并聯緩速器齒輪增速比對制動扭矩影響的 實驗研究

王科燕，孫彤波，柴亞軍，馬 豪，胡 鑫

（1.陜西法士特齒輪有限責任公司 汽車傳動工程研究院，陜西 西安 710019； 2.西北工業大學，陜西 西安 710072）

國家法規《機動車運行安全技術條件》（GB 7258—2017）的輔助制動7.5.1中明確規定“車長大于9 m的客車（對專用校車為車長大于8 m）、總質量大于或等于12000 kg 的貨車和專項作業車、總質量大于3500 kg 的危險貨物運輸貨車，應裝備緩速器或其他輔助制動裝置”；JT/T 1285－2020制動系統6.2.3要求“N2類、N3類危險貨物運輸貨車應裝備緩速器或其他輔助制動裝置”[1]。

隨著上述國標的落地，國內商用車廠商均不斷提高匹配液力緩速器比例。但是，目前國內現有不同制動扭矩的緩速器機械結構均各不相同，整車匹配緩速器時需設計不同種類的整車布置方案，無形之中增加了緩速器匹配難度及國標實際落地難度。且緩速器制動扭矩受傳動軸輸入轉速影響較大，在低傳動軸轉速區域制動扭矩較小，無法滿足大馬力小后橋整車使用需求。

因此，本文基于現有4000 N.m并聯液力緩速器，保持其機械結構不變，設計三種不同緩速器齒輪增速比的緩速器驅動齒輪和被動齒輪，裝箱進行相關臺架實驗，研究齒輪增速比對緩速器制動扭矩的影響。在此基礎上，設計出相應齒輪增速比的緩速器，滿足不同配置、不同型號車型匹配緩速器時對制動扭矩的不同需求，同時整車匹配緩速器時可保持簡單統一的布置方案。

1 并聯液力緩速器結構及工作原理

液力緩速器是集機械、電氣、氣動、液力傳動、比例控制、遠程服務等于一體的車輛輔助制動裝置，它將車輛緩速制動時的動能轉換為工作液的熱能，利用發動機冷卻液循環將熱量散發[2]。根據緩速器在整車傳動系上的布置方式，液力緩速器可分為串聯液力緩速器和并聯液力緩速器[3]。

并聯緩速器是指緩速器裝配在變速箱尾部并與整車傳動軸成并聯形式分布。緩速器驅動齒輪與變速箱連接內部設計的緩速器被動齒輪嚙合，通過這對嚙合齒輪進行扭矩傳遞，與整車傳動軸平行成并聯形式分布，裝配在整車傳動系上，輸入轉速即為整車傳動軸轉速乘以緩速器齒輪增速比[4]。

緩速器工作時，取自整車氣源的壓縮氣體通過比例閥進入緩速器油池殼，將油液壓入定、轉子組成的工作腔，高速旋轉的轉子使油液加速，并作用至定子上，定子給轉子一個與其旋轉方向相反的作用力，即制動力矩。

由于使用緩速器制動時緩速器實際制動扭矩主要受整車配置及行車速度等因素影響，因此，不同配置的車型對緩速器制動性能要求不盡相同。現今商用車市場的配置趨勢為大馬力小后橋車型，即整車設計的后橋速比較小。這意味著在相同車速下，傳動軸轉速更低。由于緩速器工作原理，傳動軸轉速作為轉子轉速的輸入，緩速器制動扭矩受傳動軸轉速影響較大，因此，在低傳動軸轉速區間段內緩速器制動扭矩相對更小，無法滿足商用車下坡所需的制動扭矩。

因此，在并聯液力緩速器結構不變的前提下，研究緩速器齒輪增速比對緩速器制動扭矩性能的影響非常重要。

2 臺架實驗

實驗過程設計了2.0、2.03、2.138三種齒輪增速比的緩速器驅動齒輪和被動齒輪，分別進行樣箱裝配，并搭載在實驗臺架上進行實驗測試，如圖1所示。

圖1 緩速器搭載在變速箱上實驗測試

2.1 緩速器制動扭矩性能實驗

依據標準QC/T 1046—2016及GB 12676—2014的相關試驗方法及要求，進行緩速器制動扭矩測試實驗即緩速器外特性實驗[5]。測試時緩速器輸入氣壓分別為300 kPa、270 kPa、240 kPa、210 kPa、180 kPa、150 kPa，對比分析傳動軸轉速從1500 r/min降至0 r/min時的緩速器制動扭矩曲線。

