基于駕駛極端操作的底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測與評估方法研究

張 磊，葛 鎧，王向東，占 軍，劉福軍，單紅波，顧銀芳，范 慧，蔣 眾

(1.北京航天發(fā)射技術(shù)研究所，北京 100076; 2.中國人民解放軍96901部隊，北京 100094)

0 引言

國產(chǎn)大功率底盤傳動傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件作為底盤傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵核心部件，對底盤的安全可靠性運行起著至關(guān)重要的作用。但國產(chǎn)大功率底盤傳動傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的結(jié)構(gòu)和操作復(fù)雜，對駕駛員操作要求高，在裝備投入使用初期由于缺乏對不規(guī)范操作的監(jiān)測和識別手段，只能在產(chǎn)品出現(xiàn)功能喪失時，才能發(fā)現(xiàn)存在的故障，從而影響了多軸超載型底盤的可靠性[1-4]。

因此，有必要根據(jù)整車駕駛數(shù)據(jù)識別駕駛員不規(guī)范操作，并就每種不規(guī)范操作對產(chǎn)品零部件壽命的影響進(jìn)行評估，當(dāng)達(dá)到一定限值時，及時提示駕駛員進(jìn)行檢查和維護(hù)，從而有效升裝備的可靠性和綜合保障性[5-8]。

1 底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件

底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件包括液力機械變速箱、分動箱和連接傳動軸，作為功能串聯(lián)系統(tǒng)，任何一個部件的損壞，都可能導(dǎo)致整車行駛功能的喪失。

其中，大功率液力機械變速箱作為功能和接口最為復(fù)雜的總成，主要包括變矩器三工作輪(用于起步增大扭矩)，閉鎖離合器(高速工況閉鎖，提高傳動效率)，液力緩速器(用于下長坡時輔助制動)，離合器分離機構(gòu)(與離合器踏板連接，切斷和連接發(fā)動機動力)、離合器蓋總成和摩擦片(實現(xiàn)變矩器輸出與變速箱輸入的同步)和機械式變速箱(包括各檔齒輪、軸承和同步器等，通過配合滿足不同檔位下的轉(zhuǎn)速和扭矩要求)。

2 異常操作下的關(guān)鍵部件風(fēng)險評估流程

2.1 駕駛員異常操作分類

影響大功率底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件可靠性和使用壽命的原因可以分為3類：

1)疲勞失效、老化、磨損以及由于環(huán)境影響而造成的失效等；

2)公差失效會導(dǎo)致傾向于可靠的偏離，無法有效地實現(xiàn)功能；

3)誤操作引起的失效。

其中，第一類為設(shè)計原因，第二類為生產(chǎn)原因，第三類為使用原因。以往對大功率底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的設(shè)計都是基于正常使用工況開展的，但對于誤操作引起的載荷條件變化卻很少考慮。

通過整車CAN總線系統(tǒng)，能夠采集液力機械變速箱相關(guān)狀態(tài)參數(shù)，包括泵輪轉(zhuǎn)速、渦輪轉(zhuǎn)速、變速箱輸出轉(zhuǎn)速、離合操作、液力緩速器檔位狀態(tài)、油液溫度等，分動箱相關(guān)參數(shù)包括車速、檔位等。其中，根據(jù)變矩器泵輪和渦輪轉(zhuǎn)速可以判斷變矩器工作狀態(tài)；通過液力緩速器檔位，判斷緩速器工作狀態(tài)；通過渦輪轉(zhuǎn)速、變速箱輸出轉(zhuǎn)速和離合信號能夠分析變速箱的操作。通過變速箱輸出轉(zhuǎn)速和車速可以判斷整車和分動器操作。

同時，結(jié)合駕駛員操作流程與車輛的路況環(huán)境，整理的典型工況包括：啟動發(fā)動機、起步掛檔、升檔加速、上坡加速、平路加速、下坡加速、上坡減速、平路減速、下坡減速、勻速行駛、制動停車、原地取力和熄火停車等十3個工況，配合駕駛員操作部件發(fā)動機油門、發(fā)動機排氣制動和液力緩速器制動、離合器、換擋手柄、腳制動，總結(jié)形成駕駛員異常操作及風(fēng)險評估表，如表1所示。

表1 異常操作與底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件使用風(fēng)險評估

2.2 異常操作下關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測與評估流程

針對上述識別到的駕駛員使用操作風(fēng)險點，可以確定關(guān)鍵零部件的實際使用邊界，再結(jié)合失效模型的評估，就可以確定零部件的極限狀態(tài)，從而建立基于駕駛操作的大功率底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件的狀態(tài)監(jiān)測與評估流程，如圖1所示。

