裝載機液力變矩器閉鎖過程動態分析

惠記莊 程順鵬 武琳琳 張金龍

長安大學公路養護裝備國家工程實驗室，西安，710064

裝載機液力變矩器閉鎖過程動態分析

惠記莊 程順鵬 武琳琳 張金龍

長安大學公路養護裝備國家工程實驗室，西安，710064

為了減小裝載機液力變矩器閉鎖過程中產生的振動沖擊對零部件使用壽命的影響，提高閉鎖品質，根據裝載機閉鎖離合器工作原理對液力變矩器閉鎖過程和接合參數進行了分析，并設計了閉鎖充油液壓控制系統及充油控制曲線，同時對裝載機傳動系統進行了簡化，建立了閉鎖過程的數學模型；基于該模型運用Simulink軟件進行了建模仿真，分別分析了閉鎖充油時間和充油壓力對動態閉鎖過程的影響，分析結果表明：閉鎖充油時間在0.2 s、充油壓力在1.2 MPa時閉鎖效果最佳。驗證了所設計的閉鎖充油控制曲線是正確的，達到了減小閉鎖過程中的動載荷并提高車輛運動平穩性的目的，為其他工程車輛閉鎖過程動態分析研究提供了參考。

液力變矩器;閉鎖過程;動態分析;控制曲線

0 引言

目前，液力變矩器普遍應用于車輛傳動系統中，使車輛能夠獲得無極變速、變矩的能力,但普遍存在效率低的問題，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程中如果不采取緩沖減振措施，會產生較大的動載荷，對傳動系統的零部件造成較大的沖擊和損害[1]。為了減少閉鎖過程的動載荷,提高零件的使用壽命，使閉鎖離合器平穩閉鎖[2-3]，需要對液力變矩器閉鎖過程的動態性能進行研究。HIBINO等[4]運用魯棒控制方法，以泵輪、渦輪轉速為參數，建立了閉鎖離合器滑差控制器，這對提高車輛的運動平穩性起到了很大的作用，但沒有考慮油門開度及目標滑差轉速的影響。JAUCH[5]綜合考慮了泵輪、渦輪轉速、油門開度以及目標滑差轉速的因素，對離合器閉鎖過程的接合油壓進行了控制，從而達到了使車輛在閉鎖過程中運動更加平穩的目的。王書翰等[6]針對液力變矩器閉鎖過程中的動態特性，重新設計了液力變矩器的液壓系統，通過分析液力變矩器液壓系統壓力和流量的影響，表明該系統能有效地延長液力變矩器的使用壽命并能夠使車輛平穩換擋。李興忠等[7]針對換擋過程中油壓壓力沖擊導致閉鎖離合器不能平穩接合的問題，設計了平穩接合閥并進行了動態仿真分析，結果表明該閥對提高車輛的換擋品質起到了很大的作用。霍曉強等[8]對閉鎖離合器的動態過程進行了仿真分析，結果表明閉鎖時機對車輛的平均加速度影響不大，但會增加閉鎖離合器的滑摩功。

綜上所述，目前對閉鎖離合器動態過程的研究大多停留在簡單工況的車輛上，而對裝載機這類作業復雜的工程車輛的研究較少。本文針對裝載機液力變矩器，設計了閉鎖充油液壓控制系統及其充油控制曲線，并運用Simulink軟件對閉鎖過程進行了建模仿真，為研究其他工程車輛的閉鎖過程提供參考。

1 閉鎖離合器工作原理及影響閉鎖過程的動態因素

1.1 裝載機閉鎖離合器工作原理

閉鎖離合器通過離合器摩擦力的作用把泵輪、渦輪連接在一起，把液力傳動轉變為機械傳動。閉鎖離合器主動盤為變矩器的殼體，從動盤為移動壓盤，離合器通過花鍵與渦輪連接，通過控制閥來控制油液的方向，如圖1所示[9]。離合器閉鎖時，壓力油由泵輪入口進入變矩器，油液進入壓盤右側，接合油壓的作用，壓盤開始向變矩器殼體方向移動，使閉鎖離合器接合，如圖1a所示，此時，液力變矩器由液力工況變為機械工況，傳動效率較高。解鎖時，油液通過油道進入壓盤左腔，在油壓的作用下推動壓盤右移，殼體與壓盤分離，變矩器恢復正常工作，如圖1b所示，此時處于液力工況下，車輛換擋、起步比較平穩。

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

1.2 閉鎖離合器接合過程分析

根據閉鎖離合器的工作狀態，可將液力變矩器閉鎖過程分為3個階段[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，此時閉鎖離合器數學模型為

(1)

