一种基于载荷特性的土方车辆液力变矩器选配方法

摘要

一种基于载荷特性的土方车辆液力变矩器选配方法，包括以下步骤：通过对土方车辆液力变矩器静态特性分析，揭示液力变矩器特性中的载荷波动现象；基于传统一元束流理论分析确定液力变矩器泵轮转矩中载荷波动项的影响参量；通过流体动力学仿真确定液力变矩器泵轮转矩中载荷波动项的具体表达式；结合液力变矩器泵轮转矩的静态表达确定了面向液力变矩器负载特征的泵轮动态转矩估计模型；基于发动机外特性与液力变矩器动态转矩估计模型匹配效果选配液力变矩器。本发明选配整机部件的方法在保证整机各部件之间协调动作基础上，提高了部件对整机外载荷的自适应性。

说明书

技术领域

本发明属于土方机械车辆技术领域，涉及土方机械车辆在初始配置整机时,依据作业工况 的载荷特点选配液力变矩器的方法。

背景技术

液力变矩器作为土方机械车辆性能匹配的关键部件，它最大作用在于确保能量和动力平 滑高效地从发动机传到变速器乃至轮胎，因此其性能表现对整机动力性、经济性等都有重大 影响，选配合理的液力变矩器能实现传动系统与发动机的性能匹配，使发动机高效输出且提 高整机的缓冲减振性能。

与汽车选配液力变矩器方法基本相同，现有的土方机械整机在选配液力变矩器时也主要 考虑两方面：1、液力变矩器本身的外特性；其主要包括效率、能容以及转矩比。由于土方机 械车辆频繁启制动以及大转矩输出的特点，一般要求其对应的液力变矩器大能容、大启动转 矩比以及更宽的高效区。基于这些要求，设计人员改进液力变矩器的设计理论并将其运用于 液力变矩器的研发设计过程，生产出土方机械专用的液力变矩器。2、液力变矩器与发动机的 静态匹配效果；在实际配置土方机械整机过程中，发动机、液力变矩器都是直接影响整机动 力输出的关键部件，液力变矩器的选配往往是通过发动机与液力变矩器的匹配效果来决定， 通常是以理想传动比情况下两者匹配后的油耗、输出扭矩和输出功率等指标综合评定好坏。

基于液力变矩器的本身输出特性、液力变矩器与发动机静态匹配效果可以初步选定液力 变矩器，这种选配方式只考虑到发动机与变矩器之间的动力传递，实现整机主体零部件的匹 配协调。这种设计理念并未将整体主机机型、外界载荷条件等考虑在内，导致的后果往往是 静态匹配很好，但实际遇到复杂恶劣工况时，整机的性能却很差；合理的整机关键部件选型 应该与整机实际作业工况相匹配,尤其对于土方机械整机如装载机、推土机等作业工况复杂、 运动自由度高、作业环境恶劣，其对整机与部件的匹配要求更高。就传动系统而言，整机的 载荷特性基本上直接决定了传动系部件的选型，但在传统的整机液力变矩器选配过程中，并 未考虑整机实际作业时的动态载荷特性。

发明内容

本发明的目的在于提供一种基于载荷特征的土方车辆液力变矩器选配方法，克服现有技 术中存在的上述缺点。

为达到上述目的，本发明的解决方案是：

一种基于载荷特性的土方车辆液力变矩器选配方法，包括以下步骤：

步骤1：通过对土方车辆液力变矩器静态特性分析，揭示液力变矩器特性中的载荷波动 现象；

步骤2：基于传统一元束流理论分析确定液力变矩器泵轮转矩中载荷波动项的影响参量；

步骤3：通过流体动力学仿真确定液力变矩器泵轮转矩中载荷波动项的具体表达式；

步骤4：结合液力变矩器泵轮转矩的静态表达确定了面向液力变矩器负载特征的泵轮动 态转矩估计模型；

步骤5：基于发动机外特性与液力变矩器动态转矩估计模型匹配效果选配液力变矩器。

进一步，所述步骤1中：液力变矩器特性中的载荷波动现象是在设定液力变矩器泵轮转 速恒定，确定的速比，恒定的涡轮转速波动幅值、波动频率等边界条件下，进行流体动力学 瞬态仿真，通过比较输入输出转矩、转速中的延时、衰减现象总结得到的。

