韓壽松，劉相波，晁智強(qiáng)，李華瑩

(陸軍裝甲兵學(xué)院車輛工程系,北京 100072)

0 前言

綜合傳動裝置普遍應(yīng)用于各型地面裝備中，顯著提高了裝備的機(jī)動性能和操控性能。液壓換擋系統(tǒng)是綜合傳動裝置有效發(fā)揮戰(zhàn)技性能的核心系統(tǒng)，起到擋位切換、換擋品質(zhì)控制等關(guān)鍵作用，其性能直接關(guān)系到綜合傳動裝置和裝備的行駛特性。據(jù)調(diào)研，液壓換擋系統(tǒng)的故障對綜合傳動裝置的危害度最大。典型故障為換擋沖擊、換擋失靈、傳動效率下降、發(fā)熱嚴(yán)重等問題，而導(dǎo)致上述故障的主要原因?yàn)閾Q擋緩沖閥閥芯卡滯、阻尼孔堵塞、緩沖彈簧老化等。

近年來，北京理工大學(xué)、北方車輛研究所、湘潭大學(xué)等單位對液壓換擋緩沖系統(tǒng)從設(shè)計(jì)和優(yōu)化層面開展了深入的研究。MA、魏列江、晉碧瑄等研究了油液溫度、緩沖閥阻尼孔直徑和閥芯質(zhì)量對緩沖特性的影響。張啟暉等分析了緩沖閥結(jié)構(gòu)參數(shù)對其油壓特性的影響，并利用遺傳算法對主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。鞏招兵等通過AMESim軟件建立了換擋緩沖閥仿真模型，對換擋緩沖閥進(jìn)行了動態(tài)仿真，分析了主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對換擋緩沖閥緩沖特性的影響。在綜合傳動裝置換擋液壓系統(tǒng)的故障維修層面，馮廣斌等對系統(tǒng)調(diào)壓不穩(wěn)、緩沖閥卡滯等故障進(jìn)行了仿真研究?？傮w上，針對綜合傳動裝置液壓換擋緩沖系統(tǒng)典型故障及其機(jī)制的研究不夠深入。本文作者利用仿真軟件建立某型綜合傳動裝置換擋緩沖系統(tǒng)的模型，對緩沖閥閥芯卡滯、阻尼孔堵塞、緩沖彈簧老化等典型故障的機(jī)制及其對換擋壓力特性的影響進(jìn)行仿真分析，得出故障特征與機(jī)制定量關(guān)系，仿真結(jié)果為綜合傳動裝置等復(fù)雜機(jī)液系統(tǒng)的故障智能診斷與識別提供數(shù)據(jù)支撐。

1 結(jié)構(gòu)原理分析

如圖1所示，液壓換擋緩沖系統(tǒng)主要由換擋離合器、緩沖閥、釋控閥、調(diào)壓閥等組成。換擋工作油路的油壓經(jīng)進(jìn)油節(jié)流邊H進(jìn)入換擋緩沖閥，壓力降為，而后成兩路：一路經(jīng)緩沖閥閥芯上的軸向孔，作用于緩沖閥芯左端，并與緩沖閥閥芯右端彈簧力相平衡；另一路接釋控閥閥芯左腔H，并經(jīng)閥體上的節(jié)流孔O，壓力降為，作用于調(diào)壓閥閥芯右端，也與彈簧力相平衡；經(jīng)過緩沖閥的油液最終進(jìn)入換擋離合器工作腔。

