雙渦輪液力變矩器超越離合器的改進及分析

王松林，馬文星，胡 晶，褚亞旭，宋建軍

（1.吉林大學 機械科學與工程學院，長春 130022；2.北華大學 交通建筑工程學院，吉林 吉林 132021）

雙渦輪液力變矩器具有變矩比大、高效范圍寬等優點。同時，由于超越離合器可以根據內圈和外圈的轉速差自動實現鎖止與分離，從而使裝載機在低速重載與高速輕載之間自動切換，這樣可以減少變速箱的擋位，簡化換擋操作，因而雙渦輪液力變矩器在裝載機傳動系統中得到了廣泛的應用［1－2］。目前裝載機傳動系采用的超越離合器大多為內凸輪滾柱式結構，這種結構的凸輪面位于內圈并呈平面狀，在工作過程中凸輪平面對受壓變形比較敏感，易造成鎖止角隨磨損量的增加而增大，當鎖止角超過機構的自鎖角時，超越離合器因不能有效鎖止而失效；同時，內圈凸輪平面轉速過高，并且分離后滾柱相對外圈高速旋轉引起的磨損也是其失效的主要原因［3－4］。目前，各裝載機生產廠都在嘗試用不同的解決方案來提高超越離合器的可靠性，本文針對內凸輪滾柱式超越離合器的上述缺點，根據雙渦輪液力變矩器超越離合器的實際工作過程，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值計算法比基于Hertz理論的解析計算法更適合于復雜接觸問題的求解［5－8］，采用有限元方法對改進前、后超越離合器的應力和應變進行對比分析。

1 超越離合器工作過程分析

裝載機雙渦輪液力變矩器的結構簡圖如圖1所示［9］，動力經輸入軸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渦輪輸出動力，其中一級渦輪TI通過齒輪Z3、Z4和超越離合器M將動力傳遞至輸出軸2，當Z4的轉速高于輸出軸2的轉速時，超越離合器鎖止，將TI的轉矩傳遞至輸出軸2上，實現裝載機的低速重載工況，反之，則超越離合器分離，TI空轉，實現裝載機的高速輕載工況；二級渦輪TII通過齒輪Z1、Z2與輸出軸2連接，始終輸出動力至輸出軸2。目前裝載機常用的超越離合器結構及其滾柱受力情況如圖2所示，其凸輪面位于內圈上，且為平面。

圖1 雙渦輪液力變矩器結構簡圖Fig.1 Structure diagram of dual－turbine torque converter

鎖止時滾柱的力學平衡方程如式（1）所示，傳遞的轉矩大小按式（2）計算。

圖2 現有的超越離合器結構及滾柱受力示意圖Fig.2 Existing over－running clutch structure and forced－figure of roller

式中:Fμ1為外圈對滾柱的摩擦力；Fμ2為內圈對滾柱的摩擦力；Fn1為外圈對滾柱的正壓力；Fn2為內圈對滾柱的正壓力；Fs為彈簧對滾柱的作用力；Fc為滾柱離心力；μ1為外圈與滾柱之間的摩擦因數；μ2為內圈與滾柱之間的摩擦因數；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；R1為外圈與滾柱接觸點距旋轉中心的距離。

2 超越離合器改進方案

裝載機的作業工況復雜多變，由表1所示的裝載機工作循環測試數據可以看出，裝載機完成一個工作循環需45s，超越離合器在每個工作循環中需要完成8次鎖止與分離，如果按裝載機的使用壽命為8000h計算，超越離合器需要滿足512萬次可靠鎖止與分離，而目前超越離合器的工作壽命為2000h左右。由圖2可見，當超越離合器處于鎖止狀態時，內圈凸輪面受壓發生變形，其鎖止角變大，由于鎖止角對平面變形敏感，鎖止角將不斷變大，最終導致超越離合器失效，而當其處于分離狀態時，滾柱轉速與內圈轉速相等，由圖3所示的超越離合器內外圈轉速變化規律可知，此時滾柱相對外圈滾道面做高速旋轉運動，如果潤滑不足，就會出現滾道面的磨損，從而使超越離合器失效。

