范 萍 馮同磊

（宿遷澤達(dá)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，宿遷 223800）

近年來(lái)，人們的環(huán)保意識(shí)逐漸提高，對(duì)車輛的交互友好性、經(jīng)濟(jì)性和駕駛性能提出了更高要求。傳動(dòng)系統(tǒng)作為車輛傳遞動(dòng)力系統(tǒng)的集成組件，對(duì)汽車的各項(xiàng)關(guān)鍵性能指標(biāo)都有決定性影響。本文以輪式裝載機(jī)為載體，立足于研究新型的液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)，通過(guò)綜合分析液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)特性，進(jìn)一步優(yōu)化系統(tǒng)的機(jī)械構(gòu)型參數(shù)，深入研究液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)中的新型離合器液壓控制系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)兼具良好的系統(tǒng)低速增扭特性和燃油經(jīng)濟(jì)性的分流式傳動(dòng)系統(tǒng)，為液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和性能分析提供新的思路。

1 液力變矩器數(shù)值模型

液力變矩器的性能參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的性能起到了重要的決定性作用。其中，變矩系數(shù)、比例系數(shù)及效率作為重要的性能參數(shù)，是衡量液力變矩器性能的重要指標(biāo)。研究表明，液力變矩器性能參數(shù)可以用液力變矩器速比iTC的相關(guān)函數(shù)表示[1]。

利用泵輪的輸入轉(zhuǎn)矩Tp、渦輪輸出轉(zhuǎn)矩Tt等參數(shù)，計(jì)算變矩系數(shù)K為[2]

系統(tǒng)效率ηTC與渦輪輸出功率Pt及泵輪輸入功率Pp等參數(shù)有關(guān)，有

式中：nt為渦輪轉(zhuǎn)速；np為泵輪轉(zhuǎn)速。

于是，可以得出液力變矩器的比例系數(shù)C為

變矩系數(shù)K和效率ηTC隨著系統(tǒng)工作條件的改變而變化[3]。以雙導(dǎo)軌式的液力變矩器系統(tǒng)作為研究對(duì)象，控制變矩器轉(zhuǎn)速比在0 ～0.6 的工況下維持穩(wěn)定運(yùn)行，以保證較低的轉(zhuǎn)速比范圍可以滿足較高的變矩系數(shù)K。當(dāng)液力變矩器的轉(zhuǎn)速比在0.6 ～0.8 的工況下運(yùn)行時(shí)，系統(tǒng)仍可以獲得較高的變矩系數(shù)，實(shí)現(xiàn)較高的效率傳輸[4]。

2 離合器參數(shù)設(shè)計(jì)

2.1 摩擦片參數(shù)設(shè)計(jì)

摩擦片的合理設(shè)計(jì)是提升離合器整體性能的關(guān)鍵。在保證摩擦片傳遞轉(zhuǎn)矩的前提下，應(yīng)盡量減少摩擦面的數(shù)量，以滿足其壓緊力需求和減少功率損失。此外，鐵基粉材料因其較小的摩擦系數(shù)、更高的耐受壓強(qiáng)度，適用于寬溫[5-8]，被優(yōu)選為摩擦材料。

摩擦片的結(jié)構(gòu)參數(shù)直接影響系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩傳遞過(guò)程中的可靠性。因此，在設(shè)計(jì)離合器結(jié)構(gòu)、進(jìn)行參數(shù)標(biāo)定時(shí)，需要對(duì)摩擦片內(nèi)徑尺寸和片數(shù)、外徑尺寸和片數(shù)、系統(tǒng)的輸入軸直徑和離合器的轉(zhuǎn)矩等關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行精確計(jì)算。

確定濕式多盤離合器結(jié)構(gòu)參數(shù)的表達(dá)式為

式中：D1、D2分別為摩擦片的內(nèi)、外直徑，mm；R1、R2分別為摩擦片的內(nèi)、外半徑，mm；d為輸入軸的直徑，mm；ζ為經(jīng)驗(yàn)?zāi)Σ料禂?shù)；Tmax為系統(tǒng)的最大輸入轉(zhuǎn)矩，N·m；αm為摩擦片的內(nèi)直徑和外直徑的比值；m為摩擦片的摩擦副數(shù)量；Tc為離合器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；[P]為摩擦片表面的許用壓強(qiáng)，MPa；Km為摩擦副系數(shù)，通常取0.94；Kz為離合器的修正系數(shù)，通常取1；K為離合器的工況系數(shù)，取值為1.2 ～3.0；Kv為離合器的滑動(dòng)速度系數(shù)，通常取1.1。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算結(jié)構(gòu)參數(shù)，結(jié)果如表1 所示。

表1 各個(gè)擋位離合器結(jié)構(gòu)參數(shù)值

式中：Qi為摩擦片的最大預(yù)緊力，N；Tc為離合器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；μ為摩擦片的表面摩擦系數(shù)；De為各摩擦片的換算作用半徑，其中De=；Pi為摩擦片的最大壓強(qiáng)，MPa。

代入數(shù)據(jù)，計(jì)算出結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2 所示。

表2 各個(gè)擋位摩擦片的壓力與壓強(qiáng)值

經(jīng)論證，滿足Pi≤[P]符合設(shè)計(jì)要求。

2.2 液壓缸參數(shù)設(shè)計(jì)

2.2.1 摩擦片行程的計(jì)算

濕式離合器摩擦片在分離時(shí)，由于其表面存在間隙且呈現(xiàn)不均勻狀態(tài)，按經(jīng)驗(yàn)值取δ為0.6 mm，得到摩擦片的行程公式為

