面向重型履带车辆的新式电涡流- 液力复合型缓速器研究

田金山， 李德胜， 宁克焱， 方青峰， 叶乐志， 张凯

(1.北京工业大学 机电工程学院， 北京 100124； 2.中国北方车辆研究所， 北京 100072)

0 引言

随着现代重型履带车辆质量的增加和速度的提高，对制动频率和功率的要求越来越高，单一的机械制动系统已经难以满足车辆的制动要求。为保证履带车辆具有良好的行驶安全性和机动性，使其在高速行驶中能够迅速减速停车，在长下坡持续制动中能够低于限速行驶，国外发达国家在履带车辆上普遍采用辅助制动系统[1]，如德国采埃孚(ZF)公司、德国福伊特(Voith)公司、美国艾里逊(Allison)公司等在液力辅助制动系统(缓速器)领域的研究和应用比较早，技术成熟，产品结构类型多样并已系列化生产[2-3]。近年来，国内液力制动理论与技术研究迅速发展，北京理工大学对适用于履带车的牵引- 制动型液力变矩器和双循环圆液力缓速器进行了设计、试验及控制方法的研究[4-7]；吉林大学通过对民用轮式车辆电控液力缓速器内部的三维流场仿真与试验得出其制动特性与热交换系统传热特性，并研发出相应的模糊控制算法来对缓速器进行智能控制[8-12]；江苏大学通过数值模拟研究了液力缓速器内部液体流动的速度分布、压力分布和湍动能分布规律，并在此基础上对结构进行了参数设计及优化[13-15]。在控制策略上将液力缓速器与机械制动器进行联合制动控制，兼顾了液力缓速器高速时制动效率高、机械摩擦式制动器低速时制动效能稳定的特点。液力缓速器制动扭矩与转子转速呈二次方关系，因此在转子转速较低时制动扭矩不足，此时采用联合制动策略，当车速低于32 km/h后采用机械摩擦式制动，该方案在频繁的制动工况下接触式主制动器仍会面临寿命大幅度缩短的困境；对于紧急制动，响应时间尤为重要，主制动器响应时间在0.3 s以内，而普通民用液力缓速器响应时间大约在2 s左右，难以及时为主制动器分担制动功率。为加快液力缓速器的响应，常采用通过蓄能器将高压油迅速冲入液力缓速器内部的方法，这一套复杂的高压油路大幅度增加了整套设备的成本、降低了可靠性。

针对上述问题，本文结合响应快、低速特性好的电涡流缓速原理与高速特性好的液力缓速原理，在液力缓速器的设计空间内，设计一种电涡流- 液力复合型缓速器(简称电液复合缓速器)，其转子既是电涡流缓速部分中磁路的一部分，又是液力缓速部分循环圆的一部分[16]。通过对其主要涉及的电磁场与流场分别建立数学模型，并通过数值计算方法研究分析该新型结构的性能。在履带车辆不同制动工况下设计相应的控制策略，模拟整车在新型电液复合缓速器与主制动器联合制动下的制动特性。

1 结构和工作原理

1.1 结构集成设计

本文结合电涡流缓速器与液力缓速器原理的优点与缺点提出电液复合缓速器思路，具体设计时，需要确定两种基础结构的选型，对两种结构进行集成设计，并通过设计散热结构控制各部件的温升。

根据励磁方式不同，电涡流缓速器分为永磁缓速器、电励磁缓速器。其中：永磁缓速器虽然不耗电，但是在其不工作时，需要通过一个移动部件屏蔽永磁体磁场，导致永磁缓速器体积较大、功率密度低；电励磁缓速器可直接通过控制励磁线圈电流，对缓速器制动性能进行连续调节，故电励磁缓速器体积功率密度较永磁缓速器高。

