機械式換擋機構脫擋機理分析及改進設計

張洋洋，周 彤，劉 兵，葛 鎧，劉洪波

（北京航天發射技術研究所，北京，100076）

0 引 言

分動箱換擋機構作為重載分動箱的重要組成部件，承擔分動箱空擋、低擋和高擋間擋位切換任務，同時實現特種車底盤正常行駛、停車取力及低擋爬坡等使用功能需求，其部件功能及可靠性直接影響到分動箱及底盤的服役性能[1～3]。換擋機構的脫擋問題是其使用壽命內的重要安全隱患[4,5]，同時對分動箱的服役可靠性造成很大影響，嚴重時將導致分動箱換擋機構換擋嚙合套打齒，進而嚙合套無法掛擋，最終導致分動箱無動力輸出，車輛拋錨[6,7]。

當分動箱處于輸入轉速低、輸入扭矩大的大載荷工況下，會有脫擋風險。某型特種車底盤分動箱總成在試驗臺上進行可靠性試驗時發現，當輸入扭矩超過18 000 N·m（額定扭矩35 000 N·m）時，分動箱換擋機構的嚙合齒套會受到沿脫擋方向較大的軸向力作用，導致其發生間斷性脫擋現象。

本文針對某型特種車底盤分動箱換擋機構的脫擋問題展開分析。采用有限元分析方法，對脫擋力產生來源進行定位，并結合臺架試驗對理論分析結果進行對比和驗證。此外，基于脫擋力計算方法，對比分析了換擋機構的若干種改進方案，綜合考慮脫擋力大小、脫擋可能性和工藝復雜性，提出最優設計方案的建議。

1 研究對象及方法

分動箱換擋機構主要元件包括滑動嚙合套（下文均簡稱齒套）、高擋齒輪盤和輸入軸。在換高擋時，撥叉撥動齒套向高擋齒輪盤方向運動；在高擋位置，齒套分別與輸入軸齒輪和高擋齒輪盤進行嚙合，從而使輸入軸的扭矩傳遞到高擋齒輪。換擋機構總成及其零件如圖1所示。

圖1 換擋機構總成及零件 Fig.1 Assembly and Parts of Gear Shifting Mechanism

在該型分動箱換擋機構的原始設計方案中，齒套、輸入軸和高擋齒輪盤的嚙合齒均采用直齒形式，各零件嚙合齒如圖2所示。

圖2 換擋機構嚙合齒示意（均為直齒） Fig.2 Schematic Representation of Meshing Teeth of Gear Shifting Mechanism (All Straight Teeth)

采用有限元模型的接觸算法對換擋機構的受載情況進行分析。充分利用換擋機構的對稱特性，采用循環對稱分析方法，針對局部模型開展仿真分析。有限元模型中的約束、接觸與循環對稱邊界的定義與施加情況如圖3所示。

圖3 仿真模型接觸、約束和循環對稱邊界定義情況 Fig.3 Simulation of Model Contact, Constraint and Circularly Symmetric Boundary Definition

2 結果及分析

2.1 仿真模型驗證

通過仿真分析，得到不同扭矩作用下齒套端面的軸向約束反力，如圖4所示。

圖4 齒套所受軸向力仿真結果與臺架試驗結果對比 Fig.4 Comparison between Simulation Results of Axial Force on the Sleeve and Bench Test Results

隨后開展齒套所受軸向力的測試試驗。試驗情況如下：換擋機構處于高擋嚙合位置，撥叉到位并固定。通過與撥叉相連的載荷傳感器測試載荷值，當輸入軸傳遞扭矩為8000 N·m時，測得的軸向載荷約為4400 N，如圖4中星點所示。

對比分析發現，試驗結果與摩擦系數為f=0.05的仿真工況結果非常接近，二者相對誤差僅為8.9%，說明仿真模型及參數設置合理。測試結果與仿真結果之間存在差異的可能原因包括：a）仿真結果未考慮離心力的作用；b）仿真結果假設換擋機構35個齒完全均布受力且變形一致，實際工況各齒受力和變形會存在一定偏差。

