張 磊，葛 鎧，王向東，占 軍，劉福軍，單紅波，顧銀芳，范 慧，蔣 眾

(1.北京航天發(fā)射技術(shù)研究所，北京 100076; 2.中國(guó)人民解放軍96901部隊(duì)，北京 100094)

0 引言

國(guó)產(chǎn)大功率底盤傳動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件作為底盤傳動(dòng)系統(tǒng)的關(guān)鍵核心部件，對(duì)底盤的安全可靠性運(yùn)行起著至關(guān)重要的作用。但國(guó)產(chǎn)大功率底盤傳動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的結(jié)構(gòu)和操作復(fù)雜，對(duì)駕駛員操作要求高，在裝備投入使用初期由于缺乏對(duì)不規(guī)范操作的監(jiān)測(cè)和識(shí)別手段，只能在產(chǎn)品出現(xiàn)功能喪失時(shí)，才能發(fā)現(xiàn)存在的故障，從而影響了多軸超載型底盤的可靠性[1-4]。

因此，有必要根據(jù)整車駕駛數(shù)據(jù)識(shí)別駕駛員不規(guī)范操作，并就每種不規(guī)范操作對(duì)產(chǎn)品零部件壽命的影響進(jìn)行評(píng)估，當(dāng)達(dá)到一定限值時(shí)，及時(shí)提示駕駛員進(jìn)行檢查和維護(hù)，從而有效升裝備的可靠性和綜合保障性[5-8]。

1 底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件

底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件包括液力機(jī)械變速箱、分動(dòng)箱和連接傳動(dòng)軸，作為功能串聯(lián)系統(tǒng)，任何一個(gè)部件的損壞，都可能導(dǎo)致整車行駛功能的喪失。

其中，大功率液力機(jī)械變速箱作為功能和接口最為復(fù)雜的總成，主要包括變矩器三工作輪(用于起步增大扭矩)，閉鎖離合器(高速工況閉鎖，提高傳動(dòng)效率)，液力緩速器(用于下長(zhǎng)坡時(shí)輔助制動(dòng))，離合器分離機(jī)構(gòu)(與離合器踏板連接，切斷和連接發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力)、離合器蓋總成和摩擦片(實(shí)現(xiàn)變矩器輸出與變速箱輸入的同步)和機(jī)械式變速箱(包括各檔齒輪、軸承和同步器等，通過(guò)配合滿足不同檔位下的轉(zhuǎn)速和扭矩要求)。

2 異常操作下的關(guān)鍵部件風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估流程

2.1 駕駛員異常操作分類

影響大功率底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件可靠性和使用壽命的原因可以分為3類：

1)疲勞失效、老化、磨損以及由于環(huán)境影響而造成的失效等；

2)公差失效會(huì)導(dǎo)致傾向于可靠的偏離，無(wú)法有效地實(shí)現(xiàn)功能；

3)誤操作引起的失效。

其中，第一類為設(shè)計(jì)原因，第二類為生產(chǎn)原因，第三類為使用原因。以往對(duì)大功率底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)都是基于正常使用工況開(kāi)展的，但對(duì)于誤操作引起的載荷條件變化卻很少考慮。

通過(guò)整車CAN總線系統(tǒng)，能夠采集液力機(jī)械變速箱相關(guān)狀態(tài)參數(shù)，包括泵輪轉(zhuǎn)速、渦輪轉(zhuǎn)速、變速箱輸出轉(zhuǎn)速、離合操作、液力緩速器檔位狀態(tài)、油液溫度等，分動(dòng)箱相關(guān)參數(shù)包括車速、檔位等。其中，根據(jù)變矩器泵輪和渦輪轉(zhuǎn)速可以判斷變矩器工作狀態(tài)；通過(guò)液力緩速器檔位，判斷緩速器工作狀態(tài)；通過(guò)渦輪轉(zhuǎn)速、變速箱輸出轉(zhuǎn)速和離合信號(hào)能夠分析變速箱的操作。通過(guò)變速箱輸出轉(zhuǎn)速和車速可以判斷整車和分動(dòng)器操作。

