朱 鎮(zhèn)，蔡英鳳，陳 龍，夏長(zhǎng)高，田 翔，施德華

（江蘇大學(xué)汽車工程研究院，鎮(zhèn)江 212013）

前言

行走驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)通常采用4種基本傳動(dòng)技術(shù)：機(jī)械傳動(dòng)、液力傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)和電力傳動(dòng)［1-4］。近年來(lái)出現(xiàn)的復(fù)合傳動(dòng)能發(fā)揮單流傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，摒棄其缺點(diǎn)。以機(jī)液復(fù)合變速傳動(dòng)為例，當(dāng)液壓傳動(dòng)裝置和機(jī)械傳動(dòng)裝置串聯(lián)在總功率流中，液壓傳動(dòng)裝置實(shí)現(xiàn)變速、換向和過(guò)載保護(hù)，機(jī)械傳動(dòng)裝置實(shí)現(xiàn)擴(kuò)展輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的覆蓋范圍，該種連接方式擴(kuò)展了系統(tǒng)的可用高效區(qū)，但無(wú)法提高效率峰值；當(dāng)液壓傳動(dòng)裝置和機(jī)械傳動(dòng)裝置并聯(lián)在總功率流中，可得到一個(gè)既有無(wú)級(jí)調(diào)速性能，又有較高效率和高效區(qū)分布的變速傳動(dòng)系統(tǒng)［5-7］。

采用靜液壓驅(qū)動(dòng)、機(jī)液傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)分段使用的變速傳動(dòng)裝置適用于掃地車等作業(yè)與轉(zhuǎn)場(chǎng)速度相差懸殊的機(jī)械。液壓驅(qū)動(dòng)適用于起步工況，機(jī)液傳動(dòng)適用于作業(yè)工況，機(jī)械傳動(dòng)適用于轉(zhuǎn)場(chǎng)工況，并在各工況下可選擇是否輸出動(dòng)力。大功率農(nóng)用運(yùn)輸車也常采用該方案：液壓傳動(dòng)多適用于起步作業(yè)，機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)多適用于作業(yè)工況，機(jī)械傳動(dòng)多適用于運(yùn)輸作業(yè)，動(dòng)力輸出軸可輸出動(dòng)力驅(qū)動(dòng)其它機(jī)構(gòu)［8-12］。本文中借鑒國(guó)內(nèi)外研究機(jī)構(gòu)對(duì)此類動(dòng)力傳動(dòng)裝置的研究現(xiàn)狀，提出新的設(shè)計(jì)方案，并對(duì)以調(diào)速特性、換擋策略和效率提升為代表的傳動(dòng)特性進(jìn)行研究。

1 機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)設(shè)計(jì)思路

1.1 機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)基本類型

自主設(shè)計(jì)一款單行星排匯流機(jī)液復(fù)合雙流傳動(dòng)變速器（發(fā)明專利授權(quán)號(hào)：ZL201410337988.0）。該多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)及主要組成部分如圖1所示。其中，機(jī)械傳動(dòng)總成②主要包括機(jī)械傳動(dòng)輸入離合器；單行星排匯流機(jī)構(gòu)總成④包括太陽(yáng)輪、行星架、齒圈、齒圈制動(dòng)器和太陽(yáng)輪制動(dòng)器；液壓傳動(dòng)總成⑤主要包括液壓傳動(dòng)輸入離合器、液壓傳動(dòng)齒輪副、變量泵、定量馬達(dá)、液壓傳動(dòng)輸出離合器和液壓傳動(dòng)輸出軸；換擋機(jī)構(gòu)總成⑦包括高、低擋位離合器及其配套變速齒輪副。其特征在于：車輛起動(dòng)時(shí)，采用純液壓傳動(dòng)模式，以保證車輛平穩(wěn)起步；當(dāng)純液壓傳動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，采用機(jī)液傳動(dòng)模式，以便高效無(wú)級(jí)變速；當(dāng)需要高速運(yùn)行時(shí)，采用機(jī)械傳動(dòng)模式，以便高效行駛。一般在田間作業(yè)時(shí)采用液壓傳動(dòng)模式或機(jī)液傳動(dòng)模式，有動(dòng)力從動(dòng)力輸出軸輸出；在運(yùn)輸作業(yè)時(shí)，采用機(jī)械傳動(dòng)模式，無(wú)動(dòng)力從動(dòng)力輸出軸輸出。此類變速傳動(dòng)裝置可根據(jù)需要切換傳動(dòng)模式，提高了變速器的使用性能，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便［13］。