所述步骤2中：液力变矩器泵轮转矩中载荷波动项的影响参量包括：泵轮转速ω_P、 涡轮转速ω_T、涡轮转速波动幅值Δw_T、涡轮转速波动快慢Δω_T/Δt，其模糊表达关系如下：

${\mathrm{\Delta T}}_P^D=\Phi ({\omega }_P,{\omega }_T,{\mathrm{\Delta \omega }}_T,\frac{{\mathrm{\Delta \omega }}_T}{\Delta t}),$其中Φ为映射关系。

所述步骤3中：液力变矩器泵轮转矩中的载荷波动项具体表达式是通过控制变量法流体 动力学稳态、瞬态仿真试验得到，分别单一改变步骤2中的四个影响参量，探求液力变矩器 泵轮转矩波动幅值随各参量间的变化关系，最终确定的液力变矩器泵轮转矩波动幅值的具体 表达式为：

${\mathrm{\Delta T}}_P^D=\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i$

其中，f为涡轮转速波动频率，ξ为待定系数，其值与具体液力变矩器结构有关，可由 实际变矩器仿真结果标定其值。

所述步骤5中：发动机外特性与液力变矩器泵轮动态转矩估计模型匹配时，选择的是理 想的额定工况下的传动比、对应整机的载荷频率及涡轮输出轴转速波动最大值计算得到的液 力变矩器泵轮转矩估计区间；以该泵轮转矩估计区间与发动机外特性进行匹配，对比同一液 力变矩器的静态匹配与动态匹配效果及不同液力变矩器的动态匹配效果，以整机油耗、输出 功率、输出转矩为评价指标，综合考虑选配液力变矩器。

面向液力变矩器负载特征的泵轮动态转矩估计模型的表达为：

$T_P^D\in [{\lambda }_p{\mathrm{\rho g\omega }}_p^2{D}^5-\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i,{\lambda }_p{\mathrm{\rho g\omega }}_p^2{D}^5+\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i]$

其中，为液力变矩器泵轮动态转矩，λ_p(i)为泵轮转矩系数，ρ,g分别为油液密度和重 力加速度；D为变矩器的有效直径；泵轮转速为ω_P、涡轮转速为ω_T、涡轮转速波动幅值为 Δw_T、涡轮转速波动快慢为Δω_T/Δt，f为涡轮转速波动频率，ξ为待定系数，其值与具体液 力变矩器结构有关，可由实际变矩器仿真结果标定其值。

由于采用上述方案，本发明的有益效果是：

本发明在土方车辆传统以发动机与液力变矩器静态特性匹配效果选配液力变矩器方法基 础上，充分考虑整机实际作业时外载荷对液力变矩器性能的影响，通过液力变矩器CFD仿真 结果确定液力变矩器泵轮动态转矩估计区间，以泵轮动态转矩与发动机外特性的匹配效果选 配液力变矩器。该种选配整机部件的方法在保证各部件之间协调动作基础上，提高了部件对 整机外载荷的自适应性，对改善整机工作性能、提高部件使用寿命均有重要作用。

