效燃油消耗率 与发动机转速和转矩的关系曲 面，即发动机油耗的数值模型。 由于发动机动态特性对发动机 的燃油消耗率影响不大，因此， 可以用发动机稳态的油耗量近似代替其动态油耗量。利用发动机油耗的数值模 型可得图３．６所示的发动机万有特性图。发动机的万有特性图也是发动机的效率 图，图中的各工作点反应了发动机的效率分布情况。在万有特图上的最小燃油 消耗线是发动机燃油消耗率最低的理想的经济工作线。在该曲线上发动机节气 门开度与转速及输出转矩的关系是一一对应的。为防止发动机转速过低而引起 输出转矩的波动，对发动机设置了一个实用的最低使用转速限值～，这样发动 机理想经济工作线包括两个部分，一部分是真正的经济工作线，其功率水平在 装机功率的１０％以上。另一部分是最小转速限值部分。图３．４ ＪＬ４７２ Ｑ１发动机负荷特性圈Ｆｉｇ ３．４ Ｌｏａｄ ｆｅａｔｕｒｅ ｏｆ ｅｎｇｉｎｅ ＪＬ４７２ ０ｌｔ≥矗遵量３．３发动机转速调节特性发动机转速调节特性是指所需求特性的功率值在需求特性场上变化时，独 立地调节传动装置的传动比，使发动机维持在其供应特性场上任何一个相当功 率值下所要求的特定点的转速调节特性。对无级变速系统一般考虑最佳经济性 调节特性和最佳动力性调节特性。３．３．１发动机最佳经济性转速调节特性重鏖查堂堕主堂垡堡窒！型！！！！：！！！里望堡型整堕！！生图３．５ＪＬ４７２０１发动机燃油消耗模型Ｑ１Ｆｉｇ ３．５ Ｆｕｅｌ ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ ｍｏｄｅｌ ｏｆｅｎｇｉｎｅ ３Ｌ４７２如果发动机供应特性场上每一个相应的功率所对应的转速都保持在最低油 耗下工作，则可以实现发动机按最佳燃油消耗工况运转，此时发动机节气门开 度与发动机转速的关系即为发动机经济转速调节特性。发动机最佳经济性转速发动机转速，ｒｐｍ圈３．６ＪＬ４７２０１发动机万有特性田Ｆｉ９３．６Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｍａｐ ｏｆｅｎｇｉｎｅ ＪＬ４７２Ｑｌ重壅查堂竖主兰焦笙苎！！！塑！！兰！！堕墼丝！！堕堕竺型调节特性根据发动机负荷特性来确定，发动机负荷特性给出了在不同转速下发 动机负荷与发动机有效燃油消耗率的关系曲线，如图３．４。该负荷特性曲线族的 包络线就是发动机提供一定功率时的最小燃油消耗率曲线。包络线与每条负荷 特性曲线交点所对应的发动机节气门开度与发动机转速的关系即为发动机最佳 经济性转速调节特性曲线。３．３．２发动机最佳动力性转速调节特性如果希望在每一个发动机油门开度下发动机均能在发出最大功率的转速下 工作，此时发动机节气门开度与发动机转速的关系则为最佳动力性转速调节特 性。发动机最佳动力性调节特性是根据发动机在不同的节气门开度下的最大功 率点的转速和油门开度的对应关系而得到的。 为达到提高燃油经济性和动力性的目的，必须选定一条理想的工作线作为 控制发动机与ＣＶＴ联合工作的依据。理想工作线在万有特性图上应为一条单调 递增曲线。在一定的节气门开度下，有唯一的功率和转速。如图３．７为发动机最 佳动力线Ｓ和最佳经济线Ｅ。它们分别为发动机最佳动力性，最佳经济性的调 速特性曲线，用发动机节气门开度与发动机转速的关系表示。这两条曲线对应 于无级变速器两种常用的不同工作模式。如当节气门的开度连续变化时，通过星●制 球 世Ｈ墟皿蒜 幅 越发动机油门开度。％图３．７ＪＬ４７２口１发动机量佳经济性、量佳动力性转速控捌曲线ｐｅｒｆｏｒｍｎｎｃｅ ｃｏｎｔｒｏｌｃｏｒｙｃＦＩ譬３．１０ｐ“ｍ＇ｌＥＩｔｆｕｅｌｅｃｏｎｏｍｙａｎｄｏｆｅｎｇｉｎｅＪＩＡ７２Ｑｌ重盎盔堂壁主堂垡笙奎！！！