应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法及相关装置 技术领域 本发明涉及工程机械液力变矩器技术领域， 尤其涉及一种应用于工程机械液力变 矩器的闭解锁方法及相关装置。
背景技术 对推土机等工程机械来说， 液力变矩器在其传动系统中占据主导地位。为了提高 液力变矩器的传动效率， 基本上淘汰了结构复杂、 转矩比大、 效率低的变矩器， 而主要采用 最简单的三元件单级变矩器和可闭锁的变矩器。 可闭锁液力变矩器由于兼顾液力传动和机 械传动的优点， 而成为液力变矩器的发展趋势。
显然， 要对工程机械液力变矩器进行闭锁控制， 首先要根据工程机械传动系统牵 引、 行驶工况时的运行情况， 选择合理的闭解锁方法。 既要保证液力变矩器较高的工作效率 和工作可靠性， 又要保证良好的动力性和燃油经济性。 目前， 以装载机为代表的轮式工程机 械液力变矩器闭锁控制的应用主要是借鉴汽车的闭锁控制规律。但是， 工程车辆与汽车有 很大的区别， 尤其是推土机等履带式工程机械的作业工况与汽车工况显著不同。 因此， 需要 针对工程机械的特殊工况和工作特点选择适合工程机械闭解锁控制的方案。
发明内容
本发明实施例提供了一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法及相关装置， 用于提高工程机械液力变矩器闭锁点的计算精度和速度。
为解决上述技术问题， 本发明实施例提供以下技术方案 ：
一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法， 包括 ：
根据工程机械的发动机的原始性能参数生成上述发动机的特性曲线， 其中， 上述 发动机的特性曲线的横坐标和纵坐标分别为上述发动机的转速和转矩 ；
根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数生成上述液力变矩器的输 入特性曲线， 其中， 上述液力变矩器的输入特性曲线的横坐标和纵坐标分别为上述液力变 矩器的转速和转矩 ；
根据上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器的输入特性曲线生成上述发动机 和上述液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线 ；
根据上述联合输入特性曲线获取上述发动机和上述液力变矩器的共同工作点， 其 中， 上述共同工作点为上述联合输入特性曲线中上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器 的输入特性曲线的交点 ；
将上述共同工作点的转矩值和转速值分别乘以上述共同工作点对应的液力变矩 器的转矩比和转速比， 得到上述发动机与液力变矩器的联合输出点 ；
根据上述联合输出点生成上述发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特性曲 线；
根据上述联合输入特性曲线、 上述联合输出特性曲线以及上述工程机械的工况特点， 计算不同油门开度下和上述液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点， 以便利用上述闭 锁点对上述液力变矩器进行闭锁控制 ；
将上述闭锁点的转速值减去预置的解锁值， 得到上述闭锁点对应的解锁点的转速 值， 以便利用上述解锁点对上述液力变矩器进行解锁控制。
一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁装置， 包括 ：
第一生成单元， 用于根据工程机械的发动机的原始性能参数生成上述发动机的 特性曲线， 其中， 上述发动机的特性曲线的横坐标和纵坐标分别为上述发动机的转速和转 矩；
第二生成单元， 用于根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数生成上 述液力变矩器的输入特性曲线， 其中， 上述液力变矩器的输入特性曲线的横坐标和纵坐标 分别为上述液力变矩器的转速和转矩 ；
第三生成单元， 用于根据上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器的输入特性曲 线生成上述发动机和上述液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线 ；
