雙渦輪液力變矩器超越離合器的改進(jìn)及分析

王松林，馬文星，胡 晶，褚亞旭，宋建軍

（1.吉林大學(xué) 機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，長(zhǎng)春 130022；2.北華大學(xué) 交通建筑工程學(xué)院，吉林 吉林 132021）

雙渦輪液力變矩器具有變矩比大、高效范圍寬等優(yōu)點(diǎn)。同時(shí)，由于超越離合器可以根據(jù)內(nèi)圈和外圈的轉(zhuǎn)速差自動(dòng)實(shí)現(xiàn)鎖止與分離，從而使裝載機(jī)在低速重載與高速輕載之間自動(dòng)切換，這樣可以減少變速箱的擋位，簡(jiǎn)化換擋操作，因而雙渦輪液力變矩器在裝載機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用［1－2］。目前裝載機(jī)傳動(dòng)系采用的超越離合器大多為內(nèi)凸輪滾柱式結(jié)構(gòu)，這種結(jié)構(gòu)的凸輪面位于內(nèi)圈并呈平面狀，在工作過(guò)程中凸輪平面對(duì)受壓變形比較敏感，易造成鎖止角隨磨損量的增加而增大，當(dāng)鎖止角超過(guò)機(jī)構(gòu)的自鎖角時(shí)，超越離合器因不能有效鎖止而失效；同時(shí)，內(nèi)圈凸輪平面轉(zhuǎn)速過(guò)高，并且分離后滾柱相對(duì)外圈高速旋轉(zhuǎn)引起的磨損也是其失效的主要原因［3－4］。目前，各裝載機(jī)生產(chǎn)廠都在嘗試用不同的解決方案來(lái)提高超越離合器的可靠性，本文針對(duì)內(nèi)凸輪滾柱式超越離合器的上述缺點(diǎn)，根據(jù)雙渦輪液力變矩器超越離合器的實(shí)際工作過(guò)程，提出了一種將凸輪面置于外圈上的超越離合器方案。考慮到基于有限元方法的數(shù)值計(jì)算法比基于Hertz理論的解析計(jì)算法更適合于復(fù)雜接觸問(wèn)題的求解［5－8］，采用有限元方法對(duì)改進(jìn)前、后超越離合器的應(yīng)力和應(yīng)變進(jìn)行對(duì)比分析。

1 超越離合器工作過(guò)程分析

裝載機(jī)雙渦輪液力變矩器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示［9］，動(dòng)力經(jīng)輸入軸1由泵輪B輸入，從輸出軸2輸出到變速箱。雙渦輪液力變矩器有兩個(gè)渦輪輸出動(dòng)力，其中一級(jí)渦輪TI通過(guò)齒輪Z3、Z4和超越離合器M將動(dòng)力傳遞至輸出軸2，當(dāng)Z4的轉(zhuǎn)速高于輸出軸2的轉(zhuǎn)速時(shí)，超越離合器鎖止，將TI的轉(zhuǎn)矩傳遞至輸出軸2上，實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)的低速重載工況，反之，則超越離合器分離，TI空轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)裝載機(jī)的高速輕載工況；二級(jí)渦輪TII通過(guò)齒輪Z1、Z2與輸出軸2連接，始終輸出動(dòng)力至輸出軸2。目前裝載機(jī)常用的超越離合器結(jié)構(gòu)及其滾柱受力情況如圖2所示，其凸輪面位于內(nèi)圈上，且為平面。

圖1 雙渦輪液力變矩器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Structure diagram of dual－turbine torque converter

鎖止時(shí)滾柱的力學(xué)平衡方程如式（1）所示，傳遞的轉(zhuǎn)矩大小按式（2）計(jì)算。

圖2 現(xiàn)有的超越離合器結(jié)構(gòu)及滾柱受力示意圖Fig.2 Existing over－running clutch structure and forced－figure of roller

式中:Fμ1為外圈對(duì)滾柱的摩擦力；Fμ2為內(nèi)圈對(duì)滾柱的摩擦力；Fn1為外圈對(duì)滾柱的正壓力；Fn2為內(nèi)圈對(duì)滾柱的正壓力；Fs為彈簧對(duì)滾柱的作用力；Fc為滾柱離心力；μ1為外圈與滾柱之間的摩擦因數(shù)；μ2為內(nèi)圈與滾柱之間的摩擦因數(shù)；α為超越離合器鎖止角。