圖1 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)圖

各擋動(dòng)力傳動(dòng)裝置元件狀態(tài)如表1所示。

表1 動(dòng)力傳動(dòng)裝置元件狀態(tài)

1.2 機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)設(shè)計(jì)思路

1.2.1 車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

車輛作業(yè)時(shí)的總阻力∑Fx為［14-16］

式中：Ff為滾動(dòng)阻力，N；Fw為空氣阻力，N；Fi為坡度阻力，N；Fj為加速阻力，N。

考慮車輛在低速行駛時(shí)，忽略空氣阻力和加速阻力，則∑Fx=Ff+Fi，而車輛在行駛時(shí)產(chǎn)生的最大切向牽引力Ftmax應(yīng)大于其滿載時(shí)在不同坡面上須克服的總阻力∑Fx，即

式中：G為車輛重力，本文取58 800 N；f為滾動(dòng)阻力系數(shù)，根據(jù)本文研究場(chǎng)合，取值范圍為f∈［0.02，0.12］；α為道路坡度角，取值范圍為α∈［0°，30°］。

在定義域內(nèi)，∑Fx隨f和α的增加而增加。

車輛起動(dòng)時(shí)，還必須滿足最大切向牽引力Ftmax不大于附著力Fφ，即

式中φ為附著系數(shù)。

滾動(dòng)阻力系數(shù)與附著系數(shù)測(cè)試數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 測(cè)試數(shù)據(jù)

表2說(shuō)明，在黏性土和耕地地面，當(dāng)α∈［0°，30°］，可自由起動(dòng)；在沙壤土和草地，在大坡度角可能出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。

傳動(dòng)比定義為輸入轉(zhuǎn)速與輸出轉(zhuǎn)速的比值，本文所研究的變速傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比為

式中：ig為變速傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比；ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；no為輸出軸轉(zhuǎn)速，r/min。

排量比定義為泵排量與馬達(dá)排量的比值，本文中所示容積調(diào)速回路的變量泵最大排量與定量馬達(dá)排量相同，故有：

式中：e為排量比；DP為泵排量，cm3/r；DM為馬達(dá)排量，cm3/r；DPmax為泵的最大排量，cm3/r。

車輛行駛時(shí)的數(shù)學(xué)表達(dá)式為

式中：v為車速，km/h；rq為驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑，m，本文取rq＝0.400 m；i0為主減速器傳動(dòng)比；iLB為輪邊減速器傳動(dòng)比。對(duì)于大功率農(nóng)用車輛：3≤i0≤5，3≤iLB≤6，本文取i0＝4，iLB＝5.6。

1.2.2 液壓系統(tǒng)參數(shù)分析

經(jīng)比較，選擇SAUER＿DANFOSS055型系列產(chǎn)品作為液壓系統(tǒng)，在動(dòng)力傳動(dòng)裝置輸入端滿足［17-19］：

式中：nemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速，r/min；nPmax為變量泵最大轉(zhuǎn)速，r/min；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；TPmax為變量泵最大轉(zhuǎn)矩，N·m，ij（j＝1，…，5）為相應(yīng)齒輪對(duì)的傳動(dòng)比。

變量泵輸出轉(zhuǎn)矩為

式中：TP為變量泵輸出轉(zhuǎn)矩，N·m；ΔpP為泵系統(tǒng)壓力，bar；ηPm為泵機(jī)械效率。對(duì)055型變量泵，TPmax＝349.44 N·m。根據(jù)式（7）和式（8），可得i1∈［0.59，1.16］。為提高液壓系統(tǒng)利用率，i1不應(yīng)取得過(guò)大，本文取i1＝0.67。

1.2.3 各擋位傳動(dòng)比分析

F1擋位為液壓傳動(dòng)，其傳動(dòng)比為

式中：k為行星齒輪特性參數(shù)；e為液壓系統(tǒng)排量比。

F2擋位為機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)，其傳動(dòng)比為

R擋位為液壓傳動(dòng)，其傳動(dòng)比為

根據(jù)對(duì)行星齒輪特性參數(shù)的選擇，以及對(duì)調(diào)速特性的分析，確定相關(guān)參數(shù)：k＝2.5，i1＝0.67，i2＝1.5，i3＝0.5，i4＝2，i5＝3。