圖1 液壓緩沖系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

換擋離合器結(jié)合過程中，液壓換擋緩沖系統(tǒng)需要控制壓力實(shí)現(xiàn)3個階段的上升，即快速充油、緩沖升壓和階躍升壓?？焖俪溆碗A段是換擋離合器主被動摩擦片在油壓作用下消除間隙的階段，油液僅需克服活塞復(fù)位彈簧的預(yù)緊力即可推動活塞，因此實(shí)現(xiàn)快速充油，此階段摩擦片還未傳遞摩擦扭矩，對換擋品質(zhì)沒有影響。緩沖升壓階段開始于摩擦片間隙消除之后，隨著油壓升高，油壓首先將釋控閥閥芯推向右端位置，H腔與系統(tǒng)回油斷開，油壓開始建立，由于調(diào)壓閥右端的承壓面積大于緩沖閥芯左端的承壓面積，油壓推動調(diào)壓閥閥芯右移，緩沖閥彈簧壓縮，進(jìn)而使緩沖油壓逐漸上升，換擋離合器主、被動摩擦片在油壓的作用下開始滑摩，并最終壓緊結(jié)合達(dá)到同步，因此該階段對換擋品質(zhì)起著決定性作用。階躍升壓階段開始于調(diào)壓閥閥芯與緩沖閥閥芯右端相接觸時(shí)刻，緩沖閥彈簧不再壓縮，調(diào)壓閥閥芯在油壓的作用下，推動緩沖閥芯移動至左極端位置，進(jìn)油節(jié)流邊H完全打開，油壓實(shí)現(xiàn)階躍上升，保證已經(jīng)結(jié)合的離合器主被動摩擦片具有足夠的力矩儲備，因此對換擋過程品質(zhì)也沒有影響。因此，本文作者主要圍繞換擋緩沖系統(tǒng)控制的緩沖升壓過程與典型故障之間的對應(yīng)關(guān)系開展建模與仿真研究。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 緩沖閥數(shù)學(xué)模型

按照結(jié)構(gòu)原理分析，在緩沖閥緩沖升壓階段的壓力調(diào)節(jié)過程中，不考慮緩沖閥閥芯慣性力和黏性力的影響，緩沖閥閥芯的受力平衡方程為

=(+)

(1)

式中:為緩沖壓力(MPa);為緩沖閥彈簧的剛度(N/m);為緩沖閥閥芯左端的受壓面積(m);為緩沖閥彈簧的預(yù)壓縮量(m);為調(diào)壓閥閥芯的位移量(m)。

不考慮閥芯徑向縫隙泄漏的影響，流經(jīng)節(jié)流孔O的流量與進(jìn)出調(diào)壓閥右腔的流量相平衡，方程為

(2)

式中:為調(diào)壓閥閥芯右端的受壓面積(m)；為流量系數(shù)，無量綱;為節(jié)流口O的流通面積(m);為油液密度(kg/m);為緩沖時(shí)間(s)。

2.2 調(diào)壓閥數(shù)學(xué)模型

不考慮調(diào)壓閥閥芯慣性力和黏性力的影響，調(diào)壓閥閥芯的受力平衡方程為

=(+)

(3)

式中:為作用在調(diào)壓閥右端的壓力(MPa)。

2.3 換擋離合器油缸數(shù)學(xué)模型

換擋離合器油缸的受力平衡方程為

=(′+′)

(4)

式中:為換擋離合器油缸工作面積(m)；′為換擋離合器分離彈簧的預(yù)壓縮量(m);′為換擋離合器油缸的位移量(m)。

3 AMESim模型建立

3.1 建模

綜合傳動裝置液壓換擋緩沖系統(tǒng)的實(shí)際工作條件較為復(fù)雜，仿真模型無法完全模擬實(shí)際環(huán)境。為簡化分析，仿真建模中進(jìn)行以下假設(shè)：

(1)忽略緩沖閥、調(diào)壓閥、釋控閥閥芯與閥孔間的油液泄漏；

(2)不考慮換擋離合器活塞內(nèi)部的泄漏；

(3)不考慮油液可壓縮性的影響；

(4)不考慮溫度變化對油液黏度及工作特性的影響。

按照液壓換擋緩沖系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)原理，利用AMESim仿真軟件搭建液壓換擋緩沖系統(tǒng)仿真模型，如圖2所示。在不影響系統(tǒng)仿真分析的前提下，為簡化建模過程，系統(tǒng)中未建立手動操縱換擋閥模型，而由液壓泵直接與換擋緩沖系統(tǒng)連接。根據(jù)系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)，對仿真模型進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，如表1所示。