附图说明

图1表示的是本发明实施例单级三元件液力变矩器静态特性图。

图2表示的是本发明实施例液力变矩器CFD仿真结果的转速、转矩对比图。

图3表示的是液力变矩器泵轮波动转矩模型图。

图4表示的是CFD仿真结果与泵轮波动转矩模型计算值的线性回归结果图。

图5a表示的是液力变矩器泵轮转矩波动幅值随泵轮转速的变化趋势图。

图5b表示的是液力变矩器泵轮转矩波动幅值随涡轮转速的变化趋势图。

图5c表示的是液力变矩器泵轮转矩波动幅值随涡轮转速波动频率的变化趋势图。

图5d表示的是液力变矩器泵轮转矩波动幅值随速比的变化趋势图。

图6a和图6b分别表示的是液力变矩器A、B与同一型号发动机外特性的动态匹配对比图。

图7表示的是本发明实施例土方车辆液力变矩器选配流程图。

具体实施方式

以下结合附图所示实施例对本发明作进一步的说明。

步骤一:液力变矩器特性分析,并揭示载荷波动现象

土方车辆常用二级双涡轮液力变矩器，其工作原理一般是在低速重载时两个涡轮同时工 作，高速轻载时第二涡轮单独工作；装载机整机功率损失较为严重一般发生在低速重载情况 下，因此研究低速重载时的转矩波动情况更有价值；在低速重载时二级双涡轮液力变矩器实 质是按单级三元件液力变矩器原理工作的；故作为研究对象而言，单级三元件液力变矩器便 能反映出本质问题。

常用的单级三元件液力变矩器主要由泵轮、涡轮和导轮组成，它可根据涡轮轴上的外载 荷大小自动、无级地进行变速、变矩。一般认为：液力变矩器的性能主要通过其静态特性表 示，通常静态性能好坏主要取决于效率和起动转矩比，两者表达如下：

η＝-T_tω_t/(T_pω_p)(1)

K＝-T_t/T_p(2)

式中T_P，ω_P和T_T，ω_T分别为泵轮扭矩、转速和涡轮的扭矩、转速；η和K分别变矩器的效率 和转矩比。

本实施例采用有效直径为390mm的某型号液力变矩器进行数值模拟计算，其泵轮、涡轮 及导轮的叶片数分别为20、18和14。其CFD仿真边界条件如表1。

表1CFD仿真边界条件

由CFD仿真得到静态特性如图1：由图1可看出液力变矩器效率最大即最佳工况点在传 动比0.7附近，且其最高效率可达到80％左右；转矩比随着传动比增大而减小，起动转矩比 可达到2左右；由特性曲线表明该液力变矩器具有较好的静态特性，能代表一般单级三元件 液力变矩器静态特性特征，另一方面也表明此研究模型的广泛适用性。

对于液力变矩器泵轮转矩大小研究主要是基于各种转速比条件下的稳态实验，以得到转 矩系数随速比变化曲线，最终得到液力变矩器泵轮转矩的静态表达为

$T_p^0={\lambda }_p\left(i\right){\mathrm{\rho g\omega }}_p^2{D}^5---\left(3\right)$

式中为泵轮静态转矩；λ_p(i)为泵轮转矩系数，它是速比i的函数；ρ,g分别为油液密度和 重力加速度；D为变矩器的有效直径；由式(3)可以看出：当泵轮转速不变的情况下，对于 确定结构的液力变矩器，其泵轮扭矩与扭矩系数成线性关系，图1表明扭矩系数仅与速比有 关，即在泵轮转速不变条件下，基于稳态实验的泵轮转矩静态表达只和转速比相关。

液力变矩器泵轮转矩的静态表达能符合传统工程机械传动系统研究要求，但变矩器作为 一种液力传动装置，相较传统齿轮、连杆等传动方式有其自身的特点：1、有很强的可变刚性， 能减小载荷波动对传动系统的损害；2、阻尼不定性，较大的阻尼对整机有很好的缓冲减振 作用，但不同转速下阻尼大小不同；即液力变矩器有着强非线性特征，故基于静态实验的泵 轮转矩的简单线性表达无法在泵轮轴上反映出外载荷的波动性。

