叉車液力傳動與機械傳動的對比設(shè)計

劉亞倩，陶元芳，馮志遠(yuǎn)

(太原科技大學(xué)機械工程學(xué)院 太原 030024)

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叉車液力傳動與機械傳動的對比設(shè)計

劉亞倩，陶元芳，馮志遠(yuǎn)

(太原科技大學(xué)機械工程學(xué)院 太原 030024)

液力傳動因具有自動變速、操作方便等優(yōu)點而受到人們的青睞。但是，由于液力變矩器的特性比較復(fù)雜，使得設(shè)計者在設(shè)計液力傳動系統(tǒng)時比較困難。其實，當(dāng)叉車爬最大坡度時液力變矩器處于最大力矩比狀態(tài)附近，能夠獲得3左右的轉(zhuǎn)矩比；而當(dāng)叉車以最高速度行駛時液力變矩器處于耦合器狀態(tài)，速比接近于1，通過對這兩種狀態(tài)的分析可以簡化液力傳動的設(shè)計過程。通過與機械傳動系統(tǒng)設(shè)計的對比給出了液力傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算過程，概念清楚，計算簡單。

液力傳動；機械傳動；設(shè)計計算

隨著叉車使用量的不斷增長，人們對叉車的要求也越來越高。機械傳動系統(tǒng)的叉車操作非常繁重，對駕駛員的技術(shù)要求也很高，若不能及時換擋，發(fā)動機會憋熄火、冒黑煙，污染環(huán)境，同時增高油耗[1]。相較于機械傳動系統(tǒng)叉車而言，液力傳動的叉車具有顯著的優(yōu)點：(1)液力傳動叉車能夠自適應(yīng)道路阻力變化，低速大牽引力，加速快，能自動調(diào)速[2]；(2)具有緩沖、減震的特點，有利于提高車輛傳動系統(tǒng)各零部件的使用壽命；(3)可以實現(xiàn)無極變速，減少了變速箱檔位和換擋次數(shù)；(4)能使車輛平穩(wěn)起步，防止內(nèi)燃發(fā)動機意外熄火，同時可以改善車輛的微動性能。

1 液力變矩器

液力變矩器是以液力傳動油作為工作介質(zhì)的液力傳動機械,利用油液動量矩的變化實現(xiàn)扭矩轉(zhuǎn)換和傳遞。使用液力變矩器,可以實現(xiàn)發(fā)動機輕載啟動,有效隔離和吸收來自發(fā)動機和傳動系統(tǒng)的振動,實現(xiàn)柔性傳動；它能夠使車輛根據(jù)負(fù)載和道路阻力的大小,自動調(diào)整行駛速度和牽引力,實現(xiàn)無級變速,提高通過性能,減少換檔次數(shù),改善駕乘的舒適性,并能提高發(fā)動機和傳動系統(tǒng)零部件的使用壽命。

1.1 液力變矩器的外特性 (輸出特性)

液力變矩器外特性指的是在泵輪轉(zhuǎn)速np一定時，泵輪轉(zhuǎn)矩Mp、渦輪轉(zhuǎn)矩MT及液力變矩器的效率η隨渦輪轉(zhuǎn)速nT的變化規(guī)律[1]，如圖1：

圖1 液力變矩器外特性曲線

Fig.1 The external characteristic curve of hydraulic torque converter

由圖1可以看出：1)隨著液力變矩器渦輪轉(zhuǎn)速的變化，泵輪轉(zhuǎn)矩基本不變，這表明液力變矩器具有隔離功能；2)隨著渦輪轉(zhuǎn)速的變化，渦輪轉(zhuǎn)矩由零速工況的最大轉(zhuǎn)矩逐漸減小到耦合器工況的0.這體現(xiàn)了液力變矩器具有自動變矩功能；3)液力變矩器在零速工況和液力耦合器工況的效率均為0.因為在在零速工況下轉(zhuǎn)矩最大但是轉(zhuǎn)速為零，所以液力變矩器的效率為0；而在耦合工況下轉(zhuǎn)速最大但是轉(zhuǎn)矩為0，所以液力變矩器的效率也是0.

