徐世福，李鋒，梁帥，李旭

（1.陜西保利特種車制造有限公司，西安 710200；2.陜汽集團(tuán)商用車有限公司，陜西寶雞 722405）

0 引言

隨著商用汽車的發(fā)展，自卸車在復(fù)雜路況使用過程中，出現(xiàn)后橋主減速器齒輪斷裂、齒輪出現(xiàn)早磨、點(diǎn)蝕、打齒等造成自卸車性能不穩(wěn)定，車輛故障頻繁問題影響正常運(yùn)營，導(dǎo)致客戶流失，市場占有率不斷減少，進(jìn)而影響到產(chǎn)品品牌和公司的信譽(yù)。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)組成及現(xiàn)狀分析

1.1 汽車傳動(dòng)組成及原理

汽車傳動(dòng)系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、傳動(dòng)軸、減速器、差速器、半軸等組成。

汽車傳動(dòng)原理：汽車動(dòng)力系統(tǒng)是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力傳遞給離合器，經(jīng)過變速器通過傳動(dòng)軸把動(dòng)力傳遞到主減速器上，再通過差速器和半軸把動(dòng)力傳遞到驅(qū)動(dòng)輪。

1.2 某發(fā)動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)

某發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率為220 kW，額定轉(zhuǎn)速為2100 r/min，最大轉(zhuǎn)矩為1250 N·m，經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)速為1200～1600 r/min，6個(gè)氣缸,排量為7.47 L。

圖1 機(jī)械動(dòng)力系統(tǒng)示意圖

轉(zhuǎn)矩隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩關(guān)系

功率隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖3所示。

圖3 轉(zhuǎn)速-功率關(guān)系

1.3 某變速器基本參數(shù)

某變速器最大輸入轉(zhuǎn)矩為1200 N·m，最大輸入轉(zhuǎn)速為2600 r/min，一擋速比為12.74,10擋速比為0.73。

1.4 離合器分離機(jī)構(gòu)尺寸要素

某1#離合器殼長度為193 mm，花鍵尺寸為10-6.85×φ44×φ35.8 mm，軸端尺寸為φ25×31 mm。

1.5 驅(qū)動(dòng)后橋總成基本參數(shù)

額定軸荷為10 000 kg ，最大輸出轉(zhuǎn)矩為30 000 N·m，輸入突緣聯(lián)接孔尺寸為φ150 mm×70°，法蘭厚度為14 mm，半軸尺寸為φ55×975 mm。

1.6 某發(fā)動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)

某發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率為162 kW，額定轉(zhuǎn)速為2300 r/min，最大轉(zhuǎn)矩為850 N·m，經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)速為1200～1600 r/min，排量為6.75 L。

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、功率之間的關(guān)系如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩-功率關(guān)系

1.7 變速器基本參數(shù)

某變速器最大輸入轉(zhuǎn)矩為700 N·m，最大輸入轉(zhuǎn)速為2600 r/min，一擋速比為12.09,10擋速比為0.78。

1.8 離合器分離機(jī)構(gòu)尺寸要素

某2#離合器殼長度為127 mm，花鍵規(guī)格為10 齒,外徑為φ44.32 ,最小直徑為φ35.86 mm ,齒寬為6.83 mm，一軸前端軸徑為φ25 mm，長為25 mm。

1.9 驅(qū)動(dòng)后橋總成基本參數(shù)

額定軸荷為10 000 kg ，最大輸出轉(zhuǎn)矩為30 000 N·m，輸入突緣聯(lián)接孔尺寸為φ150 mm×70°，法蘭厚度為14 mm，半軸尺寸為φ55×975 mm。

2 理論計(jì)算分析

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)理論計(jì)算分析

發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩按如下公式計(jì)算：

2.2 離合器理論計(jì)算分析

離合器傳遞的最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式為

式中，β為離合器的動(dòng)后備系數(shù)，重型汽車離合器的動(dòng)后備系數(shù)β取1.25～2.25。

2.3 變速器理論計(jì)算分析

變速器的額定輸入轉(zhuǎn)矩與發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩應(yīng)基本相當(dāng)。