調(diào)速特性曲線如圖2所示。

圖2 傳動(dòng)比-排量比關(guān)系曲線

在動(dòng)力傳動(dòng)裝置輸出端進(jìn)行起步、運(yùn)行和制動(dòng)校核。

在液壓傳動(dòng)擋位，傳動(dòng)裝置傳遞的動(dòng)力能夠帶動(dòng)車輛起步，即

式中：TMmax為定量馬達(dá)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；Tomax為最大輸出轉(zhuǎn)矩，N·m。

在機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)擋位，傳動(dòng)裝置傳遞的動(dòng)力能夠克服地面附著力，即

制動(dòng)時(shí)，液壓擋位在制動(dòng)強(qiáng)度為Z≥0.1＋0.85·（φ-0.2）時(shí)提供全部轉(zhuǎn)矩，即

根據(jù)式（13）～式（15），可得TMmax≥300 N·m。由于容積調(diào)速回路選擇的定量馬達(dá)排量與變量泵最大排量相同，故選擇該型號(hào)的液壓件是符合設(shè)計(jì)要求的。一個(gè)具有發(fā)展前景的動(dòng)力傳動(dòng)裝置應(yīng)當(dāng)要有好的傳動(dòng)特性，包括：調(diào)速特性、換擋特性和效率特性，以下進(jìn)行具體分析。

2 機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)方案

2.1 設(shè)計(jì)方案一

設(shè)定多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置主要參數(shù)為：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速ne＝1600 r/min、負(fù)載轉(zhuǎn)矩To＝400 N·m、主油路油壓pL＝40 bar、調(diào)速閥流量Qv＝4 L/min。液壓系統(tǒng)排量比在0～5 s區(qū)間保持為0，5～15 s區(qū)間保持為0.5，15～30 s區(qū)間保持為1。動(dòng)力傳動(dòng)裝置各元件狀態(tài)如表1所示。0～10 s區(qū)間處于F1擋位，10～20 s區(qū)間處于F2擋位，20～30 s區(qū)間處于F3擋位，假定換擋是瞬間完成的［20-22］。多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置中間軸轉(zhuǎn)速n3和輸出軸轉(zhuǎn)速n4曲線如圖3所示。

圖3 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置中間軸轉(zhuǎn)速n3和輸出軸轉(zhuǎn)速n4曲線

由圖3可見(jiàn)，在兩個(gè)切換點(diǎn)（10和20 s）處，輸出軸轉(zhuǎn)速具有較大的波動(dòng)，整體調(diào)速性能良好。因此，對(duì)換擋點(diǎn)特性的優(yōu)化成為研究重點(diǎn)。虛線橢圓Ⅰ處（11.14 s時(shí)達(dá)到最低點(diǎn)123.14 r/min）的轉(zhuǎn)速降幅為73.03%，虛線橢圓Ⅱ處（20.63 s時(shí)達(dá)到最低點(diǎn)414.64 r/min）的轉(zhuǎn)速降幅為22.12%，解決此兩處的擋位切換優(yōu)化問(wèn)題，對(duì)提升換擋品質(zhì)具有決定性的作用。

沖擊度定義為車輛縱向行駛速度的2階微分。軸3沖擊度j3可視為中間軸直接接入后橋產(chǎn)生的沖擊，軸4沖擊度j4可視為輸出軸直接接入后橋產(chǎn)生的沖擊，兩者是由與其關(guān)系密切的切換件的接合和分離所產(chǎn)生的。