(2)

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

(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，發動機的輸出力矩完全由閉鎖離合器傳遞，此時閉鎖離合器數學模型為

(5)

1.3 閉鎖離合器接合參數分析

(1)滑摩時間。滑摩時間對閉鎖離合器的接合品質及摩擦片的使用壽命都有顯著的影響。滑摩時間越長，摩擦零件產生的摩擦功就越大，摩擦片磨損越快，影響其使用壽命。所以滑摩時間應適宜，一般設計在1 s左右[8]。

(2)滑摩功率和滑摩功。閉鎖離合器在閉鎖過程中，損耗總功為滑摩功，單位時間內損耗掉的功為滑摩功率。影響滑摩功的主要因素為：相對轉速、摩擦片的壓力、變矩器轉矩及發動機的變化特性。滑摩功率計算公式為

PC=TK(nB-nT)

(6)

式中，nB為泵輪轉速；nT為渦輪轉速。

滑摩功

(7)

查閱相關手冊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。評價閉鎖時接合平穩好壞的主要參數為沖擊載荷或沖擊度，減少沖擊載荷或沖擊度指標，可以提高接合的品質。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，其計算公式為

T=TK+TT

(8)

2 閉鎖充油液壓系統和控制曲線的設計

2.1 閉鎖充油液壓系統的設計

由于裝載機閉鎖離合器的接合是通過液壓系統進行控制的，為了達到液力變矩器的閉鎖控制的目的，本文依據ZL150型裝載機液力變矩器的結構，設計了圖2所示的閉鎖充油液壓系統。

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

液力變矩器的閉解鎖是通過控制相關油路上控制閥的開閉來實現的。由圖2可知該液壓系統中有兩條進油通道對閉鎖離合器液壓控制系統進行供油：一條來自換擋控制比例電磁閥，其液壓油被輸送至壓力控制開關電磁閥和閉鎖控制比例電磁閥；另一條來自主控閥，其液壓油輸送至閉鎖離合器控制滑閥1、二級主油壓調節閥及閉鎖離合器控制滑閥2。

2.2 閉鎖充油控制曲線的設計

按充油特性可以將閉鎖離合器閉鎖過程分為四個階段[12]，由于本文只對閉鎖時的充油特性進行分析，所以只對前三個階段的充油特性進行了設計。為了保證可比性，設計了圖3、圖4所示的同一油壓不同時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。液壓腔內迅速充滿工作油，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%，由下式計算：

(9)

μ=0.08+0.041e-10Rm(ω1-ω2)

(10)

其中，M為單個摩擦片上所受最大力矩值,計算得離合器所傳遞的最大轉矩Mmax=862 N·m；R為摩擦片中徑，μ為動摩擦因數；p′為許用壓力，選1.2 MPa；z為摩擦面數，z=2。根據計算的離合器基本尺寸參數選擇：摩擦片外半徑R2=157 mm；摩擦片內半徑R1=135 mm；當量半徑即摩擦力的作用半徑Rm=146 mm；ω1為閉鎖離合器主動盤轉速；ω2為閉鎖離合器從動盤轉速。

計算得p0=1 MPa。一般將該階段的充油時間按圖3、圖4充油控制曲線分別設置為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，此時油壓上升到p1。這時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，根據式(9)、式(10)通過計算得p1=1.2 MPa。針對圖3、圖4所設計的充油控制曲線，將該階段的充油時間分別設置為0.6 s、1.6 s。

(3)油壓迅速上升階段。液壓腔內壓力急劇增大，閉鎖離合器的摩擦片迅速由相對滑動狀態轉為相對靜止狀態；滑摩力矩先增大后減小，最后為0，液力變矩器由液力傳動轉為機械傳動，油壓此時上升到p2。油壓可根據閉鎖離合器傳遞的最大轉矩和工作儲備系數β(表征汽車操縱穩定性中的穩態響應的一個重要參數)確定，同理，根據式(9)、式(10)計算得p2=1.68 MPa。針對圖3、圖4所設計的充油控制曲線將該階段的充油時間分別設置為0.2 s、0.6 s。

(4)穩壓階段。液壓腔內壓力保持不變，閉鎖離合器的摩擦片處于相對靜止狀態，液力變矩器處于機械傳動工況。此時液力變矩器閉鎖充油特性曲線可用線性函數表示，其表達式如下：

p=p0+KPt

(11)