基于上述特点及现代整机对元部件更高的设计要求，为实现变矩器与发动机和变速器更 合理地匹配，有必要探究变矩器泵轮转矩更精确的表达.在泵轮转速不变、外载波动的情况下， 液力变矩器实际泵轮扭矩特征可通过CFD仿真得到：设定泵轮转速2000r/min，速比0.7，涡 轮转速波动幅值140r/min，频率20HZ情况下，变矩器泵涡轮转速、转矩输出如图2，由图2 转速波动曲线与扭矩波动曲线对比可知，在泵轮转速保持不变，涡轮转速定幅值波动的条件 下，泵涡轮扭矩也相应出现波动，但明显扭矩变化出现延时，且泵轮扭矩波动幅值相对涡轮 扭矩波动幅值有所衰减。这种延时性的转矩波动特征是无法通过泵轮转矩静态表达式表现出 来的，它反映出了变矩器的非线性。由于土方机械整车工况恶劣，载荷波动大，泵轮扭矩波 动会更剧烈，因此有必要从理论与实验方面探讨泵轮动态转矩的影响因素及其具体映射关系。

步骤二:液力变矩器泵轮动态转矩中的“载荷波动项”分析

基于一元束流理论的三点假设，可以推导得到波动载荷条件下变矩器泵轮的动态转矩如下：

$T_P^D=\rho Q[r_{B2}^2{\omega }_P+A_{1}Q]+{\mathrm{\rho F}}_{By}\frac{dQ}{dt}+J_P\frac{{\mathrm{d\omega }}_P}{dt}---\left(4\right)$

式中Q，r_B2分别为循环流量和泵轮有效半径；A₁为泵轮综合几何参数；F_By为泵轮叶片流 道的几何参数形状因素；J_P为泵轮转动惯量；对式(4)中的结构参数和确定常数量分别用 A,B,C,D代替，上式即可化简为：

$T_P^D={\mathrm{AQ\omega }}_P+{\mathrm{BQ}}^2+C\stackrel{·}{Q}+D{\stackrel{·}{\omega }}_P---\left(5\right)$

从函数关系角度来看，可以得到一种复合式的隐函数表达，即

由于泵轮转速基本保持不变，故dω_P/dt＝0，流量Q的微分表达如下

$\stackrel{·}{Q}=\frac{dQ}{dt}=\frac{\delta Q}{{\mathrm{\delta \omega }}_T}\times \frac{{\mathrm{d\omega }}_T}{dt}---\left(7\right)$

根据复合函数求导法则，结合式(6)对求导，即

$\frac{{\mathrm{dT}}_P^D}{dt}=(2BQ+{\mathrm{A\omega }}_P)\frac{\delta Q}{{\mathrm{\delta \omega }}_T}\times \frac{{\mathrm{d\omega }}_T}{dt}+C\frac{{\partial }^{2}Q}{\partial {{\omega }_T}^2}{\left(\frac{{\mathrm{d\omega }}_T}{dt}\right)}^2+C\frac{\delta Q}{{\mathrm{\delta \omega }}_T}\times \frac{d^2{\omega }_T}{{\mathrm{dt}}^2}---\left(8\right)$

忽略结构参数以及常量，为探求变矩器泵轮转矩波动的影响因素，基于函数映射关系从 式(8)可总结出下式，即

${\stackrel{·}{T}}_P^D=\Phi ({\omega }_P,{\omega }_T,{\stackrel{·}{\omega }}_T,{\stackrel{··}{\omega }}_T)---\left(9\right)$

据此，可以得到较为精确的泵轮动态转矩波动幅值的表达式为

${\mathrm{\Delta T}}_P^D=\Phi ({\omega }_P,{\omega }_T,{\mathrm{\Delta \omega }}_T,\frac{{\mathrm{\Delta \omega }}_T}{\Delta t})---\left(10\right)$

由式(10)对于泵轮转矩波动幅值的模糊表达的影响参量来看，Δω_T/Δt表示涡轮转速变 化的快慢，即涡轮转速变化的角加速度.这说明即使两个液力变矩器模型在某一时刻泵轮、涡 轮的转速相同，但涡轮的角加速度不同时，其泵轮对应的转矩值应是不同的，这从理论上说 明了泵轮转矩静态表达模型是不准确的。

