某轻型履带车辆起步工况下主离合器接合过程传动轴疲劳损伤研究

赵梓烨， 刘海鸥， 陈慧岩， 徐宜

(1.北京理工大学 机械与车辆学院, 北京 100081； 2.中国北方车辆研究所， 北京 100072)

0 引言

履带车辆动力传动系统的可靠性和安全性是保证履带车辆完成作战任务的前提条件。主离合器作为传动系统中的关键部件，可实现驱动力的传递与切断，将直接影响传动系统的性能参数。由于履带车辆行驶路面多样、行驶工况复杂、载荷冲击大，对传动系统可靠性提出了更高要求。为保证各种复杂工况下的机动性和动力性，履带车辆传动系统会经常由于主离合器接合与分离处于动力传递与分离的循环应力状态，使得传动系统中的输入轴和输出轴等关键传动轴部件容易产生疲劳失效，影响传动系统可靠性。

主离合器分离过程迅速，对传动系统传动轴疲劳损伤影响小，但主离合器接合过程相对较长，阶段性特征明显[1]。滑动摩擦功、冲击度、疲劳损伤等问题将会伴随主离合器接合全过程。冲击度和滑动摩擦功的研究相对较多[2]，可通过主离合器传递的摩擦转矩直接导出，其评价基本都限于单次主离合器接合过程。而主离合器接合过程的特点为历经载荷幅值大、循环次数多，极有可能造成对传动系统的疲劳破坏[3]。履带车辆传动系统传动轴的失效，部分情况产生在车辆典型工况任务下，是疲劳破坏的主要特征。获取主离合器接合过程中各个阶段对传动系统传动轴所产生的疲劳损伤值，对优化传动系统使用寿命尤为重要，文献[4-5]在履带车辆传动装置耐久性评价与疲劳寿命预测方面做了重点研究，但是研究均为基于传动系统稳定状态进行，未曾以履带车辆传动系统动态状态切换作为疲劳分析的研究过程，忽略了传动轴载荷幅值变化剧烈的阶段。

相比履带车辆正常行驶阶段，主离合器接合过程是传动系统载荷变动剧烈阶段。相比换挡过程中的主离合器切换，起步过程对传动系统传动轴造成的载荷损伤最大，所以本文以履带车辆为平台，搭建了履带车辆起步阶段主离合器动力学模型，采用雨流分析方法[6]对主离合器接合过程中传动轴产生的疲劳损伤进行研究。通过雨流计数方法可将采集的传动系统转矩载荷- 时间历程，转变为雨流计数矩阵，除去载荷中的高频噪声[7-8]，进行载荷疲劳分析。在履带车辆平台基础上搭建了转矩动态数据采集系统，研究传动系统传动轴载荷变化剧烈的起步阶段主离合器接合工况。分析了动态载荷对传动轴产生的疲劳损伤，为传动轴疲劳强度设计、优化离合器自动接合过程控制参数和策略提供了参考依据。

1 车辆系统平台与主离合器控制

1.1 车辆平台

本文以某轻型履带车辆为研究平台，其传动简图如图1所示。图1中：Tl、Tc、Te分别为负载阻力转矩、主离合器摩擦转矩、发动机输出转矩；ωw、ωc、ωe分别为主动轴角速度、离合器角速度、发动机角速度；Jw、Jc、Je分别为主动轴转动惯量、离合器转动惯量、发动机转动惯量；id、ig分别为减速器、变速箱传动比；Xc为离合器位移。

由图1可见，发动机转速/转矩经传动箱传递至主离合器，再经过5挡定轴机械变速箱传递至两侧的转向离合器、侧减速器，最终经主动轮输出。主离合器可以切断或连接动力传递，转向离合器与相应制动盘配合，可以实现车辆直驶、转向和制动。本文所研究的轻型履带车辆主要参数如表1所示。

