趙梓燁， 劉海鷗， 陳慧巖， 徐宜

(1.北京理工大學 機械與車輛學院, 北京 100081； 2.中國北方車輛研究所， 北京 100072)

0 引言

履帶車輛動力傳動系統(tǒng)的可靠性和安全性是保證履帶車輛完成作戰(zhàn)任務的前提條件。主離合器作為傳動系統(tǒng)中的關鍵部件，可實現驅動力的傳遞與切斷，將直接影響傳動系統(tǒng)的性能參數。由于履帶車輛行駛路面多樣、行駛工況復雜、載荷沖擊大，對傳動系統(tǒng)可靠性提出了更高要求。為保證各種復雜工況下的機動性和動力性，履帶車輛傳動系統(tǒng)會經常由于主離合器接合與分離處于動力傳遞與分離的循環(huán)應力狀態(tài)，使得傳動系統(tǒng)中的輸入軸和輸出軸等關鍵傳動軸部件容易產生疲勞失效，影響傳動系統(tǒng)可靠性。

主離合器分離過程迅速，對傳動系統(tǒng)傳動軸疲勞損傷影響小，但主離合器接合過程相對較長，階段性特征明顯[1]?；瑒幽Σ凉?、沖擊度、疲勞損傷等問題將會伴隨主離合器接合全過程。沖擊度和滑動摩擦功的研究相對較多[2]，可通過主離合器傳遞的摩擦轉矩直接導出，其評價基本都限于單次主離合器接合過程。而主離合器接合過程的特點為歷經載荷幅值大、循環(huán)次數多，極有可能造成對傳動系統(tǒng)的疲勞破壞[3]。履帶車輛傳動系統(tǒng)傳動軸的失效，部分情況產生在車輛典型工況任務下，是疲勞破壞的主要特征。獲取主離合器接合過程中各個階段對傳動系統(tǒng)傳動軸所產生的疲勞損傷值，對優(yōu)化傳動系統(tǒng)使用壽命尤為重要，文獻[4-5]在履帶車輛傳動裝置耐久性評價與疲勞壽命預測方面做了重點研究，但是研究均為基于傳動系統(tǒng)穩(wěn)定狀態(tài)進行，未曾以履帶車輛傳動系統(tǒng)動態(tài)狀態(tài)切換作為疲勞分析的研究過程，忽略了傳動軸載荷幅值變化劇烈的階段。

相比履帶車輛正常行駛階段，主離合器接合過程是傳動系統(tǒng)載荷變動劇烈階段。相比換擋過程中的主離合器切換，起步過程對傳動系統(tǒng)傳動軸造成的載荷損傷最大，所以本文以履帶車輛為平臺，搭建了履帶車輛起步階段主離合器動力學模型，采用雨流分析方法[6]對主離合器接合過程中傳動軸產生的疲勞損傷進行研究。通過雨流計數方法可將采集的傳動系統(tǒng)轉矩載荷- 時間歷程，轉變?yōu)橛炅饔嫈稻仃嚕ポd荷中的高頻噪聲[7-8]，進行載荷疲勞分析。在履帶車輛平臺基礎上搭建了轉矩動態(tài)數據采集系統(tǒng)，研究傳動系統(tǒng)傳動軸載荷變化劇烈的起步階段主離合器接合工況。分析了動態(tài)載荷對傳動軸產生的疲勞損傷，為傳動軸疲勞強度設計、優(yōu)化離合器自動接合過程控制參數和策略提供了參考依據。

1 車輛系統(tǒng)平臺與主離合器控制

1.1 車輛平臺

本文以某輕型履帶車輛為研究平臺，其傳動簡圖如圖1所示。圖1中：Tl、Tc、Te分別為負載阻力轉矩、主離合器摩擦轉矩、發(fā)動機輸出轉矩；ωw、ωc、ωe分別為主動軸角速度、離合器角速度、發(fā)動機角速度；Jw、Jc、Je分別為主動軸轉動慣量、離合器轉動慣量、發(fā)動機轉動慣量；id、ig分別為減速器、變速箱傳動比；Xc為離合器位移。

由圖1可見，發(fā)動機轉速/轉矩經傳動箱傳遞至主離合器，再經過5擋定軸機械變速箱傳遞至兩側的轉向離合器、側減速器，最終經主動輪輸出。主離合器可以切斷或連接動力傳遞，轉向離合器與相應制動盤配合，可以實現車輛直駛、轉向和制動。本文所研究的輕型履帶車輛主要參數如表1所示。

