裝載機(jī)液力變矩器閉鎖過(guò)程動(dòng)態(tài)分析

惠記莊 程順鵬 武琳琳 張金龍

長(zhǎng)安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，西安，710064

裝載機(jī)液力變矩器閉鎖過(guò)程動(dòng)態(tài)分析

惠記莊 程順鵬 武琳琳 張金龍

長(zhǎng)安大學(xué)公路養(yǎng)護(hù)裝備國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，西安，710064

為了減小裝載機(jī)液力變矩器閉鎖過(guò)程中產(chǎn)生的振動(dòng)沖擊對(duì)零部件使用壽命的影響，提高閉鎖品質(zhì)，根據(jù)裝載機(jī)閉鎖離合器工作原理對(duì)液力變矩器閉鎖過(guò)程和接合參數(shù)進(jìn)行了分析，并設(shè)計(jì)了閉鎖充油液壓控制系統(tǒng)及充油控制曲線，同時(shí)對(duì)裝載機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，建立了閉鎖過(guò)程的數(shù)學(xué)模型；基于該模型運(yùn)用Simulink軟件進(jìn)行了建模仿真，分別分析了閉鎖充油時(shí)間和充油壓力對(duì)動(dòng)態(tài)閉鎖過(guò)程的影響，分析結(jié)果表明：閉鎖充油時(shí)間在0.2 s、充油壓力在1.2 MPa時(shí)閉鎖效果最佳。驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的閉鎖充油控制曲線是正確的，達(dá)到了減小閉鎖過(guò)程中的動(dòng)載荷并提高車(chē)輛運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性的目的，為其他工程車(chē)輛閉鎖過(guò)程動(dòng)態(tài)分析研究提供了參考。

液力變矩器;閉鎖過(guò)程;動(dòng)態(tài)分析;控制曲線

0 引言

目前，液力變矩器普遍應(yīng)用于車(chē)輛傳動(dòng)系統(tǒng)中，使車(chē)輛能夠獲得無(wú)極變速、變矩的能力,但普遍存在效率低的問(wèn)題，為此在液力變矩器上增加了閉鎖離合器，但液力變矩器在閉鎖過(guò)程中如果不采取緩沖減振措施，會(huì)產(chǎn)生較大的動(dòng)載荷，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的零部件造成較大的沖擊和損害[1]。為了減少閉鎖過(guò)程的動(dòng)載荷,提高零件的使用壽命，使閉鎖離合器平穩(wěn)閉鎖[2-3]，需要對(duì)液力變矩器閉鎖過(guò)程的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行研究。HIBINO等[4]運(yùn)用魯棒控制方法，以泵輪、渦輪轉(zhuǎn)速為參數(shù)，建立了閉鎖離合器滑差控制器，這對(duì)提高車(chē)輛的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性起到了很大的作用，但沒(méi)有考慮油門(mén)開(kāi)度及目標(biāo)滑差轉(zhuǎn)速的影響。JAUCH[5]綜合考慮了泵輪、渦輪轉(zhuǎn)速、油門(mén)開(kāi)度以及目標(biāo)滑差轉(zhuǎn)速的因素，對(duì)離合器閉鎖過(guò)程的接合油壓進(jìn)行了控制，從而達(dá)到了使車(chē)輛在閉鎖過(guò)程中運(yùn)動(dòng)更加平穩(wěn)的目的。王書(shū)翰等[6]針對(duì)液力變矩器閉鎖過(guò)程中的動(dòng)態(tài)特性，重新設(shè)計(jì)了液力變矩器的液壓系統(tǒng)，通過(guò)分析液力變矩器液壓系統(tǒng)壓力和流量的影響，表明該系統(tǒng)能有效地延長(zhǎng)液力變矩器的使用壽命并能夠使車(chē)輛平穩(wěn)換擋。李興忠等[7]針對(duì)換擋過(guò)程中油壓壓力沖擊導(dǎo)致閉鎖離合器不能平穩(wěn)接合的問(wèn)題，設(shè)計(jì)了平穩(wěn)接合閥并進(jìn)行了動(dòng)態(tài)仿真分析，結(jié)果表明該閥對(duì)提高車(chē)輛的換擋品質(zhì)起到了很大的作用?；魰詮?qiáng)等[8]對(duì)閉鎖離合器的動(dòng)態(tài)過(guò)程進(jìn)行了仿真分析，結(jié)果表明閉鎖時(shí)機(jī)對(duì)車(chē)輛的平均加速度影響不大，但會(huì)增加閉鎖離合器的滑摩功。