竺！！：！！！垩墼塑型丝堕竺塞一控制无级变速器速比，使发动机的转速按Ｅ曲线变化，这就是ＣＶＴ的所谓Ｅ一 一模式（经济模式）。同理当节气门的开度连续变化时，通过控制无级变速器速 比使发动机的转速按Ｓ线变化，这就是ＣＶＴ的所谓ｓ――模式（动力模式）。在Ｅ、Ｓ模式之间进行折衷，就得到口一模式（驱动模式），其动力性和经济性介于Ｅ和Ｓ两者之间【１］１＋４－５５１。３．４传动系速比范围对控制的影响无级变速器传动装置的参数及最小传动比的确定３．４．１羚羊轿车采用ＪＬ４７２ Ｑ１发动机，具体参数如表３．１袭３．ｆ羚羊轿车参数Ｔａｂｌｅ ３．１ Ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｏｆＬｉｎｇｙａｎ８ ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ车重∞（Ｋｇ）１１９０发动机 型号ＪＬ４７２ＱＩ迎风面积』（ｍ２）２．１９轮胎半径ｒ（ｍ）０．２７４风阻系数岛０．３２滚动阻力 系数，０．０１８一档３．４１５二档１．８９４三档１．２８０四档０．９１４五档０．７５７倒档３．２７２主传动比４．３８０选装无级变速传动装置应对汽车传动系的参数重新确定。汽车传动系的参 数主要为传动系的传动比和速比范围，它们对汽车的动力性和经济性有很大的 影响。无级变速器的速比范围越宽，则传动系的可控性越好。确定无级变速传 动系统的参数就是确定主传动比和无级变速器的结构尺寸。由于金属带式无级 变速器自身的局限性，一般可实现的带传动比范围为０．４．２．６。速比范围越大， 意味着带轮最小有效作用半径越小，金属带弯曲越厉害，将使金属带的使用寿 命急剧降低。在确定传动系统参数时要从汽车的燃油经济性和动力性以及金属 带的寿命方面进行综合考虑。 一般来说，最大传动比影响汽车的加速性和爬坡能力。为保证汽车具有原 车的动力性能，取无级变速传动最大传动比与原车有级变速器的一档速比相等， 即‘ｏ＝４．３８×３．４１５＝１４．９５７７。最小传动比影响汽车的燃油经济性，因此无级变速 传动系统的最小传动比按照最小燃油经济性的要求来选择。设图３．８中Ａ点的 功率等于汽车速度为‰时的阻力功率，则无级变速传动系统的最小传动比为：重壅奎兰壁主兰垡笙壅！型！三！竖竺！．堕里墼型墨堕！！塾５０立立－●褂蕾 剿４０褂 督￥ 需３０荟＊ ２０《１。０５０‰１∞Ｏ １５０发动机转速．ｔａｄ?ｓ。。车速?ｋｍ／ｈ图３．８无级变速传动系统量小传动比的确定Ｆｉ９３．８Ｓｍａｌｌｅｓｔｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏｏｆｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ ｖａｒｉａｂｌｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ式中仇厂发动机的最低经济运行控制转速，／１。１＝１０６５．５Ⅳ―一车轮滚动半径‰＝ｔ淌＝Ｏ．３７７ｒｋｎ。ｌ‰（３．２）ｒｐｍ。发动机的最低经济运行控制转速对应的稳态车速由下式决定【１｝：Ｐｃ＾＝百ｌ而十而Ｊ，，＼ｌｆ Ｇ：ｕｏ。白一“Ｓ １／（３．３）’＼计算时取传动效率口。＝ｏ．９０，滚动阻力系数芦．０１８，由上式计算可得ｕｏ＝５８．０４２６Ｋｍ／ｈ。代入式（３．２）可得最小传动比ｋｆｌ．９９６３。 无级变速传动系统的最大传动比按原车一档传动比设定。原车的速比范围为４．３８×０．７５７－４．３８×３．４１５＝３．３１６－１４．９５７７，ｍｊ．－－３．４１５／０．７５７＝４．５１１２，金属带的最大传动比为２．５０２．