电励磁缓速器根据励磁线圈的个数、布置形式不同，又可分为多线圈分布式布置缓速器和单线圈横向磁通缓速器。单线圈横向磁通缓速器励磁线圈电感大，工作时响应时间较长，为提高其响应时间需要通过大功率电源短期内增加励磁线圈的供电电压，以降低响应时间。多线圈结构的缓速器由于每组励磁线圈较小、电感小，不需要额外增加励磁电源电压，响应时间即可达到要求。

多线圈分布式布置缓速器依据工作面的不同分为盘式缓速器、毂式缓速器。液力缓速器工作面为端面，为满足液力部分的结构要求，需在转子、定子圆盘端面做液力循环圆、叶片等结构。盘式电涡流缓速器工作面的结构与液力部分结构冲突，而毂式缓速器作用面为转子外圆面，在转子两侧端面可集成液力缓速部分的循环圆结构，故选用毂式缓速器。

液力缓速器根据控制方式的不同主要分为控制进口油压和控制出口油压两种。采用以上两种常见的控制方式，可增加液力缓速器的制动功率，但是导致油液长时间在工作腔内作用，整体流量小，出口油液温度高。电液复合缓速器结构，油液既要在液力缓速部分的工作腔内循环工作，又要为电涡流缓速部分的发热部件降温。为保证电涡流缓速部分的散热、防止油液汽化，需要油液从液力缓速部分喷出时流量大且温度较低。液力缓速部分采用开式控制，保证循环油液的大流量，而对其进出口压力不做控制，该方案满足要求且成本低、控制难度小。

电涡流部分选择响应速度较快的多线圈分布式布置毂式结构，液力部分为降低成本及控制难度而采用出口压力不控制的传统循环圆结构，如图1所示。为了在电涡流缓速器的转子上集成液力循环圆，需要将传统毂式电涡流缓速器位于外圈的转子转移到缓速器内圈，转子两侧对称布置液力循环圆结构，以平衡液力部分产生的轴向力。

1.2 工作原理

电涡流缓速部分接到控制指令进行制动时，为励磁线圈通电，相邻的两组励磁线圈通电后激励出相反的磁动势，在定子、磁极、转子外圈和磁极与转子之间的气隙上产生闭合磁路。根据电涡流原理以及集肤效应原理旋转的转子外圈产生电涡流，将传动轴动能转化为热能。

当两侧的液力缓速部分工作时，油液被旋转的转子带动，在循环圆内做环流和涡流，其动量矩周期变化，对转子产生阻力矩，最终将传动轴动能转化为油液内能。

油液在液力缓速部分的循环圆内工作后，通过转子外圈的通油孔进入电涡流缓速部分转子外圈与定子磁极之间的气隙中，为电涡流缓速部分的高温转子降温。最终高温油液汇聚到集油腔内，从定子底部的油路出口排出，进入热交换器散热，准备进行下一个油路循环。

电液复合缓速器在原液力缓速器的设计空间内将电涡流缓速器与液力缓速器设计为一体，从而获得响应快、全速段制动功率密度高的性能，其制动性能由电涡流缓速部分与液力缓速部分的制动功率共同构成。快响应和低速特性主要依靠电涡流缓速部分作用，高速段大扭矩依靠液力缓速部分与电涡流缓速部分共同作用。

1.3 电液复合缓速器关键技术分析

电液复合型缓速器中电涡流缓速部分与液力缓速部分在工作时相互影响，由油液温度作为纽带进行联系。

若液力缓速部分功率过高，将使一定流量的油液沸腾或汽化，造成安全隐患，且高温油液进入电涡流缓速部分后，导致电涡流发热部件散热效果下降，故在电液复合型缓速器高速、大功率下合理分配各部分制动功率占比十分重要。在保证缓速器安全工作前提下，为设计合理、有效的控制策略，需要分析电涡流缓速部分和液力缓速部分与温度场耦合的性能，以及液力部分不同流量情况下的性能。

本文采用有限元方法分别分析缓速器的电磁和液力性能，通过双向顺序耦合技术，利用温度场联系电磁场和流场。转子高速运转下，液力缓速部分通过调节油液流量控制充液率，实现制动功率的调节。在分析液力缓速部分时需要采用多相流技术，对不同流量的液力性能进行预测。