綜上所述，目前對(duì)閉鎖離合器動(dòng)態(tài)過(guò)程的研究大多停留在簡(jiǎn)單工況的車(chē)輛上，而對(duì)裝載機(jī)這類(lèi)作業(yè)復(fù)雜的工程車(chē)輛的研究較少。本文針對(duì)裝載機(jī)液力變矩器，設(shè)計(jì)了閉鎖充油液壓控制系統(tǒng)及其充油控制曲線，并運(yùn)用Simulink軟件對(duì)閉鎖過(guò)程進(jìn)行了建模仿真，為研究其他工程車(chē)輛的閉鎖過(guò)程提供參考。

1 閉鎖離合器工作原理及影響閉鎖過(guò)程的動(dòng)態(tài)因素

1.1 裝載機(jī)閉鎖離合器工作原理

閉鎖離合器通過(guò)離合器摩擦力的作用把泵輪、渦輪連接在一起，把液力傳動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械傳動(dòng)。閉鎖離合器主動(dòng)盤(pán)為變矩器的殼體，從動(dòng)盤(pán)為移動(dòng)壓盤(pán)，離合器通過(guò)花鍵與渦輪連接，通過(guò)控制閥來(lái)控制油液的方向，如圖1所示[9]。離合器閉鎖時(shí)，壓力油由泵輪入口進(jìn)入變矩器，油液進(jìn)入壓盤(pán)右側(cè)，接合油壓的作用，壓盤(pán)開(kāi)始向變矩器殼體方向移動(dòng)，使閉鎖離合器接合，如圖1a所示，此時(shí)，液力變矩器由液力工況變?yōu)闄C(jī)械工況，傳動(dòng)效率較高。解鎖時(shí)，油液通過(guò)油道進(jìn)入壓盤(pán)左腔，在油壓的作用下推動(dòng)壓盤(pán)右移，殼體與壓盤(pán)分離，變矩器恢復(fù)正常工作，如圖1b所示，此時(shí)處于液力工況下，車(chē)輛換擋、起步比較平穩(wěn)。

(a)閉鎖狀態(tài) (b)解鎖狀態(tài)圖1 閉鎖離合器工作原理Fig.1 The working principle of locking clutch

1.2 閉鎖離合器接合過(guò)程分析

根據(jù)閉鎖離合器的工作狀態(tài)，可將液力變矩器閉鎖過(guò)程分為3個(gè)階段[10-11]：

(1)分離階段。閉鎖離合器的摩擦力矩TK等于0，液力變矩器工作在液力工況下，此時(shí)閉鎖離合器數(shù)學(xué)模型為

(1)

(2)

(2)閉鎖階段。閉鎖油壓由零開(kāi)始增加，油液克服背壓與軸向摩擦力，摩擦片間的間隙開(kāi)始減小，離合器開(kāi)始接合。隨著油壓增大，閉鎖離合器傳遞的摩擦力矩也開(kāi)始逐漸增大，傳動(dòng)系統(tǒng)逐漸由液力工況轉(zhuǎn)向機(jī)械工況，此時(shí)閉鎖離合器數(shù)學(xué)模型為

(3)

(4)

(3)完全接合階段。閉鎖離合器的摩擦片處于完全接合狀態(tài)，發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出力矩完全由閉鎖離合器傳遞，此時(shí)閉鎖離合器數(shù)學(xué)模型為

(5)