共同工作点获取单元， 用于根据上述第三生成单元生成的上述联合输入特性曲线 获取上述发动机和上述液力变矩器的共同工作点， 其中， 上述共同工作点为上述联合输入 特性曲线中上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器的输入特性曲线的交点 ； 联合输出点计算单元， 用于将上述共同工作点获取单元获取到的上述共同工作点 的转矩值和转速值分别乘以上述共同工作点对应的液力变矩器的转矩比和转速比， 获取上 述发动机与液力变矩器的联合输出点 ；
第四生成单元， 用于根据上述联合输出点计算单元获取到的联合输出点生成上述 发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特性曲线 ；
闭锁点计算单元， 用于根据上述第三生成单元生成的联合输入特性曲线、 上述第 四生成单元生成的联合输出特性曲线， 以及上述工程机械的工况特点， 计算不同油门开度 下和上述液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点， 以便利用上述闭锁点对上述液力变矩器 进行闭锁控制 ；
解锁点计算单元， 用于将上述闭锁点计算单元计算出的闭锁点的转速值减去预置 的解锁值， 得到上述闭锁点对应的解锁点的转速值， 以便利用上述解锁点对上述液力变矩 器进行解锁控制。
由上可见， 本发明实施例中根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数 生成发动机和液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 并结合工程机械传动系统的牵引、 行 驶工况特点获取闭锁点， 提高了闭锁点的计算精度和速度， 一方面， 保证了液力变矩器在利 用上述闭锁点进行闭锁控制时可具备较高的工作效率和工作可靠性， 另一方面， 也保证了 工程机械的燃油经济性和驾驶舒适度， 提高了工程机械液力变矩器的综合使用性能。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案， 下面将对实施例或现 有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍， 显而易见地， 下面描述中的附图仅仅是本 发明的一些实施例， 对于本领域普通技术人员来讲， 在不付出创造性劳动性的前提下， 还可 以根据这些附图获得其他的附图。图 1 为本发明提供的一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法一个实施例 流程示意图 ；
图 2 为本发明实施例提供的 X 型推土机发动机的特性曲线示意图 ；
图 3 为本发明实施例提供的 X 型推土机液力变矩器的输入特性曲线示意图 ；
图 4 为本发明实施例提供的 X 型推土机发动机和液力变矩器共同工作的联合输入 特性曲线示意图 ；
图 5 为本发明实施例提供的 X 型推土机发动机和液力变矩器共同工作的联合输出 特性曲线示意图 ；
图 6 为本发明实施例提供的 X 型推土机液力变矩器在不同挡位和油门开度下的闭 锁控制区域示意图 ；
图 7 为本发明实施例提供的 Y 型推土机发动机的特性曲线示意图 ；
图 8 为本发明实施例提供的 Y 型推土机液力变矩器的输入特性曲线示意图 ；
图 9 为本发明实施例提供的 Y 型推土机发动机和液力变矩器共同工作的联合输入 特性曲线示意图 ；
图 10 为本发明实施例提供的 Y 型推土机发动机和液力变矩器共同工作的联合输 出特性曲线示意图 ； 图 11 为本发明实施例提供的 Y 型推土机液力变矩器在不同挡位和油门开度下的 闭锁控制区域示意图 ；
图 12 为本发明提供的一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁装置一个实施例 结构示意图。
具体实施方式
本发明实施例提供了一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法及相关装置。
为使得本发明的发明目的、 特征、 优点能够更加的明显和易懂， 下面将结合本发明 实施例中的附图， 对本发明实施例中的技术方案进行清楚、 完整地描述， 显然， 所描述的实 施例仅仅是本发明一部分实施例， 而非全部实施例。
下面对本发明实施例中一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法进行描述， 请参阅图 1， 包括 ：
101、 根据工程机械的发动机的原始性能参数生成该发动机的特性曲线 ；
在本发明实施例中， 每台发动机在出厂时都附带有原始性能参数， 发动机的原始 性能参数包含若干个试验点 ( 通常为 10 至 20 个试验点 ) 下的转速值及转矩值。
在发明实施例中， 工程机械的闭解锁装置根据工程机械的发动机的原始性能参数 生成该发动机的特性曲线， 生成过程可如下 ：
