李中華，續(xù)魯寧，文 傲，王濤衛(wèi)，李宣秋，馮西友，康正生

（山推工程機(jī)械股份有限公司，山東 濟(jì)寧 272073）

目前，液力推土機(jī)基本采用動(dòng)力換擋及電控?fù)Q擋兩種方式。GB/T 13441.1-2007《機(jī)械振動(dòng)與沖擊人體暴露于全身振動(dòng)的評價(jià)第1 部分一般要求》（ISO2631《關(guān)于全身振動(dòng)評價(jià)指南》）中，描述了車輛振動(dòng)對人體的影響，但缺乏對變速箱換擋品質(zhì)的評價(jià)，國內(nèi)外也沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)?？山栌贸Ｓ玫拿裼密囕v換擋品質(zhì)評價(jià)指標(biāo)對其進(jìn)行評價(jià)。通常有如下評價(jià)指標(biāo)：加速度方根均值、燃油消耗率、換擋沖擊度及離合器滑磨功等。傳統(tǒng)的評價(jià)方法采用與平順性相關(guān)的指標(biāo)進(jìn)行評價(jià)：沖擊度[1～3]。

1 變速箱的換擋平順性評價(jià)指標(biāo)

對沖擊度指標(biāo)進(jìn)行分析，首先設(shè)計(jì)輸入自變量換擋時(shí)間。換擋時(shí)間對換擋沖擊和離合器的滑摩功存在很大影響。換擋時(shí)間包含分離離合器的分離時(shí)間、結(jié)合離合器的充油時(shí)間及建壓時(shí)間，結(jié)合離合器的充油時(shí)間與建壓時(shí)間存在比例關(guān)系。液控通過閥等液壓元件控制建壓過程，電控通過調(diào)節(jié)電流強(qiáng)弱、持續(xù)時(shí)間及時(shí)間比例來控制。換擋時(shí)間越短則換擋沖擊大而離合器滑磨?。粫r(shí)間越長，換擋沖擊小而離合器滑磨大。

對于推土機(jī)換擋時(shí)間設(shè)計(jì)輸入值與車型、油溫變化、離合器充油體積、制造精度、工況載荷及功率損失等都存在諸多關(guān)聯(lián)。目前工程車輛、重型車輛通?？刂圃?.0～1.6s 之間，離合器的滑磨時(shí)間一般控制在0.4～1.0s 之間[4]。

沖擊度定義為整機(jī)縱向加速度的變化率。通過沖擊度可以真實(shí)地反映換擋沖擊對乘員感受程度的影響。換擋時(shí)，離合器結(jié)合速度越快，縱向加速度變化速率越快，正向沖擊度就越大，乘員前后傾力越明顯。

由整機(jī)行駛的動(dòng)力學(xué)模型，可以求出整機(jī)的加速度為[5]

變速箱輸出軸到鏈輪的動(dòng)力學(xué)方程為

式(1）、式（2）中，v為車速；a為整機(jī)加速度；r為鏈輪半徑；io為變速箱輸出端之后的總傳動(dòng)比；ωoT為變速箱輸出軸角速度；TOT為變速箱輸出轉(zhuǎn)矩；Tow為折合到變速箱輸出軸的負(fù)載轉(zhuǎn)矩：IoW為折合到變速箱輸出軸的整機(jī)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

由式（1）、式（2），可得整機(jī)沖擊度為

由式(3），當(dāng)推土機(jī)同向換擋時(shí)，Tow假定定義變化不大，此時(shí)J=r/(ioIoW)(dTOT)/dt，沖擊度J與變速箱輸出扭矩變化率(dTOT)/dt成正比，當(dāng)輸出扭矩的變化率越大時(shí)，沖擊度也就越大。液力推土機(jī)變速箱換擋是通過離合器的結(jié)合或分離來實(shí)現(xiàn)的，沖擊度則真實(shí)地反映了離合器接合、分離過程的動(dòng)力學(xué)本質(zhì)。

對于換擋沖擊度J，德國推薦值為J=10m/s3，蘇聯(lián)推薦值為J=31.36m/s3，我國推薦值為J=17.64m/s3[6]。

2 動(dòng)力傳動(dòng)系的模型描述

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)模型

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)油門全開時(shí)，輸出轉(zhuǎn)矩Te可定義為轉(zhuǎn)速ne的函數(shù)。外特性段為二次方程曲線；調(diào)速特性段描述為直線。