1.3 閉鎖離合器接合參數(shù)分析

(1)滑摩時(shí)間?；r(shí)間對(duì)閉鎖離合器的接合品質(zhì)及摩擦片的使用壽命都有顯著的影響?；r(shí)間越長(zhǎng)，摩擦零件產(chǎn)生的摩擦功就越大，摩擦片磨損越快，影響其使用壽命。所以滑摩時(shí)間應(yīng)適宜，一般設(shè)計(jì)在1 s左右[8]。

(2)滑摩功率和滑摩功。閉鎖離合器在閉鎖過(guò)程中，損耗總功為滑摩功，單位時(shí)間內(nèi)損耗掉的功為滑摩功率。影響滑摩功的主要因素為：相對(duì)轉(zhuǎn)速、摩擦片的壓力、變矩器轉(zhuǎn)矩及發(fā)動(dòng)機(jī)的變化特性?；β视?jì)算公式為

PC=TK(nB-nT)

(6)

式中，nB為泵輪轉(zhuǎn)速；nT為渦輪轉(zhuǎn)速。

滑摩功

(7)

查閱相關(guān)手冊(cè)可取滑摩功率許用值[PC]=2×105W,滑摩功許用值[WC]=1×105J 。

(3)沖擊度和沖擊載荷。評(píng)價(jià)閉鎖時(shí)接合平穩(wěn)好壞的主要參數(shù)為沖擊載荷或沖擊度，減少?zèng)_擊載荷或沖擊度指標(biāo)，可以提高接合的品質(zhì)。沖擊度指的是閉鎖離合器角速度的變化率，即σ=ε/Δt，ε為角速度變化，Δt為時(shí)間變化，沖擊載荷指的是閉鎖離合器在閉鎖情況下可以傳遞的最大的扭矩值，其計(jì)算公式為

T=TK+TT

(8)

2 閉鎖充油液壓系統(tǒng)和控制曲線的設(shè)計(jì)

2.1 閉鎖充油液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

由于裝載機(jī)閉鎖離合器的接合是通過(guò)液壓系統(tǒng)進(jìn)行控制的，為了達(dá)到液力變矩器的閉鎖控制的目的，本文依據(jù)ZL150型裝載機(jī)液力變矩器的結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)了圖2所示的閉鎖充油液壓系統(tǒng)。

圖2 閉鎖充油液壓系統(tǒng)Fig.2 Hydraulic system of closed oil filling

液力變矩器的閉解鎖是通過(guò)控制相關(guān)油路上控制閥的開(kāi)閉來(lái)實(shí)現(xiàn)的。由圖2可知該液壓系統(tǒng)中有兩條進(jìn)油通道對(duì)閉鎖離合器液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行供油：一條來(lái)自換擋控制比例電磁閥，其液壓油被輸送至壓力控制開(kāi)關(guān)電磁閥和閉鎖控制比例電磁閥；另一條來(lái)自主控閥，其液壓油輸送至閉鎖離合器控制滑閥1、二級(jí)主油壓調(diào)節(jié)閥及閉鎖離合器控制滑閥2。

2.2 閉鎖充油控制曲線的設(shè)計(jì)

按充油特性可以將閉鎖離合器閉鎖過(guò)程分為四個(gè)階段[12]，由于本文只對(duì)閉鎖時(shí)的充油特性進(jìn)行分析，所以只對(duì)前三個(gè)階段的充油特性進(jìn)行了設(shè)計(jì)。為了保證可比性，設(shè)計(jì)了圖3、圖4所示的同一油壓不同時(shí)間下的閉鎖充油控制曲線。

圖3 閉鎖充油控制曲線1Fig.3 The curve 1 of oil filling control

圖4 閉鎖充油控制曲線2Fig.4 The curve 2 of oil filling control

(1)快速充油階段。液壓腔內(nèi)迅速充滿(mǎn)工作油，建立初始低油壓p0,p0一般取閉鎖離合器摩擦片所能傳遞的最大摩擦力矩值的85%，由下式計(jì)算：

(9)

