劉 峰,張 琳,汪首坤

(1.山東港口煙臺(tái)港集裝箱碼頭有限公司,山東 煙臺(tái) 264000; 2.北京理工大學(xué) 自動(dòng)化學(xué)院,北京 100081)

引言

液黏傳動(dòng)是繼液壓、液力傳動(dòng)之后第3種以液體為工作介質(zhì)的新型流體傳動(dòng)技術(shù),其具有結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、效率高、能實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速等優(yōu)勢[1-2]?，F(xiàn)已被廣泛應(yīng)用于軍事、煤炭、石油等領(lǐng)域的風(fēng)扇傳動(dòng)、風(fēng)機(jī)、水泵等大型機(jī)械設(shè)備中,并已取得了顯著效果[3-5]。

液黏離合器其原理是通過多個(gè)摩擦副間黏性液體的油膜剪切力來傳遞動(dòng)力,其存在內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜、模型和結(jié)構(gòu)參數(shù)受溫度影響較大,時(shí)變的參數(shù)導(dǎo)致模型的參數(shù)難于精確獲取等問題,因此基于其機(jī)理建模分析十分困難[6-7]。

目前國內(nèi)外學(xué)者主要集中在對(duì)其摩擦副溝槽結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)介質(zhì)熱特性、油膜的承載力分布研究[8-10],如MENG Q[11]、XIE F等[12]分別從液黏調(diào)速裝置的油膜厚度及摩擦片溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)傳遞扭矩的影響進(jìn)行研究;WANG Q等[13-14]研究了摩擦副在不同邊界約束下的溫度場變化及熱屈曲行為;崔建忠等[15]分析了系統(tǒng)參數(shù)對(duì)液黏柔性傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性的影響;謝海波等[16]研究了科氏力和溫度對(duì)液黏傳輸?shù)木C合影響;黃家海等[17]研究了液黏離合器在流體潤滑及混合摩擦兩個(gè)階段的接合特性;WANG Y等[18]在考慮徑向油槽結(jié)構(gòu)的情況下研究了帶排轉(zhuǎn)矩對(duì)液黏離合器的影響。

綜上可知,目前對(duì)液黏的研究均是對(duì)其摩擦副結(jié)構(gòu)或系統(tǒng)特性進(jìn)行研究,針對(duì)該系統(tǒng)的機(jī)理建研究鮮見。本研究針對(duì)上述問題,以AMESim軟件為平臺(tái),基于機(jī)理分析所建立的數(shù)學(xué)模型,建立液黏調(diào)速系統(tǒng)綜合模型,并通過仿真與試驗(yàn)數(shù)對(duì)比驗(yàn)證了模型的可靠性。

1 液黏調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理

液黏調(diào)速系統(tǒng)如圖1所示,主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)箱、比例減壓閥、液黏離合器和負(fù)載。其工作原理是:發(fā)動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)箱驅(qū)動(dòng)液黏離合器的主摩擦片轉(zhuǎn)動(dòng),同時(shí)比例減壓閥驅(qū)動(dòng)油缸運(yùn)動(dòng),改變液黏離合器主從摩擦片之間的油膜厚度,而厚度不同的油膜可以傳遞大小不同的轉(zhuǎn)矩,進(jìn)而為負(fù)載提供動(dòng)力。