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

針對圖3、圖4所設計的充油控制曲線，將該階段的充油時間都設置為1 s。

3 仿真模型的建立與仿真分析

3.1 變矩器閉鎖過程數學模型的建立

為了便于研究液力變矩器閉鎖過程，把液力變矩器看成一個獨立個體，并對裝載機傳動系統進行簡化[13]。但建立液力變矩器閉鎖離合器的簡化模型之前，需要對它進行假設：①發動機是在某一油門下工作的；②渦輪軸上的外界負載應該是恒定的；③液力變矩器工作靜態與動態時的性能相同；④動力傳動系統中的各個構件是剛體。

根據以上簡化規則和假設條件，為了便于分析閉鎖離合器的受力情況，將閉鎖離合器的數學模型簡化，如圖5所示[1]。

圖5 閉鎖離合器的數學模型Fig.5 The mathematical model of closed clutch

根據力矩平衡公式可得主動、被動部分的運動微分方程。主動部分：

(12)

被動部分：

(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 變矩器閉鎖過程仿真模型的建立

依據某廠家生產的ZL150型裝載機來建立液力變矩器的仿真模型，裝載機總質量為16 500 kg，驅動輪半徑r=0.828 m，最大載重5000 kg，滾動阻力系數f=0.02。

由運動微分方程式(12)、式(13)，借助仿真軟件Simulink，建立液力變矩器閉鎖過程的動態仿真模型如圖6所示[14-15]。

圖6 閉鎖過程動態仿真模型Fig.6 Dynamic simulation model of locking process

3.3 充油時間對閉鎖過程的影響

按照圖3、圖4設計的閉鎖充油控制曲線，以裝載機處在前進三擋、發動機工作在外特性為例，對該模型進行仿真，得到圖7、圖8所示的各參數曲線。此時傳動比i1=1.126，轉速比i0=0.7,泵輪轉速nB=2206 r/min，渦輪轉速nT=1532 r/min，泵輪轉矩TB=5615 N·m，渦輪轉矩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,閉鎖開始前,泵輪轉速高于渦輪轉速，液力變矩器處于液力傳動狀態。閉鎖開始時，泵輪的轉速開始下降，渦輪的轉速基本保持不變，此時，液力變矩器處于機械和液力混合工況下，當閉鎖接合到一定程度時，由于摩擦力的作用，導致外負載增加，致使渦輪的轉速略有升高，即車輛有一定的加速；此時發動機轉速開始下降致使泵輪的轉速逐漸下降，但泵輪轉速下降的幅度要比渦輪轉速上升的幅度大得多，這是由于裝載機機身的轉動慣量要比發動機本身轉動慣量大得多。0.8 s時，閉鎖結束，泵輪轉速等于渦輪轉速。

由圖7b可知，液力變矩器在閉鎖開始前，由于此時變矩器的變矩比K小于1，所以渦輪轉速大于泵輪轉速。閉鎖開始后，由于發動機轉速升高，引起渦輪、泵輪轉矩升高；閉鎖過程中，由于摩擦力矩的存在，使泵輪、渦輪轉矩有一個突然上升的過程，即泵輪、渦輪轉矩有一個微小振蕩，這引起傳動系統的沖擊和振動，針對這種情況，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，變矩比的值達到1，液力變矩器完成閉鎖，泵輪轉矩等于渦輪轉矩。

由圖7c可知，閉鎖開始時，滑摩功率曲線開始呈現上升的趨勢，這是由于在閉鎖過程中滑摩功率主要取決于控制油壓和滑摩速度，此時，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左右開始下降，直至降為0。0.8 s時，閉鎖結束，滑摩速度變為0，滑摩功率曲線保持0不變。

(a)泵輪、渦輪轉速的變化曲線

(b)泵輪、渦輪轉矩的變化曲線

(c)滑摩功率

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

(a)泵輪、渦輪轉速的變化曲線

(b)泵輪、渦輪轉矩的變化曲線

(c)滑摩功率

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

由圖7d可知：在閉鎖過程中滑摩功曲線開始呈上升趨勢，這是由于此時控制油壓較小，滑摩速度雖大，但產生的滑摩功較小，所以滑摩功曲線緩慢上升；隨著控制油壓線性增大，滑摩功也開始線性增大，此時滑摩速度趨于相對穩定。0.8 s時，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各參數仿真曲線的趨勢與圖7相似，所以只對圖8各參數閉鎖的時間進行分析，并將結果與圖7對應參數進行對比。

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

由圖8b可知，在2.4 s時，液力變矩器泵輪、渦輪的轉矩不再發生變化，趨于平穩，即液力變矩器在此時完成閉鎖，與圖7b對比可知，圖8b中變矩器泵輪、渦輪的轉矩變化較小，這有助于減小閉鎖過程中由泵輪、渦輪轉矩變化產生的動載荷，能夠使閉鎖過程更加平穩。