μ=0.08+0.041e-10Rm(ω1-ω2)

(10)

其中，M為單個(gè)摩擦片上所受最大力矩值,計(jì)算得離合器所傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Mmax=862 N·m；R為摩擦片中徑，μ為動(dòng)摩擦因數(shù)；p′為許用壓力，選1.2 MPa；z為摩擦面數(shù)，z=2。根據(jù)計(jì)算的離合器基本尺寸參數(shù)選擇：摩擦片外半徑R2=157 mm；摩擦片內(nèi)半徑R1=135 mm；當(dāng)量半徑即摩擦力的作用半徑Rm=146 mm；ω1為閉鎖離合器主動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速；ω2為閉鎖離合器從動(dòng)盤(pán)轉(zhuǎn)速。

計(jì)算得p0=1 MPa。一般將該階段的充油時(shí)間按圖3、圖4充油控制曲線分別設(shè)置為0.2 s、0.8 s。

(2)油壓緩慢上升階段。隨著初始油壓p0逐漸增大，閉鎖離合器摩擦片上的壓力也緩慢增大，致使其傳遞的扭矩逐漸增大。閉鎖離合器在油壓的作用下緩慢接合，此時(shí)油壓上升到p1。這時(shí)的力矩值一般取閉鎖離合器摩擦片所能傳遞的最大摩擦力矩值，根據(jù)式(9)、式(10)通過(guò)計(jì)算得p1=1.2 MPa。針對(duì)圖3、圖4所設(shè)計(jì)的充油控制曲線，將該階段的充油時(shí)間分別設(shè)置為0.6 s、1.6 s。

(3)油壓迅速上升階段。液壓腔內(nèi)壓力急劇增大，閉鎖離合器的摩擦片迅速由相對(duì)滑動(dòng)狀態(tài)轉(zhuǎn)為相對(duì)靜止?fàn)顟B(tài)；滑摩力矩先增大后減小，最后為0，液力變矩器由液力傳動(dòng)轉(zhuǎn)為機(jī)械傳動(dòng)，油壓此時(shí)上升到p2。油壓可根據(jù)閉鎖離合器傳遞的最大轉(zhuǎn)矩和工作儲(chǔ)備系數(shù)β(表征汽車(chē)操縱穩(wěn)定性中的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一個(gè)重要參數(shù))確定，同理，根據(jù)式(9)、式(10)計(jì)算得p2=1.68 MPa。針對(duì)圖3、圖4所設(shè)計(jì)的充油控制曲線將該階段的充油時(shí)間分別設(shè)置為0.2 s、0.6 s。

(4)穩(wěn)壓階段。液壓腔內(nèi)壓力保持不變，閉鎖離合器的摩擦片處于相對(duì)靜止?fàn)顟B(tài)，液力變矩器處于機(jī)械傳動(dòng)工況。此時(shí)液力變矩器閉鎖充油特性曲線可用線性函數(shù)表示，其表達(dá)式如下：

p=p0+KPt

(11)

式中，p為油液壓力；p0為初始油壓值，MPa；t為充油時(shí)間，s；KP為油壓上升的斜率。

針對(duì)圖3、圖4所設(shè)計(jì)的充油控制曲線，將該階段的充油時(shí)間都設(shè)置為1 s。

3 仿真模型的建立與仿真分析

3.1 變矩器閉鎖過(guò)程數(shù)學(xué)模型的建立

為了便于研究液力變矩器閉鎖過(guò)程，把液力變矩器看成一個(gè)獨(dú)立個(gè)體，并對(duì)裝載機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行簡(jiǎn)化[13]。但建立液力變矩器閉鎖離合器的簡(jiǎn)化模型之前，需要對(duì)它進(jìn)行假設(shè)：①發(fā)動(dòng)機(jī)是在某一油門(mén)下工作的；②渦輪軸上的外界負(fù)載應(yīng)該是恒定的；③液力變矩器工作靜態(tài)與動(dòng)態(tài)時(shí)的性能相同；④動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中的各個(gè)構(gòu)件是剛體。