首先， 可根据工程机械的发动机的原始性能参数， 利用最小二乘法构造的多项式 拟合公式建立上述发动机的模型 ：
其中， Me 表示该发动机的转矩， ne 表示该发动机的转速， α0、 α1、 α2、 b 0、 b1 均为拟 合得到的系数， neH 为不同油门开度下的怠速转速， α 为油门开度， 其中， 怠速转速与油门开度的关系表达式为 neH ＝ α(nR-nL)+nL， 其中， nR 表示该发动机的最高怠速转速， nL 表示该发 动机的最低怠速转速， nR 和 nL 可从该发动机的原始性能参数获得 ；
在建立该发动机的模型后， 根据该发动机的模型生成发动机的特性曲线， 其中， 上 述发动机的特性曲线的横坐标为该发动机的转速， 上述发动机的特性曲线的纵坐标为该发 动机的转矩。
102、 根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数生成该液力变矩器的 输入特性曲线 ；
在本发明实施例中， 每台液力变矩器在出厂时都附带有原始性能参数， 液力变矩 器的原始性能参数包含若干个试验点下 ( 通常为 10-20 个试验点 ) 的转速比、 转矩比、 工作 效率以及变换系数 Mbg。
在发明实施例中， 工程机械的闭解锁装置根据工程机械的液力变矩器的原始性能 参数生成该液力变矩器的输入特性曲线， 生成过程可如下 ：
首先， 将上述发动机的转速作为该液力变矩器的原始输入转速 nT， 根据公式 MT ＝ 2 Mbgn /1000000 获取 n 对应的上述液力变矩器的原始输入转矩 MT， 其中， Mbg 为该液力变矩器 的扭矩系数， 可由该液力变矩器的原始性能参数获得。
其次， 根据获得的原始输入转速和原始输入转矩， 利用最小二乘法构造的多项式 其中， c 为拟合得到的系数 ；拟合公式建立该液力变矩器的模型 ：
在建立该液力变矩器的模型后， 根据该液力变矩器的模型生成该液力变矩器的输 入特性曲线。
103、 根据上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器的输入特性曲线生成该发动 机和该液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线 ；
在本发明实施例中， 工程机械的闭解锁装置将发动机的特性曲线和液力变矩器的 输入特性曲线输入同一个坐标系中， 生成发动机和该液力变矩器共同工作的联合输入特性 曲线。
104、 根据上述联合输入特性曲线获取发动机和液力变矩器的共同工作点 ；
其中， 上述共同工作点为联合输入特性曲线中发动机的特性曲线和液力变矩器的 输入特性曲线的交点， 即在上述共同工作点处， 发动机的转速等于液力变矩器的转速， 发动 机的转矩等于液力变矩器的转矩。
105、 将上述共同工作点的转矩值和转速值分别乘以该共同工作点对应的液力变 矩器的转矩比和转速比， 得到上述发动机与液力变矩器的联合输出点 ；
在本发明实施例中， 上述共同工作点对应的液力变矩器的转矩比和转速比可由液 力变矩器的原始性能参数插值得到。
106、 根据上述联合输出点生成上述发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特 性曲线。
107、 根据联合输入特性曲线、 联合输出特性曲线以及工程机械的工况特点， 计算 不同油门开度下和液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点 ；
工程机械的传动系统根据工作需要通常将前进挡位分为工作挡位和行驶挡位。 在 本发明实施例中， 工程机械的闭解锁装置根据步骤 103 得到的联合输入特性曲线和步骤 106 得到的联合输出特性曲线， 结合工程机械的工况特点， 计算不同油门开度下和液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点， 以便利用计算出的闭锁点对该液力变矩器进行闭锁控制。
以推土机的前进挡位为例， 一挡为牵引工况 ( 即工作挡位 )， 二挡、 三挡为行驶工 况 ( 即行驶挡位 )， 一挡行驶速度为 3.5-4.0km/h， 二挡行驶速度为 6.0-7.0km/h， 三挡行驶 速度为 11-12km/h， 推土机在一挡工作时， 受到周期性急剧变化的工作载荷， 因此， 为了提 高推土机传动系统的载荷适应能力， 推土机在一挡工作时， 应取较高的涡轮转速， 闭锁点取 在偶合点处， 提高传动系统的稳定性， 减小传动系统的冲击性。当推土机在二挡、 三挡或者 后退挡行驶时， 工作载荷变化不大， 液力变矩器的涡轮转速可以降低， 当推土机在二档工作 时， 闭锁点取在最大效率点附近， 可充分发挥传动效率， 当推土机在三挡及后退挡工作时， 闭锁点取在首个高效点 ( 即工作效率为 75％对应的较低的涡轮转速 ) 附近， 即在推土机正 常启动行驶平稳后进行闭锁， 充分利用机械传动的优势， 提高传动系统的效率和经济性。 