變速器的選擇主要是變速器的最大（小）傳動(dòng)比的選擇。

1）最大傳動(dòng)比的選擇要考慮最大爬坡度、附著力、最低穩(wěn)定車速這三方面的設(shè)計(jì)。

a.從最大爬坡度考慮：

2.4 傳動(dòng)軸理論計(jì)算分析

1）傳動(dòng)比的選擇可以根據(jù)最高車速及其功率平衡來確定整車傳動(dòng)系最大（?。﹤鲃?dòng)比。

傳動(dòng)系的最大（?。﹤鲃?dòng)比=變速器的最大（?。┧俦取硫?qū)動(dòng)橋的主減速比×副變速器（或分動(dòng)器）最大（小）速比。

3）傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩的選用。選用不同屈服轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)軸，計(jì)算公式為

式中：T為傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，N·m；ig1、ip1為變速器的一擋傳動(dòng)比和分動(dòng)器的低擋傳動(dòng)比；dk為動(dòng)載系數(shù)，取1.5；MS為傳動(dòng)軸屈服轉(zhuǎn)矩，N·m。

2.5 驅(qū)動(dòng)橋理論計(jì)算分析

驅(qū)動(dòng)橋速比的選擇也很重要，它直接影響汽車的爬坡度、整車最高車速。故可以根據(jù)汽車的爬坡度、整車最高車速來選擇。

從汽車最高車速考慮：

3 分析階段

3.1 樣品現(xiàn)狀分析（如圖5）

圖5 樣件分析

3.2 材質(zhì)元素分析（如表1）

表1 材料元素化學(xué)成分分析%

結(jié)論：材料化學(xué)成分符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

3.3 金相組織、層深、硬度（如表2）

表2 材料金相組織、硬度及硬化層深度分析

結(jié)論：金相組織、層深、硬度符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

3.4 超扭分析

3.4.1 整車超扭比

根據(jù)系統(tǒng)整體設(shè)計(jì)方案，監(jiān)控系統(tǒng)硬件體系主要包括前置服務(wù)器、實(shí)時(shí)服務(wù)器、歷史服務(wù)器、磁盤陣列、調(diào)度工作站、維護(hù)工作站等設(shè)備。下面對(duì)硬件體系的各個(gè)組成部分進(jìn)行介紹：

整車輸出轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式：T=Temaxigi0k1k2。

結(jié)論：整車動(dòng)力系統(tǒng)匹配1～6設(shè)計(jì)方案，整車超扭百分比為1.25～1.43之間，整車超扭過大，僅適用平坦路，嚴(yán)禁超載和在礦區(qū)使用。

圖6 整車動(dòng)力系統(tǒng)匹配分析

3.4.2 變速器超扭比

結(jié)論：變速器系統(tǒng)匹配2、4設(shè)計(jì)方案，變速器超扭百分比為1.06、1.09，變速器超扭過小，僅適用于不超載的平坦公路，嚴(yán)禁超載和在礦區(qū)使用；變速器系統(tǒng)匹配1、3、5設(shè)計(jì)方案，變速器超扭百分比分別為1.14、1.14、1.13，變速器超扭較小，僅適用于平坦公路，嚴(yán)禁超載和在礦區(qū)使用。

圖7 變速器系統(tǒng)匹配分析

圖8 傳動(dòng)軸系統(tǒng)匹配分析

3.4.3 傳動(dòng)軸超扭比

結(jié)論：傳動(dòng)軸系統(tǒng)匹配1、5設(shè)計(jì)方案，傳動(dòng)軸超扭百分比分別為1.02、0.82，傳動(dòng)軸超扭過小，僅適用不超載的平坦公路，嚴(yán)禁超載或在復(fù)雜路況和礦區(qū)使用；傳動(dòng)軸系統(tǒng)匹配2、3、4設(shè)計(jì)方案，傳動(dòng)軸超扭百分比分別為1.07、1.11、1.09，傳動(dòng)軸超扭較小，適用于平坦公路及比較平坦的復(fù)雜路況，嚴(yán)禁過度超載和在復(fù)雜礦區(qū)使用。

