【文章內容簡介】 給定外特性實驗數(shù)據(jù)的情況，用數(shù)值方法進行匹配計算，需要將沒有函數(shù)關系的發(fā)動機扭矩特性曲線以擬合的方式用解析式表示，以便求解發(fā)動機凈外特性曲線與變矩器輸入特性曲線(有解析表達式)的交點，即二者共同工作點。發(fā)動機扭矩特性曲線分為外特性段和調速特性。外特性段為單凹曲線，可以近似用二次曲線表示。調速特性段為直線，可用直線方程表示。如果己知特性曲線上的若干離散點(，Mei)(i=l，2，…)，采用分段最小二乘擬合，曲線方程如公式41：≤時: Me= a0+a1ne+a2ne2 ＞時: Me= b0+b1ne (41) 式中：Me, ne分別為發(fā)動機扭矩及其對應的轉速；為外特性曲線與調速特性交點對應的發(fā)動機的轉速；a0, al, a2, b0, b1分別為待定系數(shù)。并采用了拋物線二次插值，使這些離散數(shù)據(jù)得到光滑處理和格式統(tǒng)一，并保留其原有變化特性。第二種方法是給定額定功率及對應轉速、最大扭矩及對應轉速，在此情況下，外特性區(qū)段用二次拋物線近似，而在調速區(qū)段近似用直線表示，如公式42?！軙r: = ()()2/()2＜＜時：= ()/() (42)式中: ,——發(fā)動機任意轉速,及其對應的轉矩；,——發(fā)動機額定功率工況時的轉速和轉矩；,——發(fā)動機最大扭矩工況時的轉速和扭矩；——發(fā)動機最大空轉轉速。在變矩器與發(fā)動機匹配的計算中，通常使用發(fā)動機凈扭矩曲線，即扣除功率分流裝置消耗功率之后的凈扭矩特性曲線。對于裝載機，在挖掘和裝載作業(yè)中，工作泵往往要消耗發(fā)動機很大一部分轉矩和功率，約占額定功率的35%～40%，為了兼顧其他作業(yè)的需要，可以扣除20%的發(fā)動機最高轉矩和功率作為消耗在工作泵上的轉矩和功率進行與變矩器的匹配。由于在裝載機的工作過程中，轉向泵與變速泵和工作泵相比使用頻率相對較少，計算中可以忽略。扣除變速泵和工作泵消耗的扭矩和功率后，得到發(fā)動機的實用外特性再與液力變矩器進行匹配。根據(jù)發(fā)動機的主要參數(shù)考慮采用第二種方法對發(fā)動機特性曲線進行擬合，采用MATLAB得到圖43所示發(fā)動機的扭矩擬合曲線:圖43 發(fā)動機扭矩曲線 液力變矩器與發(fā)動機共同工作的輸入輸出特性液力變矩器與發(fā)動機聯(lián)合進行工作后，牽引車使用性能的好壞，除與液力變矩器的特性有關外，更主要的則取決于兩者的合理配合。很可能液力變矩器的原始特性很理想，但因直徑等選得不合適，致使其共同工作的特性很不好(即匹配得不好)而導致牽引車的使用性能差。所以，無論是選擇還是設計一個液力變矩器都必須進行與發(fā)動機共同工作的校驗，以評定液力變矩器的特性和有效直徑是否合適，能否使整機獲得良好的性能。研究兩者共同工作的己知條件是：①液力變矩器結構形式以及它的無因次特性曲線,液力變矩器的有效直徑D。②發(fā)動機的外特性曲線。當液力變矩器與發(fā)動機共同工作時，在變矩器和發(fā)動機的特性之間存在一定的相互制約關系。這種關系可以用變矩器和發(fā)動機共同工作的輸入特性表示。根據(jù)公式，ρ、g、D為常數(shù)，故，轉矩曲線是一條二次拋物線。對可透性的變矩器來說，因為λb隨i的變化較大，所以不同傳動比的負載拋物線相距就較遠，它們所包括的工況區(qū)就較寬。不可透的變矩器情況就有所不同，λb基本上不隨i的變化而變化，它們所包括的工況區(qū)范圍和可透的變矩器相比就顯得相當狹窄。 λb隨i的變化而變化，在液力變矩器的特性曲線上，我們可以選取不同的i值，從而對應有不同的λb值。選定一個i值后，又對應有不同的值，這樣在一個i值下，可以得到一組Mb的值，在發(fā)動機原始特性曲線上，用光滑曲線將這些Mb值所對應的點連接起來，考查其與發(fā)動機轉矩曲線的交點是否滿足匹配的要求。若滿足，進行復選:若不滿足，則排除。MBg圖44 YJ320液力變矩器原始特性曲線由圖44可查出i=0~，公稱轉矩MBg是指當 =1000rmin－1，時動力機傳給液力變矩器泵輪的轉矩。首先根據(jù)公式λB=MBg/ρg10002D5 (式中g=，ρ=103kgm3，D=)，計算出λb的值。