根據(jù)以上簡(jiǎn)化規(guī)則和假設(shè)條件，為了便于分析閉鎖離合器的受力情況，將閉鎖離合器的數(shù)學(xué)模型簡(jiǎn)化，如圖5所示[1]。

圖5 閉鎖離合器的數(shù)學(xué)模型Fig.5 The mathematical model of closed clutch

根據(jù)力矩平衡公式可得主動(dòng)、被動(dòng)部分的運(yùn)動(dòng)微分方程。主動(dòng)部分：

(12)

被動(dòng)部分：

(13)

TK=μFcAzRm

式中，A為作用的摩擦面積；Fc為單位面積下的壓緊力。

3.2 變矩器閉鎖過(guò)程仿真模型的建立

依據(jù)某廠家生產(chǎn)的ZL150型裝載機(jī)來(lái)建立液力變矩器的仿真模型，裝載機(jī)總質(zhì)量為16 500 kg，驅(qū)動(dòng)輪半徑r=0.828 m，最大載重5000 kg，滾動(dòng)阻力系數(shù)f=0.02。

由運(yùn)動(dòng)微分方程式(12)、式(13)，借助仿真軟件Simulink，建立液力變矩器閉鎖過(guò)程的動(dòng)態(tài)仿真模型如圖6所示[14-15]。

圖6 閉鎖過(guò)程動(dòng)態(tài)仿真模型Fig.6 Dynamic simulation model of locking process

3.3 充油時(shí)間對(duì)閉鎖過(guò)程的影響

按照?qǐng)D3、圖4設(shè)計(jì)的閉鎖充油控制曲線，以裝載機(jī)處在前進(jìn)三擋、發(fā)動(dòng)機(jī)工作在外特性為例，對(duì)該模型進(jìn)行仿真，得到圖7、圖8所示的各參數(shù)曲線。此時(shí)傳動(dòng)比i1=1.126，轉(zhuǎn)速比i0=0.7,泵輪轉(zhuǎn)速nB=2206 r/min，渦輪轉(zhuǎn)速nT=1532 r/min，泵輪轉(zhuǎn)矩TB=5615 N·m，渦輪轉(zhuǎn)矩TT=666.17 N·m，液力變矩器的效率η=0.829,變矩比K=1.187。

由圖7a可知,閉鎖開(kāi)始前,泵輪轉(zhuǎn)速高于渦輪轉(zhuǎn)速，液力變矩器處于液力傳動(dòng)狀態(tài)。閉鎖開(kāi)始時(shí)，泵輪的轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降，渦輪的轉(zhuǎn)速基本保持不變，此時(shí)，液力變矩器處于機(jī)械和液力混合工況下，當(dāng)閉鎖接合到一定程度時(shí)，由于摩擦力的作用，導(dǎo)致外負(fù)載增加，致使渦輪的轉(zhuǎn)速略有升高，即車(chē)輛有一定的加速；此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降致使泵輪的轉(zhuǎn)速逐漸下降，但泵輪轉(zhuǎn)速下降的幅度要比渦輪轉(zhuǎn)速上升的幅度大得多，這是由于裝載機(jī)機(jī)身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要比發(fā)動(dòng)機(jī)本身轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大得多。0.8 s時(shí)，閉鎖結(jié)束，泵輪轉(zhuǎn)速等于渦輪轉(zhuǎn)速。

由圖7b可知，液力變矩器在閉鎖開(kāi)始前，由于此時(shí)變矩器的變矩比K小于1，所以渦輪轉(zhuǎn)速大于泵輪轉(zhuǎn)速。閉鎖開(kāi)始后，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高，引起渦輪、泵輪轉(zhuǎn)矩升高；閉鎖過(guò)程中，由于摩擦力矩的存在，使泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩有一個(gè)突然上升的過(guò)程，即泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩有一個(gè)微小振蕩，這引起傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊和振動(dòng)，針對(duì)這種情況，目前大部分的閉鎖式液力變矩器都加裝了扭矩減振器。隨著變矩比K的快速增大，0.8 s時(shí)，變矩比的值達(dá)到1，液力變矩器完成閉鎖，泵輪轉(zhuǎn)矩等于渦輪轉(zhuǎn)矩。

