商用車動力系統超轉矩匹配設計研究及應用推廣

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.陜汽集團商用車有限公司，陜西寶雞 722405）

0 引言

隨著商用汽車的發展，自卸車在復雜路況使用過程中，出現后橋主減速器齒輪斷裂、齒輪出現早磨、點蝕、打齒等造成自卸車性能不穩定，車輛故障頻繁問題影響正常運營，導致客戶流失，市場占有率不斷減少，進而影響到產品品牌和公司的信譽。

1 傳動系統組成及現狀分析

1.1 汽車傳動組成及原理

汽車傳動系統由發動機、離合器、變速器、傳動軸、減速器、差速器、半軸等組成。

汽車傳動原理：汽車動力系統是發動機輸出的動力傳遞給離合器，經過變速器通過傳動軸把動力傳遞到主減速器上，再通過差速器和半軸把動力傳遞到驅動輪。

1.2 某發動機的技術參數

某發動機額定功率為220 kW，額定轉速為2100 r/min，最大轉矩為1250 N·m，經濟轉速為1200～1600 r/min，6個氣缸,排量為7.47 L。

圖1 機械動力系統示意圖

轉矩隨發動機轉速變化曲線如圖2所示。

圖2 轉速-轉矩關系

功率隨發動機轉速變化曲線如圖3所示。

圖3 轉速-功率關系

1.3 某變速器基本參數

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

1.4 離合器分離機構尺寸要素

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 驅動后橋總成基本參數

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

1.6 某發動機的技術參數

某發動機額定功率為162 kW，額定轉速為2300 r/min，最大轉矩為850 N·m，經濟轉速為1200～1600 r/min，排量為6.75 L。

發動機轉速、轉矩、功率之間的關系如圖4所示。

圖4 轉速-轉矩-功率關系

1.7 變速器基本參數

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

1.8 離合器分離機構尺寸要素

某2#離合器殼長度為127 mm，花鍵規格為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 驅動后橋總成基本參數

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

2 理論計算分析

2.1 發動機理論計算分析

發動機的最大轉矩按如下公式計算：

2.2 離合器理論計算分析

離合器傳遞的最大轉矩計算公式為

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

2.3 變速器理論計算分析

變速器的額定輸入轉矩與發動機的最大輸出轉矩應基本相當。

變速器的選擇主要是變速器的最大（小）傳動比的選擇。

1）最大傳動比的選擇要考慮最大爬坡度、附著力、最低穩定車速這三方面的設計。

a.從最大爬坡度考慮：

2.4 傳動軸理論計算分析

1）傳動比的選擇可以根據最高車速及其功率平衡來確定整車傳動系最大（小）傳動比。

傳動系的最大（小）傳動比=變速器的最大（小）速比×驅動橋的主減速比×副變速器（或分動器）最大（小）速比。

3）傳動軸轉矩的選用。選用不同屈服轉矩的傳動軸，計算公式為

式中：T為傳動軸計算轉矩，N·m；Temax為發動機的最大轉矩，N·m；ig1、ip1為變速器的一擋傳動比和分動器的低擋傳動比；dk為動載系數，取1.5；MS為傳動軸屈服轉矩，N·m。

2.5 驅動橋理論計算分析

驅動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 樣品現狀分析（如圖5）

圖5 樣件分析

3.2 材質元素分析（如表1）

表1 材料元素化學成分分析%

結論：材料化學成分符合標準要求。

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

結論：金相組織、層深、硬度符合標準要求。

3.4 超扭分析

3.4.1 整車超扭比

根據系統整體設計方案，監控系統硬件體系主要包括前置服務器、實時服務器、歷史服務器、磁盤陣列、調度工作站、維護工作站等設備。下面對硬件體系的各個組成部分進行介紹：

整車輸出轉矩計算公式：T=Temaxigi0k1k2。

結論：整車動力系統匹配1～6設計方案，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，嚴禁超載和在礦區使用。

圖6 整車動力系統匹配分析

3.4.2 變速器超扭比

結論：變速器系統匹配2、4設計方案，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，嚴禁超載和在礦區使用；變速器系統匹配1、3、5設計方案，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，嚴禁超載和在礦區使用。

圖7 變速器系統匹配分析

圖8 傳動軸系統匹配分析

3.4.3 傳動軸超扭比

結論：傳動軸系統匹配1、5設計方案，傳動軸超扭百分比分別為1.02、0.82，傳動軸超扭過小，僅適用不超載的平坦公路，嚴禁超載或在復雜路況和礦區使用；傳動軸系統匹配2、3、4設計方案，傳動軸超扭百分比分別為1.07、1.11、1.09，傳動軸超扭較小，適用于平坦公路及比較平坦的復雜路況，嚴禁過度超載和在復雜礦區使用。

結論：根據樣件實際分析可知，主要問題是整車設計中動力系統匹配不合適導致主減速器損壞嚴重，動力匹配設計中驅動橋的轉矩太小，變速器一擋速比過大，傳動軸轉矩過大，驅動橋的速比太大才會導致過載或者重車起步的時候出現主減速器齒輪斷裂、早磨、點蝕的問題，主被動齒輪脫皮、點蝕造成脫齒打齒，嚴重影響車輛使用安全的問題。經分析可知，整車超扭過大、傳動軸轉矩過大、驅動橋的速比太大，僅適用于平坦路，嚴禁超載和在礦區使用；整車動力系統后橋最弱，傳動軸次之，最后為變速器。

4 設計階段

4.1 重型商用車設計

通過理論設計計算，利用數據表分析多種方案的合理性、可行性、準確性。

4.1.1 重型商用車整車超扭比（如表3和圖9）

表3 重型商用車整車設計

結論：整車動力系統匹配1～9個設計方案，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雜的符合路況，滿足各種不同的工況及區域，適應性非常強。

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計

圖10 變速器匹配設計

4.1.3 重型商用車傳動軸超扭比（如表5和圖11）

圖11 傳動軸匹配設計

通過以上數據分析可知：整車少量超扭，適用任何路況，推薦在礦區和道路條件差的區域使用，安全范圍內可以適度超載使用；整車動力系統后橋最弱，變速器次之；此車綜合性能好，整車傳動系統損壞主要取決于各個總成的壽命。

4.2 動力系統超扭計算推薦

變速器、離合器、傳動軸、驅動橋匹配安全系數原則推薦如表6所示。

表6 傳動匹配安全系數推薦

5 結論

本文主要介紹了一種整車動力傳動系統超扭設計方法對主減速器齒輪斷裂、齒輪出現早磨等造成自卸車性能不穩定的原因，主要從傳動系統原理及組成、理論分析、原因分析、設計階段、驗證階段對調研情況進行全面分析，以問題為導向匹配設計傳動系統，提出解決主減速器齒輪斷裂、齒輪出現早磨等造成自卸車性能不穩定的辦法，從根本上解決商用車傳動系統匹配設計問題，提高動力總成的使用壽命，提高商用車的安全性，提供一種綜合有效的設計方法理論體系，利用超扭計算的方法對此問題進行充分的分析及詳細參數設計，從而達到徹底解決此問題，為后期相關問題的處理提供一種良好的解決方法。