齒輪增速比為2.138時，測試不同氣壓下傳動軸轉速從1500 r/min下降至0 r/min的緩速器外特性曲線，數據曲線如圖2所示。

齒輪增速比為2.03時，測試不同氣壓下傳動軸轉速從1500 r/min下降至0 r/min的緩速器外特性曲線，數據曲線如圖3所示。

圖3 增速比2.03時不同氣壓下外特性曲線

齒輪增速比為2.0時，測試不同氣壓下傳動軸 轉速從1500 r/min下降至0 r/min的緩速器外特性曲線，數據曲線如圖4所示。

圖4 增速比2.0時不同氣壓下外特性曲線

對不同氣壓下三種速比的外特性曲線數據進行整理，表1為最大制動扭矩及轉速700～1500 r/min區間平均制動扭矩。

表1 最大制動扭矩及轉速700～1500 r/min區間平均制動扭矩

從實驗數據可以看出，增大緩速器齒輪增速比對提高并聯液力緩速器制動扭矩較為明顯，尤其在低傳動軸轉速區間段緩速器制動扭矩提升非常明顯。故在不改變并聯液力緩速器結構設計的情況下，僅通過增大緩速器齒輪增速比就能大幅提升緩速器制動扭矩，并能滿足大馬力小后橋車輛在低車速時使用緩速器的制動需求，歷史性的首次滿足后橋速比為2.6:3.0的小后橋商用車匹配緩速器的需求，同時通過限制緩速器最大制動扭矩控制方法，將緩速器大制動扭矩對應傳動軸轉速范圍變寬，即整車車速范圍變寬，以達到使用緩速器制動時制動力平穩、無沖擊效果。此外，還可進一步降低緩速器匹配條件，整車匹配不同齒輪增速比的緩速器時可保持統一的整車布置方案。

2.2 緩速器疲勞壽命實驗

循環重復如下2個步驟進行疲勞壽命實驗，步驟1：傳動軸轉速1000 r/min，緩速器制動扭矩0 N.m，時長9 s；步驟2：傳動軸轉速1000 r/min，緩速器制動扭矩4000 N.m，時長42 s。累計進行300 h疲勞實驗后，拆箱檢查，緩速器驅動齒輪、被動齒輪、軸承、空心軸、定轉子葉片和緩速器工作腔均完好無損。證明三種不同齒輪增速比緩速器驅動齒輪和被動齒輪設計合理，可靠性滿足整車使用需求，可投入生產使用，其實驗后的狀態如圖5、圖6所示。

圖5 緩速器被動齒輪疲勞試驗后狀態

圖6 緩速器驅動齒輪疲勞試驗后狀態

3 緩速器齒輪增速比設計

液力緩速器制動扭矩理論計算公式如下[6]：

式中，i為齒輪增速比；n為轉子轉速；n1為傳動軸轉速；D為轉子的有效循環圓直徑；ρ為潤滑油密度。

目前國內現有4000 N·m并聯液力緩速器（齒輪增速比為2.0）與兩種競品在低傳動軸轉速下的最大制動扭矩數據，如表2所示。基于液力緩速器制動扭矩理論計算公式，可計算出在不同低傳動軸轉速下欲達到競品在該轉速下的最大扭矩值所需的緩速器齒輪增速比，如表2所示，當傳動軸轉速為500 r/min時，競品2最大制動扭矩值為3100 N.m，基于現有4000 N.m緩速器設計緩速器齒輪增速比為2.342時才能達到競品2扭矩值。

表2 低傳動軸轉速下最大制動扭矩對比

并通過理論計算得出緩速器齒輪增速比為2.342時的制動扭矩曲線數據，與現有4000 N.m緩速器及兩種競品制動扭矩曲線進行對比分析，如圖7所示。

圖7 增速比2.342與競品制動扭矩對比曲線

與競品相比國內現有4000 N.m并聯液力緩速器低轉速時制動扭矩較小，且最大制動扭矩的傳動軸轉速區間范圍較窄。

但是，當齒輪增速比為2.342時，從圖7可看出，其制動扭矩較現有4000 N.m并聯液力緩速器制動扭矩提升非常明顯：在傳動軸轉速低于600 r/min時，其制動扭矩與競品制動扭矩持平；在傳動軸轉速高于600 r/min時，其制動扭矩值遠大于競品水平，并可通過限扭矩控制方法，限制最大制動扭矩為4000 N.m，即最大制動扭矩范圍變寬且達到競品水平。

同理，根據緩速器制動扭矩理論計算公式，現有三種齒輪增速比緩速器的制動扭矩曲線，及不同配置的商用車匹配緩速器時實際需求制動扭矩，可設計該配置商用車所需緩速器齒輪增速比，并能通過計算得到相應緩速器制動扭矩曲線用于控制使用。不僅可以滿足小后橋車型低車速行駛時對緩速器制動扭矩的需求，同時通過限扭矩控制方式實現高傳動軸轉速時制動扭矩平穩無沖擊，即可實現車輛使用緩速器定速巡航時高效平穩無沖擊。

4 總結

基于現有并聯液力緩速器設計了2.0、2.03、2.138三種緩速器齒輪增速比的緩速器驅動齒輪和被動齒輪，分別進行樣箱裝配并進行緩速器制動扭矩實驗測試及疲勞壽命實驗。實驗結果表明，可在現有并聯液力緩速器機械結構下，通過提升緩速器齒輪增速比將低傳動軸轉速段緩速器制動扭矩提升，同時通過限扭控制方法使最大制動扭矩的傳動軸轉速范圍變寬，即能滿足現在市場大馬力小后橋車型匹配液力緩速器的性能需求，并達到競品水平。在整車匹配緩速器時可保持簡單統一的布置方案，基于現有緩速器及整車匹配實際需求，設計出相應齒輪增速比的緩速器，用以滿足不同配置不同型號車型匹配緩速器時對制動 扭矩的不同需求。