范久臣， 孫雪梅

(北華大學(xué) 機械工程學(xué)院， 吉林 吉林 132021)

引言

裝載機是一種常用的非公路工程機械，具有機動性強、工作效率高和易操作等優(yōu)點，使用范圍較廣[1]。裝載機作業(yè)工況多采用V，I，L，T型循環(huán)作業(yè)，工作過程中，換擋頻率較高，每小時換擋次數(shù)近千次，因此換擋品質(zhì)的高低對裝載機的駕駛舒適性、使用壽命及作業(yè)效率有至關(guān)重要的影響。目前，國內(nèi)大部分裝載機的行走傳動系統(tǒng)核心部分均采用液力變矩器配合動力換擋變速箱組合形式，通過操縱換擋緩沖閥控制變速箱擋位離合器的結(jié)合與分離實現(xiàn)擋位的切換。裝載機變矩器的輸出特性及離合器的扭矩傳遞特性對換擋品質(zhì)有著重要的影響，車輛在換擋過程中，由于慣性會傳遞給裝載機巨大的反作用轉(zhuǎn)矩，以及離合器內(nèi)油溫動態(tài)上升使得摩擦元件間傳遞的力矩伴有一定的轉(zhuǎn)矩波動，從而引起換擋沖擊[2]。

現(xiàn)階段，國內(nèi)外學(xué)者、研究機構(gòu)對換擋品質(zhì)的影響因素進行了大量的研究。其中，YANG Shujun等[3]研究了動力換擋過程中流體空氣含量對液壓-機械變速傳動動態(tài)特性的影響規(guī)律，建立了流體機械變傳動中液壓回路功率轉(zhuǎn)移的數(shù)學(xué)模型，并在MATLAB/Simulink中進行了仿真，可以有效降低沖擊波動。OH, JY等[4]對某裝載機自動變速器傳動系統(tǒng)進行了建模分析，并在此基礎(chǔ)上對其換擋質(zhì)量進行了分析，通過比較相同工況下的試驗和仿真結(jié)果，驗證了裝載機動力傳動系統(tǒng)的分析模型。

在國內(nèi)，鄒宏等[5]結(jié)合ZL50裝載機傳動系統(tǒng),并針對液壓控制的動力換擋離合器在換擋時傳遞轉(zhuǎn)矩變化,總結(jié)了換擋品質(zhì)的幾個主要影響因素;用MATLAB/Simulink對評價指標(biāo)中的沖擊度進行仿真分析,最后通過試驗驗證給出實現(xiàn)改善的控制策略。劉建民等[6]對變速器換擋控制與換擋品質(zhì)進行了研究，提出了一種新的旨在提高換擋品質(zhì)的變速器換擋控制策略，能夠有效地降低換擋過程中產(chǎn)生的沖擊，提高了車輛的平順性。夏光等[7]利用極小值最優(yōu)控制原理求解換擋過程的最優(yōu)控制量，實現(xiàn)大功率拖拉機動力升擋的最優(yōu)控制，并利用MTALAB/Simulink進行建模與仿真，控制策略能夠?qū)崿F(xiàn)較小的滑磨功，在保證動力性能不降低的前提下大大減少離合器的滑磨損失。汪小芳等[8]針對負載敏感系統(tǒng)主閥瞬時啟閉出現(xiàn)的液壓沖擊問題，利用AMESim建立了負載敏感液壓系統(tǒng)防沖擊的仿真模型，表明了系統(tǒng)沖擊與負載壓力無關(guān)，且系統(tǒng)沖擊壓力隨著流量的增加而不斷升高。夏擴遠等[9]對拖拉機中的動力換擋模塊進行建模，建立動力學(xué)方程，并利用MATLAB/Simulink平臺提出基于發(fā)動機反饋協(xié)調(diào)控制的動力換擋策略，該策略能夠有效減小速度的損失和減小車輛沖擊度。李陽等[10]基于AMESim建立了電驅(qū)動橋換擋控制仿真模型，并與Simulink控制策略進行聯(lián)合仿真驗證，所制定的控制策略縮短了換擋時間，降低了換擋沖擊，有效地改善了換擋品質(zhì)。朱鎮(zhèn)等[11]對分段式液壓機械無級變速器建立仿真模型，并對其換擋策略進行仿真分析，通過實驗驗證了優(yōu)化物理參數(shù)和換擋時序，有效提升了變速器的換擋品質(zhì)。施琪等[12]對一種換擋緩沖閥運用AMESim進行了建模，并進行了仿真分析和試驗驗證，分析了壓力瞬時波動及流量瞬時波動對緩沖效果的影響。高翔等[13]針對一種液壓機械無級變速器的換擋策略進行仿真分析和試驗驗證，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機轉(zhuǎn)速、調(diào)速閥流量、主油路油壓以及負載轉(zhuǎn)矩是影響換擋品質(zhì)的主要因素。席志強等[14]研究了換擋過程動態(tài)特性分析方法，引入變速器輸出轉(zhuǎn)速和輸出轉(zhuǎn)矩作為拖拉機生產(chǎn)率和動力性的評價指標(biāo)，運用動力學(xué)原理構(gòu)建動力換擋變速器模型，確定了動力換擋變速器換擋品質(zhì)的控制方法及控制策略，提高了換擋品質(zhì)。