由圖7c可知，閉鎖開(kāi)始時(shí)，滑摩功率曲線開(kāi)始呈現(xiàn)上升的趨勢(shì)，這是由于在閉鎖過(guò)程中滑摩功率主要取決于控制油壓和滑摩速度，此時(shí)，滑摩速度大，控制油壓較小，但二者的乘積是增大的，所以曲線開(kāi)始上升。隨著控制油壓增大，滑摩速度逐漸降為0，二者的乘積也在不斷減小，致使滑摩功率曲線上升，0.5 s左右開(kāi)始下降，直至降為0。0.8 s時(shí)，閉鎖結(jié)束，滑摩速度變?yōu)?，滑摩功率曲線保持0不變。

(a)泵輪、渦輪轉(zhuǎn)速的變化曲線

(b)泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩的變化曲線

(c)滑摩功率

(d)滑摩功圖7 按照?qǐng)D3充油控制曲線仿真所得各參數(shù)曲線Fig.7 Parameter curves of the simulation according to the curve 1 in figure 3

(a)泵輪、渦輪轉(zhuǎn)速的變化曲線

(b)泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩的變化曲線

(c)滑摩功率

(d)滑摩功圖8 按照?qǐng)D4充油控制曲線仿真所得各參數(shù)曲線Fig.8 Parameter curves of the simulation according to the curve 2 in figure 4

由圖7d可知：在閉鎖過(guò)程中滑摩功曲線開(kāi)始呈上升趨勢(shì)，這是由于此時(shí)控制油壓較小，滑摩速度雖大，但產(chǎn)生的滑摩功較小，所以滑摩功曲線緩慢上升；隨著控制油壓線性增大，滑摩功也開(kāi)始線性增大，此時(shí)滑摩速度趨于相對(duì)穩(wěn)定。0.8 s時(shí)，閉鎖離合器完全接合，滑摩速度也逐漸減小至0，滑摩功不再增大。

由于圖8各參數(shù)仿真曲線的趨勢(shì)與圖7相似，所以只對(duì)圖8各參數(shù)閉鎖的時(shí)間進(jìn)行分析，并將結(jié)果與圖7對(duì)應(yīng)參數(shù)進(jìn)行對(duì)比。

由圖8a可知，在2.4 s時(shí)，變矩器泵輪、渦輪的轉(zhuǎn)速相等，即液力變矩器在此時(shí)完成閉鎖，與圖7a對(duì)比可以看出，圖8a中變矩器泵輪、渦輪的轉(zhuǎn)速變化更為平穩(wěn)。

由圖8b可知，在2.4 s時(shí)，液力變矩器泵輪、渦輪的轉(zhuǎn)矩不再發(fā)生變化，趨于平穩(wěn)，即液力變矩器在此時(shí)完成閉鎖，與圖7b對(duì)比可知，圖8b中變矩器泵輪、渦輪的轉(zhuǎn)矩變化較小，這有助于減小閉鎖過(guò)程中由泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩變化產(chǎn)生的動(dòng)載荷，能夠使閉鎖過(guò)程更加平穩(wěn)。

由圖8c可知，閉鎖離合器的滑摩功率在2.4 s時(shí)變?yōu)?，即液力變矩器在2.4 s時(shí)完成閉鎖，與圖7c對(duì)比可以看出，圖8c中滑摩功率的最大值小于圖7c的滑摩功率最大值。

由圖8d可知，滑摩功在2.4 s后保持不變，即液力變矩器2.4 s時(shí)完成閉鎖，與圖7d對(duì)比可以看出，圖8d中滑摩功大于圖7d中的滑摩功，并大大超過(guò)滑摩功的許用值。

