重型車輛用液力緩速器制動力矩性能研究

米家寶,張宏,劉佳康,張小鵬,歐陽湘軍,黃鵬

(1.江麓機電集團有限公司，湖南湘潭 411100；2.大連理工大學機械工程學院，遼寧大連 116024)

0 前言

隨著工業的發展和交通狀況的改善，重型車輛的行駛速度和載貨質量有很大的提高，在頻繁下坡或下長坡時，車輛需要能長時間和穩定地提供制動力矩，因此單獨使用傳統的摩擦片式制動裝置難以滿足要求，需要配備輔助制動系統。液力緩速器是依靠油液將車輛的動能轉化為液體的熱能,再通過冷卻系統散熱,從而實現車輛可持續的輔助制動。液力緩速器作為重要的輔助制動裝置之一，具有制動功率高、制動能力可調、制動過程無機械磨損以及制動過程平穩而無沖擊等優勢，在重載貨車、軌道交通、大型客車以及軍用車輛上得到了廣泛的應用。中國是現在世界上最大的汽車市場，液力緩速器產銷市場巨大，但是液力緩速器市場特別是重型液力緩速器幾乎都被國外控制著，美國艾里遜、德國福伊特、德國采埃孚這三家公司就占了中國市場份額的70%左右。國內在2008年才由深圳特爾佳研制出第一臺液力緩速器，陜西法士特、西安雙特、貴州凱星等公司也相繼生產少數液力緩速器，但重型液力緩速器的市場占有率仍然很低。液力緩速器作為重型汽車特別是載質量50 000 kg以上非公路汽車的標準配置將是未來發展趨勢，加快研制重型車輛液力緩速器刻不容緩。

1 液力緩速器功能原理簡介

液力緩速器常集成在自動變速器中，有串聯、并聯等布置方式，同時串聯又分為布置在行星機構之前、之中和之后3種方式。文中所研究的液力緩速器布置在行星機構之前以及液力變矩器之后。自動變速器內部組件位置布置如圖1所示。

圖1 自動變速器內部組件位置布置

液力緩速器和自動變速器共用一套供油及散熱冷卻系統，其結構緊湊，安裝布置方便，目前已被廣泛應用。液力緩速器的液壓控制原理如圖2所示，其中緩速控制閥的a位為液力緩速器非工作狀態，b位為液力緩速器工作狀態。

圖2 緩速器液壓控制原理

由圖2可知：該液力緩速器液壓控制系統主要由散熱器1、定壓閥2、緩速控制閥3及緩速器4等組成。緩速器未起作用時，緩速控制閥工作在a位，油液經散熱器和定壓閥回油箱。當需要緩速器工作時，操縱緩速閥，使它工作在b位，油液經過散熱器冷卻后進入緩速閥，然后進入緩速器；緩速器內腔開始充液，液力變矩器輸出軸帶動緩速器轉子以一定轉速旋轉，并開始攪拌進入的油液，油液在離心力的作用下沿轉子葉片向外緣運動；同時油液還繞軸心做圓周運動。因此油液高速液流沖擊定子，由于定子固定不動，油液就會反向沖擊轉子，形成較大阻力矩，消耗液力變矩器輸入軸即轉子的動能，從而降低及穩定車速；從緩速器出來的油經緩速器控制閥后又回散熱器進行散熱，由此形成了緩速油液循環。

2 液力緩速器匹配整車制動能力計算

液力緩速器所匹配的自動變速器前進擋位傳動比如表1所示，匹配的某型號整車部分性能參數如表2所示。

表1 自動變速器前進擋位傳動比

表2 整車部分性能參數

整車在液力緩速器作用下勻速下坡時，受力如圖3所示。

圖3 整車勻速下坡受力

由圖3可知，車輛制動力計算式如式(1)所示：

=·sin--

(1)

其中:為車輛制動力；為車輛重力；為坡度角；為空氣阻力；為滾動阻力。

滾動阻力計算公式如式(2)所示：

=··cos

(2)

其中:為滾動阻力系數，車輛在干燥的壓緊土路上運行時，取值為0.02。

根據汽車理論，整車空氣阻力的計算公式如式(3)所示：

(3)

其中:為風阻系數，取值為0.8；為迎風面積，值為14.5 m；為車相對空氣速度，近似為行駛的車速，根據發動機最高轉速為2 100 r/min和一般在三擋及以下擋位情況下下坡，下坡恒定車速取值為26 km/h。

坡度與坡度角之間關系如式(4)所示:

=arctan

(4)

其中：為坡度。

車輛制動力矩計算公式如式(5)所示：

=·

(5)

其中：為車輛制動力矩；為車輪半徑，值為0.99 m。

緩速器制動力矩計算公式如式(6)所示：

=/

(6)

其中：為緩速器制動力矩；為變速器之后總傳動比，值為17.8；為自動變速傳動比，具體數值見表1。

由式(1)—式(6)計算可得，在不同下坡坡度和不同擋位情況下，保持勻速下坡時所需最小緩速器制動力矩值如表3所示。

表3 緩速器制動力矩計算結果 單位：N·m

3 液力緩速器內流場仿真分析

此研究針對上述車輛參數開發了一款液力緩速器，為探索其制動力矩是否能滿足整車需求及制動性能，采用Fluent流體仿真分析軟件對其內流場進行了有限元分析。

3.1 模型建立

采用 Creo三維軟件建立液力緩速器定子和轉子三維模型如圖4所示。

圖4 緩速器三維模型

為方便后續網格劃分，在抽取油道模型時忽略三維模型中一些工藝孔、傳感器裝配孔、花鍵等。同時將定子和轉子之間間隙和定子內油道設為一個整體，保證油道連續性。因定子中葉片為非完全對稱結構，進出油口不規則，工作油道不對稱等，為能更接近工作工況，提取全油道進行分析計算。定子和轉子全油道三維模型如圖5所示。