本研究在前人的研究基礎(chǔ)上，以某型號裝載機行走傳動系統(tǒng)為研究對象，對其換擋過程中的動力傳遞特性進行分析，利用AMESim軟件建立該型裝載機行走傳動系統(tǒng)的仿真模型，通過仿真分析與實驗測試，研究離合器充油壓力及液力變矩器扭矩變化對裝載機換擋品質(zhì)的影響，并針對換擋沖擊提出優(yōu)化方案。

1 換擋過程及其評價指標(biāo)

1.1 換擋過程

車輛的換擋本質(zhì)是改變整個傳動系統(tǒng)的傳動比，使發(fā)動機輸出特性更好地適應(yīng)外負載變化。換擋前后傳動比發(fā)生改變，由于裝載機整機質(zhì)量大，加減速過程存在極大的動載荷，變速箱輸入端與輸出端的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩?zé)o法立刻適應(yīng)新的轉(zhuǎn)速比，從而導(dǎo)致?lián)Q擋沖擊。圖1為某型號裝載機動力傳動簡圖。

圖1 裝載機動力傳動系統(tǒng)簡圖

以車輛一擋起步為例分析換擋過程。起步時，換擋操縱閥控制一擋離合器油路接通，離合器充油壓力不斷升高。離合器摩擦片的間隙隨著充油壓力的增大而減小，直至完全貼合。主、從動摩擦片受壓滑轉(zhuǎn)，離合器傳遞扭矩的能力也隨著摩擦片間隙的減小而逐漸升高，主動片轉(zhuǎn)速逐漸下降，從動片轉(zhuǎn)速逐漸升高，同時離合器伴隨著二者的轉(zhuǎn)速達到相同而停止滑磨，完成換擋過程。

離合器傳遞的扭矩是隨著離合器上的油壓變化而變化的，離合器所能傳遞的摩擦扭矩的計算公式為：

M=nμpRPk

(1)

式中，n—— 摩擦面數(shù)，n=s+t-1(其中，s為主動片數(shù);t為從動片數(shù))

μ—— 摩擦面間的摩擦系數(shù)，濕式，粉末冶金鋼，取μ=0.08

p—— 摩擦面上的總軸向壓力

RP—— 平均半徑，一般取RP=(R外+R內(nèi))/2

k—— 折減系數(shù)。濕式，摩擦面數(shù)為10，取k=0.95

液力變矩器作為系統(tǒng)中的柔性部件，不僅可以緩沖來自發(fā)動機的扭矩脈動，而且還可以提高傳動系統(tǒng)的瞬時扭矩，以提高車輛啟動特性。液力變矩器的無因次特性模型如下：

(2)

式中,i=nT/nB—— 液力變矩器轉(zhuǎn)速比

nT—— 渦輪轉(zhuǎn)速

nB—— 泵輪轉(zhuǎn)速

λB—— 泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

K—— 液力變矩器變矩系數(shù)

η—— 液力變矩器的效率

本研究所采用的液力變矩器的無因次特性曲線如圖2所示，由此得液力變矩器的輸出扭矩計算公式：

(3)

式中,MB—— 變矩器泵輪扭矩

ρ—— 變矩器油密度

g—— 重力加速度

D—— 循環(huán)圓直徑

1.泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù) 2.變矩系數(shù) 3.變矩器效率圖2 液力變矩器無因次特性曲線