同時(shí)，結(jié)合駕駛員操作流程與車輛的路況環(huán)境，整理的典型工況包括：?jiǎn)?dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、起步掛檔、升檔加速、上坡加速、平路加速、下坡加速、上坡減速、平路減速、下坡減速、勻速行駛、制動(dòng)停車、原地取力和熄火停車等十3個(gè)工況，配合駕駛員操作部件發(fā)動(dòng)機(jī)油門、發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)和液力緩速器制動(dòng)、離合器、換擋手柄、腳制動(dòng)，總結(jié)形成駕駛員異常操作及風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估表，如表1所示。

表1 異常操作與底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件使用風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

2.2 異常操作下關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測(cè)與評(píng)估流程

針對(duì)上述識(shí)別到的駕駛員使用操作風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)，可以確定關(guān)鍵零部件的實(shí)際使用邊界，再結(jié)合失效模型的評(píng)估，就可以確定零部件的極限狀態(tài)，從而建立基于駕駛操作的大功率底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的狀態(tài)監(jiān)測(cè)與評(píng)估流程，如圖1所示。

圖1 傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測(cè)與評(píng)估流程

3 關(guān)鍵零部件風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估方法與驗(yàn)證

3.1 軸承超速風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.1.1 數(shù)據(jù)分析

底盤超速除了影響駕駛安全性，還會(huì)影響軸承轉(zhuǎn)速，當(dāng)車速超過(guò)軸承的極限轉(zhuǎn)速時(shí)，由于離心力過(guò)大，會(huì)沖擊軸承保持架，從而造成軸承的損害。

超重型底盤的設(shè)計(jì)最高車速為75 km/h，但某車實(shí)際運(yùn)行時(shí)，存在超速使用工況。

3.1.2 軸承超速風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

軸承額定熱轉(zhuǎn)速即軸承所產(chǎn)生的摩擦熱與其所散發(fā)的總熱量相等，即:

Nr=φr

其中:Nr為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下軸承功率損耗；φr為參照熱流量。

軸承散發(fā)的總熱量為:

φr=qrAr

其中:qr為參照熱流密度；Ar為散熱參照表面積。

向心軸承的表面積Ar:

Ar=πC(E+F)

式中，C為軸承寬度。

軸承運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的摩擦熱為:

M1r=f1rP1rdm

式中，nθr為額定熱轉(zhuǎn)速；M0r為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下與載荷無(wú)關(guān)的摩擦力矩；M1r為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下與載荷有關(guān)的摩擦力矩；f0r為參照條件下與載荷無(wú)關(guān)的摩擦力矩的系數(shù)；f1r為參照條件下與載荷有關(guān)的摩擦力矩的系數(shù)；P1r為參照載荷；υr為在軸承的參照溫度下潤(rùn)滑劑的運(yùn)動(dòng)黏度，向心軸承υr=12 mm2/s。

聯(lián)立可得出額定熱轉(zhuǎn)速nθr的計(jì)算公式為:

額定熱轉(zhuǎn)速nθr通過(guò)迭代法，由上述公式確定。

變矩器、變速箱和分動(dòng)箱各軸承極限轉(zhuǎn)速和100 km/h車速下對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速進(jìn)行了計(jì)算。對(duì)比發(fā)現(xiàn)分動(dòng)箱中間軸軸承的超速較為明顯，尤其是載荷相對(duì)大的中間軸后軸承，在超速工況下更容易發(fā)生損害。

3.1.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

將分動(dòng)器箱前后箱體分離，發(fā)現(xiàn)中間軸后軸承保持架及內(nèi)圈端面有高溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，將中間軸總成從箱體取出，保持架斷裂，滾子散落，如圖2所示。

圖2 中間軸后軸承過(guò)熱失效

為防止后續(xù)由于車輛超速導(dǎo)致的軸承超速失效，建議采取以下措施：

1)增加車輛超速的報(bào)警提醒；

2)增加主動(dòng)限速，當(dāng)車輛超速時(shí)通過(guò)整車控制器，限制發(fā)動(dòng)機(jī)油門。

3.2 軸承反向沖擊風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.2.1 數(shù)據(jù)分析