1.2 主離合器控制

本文所研究的輕型履帶車輛采用電控液動式自動變速操縱系統(tǒng)，實現自動換擋操縱，其中主離合器自動操縱原理如圖2所示。

表1 履帶車輛平臺主要參數

由圖2可見，離合器由一個單作用油缸推動分離杠桿作分離、接合操作。油缸由常閉式電磁閥C1和常開式電磁閥C2控制。C1、C2皆通電時，可使離合器分離；C1、C2皆斷電時，則離合器接合。如果在分離或接合過程中，C1斷電而只有C2通電,則該時刻的離合器行程保持不變。

為了離合器控制的需要,共設置了離合器主動軸轉速(ne)傳感器、離合器從動軸轉速(n1)傳感器、離合器位移(Xc)傳感器3個傳感器。

根據主離合器摩擦轉矩公式[9-10]，在忽略主離合器摩擦系數變動的前提下，主離合器摩擦轉矩與壓緊力呈線性關系，如(1)式和(2)式所示。同時，履帶車輛起步工況下，外界負載阻力矩Tl可認為恒定值，由(3)式可知，起步沖擊度與壓緊力的變化率呈正比：

Tc=μFrcZ,

(1)

Tc-Tl=Jαl,

(2)

(3)

式中：μ為摩擦系數，μ=0.2；F為主離合器壓緊力；Z為主離合器摩擦表面數量；rc為等效摩擦半徑；J為傳動系統(tǒng)從動部分轉換至離合器從動軸的轉動慣量；αl為角加速度；ri、ro分別為摩擦片內徑、外徑。

2 車輛起步各階段動力學分析

對于起步過程，變速器同步器的主動部分、被動部分始終處于接合狀態(tài)，可認為車輛的起步過程即為主離合器接合過程。

當離合器工作狀態(tài)發(fā)生轉換時，傳動系統(tǒng)動力學模型也發(fā)生改變，導致傳動系統(tǒng)轉矩傳遞特性發(fā)生變化。

1)主離合器消除空行程階段，此時為無轉矩傳遞階段。在此階段有

Tc=Tl=0，

(4)

ωc=ωw=0.

(5)

此階段終點時刻，主離合器主動部分、被動部分之間開始傳遞摩擦轉矩，進入傳動系統(tǒng)傳動軸疲勞損傷研究階段。

2)有轉矩傳遞但無車速，即主離合器主動部分、被動部分開始滑動摩擦。但摩擦過程所傳遞的轉矩T′c不足以克服地面阻力矩Tl，此時離合器傳遞轉矩由(6)式確定，記為傳動軸疲勞損傷A過程：

T′c=μFrcZ.

(6)

3)有轉矩傳遞，主離合器繼續(xù)滑動摩擦，同時伴隨著車速從無到有，車輛開始加速。在此階段傳遞轉矩與從動盤角加速度由(1)式和(2)式確定，記為傳動軸疲勞損傷B過程。

4)同步行駛階段，主離合器主動部分、被動部分已完全接合，此階段記為傳動軸疲勞損傷C過程：

Tc=Teit,

(7)

ωc=ωe/it.

(8)

3 動態(tài)測試系統(tǒng)及數據預處理

3.1 動態(tài)測試系統(tǒng)

傳動系統(tǒng)臺架試驗數據采集相對容易，條件控制方便，但是存在一定局限性。履帶車輛行駛時傳動系統(tǒng)真實受載情況無法完全準確地反映在臺架試驗上，故為獲得典型工況任務下傳動系統(tǒng)數據，設計了履帶車輛動態(tài)測試平臺，并搭建實車采集系統(tǒng)。

履帶車輛為保證車輛機動性和整備功率密度，故設計空間狹小，機械結構緊湊。同時，車輛運動時機械振動劇烈，對測試傳感器質量和布置要求均非常高。此次研究對象為某輕型履帶車輛傳動系統(tǒng)，為了對其動態(tài)數據進行測試，且不改變傳動系統(tǒng)本身結構，采用了動態(tài)轉矩測量射頻遙測系統(tǒng)。轉矩傳感器應變電阻分別安裝于主離合器輸入軸和變速箱輸出軸上，可真實反映傳動系統(tǒng)的實際受載狀態(tài)，采集示意圖如圖4所示。

由于傳動系統(tǒng)傳遞轉矩直接受到車輛負載影響，為消除傳動軸扭振影響，本文取距離道路負載最近、變速器輸出軸的測量轉矩，代表傳動系統(tǒng)受載數據進行分析。同時，主離合器處安裝位移傳感器和轉速傳感器，可反映主離合器接合位移和主動盤、從動盤旋轉角速度，結構示意圖如圖5所示。

3.2 數據預處理

獲得原始數據后，為了能準確評價傳動系統(tǒng)的疲勞損傷，應對數據進行轉矩載荷預處理[11]，包括雨流計數[12]和雨流濾波。應用雨流循環(huán)計數法，對傳動系統(tǒng)傳動軸的動態(tài)轉矩載荷進行雨流計數，結果如圖6所示，橫軸、縱軸分別表示載荷循環(huán)的起止點。

載荷循環(huán)幅值在雨流矩陣主對角線上為0，沿著副對角線向兩邊遞增。雨流濾波[8]的操作方法是在完成雨流計數之后刪除低于某一幅值閾值的雨流循環(huán)計數，藍線為設置的幅值閾值，經過雨流濾波后，兩條藍線之間雨流循環(huán)頻次被置0.