1.2 換擋品質(zhì)評價指標(biāo)

換擋品質(zhì)的好壞主要體現(xiàn)在：換擋過程中車速變化的平順性，換擋時間(即離合器滑磨時間的長短)，傳動系零部件載荷波動的大小。

目前，由于工程車輛的作業(yè)工況復(fù)雜，其換擋品質(zhì)尚無合適的評價指標(biāo)，在評價時還只是參考普通汽車的換擋品質(zhì)評價指標(biāo)。換擋品質(zhì)一般用沖擊度作為評價指標(biāo)，其數(shù)學(xué)表達式為：

(4)

式中，J—— 沖擊度

v—— 車速

t—— 時間

rr—— 車輪的滾動半徑

IW—— 變矩器之后傳動系統(tǒng)等效慣量

i0—— 主減速比

T0—— 變速器輸出轉(zhuǎn)矩

TW—— 車輪的阻力矩

因此，為了確定動力換擋過程中換擋品質(zhì)的影響因素，需要根據(jù)換擋過程原理、傳動系統(tǒng)元件主要參數(shù)以及樣機實際尺寸等搭建相應(yīng)的AMESim模型。

2 AMESim模型搭建

由于裝載機輪胎與地面的接觸情況較多，所以裝載機樣機傳動系統(tǒng)是一個比較復(fù)雜的閉式系統(tǒng)，便于合理建模需對傳動系統(tǒng)的工作狀態(tài)進行相應(yīng)的簡化：

(1) 裝載機行駛過程中整車只考慮受縱向力；

(2) 忽略裝載機各類軸、軸承座與軸承以及齒輪嚙合之間的橫向彈性振動；

(3) 需將傳動系統(tǒng)假設(shè)為是一個無慣性的彈性環(huán)節(jié)和無彈性的慣性環(huán)節(jié)組成質(zhì)量系統(tǒng)；

(4) 忽略傳動系統(tǒng)的各項無關(guān)間隙與阻尼。

根據(jù)上述簡化，建立裝載機樣機傳動系統(tǒng)的AMESim仿真模型。模型主要有：圖3所示的變速操控系統(tǒng)；圖4所示的發(fā)動機、液力變矩器和變速箱模型；圖5所示的驅(qū)動橋、輪胎地面負載系統(tǒng)。其中，發(fā)動機與液力變矩器模型直接采用AMESim Powertrain模塊中的子模型。圖3變速箱操縱閥的控制端口與圖4中的液力變矩器控制端口對應(yīng)相連，變速箱輸出口EX與圖5驅(qū)動橋的輸出口IN連接。

仿真模型中各個元件的參數(shù)主要根據(jù)結(jié)構(gòu)實際測繪及實際工況來設(shè)定，其中裝載機行走系統(tǒng)模型部分關(guān)鍵參數(shù)見表1所示。

圖3 變速操控系統(tǒng)圖

圖4 發(fā)動機、液力變矩器和變速箱

圖5 驅(qū)動橋、輪胎地面負載系統(tǒng)

3 傳動系統(tǒng)實驗與仿真分析探索

根據(jù)分析所需，實驗方案主要測量液力變矩器渦輪、發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，一擋離合器的充油壓力和變速操縱閥口壓力以及離合器的傳遞扭矩。結(jié)合樣車結(jié)構(gòu)，實驗測點布置如圖6所示。

表1 傳動系統(tǒng)仿真模型主要參數(shù)設(shè)置

圖6 實驗測點布置圖

3.1 仿真模型驗證

車輛由靜止?fàn)顟B(tài)到運動狀態(tài)，針對裝載機換擋時，發(fā)動機處于額定轉(zhuǎn)速狀態(tài)。在換擋過程中，實驗裝載機樣機一擋離合器的充油壓力特性曲線如圖7所示，由于換擋沖擊而形成的沖擊度特性曲線如圖8所示。