當(dāng)駕駛員通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)與液力緩速器進(jìn)行輔助制動(dòng)時(shí)，變速箱的輸入載荷方向與正常驅(qū)動(dòng)工況相反，此時(shí)變速箱內(nèi)的圓錐滾子軸承的受力方向也相應(yīng)發(fā)生變化。同時(shí)，如果在車輛輔助制動(dòng)下坡過(guò)程中，又進(jìn)行了換擋操作，那么換擋的反向沖擊載荷也會(huì)作用在主軸前軸承上。

駕駛員操作液力緩速器6檔下坡過(guò)程中，踩下離合器，越級(jí)換擋從8檔降至5檔，渦輪轉(zhuǎn)速反拖最高達(dá)到3 779 rpm，而此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低至533 rpm，離合器結(jié)合后，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速反拖超速到2 806 rpm。

3.2.2 軸承反向沖擊載荷風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

研究對(duì)變速箱各檔位正向驅(qū)動(dòng)最大載荷工況，與發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)和液力緩速器聯(lián)合反向載荷工況的軸承承載能力進(jìn)行了計(jì)算。

在正向驅(qū)動(dòng)工況，相對(duì)薄弱點(diǎn)為主軸后軸承，但壽命是能夠滿足使用要求的，但在反向載荷作用下，尤其是主箱在變速箱一檔時(shí)，主軸前軸承的壽命和安全系數(shù)均不能滿足要求。而檔換擋沖擊產(chǎn)生的反向載荷與發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)及液力緩速器制動(dòng)載荷相疊加后，經(jīng)初步核算其沖擊載荷已達(dá)到主離合器滑磨扭矩，此時(shí)對(duì)應(yīng)主軸前軸承的安全系數(shù)小于1.5，存在短時(shí)失效風(fēng)險(xiǎn)。

3.2.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)拆解檢查發(fā)現(xiàn)，主軸前軸承保持架斷裂，軸承滾子散落；軸承滾子變色，滾子嚴(yán)重?cái)D壓變形；內(nèi)圈滾道及擋邊變色、磨損嚴(yán)重。說(shuō)明軸承承受了異常的軸向載荷，并伴有超溫，如圖3所示。

圖3 變速箱主軸前軸承損壞情況

為減小軸承的反向沖擊，采取以下措施：

1)當(dāng)變矩器緩速器識(shí)別到發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)工作時(shí)，自動(dòng)降至1檔；

2)當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)與緩速器工作時(shí)，如果識(shí)別到離合器變化，輔助制動(dòng)將延遲起效，減小與換擋沖擊的疊加扭矩。

3.3 不正確換擋同步器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.3.1 數(shù)據(jù)分析

不正確的換擋操作，對(duì)變速箱的關(guān)鍵部件包括軸承、離合器和同步器均會(huì)產(chǎn)生影響，雖然大部分沒(méi)有發(fā)動(dòng)機(jī)排氣制動(dòng)和液力緩速器輔助制動(dòng)，但對(duì)同步器的影響卻是難以避免的，也是最容易出現(xiàn)的問(wèn)題。

某底盤在開(kāi)展冬季試驗(yàn)過(guò)程中，多次出現(xiàn)不正確換擋操作。

3.3.2 不正確換擋同步器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

同步器的摩擦錐面的滑磨功:

式中，ne為輸入軸轉(zhuǎn)速；Jr為等效到輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；ik和ik+1分別為初始檔和目標(biāo)檔速比。

同步器的滑磨功Lf與摩擦面積Af之比稱為同步器的比滑磨功，即單位面積滑磨功:

q=Lf/Af

考慮同步時(shí)間tT對(duì)應(yīng)平均滑磨功率:

Pm=Lf/tT

摩擦接觸面噴鉬處理，單位面積滑磨功不大于0.53，單位面積滑磨功率不大于0.84，接觸壓力不大于6。

對(duì)應(yīng)不正確越級(jí)換擋工況對(duì)應(yīng)同步器熱容計(jì)算，根據(jù)同步器計(jì)算結(jié)果，在正常換擋條件下，同步器的各項(xiàng)指標(biāo)基本能夠滿足使用要求。但不正確的越級(jí)升檔或降低工況下，變速箱3、4檔同步器的線速度都會(huì)超過(guò)限值，而且4檔同步器的單位功率滑磨功和功率也都超出了限制，因此失效的風(fēng)險(xiǎn)最高，其次是變速箱2檔和3檔；而變速箱1檔同步器，雖然線速度大部分工況能夠滿足要求，但在越級(jí)降3檔時(shí)，其單位面積滑磨功和功率也都會(huì)超限，存在過(guò)熱風(fēng)險(xiǎn)[9-17]。

3.3.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)拆解檢查發(fā)現(xiàn)，變速箱5擋同步器有高溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，實(shí)物如圖4所示。

圖4 同步環(huán)過(guò)熱

在換擋統(tǒng)計(jì)過(guò)程中，重點(diǎn)關(guān)注3、4檔同步器越級(jí)換擋速差和次數(shù)，當(dāng)單個(gè)檔位不正確換擋累計(jì)達(dá)到1 000次，則需要對(duì)同步器狀態(tài)進(jìn)行檢查。

3.4 不正確換擋主離合器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.4.1 數(shù)據(jù)分析

如上所述，不正確換擋不僅會(huì)影響同步器，還會(huì)加劇主離合器磨損，降低使用壽命，具體數(shù)據(jù)如2.4節(jié)所示。

3.4.2 不正確換擋主離合器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

主離合器同步過(guò)程產(chǎn)生的滑磨功:

其中:r為車輪滾動(dòng)半徑；m為汽車總質(zhì)量。

單片離合器的單位面積滑摩功推薦不大于245 J/cm2，經(jīng)過(guò)計(jì)算，單位面積滑摩功小于推薦值，因此設(shè)計(jì)是合理的。

以輸入轉(zhuǎn)速2 000 r/min越級(jí)換1檔，離合器滑磨功、溫升、磨損量和對(duì)應(yīng)使用壽命。通過(guò)計(jì)算分析發(fā)現(xiàn)，高速檔區(qū)(5、6、7、8檔)下的越級(jí)換擋操作會(huì)造成離合器的磨損加劇，經(jīng)初步核算越級(jí)換擋條件下，主離合器在8檔允許越級(jí)換擋達(dá)到5 000次時(shí)，應(yīng)對(duì)主離合器磨損狀態(tài)進(jìn)行檢查。

3.4.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)拆解后，如圖5所示。

圖5 主離合器磨損

檢查離合器摩擦片厚度，摩擦面到鉚單邊磨損應(yīng)不大于2 mm，但1.5萬(wàn)公里后的實(shí)測(cè)磨損量達(dá)到3.6 mm，鉚釘端頭已經(jīng)與摩擦面平齊，需要更換摩擦片。

與同步器措施相類似，需要通過(guò)換擋監(jiān)測(cè)分析，對(duì)越級(jí)換擋頻次統(tǒng)計(jì)，及時(shí)檢查維護(hù)。

3.5 離合器超速風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.5.1 數(shù)據(jù)分析

主離合器要求按照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)《QC/T 25-2004汽車干摩擦式離合器總成技術(shù)條件》開(kāi)展“離合器的旋轉(zhuǎn)破壞試驗(yàn)”，要求蓋總成的旋轉(zhuǎn)破壞扭矩不應(yīng)低于發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速的1.8倍，否則就會(huì)有發(fā)生旋轉(zhuǎn)破壞的風(fēng)險(xiǎn)。

但在實(shí)車使用中，駕駛員為了充分發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的輔助制動(dòng)，而將變速箱強(qiáng)制掛低檔反拖發(fā)動(dòng)機(jī)，造成發(fā)動(dòng)機(jī)和主離合器超速。