計(jì)算得到各個(gè)擋位壓板行程結(jié)果，如表3 所示。

表3 各個(gè)擋位離合器片行程

2.2.2 液壓油缸內(nèi)外半徑的計(jì)算

液壓油缸作為離合器的重要組成元件，通過(guò)分析摩擦片工作條件和部件的整體結(jié)構(gòu)，各個(gè)擋位離合器的旋轉(zhuǎn)液壓缸外半徑R4取48 mm。

作用在活塞上的主油壓壓力公式為

式中：Pg為油液工作壓強(qiáng)，通常取值為2.5 MPa；Ri3、R4為不同擋位下的液壓缸內(nèi)直徑和外直徑，mm。

綜合考慮液壓缸在不同工況下的力學(xué)平衡，壓緊力F滿足

式中：Qi為壓緊力；Ff、Ft、Fo分別為摩擦阻力、復(fù)位彈簧力和排油壓力；?P為損失壓差，通常取經(jīng)驗(yàn)值0.06 MPa。

計(jì)算各個(gè)擋位離合器的內(nèi)半徑Ri3，如表4 所示。

表4 各個(gè)擋位離合器液壓缸的內(nèi)半徑 單位：mm

液壓缸被統(tǒng)一固定在一根軸上，故內(nèi)半徑可以統(tǒng)一取值為35.0 mm。

2.2.3 摩擦轉(zhuǎn)矩的計(jì)算摩擦轉(zhuǎn)矩的計(jì)算公式為

式中：R1、R2分別為摩擦片的內(nèi)、外半徑，mm；m為摩擦片的摩擦副數(shù)量；μ為摩擦片的表面摩擦系數(shù)，通常取0.1；P為離合器液壓缸的壓力。

儲(chǔ)備系數(shù)β為

式中：Tc為離合器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩。

計(jì)算離合器在各擋位下的摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ，如表5 所示。通過(guò)計(jì)算得出系統(tǒng)的儲(chǔ)備系數(shù)β，取值為1.20 ～1.75，滿足設(shè)計(jì)要求。

表5 離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩與儲(chǔ)備系數(shù)

3 系統(tǒng)工況仿真

3.1 行駛工況仿真

根據(jù)歐洲經(jīng)濟(jì)委員會(huì)（Economic Commission for Europe，ECE）工況測(cè)試要求，模擬仿真車輛的車速曲線，如圖1 所示。車速18 km·h-1下行駛15 s，待車速歸零后在車速32 km·h-1下行駛95 s，車速52 km·h-1下行駛55 s 后降到車速38 km·h-1下行駛15 s，緩慢減速至0 km·h-1。

圖1 ECE 工況下車速模型曲線圖

如圖2 所示，通過(guò)對(duì)液力變矩器的速比仿真變化曲線進(jìn)行分析可以看出，車速的變化會(huì)直接影響變矩器的速比變化，在速度加載的瞬間速比會(huì)急劇上升，減速時(shí)速比會(huì)急劇下降。

圖2 ECE 工況下液力變矩器速比變化曲線

在此過(guò)程中，整個(gè)系統(tǒng)的速比變化較為平緩，液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)用使整個(gè)加減速過(guò)程更加平穩(wěn)、順滑，如圖3 所示。

圖3 ECE 工況下系統(tǒng)的速比變化曲線

如圖4 所示，根據(jù)仿真分析可知，系統(tǒng)在工作過(guò)程中始終在高效率狀態(tài)下運(yùn)行，運(yùn)行效率基本控制在0.7 以上。

圖4 ECE 工況下系統(tǒng)的效率變化曲線

3.2 油耗仿真

不同速度區(qū)間發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗變化量存在差異，如圖5 和圖6 所示。速度越高，油耗變化量越大。

圖5 ECE 工況下系統(tǒng)的等效百公里油耗變化曲線

如圖7 和圖8 所示，通過(guò)對(duì)系統(tǒng)的油耗變化進(jìn)行仿真分析可知：搭載該液力機(jī)械分流式變速傳動(dòng)系統(tǒng)的輪式裝載機(jī)在ECE 工況下，實(shí)際行駛里程約為0.99 km，車輛發(fā)動(dòng)機(jī)的等效百公里平均油耗為8.072 L；在ECE+額外城市行駛工況（Extra Urban Driving Cycle，EUDC）工況下，裝備有回流式液力機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)的車輛行駛里程為1.76 km，發(fā)動(dòng)機(jī)的等效百公里油耗為7.259 L。仿真分析結(jié)果顯示，液力機(jī)械分流式傳動(dòng)系統(tǒng)的裝載使車輛具有較好的燃油經(jīng)濟(jì)性。

圖7 ECE+EUDC 工況下系統(tǒng)的等效百公里油耗變化曲線

圖8 ECE+EUDC 工況下系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)油耗變化曲線

4 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)優(yōu)化傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)，完成對(duì)系統(tǒng)的機(jī)械系統(tǒng)選型和結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)。結(jié)合傳動(dòng)系統(tǒng)控制策略和傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，完成傳動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)型選型設(shè)計(jì)和仿真分析。通過(guò)建立完整的系統(tǒng)仿真模型，模擬不同工況下系統(tǒng)的車速、速比及效率的變化情況和變化規(guī)律，分析該分流式液力機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)的油耗，得出了最優(yōu)構(gòu)造的節(jié)油機(jī)理。在ECE 工況下，等效百公里平均油耗為8.072 L；在ECE+EUDC 工況下，等效百公里油耗為7.259 L，具有較好的燃油經(jīng)濟(jì)。