多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置中間軸和輸出軸沖擊度如圖4所示。

產(chǎn)生較大沖擊度主要集中在如圖4所示的7個(gè)位置：位置Ⅰ和Ⅳ是由于液壓系統(tǒng)排量比的變化所產(chǎn)生的，由于排量比是突變，變化率很大，但對(duì)沖擊度的影響卻較?。晃恢芒蛱幍臎_擊是由于離合器C5在11.15 s的接合而產(chǎn)生的，此時(shí)j3max＝-7.76 m/s3，j4max＝18.66 m/s3，負(fù)號(hào)表示此時(shí)兩者沖擊度反向，與實(shí)際相符；位置Ⅲ處的沖擊是由于離合器C2在12.03 s的接合而產(chǎn)生的，此時(shí)j3max＝-9.38 m/s3，j4max＝-8.85 m/s3，此后，離合器C4和制動(dòng)器B1很快分離；位置Ⅴ處的沖擊是由于制動(dòng)器B2在20.55 s的接合而產(chǎn)生的，此時(shí)j3max＝15.82 m/s3，由于液壓系統(tǒng)能夠吸收制動(dòng)能量，此時(shí)，軸4處未見(jiàn)明顯沖擊；位置Ⅵ處的沖擊是由于離合器C4在22.28 s的接合而產(chǎn)生的，此時(shí)j3max＝11.13 m/s3，j4max＝-6.28 m/s3；位置Ⅶ處的沖擊是由于離合器C5在23.15 s的分離而產(chǎn)生的，此時(shí)j3max＝-3.17 m/s3，j4max＝-8.33 m/s3。一般來(lái)說(shuō)，分離產(chǎn)生的沖擊小于接合；離合器C1在制動(dòng)器B2和離合器C4接合間完成了分離?？梢?jiàn)，沖擊度圖譜能夠很好地體現(xiàn)換擋過(guò)程及其品質(zhì)。

圖4 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置中間軸和輸出軸沖擊度

2.2 換擋特性

本文研究的多功能動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)有包括5個(gè)離合器和2個(gè)制動(dòng)器在內(nèi)的7個(gè)換擋元件，每次換擋涉及到4個(gè)元件?？煽紤]使用四因素三水平的正交試驗(yàn)進(jìn)行研究，用9次試驗(yàn)在81種可能情況中選擇出最佳和最糟工況。本文中以各元件提前0.5 s切換、按時(shí)切換以及延遲0.5 s切換為三水平，擋位切換時(shí)的元件狀態(tài)為四因素，分析3種典型工況：

工況1（最佳工況） 液壓擋過(guò)渡到機(jī)液擋，離合器C2在10.0 s接合，離合器C4在10.0 s分離，離合器C5在10.5 s接合，制動(dòng)器B1在10.0 s分離；機(jī)液擋過(guò)渡到機(jī)械擋，離合器C1在20.5 s分離，離合器C4在19.5 s接合，離合器C5在19.5 s分離，制動(dòng)器B2在20.5 s接合。

工況2（常規(guī)工況） 液壓擋過(guò)渡到機(jī)液擋，離合器C2、C4、C5和制動(dòng)器B1都在10.0 s切換；機(jī)液擋過(guò)渡到機(jī)械擋，離合器C1、C4、C5和制動(dòng)器B2都在20.0 s切換。

工況3（最糟工況） 機(jī)液擋過(guò)渡到機(jī)械擋，離合器C2在9.5 s接合，離合器C4在10.5 s分離，離合器C5在9.5 s接合，制動(dòng)器B1在10.5 s分離；機(jī)液擋過(guò)渡到機(jī)械擋，離合器C1在19.5 s分離，離合器C4在20.5 s接合，離合器C5在20.5 s分離，制動(dòng)器B2在19.5 s接合。

工況2（常規(guī)工況）輸出軸轉(zhuǎn)速和沖擊度曲線如圖3和圖4所示，工況1（最佳工況）和工況3（最糟工況）輸出軸轉(zhuǎn)速和沖擊度曲線如圖5所示。

圖5 基于正交分析的多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置最佳工況和最糟工況曲線對(duì)比

由圖5（a）可見(jiàn)，在液壓擋到機(jī)液擋過(guò)渡過(guò)程中，工況1的轉(zhuǎn)速降幅為254.41 r/min，工況3的轉(zhuǎn)速降幅為403.10 r/min，而穩(wěn)態(tài)速度時(shí)為456.60 r/min，前者換擋時(shí)間1.95 s，后者換擋時(shí)間2.96 s。在機(jī)液擋到機(jī)械擋過(guò)渡過(guò)程中，工況1最低轉(zhuǎn)速為530.25 r/min，工況3的最低轉(zhuǎn)速為380.59 r/min，換擋前平穩(wěn)轉(zhuǎn)速為532.39 r/min，前者基本實(shí)現(xiàn)了無(wú)動(dòng)力中斷換擋，且持續(xù)時(shí)間較短。