1.2 主离合器控制

本文所研究的轻型履带车辆采用电控液动式自动变速操纵系统，实现自动换挡操纵，其中主离合器自动操纵原理如图2所示。

表1 履带车辆平台主要参数

由图2可见，离合器由一个单作用油缸推动分离杠杆作分离、接合操作。油缸由常闭式电磁阀C1和常开式电磁阀C2控制。C1、C2皆通电时，可使离合器分离；C1、C2皆断电时，则离合器接合。如果在分离或接合过程中，C1断电而只有C2通电,则该时刻的离合器行程保持不变。

为了离合器控制的需要,共设置了离合器主动轴转速(ne)传感器、离合器从动轴转速(n1)传感器、离合器位移(Xc)传感器3个传感器。

根据主离合器摩擦转矩公式[9-10]，在忽略主离合器摩擦系数变动的前提下，主离合器摩擦转矩与压紧力呈线性关系，如(1)式和(2)式所示。同时，履带车辆起步工况下，外界负载阻力矩Tl可认为恒定值，由(3)式可知，起步冲击度与压紧力的变化率呈正比：

Tc=μFrcZ,

(1)

Tc-Tl=Jαl,

(2)

(3)

式中：μ为摩擦系数，μ=0.2；F为主离合器压紧力；Z为主离合器摩擦表面数量；rc为等效摩擦半径；J为传动系统从动部分转换至离合器从动轴的转动惯量；αl为角加速度；ri、ro分别为摩擦片内径、外径。

2 车辆起步各阶段动力学分析

对于起步过程，变速器同步器的主动部分、被动部分始终处于接合状态，可认为车辆的起步过程即为主离合器接合过程。

当离合器工作状态发生转换时，传动系统动力学模型也发生改变，导致传动系统转矩传递特性发生变化。

1)主离合器消除空行程阶段，此时为无转矩传递阶段。在此阶段有

Tc=Tl=0，

(4)

ωc=ωw=0.

(5)

此阶段终点时刻，主离合器主动部分、被动部分之间开始传递摩擦转矩，进入传动系统传动轴疲劳损伤研究阶段。

2)有转矩传递但无车速，即主离合器主动部分、被动部分开始滑动摩擦。但摩擦过程所传递的转矩T′c不足以克服地面阻力矩Tl，此时离合器传递转矩由(6)式确定，记为传动轴疲劳损伤A过程：

T′c=μFrcZ.

(6)

3)有转矩传递，主离合器继续滑动摩擦，同时伴随着车速从无到有，车辆开始加速。在此阶段传递转矩与从动盘角加速度由(1)式和(2)式确定，记为传动轴疲劳损伤B过程。

4)同步行驶阶段，主离合器主动部分、被动部分已完全接合，此阶段记为传动轴疲劳损伤C过程：

Tc=Teit,

(7)

ωc=ωe/it.

(8)

3 动态测试系统及数据预处理

3.1 动态测试系统

传动系统台架试验数据采集相对容易，条件控制方便，但是存在一定局限性。履带车辆行驶时传动系统真实受载情况无法完全准确地反映在台架试验上，故为获得典型工况任务下传动系统数据，设计了履带车辆动态测试平台，并搭建实车采集系统。

履带车辆为保证车辆机动性和整备功率密度，故设计空间狭小，机械结构紧凑。同时，车辆运动时机械振动剧烈，对测试传感器质量和布置要求均非常高。此次研究对象为某轻型履带车辆传动系统，为了对其动态数据进行测试，且不改变传动系统本身结构，采用了动态转矩测量射频遥测系统。转矩传感器应变电阻分别安装于主离合器输入轴和变速箱输出轴上，可真实反映传动系统的实际受载状态，采集示意图如图4所示。

由于传动系统传递转矩直接受到车辆负载影响，为消除传动轴扭振影响，本文取距离道路负载最近、变速器输出轴的测量转矩，代表传动系统受载数据进行分析。同时，主离合器处安装位移传感器和转速传感器，可反映主离合器接合位移和主动盘、从动盘旋转角速度，结构示意图如图5所示。

3.2 数据预处理

获得原始数据后，为了能准确评价传动系统的疲劳损伤，应对数据进行转矩载荷预处理[11]，包括雨流计数[12]和雨流滤波。应用雨流循环计数法，对传动系统传动轴的动态转矩载荷进行雨流计数，结果如图6所示，横轴、纵轴分别表示载荷循环的起止点。

载荷循环幅值在雨流矩阵主对角线上为0，沿着副对角线向两边递增。雨流滤波[8]的操作方法是在完成雨流计数之后删除低于某一幅值阈值的雨流循环计数，蓝线为设置的幅值阈值，经过雨流滤波后，两条蓝线之间雨流循环频次被置0.