圖2 液壓換擋緩沖系統(tǒng)仿真模型

表1 模型參數(shù)初始值設(shè)置

3.2 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證模型的有效性，對仿真模型進(jìn)行實(shí)車換擋壓力試驗(yàn)驗(yàn)證。根據(jù)實(shí)車上的壓力測點(diǎn)，采用LERO便攜式液壓測試儀，對某型綜合傳動裝置6組換擋離合器(C1、C2、C3、CL、CR、CH)的動態(tài)壓力進(jìn)行檢測，如圖3所示。便攜式液壓測試儀壓力檢測范圍0～5 MPa，精度為0.5%，檢測采樣頻率為1 000 Hz，并可將檢測數(shù)據(jù)導(dǎo)入計(jì)算機(jī)，便于分析處理。

圖3 綜合傳動裝置換擋離合器壓力檢測

圖4所示為液壓離合器換擋壓力試驗(yàn)數(shù)據(jù)和仿真數(shù)據(jù)對比曲線，可看出仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)檢測數(shù)據(jù)基本吻合。結(jié)合換擋離合器油壓上升的3個階段，進(jìn)一步對試驗(yàn)和仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，可知：在換擋油路打開的瞬間，油壓上升至0.2 MPa左右，該值由換擋離合器復(fù)位彈簧的預(yù)緊力決定；隨著換擋離合器活塞被推動，主被動摩擦片間隙逐漸減小，復(fù)位彈簧進(jìn)一步壓縮，直至間隙消除，此時(shí)壓力小幅上升到0.29 MPa左右，此階段即為快速充油階段；換擋離合器主被動摩擦片間隙消除后，油壓進(jìn)入緩沖上升階段，在開始較短的時(shí)間內(nèi)(=0.26～0.29 s)油壓有較明顯的上升，壓力升至約為0.56 MPa，該值由緩沖閥彈簧預(yù)緊力決定，之后較長時(shí)間內(nèi)(=0.29～0.87 s)油壓進(jìn)入緩慢升壓，該階段的壓力終點(diǎn)值取決于調(diào)壓閥芯左移位移量、彈簧剛度及其預(yù)緊力，緩沖升壓時(shí)間則主要取決于節(jié)流孔O的大小；緩沖升壓階段結(jié)束后，油壓立即進(jìn)入階躍升壓階段，壓力短時(shí)間內(nèi)(0.3 s)上升至系統(tǒng)最大壓力。需要說明的是，快速充油階段和緩沖升壓階段的開始階段，試驗(yàn)壓力上升時(shí)間較仿真值大，主要是由實(shí)際換擋離合器及閥芯內(nèi)油液內(nèi)漏引起的。

圖4 換擋壓力試驗(yàn)和仿真值對比

4 故障仿真分析

基于某型綜合傳動裝置典型故障特征與故障機(jī)制的分析，在仿真模型中對特定部件進(jìn)行故障參數(shù)設(shè)置，通過仿真獲得故障特征數(shù)據(jù)，進(jìn)而獲得故障機(jī)制與故障特征的對應(yīng)關(guān)系。

4.1 節(jié)流孔O2堵塞

節(jié)流孔O的大小是影響緩沖升壓時(shí)間的最主要因素，其初始正常值為0.9 mm，混入油液中的較大顆粒雜質(zhì)流經(jīng)該孔時(shí)，容易造成堵塞或局部堵塞，進(jìn)而對緩沖升壓時(shí)間產(chǎn)生較大影響。分別設(shè)置節(jié)流孔O為正常(0.9 mm)、局部堵塞(0.4 mm)與完全堵塞(0.0 mm)3種狀態(tài)，通過仿真得到離合器換擋壓力曲線如圖5所示。可看出:節(jié)流孔O堵塞會使得離合器油壓無法達(dá)到規(guī)定值，緩沖時(shí)間遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出正常值，穩(wěn)態(tài)后結(jié)合壓力不夠，進(jìn)一步造成傳動效率下降、發(fā)熱嚴(yán)重等問題。