通過(guò)圖7、圖8各對(duì)應(yīng)參數(shù)曲線分析對(duì)比可知，在同一油壓下閉鎖離合器閉鎖時(shí)間在0.8 s時(shí)比2.4 s時(shí)效果好。

3.4 充油油壓對(duì)閉鎖過(guò)程的影響

為研究同一時(shí)間不同充油油壓對(duì)閉鎖過(guò)程的影響，設(shè)計(jì)了圖9所示閉鎖控制油壓變化曲線。從圖9中可知達(dá)到低壓p0=1 MPa所需要的時(shí)間為0.2 s，p0分別上升至油壓值p1為1.1 MPa、1.2 MPa、1.3 MPa需要的時(shí)間均為0.6 s，由p1上升至油壓值p2=1.68 MPa需要的時(shí)間均為0.2 s。通過(guò)仿真得各參數(shù)變化曲線，如圖10所示。

圖9 閉鎖控制油壓變化曲線Fig.9 Changing curve of lock control hydraulic pressure

圖10a中，在不同的控制油壓下，各曲線變化趨勢(shì)相同，由于開(kāi)始閉鎖時(shí)，隨著閉鎖油壓增大，摩擦力增大，致使渦輪轉(zhuǎn)速略有提高。閉鎖過(guò)程中，閉鎖控制油壓繼續(xù)增大，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下降，致使泵輪轉(zhuǎn)速開(kāi)始下降。閉鎖結(jié)束時(shí)，油壓為1.1 MPa、1.2 MPa、1.3 MPa，所用閉鎖時(shí)間分別為0.85 s、0.81 s、0.78 s。通過(guò)對(duì)比分析可知，在時(shí)間相同的情況下，控制油壓越大，閉鎖所用時(shí)間就越短。

(a)變矩器泵輪、渦輪轉(zhuǎn)速的變化曲線

(b)變矩器的最大動(dòng)載荷變化曲線

(c)滑摩功率變化曲線

(d)滑摩功曲線圖10 各參數(shù)變化曲線Fig.10 Changing curve of each parameter

圖10b中，控制油壓在0.8～1.1 MPa時(shí)，由于扭矩儲(chǔ)備系數(shù)β較小，無(wú)法保證最大扭矩傳遞，致使此時(shí)液力變矩器的最大動(dòng)載扭矩為0。在1.1 MPa以后，隨著控制油壓線性增大，扭矩增大，液力變矩器的最大動(dòng)載扭矩也線性增大?？刂朴蛪簽?.3 MPa時(shí)，動(dòng)載扭矩值達(dá)到最大值，此時(shí)零部件所受的沖擊也較大，所以需要合理選擇控制油壓，由圖9所設(shè)計(jì)的控制油壓變化曲線可知，油壓控制在1.2 MPa時(shí)較為合理。

圖10c中，在不同的控制油壓下，滑摩功率曲線變化趨勢(shì)基本相同。這是由于滑摩功率主要取決于控制油壓和滑摩速度，閉鎖開(kāi)始時(shí)，控制油壓較小，但滑摩速度較大，使滑摩功率開(kāi)始增大；隨著油壓升高，滑摩速度開(kāi)始降低，雖然此時(shí)油壓較高，但滑摩功率仍在增大，直至達(dá)到最大值；隨著油壓達(dá)到最大值，滑摩速度繼續(xù)下降，滑摩功率也開(kāi)始減小，直至閉鎖結(jié)束滑摩速度降為零，滑摩功率也降為零，所以滑摩功率曲線呈現(xiàn)先升后降的趨勢(shì)且基本對(duì)稱(chēng)。

圖10d中，在不同的控制油壓下，滑摩功曲線變化趨勢(shì)基本相同，由于閉鎖開(kāi)始時(shí)，控制油壓開(kāi)始增大，致使滑摩功開(kāi)始增大；閉鎖過(guò)程中，隨著控制油壓增大，滑摩速度隨之增大，滑摩功持續(xù)增大；閉鎖結(jié)束后，摩擦轉(zhuǎn)矩變?yōu)榱悖σ策_(dá)到最大值且保持不變，此時(shí)滑摩功值幾乎都相等，這是由于不同控制油壓值相差不大，致使產(chǎn)生滑摩功差距不大。