再者，Δω_T/Δt为角加速度项，这反映的是整机的载荷特征，即式(10)为液力变矩器泵 轮转矩的“载荷波动项”。这说明实际泵轮转矩的波动性与整机类型及其工况是紧密关联的。 对于汽车、装载机以及推土机等，由于工况条件的不同，其各自对应的泵轮转矩的载荷波动 项是不同的.由式(10)可知，液力变矩器泵轮动态转矩的“载荷波动项”模型如图3。

步骤三:液力变矩器CFD仿真试验

a)控制变量法仿真试验

对于确定结构的液力变矩器，其关联负载特征的泵轮动态转矩“载荷波动项”与泵涡轮 转速、涡轮转速波动幅值以及涡轮转速波动快慢有关.为探究各参数对泵轮转矩“载荷波动项” 的影响，本发明基于流体动力学原理，应用CFD软件(Workbench)进行分析，即对单级三 元件液力变矩器建立全流道三维仿真模型，选择六面体网格单元和标准的k-ε湍流模型，设 定各叶轮流道进口速度边界、出口压力边界，进行液力变矩器内流场的数值模拟计算.实际 仿真试验方法采用控制变量法进行，即每组试验变化一个参数，其他参数保持不变，以此防 止各参数间相互影响.因此若仅使Δω_T/Δt变化，Δω_T恒定，则变为研究泵轮转矩波动幅值随频 率f＝1/Δt的影响，且由i＝ω_T/ω_P，式(10)即变为：

${\mathrm{\Delta T}}_P^D=\Phi ({\omega }_P,i,{\mathrm{\Delta \omega }}_T,f)---\left(11\right)$

以ω_P,ω_T,Δω_T,f为自变量，为因变量开展仿真试验。在实际CFD仿真过程中，为保 证模型是由稳态过渡到涡轮转速以某一幅值波动状态，先必须确定某一恒定的泵轮和涡轮转 速，进行稳态流体解析求出稳态收敛解；然后保持泵轮转速不变，涡轮转速值在稳态设定值 基础上加上正弦波动项进行瞬态解析.其仿真过程中具体输入、输出转速设定情况如下：

在载荷波动项解析过程中设定泵轮转速为ω_P0，涡轮转速设定分为两个阶段：t₁阶段转速 为ω_T0，t₂阶段转速为ω_T^D.其中ω_T^D的具体表达式如下：

${\omega }_T^D={\omega }_{T0}+{\mathrm{\Delta \omega }}_{T}sin\left(2\pi ft\right)---\left(12\right)$

每次仿真试验中变化式(11)中的某一自变量，其他变量保持基准值，即泵轮转速 2000r/min，速比0.7，涡轮转速波动幅值、频率分别为140r/min、20HZ，结果输出泵轮动态 转矩的“载荷波动项”幅值.多组仿真后得到的离散值，经最小二乘法拟合得到曲线如图5。

由上述拟合的曲线可知：在泵轮转速恒定条件下，单级三元件液力变矩器泵轮动态转矩 的“载荷波动项”幅值与泵轮转速、涡轮转速波动幅值成正比关系；与涡轮转速变化频率近 似成反比关系；与速比近似成指数变化关系；由此可总结ΔT_P^D随w_P,i,Δw_T,f变化关系的表 达式为：

${\mathrm{\Delta T}}_P^D=\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i---\left(13\right)$

其中，ξ为待定系数，其值与具体液力变矩器结构有关，可由实际变矩器仿真结果标定 其值，该研究所用变矩器ξ值可标定为3.2×10^-3。

b)全面仿真试验验证

为了验证泵轮动态转矩的“载荷波动项”表达模型的准确性，有必要进行多组仿真试验。 对w_P,i,Δw_T,f分别取3个值代表其值水平的低、中、高，构成81种组合，具体设定值如表 2，开展CFD全面仿真试验求得其泵轮动态转矩的“载荷波动项”幅值。