再根據(jù)公式MB=ρgnB2D5取 =1400,1600,1800,2000,2200,2400,2600,2800,3000九個值，計算可得出九組不同轉速下的值。相應的可在發(fā)動機外特性曲線圖上做出泵輪在不同傳動比下的轉矩曲線，如圖45所示。由圖中共同包圍的區(qū)域大致可知發(fā)動機與液力變矩器共同工作工況。由圖45可知，液力變矩器與發(fā)動機共同工作的工況點基本符合最大功率點和最大力矩點，其工作區(qū)包括范圍廣，符合要求，故可進行下一步復選。i=i=i=0轉矩 800700600500400300200100600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 轉速 圖45 ZL50裝載機與YJ320液力變矩器共同工作輸入特性 液力變矩器與發(fā)動機共同工作的輸出特性 經(jīng)MATLAB計算繪圖，得到液力變矩器與發(fā)動機共同工作的輸出特性曲線如圖46所示。η渦輪功率5（KW）渦輪扭矩（Nm）圖46 ZL50裝載機與YJ320液力變矩器共同工作輸出特性發(fā)動機一變矩器匹配的特征參數(shù)如下：最大輸出扭矩(Nm): 最大輸出功率(kw)/對應轉速(rpm)：最高效率工況輸出功率(kw)/對應轉速(rpm) ：平均輸出功率(kw) ： 由此可以看出，最大輸出功率工況對應的功率及轉速與變矩器最高效率工況對應功率及轉速，這兩個工況比較接近，說明發(fā)動機的功率得到充分利用，即匹配比較合理。 匹配設計中應注意的問題①額定工況點應在內燃機的功率最大點。②啟動工況(i=0)時，啟動轉矩越大越好，即最好通過內燃機的最大轉矩點。③共同工作要求有較寬的高效區(qū)，即nt2/nt1的值越大越好，而且在高效區(qū)范圍內，要有較低的比燃油消耗，即柴油機在該區(qū)間運行有較好的經(jīng)濟性。比較柴油機加上液力變矩器的傳動特性與單獨使用(即不加變矩器)的動力特性，可得：①發(fā)動機加上液力變矩器后使其工作范圍大大地擴大了。②液力變矩器與柴油機組合后，可提高柴油機穩(wěn)定工作的轉速范圍。柴油機單獨工作時，工作機轉速低于柴油機的最低轉速時，柴油機就會熄火，而加上變矩器后，由于變矩器泵輪是柴油機的直接負載，所以即使工作機轉速很低甚至為零，變矩器處于制動工況，但柴油機仍然帶動變矩器泵輪轉動，即柴油機不會熄火。③雖然柴油機單獨工作時，對拋物線性負載在任何工況點都是穩(wěn)定工況點，但對恒轉矩性負載則可能出現(xiàn)不穩(wěn)定工況。而加上液力變矩器以后，無論是拋物線負載還是恒轉矩負載，在任何工況點都是穩(wěn)定的。④加上液力變矩器后，雖然使工作范圍有較大的拓寬，但由于液力變矩器本身效率不太高，所以通過液力變矩器以后輸出的功率要比柴油機功率有所下降。但由于液力變矩器具有自適應性，可以無級變速，能免去機械變速等造成的損失，同時也簡化了操作，故其損失掉的功率可相應得到補償。第5章 新傳動系的參數(shù)及特點 ZL50輪式裝載機主機和傳動系的基本參數(shù)1）輪距：2240 mm軸距：2760 mm 輪胎：～25輪胎氣壓：前輪：～ MPa, 后輪：～動力半徑：前輪： mm， 后輪： mm滾動阻力系數(shù)：額定載重量：5000 kg各擋行駛速度要求：VF1= 0～ km/h VF2= 0～12 km/hVF3= 0～22 km/h VF4= 0～40 km/h驅動形式：全橋四輪驅動2) 發(fā)動機原始參數(shù)：額定轉速：2200 r/min額定功率：154 KW最大輸出扭矩：771 ～1500r/min3）液力變矩器設計參數(shù)：最高輸入轉速： 2600 r/min最大輸入扭矩： 640 循環(huán)圓直徑： D=355mm渦輪制動工況最大輸出扭矩： 零速變矩比：K0=進口壓力：～ MPa出口壓力：～ MPa4）變速箱采用前進四擋、倒退四擋，各擋速比為：iF1=，iF2=，iF3=，iF4= iR1=，iR2=，iR3=，iR4=總傳動效率為：η=5）附件（工作泵、轉向泵、變速泵）變速泵型號：BCB1352 齒輪泵，排量q 1為 63 ml / r，工作壓力為 ～ MPa轉向系統(tǒng)油泵型號：CBG2080 齒輪泵，額定流量 150L/min,工作壓力為 工作泵型號：CBG3160，排量q 2為 160 ml / r，工作油壓為 MPa 新傳動系的特點在傳動系的設計中，采用了一些新技術、新結構，與原傳動系相比較主要有下列不同：1）總體來說，原 ZL50 裝載機從傳動系形式來看，屬于液力—機械串聯(lián)的復合傳動。