對(duì)圖10中各參數(shù)曲線進(jìn)行分析并綜合考慮各因素的影響，可知閉鎖控制油壓為1.2 MPa的方案較為合理。

4 結(jié)論

(1)本文接合閉鎖離合器的工作原理，對(duì)閉鎖離合器的閉鎖過(guò)程和接合參數(shù)進(jìn)行分析，設(shè)計(jì)了合理的閉鎖充油液壓系統(tǒng)和充油控制曲線，有效模擬了閉鎖離合器接合過(guò)程的情況。

(2)在充油液壓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，結(jié)合充油控制曲線，簡(jiǎn)化了裝載機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，建立了閉鎖離合器的數(shù)學(xué)模型，對(duì)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行仿真分析，得到了閉鎖離合器滑摩擦功及功率、變矩器泵輪、渦輪轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的變化曲線。

(3)通過(guò)各曲線的對(duì)比分析，得出0.8 s的合理閉鎖充油曲線、1.2 MPa的合理控制閉鎖油壓，這些理論數(shù)據(jù)對(duì)研究作業(yè)復(fù)雜工況車(chē)輛的閉鎖過(guò)程具有參考價(jià)值。

(4)本文僅對(duì)閉鎖離合器閉鎖過(guò)程的充油時(shí)間和充油油壓進(jìn)行了分析，沒(méi)有考慮油壓突變和電磁閥換向時(shí)間的影響，因此如何有效應(yīng)對(duì)油壓突變、對(duì)電磁閥動(dòng)作時(shí)間進(jìn)行有效控制、進(jìn)一步改善閉鎖品質(zhì)是下一步研究的重點(diǎn)。

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(編輯 王旻玥)

Dynamic Analysis of Locking Processes of Loader Hydraulic Torque Converters

HUI Jizhuang CHENG Shunpeng WU Linlin ZHANG Jinlong

Highway Maintenance Equipment National Engineering Laboratory,Chang’an University,Xi’an,710064

In order to reduce the influences of vibration shocks caused by the locking processes of a hydraulic torque converter on the service life of the parts and to improve the locking quality, according to the working principles of loader locking clutchs of the torque converters, the lock up processes and binding parameters were analyzed, the locking oil filling hydraulic control system and oil filling control curve were designed, and the loader drive systems were simplified. Simultaneously, a mathematical model of the lock up processes was established. Based on the model, the simulations were carried out by using Simulink, the effects of locking filling time and filling pressures on dynamic locking processes were analyzed respectively. Results show that the blocking effectiveness is the best when the oil filling time is as 0.2 s, and the filling pressure is as 1.2 MPa. The correctness of designed oil filling control curves is proved and it achieves the purpose of reducing the dynamic loads during the locking processes and improving the vehicle motion stability, providing a reference for dynamic analysis of locking processes of other engineering vehicles.

hydraulic torque converter; locking process; dynamic analysis; control curve

2016-11-22

國(guó)家科技支撐計(jì)劃資助項(xiàng)目(2015BAF07B00)；陜西省自然科學(xué)基礎(chǔ)研究計(jì)劃資助項(xiàng)目(2015JM5216)；中央高校創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)項(xiàng)目(310825153403)

TH243

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.16.002

惠記莊, 男，1963年生。長(zhǎng)安大學(xué)工程機(jī)械學(xué)院教授、博士。主要研究方向?yàn)闄C(jī)電液一體化技術(shù)。E-mail：wsjdb01@chd.edu.cn。程順鵬，男，1988年生。長(zhǎng)安大學(xué)工程機(jī)械學(xué)院碩士研究生。武琳琳，女，1994年生。長(zhǎng)安大學(xué)工程機(jī)械學(xué)院碩士研究生。張金龍，男，1991年生。長(zhǎng)安大學(xué)工程機(jī)械學(xué)院碩士研究生。