若取最大传动比与原车一档传动比相等时，则无级变速ｉｏ＝１４．９５７７／２．５０２＝５．９７８３传动系统主传动器的传动比：０．４）由前面计算得到的系统的最小传动比为１．８９６３可得金属带无级变速传动的最小速比为： ‘ｍｉｆ‘ｎ，靠＝１．８９６３／５．９７８３＝０．３１７０．５）这超出了金属带结构限制的最小传动比的条件．虽然无级变速器的最小速 比越小，发动机的最佳经济油耗区越宽，研究表明，汽车在一定的道路工况下，最小速比到一定程度后对汽车的百公里油耗的迸一步降低作用很小。同时，过 小的速比就意味着金属带过小的工作半径，这会在金属带中产生过大的弯曲应力和张力。使金属带的使用寿命大大降低。所以取带的最小传动比为０．４９８，则 无级变速系统的传动比范围为５．９７８３×０．４９８－５．９７８３ｘ２．５０２－－２．９７７２～１４．９５７７，重鏖查堂堕主堂垡丝壅ｆｍ。，ｆｍ＝５．０２，主传动比为５．９７８３。！里Ｉ旦坚墅竺！堕墼丝型茎堕！！型３２丑１硝０ ０ １００圈３．９量佳经济性目标速比图Ｆｉｇ ３，９ Ｔａｒｇｅｔ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ ｆｏｒ圈３．１０最佳动力性速比图Ｆｉｇ ３．１０ Ｔａｒｇｅｔ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｒａｔｉｏ ｆｏｒｏｐｔｉｍｕｍ ｆｕｅｌ ｅｃｏｎｏｍｙＯｐｔｉｍａｌ ｐｏｗｅｒ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ３．４．２发动机最佳经济性和动力性目标控制图从图３．７中的发动机转速调节特性曲线可知，无论是在最佳经济性还是最佳 动力性运行条件下，发动机节气门开度和发动机转速及发动机输出功率都有一 一对应的关系。在每个发动机节气门开度下，为保证汽车以不同车速在任意道 路阻力下行驶，均应有相应的速比来保证发动机在所要求的最优工作点运行。 图３．９和图３．１０分别给出了发动机最佳经济性和最佳动力性目标速比图。由于 无级变速器的速比范围为０．４９８－２．５０２，所以在曲线上速比大于２．５０２时都取为２．５０２，小于０．４９８时都取为０．４９８，如图所示。它可以存储在传动系控制器记忆单元中作为目标速比。根据汽车的行驶情况通过控制无级变速传动比就可以控制发动机的工作点，实现汽车的最佳经济性运行和最佳动力性运行。３．５羚羊轿车装备ＣＶＴ后与原车的性能比较汽车的经济?性分析３．５．１汽车的经济性评价常用一定运行工况下，汽车行驶百公里的燃油消耗量或重壅查兰竖主堂垡丝奎！！坐型生竺！＿堕里丝型兰堕！！型一定燃油量能使汽车行驶的里程来衡量。等速行驶百公里燃油消耗量是常用的 一个评价指标，它指汽车在额定载荷下，以最高档在水平良好的路面上等速行 驶１００公里燃油消耗量。在发动机最佳燃油经济性工作线上取一工作点，对应转速、扭拒为（”。ｉ疋＋），则发动机的功率Ｐ。‘为：ｎ＋＝２ Ｘｎｅ＊ｔ‘（３．６）汽车行驶阻力功率：Ｐｆ＝Ｐｗ＋Ｐｉ＋Ｐｉ式中Ｐ，一滚动阻力损失功率ＪＰ――空气阻力损失功率尸一坡度阻力损失功率 ｜Ｐ一加速度阻力损失功率 由于在水平路面匀速行驶时只卸，Ｐｉ＝０尸，＝！：』：竺Ｌ（３．７）１式中卜车重 ￡广车速Ｐ一《?ｒ／。３６００产―一滚动阻力系数 设汽车传动系效率目－ｏ．９５，则：（３．８）由此可以确定发动机工作点在经济车速Ｕａ下汽车等速百公里油耗‘Ｉ为１５６１：幺：＿＝』生一（Ｌ／ｍ） 一１．０２?”口?，?＿式中６为燃油消耗率，伪燃油的重度（汽油可取为６．９６￣７．１５Ｎ／Ｌ）。（３．９）、’羚羊轿车在各档下比油耗计算结果如表３．２。