某6×4攪拌車傳動系優化匹配

鄒琳 周福庚 汪知望

安徽江淮汽車股份有限公司 安徽合肥 230022

1 引言

隨著中國工程建設事業的不斷發展，攪拌車使用工況逐漸由城市運輸轉向城市和郊區運輸，并且攪拌車上裝容積逐漸增加，6×4攪拌車上裝目前已發展到12 m3，甚至更大。因此，攪拌車所需要的承載性、發動機起步扭矩等參數也應隨之增加。然而本文所涉及的攪拌車是原攪拌罐容積為7～8 m3的6×4攪拌車系列產品，其匹配六擋變速器，僅適用于城市工況。現由于該車上裝已增加到12 m3，而底盤未能及時進行匹配設計，仍然沿用了前期的車型，故在使用過程中出現以下問題：a. 離合器出現早期磨損；b.發動機飛輪殼開裂，主要出現在安裝起動機的穿孔位置；c. 整車的油耗偏高。為解決上述問題，需要對攪拌車傳動系進行優化匹配設計。

2 傳動系優化匹配

2.1 原因分析

針對該產品出現的離合器早期磨損和飛輪殼開裂現象進行初步原因分析。

a. 原設計車型匹配六擋變速器，倒擋速比和I擋速比都相對較小，車輛在實際運行過程中會出現以下兩個問題：一是倒擋穩定車速較高，而攪拌車在實際作業下需要長時間使用低速倒車行駛，由此導致離合器長期處于半離合狀態；二是I擋起步扭矩過小，而整車質量較大，導致離合器過載，發生打滑現象。上述兩個原因使得離合器從動盤摩擦片的磨損過快，從而出現早期磨損現象。

b. 起步扭矩較小，倒擋穩定車速較高，攪拌車實際運行過程中出現較大的振動，尤其是飛輪殼末端振動較大。由于沒有變速器輔助支撐，不能有效地衰減飛輪殼的振動，從而出現飛輪殼開裂的現象，開裂位置如圖1所示。

c. 由于傳動系速比匹配不合理，發動機處于經濟工況下運行的機會較少，故整車的燃油經濟性較差。

通過上述初步原因分析，下面對攪拌車從傳動系匹配上進行優化設計。

2.2 離合器優化設計

造成離合器早期磨損的一個重要原因是離合器壓緊力及承受扭矩不能滿足要求。故對離合器轉矩后備系數進行理論校核。離合器從動盤為摩擦式圓盤，從動盤（摩擦片）通過壓盤被貼合在飛輪上，從而能夠傳遞轉矩[1]，如圖2所示。離合器轉矩校核輸入參數如表1所示。

表1 離合器轉矩校核輸入參數

根據公式，離合器靜摩擦力矩：

后備系數[2]：

式中，TC為離合器靜摩擦力矩；β為后備系數。

將表1中參數代入公式(1)、(2)計算得出，匹配推式離合器時，離合器靜摩擦力矩TC=1 952.1 N·m，后備系數β=1.4；匹配拉式離合器時，離合器靜摩擦力矩TC=2 708.8 N·m，后備系數β=2.0。根據設計要求[2]， 重型攪拌車β≥1.5，因此若匹配推式離合器，轉矩后備系數無法滿足設計要求，而選擇匹配拉式離合器則可以滿足設計要求。

2.3 傳動系速比優化匹配

2.3.1 對離合器滑磨功進行理論校核

離合器摩擦片被夾在飛輪和壓盤中間，以滑磨功的形式供給車輛運動能量，使得發動機旋轉和車輛方面的旋轉達到同步。滑磨功即為離合器一次接合吸收的能量，它作為熱量散發到大氣中。

根據離合器滑磨功公式[2]：

其中，發動機的旋轉慣性矩

汽車旋轉慣性矩

汽車的行駛阻力矩

式中，me為 發動機旋轉部分的質量，me= 38 kg；ma為汽車的最大總質量，ma= 40 000 kg；mr為除發動機外旋轉部分的慣性當量質量，mr= 2 000 kg；rr為 驅動輪的滾動半徑，rr= 0.516 m；ηT為傳動效率，ηT= 90%；ne為 離合器接合前發動機轉速，ne=1 500 r/min；Te為 發動機最大扭矩，Te=1 350 N·m；TC為離合器的轉矩容量，TC=2 708.8 N·m。

表2 匹配變速器各擋位速比

根據(3)～(8)式，并匹配6擋、9擋、10擋變速器（如表2所示），計算得到各種情況下離合器單位面積滑磨功ω如表3所示。

表3 匹配變速器滑磨功對比表J/mm2

根據設計要求[1]，重型攪拌車要求離合器單位面積滑磨功ω≤0.25 J/mm2。從表3可以看出，若匹配6擋變速器，在I擋起步和倒擋時滑磨功均超出設計要求，而用戶采用II擋起步時，則滑磨功遠遠超出設計要求；若匹配9擋或者10擋變速器，則均能夠滿足設計要求。

