重型車輛用液力緩速器制動(dòng)力矩性能研究

米家寶,張宏,劉佳康,張小鵬,歐陽湘軍,黃鵬

(1.江麓機(jī)電集團(tuán)有限公司，湖南湘潭 411100；2.大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧大連 116024)

0 前言

隨著工業(yè)的發(fā)展和交通狀況的改善，重型車輛的行駛速度和載貨質(zhì)量有很大的提高，在頻繁下坡或下長坡時(shí)，車輛需要能長時(shí)間和穩(wěn)定地提供制動(dòng)力矩，因此單獨(dú)使用傳統(tǒng)的摩擦片式制動(dòng)裝置難以滿足要求，需要配備輔助制動(dòng)系統(tǒng)。液力緩速器是依靠油液將車輛的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為液體的熱能,再通過冷卻系統(tǒng)散熱,從而實(shí)現(xiàn)車輛可持續(xù)的輔助制動(dòng)。液力緩速器作為重要的輔助制動(dòng)裝置之一，具有制動(dòng)功率高、制動(dòng)能力可調(diào)、制動(dòng)過程無機(jī)械磨損以及制動(dòng)過程平穩(wěn)而無沖擊等優(yōu)勢，在重載貨車、軌道交通、大型客車以及軍用車輛上得到了廣泛的應(yīng)用。中國是現(xiàn)在世界上最大的汽車市場，液力緩速器產(chǎn)銷市場巨大，但是液力緩速器市場特別是重型液力緩速器幾乎都被國外控制著，美國艾里遜、德國福伊特、德國采埃孚這三家公司就占了中國市場份額的70%左右。國內(nèi)在2008年才由深圳特爾佳研制出第一臺(tái)液力緩速器，陜西法士特、西安雙特、貴州凱星等公司也相繼生產(chǎn)少數(shù)液力緩速器，但重型液力緩速器的市場占有率仍然很低。液力緩速器作為重型汽車特別是載質(zhì)量50 000 kg以上非公路汽車的標(biāo)準(zhǔn)配置將是未來發(fā)展趨勢，加快研制重型車輛液力緩速器刻不容緩。

1 液力緩速器功能原理簡介

液力緩速器常集成在自動(dòng)變速器中，有串聯(lián)、并聯(lián)等布置方式，同時(shí)串聯(lián)又分為布置在行星機(jī)構(gòu)之前、之中和之后3種方式。文中所研究的液力緩速器布置在行星機(jī)構(gòu)之前以及液力變矩器之后。自動(dòng)變速器內(nèi)部組件位置布置如圖1所示。

圖1 自動(dòng)變速器內(nèi)部組件位置布置

液力緩速器和自動(dòng)變速器共用一套供油及散熱冷卻系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)緊湊，安裝布置方便，目前已被廣泛應(yīng)用。液力緩速器的液壓控制原理如圖2所示，其中緩速控制閥的a位為液力緩速器非工作狀態(tài)，b位為液力緩速器工作狀態(tài)。

圖2 緩速器液壓控制原理

由圖2可知：該液力緩速器液壓控制系統(tǒng)主要由散熱器1、定壓閥2、緩速控制閥3及緩速器4等組成。緩速器未起作用時(shí)，緩速控制閥工作在a位，油液經(jīng)散熱器和定壓閥回油箱。當(dāng)需要緩速器工作時(shí)，操縱緩速閥，使它工作在b位，油液經(jīng)過散熱器冷卻后進(jìn)入緩速閥，然后進(jìn)入緩速器；緩速器內(nèi)腔開始充液，液力變矩器輸出軸帶動(dòng)緩速器轉(zhuǎn)子以一定轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，并開始攪拌進(jìn)入的油液，油液在離心力的作用下沿轉(zhuǎn)子葉片向外緣運(yùn)動(dòng)；同時(shí)油液還繞軸心做圓周運(yùn)動(dòng)。因此油液高速液流沖擊定子，由于定子固定不動(dòng)，油液就會(huì)反向沖擊轉(zhuǎn)子，形成較大阻力矩，消耗液力變矩器輸入軸即轉(zhuǎn)子的動(dòng)能，從而降低及穩(wěn)定車速；從緩速器出來的油經(jīng)緩速器控制閥后又回散熱器進(jìn)行散熱，由此形成了緩速油液循環(huán)。

2 液力緩速器匹配整車制動(dòng)能力計(jì)算

液力緩速器所匹配的自動(dòng)變速器前進(jìn)擋位傳動(dòng)比如表1所示，匹配的某型號整車部分性能參數(shù)如表2所示。

表1 自動(dòng)變速器前進(jìn)擋位傳動(dòng)比

表2 整車部分性能參數(shù)