由圖5（b）可見(jiàn)，在液壓擋到機(jī)液擋過(guò)渡過(guò)程中，工況1的最大沖擊度在11.98 s達(dá)到極值10.00 m/s3，工況3的最大沖擊度在11.12 s達(dá)到極值13.62 m/s3。在機(jī)液擋到機(jī)械擋過(guò)渡過(guò)程中，工況1的最大沖擊度在22.44 s達(dá)到極值7.20 m/s3，工況3的最大沖擊度在23.56 s達(dá)到極值9.16 m/s3。工況1的最大沖擊度極值小于工況3，且沖擊間隔變小，換擋品質(zhì)得到明顯提高。

可計(jì)算出多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置各元件的滑摩功，如表3所示。

表3 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置各元件滑摩功 J

由表3可知，工況1、2、3涉及的切換元件總滑摩功分別為162 470、115 473和113 712 J。顯然，工況2比工況1節(jié)省了29%的能量損耗，工況3比工況2雖然僅節(jié)省了1.5%的能量損耗，但平穩(wěn)換擋特性有了明顯改善。結(jié)果表明：離合器C2和C4產(chǎn)生的滑摩功占總滑摩功的85%以上，離合器C2產(chǎn)生的滑摩功主要產(chǎn)生于液壓擋與機(jī)液擋的切換過(guò)程中，離合器C4產(chǎn)生的滑摩功主要產(chǎn)生于機(jī)液擋與機(jī)械擋的切換過(guò)程中，與物理意義一致。

如圖1所示，動(dòng)力輸出軸⑨通?？奢敵鰟?dòng)力驅(qū)動(dòng)其它機(jī)構(gòu)，本文假定動(dòng)力輸出軸在10～20 s的機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)區(qū)間內(nèi)輸出動(dòng)力，其不同轉(zhuǎn)速下的調(diào)速特性試驗(yàn)曲線如圖6所示。

圖6 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置調(diào)速特性曲線

顯然，有動(dòng)力輸出時(shí)轉(zhuǎn)速降到最低點(diǎn)未見(jiàn)明顯變化，但轉(zhuǎn)速回升明顯比無(wú)動(dòng)力輸出時(shí)慢，即切換件主動(dòng)盤(pán)帶動(dòng)從動(dòng)盤(pán)的時(shí)間變長(zhǎng)，說(shuō)明動(dòng)力輸出對(duì)系統(tǒng)換擋特性的影響比換擋沖擊的影響小。

2.3 效率特性

2.3.1 基于經(jīng)驗(yàn)公式的效率特性分析

多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置由液壓傳動(dòng)、機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)3部分組成，因此由容積調(diào)速回路組成的液壓系統(tǒng)效率在很大程度上決定了整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的效率。通常使用經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算液壓系統(tǒng)效率，并通過(guò)試驗(yàn)確定公式中的相關(guān)系數(shù)。

假定間隙內(nèi)油液為進(jìn)行層流運(yùn)動(dòng)的牛頓液體，忽略液壓件運(yùn)轉(zhuǎn)中油液間隙的變化和可壓縮性［23］。

變量泵效率的表達(dá)式為

式中：Cf為機(jī)械阻力系數(shù)；Cs為層流泄漏系數(shù)；Cv為層流阻力系數(shù)；μ為液壓油動(dòng)力黏度，Pa·s；nP為變量泵轉(zhuǎn)速，r/min。

定量馬達(dá)效率的表達(dá)式［23］為

有很多因素影響液壓系統(tǒng)效率，Cf、Cs和Cv因泵、馬達(dá)的種類和型號(hào)不同而異，μ與溫度和工況有關(guān)。

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，測(cè)得Cf＝0.01，Cs＝0.8×10-9，Cv＝0.2×106。

液壓系統(tǒng)和動(dòng)力傳動(dòng)裝置各擋位效率表達(dá)式為

式中：ηH為液壓系統(tǒng)效率；ηp為泵效率；ηm為馬達(dá)效率；ηij（j＝1，…，5）為相應(yīng)齒輪對(duì)效率；ηk為行星齒輪效率；ηFj（j＝1，2，3）為各擋位效率。

根據(jù)式（16）～式（21），繪制出多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置效率曲線，如圖7所示。