3.5.2 超速離合器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

高速旋轉(zhuǎn)破環(huán)作為一個(gè)典型的理論力學(xué)問(wèn)題，如圖6所示。離合器飛輪盤與蓋總成通過(guò)壓盤螺栓剛性連接，因此可以簡(jiǎn)化為質(zhì)量為m半徑為R的飛輪，以角速度ω繞定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，在不考慮重力的影響下，分析輪緣截面的離心力。

圖6 輪緣截面離心力

由于離合器飛輪盤與蓋總成的結(jié)構(gòu)對(duì)稱，因此取微小圓弧段，計(jì)算慣性力:

對(duì)應(yīng)整個(gè)飛輪盤，對(duì)應(yīng)慣性力:

螺栓與飛輪盤螺栓的擠壓應(yīng)力:

式中，ρ為鑄鐵密度；ω為飛輪盤轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；R1i、R2i為飛輪盤、壓盤和蓋總成的外圓與內(nèi)圓半徑；hi為飛輪盤、壓盤和蓋總成對(duì)應(yīng)厚度；n為飛輪盤螺栓連接個(gè)數(shù)；L為飛輪盤螺栓配合長(zhǎng)度；d為螺栓直徑。

離合器蓋總成上采用的壓盤螺栓規(guī)格為M10×50，強(qiáng)度等級(jí)為10.9級(jí)連接螺栓，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》對(duì)應(yīng)螺栓性能校核，螺栓屈服強(qiáng)度900 MPa，抗拉強(qiáng)度極限1 000 MPa。

不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)螺栓擠壓應(yīng)力，如表2所示。

表2 不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)螺栓擠壓應(yīng)力

從數(shù)據(jù)分析來(lái)看，離合器蓋總成轉(zhuǎn)速已經(jīng)達(dá)到3 584 rpm與離合器蓋總成的設(shè)計(jì)極限轉(zhuǎn)速約3 800 rpm已經(jīng)非常接近，存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

3.5.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

當(dāng)主離合器轉(zhuǎn)速達(dá)到4 200 rpm后，主離合器連接螺栓斷裂，離合器殼體破裂，如圖7所示。

圖7 主離合器殼體破裂

為防止實(shí)車出現(xiàn)上述風(fēng)險(xiǎn)，增加了一下措施：

1)增加渦輪軸超速報(bào)警，指導(dǎo)駕駛員根據(jù)車速選擇適宜的檔位；

2)增加發(fā)動(dòng)機(jī)反拖超速報(bào)警，提示駕駛員盡量避免通過(guò)反拖發(fā)動(dòng)機(jī)的方式進(jìn)行制動(dòng)。

3.6 高檔位閉鎖時(shí)閉鎖離合器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.6.1 數(shù)據(jù)分析

如果駕駛員起步所掛檔位過(guò)高或車輛降速而變速箱并未降檔會(huì)導(dǎo)致變矩器解鎖，那么當(dāng)再次加速時(shí)，變矩器會(huì)在高檔位閉鎖，從而產(chǎn)生閉鎖沖擊，如圖8所示。

圖8 閉鎖離合器摩擦片

3.6.2 高檔位閉鎖時(shí)閉鎖離合器風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

液力變矩器閉鎖離合器計(jì)算方法參考主離合器，所產(chǎn)生的閉鎖沖擊摩擦功、摩擦功率和允許次數(shù)。

高檔位變速箱輸入端的等效慣量增加，導(dǎo)致滑磨功增加，變速箱5檔以上閉鎖就會(huì)造成滑磨功超出限值，從而使閉鎖離合器過(guò)熱而增加磨損。

基于的狀態(tài)統(tǒng)計(jì)結(jié)果，高速檔閉鎖比例較高，尤其是變速箱8檔閉鎖對(duì)閉鎖離合器壽命影響最大，因此要統(tǒng)計(jì)各檔位閉鎖離合器的工作次數(shù)，當(dāng)達(dá)到限值時(shí)，需要對(duì)閉鎖離合器狀態(tài)進(jìn)行檢查維護(hù)。

3.6.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

通過(guò)數(shù)據(jù)對(duì)比發(fā)現(xiàn)，某車高速檔閉鎖情況較為嚴(yán)重，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，閉鎖離合器摩擦片磨損較為嚴(yán)重，且有超溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，如圖8所示。