圖1 液黏調(diào)速系統(tǒng)工作原理圖

液黏離合器作為液黏調(diào)速系統(tǒng)核心元件,其結(jié)構(gòu)如圖2所示,其主要包括主動(dòng)軸1、摩擦片組2、比例減壓閥3、活塞4、控制油缸5和被動(dòng)軸6,其中主動(dòng)摩擦片和從動(dòng)摩擦片是主要工作元件,通過花鍵分別與主、從動(dòng)軸聯(lián)接。工作過程中,主、從動(dòng)摩擦片間隙內(nèi)充滿工作介質(zhì)形成傳動(dòng)油膜,外界輸入轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速由主動(dòng)軸經(jīng)花鍵傳給主動(dòng)摩擦片,再經(jīng)油膜剪切傳動(dòng)將動(dòng)力傳遞至從動(dòng)摩擦片,最后經(jīng)花鍵傳至從動(dòng)軸乃至負(fù)載。主、從動(dòng)摩擦片油膜厚度由閥控缸液壓系統(tǒng)完成,液壓泵輸出流體經(jīng)比例減壓閥3調(diào)壓后進(jìn)入控制油缸5,推動(dòng)活塞4運(yùn)動(dòng),通過調(diào)控比例減壓閥輸出壓力即可調(diào)控活塞4輸出力,從而改變作用在摩擦片組2上的作用力,實(shí)現(xiàn)調(diào)控主、從摩擦片之間油膜厚度的目的,最終達(dá)到調(diào)控液黏離合器輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的目標(biāo),通過調(diào)節(jié)比例減壓閥3的輸入電流即可對(duì)其輸出壓力進(jìn)行精確控制。

圖2 液黏離合器結(jié)構(gòu)原理圖

2 液黏調(diào)速系統(tǒng)數(shù)字建模機(jī)理

2.1 流體摩擦狀態(tài)下的系統(tǒng)受力關(guān)系

液黏離合器摩擦狀態(tài)與油膜厚度密切相關(guān),油膜厚度與受力之間存在以下關(guān)系[19-20]。

如圖3所示,液黏離合器采用油缸驅(qū)動(dòng)活塞的機(jī)械結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)油膜厚度調(diào)控,活塞擠壓摩擦副時(shí),其間隙內(nèi)油膜的受力情況如下:

圖3 液黏離合器受力簡化示意圖

(1) 油缸壓力對(duì)活塞的作用力F1;

(2) 每對(duì)摩擦副碟簧產(chǎn)生的作用力Fi2;

(3) 活塞移動(dòng)時(shí)密封圈產(chǎn)生的摩擦力F3,其方向與活塞移動(dòng)方向相反;

(4) 活塞移動(dòng)時(shí)外花鍵產(chǎn)生的摩擦力Fi4,其方向與活塞移動(dòng)方向相反;

(5) 當(dāng)活塞擠壓摩擦副間隙內(nèi)油膜時(shí),油膜將對(duì)活塞產(chǎn)生反作用力,此力稱為油膜承載力,摩擦片上存在的油槽,當(dāng)其與活塞作相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生動(dòng)壓承載力Fi5,其值為正;

(6) 潤滑油通過靜止的摩擦片間隙時(shí)產(chǎn)生的靜壓承載力Fi6,其值為正。

當(dāng)液黏離合器處于流體摩擦狀態(tài)時(shí),第1個(gè)摩擦片的動(dòng)力學(xué)方程:

K1(δ1-δ2)

(1)

第2個(gè)摩擦片動(dòng)力學(xué)方程:

K1(δ1-δ2)-F24+F15+F16-F25-F26

(2)

第i-1個(gè)摩擦片動(dòng)力學(xué)方程:

Ki-2(δi-2-δi-1)-F(i-1)4+F(i-2)5+

F(i-2)6-F(i-1)5-F(i-1)6

K(i-1)(δ(i-1)-δi)

(3)

通過對(duì)以上數(shù)學(xué)模型求解后,可得每一塊摩擦片位移量δ1,δ2,δ3,…,根據(jù)摩擦副間隙初始值δ01,δ02,δ03,…,從而可得每一對(duì)摩擦副的油膜厚度δsj:

(4)

每對(duì)摩擦副油膜傳遞扭矩可表示為:

Mj=f(μ,ω1,ω2,δsi)

(5)

式中,Mj——第j對(duì)摩擦副油膜傳遞的轉(zhuǎn)矩(j=1,2,3,…,28)

μ——流體黏度

ω1——輸入轉(zhuǎn)速

ω2——輸出轉(zhuǎn)速

δ——油膜厚度

液黏離合器輸出總扭矩可表示為:

(6)

式中,M——總輸出轉(zhuǎn)矩

忽略聯(lián)軸器的彈性影響,則液黏離合器驅(qū)動(dòng)負(fù)載動(dòng)力學(xué)方程為:

(7)

式中,Mo——負(fù)載扭矩

J——系統(tǒng)的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

B——系統(tǒng)阻尼

在穩(wěn)定或勻速工況下,液黏離合器驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇系統(tǒng)則存在以下關(guān)系:

M=Mo+ΔM

(8)

式中,ΔM——轉(zhuǎn)矩?fù)p失

2.2 接觸狀態(tài)下的受力關(guān)系

當(dāng)外界控制壓力較大時(shí),摩擦副局部區(qū)域開始接觸,此時(shí)摩擦片處于混合摩擦或邊界摩擦狀態(tài)。由于摩擦盤表面存在油槽,故可將摩擦副傳遞扭矩分解為摩擦片接觸部分傳動(dòng)扭矩和油膜剪切傳動(dòng)扭矩,則第i對(duì)摩擦副機(jī)械接觸部分傳遞扭矩如下:

(9)

式中,f——摩擦副的接觸摩擦系數(shù)

k——摩擦副表面無油槽面積占比

pwi——第i對(duì)摩擦副的接觸壓力

(10)

式中,Fi表示每對(duì)摩擦副承受的外部法向力,與比例減壓閥輸出壓力、控制油缸面積等因素相關(guān)。

將式(10)代入式(9)可得:

(11)

第i對(duì)摩擦副中油槽部分的油膜剪切傳動(dòng)扭矩為:

(12)

式中,h——摩擦片油槽深度

液黏離合器第i對(duì)摩擦副在接觸狀態(tài)下可傳遞的總扭矩為:

(13)

接觸工況下液黏離合器的總輸出扭矩Mc為:

(14)

2.3 比例減壓閥閥建模

系統(tǒng)中的比例減壓閥為先導(dǎo)式三通比例減壓閥,其工作原理如圖4所示,當(dāng)未給比例電磁鐵施加控制信號(hào)時(shí),先導(dǎo)球閥在油源壓力ps作用下被完全打開,主閥芯上端壓力p2非常小,此時(shí)比例減壓閥出口與油箱相通;當(dāng)給比例電磁鐵施加控制信號(hào)后,先導(dǎo)球閥在電磁鐵推力作用下使先導(dǎo)級(jí)閥口過流面積減小,從而使p2增加,推動(dòng)主閥芯壓縮復(fù)位彈簧向下運(yùn)動(dòng),達(dá)到某種平衡狀態(tài)。

圖4 比例調(diào)壓原理圖

穩(wěn)態(tài)條件下,先導(dǎo)式三通比例減壓閥存在以下關(guān)系:

kti=Ap2+Fs

(15)

式中,kt——比例電磁體系數(shù)

A——先導(dǎo)球閥作用面積

p2——主閥上腔控制壓力

Fs——先導(dǎo)閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力,由于先導(dǎo)閥流量較小,故可忽略不計(jì)

此時(shí)式(15)可簡化成:

kti=Ap2

(16)

穩(wěn)態(tài)條件下,主閥芯存在以下關(guān)系:

p2Ac2=p1Ac1+Fsm+Fsp

(17)

式中,Fsm——主閥芯承受的穩(wěn)定液動(dòng)力

Fsp——主閥芯復(fù)位彈簧力,由于主閥芯復(fù)位彈簧剛度很小,其可忽略不計(jì)

Ac1——主閥下端面作用面積

Ac2——主閥上端面作用面積

p1——比例減壓閥輸出壓力

忽略主閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力影響,則式(17)可簡化成:

p2Ac2=p1Ac1

(18)

將式(16)代入式(18),可得:

(19)

若Ac1=Ac2,則存在:

(20)

其中,式(20)是理想狀態(tài)下輸入電流與比例減壓閥輸出壓力之間的關(guān)系,考慮靜摩擦力等因素,該閥會(huì)存在一定死區(qū)。

3 液黏調(diào)速系統(tǒng)仿真與實(shí)驗(yàn)