2 电涡流缓速部分性能分析

2.1 制动扭矩分析

通过有限元分析，得出复合缓速器电涡流缓速部分瞬态下制动扭矩随时间的变化值，如图2所示。由图2可见，当励磁电流为恒定值时，电涡流缓速部分在12.5 ms后输出稳定制动扭矩，将电磁功能复合进缓速器后提高了缓速器的响应时间。

电涡流缓速部分转子表面发热，发热部位浸泡在油液中进行冷却散热，温度可保持在150 ℃内。对缓速器电涡流缓速部分进行速度特性分析，图3为缓速器电涡流缓速部分在150 ℃时，不同转速的制动扭矩和制动功率曲线。由图3可见：电涡流缓速部分在1 000 r/min以下时功率密度较高，制动扭矩上升速率快；电涡流缓速部分等于1 000 r/min时制动扭矩达到峰值；当转速继续上升时，由于高频集肤效应的影响，缓速器制动扭矩开始小幅下降，但制动功率仍保持上升趋势。

缓速器响应时间包括励磁电流的响应时间和磁场稳定时间。励磁电流的响应时间为控制信号输入到控制器后，控制器控制绝缘栅双极型晶体管(IGBT)为励磁线圈加载电压，励磁线圈电流达到稳定的时间。磁场稳定时间为励磁电流稳定后，电磁场达到稳定的时间。电磁场稳定代表输出稳定制动扭矩。

2.2 响应时间分析

励磁线圈的响应时间问题是一个电阻与电感串联电路的零状态电流响应时间问题。通过 (1) 式～(3)式得出：

L=μN2S/lm，

(1)

(2)

t=5τ，

(3)

式中：L为励磁线圈电感；μ为励磁线圈材料磁导率；N为励磁线圈匝数；S为励磁线圈漆包线截面积；lm为励磁线圈漆包线总长度；τ为时间常数；R为励磁线圈电阻；t为响应时间。

由(1)式～(3)式推导可知，L=0.056 H、τ=0.036 s、t=0.18 s，其中t=0.18 s为励磁电流达到0.994Imax时的时间，Imax为励磁线圈稳定后的电流值，故缓速器电涡流缓速部分的响应时间约为0.193 s. 履带车辆制动器响应时间为0.3 s，故缓速器电涡流缓速部分将在制动器动作之前提前发挥辅助制动作用。

3 液力缓速部分性能分析

通过计算流体力学(CFD)仿真对液力缓速部分性能进行分析，转子壁面受到的制动扭矩如图4所示。在零时刻流道内充液率为0.5，转子以1 000 r/min转速旋转，带动内部流体做环流与涡流运动。制动扭矩短时间内急剧上升，主要受转子转速的影响。0.045 s后缓速器制动扭矩上升斜率变小，但仍未达到稳定，此时制动扭矩主要受内部充液率变化的影响；到0.335 s后缓速器进出口流量达到稳定，内部充液率达到0.78，制动扭矩保持不变。

液力缓速部分在转子左、右两侧各设置一款液力缓速器，平衡单侧液力缓速器对转子的轴向力。图5为液力缓速部分在不同转速下的制动扭矩与制动功率曲线。从图5中可以看出，整体上液力缓速部分制动扭矩小于同特征参数的普通液力缓速器，因为本文液力缓速部分转子与定子之间的间隙为开放出口，简化了缓速器内部高压腔室结构，增加了缓速器冷却液循环流量，从而降低了从液力缓速部分流出的冷却液温度，增强了电涡流缓速部分的散热能力。液力缓速部分制动扭矩与转子转速平方呈正比，转子低速运转时制动扭矩较小，高速运转时制动扭矩急剧增长，考虑到整车散热系统的散热功率，将会在高速下对液力缓速部分的制动功率进行抑制。

