某6×4攪拌車傳動系優(yōu)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(shè)事業(yè)的不斷發(fā)展，攪拌車使用工況逐漸由城市運(yùn)輸轉(zhuǎn)向城市和郊區(qū)運(yùn)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(fā)展到12 m3，甚至更大。因此，攪拌車所需要的承載性、發(fā)動機(jī)起步扭矩等參數(shù)也應(yīng)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(chǎn)品，其匹配六擋變速器，僅適用于城市工況。現(xiàn)由于該車上裝已增加到12 m3，而底盤未能及時進(jìn)行匹配設(shè)計，仍然沿用了前期的車型，故在使用過程中出現(xiàn)以下問題：a. 離合器出現(xiàn)早期磨損；b.發(fā)動機(jī)飛輪殼開裂，主要出現(xiàn)在安裝起動機(jī)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(jìn)行優(yōu)化匹配設(shè)計。

2 傳動系優(yōu)化匹配

2.1 原因分析

針對該產(chǎn)品出現(xiàn)的離合器早期磨損和飛輪殼開裂現(xiàn)象進(jìn)行初步原因分析。

a. 原設(shè)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(shí)際運(yùn)行過程中會出現(xiàn)以下兩個問題：一是倒擋穩(wěn)定車速較高，而攪拌車在實(shí)際作業(yè)下需要長時間使用低速倒車行駛，由此導(dǎo)致離合器長期處于半離合狀態(tài)；二是I擋起步扭矩過小，而整車質(zhì)量較大，導(dǎo)致離合器過載，發(fā)生打滑現(xiàn)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(xiàn)早期磨損現(xiàn)象。

b. 起步扭矩較小，倒擋穩(wěn)定車速較高，攪拌車實(shí)際運(yùn)行過程中出現(xiàn)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(xiàn)飛輪殼開裂的現(xiàn)象，開裂位置如圖1所示。

c. 由于傳動系速比匹配不合理，發(fā)動機(jī)處于經(jīng)濟(jì)工況下運(yùn)行的機(jī)會較少，故整車的燃油經(jīng)濟(jì)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(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

2.2 離合器優(yōu)化設(shè)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(zhuǎn)矩后備系數(shù)進(jìn)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(zhuǎn)矩[1]，如圖2所示。離合器轉(zhuǎn)矩校核輸入?yún)?shù)如表1所示。

表1 離合器轉(zhuǎn)矩校核輸入?yún)?shù)

根據(jù)公式，離合器靜摩擦力矩：

后備系數(shù)[2]：

式中，TC為離合器靜摩擦力矩；β為后備系數(shù)。

將表1中參數(shù)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(shù)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(shù)β=2.0。根據(jù)設(shè)計要求[2]， 重型攪拌車β≥1.5，因此若匹配推式離合器，轉(zhuǎn)矩后備系數(shù)無法滿足設(shè)計要求，而選擇匹配拉式離合器則可以滿足設(shè)計要求。

2.3 傳動系速比優(yōu)化匹配

2.3.1 對離合器滑磨功進(jìn)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(yùn)動能量，使得發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)和車輛方面的旋轉(zhuǎn)達(dá)到同步?；ス礊殡x合器一次接合吸收的能量，它作為熱量散發(fā)到大氣中。

根據(jù)離合器滑磨功公式[2]：

其中，發(fā)動機(jī)的旋轉(zhuǎn)慣性矩

汽車旋轉(zhuǎn)慣性矩

汽車的行駛阻力矩

式中，me為 發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)部分的質(zhì)量，me= 38 kg；ma為汽車的最大總質(zhì)量，ma= 40 000 kg；mr為除發(fā)動機(jī)外旋轉(zhuǎn)部分的慣性當(dāng)量質(zhì)量，mr= 2 000 kg；rr為 驅(qū)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(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，ne=1 500 r/min；Te為 發(fā)動機(jī)最大扭矩，Te=1 350 N·m；TC為離合器的轉(zhuǎn)矩容量，TC=2 708.8 N·m。