液黏調(diào)速系統(tǒng)模型可以分為液壓控制模型、離合器機(jī)械模型以及負(fù)載模型3部分,總體結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 物理模型總體結(jié)構(gòu)示意圖

3.1 液壓控制模塊仿真

液壓控制模塊如圖6所示,包括先導(dǎo)控制外特性模型和先導(dǎo)控制活塞模型兩部分,其系統(tǒng)的外部接口分別為:

圖6 液壓控制模型

(1) 軸向力接口,用于傳遞摩擦片間的軸向力,本模塊的第一個(gè)接觸力為控制活塞和第一摩擦片之間的接觸力;

(2) 控制壓力梯度接口,用于傳遞控制壓力的導(dǎo)數(shù),傳遞后續(xù)計(jì)算中對(duì)離合器分、合控制方向起作用的非線性特性,分別向軸向動(dòng)力和旋轉(zhuǎn)動(dòng)力兩個(gè)方向輸出;

(3) 潤滑油壓力接口,用于向扭矩傳遞計(jì)算模塊和軸向力傳遞計(jì)算模塊輸出潤滑油壓力,考慮了控制活塞移動(dòng)及活塞腔變化對(duì)該壓力的影響。

3.2 離合器機(jī)械模塊仿真

離合器機(jī)械模型是通過對(duì)液黏離合器工作機(jī)理分析,考慮其建模機(jī)理復(fù)雜,將每個(gè)摩擦副看作獨(dú)立的單元,每個(gè)單元又包括旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型和軸向動(dòng)力學(xué)模型兩部分,并簡化為多自由度彈簧-質(zhì)量-阻尼系統(tǒng)進(jìn)行建模。

1) 軸向動(dòng)力學(xué)模型

液黏離合器軸向動(dòng)力學(xué)模型如圖7所示。該模型與外部的接口主要有:

圖7 液黏離合器軸向力模型

(1) 摩擦扭矩計(jì)算值輸出端口,將計(jì)算得到的摩擦片傳遞扭矩值輸入至旋轉(zhuǎn)動(dòng)力模塊中的扭矩轉(zhuǎn)遞模塊輸出端口;

(2) 摩擦片轉(zhuǎn)速輸入端口,將旋轉(zhuǎn)動(dòng)力模塊中的摩擦片轉(zhuǎn)速值輸入至扭矩計(jì)算函數(shù)和摩擦片接觸油膜剛度阻尼模型中;

(3) 前摩擦片軸向位置輸入端口,導(dǎo)入前方摩擦片位移,用于計(jì)算本模塊油膜厚度和接觸力判斷;

(4) 后摩擦片軸向位置輸出端口,導(dǎo)出后方摩擦片位移,用于計(jì)算下一個(gè)油膜厚度和接觸力判斷;

(5) 潤滑油壓力輸入輸出端口,用于導(dǎo)入潤滑油壓力;

(6) 非線性傳遞系數(shù)輸入端口,導(dǎo)入輸入壓力梯度,用于計(jì)算摩擦片接觸力傳遞和扭矩計(jì)算的非線性。

2) 旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型

旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模塊主要用于計(jì)算摩擦片之間所傳遞的摩擦扭矩,由軸向動(dòng)力學(xué)模型中已計(jì)算得到單個(gè)摩擦片傳遞扭矩的數(shù)值,并提供給旋轉(zhuǎn)摩擦傳遞模塊,每個(gè)輸出摩擦片受到前后兩個(gè)摩擦片的共同作用。同時(shí),每個(gè)模塊的輸入軸扭矩向下一個(gè)模塊靠前的摩擦副傳遞輸入轉(zhuǎn)速。旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型如圖8所示。

1.旋轉(zhuǎn)彈簧和墊片模塊 2.兩軸旋轉(zhuǎn)載荷模塊 3、5、8.轉(zhuǎn)速傳感器模塊 4、7.靜摩擦模塊 6、9.動(dòng)態(tài)旋轉(zhuǎn)機(jī)械節(jié)點(diǎn)模塊

其與外部的接口主要有:

(1) 動(dòng)力輸入端旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)輸入端口,由固定轉(zhuǎn)速動(dòng)力源輸入,用旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)分離單元同步驅(qū)動(dòng)14個(gè)輸入驅(qū)動(dòng)片,其中第一個(gè)驅(qū)動(dòng)摩擦片與輸入軸計(jì)算時(shí)加入一個(gè)旋轉(zhuǎn)彈簧阻尼組件;

(2) 動(dòng)力輸出端驅(qū)動(dòng)輸出端口,連接整體輸出端,用旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)分離單元同步14個(gè)輸出驅(qū)動(dòng)片;

(3) 第二輸入摩擦片連接端口,連接下一組摩擦副的第一摩擦副輸入;

(4) 第二輸入摩擦片轉(zhuǎn)速差連接端口:連接下一組摩擦副的第一摩擦副轉(zhuǎn)速差計(jì)算端口;

(5) 計(jì)算轉(zhuǎn)速差輸入輸出端口,每組摩擦副連接一個(gè),向軸向動(dòng)力計(jì)算單元傳遞實(shí)時(shí)轉(zhuǎn)速差;

(6) 計(jì)算傳遞轉(zhuǎn)矩值輸入輸出端口,輸入由軸向力計(jì)算單元計(jì)算得到的傳遞轉(zhuǎn)矩值。

3.3 負(fù)載模塊仿真

負(fù)載特性反映扭矩隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系,由于液黏離合器驅(qū)動(dòng)負(fù)載扭矩與轉(zhuǎn)速之間存在典型二次方函數(shù)的關(guān)系?？筛鶕?jù)流場仿真計(jì)算獲得風(fēng)扇轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩,并建立如圖9所示的負(fù)載子模型。

圖9 負(fù)載模型

3.4 仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為充分驗(yàn)證物理模型的準(zhǔn)確性,對(duì)比不同輸入轉(zhuǎn)速下物理模型與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的差異,故搭建了如圖10所示包括電液比例閥、液黏調(diào)速離合器、液壓泵、變頻電機(jī)和風(fēng)扇負(fù)載的實(shí)驗(yàn)平臺(tái),其參數(shù)如表1所示。

表1 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)相關(guān)參數(shù)

圖10 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

液黏輸入轉(zhuǎn)速(發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速)分別設(shè)置為4500 r/min和3500 r/min,測試模型輸出和測試數(shù)據(jù)的穩(wěn)態(tài)曲線差異,計(jì)算相應(yīng)控制油壓下的轉(zhuǎn)速誤差和誤差百分比。

當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為4500 r/min時(shí),仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)曲線對(duì)比曲線如圖11所示,可以看出二者變化趨勢基本相同,分為上升階段和下降階段;在上升階段隨著控制壓力增大,輸出轉(zhuǎn)速越大,直到輸入壓力在0.5 MPa之后,轉(zhuǎn)速達(dá)到4300 r/min左右,即到達(dá)飽和輸出轉(zhuǎn)速狀態(tài)。

圖11 輸入轉(zhuǎn)速4500 r/min下對(duì)比圖

為對(duì)仿真模型輸出結(jié)果和試驗(yàn)測試結(jié)果的誤差進(jìn)行定量描述,在兩組數(shù)據(jù)中提取若干點(diǎn)的數(shù)值進(jìn)行誤差分析,輸入轉(zhuǎn)速4500 r/min的模型仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比如表2所示,表中比值為誤差與模型最大轉(zhuǎn)速之比,可以看出,在輸入壓力為0.5 MPa時(shí),仿真最大誤差比值為19.81%,其主要原因是控制壓力較大時(shí)實(shí)驗(yàn)臺(tái)產(chǎn)生了較大振動(dòng),而液黏離合器內(nèi)部結(jié)構(gòu)較為緊湊,受振動(dòng)影響易產(chǎn)生較大誤差。