2.3.2 動力經濟性分析

由于攪拌車頻繁使用低速倒車，因此降低倒擋穩定車速，可以有效地減少駕駛員倒擋時使用離合控制車速的頻率。通過增加傳動系總速比，擴大傳動系速比范圍，可在不降低整車動力性、經濟性的前提下，加大倒擋速比以降低倒擋車速。

增加總速比可以通過增加后橋速比和變速器速比兩種方案來實現，而在增加變速器速比中，可以采用國內同一廠家成熟的9擋、10擋變速器代替原6擋變速器，擴大速比范圍。

通過AVL_Cruise仿真計算分析，確定最佳傳動系匹配方案。仿真模型框架如圖3所示。匹配6擋、9擋、10擋變速器攪拌車動力經濟性仿真結果如表4所示。

表4 攪拌車動力經濟性仿真結果（12 m3上裝）

仿真計算結果表明，匹配9擋、10擋變速器在降低起步、倒擋穩定車速的同時，很大程度上降低了常用工況下的燃油經濟性。

2.4 動力總成懸置優化

首先對飛輪殼處彎矩和應力進行初步的理論計算分析，懸置力矩如圖4所示。

圖中，Ge為 發動機質心位置，Gt為 變速器質心位置，R1為前懸置支撐位置，R2為后懸置支撐位置，R3為變速器支撐（原車型無此支撐）。以發動機前支承為旋轉中心建立力矩平衡方程，有[3]：

由發動機懸置裝置受力平衡，有[3]：

飛輪殼后端面的彎矩為：

原車型無變速器輔助支承，即R3=0

式中，We為發動機質量，We=980 kg；Wt為變速器質量，Wt= 355 kg；L1為前懸置至發動機質心距離，L1=587mm；L2為前懸置至飛輪殼后斷面距離，L2=1 158mm；L3為前懸置至后懸置距離，L3=1 263 mm；L4為前懸置至變速器質心處距離，L4=1 483 mm；L5為前懸置至變速器輔助支撐距離，L5=1 845 mm；L6為后懸置至飛輪殼后斷面距離，L6=105 mm；L7為變速器質心至飛輪殼后斷面距離，L7=325 mm；L8為變速器輔助支撐至飛輪殼后斷面距離，L8=687 mm。

將數據代入(9)～(12)式計算，得到飛輪殼后端面處彎矩為2 069 N·m，大于飛輪殼彎矩限值1 350 N·m，此時飛輪殼所受彎矩已經超過了其極限彎矩。

同時對動力總成及懸置進行CAE分析，根據整車坐標系將動力總成建立仿真模型[4]，其中前后懸置的剛度數值由懸置的臺架試驗確定，有限元分析模型如圖5所示。

飛輪殼材料為灰鑄鐵HT250，彈性模量為(1.05～1.3)×105MPa，泊松比為0.24～0.26，密度為7.35×10-9t/mm3；屈服極限為250 MPa[5]。

根據建立的模型，得出飛輪殼應力分布模型如圖6所示，從圖6可以看出，飛輪殼的最大應力位于安裝起動機的穿孔附近位置，與實際情況下飛輪殼的開裂位置相符。

經過計算得知，最大應力值為341 MPa，超出了材料的屈服極限，從而導致飛輪殼產生開裂。故考慮在原發動機懸置基礎上增加變速器輔助支撐機構，以防止飛輪殼開裂，支撐方式如圖7所示。

懸置優化后飛輪殼處CAE分析結果如圖8所示，最大應力值為144 MPa，遠小于材料的屈服極限。

3 優化匹配驗證

傳動系優化匹配的動力經濟性試驗結果如表5所示，攪拌車的整體性能得到了明顯的提升。

表5 優化后攪拌車動力經濟性試驗結果(12 m3上裝)

試驗樣車經過30 000 km試驗場強化路可靠性驗證，飛輪殼和離合器均未出現失效現象。優化匹配后的車型投放市場后，再未出現離合器早期磨損和飛輪殼開裂現象。

4 結論

通過對某6×4攪拌車的優化匹配設計，產品經試驗和市場驗證，取得了明顯的效果。對此總結如下：

a. 對于重型攪拌車，由于其特定的使用工況，對傳動系需要進行針對性的匹配設計；

b. 對于超過8 m3的重型攪拌車底盤，采用6擋變速器不能滿足要求，盡量采用9擋及以上的多擋位變速器；

c. 擴大傳動系總速比范圍，不僅能提高重型攪拌車起步、倒車扭矩，減少離合器過載，而且能夠有效地降低車輛燃油消耗；

d. 通過增加變速器輔助支撐，能夠有效地解決飛輪殼開裂問題；

e. 本文所述傳動系優化匹配方法，不僅適用于重型攪拌汽車，而且可以推廣運用于重型自卸車等工程車上。

[1] 徐石安,江發潮.汽車離合器[M].北京:清華大學出版社,2005.

[2] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.

[3] 武田信之.載貨汽車設計[M].北京:人民交通出版社,1997.

[4] 王冒成,邵敏.有限單元法基本理論和數值方法[M].北京:清華大學出版社,2001.