4 试验验证

为获得履带车辆在起步工况任务下的真实受载数据，更加真实地反映主离合器接合过程中的车辆起步工况状态变化情况，设计了实车试验，并进行数据分析。

同时，为分析主离合器在不同接合位置时对传动系统产生的疲劳损伤，设计了主离合器步进接合试验，使得试验进行过程中主离合器接合按传感器可控精度进行分段接合。考虑离合器滑动摩擦升温，全部接合过程不宜过长，所以在不同步进接合位置停留500 ms，采集传动系统转矩数值，进行疲劳分析。

以平直水泥路面起步工况为例，加以说明。车辆静止于平直水泥路面，车辆纵向和横向方向均无加速度，可以保证传动系统无需克服除车辆载荷以外的非系统载荷，车辆以起步挡位完成车辆起步任务。标定主离合器接合过程传感器，全部行程为70～95 bit离合器从动盘开始形成转速，到主动盘、从动盘完全同步数据范围为71～86 bit. 在此基础上设计主离合器步进接合试验，获得传动系统转矩、转速、角加速度和主离合器接合位移的对应关系，如图7所示。

糖果是由砂糖和麦芽糖等原料制成的。这些原料遇热都会变软，所以糖果加热后就会熔化变浓稠。加热的温度不同，糖果熔化的状态也不一样。如果加热至160℃，砂糖就会变成咖啡色的黏糊糊的焦糖。

起步工况数据反映了随主离合器步进接合过程，传动系统传动轴转矩变化的时间历程。其中,转矩峰值超过500 N·m，出现时刻位于主离合器接合过程中部，与转速曲线斜率极值点对应。从动盘角加速度此时较为平缓，可以认为车辆处于匀加速过程，加速度约为0.25 r/ms2. 角加速度峰值点出现在接合过程前部，约为车辆匀加速阶段的4倍。由此可知，离合器接合过程中从动盘角加速度峰值点与离合器传递转矩峰值点不重合，应予以分别关注。

4.1 主离合器主动盘和从动盘速度变化情况

试验过程中采集的主离合器转速和角加速度数据与离合器接合位移关系如图8所示。

由整车动力学模型可知，传动系统负载情况受离合器接合状态影响，有不同的阶段模型，所以将主离合器接合过程对应分为3个过程：A过程中，离合器从动盘角加速度数值为0，可知此时离合器处于滑动摩擦过程且不足以克服车辆负载，车辆处于静止状态，对应传动系统离合器从动盘无转速滑动摩擦状态；B过程中，从动盘开始出现角加速度且数值变化剧烈，此时离合器处于动摩擦向静摩擦过渡过程，对传动系统传递转矩数值不稳定，对应传动系统离合器从动盘有转速滑动摩擦状态，此时主离合器摩擦盘间受力关系复杂；C过程中，角加速度逐渐平稳后趋于0，可判定离合器处于完全接合状态，为静摩擦过程，此时车辆完成起步任务，进入平稳行驶阶段。

依据整车动力学模型，按照离合器不同工作状态对离合器步进接合试验数据进行阶段划分，是分析传动系统疲劳损伤的基础。

4.2 主离合器接合过程疲劳损伤计算

由(1)式和(2)式可知，当αl较大时，主离合器传递转矩交变幅值变大，产生较大雨流计数残差[13]，对传动系统疲劳损伤影响严重。

由图8可见，主离合器接合过程中转矩峰值点出现在B过程转向C过程的过程中，A过程中转矩变化较为平缓，C过程后端由于车辆状态改变(由静止到行驶)导致转矩变动剧烈。根据疲劳损伤原理得到的损伤数据可以判定疲劳损伤最大值点应为主离合器从动盘速度变化最大值点，该点为主离合器接合过程中的最大疲劳损伤点。

根据雨流计数法分别计算主离合器步进接合过程中各阶段雨流矩阵，以主离合器接合传感器标志为73 bit为例，其雨流计数如图9所示。通过雨流计数可以准确地统计出离合器在每个接合阶段对传动系统产生的疲劳损伤特征数据。

获得各阶段雨流计数矩阵后，根据疲劳线性累计损伤理论，分别计算各区段疲劳损伤和主离合器从动盘速度变化值，如表2所示，其中角加速度增量Δαl=0.05 r/ms2.

