液力传动汽车动力系统共同工作特性建模分析

程丽群，左付山，文爱民

（1.南京交通职业技术学院汽车工程学院，江苏南京 211188；2.南京林业大学汽车与交通工程学院，江苏南京 210000）

1 引言

发动机与液力变矩器是液力传动汽车传动系统的重要组成单元，二者的共同工作输入输出特性，是影响液力传动汽车动力传递的重要因素，对其匹配情况进行分析，是车辆动力性能计算的基础。为提高传动效率，实现发动机的低档位进行牵引制动和排气制动，目前通常采用具有闭锁功能的变矩器。液力变矩器的效率不是一直递增的，当变距比趋近1 时效率明显下降，这时闭锁变矩器可实现机械传动，提高效率［1］。当变矩器处于闭锁工况时，发动机和变速箱直接为机械传动，当需要制动时，可以通过低档位进行牵引制动和排气制动。开展闭锁式变矩器与发动机的匹配及对车辆的牵引性能和传动效率的影响研究，具有重要的应用价值。

国内外学者进行了一定研究：文献［2］采用软件分析方式，对动力传递系统的选型进行研究，根据不同的动力匹配获取最优的设计方案；文献［3］通过试验测试，分析爬坡工况下，动力传递系统的匹配情况及影响因素；文献［4］搭建发动机和液力变矩器的数学模型，基于软件仿真，获取二者工作匹配性；文献［5］采用硬件在环测试方式，获取不同档位时，系统的共同工作特性；文献［6］采用G−Star建立发动机模型，利用AMESim建立变矩器模型，联合二者建立系统模型，验证对传递效率的影响。

针对液力传动汽车动力系统共同工作特性和闭锁点进行分析。对发动机外特性进行分析，建立柴油机的数学模型，通过对实验数据的分析，获取数学模型的拟合曲线；对液力变矩器的数学模型进行分析；对动力系统的共同工作特性进行分析，运用最小二乘法建立共同工作的数学模型，包括输入和输出特性；根据传统闭锁理论，对闭锁式液力变矩器的闭锁点进行分析；根据数学模型，基于AOVAT搭建动力传递系统的分析模型，对工作特性和闭锁点进行分析；基于实车测试，对发动机和液力变矩器的共同工作特性及闭锁特性进行分析，验证分析的准确性。

2 发动机与变矩器共同工作模型

液力传动车辆动力传递系统根据其结构特点，其动力性能分析流程，如图1所示。首先，需要分析发动机与液力变矩器的共同工作输出特性，并对其匹配情况进行分析。

图1 车辆动力系统分析过程Fig.1 The Whole Process of Vehicle Dynamic Performance

2.1 共同工作模型

发动机外特性曲线是以一组实验室数据给出的，隐含着发动机转速与发动机输出扭矩、功率、比燃油消耗率的关系，这种关系没有确定的解析表达式。发动机的速度特性中外特性段为单凹曲线，调速特性段近似直线［7］。因此，发动机的特性曲线可以用一个二次多项式和一次多项式来拟合，即发动机外特性曲线的解析式为：

式中：Mdj—发动机净扭矩，N·m；

ndj—输至液力变矩器泵轮的转速，r/min。

液力变矩器的原始特性是反映泵轮扭矩系数λB、效率η、变矩系数K随转速比i的变化规律，可表示为：

具有正透穿性的液力变矩器的原始特性曲线可采用代数多项式进行曲线拟合［8］，可以写作：

式中：K、λB、η、i—变矩器的变矩系数、泵轮扭矩系数、效率和传动比；aj、jb、cj—代数多项式的待定系数，（j=0、1、2、3、…）。

2.1.1 输入模型

输入模型可有效描述，当转速比i变化时，对应系统的转速和扭矩的变化。二者的共同工作曲线，如图2所示。

图2 发动机与液力变矩器共同输入特性Fig.2 Common Input Characteristics of Engine and Torque Converter

根据图中所示，确定共同输入特性，泵轮的转速不同，则表示对应的转矩吸收［9］，二者共同工作的条件可写作：

根据式（4）可知，输入特性即是Mdj（ndj）与MB（nB）的交点，如图2中所示的交点。

与外特性段曲线方程联立，得：

解得：

由图3中几何关系，可知：

图3 涡轮闭锁点设计Fig.3 Turbine Locking Point Design

与调速特性段曲线方程联立，可得：

解得：

同理，可得：

结合图3的几何关系，实际交点所对应的转速为nB=min｛nB（1），nB（2）｝，利用MB=0.13825×9.8×nB2/K2求得所对应的MB值。于是，得出变矩器与发动机的共同工作的离散交点：（nBi，MBi）（i=i1，i2，…in，n为所求得交点的数目）。

2.1.2 输出模型

主要描述：输出扭矩MT、输出功率NT、比燃料消耗量ge（电动机没有这一项）和发动机（泵轮）转速nB等与涡轮转速nT之间的关系［11］。由共同工作输入特性计算时，求出的交点的转速nB值，计算其对应的涡轮转速nT值。