4 試驗驗證

為獲得履帶車輛在起步工況任務下的真實受載數據，更加真實地反映主離合器接合過程中的車輛起步工況狀態(tài)變化情況，設計了實車試驗，并進行數據分析。

同時，為分析主離合器在不同接合位置時對傳動系統(tǒng)產生的疲勞損傷，設計了主離合器步進接合試驗，使得試驗進行過程中主離合器接合按傳感器可控精度進行分段接合。考慮離合器滑動摩擦升溫，全部接合過程不宜過長，所以在不同步進接合位置停留500 ms，采集傳動系統(tǒng)轉矩數值，進行疲勞分析。

以平直水泥路面起步工況為例，加以說明。車輛靜止于平直水泥路面，車輛縱向和橫向方向均無加速度，可以保證傳動系統(tǒng)無需克服除車輛載荷以外的非系統(tǒng)載荷，車輛以起步擋位完成車輛起步任務。標定主離合器接合過程傳感器，全部行程為70～95 bit離合器從動盤開始形成轉速，到主動盤、從動盤完全同步數據范圍為71～86 bit. 在此基礎上設計主離合器步進接合試驗，獲得傳動系統(tǒng)轉矩、轉速、角加速度和主離合器接合位移的對應關系，如圖7所示。

糖果是由砂糖和麥芽糖等原料制成的。這些原料遇熱都會變軟，所以糖果加熱后就會熔化變濃稠。加熱的溫度不同，糖果熔化的狀態(tài)也不一樣。如果加熱至160℃，砂糖就會變成咖啡色的黏糊糊的焦糖。

起步工況數據反映了隨主離合器步進接合過程，傳動系統(tǒng)傳動軸轉矩變化的時間歷程。其中,轉矩峰值超過500 N·m，出現時刻位于主離合器接合過程中部，與轉速曲線斜率極值點對應。從動盤角加速度此時較為平緩，可以認為車輛處于勻加速過程，加速度約為0.25 r/ms2. 角加速度峰值點出現在接合過程前部，約為車輛勻加速階段的4倍。由此可知，離合器接合過程中從動盤角加速度峰值點與離合器傳遞轉矩峰值點不重合，應予以分別關注。

4.1 主離合器主動盤和從動盤速度變化情況

試驗過程中采集的主離合器轉速和角加速度數據與離合器接合位移關系如圖8所示。

由整車動力學模型可知，傳動系統(tǒng)負載情況受離合器接合狀態(tài)影響，有不同的階段模型，所以將主離合器接合過程對應分為3個過程：A過程中，離合器從動盤角加速度數值為0，可知此時離合器處于滑動摩擦過程且不足以克服車輛負載，車輛處于靜止狀態(tài)，對應傳動系統(tǒng)離合器從動盤無轉速滑動摩擦狀態(tài)；B過程中，從動盤開始出現角加速度且數值變化劇烈，此時離合器處于動摩擦向靜摩擦過渡過程，對傳動系統(tǒng)傳遞轉矩數值不穩(wěn)定，對應傳動系統(tǒng)離合器從動盤有轉速滑動摩擦狀態(tài)，此時主離合器摩擦盤間受力關系復雜；C過程中，角加速度逐漸平穩(wěn)后趨于0，可判定離合器處于完全接合狀態(tài)，為靜摩擦過程，此時車輛完成起步任務，進入平穩(wěn)行駛階段。

依據整車動力學模型，按照離合器不同工作狀態(tài)對離合器步進接合試驗數據進行階段劃分，是分析傳動系統(tǒng)疲勞損傷的基礎。

4.2 主離合器接合過程疲勞損傷計算

由(1)式和(2)式可知，當αl較大時，主離合器傳遞轉矩交變幅值變大，產生較大雨流計數殘差[13]，對傳動系統(tǒng)疲勞損傷影響嚴重。

由圖8可見，主離合器接合過程中轉矩峰值點出現在B過程轉向C過程的過程中，A過程中轉矩變化較為平緩，C過程后端由于車輛狀態(tài)改變(由靜止到行駛)導致轉矩變動劇烈。根據疲勞損傷原理得到的損傷數據可以判定疲勞損傷最大值點應為主離合器從動盤速度變化最大值點，該點為主離合器接合過程中的最大疲勞損傷點。

根據雨流計數法分別計算主離合器步進接合過程中各階段雨流矩陣，以主離合器接合傳感器標志為73 bit為例，其雨流計數如圖9所示。通過雨流計數可以準確地統(tǒng)計出離合器在每個接合階段對傳動系統(tǒng)產生的疲勞損傷特征數據。

獲得各階段雨流計數矩陣后，根據疲勞線性累計損傷理論，分別計算各區(qū)段疲勞損傷和主離合器從動盤速度變化值，如表2所示，其中角加速度增量Δαl=0.05 r/ms2.