圖1 傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測與評估流程

3 關(guān)鍵零部件風(fēng)險評估方法與驗證

3.1 軸承超速風(fēng)險評估

3.1.1 數(shù)據(jù)分析

底盤超速除了影響駕駛安全性，還會影響軸承轉(zhuǎn)速，當(dāng)車速超過軸承的極限轉(zhuǎn)速時，由于離心力過大，會沖擊軸承保持架，從而造成軸承的損害。

超重型底盤的設(shè)計最高車速為75 km/h，但某車實際運行時，存在超速使用工況。

3.1.2 軸承超速風(fēng)險評估

軸承額定熱轉(zhuǎn)速即軸承所產(chǎn)生的摩擦熱與其所散發(fā)的總熱量相等，即:

Nr=φr

其中:Nr為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下軸承功率損耗；φr為參照熱流量。

軸承散發(fā)的總熱量為:

φr=qrAr

其中:qr為參照熱流密度；Ar為散熱參照表面積。

向心軸承的表面積Ar:

Ar=πC(E+F)

式中，C為軸承寬度。

軸承運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的摩擦熱為:

M1r=f1rP1rdm

式中，nθr為額定熱轉(zhuǎn)速；M0r為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下與載荷無關(guān)的摩擦力矩；M1r為在參照條件及額定熱轉(zhuǎn)速下與載荷有關(guān)的摩擦力矩；f0r為參照條件下與載荷無關(guān)的摩擦力矩的系數(shù)；f1r為參照條件下與載荷有關(guān)的摩擦力矩的系數(shù)；P1r為參照載荷；υr為在軸承的參照溫度下潤滑劑的運動黏度，向心軸承υr=12 mm2/s。

聯(lián)立可得出額定熱轉(zhuǎn)速nθr的計算公式為:

額定熱轉(zhuǎn)速nθr通過迭代法，由上述公式確定。

變矩器、變速箱和分動箱各軸承極限轉(zhuǎn)速和100 km/h車速下對應(yīng)轉(zhuǎn)速進(jìn)行了計算。對比發(fā)現(xiàn)分動箱中間軸軸承的超速較為明顯，尤其是載荷相對大的中間軸后軸承，在超速工況下更容易發(fā)生損害。

3.1.3 相關(guān)試驗驗證

將分動器箱前后箱體分離，發(fā)現(xiàn)中間軸后軸承保持架及內(nèi)圈端面有高溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，將中間軸總成從箱體取出，保持架斷裂，滾子散落，如圖2所示。

圖2 中間軸后軸承過熱失效

為防止后續(xù)由于車輛超速導(dǎo)致的軸承超速失效，建議采取以下措施：

1)增加車輛超速的報警提醒；

2)增加主動限速，當(dāng)車輛超速時通過整車控制器，限制發(fā)動機油門。

3.2 軸承反向沖擊風(fēng)險評估

3.2.1 數(shù)據(jù)分析

當(dāng)駕駛員通過發(fā)動機排氣制動與液力緩速器進(jìn)行輔助制動時，變速箱的輸入載荷方向與正常驅(qū)動工況相反，此時變速箱內(nèi)的圓錐滾子軸承的受力方向也相應(yīng)發(fā)生變化。同時，如果在車輛輔助制動下坡過程中，又進(jìn)行了換擋操作，那么換擋的反向沖擊載荷也會作用在主軸前軸承上。

駕駛員操作液力緩速器6檔下坡過程中，踩下離合器，越級換擋從8檔降至5檔，渦輪轉(zhuǎn)速反拖最高達(dá)到3 779 rpm，而此時發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低至533 rpm，離合器結(jié)合后，發(fā)動機轉(zhuǎn)速反拖超速到2 806 rpm。

3.2.2 軸承反向沖擊載荷風(fēng)險評估

研究對變速箱各檔位正向驅(qū)動最大載荷工況，與發(fā)動機排氣制動和液力緩速器聯(lián)合反向載荷工況的軸承承載能力進(jìn)行了計算。

在正向驅(qū)動工況，相對薄弱點為主軸后軸承，但壽命是能夠滿足使用要求的，但在反向載荷作用下，尤其是主箱在變速箱一檔時，主軸前軸承的壽命和安全系數(shù)均不能滿足要求。而檔換擋沖擊產(chǎn)生的反向載荷與發(fā)動機排氣制動及液力緩速器制動載荷相疊加后，經(jīng)初步核算其沖擊載荷已達(dá)到主離合器滑磨扭矩，此時對應(yīng)主軸前軸承的安全系數(shù)小于1.5，存在短時失效風(fēng)險。