在 上述应用场景下， 分别计算不同油门开度下液力变矩器在偶合点、 最大效率点和首个高效 点处的闭锁点， 将液力变矩器在偶合点的闭锁点确定为推土机工作在一挡时的闭锁点， 将 液力变矩器在最大效率点处的闭锁点确定为推土机工作在行驶挡位的低挡 ( 即二挡 ) 时的 闭锁点， 将液力变矩器在首个高效点处的闭锁点确定为推土机工作在后退挡和行驶挡位的 高挡 ( 即三挡 ) 时的闭锁点。可以理解， 依据不同工程机械自身的工况特点， 不同工程机械 在不同挡位工作时的闭锁点可能有所不同， 因此， 可依据工程机械实际的的工况特点确定 该工程机械在不同挡位工作时的闭锁点。
108、 将闭锁点的转速值减去预置的解锁值， 得到闭锁点对应的解锁点的转速值 ；
在本发明实施例中， 为保证液力变矩器闭解锁过程的稳定性， 工程机械的闭解锁 装置将步骤 107 得到的闭锁点的转速值减去预置的解锁值， 得到闭锁点对应的解锁点的转 速值， 以便利用上述解锁点对液力变矩器进行解锁控制。
由上可见， 本发明实施例中根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数 生成发动机和液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 并结合工程机械传动系统的牵引、 行 驶工况特点获取闭锁点， 提高了闭锁点的计算精度， 一方面， 保证了液力变矩器在利用上述 闭锁点进行闭锁控制时可具备较高的工作效率和工作可靠性， 另一方面， 也保证了工程机 械的燃油经济性和驾驶舒适度， 提高了工程机械液力变矩器的综合使用性能。
为便于更好地理解本发明的技术方案， 下面以一具体应用例对本发明实施例的一 种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法进行描述。
以某 X 型推土机为例， 该 X 型推土机发动机的原始性能参数如表 1 所示， 该 X 型推 土机液力变矩器的原始性能参数如表 2 所示。
表1
转速 (rpm) 转矩 (Nm)
1000 2825 1100 2900 1200 2980 1300 3025 1400 3000 1500 2980 1600 2825 1700 2650 1800 2375 1900 0表29102345735 A CN 102345755
转速比 i 0.000 0.100 0.200 0.300 0.400 0.462 0.500 0.600 0.700 0.750 0.800 0.846 0.900 0.940
转矩比 k 2.520 2.336 2.120 1.949 1.760 1.635 1.560 1.390 1.243 1.150 1.075 1.000 0.900 0.800说明书Mbg(Nm) 1073.63 1065.57 1044.16 1013.33 983.52 961.45 945.99 892.26 810.71 751.18 694.05 633.57 525.97 407.37 高效点 偶合点 最高效率点 高效点 备注 制动工况6/12 页效率 η 0.000 22.454 43.500 57.947 69.323 75.000 77.991 83.710 86.469 86.740 85.915 84.304 80.735 75.000A1、 根据表 1 所示的 X 型推土机发动机的原始性能参数， 利用最小二乘法构造的多 项式拟合公式来描述发动机的转速和转矩输出模型， 发动机拟合曲线方程为 ：
其中， Me 表示 X 型推土机发动机的转矩， ne 表示 X 型推土机发动机的转速， neH 表 示不同油门开度下的怠速转速， α 为油门开度， 其中， 由表 1 可获得该发动机的最高怠速转 速和最低怠速转速分别为 1900r/min 和 1000r/min， 因此， 由公式 neH ＝ α(nR-nL)+nL 可得到 该发动机的油门开度和怠速转速的关系表达式为 neH ＝ 900α+1000。
根据上述发动机拟合曲线方程生成发动机的特性曲线， 如图 2 所示， 其中， 曲线 1、 2、 3、 4、 5、 6 和 7 分别表示油门开度为 40％、 50％、 60％、 70％、 80％、 90％和 100％时发动机的 特性曲线。
A2、 表 1 提供了 X 型推土机发动机在 10 个试验点下的转速， 在本发明实施例中， 将 发动机在该 10 个试验点下的转速作为 X 型推土机液力变矩器的原始输入转速 nT， 根据公式