式(4）中：Te為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩；n(e)為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；neh為發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速；a0、a1、a2、b0、b1為待定系數(shù)。

發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型

式(5）中：Ie為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系至液力變矩器泵輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角加速度；TB為液力變矩器泵輪轉(zhuǎn)矩；TQ為其余系統(tǒng)的消耗轉(zhuǎn)矩。

2.2 液力變矩器模型

液力變矩器的原始特性反映的是泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)λB、變矩系數(shù)K、效率η隨渦輪和泵輪的轉(zhuǎn)速比i的變化規(guī)律[7]，即用式(6)表示

功率流由變矩器泵輪輸入，在渦輪輸出（不考慮變矩器閉鎖），變矩器特性

式(7)中：r為傳動(dòng)液密度；g為重力加速度；D為液力變矩器的有效循環(huán)圓直徑；nB為液力變矩器泵輪轉(zhuǎn)速；nT為液力變矩器渦輪轉(zhuǎn)速；TT為液力變矩器的渦輪轉(zhuǎn)矩。

2.3 變速箱模型

根據(jù)行星變速箱的傳動(dòng)原理，不考慮動(dòng)力傳遞效率的情況下，變速箱的輸出轉(zhuǎn)矩TOT和輸出轉(zhuǎn)速ωOT可表示為

式(8）中：ii為變速箱各擋位傳動(dòng)比；ωOT為液力變矩器渦輪的輸出角速度。

2.4 輸出端車身等效慣性力矩模型

1）車身的平移運(yùn)動(dòng)形成的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IW（未考慮履帶）

2）履帶的等效旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ic

變速箱輸出端的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量定義車身平移的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IW、履帶的等效旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ic和變速箱輸出端之后旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IR三者之和，于是可得

式(11）中，G為整機(jī)總重量；GB為推土鏟負(fù)荷重量；Gc為履帶總重量；η為變速箱輸出端之后的傳遞效率；I(i1)為旋轉(zhuǎn)體產(chǎn)生的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量置換到輸出軸的值；i1為變速箱輸出端到旋轉(zhuǎn)體的變速比。

3 沖擊度評價(jià)計(jì)算

某液力型推土機(jī)液力變矩器的特性曲線如圖1 所示。

圖1 液力變矩器原始特性曲線

由此可得液力變矩器穩(wěn)態(tài)特性模型，并得出發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同作用的輸出特性（圖2）。

圖2 液力變矩器與發(fā)動(dòng)機(jī)共同作用的輸出特性曲線

綜合以上模型，對某型推土機(jī)進(jìn)行換擋平順性評價(jià)計(jì)算。設(shè)計(jì)輸入換擋時(shí)間1.2～1.5s，以推土機(jī)前進(jìn)1 擋至前進(jìn)2 擋進(jìn)行簡化計(jì)算示例。根據(jù)圖3 可得，不同渦輪轉(zhuǎn)速下，前進(jìn)1 擋換至前進(jìn)2 擋時(shí)的沖擊度J值。此處模型為簡化計(jì)算，若需獲得較為準(zhǔn)確的理論值，需補(bǔ)充詳細(xì)模型，諸如發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度、傳動(dòng)效率、工況、油溫變化等因素。

圖3 沖擊度J值曲線

4 電控?fù)Q擋控制策略

換擋平順性的關(guān)鍵控制在于控制換擋時(shí)間，以控制離合器的平穩(wěn)變化。在以下控制流程中（圖4），主要采取調(diào)控?fù)Q擋過程各擋位所需的電流強(qiáng)弱、持續(xù)時(shí)間及相應(yīng)時(shí)間比例的策略方法，實(shí)現(xiàn)對換擋時(shí)間的調(diào)控，以達(dá)到最佳的沖擊度要求。

5 總結(jié)

圖4 電控?fù)Q擋模塊控制流程圖

本文建立了液力推土機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)系的模塊模型，并推導(dǎo)出來變速箱換擋平順性評價(jià)指標(biāo)的數(shù)學(xué)模型，并進(jìn)行計(jì)算示例。通過控制換擋時(shí)間及相應(yīng)時(shí)間比例，有效控制換擋沖擊值，提高車輛的乘坐舒適性。評價(jià)指標(biāo)的提出對整機(jī)評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)的建立提供參考及理論基礎(chǔ)。