2.2 脫擋力機理分析

在嚙合過程中，齒套只與輸入軸的嚙合齒和高擋齒輪盤的嚙合齒接觸，齒套受力來源只有這兩對嚙合面。每對嚙合面之間的載荷可分為兩部分，一部分是接觸壓力（Contact Pressure），另一部分是摩擦力（Friction），齒面變形后，靜摩擦力沿Z軸分力記為f靜分，如圖5所示。

圖5 齒套變形前后接觸面上受載情況示意 Fig.5 Schematic Diagram of the Load on the Contact Surface of the Sleeve before and after Deformation

在齒套的齒面未變形時，齒面與Z軸（軸向）平行，此時接觸壓力完全垂直于齒面，因此接觸壓力沿Z軸無分力，軸向無脫擋力。然而由圖6可見，在嚙合過程中，齒套會發生顯著的扭曲變形，變形后齒套的齒面將不再與Z軸平行，此時接觸壓力沿Z軸產生分量，此接觸壓力的分量記為F壓分。

圖6 嚙合過程中齒套受力扭曲變形示意（放大500倍） Fig.6 Schematic Diagram of Distortion and Deformation of Gear Sleeve in Meshing Process (Magnified 500 Times)

綜上，齒套在嚙合過程中發生扭曲變形，導致齒套軸向存在兩個力的作用，其中：F壓分為兩個接觸面接觸壓力的合力沿軸向的分力；f靜分為兩個接觸面的靜摩擦力的合力沿軸向的分力，其方向與齒套軸向相對運動趨勢方向相反。

在換擋機構處于高擋位并正常運轉過程中，齒套自身所受的接觸壓力分力F壓分與接觸面上的靜摩擦力分力f靜分相互平衡。以直齒設計方案、f =0.05、扭矩為30 000 N·m時為例，齒套受力及方向如圖7所示。

圖7 齒套軸向受力仿真結果（扭矩為30000N·m） Fig.7 Simulation Results of Axial Force on Gear Sleeve (Torque is 30000N·m)

由圖7可見，靜摩擦力與接觸壓力在軸向的分力大小相等，方向相反，因此，齒套在這兩個力的作用下自平衡。

只有當軸向接觸壓力超出最大靜摩擦力時，齒套才會發生軸向滑動。即：

式中 f為靜摩擦系數；F壓為接觸面上的正壓力。

由式（2）可得，當齒套在軸向接觸壓力和摩擦力作用下處于平衡狀態時，下述情況的出現可使齒套所受的軸向接觸壓力超出最大靜摩擦力，而發生軸向滑動：

a）換擋機構轉速驟增。此時齒套所受徑向離心力驟增，導致接觸面壓力驟減，最大靜摩擦力快速下降，致使軸向接觸壓力超出最大靜摩擦力，發生滑動。

b）換擋機構過度潤滑。此時靜摩擦系數f過小，接觸面不足以提供足夠的最大靜摩擦力與軸向接觸壓力平衡，導致滑動（極限情況為沒有摩擦力，齒套將瞬間滑出）。

c）換擋機構服役過程中的振動等因素導致嚙合齒接觸面瞬間失衡，產生微小滑動，滑動位移緩慢積累，導致最終脫擋。

可見，直齒設計方案由于本身的力學性質，致使其在高速運轉、狀態變化等過程中抗干擾能力弱，容易脫擋。

3 改進方案及效果對比

3.1 改進方案

為方便分析和比較，將原設計記為方案1：輸入軸、齒套和高擋齒輪盤的齒形均為直角設計。為減小齒套高擋嚙合時脫擋的風險，對原換擋機構的齒形進行了優化改進（方案2～方案4），分別如圖8至圖10所示。

設計方案2如圖8所示，即換擋機構倒錐角設計方案：輸入軸、齒套和高擋齒輪盤的齒形均為倒錐角設計。

圖8 設計方案2：換擋機構倒錐角示意 Fig.8 Scheme II: Schematic Representation of Reverse Taper Angle of Gear Shifting Mechanism

設計方案3如圖9所示：齒套和輸入軸為倒錐角/直齒嚙合，齒套和高擋齒輪盤為倒錐角/倒錐角嚙合。

圖9 設計方案3：直齒-錐齒+錐齒-錐齒嚙合示意 Fig.9 Scheme III: Schematic Diagram of Spur-bevel Gear+Bevel Gear-bevel Gear Meshing