获取与该原始输入转速 nT 对应的该液力变矩器的原始输入转矩 MT， nT) 其中， Mbg 为该液力变矩器的扭矩系数， 可由表 2 可知 从而可得到 10 个原始输入点 (MT， Mbg 对应于该液力变矩器的转速比 i ；
根据获得的原始输入转速和原始输入转矩， 即上述原始输入点， 采用最小二乘 2 法构造的多项式拟合公式建立该液力变矩器的模型 ： MT ＝ 0.001197nT (i ＝ 0) ； MT ＝ 2 2 2 0.001152nT (i ＝ 0.1) ； MT ＝ 0.001023nT (i ＝ 0.2) ； MT ＝ 0.001017nT (i ＝ 0.3) ； MT ＝ 2 2 2 0.0009835nT (i ＝ 0.4) ； MT ＝ 0.009811nT (i ＝ 0.462) ； MT ＝ 0.000946nT (i ＝ 0.5) ； MT ＝ 2 2 2 0.0008923nT (i ＝ 0.6) ； MT ＝ 0.000845nT (i ＝ 0.7) ； MT ＝ 0.000826nT (i ＝ 0.75) ； MT ＝ 2 2 2 0.0006941nT (i ＝ 0.8) ； MT ＝ 0.000679nT (i ＝ 0.846) ； MT ＝ 0.000511nT (i ＝ 0.9) ； MT ＝ 2 2 0.0004074nT (i ＝ 0.94) ； MT ＝ 0.0000561nT (i ＝ 1)。
根据上述液力变矩器的模型生成液力变矩器的输入特性曲线， 如图 3 所示。
A3、 生成 X 型推土机发动机与液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线， 如图 4 所示。
A4、 由 Me ＝ MT、 ne ＝ nT 计算发动机与液力变矩器的共同工作点 (Me， ne)。
A5、 根据得到的共同工作点， 并由公式 MT ＝ kMe、 nT ＝ ine 得到发动机与液力变矩 器的联合输出点， 其中， k 为共同工作点对应的液力变矩器的转矩比， i 为共同工作点对应 的液力变矩器的转速比， 上述转矩比和转速比可由表 2 中的参数插值得到。 A6、 根据得到的联合输出点生成发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特性曲 线， 如图 5 所示。
A7、 根据步骤 A3 和 A6 得到的发动机与液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 计算出不同油门开度下不同液力变矩器工作状态下的闭锁点 ： 偶合点 im(im ＝ 0.846) 处 油 门 开 度 为 40 ％、 50 ％、 60 ％、 ...、 100 ％ 时， 对 应 的 涡 轮 转 速 分 别 为 1065、 1146、 1226、 1302、 1374、 1442、 1446r/min ； 最大效率点 i*(i* ＝ 0.75) 处油门开度为 40 ％、 50 ％、 ...、 100 ％时， 对应的涡轮转速分别为 939、 1010、 1080、 1147、 1211、 1245、 1245r/min ； 首个高效 点， 即工作效率 75 ％对应的较低的点 imin(η75％ )(imin(η75％ ) ＝ 0.462) 处油门开度为 40 ％、 50％、 ...、 100％时， 对应的涡轮转速分别为 572、 614、 658、 698、 725、 725、 725r/min。将在偶 合点 im 处不同油门开度下的闭锁点确定为 X 型推土机在前进一挡工作时的闭锁点 ； 将在最 大效率点 i* 处不同油门开度下的闭锁点确定为 X 型推土机在前进二挡工作时的闭锁点 ； 将 在首个高效点 ( 即工作效率 75％对应的较低的点 imin(η75％ )) 处不同油门开度下的闭锁点确 定为前进三挡及后退挡的闭锁点， 如图 6 所示区域 S1 为前进一挡的闭锁区， 区域 S2 为前进 二挡的闭锁区， 区域 S3 为前进三挡及后退挡的闭锁区。
A8、 为保证闭解锁过程的稳定， 将步骤 A7 得到的闭锁点的涡轮转速值减去预置的 解锁值， 如可以为 50r/min、 60r/min、 70r/min 等， 得到与闭锁点对应的解锁点。
由上可见， 本发明实施例中根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数 生成发动机和液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 并结合工程机械传动系统的牵引、 行 驶工况特点获取闭锁点， 提高了闭锁点的计算精度和速度， 一方面， 保证了液力变矩器在利 用上述闭锁点进行闭锁控制时可具备较高的工作效率和工作可靠性， 另一方面， 也保证了 工程机械的燃油经济性和驾驶舒适度， 提高了工程机械液力变矩器的综合使用性能。