1.2 液力變矩器的輸入特性和透穿性

液力變矩器的輸入特性是指泵輪轉(zhuǎn)矩MP在不同的轉(zhuǎn)速比i下隨泵輪轉(zhuǎn)速nP的變化規(guī)律，而透穿性能是指其泵輪軸上的扭矩MP和轉(zhuǎn)速nP隨渦輪軸上扭矩MT和轉(zhuǎn)速nT變化時相應(yīng)的變化特性[1]。 液力變矩器的輸入特性因其透穿性的不同而不同。透穿性強液力變矩器的輸入特性曲線是一組曲線，隨著透穿性的減小，輸入特性曲線相互靠近，如圖2(a)所示。對于絕對不透性的液力變矩器，輸入特性圖上只有一條拋物線如圖2(b)所示。

圖2 液力變矩器輸入特性曲線

Fig.2 The input characteristic curve of hydraulic torque converter

叉車通常用的是不透性或微弱正透性的液力變矩器，因為不透的液力變矩器能可靠地防止發(fā)動機熄火。例如：當(dāng)叉車緊急制動時，液力變矩器的渦輪停止轉(zhuǎn)動，而泵輪轉(zhuǎn)速不變，發(fā)動機不熄火。此時的液力變矩器起到了隔離作用，發(fā)動機的能量全部轉(zhuǎn)換為攪油損失。

2 液力傳動系統(tǒng)設(shè)計

2.1 發(fā)動機功率

Pej=Pn(凈功率)+Pf(附件功率)=

βDvmaxVmax(G+Q)/(3 600η0)+Pf

式中：β—限速影響系數(shù)，β=1.1;Dvmax—高檔動力因素；vmax—最大車速，一般為20 km/h；G+Q—叉車自重與起重量(N)；η0—傳動效率，液力傳動取0.7；Pf—附件功率。(取附件功率10%)

在發(fā)動機功率的計算中，液力傳動與機械傳動的區(qū)別在于：1)液力傳動的傳動效率只有70%，比機械傳動低。2)液力傳動在選取高檔動力因子時可適當(dāng)減小，這樣就可以減小發(fā)動機的功率。

2.2 液力變矩器與發(fā)動機的匹配

液力變矩器主要依靠其泵輪來吸收從發(fā)動機傳遞來的功率或轉(zhuǎn)矩，其型號根據(jù)發(fā)動機選取，匹配原則如下：

1)為了保證車輛起步加速性好，盡量利用發(fā)動機的最大力矩，液力變矩器的零速泵輪力矩曲線應(yīng)通過發(fā)動機的最大力矩點。

2) 為使機器有最大的輸出功率，液力變矩器的最高效率泵輪力矩曲線應(yīng)通過發(fā)動機的最大功率(額定功率)點附近。

3)為使機器的燃油經(jīng)濟性好，液力變矩器的最高效率泵輪力矩曲線應(yīng)通過發(fā)動機的最低油耗值附近。

圖3 發(fā)動機與液力變矩器的匹配

如圖3所示：D、E點是較理想的工作點；A點為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩點(最大轉(zhuǎn)矩及其對應(yīng)的轉(zhuǎn)速)，B點為最大功率點(額定功率及其對應(yīng)的轉(zhuǎn)速),C點為最低油耗點(最低油耗比及其對應(yīng)的轉(zhuǎn)速)。

2.3 傳動系統(tǒng)總速比的確定

叉車的最低檔用來爬坡，總速比由要求的最大爬坡度決定，其本質(zhì)是車輪轉(zhuǎn)矩與發(fā)動機轉(zhuǎn)矩之比，同時考慮效率[3]。此時機械傳動的最大總速比為：

(G+Q)(αmax+f)r/(Meηt)

式中i變低—最低檔速比；i主—主傳動比；i輪—輪邊減速器的速比；Ml—車輪的轉(zhuǎn)矩；Me—發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩；ηt—機械傳動部分的效率，可取為85%；αmax—最大爬坡度。

與機械傳動相比，液力傳動用液力變矩器取代了機械傳動中的離合器。當(dāng)叉車以最低檔爬坡時，變矩器處于低速工況，渦輪力矩與變矩系數(shù)都在該工況下接近最大值[4]。所以，液力傳動要在機械傳動的基礎(chǔ)上考慮液力變矩器變矩系數(shù)對速比的貢獻，即此時液力傳動中機械傳動部分的速比是車輪轉(zhuǎn)矩與液力變矩器渦輪轉(zhuǎn)矩之比，同時考慮效率。因此，液力傳動中機械傳動部分的最大總速比為：