根据液力变矩器原始离散数据中提供的不同的转速比i，在液力变矩器原始特性曲线上分别求出对应的变矩比T.R值。

由共同工作输入特性计算时求出的交点的扭矩MT值计算其对应的涡轮转速MT值。

计算出各交点对应的涡轮功率nT值。

由共同工作输入特性计算时求出的交点转速nB值，通过发动机外特性中的比燃料消耗量曲线计算其对应的涡轮比燃料消耗量gTe值［12］。通过最小二乘法，由这些新的离散点就可以拟合出涡轮输出扭矩MT、涡轮输出功率NT、涡轮比燃料消耗量gTe三条输出特性曲线。拟合过程中，三条曲线的次数分别为3 次、4 次、2次，可得发动机与变矩器共同工作输出特性曲线。

2.2 液力变矩器闭锁点选取

液力变矩器出现闭锁时，系统由液压传动，转变为机械传动，此时通过两种传动工况的输出特性联合，即可获得闭锁点［10］，如图3所示n*。

图3 中所示的n1、n2、n3、n4分别为两种工况下系统最低和最高运行速度。实际分析时，两个工况的发动机运行速度范围是相同的，而交点对应的转速则存在差异，发生闭锁时，速度会出现明显的降低。根据闭锁点分析，液力传动与机械输出特性曲线数学模型联立，则：

等式左侧为变矩器输出特性曲线，闭锁后机械工况的特性曲线。即为两曲线的交点，如图所示曲线交点为945Nm/1336r/min，此时发动机为油门全开工况，即为该工况的闭锁点。

同理，若变矩器闭锁后发动机的扭矩和功率都大于未闭锁时涡轮的扭矩和功率，闭锁后的牵引力曲线也会较未闭锁时的牵引力有所增加，也就是说闭锁后车辆将加速，即提高了运输效率，达到了选配闭锁式液力变矩器的目的。

3 基于AOVAT系统工作特性分析

采用Visual basic语言环境编辑发动机、变矩器、变速箱等的特性，后台数据库采用Access 数据库，基于AOVAT 3.0搭建整车动力性能分析系统，实现功能的多样化和界面的人性化，即同步计算车辆动力性和燃油经济性。所用发动机为QSL9 300HP，采用手动闭锁式液力变矩器CL5452。

共同工作特性曲线为发动机扭矩的二次曲线和液力变矩器扭矩二次曲线，根据液力变矩器与发动机数学模型拟合曲线的交点，确定共同工作点。系统的输出特性，如图4所示。

图4 共同工作输出特性Fig.4 Co−Working Output Characteristics

3.1 机械传动与液力传动动力性对比

采用手动闭锁式液力变矩器，为提高动力的传递效率和系统的运行速度，在合适的档位和速度下对变矩器实施闭锁。假设变矩器处于闭锁状态也就是动力传递属于纯机械传动时，其动力性能，如图5所示。

图5 机械传动状态下牵引力曲线Fig.5 Traction Curve Under Mechanical Transmission

从图中可以看出，动力以机械传动的方式传递会出现动力的中断现象。并且由于液力变矩器的作用（失速变距比K>1），使得在发动机较低转速阶段液力传动的牵引力远远要大于机械传动的牵引力，有效提高了卡车的启动性能和防熄火性能。

对比图中曲线可以看出，由于柴油发动机具有调速特性，当发动机转速大于标定转速时，发动机扭矩基本成线性下降，最高转速达到标定转速的（1.1~1.2）倍。在最高转速处发动机的输出扭矩为0。由此可以解释上图中，机械传动状态下每档牵引力随转速先增加后减小，直至为0。此牵引特性明显区别与汽油机的牵引特性，后者各档的牵引力特性曲线互不相交，也不存在牵引力为零的点，即各档的动力不连续，动力连接需要靠离合器的摩擦作用。

3.2 变矩器闭锁分析

应用动力传递系统的闭锁模块进行模拟分析，得出当液力变矩器闭锁后，整车的牵引性能和燃油消耗等方面的具体变化。即闭锁式液力变矩器与发动机共同工作的输出特性，如图6所示。

图6 液力变矩器闭锁前后共同工作输出曲线Fig.6 Curves Before and After Locking of the Torque Converter

从图中明显看出，当涡轮转速nT到达1317r/min 左右时，涡轮的扭矩曲线（M），功率曲线（kW），以及燃油消耗率（g/（kW·h））有一个明显的跳跃。这就是采用单参数控制即控制涡轮转速nT液力变矩器闭锁后，改为纯机械传动体现出来的发动机扭矩以及功率特性曲线（忽略离合器的结合过程）。由此可知，当高速档变矩器闭锁，车辆改为机械传动后，共同工作输出特性都有明显的提高，如图7所示。

