某6×4搅拌车传动系优化匹配

邹琳 周福庚 汪知望

安徽江淮汽车股份有限公司 安徽合肥 230022

1 引言

随着中国工程建设事业的不断发展，搅拌车使用工况逐渐由城市运输转向城市和郊区运输，并且搅拌车上装容积逐渐增加，6×4搅拌车上装目前已发展到12 m³，甚至更大。因此，搅拌车所需要的承载性、发动机起步扭矩等参数也应随之增加。然而本文所涉及的搅拌车是原搅拌罐容积为7～8 m³的6×4搅拌车系列产品，其匹配六挡变速器，仅适用于城市工况。现由于该车上装已增加到12 m³，而底盘未能及时进行匹配设计，仍然沿用了前期的车型，故在使用过程中出现以下问题：a. 离合器出现早期磨损；b.发动机飞轮壳开裂，主要出现在安装起动机的穿孔位置；c. 整车的油耗偏高。为解决上述问题，需要对搅拌车传动系进行优化匹配设计。

2 传动系优化匹配

2.1 原因分析

针对该产品出现的离合器早期磨损和飞轮壳开裂现象进行初步原因分析。

a. 原设计车型匹配六挡变速器，倒挡速比和I挡速比都相对较小，车辆在实际运行过程中会出现以下两个问题：一是倒挡稳定车速较高，而搅拌车在实际作业下需要长时间使用低速倒车行驶，由此导致离合器长期处于半离合状态；二是I挡起步扭矩过小，而整车质量较大，导致离合器过载，发生打滑现象。上述两个原因使得离合器从动盘摩擦片的磨损过快，从而出现早期磨损现象。

b. 起步扭矩较小，倒挡稳定车速较高，搅拌车实际运行过程中出现较大的振动，尤其是飞轮壳末端振动较大。由于没有变速器辅助支撑，不能有效地衰减飞轮壳的振动，从而出现飞轮壳开裂的现象，开裂位置如图1所示。

c. 由于传动系速比匹配不合理，发动机处于经济工况下运行的机会较少，故整车的燃油经济性较差。

通过上述初步原因分析，下面对搅拌车从传动系匹配上进行优化设计。

2.2 离合器优化设计

造成离合器早期磨损的一个重要原因是离合器压紧力及承受扭矩不能满足要求。故对离合器转矩后备系数进行理论校核。离合器从动盘为摩擦式圆盘，从动盘（摩擦片）通过压盘被贴合在飞轮上，从而能够传递转矩[1]，如图2所示。离合器转矩校核输入参数如表1所示。

表1 离合器转矩校核输入参数

根据公式，离合器静摩擦力矩：

后备系数[2]：

式中，TC为离合器静摩擦力矩；β为后备系数。

将表1中参数代入公式(1)、(2)计算得出，匹配推式离合器时，离合器静摩擦力矩TC=1 952.1 N·m，后备系数β=1.4；匹配拉式离合器时，离合器静摩擦力矩TC=2 708.8 N·m，后备系数β=2.0。根据设计要求[2]， 重型搅拌车β≥1.5，因此若匹配推式离合器，转矩后备系数无法满足设计要求，而选择匹配拉式离合器则可以满足设计要求。

2.3 传动系速比优化匹配

2.3.1 对离合器滑磨功进行理论校核

离合器摩擦片被夹在飞轮和压盘中间，以滑磨功的形式供给车辆运动能量，使得发动机旋转和车辆方面的旋转达到同步。滑磨功即为离合器一次接合吸收的能量，它作为热量散发到大气中。

根据离合器滑磨功公式[2]：

其中，发动机的旋转惯性矩

汽车旋转惯性矩

汽车的行驶阻力矩

式中，me为 发动机旋转部分的质量，me= 38 kg；ma为汽车的最大总质量，ma= 40 000 kg；mr为除发动机外旋转部分的惯性当量质量，mr= 2 000 kg；rr为 驱动轮的滚动半径，rr= 0.516 m；ηT为传动效率，ηT= 90%；ne为 离合器接合前发动机转速，ne=1 500 r/min；Te为 发动机最大扭矩，Te=1 350 N·m；TC为离合器的转矩容量，TC=2 708.8 N·m。

表2 匹配变速器各挡位速比

根据(3)～(8)式，并匹配6挡、9挡、10挡变速器（如表2所示），计算得到各种情况下离合器单位面积滑磨功ω如表3所示。

表3 匹配变速器滑磨功对比表J/mm2

根据设计要求[1]，重型搅拌车要求离合器单位面积滑磨功ω≤0.25 J/mm2。从表3可以看出，若匹配6挡变速器，在I挡起步和倒挡时滑磨功均超出设计要求，而用户采用II挡起步时，则滑磨功远远超出设计要求；若匹配9挡或者10挡变速器，则均能够满足设计要求。