3.2.3 相關(guān)試驗驗證

經(jīng)拆解檢查發(fā)現(xiàn)，主軸前軸承保持架斷裂，軸承滾子散落；軸承滾子變色，滾子嚴(yán)重擠壓變形；內(nèi)圈滾道及擋邊變色、磨損嚴(yán)重。說明軸承承受了異常的軸向載荷，并伴有超溫，如圖3所示。

圖3 變速箱主軸前軸承損壞情況

為減小軸承的反向沖擊，采取以下措施：

1)當(dāng)變矩器緩速器識別到發(fā)動機排氣制動工作時，自動降至1檔；

2)當(dāng)發(fā)動機排氣制動與緩速器工作時，如果識別到離合器變化，輔助制動將延遲起效，減小與換擋沖擊的疊加扭矩。

3.3 不正確換擋同步器風(fēng)險評估

3.3.1 數(shù)據(jù)分析

不正確的換擋操作，對變速箱的關(guān)鍵部件包括軸承、離合器和同步器均會產(chǎn)生影響，雖然大部分沒有發(fā)動機排氣制動和液力緩速器輔助制動，但對同步器的影響卻是難以避免的，也是最容易出現(xiàn)的問題。

某底盤在開展冬季試驗過程中，多次出現(xiàn)不正確換擋操作。

3.3.2 不正確換擋同步器風(fēng)險評估

同步器的摩擦錐面的滑磨功:

式中，ne為輸入軸轉(zhuǎn)速；Jr為等效到輸入軸轉(zhuǎn)動慣量；ik和ik+1分別為初始檔和目標(biāo)檔速比。

同步器的滑磨功Lf與摩擦面積Af之比稱為同步器的比滑磨功，即單位面積滑磨功:

q=Lf/Af

考慮同步時間tT對應(yīng)平均滑磨功率:

Pm=Lf/tT

摩擦接觸面噴鉬處理，單位面積滑磨功不大于0.53，單位面積滑磨功率不大于0.84，接觸壓力不大于6。

對應(yīng)不正確越級換擋工況對應(yīng)同步器熱容計算，根據(jù)同步器計算結(jié)果，在正常換擋條件下，同步器的各項指標(biāo)基本能夠滿足使用要求。但不正確的越級升檔或降低工況下，變速箱3、4檔同步器的線速度都會超過限值，而且4檔同步器的單位功率滑磨功和功率也都超出了限制，因此失效的風(fēng)險最高，其次是變速箱2檔和3檔；而變速箱1檔同步器，雖然線速度大部分工況能夠滿足要求，但在越級降3檔時，其單位面積滑磨功和功率也都會超限，存在過熱風(fēng)險[9-17]。

3.3.3 相關(guān)試驗驗證

經(jīng)拆解檢查發(fā)現(xiàn)，變速箱5擋同步器有高溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，實物如圖4所示。

圖4 同步環(huán)過熱

在換擋統(tǒng)計過程中，重點關(guān)注3、4檔同步器越級換擋速差和次數(shù)，當(dāng)單個檔位不正確換擋累計達(dá)到1 000次，則需要對同步器狀態(tài)進(jìn)行檢查。

3.4 不正確換擋主離合器風(fēng)險評估

3.4.1 數(shù)據(jù)分析

如上所述，不正確換擋不僅會影響同步器，還會加劇主離合器磨損，降低使用壽命，具體數(shù)據(jù)如2.4節(jié)所示。

3.4.2 不正確換擋主離合器風(fēng)險評估

主離合器同步過程產(chǎn)生的滑磨功:

其中:r為車輪滾動半徑；m為汽車總質(zhì)量。

單片離合器的單位面積滑摩功推薦不大于245 J/cm2，經(jīng)過計算，單位面積滑摩功小于推薦值，因此設(shè)計是合理的。

以輸入轉(zhuǎn)速2 000 r/min越級換1檔，離合器滑磨功、溫升、磨損量和對應(yīng)使用壽命。通過計算分析發(fā)現(xiàn)，高速檔區(qū)(5、6、7、8檔)下的越級換擋操作會造成離合器的磨損加劇，經(jīng)初步核算越級換擋條件下，主離合器在8檔允許越級換擋達(dá)到5 000次時，應(yīng)對主離合器磨損狀態(tài)進(jìn)行檢查。