图7 发动机与变矩器高档闭锁的牵引力特性曲线Fig.7 Traction Characteristic Curve of Engine and Torque Converter High−Grade Lock

由图可知，主要原因是液力变矩器当涡轮转速到达一定值后，其效率下降，在合理闭锁点闭锁后，涡轮与泵轮联接在一起，发动机输出的扭矩不再经过液力传动而直接传递给车轮，从而提高了传动效率，并且保证了车辆行驶的平顺性。其次采用高档闭锁可以避免每档闭锁解锁的繁琐操作，实用性更强。高档闭锁时，机械传动的牵引力与液力传动情况下牵引力差值最小，闭锁时车辆引起的冲击最小。

4 动力传递系统测试分析

为验证模型分析结果的准确性，利用某动力传递系统试样台架进行测试，系统采用QSL9 300HP 发动机，采用手动闭锁式液力变矩器CL5452；变速箱采用美国德纳DANA 公司的R36441变速箱，四个前进挡，四个倒退档，各档的传动比分别为：5.33、2.22、1.26、0.72；通过水力测功机模拟负载工况，变对负载情况进行调整，试验所用NI 采集仪为NI Crio−9024 实时平台和C 系列NI9025模拟信号输入模块，试验台和采集模块，如图8所示。

图8 试验测试Fig.8 Test System

车辆采用闭锁变矩器，可以提高动力传动效率，液力变矩器的效率不是一直递增的，当变距比趋近1 时效率明显下降，这时闭锁变矩器可实现机械传动，提高效率；还可以实现发动机制动，当闭锁变矩器时，发动机和变速箱直接为机械传动，当需要制动时，可以通过发动机的低挡位进行发动机牵引制动和发动机排气制动，各档闭锁牵引特性曲线，如图9所示。

图9 各档闭锁牵引特性曲线Fig.9 Traction Characteristic Curve of Each Gear Blocking

由图中整车各档的牵引特性曲线可知，每个档位的牵引力曲线都有一个明显的改变。在每个档位牵引力变化对应的车速一一对应发动机与变矩器共同工作的涡轮转速值的变化点，就是变矩器的闭锁点。从图中明显看出，在低档位进行变矩器的闭锁不但不能达到闭锁的目的，而且还会使车辆在运行过程中发生抖动的现象，这是因为在低档位的转速下发动机输出到车轮的扭矩和涡轮输出到车轮的扭矩差值较大，较大的扭矩差会使车辆出现抖动，车速不稳。液力传动和机械传动两种传动状态下牵引力特性测试数据，如图10、图11所示。

图10 液力传动各档牵引力特性Fig.10 Traction Characteristics of Various Gears of Hydraulic Transmission

图11 机械传动各档牵引力特性Fig.11 Traction Characteristics of Various Gears of Mechanical Transmission

通过对图10、图11所示的两种传动状态下离散数据的分析，可知，液力传动时，一档2.6km/h、二档5.3km/h、三档9.3km/h、四档16.3 km/h，机械传动时，一档2.2km/h、二档5.2km/h、三档9.2km/h、四档16.2km/h为各档牵引力曲线交点附近相对应的离散点，也就是说，应用闭锁理论，液力传动时各档在此离散点后进入闭锁状态，即机械传动状态。三种情况闭锁点，对应转速，如表1所示。

表1 闭锁点转速对比Tab.1 Comparison of Locking Point Speed

对比可知，理论分析、模型分析、实车测试的闭锁点转速基本一致，误差控制在2%以内。根据各档牵引力变化趋势和大小分析，在四档时即最高档时，在闭锁点后两种传动状态下牵引力变化值最小。也就是说在该档位闭锁后，闭锁瞬间车辆牵引力不会变化，而且发动机在转身继续升高的过程中，车辆会继续加速，但加速度变化不大，速度不会瞬间提升，不会由于车速改变造成冲击，影响行车舒适性。当车辆在下坡行车时，为了实现发动机的牵引制动性能和发动机排气制动功能，可以在行车时的任意车速下进行闭锁。液力变矩器闭锁后，车辆实现机械传动，发动机牵引制动和排气制动功能可增强车辆的行车安全性。

5 结论

（1）柴油机的速度特性数学模型可以用一个二次多项式和一次多项式来拟合，柴油机扭矩曲线（抛物线）和调速特性曲线（直线）两段组成，功率和油耗曲线为抛物线；（2）油门全开工况的闭锁点，由输出曲线与机械工况输出曲线交点确定；所研究系统为1336r/min，模型分析为1317r/min，实车测试为1302r/min；（3）在四档时即最高档时，在闭锁点后两种传动状态下牵引力变化值最小；通过对液力变矩器进行自锁可以提高车速从而提高运输效率；（4）理论分析、仿真模型与实测闭锁点对应转速误差小于3%，表明分析方法和结果的准确性，为此类设计提供参考。