對比圖9和圖10的運用AMESim軟件對一擋離合器的充油壓力和車輛沖擊度所做的仿真曲線，可得一擋離合器的充油壓力特性仿真曲線與實驗壓力值曲線、車輛的沖擊度特性仿真曲線與實驗樣機沖擊度曲線均形狀相似趨勢相近，具有高度一致性，仿真與實驗結(jié)果基本相符， 即仿真模型準(zhǔn)確可靠。誤差產(chǎn)生是主要原因是由于仿真當(dāng)中只考慮車輛在路面行駛時所受的縱向力，而忽略動力系統(tǒng)及傳動系統(tǒng)自身的震動，因此仿真曲線較實驗曲線光滑，仿真曲線中車輛沖擊度恢復(fù)穩(wěn)定所用時間較短，響應(yīng)頻率高，且數(shù)值略小于實驗測得的沖擊度。

圖7 一擋離合器充油壓力變化

圖8 實驗樣機沖擊度

圖10 仿真車輛沖擊度

3.2 車輛沖擊度特性仿真分析

接下來分析產(chǎn)生兩次沖擊的原因。相同工況設(shè)置條件下對模型的一擋離合器充油壓力與整車沖擊度進行仿真分析。仿真結(jié)果如圖9和圖10所示。

仿真結(jié)果顯示：一擋離合器充油壓力起始于12.2 s，到14 s時趨于穩(wěn)定；換擋過程中有兩次沖擊發(fā)生，第一次位于12.5～12.7 s之間，第二次沖擊位于13.2～13.4 s之間，同樣是第一次沖擊比較小，第二次沖擊比較大。

仿真曲線分析，在換擋過程中產(chǎn)生兩次換擋沖擊產(chǎn)生的原因：第一次沖擊是由車輛由靜止?fàn)顟B(tài)到運動狀態(tài)的轉(zhuǎn)變造成的。由圖10沖擊度曲線和圖12離合器主從動轉(zhuǎn)速曲線可以看出，第一次沖擊位于12.6 s，此時離合器從動片開始轉(zhuǎn)動。

第二次沖擊是由離合器結(jié)合之后扭矩突然下降導(dǎo)致的，從圖12可以看出在13.4 s，離合器停止滑磨，變矩器渦輪轉(zhuǎn)速狀態(tài)發(fā)生改變，變矩器輸出扭矩突降，同時產(chǎn)生沖擊。

1.離合器傳遞扭矩能力 2.離合器實際傳遞扭矩圖11 離合器傳遞扭矩能力與離合器實際傳遞扭矩

3.3 離合器傳遞扭矩、轉(zhuǎn)速特性分析

由式(1)可知，當(dāng)變速箱離合器確定后，離合器瞬時傳遞扭矩的能力與摩擦面上的瞬時總軸向壓力p成正比，因此通過控制壓力p就可以控制離合器傳遞扭矩能力。在換擋過程中，離合器傳遞扭矩能力與離合器實際傳遞扭矩特性曲線如圖11所示。由圖11可知，離合器傳遞扭矩能力隨著離合器充油壓力的升高從0上升到830 N·m，在12～13.4 s之間，離合器實際傳遞扭矩與離合器傳遞扭矩能力相同，在13.4 s之后離合器實際傳遞扭矩不再與離合器傳遞扭矩能力有關(guān)，因此可以判斷在13.4 s時離合器停止滑磨。

同時，對液力變矩器渦輪和發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、離合器傳遞扭矩以及離合器從動片轉(zhuǎn)速除傳動比作仿真運行，得到圖12的特性曲線。從圖12可以看出，換擋起始階段，主動片處在最高轉(zhuǎn)速，從動片靜止，隨著離合器充油壓力的升高離合器傳遞扭矩能力逐漸升高，主動片轉(zhuǎn)速逐漸下降，從動片轉(zhuǎn)速逐漸升高，在13.4 s時主、從動片轉(zhuǎn)速相同，離合器停止滑磨。

1.液力變矩器渦輪轉(zhuǎn)速 2.離合器傳遞扭矩3.離合器從動片轉(zhuǎn)速除傳動比 4.發(fā)動機轉(zhuǎn)速圖12 變矩器、離合器轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速特性曲線

換擋過程中，離合器實際傳遞扭矩取決于車輛動力性能與離合器實際傳遞扭矩能力。當(dāng)離合器傳遞扭矩能力低于此轉(zhuǎn)速下動力系統(tǒng)產(chǎn)生的最大扭矩時，離合器實際傳遞扭矩為離合器所能傳遞的扭矩最大值；當(dāng)離合器此時傳遞扭矩能力高于此時車輛動力系統(tǒng)所能產(chǎn)生的最大扭矩時，離合器不再滑磨，此時的離合器相當(dāng)于聯(lián)軸器。

