【文章內(nèi)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(guān)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(diào)速特性。外特性段為單凹曲線，可以近似用二次曲線表示。調(diào)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(yīng)的轉(zhuǎn)速；為外特性曲線與調(diào)速特性交點對應(yīng)的發(fā)動機的轉(zhuǎn)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(yīng)轉(zhuǎn)速、最大扭矩及對應(yīng)轉(zhuǎn)速，在此情況下，外特性區(qū)段用二次拋物線近似，而在調(diào)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(zhuǎn)速,及其對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩；,——發(fā)動機額定功率工況時的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩；,——發(fā)動機最大扭矩工況時的轉(zhuǎn)速和扭矩；——發(fā)動機最大空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩和功率作為消耗在工作泵上的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(guān)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(dǎo)致牽引車的使用性能差。所以，無論是選擇還是設(shè)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(jié)構(gòu)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(dāng)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(guān)系。這種關(guān)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(zhuǎn)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(fù)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(dāng)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(yīng)有不同的λb值。選定一個i值后，又對應(yīng)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(yīng)的點連接起來，考查其與發(fā)動機轉(zhuǎn)矩曲線的交點是否滿足匹配的要求。若滿足，進行復(fù)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(zhuǎn)矩MBg是指當(dāng) =1000rmin－1，時動力機傳給液力變矩器泵輪的轉(zhuǎn)矩。首先根據(jù)公式λB=MBg/ρg10002D5 (式中g(shù)=，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(zhuǎn)速下的值。相應(yīng)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(zhuǎn)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(fù)選。i=i=i=0轉(zhuǎn)矩 800700600500400300200100600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 轉(zhuǎn)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(yīng)轉(zhuǎn)速(rpm)：最高效率工況輸出功率(kw)/對應(yīng)轉(zhuǎn)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(yīng)的功率及轉(zhuǎn)速與變矩器最高效率工況對應(yīng)功率及轉(zhuǎn)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(shè)計中應(yīng)注意的問題①額定工況點應(yīng)在內(nèi)燃機的功率最大點。②啟動工況(i=0)時，啟動轉(zhuǎn)矩越大越好，即最好通過內(nèi)燃機的最大轉(zhuǎn)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(nèi)，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(zhuǎn)速范圍。柴油機單獨工作時，工作機轉(zhuǎn)速低于柴油機的最低轉(zhuǎn)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(fù)載，所以即使工作機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(fù)載在任何工況點都是穩(wěn)定工況點，但對恒轉(zhuǎn)矩性負(fù)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(fù)載還是恒轉(zhuǎn)矩負(fù)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(yīng)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(yīng)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(qū)動形式：全橋四輪驅(qū)動2) 發(fā)動機原始參數(shù)：額定轉(zhuǎn)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(shè)計參數(shù)：最高輸入轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計中，采用了一些新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)，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(fù)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(nèi)分流的力機械變矩器，在高速輕載工況下，自由輪機構(gòu)脫開，第一渦輪空轉(zhuǎn)，動力自第二渦輪單獨傳遞；在低速重載工況下，自由輪機構(gòu)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(diào)節(jié)。與之相配的變速器為有兩個行星排構(gòu)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(jì)六十年代為各主機廠家廣為使用，成為國內(nèi) 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(jié)構(gòu)復(fù)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(dāng)負(fù)荷增加時，渦輪的轉(zhuǎn)速減小，循環(huán)圓流量增加，使泵輪負(fù)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(dāng)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(nèi)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(fù)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(jié)構(gòu)復(fù)雜；新傳動系變矩器屬單級、單向、三元件，結(jié)構(gòu)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(jié)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(diào)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(jié)論；針對實際需要，設(shè)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(xué),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(xué)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] [M].機械工業(yè)出版社,1991[14] 楊曙東，（第三版）.華中科技大學(xué)出版社,2008[15] [M].機械工業(yè)出版社,1983[16] KOMATSU Co. 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