設計方案4如圖10所示：齒套與輸入軸為直齒/直齒嚙合，齒套與高擋齒輪盤為倒錐角/倒錐角嚙合。

圖10 設計方案4：直齒-直齒+錐齒-錐齒示意 Fig.10 Scheme IV: Straight Teeth-straight Teeth+Taper Teeth -taper Teeth Schematic

3.2 改進效果對比

對方案2、方案3和方案4分別開展相同工況下的仿真分析。仿真結果如圖11所示。由圖11可見，在錐齒-錐齒嚙合形式下，接觸面的壓力沿軸向的分力最大。此外，方案2由于兩個接觸面均為錐齒-錐齒嚙合，兩個嚙合面上產生的大部分軸向力相互抵消，因此其軸向壓力的合力最小，而相對而言，方案3和方案4的軸向合力均較大；此外，方案2、方案3、方案4中齒套所受軸向壓力的合力均與齒套滑出方向相反，因此齒套均不會脫擋滑出。

圖11 換擋機構方案2、方案3、方案4接觸壓力沿軸向分力仿真結果 Fig.11 Simulation Results of Axial Force Component of Contact Pressure in Gear Shifting Scheme II, III and IV

續圖11

為了更清晰地對比3個改進方案的改進效果，將各方案中齒套所受的軸向力提取并繪出，結果如圖12所示。由圖12可得以下結論：

圖12 換擋機構4種設計方案軸向脫擋力分析結果 Fig.12 Analysis Results of Axial Disengagement Force of Four Design Schemes of Gear Shifting Mechanism

a）齒套所受的軸向力由大至小排序：方案4＞方案3＞方案2＞方案1。

b）齒套所受軸向力方向及脫擋可能性：方案1中軸向力方向與齒套滑出方向一致，易脫擋；方案2、方案3、方案4中軸向力的方向與齒套滑出方向相反，不會脫擋。

在脫擋可能性方面，改進方案的優先順序為：方案2＞方案3＞方案4，但考慮到工藝可行性，中國廠家無法實現方案2的全倒角設計，因此，以下試驗驗證采用方案3。

4 改進效果驗證

綜合考慮脫擋力大小和工藝可行性，目前分動箱換擋機構落實了基于方案3的優化改進措施，并進行了換擋機構性能試驗、換擋機構可靠性試驗，并隨分動箱總成完成了整機相關性能試驗及疲勞壽命可靠性試驗，其所完成的相應試驗情況及結果如下：

a）完成分動箱換擋機構可靠性試驗，達到試驗大綱要求10 000次換擋機構各元件無故障，無脫擋。

b）隨同分動箱總成完成疲勞壽命可靠性臺架試驗最大試驗扭矩達到30 000 N·m未發生脫擋；完成120 h試驗后，分解檢查無異常磨損，各零件無損壞，如圖13所示。

圖13 換擋機構方案3可靠性臺架試驗后拆解檢查情況 Fig.13 Disassembly and Inspection after Reliability Bench Test of Shift Mechanism Scheme III

c）分動箱換擋機構搭載分動箱總成在進行臺架疲勞壽命可靠性試驗調試過程中進行了換擋機構軸向力的測試，測試結果證明改進后的換擋機構軸向力方向與齒套滑出方向相反，測試數值與仿真分析結果較為接近（見圖14）。

經過換擋機構改進并試驗驗證后的分動箱總成已應用于某型號試樣車底盤，目前使用可靠，分動箱換擋機構未發生故障。

5 結束語

結合仿真分析和試驗測試，對某型機械式換擋機構的脫擋機理進行了深入分析。結果表明，脫擋力是由齒套在嚙合過程中受力扭曲、導致嚙合面的接觸壓力沿脫擋方向產生分力所致。對比分析了3種優化改進方案所產生的脫擋力，綜合考慮脫擋可能性和工藝復雜性，確定了優化方案，并通過臺架試驗驗證了改進效果。分動箱換擋機構的改進設計應用，有效避免了分動箱大載荷下脫擋的使用風險，為專業化產品大載荷分動箱的廣泛應用奠定了基礎。