式中:T為超越離合器傳遞的扭矩；n為滾柱數(shù)；R1為外圈與滾柱接觸點(diǎn)距旋轉(zhuǎn)中心的距離。

2 超越離合器改進(jìn)方案

裝載機(jī)的作業(yè)工況復(fù)雜多變，由表1所示的裝載機(jī)工作循環(huán)測(cè)試數(shù)據(jù)可以看出，裝載機(jī)完成一個(gè)工作循環(huán)需45s，超越離合器在每個(gè)工作循環(huán)中需要完成8次鎖止與分離，如果按裝載機(jī)的使用壽命為8000h計(jì)算，超越離合器需要滿足512萬(wàn)次可靠鎖止與分離，而目前超越離合器的工作壽命為2000h左右。由圖2可見(jiàn)，當(dāng)超越離合器處于鎖止?fàn)顟B(tài)時(shí)，內(nèi)圈凸輪面受壓發(fā)生變形，其鎖止角變大，由于鎖止角對(duì)平面變形敏感，鎖止角將不斷變大，最終導(dǎo)致超越離合器失效，而當(dāng)其處于分離狀態(tài)時(shí)，滾柱轉(zhuǎn)速與內(nèi)圈轉(zhuǎn)速相等，由圖3所示的超越離合器內(nèi)外圈轉(zhuǎn)速變化規(guī)律可知，此時(shí)滾柱相對(duì)外圈滾道面做高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，如果潤(rùn)滑不足，就會(huì)出現(xiàn)滾道面的磨損，從而使超越離合器失效。

表1 裝載機(jī)工作循環(huán)測(cè)試數(shù)據(jù)Table 1 Test data of working cycle of loader

圖3 內(nèi)外圈轉(zhuǎn)速變化規(guī)律Fig.3 Law of rotational speed change of inner ring and outer ring

基于現(xiàn)有超越離合器的上述缺點(diǎn)，提出了如圖4所示的改進(jìn)型超越離合器結(jié)構(gòu)，鎖止時(shí)其受力情況與改進(jìn)前類似，但是其內(nèi)圈為圓柱面，由于圓柱面變形不會(huì)引起鎖止角的顯著變化，故可減少其在鎖止?fàn)顟B(tài)時(shí)的磨損失效，且其凸輪面位于外圈上，當(dāng)超越離合器處于分離狀態(tài)時(shí)，外圈與滾柱的轉(zhuǎn)速一致，因此外圈不產(chǎn)生磨損，同時(shí)由于滾柱的轉(zhuǎn)速相對(duì)于改進(jìn)前的轉(zhuǎn)速降低，滾柱的離心力也大幅降低。

圖4 改進(jìn)后的超越離合器結(jié)構(gòu)及滾柱受力示意圖Fig.4 Improved over－running clutch structure and forced－figure of roller

鎖止時(shí)的轉(zhuǎn)矩方程為

式中:R2為內(nèi)圈與滾柱接觸點(diǎn)距旋轉(zhuǎn)中心的距離。

3 超越離合器改進(jìn)結(jié)果分析

3.1 超越離合器有限元計(jì)算模型

3.1.1 網(wǎng)格模型

由于超越離合器每個(gè)滾柱的受力情況相同，因此取一個(gè)滾柱構(gòu)成的鎖止結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，采用四面體單元對(duì)改進(jìn)前、后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格模型如圖5所示。滾柱和內(nèi)、外圈的材料均為GCr15，其密度ρ＝7820kg／m3，泊松比v＝0.29，彈性模量E＝213GPa。

圖5 網(wǎng)格模型Fig.5 Grid model

3.1.2 轉(zhuǎn)速設(shè)置

計(jì)算時(shí)，根據(jù)圖3所示的內(nèi)外圈轉(zhuǎn)速變化規(guī)律對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行了轉(zhuǎn)速設(shè)置，各計(jì)算模型的滾柱和內(nèi)、外圈轉(zhuǎn)速如表2所示。

表2 計(jì)算模型轉(zhuǎn)速Table 2 Rotational speed of calculation model r／min

3.1.3 接觸算法選擇

將滾柱與內(nèi)、外圈的接觸定義為面面接觸，目前解決接觸問(wèn)題的算法主要有Lagrange乘子法、懲罰函數(shù)法和Lagrange ＆penalty法，Lagrange ＆penalty算 法 如 式 （4）所 示［10－11］，由 于 其 保 留 了Lagrange乘子法和懲罰函數(shù)法的優(yōu)點(diǎn)，并克服了上述兩種方法的不足，改善了收斂性，因此采用Lagrange＆penalty算法對(duì)改進(jìn)前、后的模型進(jìn)行計(jì)算。