下面以某 Y 型推土机为例， 对本发明实施例的一种应用于工程机械液力变矩器的 闭解锁方法进行描述。
该 Y 型推土机发动机的原始性能参数如表 3 所示， 该 Y 型推土机液力变矩器的原 始性能参数如表 4 所示。
表3
转速 (rpm) 转矩 (Nm) 1000 934.04 1100 978.43 1200 1010.1 1300 1029.1 1400 1035.4 1500 1029 1600 1009.9 1700 978.05 1800 933.5 1900 876.3 2000 788 2100 0
表4转速比 i 0.000 0.100 0.200 0.300 0.400 0.441 0.500 0.600 0.700 0.719 0.800 0.900 0.953 1.000 转矩比 k 2.520 2.336 2.120 1.949 1.760 1.635 1.560 1.390 1.243 1.150 1.075 1.000 0.900 0.800 效率 η 0 22.454 43.500 57.947 69.323 75.000 77.991 83.710 86.469 86.740 85.915 84.304 80.735 75.000 Mbg(Nm) 335.10 335.30 329.30 320.90 313.20 311.50 310.00 298.40 275.30 269.70 242.50 183.00 136.10 77.50 高效点 偶合点 最高效率点 高效点 备注 制动工况
B1、 根据表 3 所示的 Y 型推土机发动机的原始性能参数， 利用最小二乘法构造的多 项式拟合公式来描述发动机的转速和转矩输出模型， 发动机拟合曲线方程为 ：
其中， Me 表示 Y 型推土机发动机的转矩， ne 表示 Y 型推土机发动机的转速， neH 表 示不同油门开度下的怠速转速， α 为油门开度， 其中， 由表 3 可获得该发动机的最高怠速转 速和最低怠速转速分别为 2100r/min 和 1000r/min， 因此， 由公式 neH ＝ α(nR-nL)+nL 可得到 该发动机的油门开度和怠速转速的关系表达式为 neH ＝ 1100α+1000。根据上述发动机拟合曲线方程生成发动机的特性曲线， 如图 7 所示， 其中， 曲线 1、 2、 3、 4、 5、 6 和 7 分别表示油门开度为 40％、 50％、 60％、 70％、 80％、 90％和 100％时发动机的 特性曲线。
B2、 表 3 提供了 Y 型推土机发动机在 10 个试验点下的转速， 在本发明实施例中， 将 发动机在该 10 个试验点下的转速作为 Y 型推土机液力变矩器的原始输入转速 nT， 根据公式 获取与该原始输入转速 nT 对应的该液力变矩器的原始输入转矩 MT，nT) 其中， Mbg 为该液力变矩器的扭矩系数， 可由表 4 可知 从而可得到 10 个原始输入点 (MT， Mbg 对应于该液力变矩器的转速比 i ；
根据获得的原始输入转速和原始输入转矩， 即上述原始输入点， 采用最小二乘法 2 构造的多项式拟合液力变矩器的模型 ： MT ＝ 0.0003351nT (i ＝ 0) ； MT ＝ 0.0003353nT2(i ＝ 0.1) ； MT ＝ 0.0003293nT2(i ＝ 0.2) ； MT ＝ 0.0003209nT2(i ＝ 0.3) ； MT ＝ 0.0003132nT2(i ＝ 0.4) ； MT ＝ 0.0003115nT2(i ＝ 0.441) ； MT ＝ 0.00031nT2(i ＝ 0.5) ； MT ＝ 0.0002984nT2(i ＝ 0.6) ； MT ＝ 0.0002753nT2(i ＝ 0.7) ； MT ＝ 0.0002697nT2(i ＝ 0.719) ； MT ＝ 0.0002425nT2(i ＝ 0.8) ； MT ＝ 0.000183nT2(i ＝ 0.9) ； MT ＝ 0.0001361nT2(i ＝ 0.953) ； MT ＝ 0.0000775nT2(i ＝ 1)。
根据上述液力变矩器的模型生成液力变矩器的输入特性曲线， 如图 8 所示。
B3、 生成 Y 型推土机发动机与液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线， 如图 9 所 示。
B4、 由 Me ＝ MT、 ne ＝ nT 计算发动机与液力变矩器的共同工作点 (Me， ne)。
B5、 根据得到的共同工作点， 并由公式 MT ＝ kMe、 nT ＝ ine 得到发动机与液力变矩 器的联合输出点， 其中， k 为共同工作点对应的液力变矩器的转矩比， i 为共同工作点对应 的液力变矩器的转速比， 上述转矩比和转速比可由表 4 中的参数插值得到。