由表可知，在相同车速下，高 档下发动机的比油耗一般较低档低。因此，在相同车速下尽量使用高档能降低 汽车的燃油消耗。表３．２不同档位下发动机的比抽耗Ｔａｂｌｅ ３．２Ｅｎｇｉｎｅ ｆｕｅｌ ｅｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｇｅｎｒ ｌｅｖｅｌ一档油门开度 发动机转速车速 转矩 油耗７．７１２．３ ４３９０ ３０ ４．６２５ ９１６．４１７．６ ５０００ ４０ １２．６６ ６９２．５２４６０ ２０ ８．９５８７４１．８重庆大学博士学位论文３ＥＮＧＩＮＥ―ＣＶＴ匹配控制策略研究二档：油门开度２ １６１８７ｌ１０ ３２４０ ４０１３．８ ４０００ ５０１６．９２ｌ发动机转速 车速 转矩 油耗三档：２４１８ ３０４８５０６０ １１．１８ ７２３．２５６４８７０２０７．７４４ ７５７．７８．３２２７６８．８９．１６ｌ７０５．２ｌＯ．３８６７５．２１２．９５６４４油门开度７．５ ２１００ ４０１０．７ ２７２４１２４１６１８２２．２ ４８４８９０２６ ５４７５２９．１发动机转速 车速 转矩油耗 四档３２５４ ６０３８０１７０４３４８ ８０ ２１．６６ ４４３．５５９９０ １１０ ３１．４ ４１８．５５０ １５．０５ ５３３．９１００ ２８．０２ ４０２．４１４．５５ ５３３．４１６．８７４７８．２１９．０９４５４．６２５．２５４０５油门开度 发动机转速 车速 转矩油耗 五档５．４＆５ １９４ｌ１１ ２３２７ ６０１３．７ ２７３０１６．５ ３１００１９．５２２．８３８９０２６．４４２９４２９．６３６ ５０８２４２５４１０ １４０５５ ５８００１５０１５７４４０ １９３５１０ ９０４嘲１２０５０７０８０１００１１０１３０２１．０５ ２３．６４ ２６．８６ ３ｎ ２７ ３４．４６ ３８．９９ ４４．２１ ４９．３７ ５５．明 ６ｌ＿３２ 鹋．２４ ３９５ ３６ｔ ９ ３６０．３ ３３９．２ ３１７．６３１７ ３０９．８ ３０３．４ ３２ｔ ５ ３４４．２４５７．４ ４２３．２油门开度 发动机转速 车速 转矩 油耗７．５１０．３ １９３０ ６０ ２８．６ｌ３５９．９１２．８ ２２５７ ７０ ３２．７ ３３５．２１６．２１８．５２３ ３２２０ １００ ４７．０４２９５．６２７．５３２ ３８６８ １２０ ５９．８２ ２８２．８４２．５５３ ４５００１４０１６００ ５０ ２５．５２ ３８６．７２５６４ ８０ ３６．５ ３１３．４２８８５ ９０ ４１．３７ ３１１．９３５４９ １１０４１８０ １３０ ６６．８ｌ ２７５．８５３．２２２９３．５７４．６２２９３．３表３．３不同车速下ＣＶＴ轿车比油耗油门开度 转矩 发动机转速 车速 比油耗 油门开度 转矩 发动机转速 车速比油耗０．７１４．４ １００３ ２０ ６１４１ｔ ６４．２ ２６．２ １１８８ ４０ ３９４．Ｉ ３８７．４１ ２９．６６ １４４５ ５０ ３６３．５ ４３ ６５．３８ ４９１５ １３０ ２７５．８１０．４２３４ １７０５ ６０１３．５ ３９．５７ １９８２ ７０ ３０７．８６５１７．１５ ４５．３６ ２２８０８０ ２９４．９２１．４２１．６５ １００７ ３０ ４３４ ３３．５５ ６２．３２ ３５０４ １１０２７９．７５１．７８ ２５１０ ９０ ２８３．７３３７．１５０．６２６ ５７．５９ ２９２５６４．５７４０８６ １２０ ２７６．２６８．８８５３７１７１．８７５７００ １５０ ３４０１００２７５１４０２９３．３重庆大学博士学位论文３ＥＮＧＩＮＥ―ＣＶＴ匹配控制策略研究羚羊车装上ＣＶＴ以后的比油耗计算结果如表３．３。根据表３．２及３．３的数据 可计算出两种汽车的百公里油耗。