圖5 緩速器全油道三維模型

3.2 網格劃分

在ANSYS的Mesh模塊中進行網格劃分，對結合面、交接面、進出口等進行網格細化處理，網格總數量為2 021 424。劃分好的網格模型如圖6所示。

圖6 網格模型

3.3 仿真參數設計與計算

首先在Fluent中進行參數和條件設置，緩速器液壓控制系統有散熱器，忽略溫度變化，不求解能量方程，同時認為介質的密度不變，為不可壓縮流體。選用-epsilon的Realizable模型。根據實際用油情況，重新設計了一種油液參數，密度為860 kg/m，動力黏度為0.012 5 kg/ms。采用滑移網格的方法，為簡化計算量，將轉子的運動等效為液體的相對運動，在cell zone conditions中將轉子區域轉速分別設置為1 000、1 200、1 400、1 600、1 800、2 100 r/min進行仿真分析。同時因圖2 中定壓閥2的作用，將入口油壓設置為0.15 MPa。最后進行仿真分析計算。

3.4 制動力矩仿真計算結果

通過在Fluent后處理Force Reports對話框進行相關參數設計，可得出在不同轉子轉速時，轉子上所產生的制動力矩如表4所示。由表4可知:液力緩速器制動力矩值隨轉子轉速的升高而增大，在轉子最大轉速2 100 r/min時，制動力矩值為2 308.3 N·m。

表4 仿真計算制動力矩結果

4 液力緩速器制動力矩臺架試驗

為進一步驗證仿真分析的準確性和合理性，對液力緩速器在自動變速器空載性能臺架上進行了試驗驗證。試驗臺原理如圖7所示，試驗臺實物如圖8所示。

圖7 試驗原理

圖8 試驗臺實物

該試驗通過操作緩速閥，控制緩速器工作，采集自動變速器輸入轉速轉矩值來得到緩速器制動性能。為了降低試驗成本及因試驗條件的限制，不能進行滿足所有工況的試驗。試驗臺所采用電機最大力矩為1 273 N·m，為滿足電機使用要求，只進行了在1擋、2擋、3擋時，閉鎖工況下，轉速分別在1 000、1 200、1 400 r/min時的緩速器力矩測量試驗,試驗數據如表5所示。

表5 液力緩速器力矩試驗數據

由表5可知:液力緩速器在相同輸入轉速不同擋位時，力矩基本一樣。原因是在該傳動系統中，行星變速機構在緩速器之后，使得自動變速器輸入轉速和緩速器轉子輸入轉速保持一致，所以在只改變擋位的情況下，轉子轉速保持不變，從而力矩不變。在相同擋位、不同輸入轉速時，力矩隨輸入轉速升高而增大。液力緩速器未充液時力矩主要為行星變速機構運轉阻力和液力緩速器內腔中空氣阻力導致，各擋位行星變速機構運轉阻力與各擋位不同行星排組合有關，同一擋位隨轉速升高力矩增大。

5 對比分析

選各擋位在同一轉速下緩速器充液時力矩最大值減去相對的緩速器未充液時力矩值作為液力緩速器力矩試驗值，再結合表4可得仿真分析結果與試驗對比數據如表6所示。

表6 仿真分析結果與試驗結果對比

由表6可知:仿真值與試驗值變化趨勢基本一致，相差不大，誤差在允許范圍之內。仿真分析數值可靠，具有較好的參考價值。

因受試驗條件的限制，無法通過臺架試驗得到緩速器的最大制動力矩值，但由表6分析可知：仿真分析數值可靠，因此以下采用仿真分析得到緩速器的最大力矩值進行分析。由表3繪制該車輛在不同擋位、不同坡度與所需制動力矩關系如圖9所示。

圖9 不同擋位、不同坡度與車輛所需制動力矩關系曲線

從圖9可以看出:車輛匹配該液力變矩器后，得到勻速下坡時各擋位允許的最大下坡坡度，從而指導在下坡行駛過程中，針對不同坡度選擇合適的擋位進行緩速下坡，大大提高行駛安全。

6 結論

(1)通過液力緩速器與車輛匹配計算可知：在相同坡度，所需制動力矩隨擋位的升高而增加；在同一擋位，所需制動力矩隨坡度增大而增加。

(2)通過液力緩速器內流場仿真分析可知：隨轉子轉速升高，緩速器制動力矩增加，在最高轉速2 100 r/min時，制動力矩可達到2 308.3 N·m。該液力緩速器可以提供較大的制動力矩，有效地緩解主剎車制動系統的壓力。

(3)通過液力緩速器臺架力矩試驗以及與仿真分析對比可知：仿真值與試驗值基本一致，證明了仿真分析的準確性。

(4)通過液力緩速器仿真分析值得到最大轉速時的力矩值，與匹配計算值進行對比分析，得到該車輛在各擋位允許下的最大坡度值。