3.4.3 相關(guān)試驗驗證

經(jīng)拆解后，如圖5所示。

圖5 主離合器磨損

檢查離合器摩擦片厚度，摩擦面到鉚單邊磨損應(yīng)不大于2 mm，但1.5萬公里后的實測磨損量達(dá)到3.6 mm，鉚釘端頭已經(jīng)與摩擦面平齊，需要更換摩擦片。

與同步器措施相類似，需要通過換擋監(jiān)測分析，對越級換擋頻次統(tǒng)計，及時檢查維護(hù)。

3.5 離合器超速風(fēng)險評估

3.5.1 數(shù)據(jù)分析

主離合器要求按照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)《QC/T 25-2004汽車干摩擦式離合器總成技術(shù)條件》開展“離合器的旋轉(zhuǎn)破壞試驗”，要求蓋總成的旋轉(zhuǎn)破壞扭矩不應(yīng)低于發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速的1.8倍，否則就會有發(fā)生旋轉(zhuǎn)破壞的風(fēng)險。

但在實車使用中，駕駛員為了充分發(fā)揮發(fā)動機的輔助制動，而將變速箱強制掛低檔反拖發(fā)動機，造成發(fā)動機和主離合器超速。

3.5.2 超速離合器風(fēng)險評估

高速旋轉(zhuǎn)破環(huán)作為一個典型的理論力學(xué)問題，如圖6所示。離合器飛輪盤與蓋總成通過壓盤螺栓剛性連接，因此可以簡化為質(zhì)量為m半徑為R的飛輪，以角速度ω繞定軸轉(zhuǎn)動，在不考慮重力的影響下，分析輪緣截面的離心力。

圖6 輪緣截面離心力

由于離合器飛輪盤與蓋總成的結(jié)構(gòu)對稱，因此取微小圓弧段，計算慣性力:

對應(yīng)整個飛輪盤，對應(yīng)慣性力:

螺栓與飛輪盤螺栓的擠壓應(yīng)力:

式中，ρ為鑄鐵密度；ω為飛輪盤轉(zhuǎn)動角速度；R1i、R2i為飛輪盤、壓盤和蓋總成的外圓與內(nèi)圓半徑；hi為飛輪盤、壓盤和蓋總成對應(yīng)厚度；n為飛輪盤螺栓連接個數(shù)；L為飛輪盤螺栓配合長度；d為螺栓直徑。

離合器蓋總成上采用的壓盤螺栓規(guī)格為M10×50，強度等級為10.9級連接螺栓，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》對應(yīng)螺栓性能校核，螺栓屈服強度900 MPa，抗拉強度極限1 000 MPa。

不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)螺栓擠壓應(yīng)力，如表2所示。

表2 不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)螺栓擠壓應(yīng)力

從數(shù)據(jù)分析來看，離合器蓋總成轉(zhuǎn)速已經(jīng)達(dá)到3 584 rpm與離合器蓋總成的設(shè)計極限轉(zhuǎn)速約3 800 rpm已經(jīng)非常接近，存在失效風(fēng)險。

3.5.3 相關(guān)試驗驗證

當(dāng)主離合器轉(zhuǎn)速達(dá)到4 200 rpm后，主離合器連接螺栓斷裂，離合器殼體破裂，如圖7所示。

圖7 主離合器殼體破裂

為防止實車出現(xiàn)上述風(fēng)險，增加了一下措施：

1)增加渦輪軸超速報警，指導(dǎo)駕駛員根據(jù)車速選擇適宜的檔位；

2)增加發(fā)動機反拖超速報警，提示駕駛員盡量避免通過反拖發(fā)動機的方式進(jìn)行制動。

3.6 高檔位閉鎖時閉鎖離合器風(fēng)險評估

3.6.1 數(shù)據(jù)分析

如果駕駛員起步所掛檔位過高或車輛降速而變速箱并未降檔會導(dǎo)致變矩器解鎖，那么當(dāng)再次加速時，變矩器會在高檔位閉鎖，從而產(chǎn)生閉鎖沖擊，如圖8所示。