采用的雙渦輪變矩器，屬于將液力變矩器與機械傳動元件組合起來的功率內分流的力機械變矩器，在高速輕載工況下，自由輪機構脫開，第一渦輪空轉，動力自第二渦輪單獨傳遞；在低速重載工況下，自由輪機構鎖緊，兩個渦輪共同傳遞功率，從而使變矩系數(shù)加大，K0 =，最高效率高。由于雙渦輪作用，其變矩系數(shù)曲線由兩段不同斜率的曲線組成，因此隨著外載荷變化時變矩器本身可進行一定量的自動調節(jié)。與之相配的變速器為有兩個行星排構成的行星傳動動力變速器，通過三個操作件，即兩個制動器和一個離合器，來實現(xiàn)前二后一共三個擋位。該液力變速器自上世紀六十年代為各主機廠家廣為使用，成為國內 ZL40/50 裝載機的通用型配置。但由于液力變矩器采用了雙渦輪，功率損失大，造成有效牽引功率、效率較低，高效區(qū)范圍較窄；超越離合器受力狀況和潤滑條件較差，可靠性差；尺寸鏈較長，不易保證，造成變速器噪音較大；結構復雜，零件加工制造困難，維修不方便。新傳動系的液力變矩器為單級、單相、三元件向心渦輪變矩器，制動工況變矩系數(shù)K0 不小于 ，具有正透性，當負荷增加時，渦輪的轉速減小，循環(huán)圓流量增加，使泵輪負荷增加，反之亦然，這樣利于充分發(fā)揮發(fā)動機的功率，提高燃油經(jīng)濟性。由于采用了單級、單向向心渦輪變矩器，最高效率高于其他形式的變矩器，實測最高效率值為 ，且高效工作區(qū)較寬；最大的特點是零件易于加工制造。當然，該變矩器的起動工況（i=0）的變矩系數(shù)K0 較之原雙渦輪變矩器小，但因為配置了速比范圍較大的前四后四動力換擋變速器，同樣獲得了較大的速比范圍，不僅滿足了裝載機高速時的小速比和作業(yè)時的大速比要求，且能充分發(fā)揮發(fā)動機的效率，制造工藝性較好，維修性較方便；配上電液操縱，在一定范圍內可實現(xiàn)無級變速。新老傳動系的主要不同點如下：(1)原傳動系屬液力—機械串聯(lián)的復合傳動；新傳動系屬純液力傳動。(2)原傳動系變矩器為雙渦輪加超越離合器，結構復雜；新傳動系變矩器屬單級、單向、三元件，結構簡單。(3)原傳動系變矩器零速變矩比K0 =；新傳動系變矩器零速變矩比K0 =。(4)原傳動系變矩器最高效率 ；新傳動系變矩器最高效率 。(5)原傳動系變速器為前二后一三擋行星傳動變速器；新傳動系屬變速器前四后四八擋定軸式動力換擋變速器。(6)原傳動系最高車速為 37 km/h；新傳動系最高車速為 40 km/h（實測值為 ）。(7)原傳動系一擋最大牽引力為 146kN；新傳動系一擋最大牽引力為 kN；(8)原液力變速器為機械換擋；新液力變速器為電液操縱動力換擋，減輕了操縱強度。 本章小結本章對液力變速器進行了研究。以ZL50 裝載機液力變矩器為例，分析討論了裝載機的實用調速特性、發(fā)動機與液力變矩器共同工作的輸入、輸出特性，并對實際匹配曲線進行了分析討論，得出匹配合理的結論；針對實際需要，設計了動力換擋變速器，詳細討論了新的動力換擋變速器的傳動方案圖及擋位、速比、齒輪模數(shù)等主要參數(shù)的選擇和確定過程。最后就新傳動系統(tǒng)與原系統(tǒng)系的區(qū)別進行了闡述。參考文獻[1] (上下)[J].中國鐵道出版社,1986[2] [J].長安大學,2003[3] 李仁光，[J].人民交通出版社，1995[4] [M].人民交通出版社,1990[5] [M].科學出版社，2003[6] [M].機械工業(yè)出版社，2003[7] 張光裕，[M].機械工業(yè)出版社，1994[8] 孫恒，[M].高等教育出版社，1990[9] 孫桓，2009[10] [M].機械工業(yè)出版社，2003第2版[11] 濮良貴，（第八版）.高等教育出版社,2009 [12] 干光瑜，（第三版）高等教育出版社,2009 [13] 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