B6、 根据得到的联合输出点生成发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特性曲 线， 如图 10 所示。
B7、 根据步骤 B3 和 B6 得到的发动机与液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 计算出不同油门开度下不同液力变矩器工作状态下的闭锁点 ： 偶合点 im(im ＝ 0.846) 处 油 门 开 度 为 40 ％、 50 ％、 60 ％、 ...、 100 ％ 时， 对 应 的 涡 轮 转 速 分 别 为 1231、 1313、 1392、 1469、 1544、 1598、 1634r/min ； 最大效率点 i*(i* ＝ 0.75) 处油门开度为 40 ％、 50 ％、 ...、 100％时， 对应的涡轮转速分别为 1021、 1101、 1166、 1229、 1277、 1277、 1277r/min ； 首个高效 点， 即工作效率 75 ％对应的较低的点 imin(η75％ )(imin(η75％ ) ＝ 0.462) 处油门开度为 40 ％、 50％、 ...、 100％时， 对应的涡轮转速分别为 632、 671、 710、 743、 743、 743、 753r/min。将在偶 合点 im 处不同油门开度下的闭锁点确定为 Y 型推土机在前进一挡工作时的闭锁点 ； 将在最 大效率点 i* 处不同油门开度下的闭锁点确定为 Y 型推土机在前进二挡工作时的闭锁点 ； 将 在首个高效点 ( 即工作效率 75％对应的较低的点 imin(η75％ )) 处不同油门开度下的闭锁点确 定为前进三挡及后退挡的闭锁点， 如图 11 所示区域 Q1 为前进一挡的闭锁区， 区域 Q2 为前 进二挡的闭锁区， 区域 Q3 为前进三挡及后退挡的闭锁区。
B8、 为保证闭解锁过程的稳定， 将步骤 B7 得到的闭锁点的涡轮转速值减去预置的 解锁值， 如可以为 50r/min、 60r/min、 70r/min 等， 得到与闭锁点对应的解锁点。
由上可见， 本发明实施例中根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数生成发动机和液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 并结合工程机械传动系统的牵引、 行 驶工况特点获取闭锁点， 提高了闭锁点的计算精度和速度， 一方面， 保证了液力变矩器在利 用上述闭锁点进行闭锁控制时可具备较高的工作效率和工作可靠性， 另一方面， 也保证了 工程机械的燃油经济性和驾驶舒适度， 提高了工程机械液力变矩器的综合使用性能。
下面对本发明实施例中的一种闭解锁装置进行描述， 请参阅图 12， 本发明实施中 的闭解锁装置 1200 包括 ：
第一生成单元 1201， 用于根据工程机械的发动机的原始性能参数生成上述发动 机的特性曲线， 其中， 该发动机的特性曲线的横坐标和纵坐标分别为该发动机的转速和转 矩；
在本发明实施例中， 第一生成单元 1201 包括 ：
发动机模型建立单元和第一生成子单元 ；
其中， 发动机模型建立单元用于根据工程机械的发动机的原始性能参数， 利用最 小二乘法构造的多项式拟合公式建立该发动机的模型 ：
其中， Me 表示上述发动机的转矩， ne 表示上述发动机的转速， α0、 α1、 α2、 b 0、 b1 均 为拟合得到的系数， neH 表示不同油门开度下的怠速转速， α 为油门开度， 其中， neH 与 α 的 关系表达式为 ： neH ＝ α(nR-nL)+nL， 其中， nR 表示上述发动机的最高怠速转速， nL 表示上述 发动机的最低怠速转速， nR 和 nL 可由该发动机的原始性能参数获得 ；
第一生成子单元用于根据上述发动机的模型生成上述发动机的特性曲线。
第二生成单元 1202， 用于根据工程机械的发动机和液力变矩器的原始性能参数生 成上述液力变矩器的输入特性曲线， 其中， 上述液力变矩器的输入特性曲线的横坐标和纵 坐标分别为上述液力变矩器的转速和转矩 ；
在本发明实施例中， 第二生成单元 1202 包括 ：
获取单元， 液力变矩器模型建立单元和第二生成子单元 ；
其中， 获取单元用于将上述发动机的转速作为上述液力变矩器的原始输入转速
nT， 根据公式获取 nT 对应的液力变矩器的原始输入转矩 MT， 其中， 式中Mbg 为上述液力变矩器的扭矩系数， 可由该液力变矩器的原始性能参数获得 ；
其中， 液力变矩器模型建立单元用于根据上述获取单元获取的原始输入转速和原 始输入转矩， 利用最小二乘法构造的多项式拟合公式建立液力变矩器的模型 ：