表2 疲勞損傷累計表

4.3 按照摩擦形式進行分段討論

由離合器綜合負載模型(1)式～(3)式與傳動系統(tǒng)傳遞模型，可確定車輛由靜止到穩(wěn)定行駛過程的主離合器位移臨界值為75 bit，位于B過程，結果與試驗數據相同。

當傳動系統(tǒng)處于A過程時，將離合器位移代入主離合器位移壓緊力公式(1)式。主離合器主動盤、從動盤處于滑動摩擦中，傳動系統(tǒng)傳遞的轉矩未達到運動阻力臨界值，主離合器主動盤逐步向從動盤接合。由于履帶車輛整體慣量大，需要主離合器壓緊位移在整個接合過程中占比最大，此時主離合器傳遞轉矩均值較小，幅值變動范圍小，產生的疲勞損傷占接合過程總損傷的0.1%.

當主離合器接合位移值超過臨界值后，主動盤、從動盤轉速差為0，主離合器間摩擦形式轉為靜摩擦，進入C過程，此時主離合器所能傳遞的最大轉矩大于所需轉矩，且在壓緊力不變情況下，滑動摩擦力與最大靜摩擦力相比略小，但此時轉矩均值已明顯變大，幅值波動范圍變大，產生的疲勞損傷占接合過程總損傷的25.7%.

在A過程和C過程之間，即動摩擦向靜摩擦過渡區(qū)，完成動摩擦、靜摩擦形式的轉換。B過程摩擦方式出現循環(huán)震蕩，末端會出現最大靜摩擦區(qū)，持續(xù)時間較短，對疲勞損傷作用占接合過程總損傷的74.2%. 其中角加速度變化最大點為傳動系統(tǒng)疲勞損傷危險點，損傷程度為73.86%. 與通過主離合器模型計算獲得的綜合負載特性對應，傳動系統(tǒng)所受的疲勞損傷與主離合器從動盤角加速度正相關，可用Δαl作為主離合器接合過程中傳動系統(tǒng)疲勞損傷的評價指標，Δαl最大值點損傷程度為73.86%，為正常行駛時的2.87倍。通過分析可確定，履帶車輛主離合器接合過程中疲勞損傷最大點出現在B過程中，損傷比重高達74.2%，且是正常車輛行駛(C過程)時損傷的2.89倍。

為保證傳動系統(tǒng)的可靠性和安全性，將主離合器接合和分離過程對傳動系統(tǒng)的疲勞損傷因素考慮在內時，應盡量避免主離合器控制過程中產生較大傳動軸αl，從而引起較大疲勞損傷，造成載荷沖擊，繼而提高傳動系統(tǒng)疲勞壽命，提高系統(tǒng)可靠性。

5 結論

本文通過搭建某輕型履帶車輛動態(tài)測試平臺，采集傳動系統(tǒng)傳動軸實車數據，建立主離合器接合過程動力學模型，設計主離合器步進接合試驗，獲得了實車起步任務工況下全過程的傳動軸載荷數據。以傳動系統(tǒng)中主離合器動態(tài)接合過程對傳動軸造成的疲勞損傷為出發(fā)點，分析了主離合器接合過程對傳動軸疲勞損傷的主要影響，得出以下結論：

1)確定了主離合器接合過程中傳動系統(tǒng)傳動軸疲勞損傷危險域為主離合器從動盤角加速度最大的區(qū)域。此時，從動盤轉速快速上升，經實車數據計算其對傳動系統(tǒng)使用壽命影響最大，占總損傷的74.2%.

2)確定了主離合器接合過程中疲勞損傷分布情況。主離合器位移危險點的疲勞損傷占接合過程的73.86%，同時為接合過程中主離合器同步階段損傷的2.87倍，通過數據分析，此時傳動系統(tǒng)傳遞轉矩出現峰值。

3)提出了主離合器接合過程中傳動軸疲勞損傷的評價指標。在制定主離合器接合控制策略時，通過延長過渡過程(B過程)可有效縮短速度上升區(qū)，從而降低主離合器接合過程對傳動系統(tǒng)造成的疲勞損傷。