圖7 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置效率曲線

由圖7看出，液壓系統(tǒng)效率ηH隨著的 增加而增加，但幅度不大。以75為例繪制出動(dòng)力傳動(dòng)裝置各擋位效率曲線，顯然有：ηF1＜ηF2＜ηF3。倒擋位和起步擋位采用液壓傳動(dòng)，其效率低于液壓系統(tǒng)效率是由于傳動(dòng)裝置齒輪傳動(dòng)帶來(lái)的效率損耗而引起的，液壓擋位采用大排量比有利于提高系統(tǒng)效率。機(jī)液擋位總體效率可達(dá)85%以上，在排量為0時(shí)，相當(dāng)于一個(gè)低擋位的機(jī)械傳動(dòng)。機(jī)械擋位效率最高，但此時(shí)系統(tǒng)的柔性較低，適用于路況較好的情況。

2.3.2 基于試驗(yàn)數(shù)據(jù)的效率特性分析

由變量柱塞泵和定量柱塞馬達(dá)構(gòu)成的閉式無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)，其效率主要由轉(zhuǎn)速、油壓和排量等決定［24］。本文根據(jù)需要設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架和多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置試驗(yàn)臺(tái)架［25-27］。將試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合成便于應(yīng)用的函數(shù)形式，得到變量泵和定量馬達(dá)的效率曲線，擬合公式為［28-30］

根據(jù)擬合公式確定液壓系統(tǒng)的效率為

計(jì)算行星齒輪的傳動(dòng)效率主要有3種方法：傳動(dòng)比法、力偏移法和轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)法。本文選用最常用的轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)法。該方法假設(shè)行星齒輪傳動(dòng)與其轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中的摩擦功率損失相等，通過(guò)轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的摩擦功率損失關(guān)系表達(dá)式，將行星齒輪的傳動(dòng)效率與轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率聯(lián)系起來(lái)，進(jìn)而求出行星齒輪機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率［31］。

根據(jù)轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)法確定多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置主要擋位的效率，可得

式中δ為行星齒輪功率損耗系數(shù)，由Klein計(jì)算法得到，本文取δ＝0.019。

根據(jù)式（21）～式（26），得到基于試驗(yàn)數(shù)據(jù)和轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)法的效率曲線，如圖8所示。

圖8 多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置效率的試驗(yàn)曲線

比較圖7和圖8可見(jiàn)，兩者雖有差異，但變化趨勢(shì)基本一致。說(shuō)明液壓系統(tǒng)在大排量、中高轉(zhuǎn)速和中壓區(qū)范圍內(nèi)有較好的效率特性。機(jī)械傳動(dòng)效率高于機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)效率，機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)效率又遠(yuǎn)高于液壓傳動(dòng)效率。

3 結(jié)論

（1）設(shè)計(jì)了一款由離合器和制動(dòng)器切換實(shí)現(xiàn)液壓傳動(dòng)、機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)的多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置，通過(guò)動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，確定相關(guān)參數(shù)。分析多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)特性，包括：調(diào)速特性、換擋特性和效率特性。

（2）調(diào)速特性表明，多功能動(dòng)力傳動(dòng)裝置通過(guò)液壓傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)柔性起步，通過(guò)機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)高效無(wú)級(jí)變速，通過(guò)機(jī)械傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)高速運(yùn)行，并可在各擋位輸出動(dòng)力，以驅(qū)動(dòng)其它機(jī)構(gòu)，具有良好的傳動(dòng)和輸出特性。

（3）換擋特性表明，可通過(guò)控制各換擋元件的切換順序，有效地提升換擋品質(zhì)?？蓪⒉煌瑺顟B(tài)時(shí)的最佳換擋策略記錄在控制器中，使在各參數(shù)下都具有良好的換擋品質(zhì)，大大提高系統(tǒng)的傳動(dòng)性能。

（4）效率特性表明，液壓系統(tǒng)在大排量、中高轉(zhuǎn)速和中壓區(qū)范圍內(nèi)有較好的效率特性。液壓傳動(dòng)效率較低，但可實(shí)現(xiàn)柔性起步；機(jī)械傳動(dòng)效率較高，但對(duì)路況要求較高；機(jī)液復(fù)合傳動(dòng)一般在整個(gè)排量比范圍和中高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，都具有較好的效率特性。