表2 匹配變速器各擋位速比

根據(jù)(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(jù)設(shè)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(shè)計要求，而用戶采用II擋起步時，則滑磨功遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出設(shè)計要求；若匹配9擋或者10擋變速器，則均能夠滿足設(shè)計要求。

2.3.2 動力經(jīng)濟(jì)性分析

由于攪拌車頻繁使用低速倒車，因此降低倒擋穩(wěn)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(kuò)大傳動系速比范圍，可在不降低整車動力性、經(jīng)濟(jì)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(shí)現(xiàn)，而在增加變速器速比中，可以采用國內(nèi)同一廠家成熟的9擋、10擋變速器代替原6擋變速器，擴(kuò)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(jīng)濟(jì)性仿真結(jié)果如表4所示。

表4 攪拌車動力經(jīng)濟(jì)性仿真結(jié)果（12 m3上裝）

仿真計算結(jié)果表明，匹配9擋、10擋變速器在降低起步、倒擋穩(wěn)定車速的同時，很大程度上降低了常用工況下的燃油經(jīng)濟(jì)性。

2.4 動力總成懸置優(yōu)化

首先對飛輪殼處彎矩和應(yīng)力進(jìn)行初步的理論計算分析，懸置力矩如圖4所示。

圖中，Ge為 發(fā)動機(jī)質(zhì)心位置，Gt為 變速器質(zhì)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(fā)動機(jī)前支承為旋轉(zhuǎn)中心建立力矩平衡方程，有[3]：

由發(fā)動機(jī)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(fā)動機(jī)質(zhì)量，We=980 kg；Wt為變速器質(zhì)量，Wt= 355 kg；L1為前懸置至發(fā)動機(jī)質(zhì)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(zhì)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(zhì)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(shù)據(jù)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(jīng)超過了其極限彎矩。

同時對動力總成及懸置進(jìn)行CAE分析，根據(jù)整車坐標(biāo)系將動力總成建立仿真模型[4]，其中前后懸置的剛度數(shù)值由懸置的臺架試驗(yàn)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(jù)建立的模型，得出飛輪殼應(yīng)力分布模型如圖6所示，從圖6可以看出，飛輪殼的最大應(yīng)力位于安裝起動機(jī)的穿孔附近位置，與實(shí)際情況下飛輪殼的開裂位置相符。

經(jīng)過計算得知，最大應(yīng)力值為341 MPa，超出了材料的屈服極限，從而導(dǎo)致飛輪殼產(chǎn)生開裂。故考慮在原發(fā)動機(jī)懸置基礎(chǔ)上增加變速器輔助支撐機(jī)構(gòu)，以防止飛輪殼開裂，支撐方式如圖7所示。

懸置優(yōu)化后飛輪殼處CAE分析結(jié)果如圖8所示，最大應(yīng)力值為144 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。

3 優(yōu)化匹配驗(yàn)證

傳動系優(yōu)化匹配的動力經(jīng)濟(jì)性試驗(yàn)結(jié)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(yōu)化后攪拌車動力經(jīng)濟(jì)性試驗(yàn)結(jié)果(12 m3上裝)

試驗(yàn)樣車經(jīng)過30 000 km試驗(yàn)場強(qiáng)化路可靠性驗(yàn)證，飛輪殼和離合器均未出現(xiàn)失效現(xiàn)象。優(yōu)化匹配后的車型投放市場后，再未出現(xiàn)離合器早期磨損和飛輪殼開裂現(xiàn)象。

4 結(jié)論

通過對某6×4攪拌車的優(yōu)化匹配設(shè)計，產(chǎn)品經(jīng)試驗(yàn)和市場驗(yàn)證，取得了明顯的效果。對此總結(jié)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(jìn)行針對性的匹配設(shè)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(kuò)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(yōu)化匹配方法，不僅適用于重型攪拌汽車，而且可以推廣運(yùn)用于重型自卸車等工程車上。

[1] 徐石安,江發(fā)潮.汽車離合器[M].北京:清華大學(xué)出版社,2005.

[2] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.

[3] 武田信之.載貨汽車設(shè)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(shù)值方法[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.