結(jié)論：根據(jù)樣件實(shí)際分析可知，主要問題是整車設(shè)計(jì)中動(dòng)力系統(tǒng)匹配不合適導(dǎo)致主減速器損壞嚴(yán)重，動(dòng)力匹配設(shè)計(jì)中驅(qū)動(dòng)橋的轉(zhuǎn)矩太小，變速器一擋速比過大，傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩過大，驅(qū)動(dòng)橋的速比太大才會(huì)導(dǎo)致過載或者重車起步的時(shí)候出現(xiàn)主減速器齒輪斷裂、早磨、點(diǎn)蝕的問題，主被動(dòng)齒輪脫皮、點(diǎn)蝕造成脫齒打齒，嚴(yán)重影響車輛使用安全的問題。經(jīng)分析可知，整車超扭過大、傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩過大、驅(qū)動(dòng)橋的速比太大，僅適用于平坦路，嚴(yán)禁超載和在礦區(qū)使用；整車動(dòng)力系統(tǒng)后橋最弱，傳動(dòng)軸次之，最后為變速器。

4 設(shè)計(jì)階段

4.1 重型商用車設(shè)計(jì)

通過理論設(shè)計(jì)計(jì)算，利用數(shù)據(jù)表分析多種方案的合理性、可行性、準(zhǔn)確性。

4.1.1 重型商用車整車超扭比（如表3和圖9）

表3 重型商用車整車設(shè)計(jì)

結(jié)論：整車動(dòng)力系統(tǒng)匹配1～9個(gè)設(shè)計(jì)方案，整車超扭百分比在0.98～1.20之間，整車超扭小，適用于平坦道路及復(fù)雜的符合路況，滿足各種不同的工況及區(qū)域，適應(yīng)性非常強(qiáng)。

4.1.2 重型商用車變速器超扭比（如表4和圖10）

表4 重型商用車變速器設(shè)計(jì)

圖10 變速器匹配設(shè)計(jì)

4.1.3 重型商用車傳動(dòng)軸超扭比（如表5和圖11）

圖11 傳動(dòng)軸匹配設(shè)計(jì)

通過以上數(shù)據(jù)分析可知：整車少量超扭，適用任何路況，推薦在礦區(qū)和道路條件差的區(qū)域使用，安全范圍內(nèi)可以適度超載使用；整車動(dòng)力系統(tǒng)后橋最弱，變速器次之；此車綜合性能好，整車傳動(dòng)系統(tǒng)損壞主要取決于各個(gè)總成的壽命。

4.2 動(dòng)力系統(tǒng)超扭計(jì)算推薦

變速器、離合器、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋匹配安全系數(shù)原則推薦如表6所示。

表6 傳動(dòng)匹配安全系數(shù)推薦

5 結(jié)論

本文主要介紹了一種整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)超扭設(shè)計(jì)方法對(duì)主減速器齒輪斷裂、齒輪出現(xiàn)早磨等造成自卸車性能不穩(wěn)定的原因，主要從傳動(dòng)系統(tǒng)原理及組成、理論分析、原因分析、設(shè)計(jì)階段、驗(yàn)證階段對(duì)調(diào)研情況進(jìn)行全面分析，以問題為導(dǎo)向匹配設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)，提出解決主減速器齒輪斷裂、齒輪出現(xiàn)早磨等造成自卸車性能不穩(wěn)定的辦法，從根本上解決商用車傳動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)問題，提高動(dòng)力總成的使用壽命，提高商用車的安全性，提供一種綜合有效的設(shè)計(jì)方法理論體系，利用超扭計(jì)算的方法對(duì)此問題進(jìn)行充分的分析及詳細(xì)參數(shù)設(shè)計(jì)，從而達(dá)到徹底解決此問題，為后期相關(guān)問題的處理提供一種良好的解決方法。