表2仿真试验各参变量取值

将全面仿真试验结果与式(13)对应的泵轮动态转矩“载荷波动项”模型计算值进行线 性回归分析，结果如图4所示，其线性回归系数为0.91，因此两者具有较好的线性相关性； 仿真结果与模型计算值的相对误差最大为4.6％，处在泵轮动态转矩“载荷波动项”幅值较小 点附近；当泵轮扭矩波动幅值较大时，其相对误差最大在2％左右；综合分析可知：该泵轮动 态转矩“载荷波动项”表达模型较为准确，适用性也较好。

步骤四:确定液力变矩器动态转矩估计模型

基于泵轮转矩的静态表达式，综合考虑上述分析研究的泵轮动态转矩“载荷波动项”表 达模型，故实际面向液力变矩器负载特征的泵轮动态转矩估计模型为：

$T_P^D\in [T_P^0-{\mathrm{\Delta T}}_P^D,T_P^0+{\mathrm{\Delta T}}_P^D]---\left(14\right)$

式中的表达如式(3)和式(13)；代入可确定整机载荷波动下变矩器泵轮动态 转矩估计模型如下

$T_P^D\in [{\lambda }_p{\mathrm{\rho g\omega }}_p^2{D}^5-\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i,{\lambda }_p{\mathrm{\rho g\omega }}_p^2{D}^5+\xi \frac{{\omega }_P\times {\mathrm{\Delta \omega }}_T}{f}{e}^i]---\left(15\right)$

步骤五:基于发动机外特性与液力变矩器动态转矩估计模型匹配效果选配液力变矩器

考虑载荷特征的液力变矩器泵轮动态转矩估计模型的应用主要体现在整机与变矩器的初 始匹配设计中。当确定整机机型、工况条件的情况下，为整机初始选配液力变矩器时往往考 虑的是发动机与液力变矩器的静态匹配，这种选配方式只考虑到发动机与变矩器之间的动力 传递，实现整机主体零部件的匹配协调。这种设计理念并未将整体主机机型、外界载荷条件 等考虑在内，导致的后果往往是静态匹配很好，但实际遇到复杂恶劣工况时，整机的性能却 很差。

面向液力变矩器负载特征的泵轮动态转矩估计模型考虑到整机外载荷频率特征、波动幅 度等，应用该估计模型在整机初始选配设计中能更真实反映在载荷波动情况下，发动机与变 矩器的匹配效果。

如图6a和图6b，选用的是同一型号发动机经过实验后得到的外特性曲线，以及两种型 号的液力变矩器在理想额定工况下(i＝0.7)的外特性曲线。由泵轮的静态特性与发动机外 特性的交点对比可知：图6a中的变矩器取得最大转矩、最小油耗以及较高的输出功率，其静 态特性匹配比b图中的液力变矩器匹配效果更好.现选定该液力变矩器用于装载机，考虑装载 机载荷特征及传动系统传动比分配情况，载荷频率定为20HZ，涡轮转速波动幅值100r/min， 其泵轮动态转矩估计模型如虚线所示：相较图6a而言，图6b中泵轮转矩在估计区间内有更 高的平均转矩和平均输出功率，且更低的平均油耗。

因此，考虑载荷情况的泵轮动态转矩估计模型能更真实揭示发动机与变矩器的实际匹配 效果，对整机与液力变矩器的初始选配设计有较好的指导作用。至此，可确定土方车辆液力 变矩器选配流程如图7。

上述的对实施例的描述是为便于该技术领域的普通技术人员能理解和应用本发明。熟悉 本领域技术的人员显然可以容易地对这些实施例做出各种修改，并把在此说明的一般原理应 用到其他实施例中而不必经过创造性的劳动。因此，本发明不限于上述的实施例，本领域技 术人员根据本发明的揭示，不脱离本发明范畴所做出的改进和修改都应该在本发明的保护范 围之内。