选取最低油耗对应车速绘制出图３．１ １所示无 级变速传动（ＣＶＴ）与有级变速传动（ＭＴ）燃油经济性对比分析图。从图中可以看出，原车在车速为１３０ｋｍ／ｈ时比油耗最低，车速在５０ｋｍ／ｈ时汽车百公里油耗最低，装备ＣＶＴ以后最低比油耗对应车速为１００～１３０ｋｍ／ｈ，最低百公里油耗对应 车速为３０ｋｍ／ｈ。在中低速（＜ｉ００ ｋｍ／ｈ）行驶条件下，无级变速传动对燃油经济 性提高很大。由此可知，样车在装上ＣＶＴ之后比油耗和百公里耗率都有明显的Ｊ＾耀 龌鞋Ｈ电｝Ⅲ车速，（蛔油）车速，（ｋｎ仲）圈３．Ｉｉ无级变速传动（ｃｖＴ）与有级变速传动㈣燃油经济性对比分析Ｆｉ９３．１１Ｃｏｎｔｒｏｓｔｉｖｅ ｓｎａｌｙｓｉｓ ｏｆｆｕｅｌ ｅｃｏｎｏｍｙ ｂｅｔｗｅｅｎＣＶＴ ａｎｄＭＴ降低，说明无级变速传动ＣＶＴ系统对改善汽车的经济性有明显的效果。３．５．２汽车的动力?陛分析汽车的动力性评价指标有：汽车的最高车速；汽车达到～定车速的加速时 间：汽车的爬坡能力。 汽车的驱动力：Ｅ：尘：坐卫ｒ（３．ｉ０）式中野一发动机输出转矩矿―一传动效率ｒ一轮胎半径Ｒ一驱动力重庆大学博士学位论文３ＥＮＧＩＮＥ―ＣＶＴ匹配控制策略研究０一Ｊ．档时变速器的传动比ｆ０＿一主传动比汽车行驶方程：Ｆｔ＝Ｆｆ＋Ｆｉ＋Ｆｗ＋ＦＩ（３．１１）式中：斤～坡度阻力，此处Ｅ＝０ｆ，――空气阻力：ｒ滚动阻力，Ｃ｝（沪Ⅲ∥‘――加速阻力：唧＝等ｏ（３ １２）乃＝Ｊｍ譬 矾（３．１３） …式中：Ｃ一空气阻力系数 爿――迎风面积蚶―一车速詈瑚车加速度疗――汽车旋转质量换算系数汽车车速：∞一整车质量‰２ｉ了～＝０．３７７’二 ０００６ ０１）４１．３（ “南‘，×Ｈｒ２ｒｉｍ＂ｘ６０ｉ”’式中确发动机转速，汽车的加速度由下式确定口，２等＝击峨一（吩＋Ｆｗ）】由经验公式可计算占得［５６１：（３ １５）Ｊ＝１＋０．０３＋０．０３６２＝Ｉ．０３＋０．０３０２（３．１６）全油门下发动机转速在各档每隔２５０ｒｐｍ进行试验，可测得对应发动机输出 转矩，代入以上公式计算出车速和加速度，结果如表３．４所示：里鏖盔堂堕主堂垡堡塞！！竺！！！：！！！竖墼丝型丝堕堕窒表３．４不同档位下羚羊轿车的加速性能Ｔａｂｌｅ ３．４Ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆＬｉｎｇｙａｎｇ ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｇｅａｒ ｌｅｖｅｌ发动机转速 汽车加速度Ｒ－Ｔ－ｊ＝理１０００１２５０１５００１７５０２０００２２５０２５００２７５０３０００３２５０３５００１．６５０ １．７７５ １．８９６ １．９９８ ２．０７３２．１３： ２．１６８ ２．１９１ ２．２２５ ３．２４６ ２．２７０６．８９３７５０８．６ｌ４０００ｌＯ．３４ １２．０６ １３．７８４２５０ ２．３６ ４５００ ４７５０１５．５］ １７．２３ １８．９５ ２０．６８ ２２．４０ ２４．１２ ５０００ ５２５０５５００发动机转速 汽车加速度Ｒ－Ｔ－－Ｔ－理二档５７５０６０００２．２９７ ２．３３８２．３８６ ２．３７３２．３５（ ２．３１０ ２．２５５ ２．１９８ ２．１３２ ３４．４ｆ ３６．１８ ３７．９０ ３９．６３ ４１．３５２５．８４ ２７ ５７ ２９．２９ ３１．０ｌ ３２．７４发动机转速汽车加速度 氕牛牛埋１０００ １．０３９ １２．４３１２５０ Ｉ．１２０ １５．５３ ４０００Ｉ．４４９１５００ １＿１９９１７５０２０００ １＿３１４２２５０ １．３５０２５００ ｌ＿３７０２７５０ １．３８７３０００ １．４００３２５０３５００１．４３３１．