(G+Q)(αmax+f)r/(MTmaxηt)=

(G+Q)(αmax+f)r/(MpmaxKmaxηt)

式中：MTmax—變矩器渦輪最大轉(zhuǎn)矩形;Mpmax—泵輪最大轉(zhuǎn)矩(約等于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩)；Kmax—叉車爬最大坡度時變矩比(略小于極限變矩比)。

叉車的最高檔用來以最快速度行駛，總速比由要求的最大行駛速度決定，其本質(zhì)是發(fā)動機轉(zhuǎn)速與車輪轉(zhuǎn)速之比[4]，機械傳動最小總速比為 ：

0.377ner/(βvmax)i變低=i總max/i主i輪

i變高=i總min/i主i輪

式中：i變高—最高檔的速比；nl—車輪的轉(zhuǎn)速；ne—發(fā)動機轉(zhuǎn)速。叉車在以最快速度行駛時，液力變矩器處于高速運行狀態(tài)，起液力耦合器的作用，此時渦輪轉(zhuǎn)速略低于泵輪轉(zhuǎn)速。因此，在叉車以最高速行駛時，液力傳動系統(tǒng)中機械傳動部分的速比是液力變矩器渦輪轉(zhuǎn)速與車輪轉(zhuǎn)速之比，因此，液力傳動的最小總速比為：

0.377nTmaxr/(βvmax)=0.377nPmaxri/βvmax

式中：nTmax—液力變矩器渦輪最大轉(zhuǎn)速；nPmax—泵輪最大轉(zhuǎn)速(發(fā)動機轉(zhuǎn)速)。

i—叉車以最快速度行駛時變矩器的速比(約等于1).

3 實例計算

3.1 3 t叉車液力傳動系統(tǒng)設(shè)計

參數(shù)：額定起重量Q=3 000/kg，自重G=4 500/kg，車輪半徑r=0.351 mm.

(1)發(fā)動機的選擇

Pej=βDvmaxVmax(G+Q)/(3 600ηt)+Pf=

31.7+Pf=31.7×1.1=34.87 kW

選取號型4L68的發(fā)動機，額定功率Pe=37 kW，額定轉(zhuǎn)速ne=2 200 r/min.取最大轉(zhuǎn)矩約等于額定轉(zhuǎn)矩：

(2)液力變矩器

根據(jù)匹配發(fā)動機參數(shù)，額定功率Pe=37 kW，額定轉(zhuǎn)速ne=2 200 r/min，選擇液力變矩器型號為YJH265，其原始參數(shù)如表1所示：

表1 YJH265原始參數(shù)

根據(jù)表格中原始參數(shù)繪制出液力變矩器原始特性曲線如圖4所示：

圖 4 液力變矩器原始特性曲線

由原始參數(shù)可知： YJH265為多元件液力變矩器，最大力矩比為3.2，耦合工況液力變矩器的變矩比為1，速比為0.99.

(3)傳動系統(tǒng)總速比的確定

取液力變矩器爬坡時的變矩比為3.1，則：

i總max=i變低i主i輪=(G+Q)(αmax+f)r/(MTmaxηt)=

(G+Q)(αmax+f)r/(MBmaxKηt)=

13.41

取液力變矩器平路滿載行駛時的轉(zhuǎn)速比為0.99,則：

i總max=i變高i主i輪=0.377nTmaxr/βvmax=

0.377nBmaxri/(βvmax)=

0.377×2 200×0.99×0.351/(1.1×20)=

13.10

由上述計算可知， 3 t液力叉車的兩個檔位的速比極為接近，因此只需一個前進檔位即可。所以， 3 t液力叉車的變速箱又俗稱倒檔箱，只由一個前進擋和一個倒退檔組成。

3.2 5 t叉車液力傳動系統(tǒng)設(shè)計

參數(shù)：額定起重量Q=5 000 kg，自重G=7 500 kg,車輪半徑r=0.42 mm.

