朱 鎮(zhèn)，蔡英鳳，陳 龍，夏長高，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)動系統(tǒng)通常采用4種基本傳動技術(shù)：機械傳動、液力傳動、液壓傳動和電力傳動［1-4］。近年來出現(xiàn)的復(fù)合傳動能發(fā)揮單流傳動的優(yōu)點，摒棄其缺點。以機液復(fù)合變速傳動為例，當(dāng)液壓傳動裝置和機械傳動裝置串聯(lián)在總功率流中，液壓傳動裝置實現(xiàn)變速、換向和過載保護(hù)，機械傳動裝置實現(xiàn)擴展輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的覆蓋范圍，該種連接方式擴展了系統(tǒng)的可用高效區(qū)，但無法提高效率峰值；當(dāng)液壓傳動裝置和機械傳動裝置并聯(lián)在總功率流中，可得到一個既有無級調(diào)速性能，又有較高效率和高效區(qū)分布的變速傳動系統(tǒng)［5-7］。

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

1 機液復(fù)合傳動設(shè)計思路

1.1 機液復(fù)合傳動基本類型

自主設(shè)計一款單行星排匯流機液復(fù)合雙流傳動變速器（發(fā)明專利授權(quán)號：ZL201410337988.0）。該多功能動力傳動裝置結(jié)構(gòu)及主要組成部分如圖1所示。其中，機械傳動總成②主要包括機械傳動輸入離合器；單行星排匯流機構(gòu)總成④包括太陽輪、行星架、齒圈、齒圈制動器和太陽輪制動器；液壓傳動總成⑤主要包括液壓傳動輸入離合器、液壓傳動齒輪副、變量泵、定量馬達(dá)、液壓傳動輸出離合器和液壓傳動輸出軸；換擋機構(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：車輛起動時，采用純液壓傳動模式，以保證車輛平穩(wěn)起步；當(dāng)純液壓傳動速度達(dá)到一定值時，采用機液傳動模式，以便高效無級變速；當(dāng)需要高速運行時，采用機械傳動模式，以便高效行駛。一般在田間作業(yè)時采用液壓傳動模式或機液傳動模式，有動力從動力輸出軸輸出；在運輸作業(yè)時，采用機械傳動模式，無動力從動力輸出軸輸出。此類變速傳動裝置可根據(jù)需要切換傳動模式，提高了變速器的使用性能，且結(jié)構(gòu)簡單，操作方便［13］。

圖1 多功能動力傳動裝置結(jié)構(gòu)圖

各擋動力傳動裝置元件狀態(tài)如表1所示。

表1 動力傳動裝置元件狀態(tài)

1.2 機液復(fù)合傳動設(shè)計思路

1.2.1 車輛系統(tǒng)動力學(xué)和運動學(xué)分析

車輛作業(yè)時的總阻力∑Fx為［14-16］

式中：Ff為滾動阻力，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，忽略空氣阻力和加速阻力，則∑Fx=Ff+Fi，而車輛在行駛時產(chǎn)生的最大切向牽引力Ftmax應(yīng)大于其滿載時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為滾動阻力系數(shù)，根據(jù)本文研究場合，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。

車輛起動時，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)。

滾動阻力系數(shù)與附著系數(shù)測試數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 測試數(shù)據(jù)

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

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

式中：ig為變速傳動裝置傳動比；ne為發(fā)動機轉(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。

車輛行駛時的數(shù)學(xué)表達(dá)式為

式中：v為車速，km/h；rq為驅(qū)動輪動力半徑，m，本文取rq＝0.400 m；i0為主減速器傳動比；iLB為輪邊減速器傳動比。對于大功率農(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)，在動力傳動裝置輸入端滿足［17-19］：

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

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為泵機械效率。對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)取得過大，本文取i1＝0.67。

1.2.3 各擋位傳動比分析

F1擋位為液壓傳動，其傳動比為

式中：k為行星齒輪特性參數(shù)；e為液壓系統(tǒng)排量比。

F2擋位為機液復(fù)合傳動，其傳動比為

R擋位為液壓傳動，其傳動比為

根據(jù)對行星齒輪特性參數(shù)的選擇，以及對調(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 傳動比-排量比關(guān)系曲線

在動力傳動裝置輸出端進(jìn)行起步、運行和制動校核。

在液壓傳動擋位，傳動裝置傳遞的動力能夠帶動車輛起步，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。

在機液復(fù)合傳動擋位，傳動裝置傳遞的動力能夠克服地面附著力，即

制動時，液壓擋位在制動強度為Z≥0.1＋0.85·（φ-0.2）時提供全部轉(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，故選擇該型號的液壓件是符合設(shè)計要求的。一個具有發(fā)展前景的動力傳動裝置應(yīng)當(dāng)要有好的傳動特性，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 機液復(fù)合傳動裝置設(shè)計方案

2.1 設(shè)計方案一

設(shè)定多功能動力傳動裝置主要參數(shù)為：發(fā)動機轉(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。動力傳動裝置各元件狀態(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］。多功能動力傳動裝置中間軸轉(zhuǎn)速n3和輸出軸轉(zhuǎn)速n4曲線如圖3所示。

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

由圖3可見，在兩個切換點（10和20 s）處，輸出軸轉(zhuǎn)速具有較大的波動，整體調(diào)速性能良好。因此，對換擋點特性的優(yōu)化成為研究重點。虛線橢圓Ⅰ處（11.14 s時達(dá)到最低點123.14 r/min）的轉(zhuǎn)速降幅為73.03%，虛線橢圓Ⅱ處（20.63 s時達(dá)到最低點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)化問題，對提升換擋品質(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。