整車在液力緩速器作用下勻速下坡時(shí)，受力如圖3所示。

圖3 整車勻速下坡受力

由圖3可知，車輛制動(dòng)力計(jì)算式如式(1)所示：

=·sin--

(1)

其中:為車輛制動(dòng)力；為車輛重力；為坡度角；為空氣阻力；為滾動(dòng)阻力。

滾動(dòng)阻力計(jì)算公式如式(2)所示：

=··cos

(2)

其中:為滾動(dòng)阻力系數(shù)，車輛在干燥的壓緊土路上運(yùn)行時(shí)，取值為0.02。

根據(jù)汽車?yán)碚?，整車空氣阻力的?jì)算公式如式(3)所示：

(3)

其中:為風(fēng)阻系數(shù)，取值為0.8；為迎風(fēng)面積，值為14.5 m；為車相對空氣速度，近似為行駛的車速，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速為2 100 r/min和一般在三擋及以下?lián)跷磺闆r下下坡，下坡恒定車速取值為26 km/h。

坡度與坡度角之間關(guān)系如式(4)所示:

=arctan

(4)

其中：為坡度。

車輛制動(dòng)力矩計(jì)算公式如式(5)所示：

=·

(5)

其中：為車輛制動(dòng)力矩；為車輪半徑，值為0.99 m。

緩速器制動(dòng)力矩計(jì)算公式如式(6)所示：

=/

(6)

其中：為緩速器制動(dòng)力矩；為變速器之后總傳動(dòng)比，值為17.8；為自動(dòng)變速傳動(dòng)比，具體數(shù)值見表1。

由式(1)—式(6)計(jì)算可得，在不同下坡坡度和不同擋位情況下，保持勻速下坡時(shí)所需最小緩速器制動(dòng)力矩值如表3所示。

表3 緩速器制動(dòng)力矩計(jì)算結(jié)果 單位：N·m

3 液力緩速器內(nèi)流場仿真分析

此研究針對上述車輛參數(shù)開發(fā)了一款液力緩速器，為探索其制動(dòng)力矩是否能滿足整車需求及制動(dòng)性能，采用Fluent流體仿真分析軟件對其內(nèi)流場進(jìn)行了有限元分析。

3.1 模型建立

采用 Creo三維軟件建立液力緩速器定子和轉(zhuǎn)子三維模型如圖4所示。

圖4 緩速器三維模型

為方便后續(xù)網(wǎng)格劃分，在抽取油道模型時(shí)忽略三維模型中一些工藝孔、傳感器裝配孔、花鍵等。同時(shí)將定子和轉(zhuǎn)子之間間隙和定子內(nèi)油道設(shè)為一個(gè)整體，保證油道連續(xù)性。因定子中葉片為非完全對稱結(jié)構(gòu)，進(jìn)出油口不規(guī)則，工作油道不對稱等，為能更接近工作工況，提取全油道進(jìn)行分析計(jì)算。定子和轉(zhuǎn)子全油道三維模型如圖5所示。

圖5 緩速器全油道三維模型

3.2 網(wǎng)格劃分

在ANSYS的Mesh模塊中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對結(jié)合面、交接面、進(jìn)出口等進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，網(wǎng)格總數(shù)量為2 021 424。劃分好的網(wǎng)格模型如圖6所示。

圖6 網(wǎng)格模型

3.3 仿真參數(shù)設(shè)計(jì)與計(jì)算

首先在Fluent中進(jìn)行參數(shù)和條件設(shè)置，緩速器液壓控制系統(tǒng)有散熱器，忽略溫度變化，不求解能量方程，同時(shí)認(rèn)為介質(zhì)的密度不變，為不可壓縮流體。選用-epsilon的Realizable模型。根據(jù)實(shí)際用油情況，重新設(shè)計(jì)了一種油液參數(shù)，密度為860 kg/m，動(dòng)力黏度為0.012 5 kg/ms。采用滑移網(wǎng)格的方法，為簡化計(jì)算量，將轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)等效為液體的相對運(yùn)動(dòng)，在cell zone conditions中將轉(zhuǎn)子區(qū)域轉(zhuǎn)速分別設(shè)置為1 000、1 200、1 400、1 600、1 800、2 100 r/min進(jìn)行仿真分析。同時(shí)因圖2 中定壓閥2的作用，將入口油壓設(shè)置為0.15 MPa。最后進(jìn)行仿真分析計(jì)算。

3.4 制動(dòng)力矩仿真計(jì)算結(jié)果

通過在Fluent后處理Force Reports對話框進(jìn)行相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)，可得出在不同轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速時(shí)，轉(zhuǎn)子上所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩如表4所示。由表4可知:液力緩速器制動(dòng)力矩值隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的升高而增大，在轉(zhuǎn)子最大轉(zhuǎn)速2 100 r/min時(shí)，制動(dòng)力矩值為2 308.3 N·m。