２６６１．４０９墙．６４ ２１．７５ ２４．８５ ２７．９６ ３１．０７ ３４．１７ ３７．２８ ４０．３９ ４３．４９４２５０ １．４６２４５００ １．４６６ ４７５０ １＿４５６发动机转速汽车加速度 ＾牛牛理 三档３７５０ １．４３３５０００５２５０５５００１．３５３５７５０ １．３０６６０００ １．２５６１．４３３ｌ １．３９８ ６５．２４４６．６０ ４９．７ｌ ５２．８１５５．９２ ５９．０３ ６２．１３鹤．３５ ７１．４５ ７４．５６发动机转速 汽车加速度汛－Ｔ－－Ｔ－－】墨１０００１２５０１５００１７５０２０００ １．００ ３６．８４７５０２２５０２５００２７５０３０００３２５０３５００ｏ．８２８ ０．８８２ ０．９３５ ０．９７７ １８．３９ ２２．９８ ２７．５８ ３２．１８ ３７５０ ４０００ ４２５０ ４５００１．０２｛ １．０３２ １．０３６ １．０３７１．０３４ １．０３ｉ４１．３ｊ ４５．９７ ５０．５６ ５５．１６ ５９．７６ ６４．３６发动机转速 汽车加速度 ＾牛牛理四档５０００５２５０５５００５７５０５０００１．０２３ １．０３０ １．０２６ １．０１６ ６８．９５ ７３．５５ ７６．１５ ８２．７４Ｏ．９９ ８７．３０．９６２ ０．９２４ ０．８７５ ０．８２５ ０．７７１９１．舭 ９６．５３ １０１．１ １０５．７ １１０．３发动机转速 汽车加速度＾牛牛】墨１０００１２５０１５００１７５０２０００ ０．５４５１．５２２５０２５００２７５０３０００ ０．５０ ７７．３ ５７５０ ０．０７ １４＆３２５０３５０００．４３８ ０．４７２ ０．５０２ ０．５２４ ２５．７５ ３２．１９ ３８．６３ ４５．０６ ３７５０ ４０００ ４２５０ ４５０００．５３ｊ ０．５２９ ０．５１７ ５７．９。 ６４．３８ ７０．８Ｉ０．４８２ ０．４６２ ８３．６９ ９０．１３ ６０００ ０．００７ １５４．５发动机转速 汽车加速度 ＾半牛理五档４７５０ ０．３２１２２，Ｓ０００５２５０５５０００．４４０ ０．４１８ ０．３９３ ０．３６１ ９６，５６ １０３．０ １０９．４ １１５．９Ｏ．２７］ ０．２１３ ０．１４７ １２８．１ １３５．２ １４１．６发动机转速 汽车加速度＾牛牛理１０００１２５０１５００１７５０２０００２２５０２５００２７５０３０００ ０．２９３２５０３５０００．３２６ ０．３４７ ０．３６５ ０．３７５ ０．３７３ ３１．０９ ３８．８６ ４６０６４ ５４．４ｌ ６２．１８３７５０ ４０００ ４２５０ ４５００ ４７５００．３６： ０．３４３ ０．３１９０．２５６ ０．２２０６９．９１ ７７．７３ ８５．５０ ９３．２７ １０１．０ １０８．８５０００ ５２５０ ５５００ ５７５０ ６０００发动机转速 汽车加速度Ｒ－Ｔ－－Ｔ－逐０．１８２ ０．１４３ ０．０９９ ０．０４８ 一Ｏ．Ｏｌ １１６．６ １２４．４ １３２．２ １３９．９｝ ／｝｜／／｝ ｛／／／４０重壅盔堂堕主堂垡堡壅！！竖！！！二！坚堕墼蕉型堕堕！！型’越蚓最 抖 《车速，ｋｎＶｈ田３．１２汽车的行驶加速度曲线Ｆｉｇ ３．１２ Ｖｅｈｉｃｌｅ ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｃｕｒｖｅ根据表３．４计算数据可绘制汽车在全油门下各档的加速度曲线（图３．１２）。 羚羊车各档下的加速度曲线无交点。为了获得最短的加速时间，在每档加速到 最高车速时再换入下一档。由图可知在第四档时汽车的动力性比五档好．可获 得最大车速，但汽车在五档运行时比四档时的比油耗低（参看表３．２）其经济性 比四档好。 羚羊车装配ＭＴ}