多功能動力傳動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j3max＝-7.76 m/s3，j4max＝18.66 m/s3，負(fù)號表示此時兩者沖擊度反向，與實際相符；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j3max＝-9.38 m/s3，j4max＝-8.85 m/s3，此后，離合器C4和制動器B1很快分離；位置Ⅴ處的沖擊是由于制動器B2在20.55 s的接合而產(chǎn)生的，此時j3max＝15.82 m/s3，由于液壓系統(tǒng)能夠吸收制動能量，此時，軸4處未見明顯沖擊；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j3max＝-3.17 m/s3，j4max＝-8.33 m/s3。一般來說，分離產(chǎn)生的沖擊小于接合；離合器C1在制動器B2和離合器C4接合間完成了分離?？梢?，沖擊度圖譜能夠很好地體現(xiàn)換擋過程及其品質(zhì)。

圖4 多功能動力傳動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力傳動系統(tǒng)有包括5個離合器和2個制動器在內(nèi)的7個換擋元件，每次換擋涉及到4個元件?？煽紤]使用四因素三水平的正交試驗進(jìn)行研究，用9次試驗在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、按時切換以及延遲0.5 s切換為三水平，擋位切換時的元件狀態(tài)為四因素，分析3種典型工況：

工況1（最佳工況） 液壓擋過渡到機液擋，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，制動器B1在10.0 s分離；機液擋過渡到機械擋，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，制動器B2在20.5 s接合。

工況2（常規(guī)工況） 液壓擋過渡到機液擋，離合器C2、C4、C5和制動器B1都在10.0 s切換；機液擋過渡到機械擋，離合器C1、C4、C5和制動器B2都在20.0 s切換。

工況3（最糟工況） 機液擋過渡到機械擋，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，制動器B1在10.5 s分離；機液擋過渡到機械擋，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力傳動裝置最佳工況和最糟工況曲線對比

由圖5（a）可見，在液壓擋到機液擋過渡過程中，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)速度時為456.60 r/min，前者換擋時間1.95 s，后者換擋時間2.96 s。在機液擋到機械擋過渡過程中，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，前者基本實現(xiàn)了無動力中斷換擋，且持續(xù)時間較短。

由圖5（b）可見，在液壓擋到機液擋過渡過程中，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。在機液擋到機械擋過渡過程中，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。

可計算出多功能動力傳動裝置各元件的滑摩功，如表3所示。

表3 多功能動力傳動裝置各元件滑摩功 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)生于液壓擋與機液擋的切換過程中，離合器C4產(chǎn)生的滑摩功主要產(chǎn)生于機液擋與機械擋的切換過程中，與物理意義一致。

如圖1所示，動力輸出軸⑨通常可輸出動力驅(qū)動其它機構(gòu)，本文假定動力輸出軸在10～20 s的機液復(fù)合傳動區(qū)間內(nèi)輸出動力，其不同轉(zhuǎn)速下的調(diào)速特性試驗曲線如圖6所示。

圖6 多功能動力傳動裝置調(diào)速特性曲線

顯然，有動力輸出時轉(zhuǎn)速降到最低點未見明顯變化，但轉(zhuǎn)速回升明顯比無動力輸出時慢，即切換件主動盤帶動從動盤的時間變長，說明動力輸出對系統(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)驗公式的效率特性分析

多功能動力傳動裝置由液壓傳動、機液復(fù)合傳動和機械傳動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傳動系統(tǒng)的效率。通常使用經(jīng)驗公式來計算液壓系統(tǒng)效率，并通過試驗確定公式中的相關(guān)系數(shù)。

假定間隙內(nèi)油液為進(jìn)行層流運動的牛頓液體，忽略液壓件運轉(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)的種類和型號不同而異，μ與溫度和工況有關(guān)。

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，測得Cf＝0.01，Cs＝0.8×10-9，Cv＝0.2×106。

液壓系統(tǒng)和動力傳動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），繪制出多功能動力傳動裝置效率曲線，如圖7所示。

圖7 多功能動力傳動裝置效率曲線

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為例繪制出動力傳動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，其效率低于液壓系統(tǒng)效率是由于傳動裝置齒輪傳動帶來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。機液擋位總體效率可達(dá)85%以上，在排量為0時，相當(dāng)于一個低擋位的機械傳動。機械擋位效率最高，但此時系統(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)成的閉式無級變速系統(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)計液壓系統(tǒng)試驗臺架和多功能動力傳動裝置試驗臺架［25-27］。將試驗數(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

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

根據(jù)轉(zhuǎn)化機構(gòu)法確定多功能動力傳動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計算法得到，本文取δ＝0.019。

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

圖8 多功能動力傳動裝置效率的試驗曲線

比較圖7和圖8可見，兩者雖有差異，但變化趨勢基本一致。說明液壓系統(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。機械傳動效率高于機液復(fù)合傳動效率，機液復(fù)合傳動效率又遠(yuǎn)高于液壓傳動效率。

3 結(jié)論

（1）設(shè)計了一款由離合器和制動器切換實現(xiàn)液壓傳動、機液復(fù)合傳動和機械傳動的多功能動力傳動裝置，通過動力學(xué)和運動學(xué)分析，確定相關(guān)參數(shù)。分析多功能動力傳動裝置的傳動特性，包括：調(diào)速特性、換擋特性和效率特性。

（2）調(diào)速特性表明，多功能動力傳動裝置通過液壓傳動實現(xiàn)柔性起步，通過機液復(fù)合傳動實現(xiàn)高效無級變速，通過機械傳動實現(xiàn)高速運行，并可在各擋位輸出動力，以驅(qū)動其它機構(gòu)，具有良好的傳動和輸出特性。

（3）換擋特性表明，可通過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。液壓傳動效率較低，但可實現(xiàn)柔性起步；機械傳動效率較高，但對路況要求較高；機液復(fù)合傳動一般在整個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。