式中:π＊為接觸系統(tǒng)的總勢(shì)能；π為不計(jì)接觸時(shí)的系統(tǒng)勢(shì)能；λ為L(zhǎng)agrange乘子；g為間隙；β為罰因子。

3.2 磨損量對(duì)鎖止角的影響分析

鎖止角隨磨損量變化的圖解方法如圖6所示，內(nèi)圈滾道面無(wú)磨損時(shí)，滾柱與外圈的接觸點(diǎn)為A，與內(nèi)圈的接觸點(diǎn)為B，此時(shí)，超越離合器的鎖止角為α；當(dāng)內(nèi)圈滾道面產(chǎn)生距離為δ的磨損時(shí)，在彈簧力的作用下，滾柱向左（即楔緊方向）移動(dòng)，在新的平衡位置，滾柱與外圈的接觸點(diǎn)變?yōu)锳′，與內(nèi)圈的接觸點(diǎn)變?yōu)锽′，此時(shí)，鎖止角變?yōu)棣痢洹０磮D6所示的圖解方法，取不同的δ值，即可獲得如圖7所示的改進(jìn)前、后結(jié)構(gòu)的鎖止角隨內(nèi)圈磨損量的變化關(guān)系。

圖6 鎖止角與磨損量關(guān)系的圖解Fig.6 Graphic method of relationship between lock angle and abrasion amount

圖7 鎖止角與內(nèi)圈磨損量的關(guān)系Fig.7 Variation of lock angle with inner ring abrasion amount

3.3 鎖止?fàn)顟B(tài)結(jié)果分析

圖8 鎖止?fàn)顟B(tài)應(yīng)力圖Fig.8 Stress distribution in lock state

由圖8和圖9所示的改進(jìn)前、后超越離合器的應(yīng)力圖和應(yīng)變圖可以看出，改進(jìn)前、后超越離合器的受力狀態(tài)基本相同，最大應(yīng)力和應(yīng)變均位于內(nèi)圈和滾柱接觸的區(qū)域，且其數(shù)值大致相等，這是由于在鎖止?fàn)顟B(tài)時(shí)改進(jìn)前、后超越離合器的受力狀態(tài)基本相同，然而，從圖7所示的內(nèi)圈磨損量與鎖止角的關(guān)系可以看出，改進(jìn)前內(nèi)圈滾道面為平面，其磨損增大導(dǎo)致鎖止角不斷增大，最終導(dǎo)致超越離合器失效，改進(jìn)后的內(nèi)圈滾道面為圓柱面，圓柱面磨損時(shí)，其鎖止角幾乎不變。

圖9 鎖止?fàn)顟B(tài)應(yīng)變圖Fig.9 Strain distribution in lock state

3.4 分離狀態(tài)結(jié)果分析

由圖10和圖11所示的超越離合器分離狀態(tài)的應(yīng)力和應(yīng)變圖可以看出，改進(jìn)前、后應(yīng)力和應(yīng)變的最大值均出現(xiàn)在外圈與滾柱的接觸區(qū)域，這是因?yàn)槌诫x合器分離后，滾柱的離心力向外，滾柱對(duì)內(nèi)圈沒(méi)有正壓力，同時(shí)，由于改進(jìn)后滾柱與外圈一起旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速比改進(jìn)前降低了35%，因此，在分離狀態(tài)時(shí)，改進(jìn)后的最大應(yīng)力值比改進(jìn)前的最大應(yīng)力值降低了。

圖10 分離狀態(tài)應(yīng)力圖Fig.10 Stress distribution in separation state

圖11 分離狀態(tài)應(yīng)變圖Fig.11 Strain distribution in separation state

4 結(jié) 論

（1）在分析裝載機(jī)雙渦輪液力變矩器超越離合器工作過(guò)程和現(xiàn)有結(jié)構(gòu)缺點(diǎn)的基礎(chǔ)上，提出了一種外凸輪滾柱式超越離合器結(jié)構(gòu)，并采用有限元方法對(duì)改進(jìn)前、后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析計(jì)算。

（2）改進(jìn)后的超越離合器結(jié)構(gòu)內(nèi)圈滾道面采用圓柱面，克服了現(xiàn)有結(jié)構(gòu)內(nèi)圈滾道平面磨損引起鎖止角不斷變大的缺點(diǎn)。

（3）改進(jìn)后的超越離合器在分離狀態(tài)時(shí)，外圈與滾柱轉(zhuǎn)速相同，克服了現(xiàn)有結(jié)構(gòu)外圈與滾柱高速旋轉(zhuǎn)磨損的缺點(diǎn)，且減小了滾柱對(duì)外圈的正壓力。

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