表1 裝載機工作循環測試數據Table 1 Test data of working cycle of loader

圖3 內外圈轉速變化規律Fig.3 Law of rotational speed change of inner ring and outer ring

基于現有超越離合器的上述缺點，提出了如圖4所示的改進型超越離合器結構，鎖止時其受力情況與改進前類似，但是其內圈為圓柱面，由于圓柱面變形不會引起鎖止角的顯著變化，故可減少其在鎖止狀態時的磨損失效，且其凸輪面位于外圈上，當超越離合器處于分離狀態時，外圈與滾柱的轉速一致，因此外圈不產生磨損，同時由于滾柱的轉速相對于改進前的轉速降低，滾柱的離心力也大幅降低。

圖4 改進后的超越離合器結構及滾柱受力示意圖Fig.4 Improved over－running clutch structure and forced－figure of roller

鎖止時的轉矩方程為

式中:R2為內圈與滾柱接觸點距旋轉中心的距離。

3 超越離合器改進結果分析

3.1 超越離合器有限元計算模型

3.1.1 網格模型

由于超越離合器每個滾柱的受力情況相同，因此取一個滾柱構成的鎖止結構進行有限元分析，采用四面體單元對改進前、后的結構進行了網格劃分，網格模型如圖5所示。滾柱和內、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 網格模型Fig.5 Grid model

3.1.2 轉速設置

計算時，根據圖3所示的內外圈轉速變化規律對計算模型進行了轉速設置，各計算模型的滾柱和內、外圈轉速如表2所示。

表2 計算模型轉速Table 2 Rotational speed of calculation model r／min

3.1.3 接觸算法選擇

將滾柱與內、外圈的接觸定義為面面接觸，目前解決接觸問題的算法主要有Lagrange乘子法、懲罰函數法和Lagrange ＆penalty法，Lagrange ＆penalty算 法 如 式 （4）所 示［10－11］，由 于 其 保 留 了Lagrange乘子法和懲罰函數法的優點，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算法對改進前、后的模型進行計算。

式中:π＊為接觸系統的總勢能；π為不計接觸時的系統勢能；λ為Lagrange乘子；g為間隙；β為罰因子。

3.2 磨損量對鎖止角的影響分析

鎖止角隨磨損量變化的圖解方法如圖6所示，內圈滾道面無磨損時，滾柱與外圈的接觸點為A，與內圈的接觸點為B，此時，超越離合器的鎖止角為α；當內圈滾道面產生距離為δ的磨損時，在彈簧力的作用下，滾柱向左（即楔緊方向）移動，在新的平衡位置，滾柱與外圈的接觸點變為A′，與內圈的接觸點變為B′，此時，鎖止角變為α′。按圖6所示的圖解方法，取不同的δ值，即可獲得如圖7所示的改進前、后結構的鎖止角隨內圈磨損量的變化關系。

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

圖7 鎖止角與內圈磨損量的關系Fig.7 Variation of lock angle with inner ring abrasion amount

3.3 鎖止狀態結果分析

圖8 鎖止狀態應力圖Fig.8 Stress distribution in lock state

由圖8和圖9所示的改進前、后超越離合器的應力圖和應變圖可以看出，改進前、后超越離合器的受力狀態基本相同，最大應力和應變均位于內圈和滾柱接觸的區域，且其數值大致相等，這是由于在鎖止狀態時改進前、后超越離合器的受力狀態基本相同，然而，從圖7所示的內圈磨損量與鎖止角的關系可以看出，改進前內圈滾道面為平面，其磨損增大導致鎖止角不斷增大，最終導致超越離合器失效，改進后的內圈滾道面為圓柱面，圓柱面磨損時，其鎖止角幾乎不變。

圖9 鎖止狀態應變圖Fig.9 Strain distribution in lock state

3.4 分離狀態結果分析

由圖10和圖11所示的超越離合器分離狀態的應力和應變圖可以看出，改進前、后應力和應變的最大值均出現在外圈與滾柱的接觸區域，這是因為超越離合器分離后，滾柱的離心力向外，滾柱對內圈沒有正壓力，同時，由于改進后滾柱與外圈一起旋轉，轉速比改進前降低了35%，因此，在分離狀態時，改進后的最大應力值比改進前的最大應力值降低了。