液力缓速部分响应时间主要为缓速器的冲液时间，可通过CFD仿真得到其不同充液率的响应时间。液力缓速部分响应时间远大于电涡流缓速部分的响应时间。由于在液力缓速器充液率为0.92时，对应的液力缓速部分充液时间为1.4 s[17]，而电涡流部分的响应时间仅为0.2 s，因此在紧急制动情况下，仅依靠液力缓速部分工作难以满足响应时间的需求，还需要电涡流缓速部分快速响应，消耗部分制动功率。

4 电涡流- 液力复合制动性能及协调控制

4.1 最优制动性能曲线

电液复合型缓速器制动扭矩是电涡流缓速部分和液力缓速部分制动扭矩之和。该样机工作状态以转速600 r/min为分界线，转速小于600 r/min为低速工况，高于600 r/min为高速工况。电涡流缓速部分在低速下性能优越，液力缓速部分高速下能量密度高，其共同作用的速度特性如图6和图7所示。由图6和图7可以看出：转子转速在600 r/min以下时，电涡流缓速部分制动扭矩高于液力缓速部分制动扭矩；转速超过600 r/min时，复合缓速器主要体现液力部分的大扭矩特性；在转子转速为1 000 r/min时，电涡流缓速部分制动扭矩达到最大值，之后制动扭矩随转子转速提升开始下降，而此时液力缓速部分制动扭矩是电涡流缓速部分的3倍左右。

电液复合型缓速器，响应时间是一个重要技术指标。如图8所示，电涡流缓速部分在0.2 s之前开始工作，这一时间小于主制动器的响应时间。普通民用液力缓速器响应时间为2～3 s，军用液力缓速器采用高压油泵可将液力缓速器的响应时间缩短到0.5 s，但复杂的辅助高压油路增加了成本、降低了系统的可靠性。本文采用低压油泵泵送工作液，响应速度主要依靠电涡流缓速部分。

4.2 控制策略

本文所述的电液复合缓速器为降低控制难度和成本，其液力缓速部分出口压力不做控制，仅通过进口油液流量进行调整。电涡流部分的制动功率可通过励磁电流进行调节。低速时，液力缓速部分制动扭矩小、不稳定，电涡流缓速部分的制动功率占主导地位。为保证电涡流缓速部分在最佳状态下工作，需要控制进口油液流量最大，加强散热。当缓速器高速运行时，液力缓速部分制动功率高，考虑到整车的散热能力，在高速下需通过调节进口流量调节液力部分制动功率。由于液力部分调节响应较慢，而当转速大于1 000 r/min时电涡流缓速部分制动功率仍占总体制动功率的25%，缓速器制动功率可通过调节电涡流缓速部分进行模糊控制。

当车辆在缓坡恒速巡航时，首先通过缓速器高挡位将车速降到设定巡航速度附近，然后通过模糊控制算法调节电涡流缓速部分的励磁电流，实现恒速巡航。

当制动时间充足时，可采用缓速制动模式，仅依靠电液复合缓速器工作或在车辆车速高于30 km/h时通过电液复合缓速器缓速制动，低于30 km/h时缓速器与制动器联合制动。

在车辆紧急制动时，电液复合缓速器与主制动器共同作用。缓速器电涡流部分和液力部分均调节为最高挡位，其时缓速器电涡流缓速部分将在主制动之前作用，提前消耗制动功率。

5 结论

本文提出一种新式电液复合缓速器，在直径480 mm、宽度160 mm的有效空间内，将一个多线圈毂式结构电涡流缓速器和两个小型液力缓速器集成设计，获得了低速大扭矩、快速响应和高速大扭矩的制动性能。目前，已完成样机试制，后期进行试验测试。通过仿真预测分析：转子转速在600 r/min以下时，电涡流缓速部分性能优越；高于600 r/min后，液力部分制动扭矩占比不断增加。电液复合缓速器的电涡流缓速部分响应时间仅为0.2 s远小于液力缓速器，满足现代高速、重载履带车辆对于辅助制动系统的制动需求。