發(fā)動機與液力變矩器的共同輸出特性決定了車輛在換擋過程中會有1個最大扭矩點，從圖12仿真結(jié)果中可以看出最大扭矩值出現(xiàn)在13.4 s。13.4 s之前，動力系統(tǒng)會通過降低速度來增加扭矩，以使車輛獲得足夠的加速度，完成速度的提升，離合器從動片的轉(zhuǎn)速隨著變矩器渦輪的轉(zhuǎn)速下降而升高，離合器處于滑磨階段，此時離合器傳遞扭矩大小取決于離合器總軸向壓力p；13.4 s之后，離合器停止滑磨，主、從動片轉(zhuǎn)速同時升高，動力系統(tǒng)開始進入升速降扭階段，輸出扭矩減小。13.4 s時，渦輪工作狀態(tài)發(fā)生改變,從降速狀態(tài)轉(zhuǎn)變到升速狀態(tài)，由液力變矩器特性曲線可知，此轉(zhuǎn)變將導(dǎo)致液力變矩器輸出扭矩突降，從而使得瞬時加速度突然減小，進而產(chǎn)生了較大的沖擊。

由液力變矩器輸出扭矩式(3)可知，當(dāng)選定液力變矩器及液力變矩器用油后，液力變矩器的輸出扭矩與變矩系數(shù)k、泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB及泵輪轉(zhuǎn)速nB正相關(guān)，變矩系數(shù)k、泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB為轉(zhuǎn)速比i的函數(shù)。從圖12中仿真結(jié)果可以看出，變矩器輸出扭矩突降點即為離合器結(jié)合點，在離合器結(jié)合點附近泵輪轉(zhuǎn)速曲線斜率變化較小，而渦輪轉(zhuǎn)速曲線斜率變化較大，變矩器轉(zhuǎn)速比變化率較大，因此在分析離合器結(jié)合點附近變矩器輸出扭矩時，為了簡化分析，可以將泵輪轉(zhuǎn)速設(shè)為定值，只分析轉(zhuǎn)速比對變矩器輸出扭矩的影響。從液力變矩器特性曲線圖2可以看出：變矩系數(shù)k與轉(zhuǎn)速比呈負相關(guān)；在轉(zhuǎn)速比大于0.45時，泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB與轉(zhuǎn)速比呈負相關(guān)，轉(zhuǎn)速比小于0.45時，呈正相關(guān)。

從圖12中可以看出在離合器結(jié)合點附近轉(zhuǎn)速比大于0.45，因此在離合器結(jié)合前，隨著離合充油壓力的升高，變矩器渦輪端負載增大，轉(zhuǎn)速下降，轉(zhuǎn)速比減小，變矩系數(shù)k、泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB均增大，變矩器輸出扭矩增大；在離合器結(jié)合后，渦輪轉(zhuǎn)速升高，轉(zhuǎn)速比增大，變矩系數(shù)k、泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB均減小，輸出扭矩減小。因此在離合器結(jié)合時變矩器輸出扭矩大小與變矩器轉(zhuǎn)速比呈正相關(guān)，動力系統(tǒng)扭矩突變值的大小取決于離合器結(jié)合前后變矩器轉(zhuǎn)速比變化率，變矩器轉(zhuǎn)速變化率越小，液力變矩器產(chǎn)生扭矩變化越小。

轉(zhuǎn)速比變化率與發(fā)動機的外特性和渦輪上的負載特性有關(guān)。離合器完全結(jié)合前，渦輪上的負載形式主要為離合器端的扭矩負載，此時轉(zhuǎn)速比變化率取決于離合器充油壓力變化的斜率，離合器壓力變化斜率越小，轉(zhuǎn)速比越??；在離合器完全結(jié)合后，負載形式為車輛慣性負載，此時轉(zhuǎn)速比變化率由車輛的加速度決定，而離合器剛結(jié)合的瞬間車輛加速度的大小與離合器結(jié)合時壓力值的大小呈正相關(guān)，因此可以通過調(diào)整離合器充油壓力來減小離合器結(jié)合前后轉(zhuǎn)速比變化率，從而減小換擋沖擊。