由圖8c可知，閉鎖離合器的滑摩功率在2.4 s時變為0，即液力變矩器在2.4 s時完成閉鎖，與圖7c對比可以看出，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時完成閉鎖，與圖7d對比可以看出，圖8d中滑摩功大于圖7d中的滑摩功，并大大超過滑摩功的許用值。

通過圖7、圖8各對應參數曲線分析對比可知，在同一油壓下閉鎖離合器閉鎖時間在0.8 s時比2.4 s時效果好。

3.4 充油油壓對閉鎖過程的影響

為研究同一時間不同充油油壓對閉鎖過程的影響，設計了圖9所示閉鎖控制油壓變化曲線。從圖9中可知達到低壓p0=1 MPa所需要的時間為0.2 s，p0分別上升至油壓值p1為1.1 MPa、1.2 MPa、1.3 MPa需要的時間均為0.6 s，由p1上升至油壓值p2=1.68 MPa需要的時間均為0.2 s。通過仿真得各參數變化曲線，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，各曲線變化趨勢相同，由于開始閉鎖時，隨著閉鎖油壓增大，摩擦力增大，致使渦輪轉速略有提高。閉鎖過程中，閉鎖控制油壓繼續增大，發動機轉速下降，致使泵輪轉速開始下降。閉鎖結束時，油壓為1.1 MPa、1.2 MPa、1.3 MPa，所用閉鎖時間分別為0.85 s、0.81 s、0.78 s。通過對比分析可知，在時間相同的情況下，控制油壓越大，閉鎖所用時間就越短。

(a)變矩器泵輪、渦輪轉速的變化曲線

(b)變矩器的最大動載荷變化曲線

(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，由于扭矩儲備系數β較小，無法保證最大扭矩傳遞，致使此時液力變矩器的最大動載扭矩為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載扭矩也線性增大。控制油壓為1.3 MPa時，動載扭矩值達到最大值，此時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所設計的控制油壓變化曲線可知，油壓控制在1.2 MPa時較為合理。

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，閉鎖開始時，控制油壓較小，但滑摩速度較大，使滑摩功率開始增大；隨著油壓升高，滑摩速度開始降低，雖然此時油壓較高，但滑摩功率仍在增大，直至達到最大值；隨著油壓達到最大值，滑摩速度繼續下降，滑摩功率也開始減小，直至閉鎖結束滑摩速度降為零，滑摩功率也降為零，所以滑摩功率曲線呈現先升后降的趨勢且基本對稱。

圖10d中，在不同的控制油壓下，滑摩功曲線變化趨勢基本相同，由于閉鎖開始時，控制油壓開始增大，致使滑摩功開始增大；閉鎖過程中，隨著控制油壓增大，滑摩速度隨之增大，滑摩功持續增大；閉鎖結束后，摩擦轉矩變為零，滑摩功也達到最大值且保持不變，此時滑摩功值幾乎都相等，這是由于不同控制油壓值相差不大，致使產生滑摩功差距不大。

對圖10中各參數曲線進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 結論

(1)本文接合閉鎖離合器的工作原理，對閉鎖離合器的閉鎖過程和接合參數進行分析，設計了合理的閉鎖充油液壓系統和充油控制曲線，有效模擬了閉鎖離合器接合過程的情況。

(2)在充油液壓系統的基礎上，結合充油控制曲線，簡化了裝載機的傳動系統，建立了閉鎖離合器的數學模型，對數學模型進行仿真分析，得到了閉鎖離合器滑摩擦功及功率、變矩器泵輪、渦輪轉矩及轉速的變化曲線。

(3)通過各曲線的對比分析，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，這些理論數據對研究作業復雜工況車輛的閉鎖過程具有參考價值。

(4)本文僅對閉鎖離合器閉鎖過程的充油時間和充油油壓進行了分析，沒有考慮油壓突變和電磁閥換向時間的影響，因此如何有效應對油壓突變、對電磁閥動作時間進行有效控制、進一步改善閉鎖品質是下一步研究的重點。

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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

國家科技支撐計劃資助項目(2015BAF07B00)；陜西省自然科學基礎研究計劃資助項目(2015JM5216)；中央高校創新團隊項目(310825153403)

TH243

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

惠記莊, 男，1963年生。長安大學工程機械學院教授、博士。主要研究方向為機電液一體化技術。E-mail：wsjdb01@chd.edu.cn。程順鵬，男，1988年生。長安大學工程機械學院碩士研究生。武琳琳，女，1994年生。長安大學工程機械學院碩士研究生。張金龍，男，1991年生。長安大學工程機械學院碩士研究生。