圖8 閉鎖離合器摩擦片

3.6.2 高檔位閉鎖時閉鎖離合器風(fēng)險評估

液力變矩器閉鎖離合器計算方法參考主離合器，所產(chǎn)生的閉鎖沖擊摩擦功、摩擦功率和允許次數(shù)。

高檔位變速箱輸入端的等效慣量增加，導(dǎo)致滑磨功增加，變速箱5檔以上閉鎖就會造成滑磨功超出限值，從而使閉鎖離合器過熱而增加磨損。

基于的狀態(tài)統(tǒng)計結(jié)果，高速檔閉鎖比例較高，尤其是變速箱8檔閉鎖對閉鎖離合器壽命影響最大，因此要統(tǒng)計各檔位閉鎖離合器的工作次數(shù)，當(dāng)達(dá)到限值時，需要對閉鎖離合器狀態(tài)進(jìn)行檢查維護(hù)。

3.6.3 相關(guān)試驗驗證

通過數(shù)據(jù)對比發(fā)現(xiàn)，某車高速檔閉鎖情況較為嚴(yán)重，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，閉鎖離合器摩擦片磨損較為嚴(yán)重，且有超溫發(fā)藍(lán)現(xiàn)象，如圖8所示。

為防止閉鎖離合器過熱和過度磨損，建議采取以下措施：

1)增加換擋提示，當(dāng)變矩器常時間不能閉鎖時，提示駕駛員選擇適宜檔位；

2)增加換擋提示，當(dāng)車速與檔位不匹配導(dǎo)致變矩器解鎖時，提示駕駛員及時降檔。

3.7 不踩離合器緊急制動傳動軸風(fēng)險評估

3.7.1 數(shù)據(jù)分析

某底盤變速箱1擋爬坡時，車速5.7 km/h，發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 200 rpm，緊急制動過程中，未踩離合器，變矩器閉鎖，發(fā)動機熄火。

當(dāng)?shù)妆P緊急制動時，若離合器不分離，則發(fā)動機將和傳動系統(tǒng)剛性連接而急劇降低轉(zhuǎn)速，使其中所有的運動部件產(chǎn)生很大的慣性力矩，其數(shù)值可能大大超過發(fā)動機正常工作時發(fā)出的最大轉(zhuǎn)矩，將對傳動系統(tǒng)造成超過其承載能力的載荷，從而使其零部件損壞[19-21]。

3.7.2 風(fēng)險評估

變速箱一擋、離合未分離工況下，發(fā)動機至變速箱及分動器間傳動軸的慣性扭矩，如下所示：

式中,I1為變速箱1擋時，發(fā)動機至傳動軸輸入端的轉(zhuǎn)動慣量；Ie為發(fā)動機至飛輪盤總轉(zhuǎn)動慣量；It為飛輪盤至主離合器總轉(zhuǎn)動慣量；Itr1為變速器一擋慣量折算至變速箱輸入端的總轉(zhuǎn)動慣量；i1為變速器一擋速比；dω1/dt為變速器一擋發(fā)動機至傳動軸輸入端慣性角減速度。

根據(jù)變速器輸出傳動軸慣量和慣性角減速度，可以計算變速器輸出端傳動軸的慣性力矩。

結(jié)合測試和計算證明，在變速器一檔和倒檔在緊急制動不踩離合器的極端使用工況下，發(fā)動機所產(chǎn)生的慣性扭矩已經(jīng)超過了傳動軸的破壞扭矩，存在斷裂失效風(fēng)險。

發(fā)動機到變速箱輸入端的轉(zhuǎn)動慣量為7.88 kgm2，根據(jù)計算變速箱輸入端慣性角減速度646.2 rad/s2，則對應(yīng)變速箱輸入端沖擊扭矩5 092.1 Nm，一檔時變速箱輸出端扭矩60 901 Nm，該值接近傳動軸的破壞扭矩，存在失效風(fēng)險。

3.7.3 相關(guān)試驗驗證

經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，變速箱至分動箱傳動軸在十字軸沿軸肩處斷裂，軸套沿底面根部斷裂、脫落，如圖9所示。

圖9 變速箱至分動箱傳動軸損壞

為避免上述極端工況，采取以下措施：

1)增加主動防護(hù)，變矩器應(yīng)增加檔位識別功能，當(dāng)識別到變速箱處于低速檔(一檔、二檔和倒檔)時，變矩器始終處于解鎖狀態(tài)，從而避免發(fā)動機與傳動系統(tǒng)剛性連接，以減小不踩離合緊急制動時的沖擊載荷。

2)增加發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化速率的報警提示，規(guī)范駕駛操作。

4 結(jié)束語

通過基于駕駛操作的底盤傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件狀態(tài)監(jiān)測與評估，能夠較為有效地識別系統(tǒng)存在的風(fēng)險和隱患，并及時地采取檢查和維護(hù)，從而有效保障多軸特種車輛順利完成各項任務(wù)。