表2 輸入轉(zhuǎn)速4500 r/min數(shù)據(jù)對(duì)比表

當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速分別為3500 r/min,仿真模型輸入結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果分別如圖12所示,仿真模型輸出曲線與試驗(yàn)曲線在外觀形狀上非常相似,當(dāng)輸入壓力在0.53 MPa之后,轉(zhuǎn)速達(dá)到3400 r/min左右,即達(dá)到飽和輸出轉(zhuǎn)速狀態(tài)。

圖12 輸入轉(zhuǎn)速3500 r/min綜合模型數(shù)據(jù)與試驗(yàn)曲線

提取兩組數(shù)據(jù)中若干點(diǎn)的數(shù)值進(jìn)行誤差分析,結(jié)果如表3所示,可以看出在輸入壓力為0.2 MPa時(shí),仿真最大誤差比值為19.62%。分析其主要原因在于實(shí)驗(yàn)初始階段,液黏離合器由靜止開始旋轉(zhuǎn)存在慣性,需要較大動(dòng)力,因此初始階段易產(chǎn)生較大沖擊,故仿真與實(shí)驗(yàn)存在較大誤差。

表3 輸入轉(zhuǎn)速3500 r/min數(shù)據(jù)對(duì)比表

由上可知,液黏調(diào)速系統(tǒng)在控制油壓增大時(shí)輸出轉(zhuǎn)速逐漸增大,當(dāng)達(dá)到飽和輸出轉(zhuǎn)速狀態(tài)后,輸出轉(zhuǎn)速不再受控制油壓影響,當(dāng)控制油壓逐漸減少時(shí),輸出轉(zhuǎn)速逐漸減少,且存在一定的遲滯。因此,液黏調(diào)速系統(tǒng)一體化多參數(shù)模型可以表現(xiàn)出實(shí)際工作中大遲滯、非線性的工作特性,在帶排狀態(tài)下輸出轉(zhuǎn)速等參數(shù)與實(shí)際效果接近,在4500 r/min和3500 r/min輸入轉(zhuǎn)速工況下,仿真與實(shí)驗(yàn)的準(zhǔn)確度達(dá)到92.39%,為對(duì)其進(jìn)一步控制提供了快速驗(yàn)證平臺(tái)。

4 結(jié)論

針對(duì)液黏全域調(diào)速特性難以依靠單一機(jī)理模型描繪的問題,完成了液黏調(diào)速系統(tǒng)多參數(shù)一體化建模方法研究,建立了基于AMESim的液黏調(diào)速系統(tǒng)仿真模型,較準(zhǔn)確地復(fù)現(xiàn)了死區(qū)、滯環(huán)、飽和和帶排等特征,準(zhǔn)確度達(dá)到92.39%,從而為控制方法提供了快速驗(yàn)證平臺(tái),結(jié)論如下:

(1) 在AMESim軟件平臺(tái)中建立了液黏離合器仿真模型,主要包括液壓控制模型、軸向動(dòng)力學(xué)模型、旋轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型和負(fù)載模型等模塊;在仿真模型中,將液黏離合器簡化成28自由度質(zhì)量-彈簧-阻尼串聯(lián)系統(tǒng),實(shí)現(xiàn)對(duì)任一摩擦片動(dòng)力學(xué)特性的定量描述;

(2) 建立油膜剛度/阻尼與厚度、潤滑油壓和轉(zhuǎn)速差的關(guān)聯(lián)模型,描述油膜剛度/阻尼非線性特征;

(3) 液黏調(diào)速系統(tǒng)本質(zhì)上是一個(gè)具有死區(qū)、遲滯、飽和,以及“轉(zhuǎn)矩帶排”的嚴(yán)重非線性流體傳動(dòng)系統(tǒng),所建立仿真模型可以預(yù)測到上述典型特征,但仿真模型與試驗(yàn)測試結(jié)果之間還存在一定差距,其主要原因在于液黏離合器內(nèi)部結(jié)構(gòu)較為緊湊,受實(shí)驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)影響生較大,且液黏離合器啟動(dòng)存在慣性,初始階段易產(chǎn)生較大沖擊,后續(xù)的研究需要進(jìn)一步完善。