表4 仿真計(jì)算制動(dòng)力矩結(jié)果

4 液力緩速器制動(dòng)力矩臺(tái)架試驗(yàn)

為進(jìn)一步驗(yàn)證仿真分析的準(zhǔn)確性和合理性，對液力緩速器在自動(dòng)變速器空載性能臺(tái)架上進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。試驗(yàn)臺(tái)原理如圖7所示，試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物如圖8所示。

圖7 試驗(yàn)原理

圖8 試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物

該試驗(yàn)通過操作緩速閥，控制緩速器工作，采集自動(dòng)變速器輸入轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩值來得到緩速器制動(dòng)性能。為了降低試驗(yàn)成本及因試驗(yàn)條件的限制，不能進(jìn)行滿足所有工況的試驗(yàn)。試驗(yàn)臺(tái)所采用電機(jī)最大力矩為1 273 N·m，為滿足電機(jī)使用要求，只進(jìn)行了在1擋、2擋、3擋時(shí)，閉鎖工況下，轉(zhuǎn)速分別在1 000、1 200、1 400 r/min時(shí)的緩速器力矩測量試驗(yàn),試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表5所示。

表5 液力緩速器力矩試驗(yàn)數(shù)據(jù)

由表5可知:液力緩速器在相同輸入轉(zhuǎn)速不同擋位時(shí)，力矩基本一樣。原因是在該傳動(dòng)系統(tǒng)中，行星變速機(jī)構(gòu)在緩速器之后，使得自動(dòng)變速器輸入轉(zhuǎn)速和緩速器轉(zhuǎn)子輸入轉(zhuǎn)速保持一致，所以在只改變擋位的情況下，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速保持不變，從而力矩不變。在相同擋位、不同輸入轉(zhuǎn)速時(shí)，力矩隨輸入轉(zhuǎn)速升高而增大。液力緩速器未充液時(shí)力矩主要為行星變速機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)阻力和液力緩速器內(nèi)腔中空氣阻力導(dǎo)致，各擋位行星變速機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)阻力與各擋位不同行星排組合有關(guān)，同一擋位隨轉(zhuǎn)速升高力矩增大。

5 對比分析

選各擋位在同一轉(zhuǎn)速下緩速器充液時(shí)力矩最大值減去相對的緩速器未充液時(shí)力矩值作為液力緩速器力矩試驗(yàn)值，再結(jié)合表4可得仿真分析結(jié)果與試驗(yàn)對比數(shù)據(jù)如表6所示。

表6 仿真分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比

由表6可知:仿真值與試驗(yàn)值變化趨勢基本一致，相差不大，誤差在允許范圍之內(nèi)。仿真分析數(shù)值可靠，具有較好的參考價(jià)值。

因受試驗(yàn)條件的限制，無法通過臺(tái)架試驗(yàn)得到緩速器的最大制動(dòng)力矩值，但由表6分析可知：仿真分析數(shù)值可靠，因此以下采用仿真分析得到緩速器的最大力矩值進(jìn)行分析。由表3繪制該車輛在不同擋位、不同坡度與所需制動(dòng)力矩關(guān)系如圖9所示。

圖9 不同擋位、不同坡度與車輛所需制動(dòng)力矩關(guān)系曲線

從圖9可以看出:車輛匹配該液力變矩器后，得到勻速下坡時(shí)各擋位允許的最大下坡坡度，從而指導(dǎo)在下坡行駛過程中，針對不同坡度選擇合適的擋位進(jìn)行緩速下坡，大大提高行駛安全。

6 結(jié)論

(1)通過液力緩速器與車輛匹配計(jì)算可知：在相同坡度，所需制動(dòng)力矩隨擋位的升高而增加；在同一擋位，所需制動(dòng)力矩隨坡度增大而增加。

(2)通過液力緩速器內(nèi)流場仿真分析可知：隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速升高，緩速器制動(dòng)力矩增加，在最高轉(zhuǎn)速2 100 r/min時(shí)，制動(dòng)力矩可達(dá)到2 308.3 N·m。該液力緩速器可以提供較大的制動(dòng)力矩，有效地緩解主剎車制動(dòng)系統(tǒng)的壓力。

(3)通過液力緩速器臺(tái)架力矩試驗(yàn)以及與仿真分析對比可知：仿真值與試驗(yàn)值基本一致，證明了仿真分析的準(zhǔn)確性。

(4)通過液力緩速器仿真分析值得到最大轉(zhuǎn)速時(shí)的力矩值，與匹配計(jì)算值進(jìn)行對比分析，得到該車輛在各擋位允許下的最大坡度值。