圖5 節(jié)流孔O2不同堵塞狀況下?lián)Q擋壓力

4.2 緩沖閥芯卡滯

緩沖閥芯與閥孔之間配合精密，油液中的雜質(zhì)容易導(dǎo)致緩沖閥芯在閥孔中發(fā)生卡滯。緩沖閥芯卡滯又分為兩種情況:一是閥芯卡滯在H節(jié)流口打開位置，H節(jié)流口無法在油壓和彈簧相互作用下正常移動;二是閥芯卡滯在H節(jié)流口關(guān)閉位置，造成壓力無法建立。對仿真模型中緩沖閥芯進(jìn)行限位，可以模擬上述兩種故障情況。圖6所示為兩種故障模型下的換擋壓力曲線，可看出：對于第一種情況，會引起緩沖升壓階段的初始油壓有較大的壓力沖擊，造成換擋不平穩(wěn)；對于第二種情況，由于進(jìn)油節(jié)流口無法打開，換擋壓力為0，油壓無法建立，導(dǎo)致?lián)Q擋失靈。

圖6 緩沖閥芯卡滯 時(shí)的換擋壓力

4.3 緩沖彈簧老化

緩沖彈簧起到緩沖換擋油壓的作用，長時(shí)間的往復(fù)壓縮和伸張，彈簧會出現(xiàn)變形、松弛老化、剛度下降等問題。在仿真模型中設(shè)置彈簧正常、退化、基本失效(剛度分別為4 310、2 310、3 10 N/m)3種情況，換擋壓力曲線如圖7所示?？煽闯觯簭椈蓜偠认陆禃斐删彌_時(shí)間延長、緩沖終點(diǎn)壓力不足等問題，最終導(dǎo)致?lián)Q擋離合器主被動摩擦片結(jié)合壓力不夠，引發(fā)傳動效率下降、發(fā)熱嚴(yán)重等問題。

圖7 緩沖閥彈簧老化時(shí)的換擋壓力

5 結(jié)論

某型綜合傳動裝置液壓換擋緩沖系統(tǒng)起著調(diào)控油壓、確保換擋平穩(wěn)的重要作用，直接影響換擋品質(zhì)。采用AMESim仿真軟件，對節(jié)流孔O堵塞、閥芯卡滯、彈簧失效等典型故障進(jìn)行定量分析，得到以下結(jié)論：

(1)節(jié)流孔O堵塞對緩沖升壓時(shí)間和緩沖升壓值都有很大的影響，會延長緩沖時(shí)間、降低換擋壓力，進(jìn)一步會導(dǎo)致傳動效率下降、發(fā)熱嚴(yán)重等問題；

(2)緩沖閥芯卡滯于H節(jié)流口打開位置時(shí)，換擋壓力無法得到彈簧的有效緩沖，進(jìn)而引起換擋沖擊；緩沖閥芯卡滯于H節(jié)流口關(guān)閉位置，油路切斷，造成換擋失靈；

(3)緩沖彈簧老化，剛度下降，導(dǎo)致的問題與節(jié)流孔O堵塞的問題類似，但是除了緩沖時(shí)間延長，緩沖終值壓力不足的問題，在緩沖升壓階段結(jié)束時(shí)，壓力階躍上升幅度大，因此還會引起較大的壓力沖擊。

綜上所述，本文作者通過對某型綜合傳動裝置液壓換擋緩沖系統(tǒng)典型故障的仿真分析，得出了故障機(jī)制與故障特征的定量關(guān)系，為進(jìn)一步開展綜合傳動裝置復(fù)雜機(jī)液系統(tǒng)的故障智能診斷與識別提供了數(shù)據(jù)支撐。