綜合上述分析得出，離合器結(jié)合時壓力值越小，結(jié)合前壓力變化率越小，越有助于換擋品質(zhì)的提高；但離合器充油壓力越小，車輛加速度就越小，車輛完成加速所需的時間就越長，離合器滑摩時間也越長。

4 沖擊問題優(yōu)化及結(jié)果分析

綜合考慮各項因素，通過調(diào)整換擋緩沖閥，改變離合器結(jié)合前充油壓力變化率，對樣機傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化改進。改進后的離合器充油壓力實驗測試曲線如圖13所示，樣機沖擊度曲線如圖14所示。

圖13 調(diào)整后離合器充油壓力

圖14 調(diào)整后實測樣機沖擊度

對比圖13和圖7可以看出，改進后離合器的充油壓力從0增長至0.6 MPa的時間由1 s變成2 s，且增長率逐漸減小；0.6 MPa增長至1.2 MPa的時間由0.2 s 變成0.5 s。對比圖14和圖8可以看出，改進后在離合器停止滑磨，變矩器渦輪轉(zhuǎn)速狀態(tài)發(fā)生改變時，樣機的沖擊度由(-120,80)降到了(-25,30)。即按上述結(jié)論調(diào)整離合器的充油壓力增長率后，車輛換擋時的沖擊明顯減小，換擋也更為平穩(wěn)，換擋品質(zhì)明顯提高。

綜合以上分析可以看出，轉(zhuǎn)換過程中共有2個沖擊點，第1個沖擊點是由車輛由靜止?fàn)顟B(tài)到運動狀態(tài)的轉(zhuǎn)變造成的；第2個沖擊點是由離合器結(jié)合之后扭矩突然下降導(dǎo)致的。離合器結(jié)合時壓力值越小，結(jié)合前壓力變化率越小，越有助于換擋品質(zhì)的提高；但離合器充油壓力越小，車輛加速度就越小，車輛完成加速所需的時間就越長，離合器滑摩時間也越長。

根據(jù)前面的分析，傳動系統(tǒng)扭矩突降值的大小與扭矩突變前后液力變矩器渦輪、泵輪轉(zhuǎn)速比變化率呈正相關(guān)。轉(zhuǎn)速比變化率與離合器充油壓力和車輛慣性有關(guān)：離合器結(jié)合之前，轉(zhuǎn)速比變化率取決于發(fā)動機外特性和離合器充油壓力變化的斜率，離合器充油壓力變化斜率越小，轉(zhuǎn)速比越小；在離合器結(jié)合時，轉(zhuǎn)速比變化率取決離合器結(jié)合時車輛加速度，車輛加速度越小，轉(zhuǎn)速比越小。結(jié)合實驗測試結(jié)果可以得出，通過調(diào)整換擋緩沖閥，改變離合器結(jié)合前充油壓力變化率可以降低整機沖擊度，從而改善換擋品質(zhì)。

5 結(jié)論

本研究依據(jù)機理分析以及仿真實驗相結(jié)合的研究方法，分析了離合器充油壓力和液力變矩器的轉(zhuǎn)速變化率對裝載機換擋品質(zhì)的影響，找出造成兩次換擋沖擊的根本原因和影響因素，并提出了改進方案，得到以下結(jié)論：

(1) 通過對裝載機傳動系統(tǒng)換擋過程的分析，從理論角度表明了換擋沖擊主要由離合器的充油壓力以及液力變矩器的特性引起的，液力變矩器渦輪的工作狀態(tài)從降速狀態(tài)轉(zhuǎn)變到升速狀態(tài)，此轉(zhuǎn)變將導(dǎo)致液力變矩器輸出扭矩突降，從而使得瞬時加速度突然減小，進而產(chǎn)生較大的沖擊；

(2) 運用AMESim仿真軟件建立了裝載機樣機行走傳動系統(tǒng)的仿真模型，并通過實驗測試驗證了該模型的正確性。通過調(diào)整離合器充油壓力來減小離合器結(jié)合前后轉(zhuǎn)速比變化率來減小換擋沖擊，改善了換擋品質(zhì)，有效的解決了換擋沖擊問題，為各類工程機械的液力傳動系統(tǒng)開展虛擬設(shè)計與優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)。