表2 疲劳损伤累计表

4.3 按照摩擦形式进行分段讨论

由离合器综合负载模型(1)式～(3)式与传动系统传递模型，可确定车辆由静止到稳定行驶过程的主离合器位移临界值为75 bit，位于B过程，结果与试验数据相同。

当传动系统处于A过程时，将离合器位移代入主离合器位移压紧力公式(1)式。主离合器主动盘、从动盘处于滑动摩擦中，传动系统传递的转矩未达到运动阻力临界值，主离合器主动盘逐步向从动盘接合。由于履带车辆整体惯量大，需要主离合器压紧位移在整个接合过程中占比最大，此时主离合器传递转矩均值较小，幅值变动范围小，产生的疲劳损伤占接合过程总损伤的0.1%.

当主离合器接合位移值超过临界值后，主动盘、从动盘转速差为0，主离合器间摩擦形式转为静摩擦，进入C过程，此时主离合器所能传递的最大转矩大于所需转矩，且在压紧力不变情况下，滑动摩擦力与最大静摩擦力相比略小，但此时转矩均值已明显变大，幅值波动范围变大，产生的疲劳损伤占接合过程总损伤的25.7%.

在A过程和C过程之间，即动摩擦向静摩擦过渡区，完成动摩擦、静摩擦形式的转换。B过程摩擦方式出现循环震荡，末端会出现最大静摩擦区，持续时间较短，对疲劳损伤作用占接合过程总损伤的74.2%. 其中角加速度变化最大点为传动系统疲劳损伤危险点，损伤程度为73.86%. 与通过主离合器模型计算获得的综合负载特性对应，传动系统所受的疲劳损伤与主离合器从动盘角加速度正相关，可用Δαl作为主离合器接合过程中传动系统疲劳损伤的评价指标，Δαl最大值点损伤程度为73.86%，为正常行驶时的2.87倍。通过分析可确定，履带车辆主离合器接合过程中疲劳损伤最大点出现在B过程中，损伤比重高达74.2%，且是正常车辆行驶(C过程)时损伤的2.89倍。

为保证传动系统的可靠性和安全性，将主离合器接合和分离过程对传动系统的疲劳损伤因素考虑在内时，应尽量避免主离合器控制过程中产生较大传动轴αl，从而引起较大疲劳损伤，造成载荷冲击，继而提高传动系统疲劳寿命，提高系统可靠性。

5 结论

本文通过搭建某轻型履带车辆动态测试平台，采集传动系统传动轴实车数据，建立主离合器接合过程动力学模型，设计主离合器步进接合试验，获得了实车起步任务工况下全过程的传动轴载荷数据。以传动系统中主离合器动态接合过程对传动轴造成的疲劳损伤为出发点，分析了主离合器接合过程对传动轴疲劳损伤的主要影响，得出以下结论：

1)确定了主离合器接合过程中传动系统传动轴疲劳损伤危险域为主离合器从动盘角加速度最大的区域。此时，从动盘转速快速上升，经实车数据计算其对传动系统使用寿命影响最大，占总损伤的74.2%.

2)确定了主离合器接合过程中疲劳损伤分布情况。主离合器位移危险点的疲劳损伤占接合过程的73.86%，同时为接合过程中主离合器同步阶段损伤的2.87倍，通过数据分析，此时传动系统传递转矩出现峰值。

3)提出了主离合器接合过程中传动轴疲劳损伤的评价指标。在制定主离合器接合控制策略时，通过延长过渡过程(B过程)可有效缩短速度上升区，从而降低主离合器接合过程对传动系统造成的疲劳损伤。