其中， c 为拟合得到的系数 ；
其中， 第二生成子单元用于根据上述液力变矩器的模型生成上述液力变矩器的输 入特性曲线。
第三生成单元 1203， 用于根据上述发动机的特性曲线和上述液力变矩器的输入特 性曲线生成上述发动机和上述液力变矩器共同工作的联合输入特性曲线。
共同工作点获取单元 1204， 用于根据第三生成单元 1203 生成的联合输入特性曲 线获取发动机和液力变矩器的共同工作点， 其中， 上述共同工作点为联合输入特性曲线中 发动机的特性曲线和液力变矩器的输入特性曲线的交点。
联合输出点计算单元 1205， 用于将共同工作点获取单元 1204 获取到的共同工作 点的转矩值和转速值分别乘以共同工作点对应的液力变矩器的转矩比和转速比， 获取发动 机与液力变矩器的联合输出点。
第四生成单元 1206， 用于根据联合输出点计算单元 1205 获取到的联合输出点生 成发动机与液力变矩器共同工作的联合输出特性曲线 ；
闭锁点计算单元 1207， 用于根据第三生成单元 1203 生成的联合输入特性曲线、 第 四生成单元 1206 生成的联合输出特性曲线， 以及上述工程机械的工况特点， 计算不同油门 开度下和液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点， 以便利用上述闭锁点对上述液力变矩器 进行闭锁控制 ；
工程机械的传动系统根据工作需要通常将前进挡位分为工作挡位和行驶挡位。 在 本发明实施例中， 闭锁点计算单元 1207 根据联合输入特性曲线和联合输出特性曲线， 结合 工程机械的工况特点， 计算不同油门开度下和液力变矩器在不同工作状态下的闭锁点。以 推土机为例， 一挡为牵引工况 ( 即工作挡位 )， 二挡、 三挡为行驶工况 ( 即行驶挡位 )， 一挡 行驶速度为 3.5-4.0km/h， 二挡行驶速度为 6.0-7.0km/h， 三挡行驶速度为 11-12km/h， 推 土机在一挡工作时， 受到周期性急剧变化的工作载荷， 因此， 为了提高推土机传动系统的载 荷适应能力， 推土机在一挡工作时， 应取较高的涡轮转速， 闭锁点取在偶合点处， 提高传动 系统的稳定性， 减少传动系统的冲击性。当推土机在二挡、 三挡或者后退挡行驶时， 工作载 荷变化不大， 液力变矩器的涡轮转速可以降低， 当推土机在二档工作时， 闭锁点取在最大效 率点附近， 可充分发挥传动效率， 当推土机在三挡及后退挡工作时， 闭锁点取在首个高效点 ( 即工作效率为 75％对应的较低的涡轮转速 ) 附近， 可使推土机正常启动行驶平稳后闭锁， 充分利用机械传动的优势， 提高传动系统的效率和经济性。 在上述应用场景下， 闭锁点计算 单元 1207 分别计算出不同油门开度下液力变矩器在偶合点、 最大效率点和首个高效点处 的闭锁点。闭解锁装置 1200 还包括确定单元， 用于将液力变矩器在偶合点的闭锁点确定为 推土机工作在一挡时的闭锁点 ； 将液力变矩器在最大效率点处的闭锁点确定为推土机工作 在行驶挡位的低挡 ( 即二挡 ) 时的闭锁点 ； 将液力变矩器在首个高效点处的闭锁点确定为 推土机工作在后退挡和行驶挡位的高挡 ( 即三挡 ) 时的闭锁点。
解锁点计算单元 1208， 用于将闭锁点计算单元 1207 计算出的闭锁点的转速值减 去预置的解锁值， 得到上述闭锁点对应的解锁点的转速值， 以便利用上述解锁点对上述液 力变矩器进行解锁控制。
需要说明的是， 本实施例的闭解锁装置 1200 可以如上述方法实施例中的闭解锁 装置， 可以用于实现上述方法实施例中的全部技术方案， 其各个功能模块的功能可以根据 上述方法实施例中的方法具体实现， 其具体实现过程可参照上述实施例中的相关描述， 此 处不再赘述。
由上可见， 本发明实施例中闭解锁装置 1200 根据工程机械的发动机和液力变矩 器的原始性能参数生成发动机和液力变矩器的联合输入、 输出特性曲线， 并结合工程机械 传动系统的牵引、 行驶工况特点获取闭锁点， 提高了闭锁点的计算精度和速度， 一方面， 保 证了液力变矩器在利用上述闭锁点进行闭锁控制时可具备较高的工作效率和工作可靠性， 另一方面， 也保证了工程机械的燃油经济性和驾驶舒适度， 提高了工程机械液力变矩器的 综合使用性能。本领域普通技术人员可以理解实现上述实施例方法中的全部或部分步骤是可以 通过程序来指令相关的硬件完成， 所述的程序可以存储于一种计算机可读存储介质中， 上 述提到的存储介质可以是只读存储器、 随机存储器、 磁盘或光盘等。
以上对本发明所提供的一种应用于工程机械液力变矩器的闭解锁方法及相关装 置进行了详细介绍， 对于本领域的一般技术人员， 依据本发明实施例的思想， 在具体实施方 式及应用范围上均会有改变之处， 综上， 本说明书内容不应理解为对本发明的限制。