圖10 分離狀態應力圖Fig.10 Stress distribution in separation state

圖11 分離狀態應變圖Fig.11 Strain distribution in separation state

4 結 論

（1）在分析裝載機雙渦輪液力變矩器超越離合器工作過程和現有結構缺點的基礎上，提出了一種外凸輪滾柱式超越離合器結構，并采用有限元方法對改進前、后的結構進行了分析計算。

（2）改進后的超越離合器結構內圈滾道面采用圓柱面，克服了現有結構內圈滾道平面磨損引起鎖止角不斷變大的缺點。

（3）改進后的超越離合器在分離狀態時，外圈與滾柱轉速相同，克服了現有結構外圈與滾柱高速旋轉磨損的缺點，且減小了滾柱對外圈的正壓力。

［1］馬文星.液力傳動理論與設計［M］.北京:化學工業出版社，2004.

［2］劉思妤，王松林.國內裝載機液力變矩器的未來發展［J］.建筑機械，2011（8）:77－79.Liu Si－yu，Wang Song－lin.Future development of torque convertor for domestic loader［J］.Construction Machinery，2011（8）:77－79.

［3］王松林，蔣仁科.超越離合器失效分析及改進［J］.工程機械，2010，41（8）:60－63.Wang Song－lin，Jiang Ren－ke.Analysis and improvement for over－drive clutches［J］.Construction Machinery and Equipment，2010，41（8）:60－63.

［4］丁平芳，蔣立俏，何向榮.ZL50裝載機變矩器超越離合器故障分析［J］.工程機械，2002，33（9）:54－56.Ding Ping－fang，Jiang Li－qiao， He Xiang－rong.Fault analysis of overrunning clutch of torque converter of ZL50loader［J］.Construction Machinery and Equipment，2002，33（9）:54－56.

［5］潘鈺嫻，姜左.超越離合器滾動接觸狀態的三維有限元分析［J］.中國制造業信息化，2003，32（12）:108－110.Pan Yu－xian，Jiang Zuo.3DFEA of rolling contact model in the overrunning clutch［J］.Manufacture Information Engineering of China，2003，32（12）:108－110.

［6］李強，皮智謀，朱岱力，等.楔塊式超越離合器接觸應力有限元分析［J］.機械工程師，2009（6）:59－60.Li Qiang，Pi Zhi－mou，Zhu Dai－li，et al.Finite ele－ment analysis of contact stress of sprag over－running clutch［J］.Mechanical Engineer，2009（6）:59－60.

［7］虞敏霞.基于ANSYS的超越離合器有限元分析［J］.蘇州大學學報，2005，25（6）:60－61.Yu Min－xia.Finite element analysis for the overrunning clutch of based on ANSYS［J］.Journal of Soochow University，2005，25（6）:60－61.

［8］陳殿華，商桂芝，李玉光.基于有限元法的滾柱體式超越離合器性能分析［J］.工程設計學報，2007，14（6）:464－467，504.Chen Dian－hua，Shang Gui－zhi，Li Yu－guang.Performance analysis of surpassing clutch with roll bodies type based on finite element method［J］.Journal of Engineering Design，2007，14（6）:464－467，504.

［9］才委.雙渦輪液力變矩器轉矩分配特性研究［D］.長春:吉林大學機械科學與工程學院，2009.Cai Wei.Research on the torque distribution characteristics of dual－turbine torque converter ［D］.Changchun:College of Mechanical Science and Engineering，Jilin University，2009.

［10］陳萬吉，胡志強.三維摩擦接觸問題算法精度和收斂性研究［J］.大連理工大學學報，2003，43（5）:541－547.Chen Wan－ji，Hu Zhi－qiang.Study of convergence of exact algorithm to solve the three－dimensional frictional contract problems［J］.Journal of Dalian U－niversity of Technology，2003，43（5）:541－547.

［11］Pietrzak G，Curnier A.Large Deformation frictional contact mechanics:continuum formulation and augmented Lagrangian treatment［J］.Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering，1999，177:351－381.