(1)發(fā)動機的選擇

Pej=βDvmaxVmax(G+Q)/(3 600ηt)+Pf=

42.78+Pf=42.78×1.1=47.058kW

選取型號4L88的發(fā)動機，額定功率Pe=48kW，額定轉(zhuǎn)速ne=2 200r/min,取最大轉(zhuǎn)矩約等于額定轉(zhuǎn)矩：

(2)液力變矩器

根據(jù)匹配發(fā)動機參數(shù)，額定功率Pe=48kW，額定轉(zhuǎn)速ne=2 200r/min，選擇液力變矩器型號為YJH315，其原始參數(shù)如表2所示[4]：

表2 YJH315原始參數(shù)

根據(jù)表格中原始參數(shù)繪制出液力變矩器原始特性曲線如圖4所示：

圖5 YJH315原始特性曲線

Fig.5 The original characteristic curve of hydraulic torque converter

由原始參數(shù)可知：液力變矩器YJH315的最大力矩比為3.15，耦合工況的液力變矩器的變矩比略小于1(取0.99)，速比為0.85.

(3)傳動系統(tǒng)總速比的確定

取液力變矩器爬坡時的變矩比為3，則：

i總max=i變低i主i輪=

(G+Q)(αmax+f)r/(MTmaxηt)=

(G+Q)(αmax+f)r/(MPmaxKηt)=21.30

取液力變矩器平路滿載行駛時的轉(zhuǎn)速比為0.85，則:

i總max=i變高i主i輪=0.377nTmaxr/(βvmax)=

0.377nTmaxri(βvmax)=13.46

i變低=i總maxi主i輪==3.19

i變高=i總mini主i輪==2.02

(4)牽引特性

牽引力F=MTi主igηt/r

車速v=0.377nTr/i主ig

牽引特性曲線如圖6所示：

由圖6中可以看出，叉車在低速爬坡時的牽引力大，1檔和2檔之間有很大的重疊部分，這說明液力叉車在行駛過程中能夠?qū)崿F(xiàn)自動調(diào)速，不需要經(jīng)常換擋，操作方便；且發(fā)動機不易熄火[2]。

圖6 5t叉車液力傳動系統(tǒng)牽引特性

4 結(jié) 論

通過機械傳動系統(tǒng)與液力傳動系統(tǒng)的對比計算，給出了液力傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算過程，方便設(shè)計者對液力傳動的理解，使其在設(shè)計液力傳動系統(tǒng)時簡便快捷[5]。

[1] 周盼. 叉車液力傳動系統(tǒng)匹配研究[D].太原：太原科技大學(xué),2012.

[2] 陶元芳，衛(wèi)良保. 叉車構(gòu)造與設(shè)計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2010.

[3] 曾文章. 綠色環(huán)保型4.5 t平衡重式內(nèi)燃液力叉車的總體設(shè)計及計算[D].西安：長安大學(xué),2011.

[4] 林振賢. 裝載機動力傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配與仿真[D].沈陽：東北大學(xué),2012.

[5] 胡海勇,陶元芳. 叉車動態(tài)穩(wěn)定控制技術(shù)的研究[J].太原科技大學(xué)學(xué)報,2013,34(3):203-205.

ComparisonDesign of Hydraulic Transmission and Mechanical Transmission of Forklift Truck

TAO Yuan-fang, LIU Ya-qian, FENG Zhi-yuan

(Collegeof Mechanical Engineering,Taiyuan University of Science and Technology,Taiyuan 030024,China)

Hydraulic transmission gets the favor of people because of its advantages of automatic transmission and simple manipulation, and so on. However, due to the characteristics of the more complex of torque converter, it is difficult for the designer to design the hydraulic transmission system. In fact, the hydraulic torque converter is near the maximum torque ratio when forklift truck climbs the maximum slope, and the torque ratio is about 3, while the hydraulic torque converter is in the coupler state when forklift truck is at the highest speed, and the speed ratio is close to 1. In this paper, the design and calculation of the hydraulic transmission system is given by comparison with the mechanical transmission system, the concept is clear and the calculation is simple.

the hydraulic transmission， mechanical transmission，design calculation

1673-2057(2016)06-0457-05

2015-11-04

山西省研究生教育改革研究課題20102034

劉亞倩(1990-)，女，碩士研究生，主要研究方向為機械傳動系統(tǒng)設(shè)計。

TB112

A

10.3969/j.issn.1673-2057.2016.06.008