為防止閉鎖離合器過(guò)熱和過(guò)度磨損，建議采取以下措施：

1)增加換擋提示，當(dāng)變矩器常時(shí)間不能閉鎖時(shí)，提示駕駛員選擇適宜檔位；

2)增加換擋提示，當(dāng)車速與檔位不匹配導(dǎo)致變矩器解鎖時(shí)，提示駕駛員及時(shí)降檔。

3.7 不踩離合器緊急制動(dòng)傳動(dòng)軸風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

3.7.1 數(shù)據(jù)分析

某底盤變速箱1擋爬坡時(shí)，車速5.7 km/h，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 200 rpm，緊急制動(dòng)過(guò)程中，未踩離合器，變矩器閉鎖，發(fā)動(dòng)機(jī)熄火。

當(dāng)?shù)妆P緊急制動(dòng)時(shí)，若離合器不分離，則發(fā)動(dòng)機(jī)將和傳動(dòng)系統(tǒng)剛性連接而急劇降低轉(zhuǎn)速，使其中所有的運(yùn)動(dòng)部件產(chǎn)生很大的慣性力矩，其數(shù)值可能大大超過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)發(fā)出的最大轉(zhuǎn)矩，將對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)造成超過(guò)其承載能力的載荷，從而使其零部件損壞[19-21]。

3.7.2 風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估

變速箱一擋、離合未分離工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)至變速箱及分動(dòng)器間傳動(dòng)軸的慣性扭矩，如下所示：

式中,I1為變速箱1擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)至傳動(dòng)軸輸入端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Ie為發(fā)動(dòng)機(jī)至飛輪盤總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；It為飛輪盤至主離合器總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Itr1為變速器一擋慣量折算至變速箱輸入端的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；i1為變速器一擋速比；dω1/dt為變速器一擋發(fā)動(dòng)機(jī)至傳動(dòng)軸輸入端慣性角減速度。

根據(jù)變速器輸出傳動(dòng)軸慣量和慣性角減速度，可以計(jì)算變速器輸出端傳動(dòng)軸的慣性力矩。

結(jié)合測(cè)試和計(jì)算證明，在變速器一檔和倒檔在緊急制動(dòng)不踩離合器的極端使用工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)所產(chǎn)生的慣性扭矩已經(jīng)超過(guò)了傳動(dòng)軸的破壞扭矩，存在斷裂失效風(fēng)險(xiǎn)。

發(fā)動(dòng)機(jī)到變速箱輸入端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為7.88 kgm2，根據(jù)計(jì)算變速箱輸入端慣性角減速度646.2 rad/s2，則對(duì)應(yīng)變速箱輸入端沖擊扭矩5 092.1 Nm，一檔時(shí)變速箱輸出端扭矩60 901 Nm，該值接近傳動(dòng)軸的破壞扭矩，存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

3.7.3 相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，變速箱至分動(dòng)箱傳動(dòng)軸在十字軸沿軸肩處斷裂，軸套沿底面根部斷裂、脫落，如圖9所示。

圖9 變速箱至分動(dòng)箱傳動(dòng)軸損壞

為避免上述極端工況，采取以下措施：

1)增加主動(dòng)防護(hù)，變矩器應(yīng)增加檔位識(shí)別功能，當(dāng)識(shí)別到變速箱處于低速檔(一檔、二檔和倒檔)時(shí)，變矩器始終處于解鎖狀態(tài)，從而避免發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)剛性連接，以減小不踩離合緊急制動(dòng)時(shí)的沖擊載荷。

2)增加發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化速率的報(bào)警提示，規(guī)范駕駛操作。

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)基于駕駛操作的底盤傳動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測(cè)與評(píng)估，能夠較為有效地識(shí)別系統(tǒng)存在的風(fēng)險(xiǎn)和隱患，并及時(shí)地采取檢查和維護(hù)，從而有效保障多軸特種車輛順利完成各項(xiàng)任務(wù)。