2.3.2 动力经济性分析

由于搅拌车频繁使用低速倒车，因此降低倒挡稳定车速，可以有效地减少驾驶员倒挡时使用离合控制车速的频率。通过增加传动系总速比，扩大传动系速比范围，可在不降低整车动力性、经济性的前提下，加大倒挡速比以降低倒挡车速。

增加总速比可以通过增加后桥速比和变速器速比两种方案来实现，而在增加变速器速比中，可以采用国内同一厂家成熟的9挡、10挡变速器代替原6挡变速器，扩大速比范围。

通过AVL_Cruise仿真计算分析，确定最佳传动系匹配方案。仿真模型框架如图3所示。匹配6挡、9挡、10挡变速器搅拌车动力经济性仿真结果如表4所示。

表4 搅拌车动力经济性仿真结果（12 m3上装）

仿真计算结果表明，匹配9挡、10挡变速器在降低起步、倒挡稳定车速的同时，很大程度上降低了常用工况下的燃油经济性。

2.4 动力总成悬置优化

首先对飞轮壳处弯矩和应力进行初步的理论计算分析，悬置力矩如图4所示。

图中，Ge为 发动机质心位置，Gt为 变速器质心位置，R1为前悬置支撑位置，R2为后悬置支撑位置，R3为变速器支撑（原车型无此支撑）。以发动机前支承为旋转中心建立力矩平衡方程，有[3]：

由发动机悬置装置受力平衡，有[3]：

飞轮壳后端面的弯矩为：

原车型无变速器辅助支承，即R3=0

式中，We为发动机质量，We=980 kg；Wt为变速器质量，Wt= 355 kg；L1为前悬置至发动机质心距离，L1=587mm；L2为前悬置至飞轮壳后断面距离，L2=1 158mm；L3为前悬置至后悬置距离，L3=1 263 mm；L4为前悬置至变速器质心处距离，L4=1 483 mm；L5为前悬置至变速器辅助支撑距离，L5=1 845 mm；L6为后悬置至飞轮壳后断面距离，L6=105 mm；L7为变速器质心至飞轮壳后断面距离，L7=325 mm；L8为变速器辅助支撑至飞轮壳后断面距离，L8=687 mm。

将数据代入(9)～(12)式计算，得到飞轮壳后端面处弯矩为2 069 N·m，大于飞轮壳弯矩限值1 350 N·m，此时飞轮壳所受弯矩已经超过了其极限弯矩。

同时对动力总成及悬置进行CAE分析，根据整车坐标系将动力总成建立仿真模型[4]，其中前后悬置的刚度数值由悬置的台架试验确定，有限元分析模型如图5所示。

飞轮壳材料为灰铸铁HT250，弹性模量为(1.05～1.3)×105MPa，泊松比为0.24～0.26，密度为7.35×10-9t/mm3；屈服极限为250 MPa[5]。

根据建立的模型，得出飞轮壳应力分布模型如图6所示，从图6可以看出，飞轮壳的最大应力位于安装起动机的穿孔附近位置，与实际情况下飞轮壳的开裂位置相符。

经过计算得知，最大应力值为341 MPa，超出了材料的屈服极限，从而导致飞轮壳产生开裂。故考虑在原发动机悬置基础上增加变速器辅助支撑机构，以防止飞轮壳开裂，支撑方式如图7所示。

悬置优化后飞轮壳处CAE分析结果如图8所示，最大应力值为144 MPa，远小于材料的屈服极限。

3 优化匹配验证

传动系优化匹配的动力经济性试验结果如表5所示，搅拌车的整体性能得到了明显的提升。

表5 优化后搅拌车动力经济性试验结果(12 m3上装)

试验样车经过30 000 km试验场强化路可靠性验证，飞轮壳和离合器均未出现失效现象。优化匹配后的车型投放市场后，再未出现离合器早期磨损和飞轮壳开裂现象。

4 结论

通过对某6×4搅拌车的优化匹配设计，产品经试验和市场验证，取得了明显的效果。对此总结如下：

a. 对于重型搅拌车，由于其特定的使用工况，对传动系需要进行针对性的匹配设计；

b. 对于超过8 m³的重型搅拌车底盘，采用6挡变速器不能满足要求，尽量采用9挡及以上的多挡位变速器；

c. 扩大传动系总速比范围，不仅能提高重型搅拌车起步、倒车扭矩，减少离合器过载，而且能够有效地降低车辆燃油消耗；

d. 通过增加变速器辅助支撑，能够有效地解决飞轮壳开裂问题；

e. 本文所述传动系优化匹配方法，不仅适用于重型搅拌汽车，而且可以推广运用于重型自卸车等工程车上。

[1] 徐石安,江发潮.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社,2005.

[2] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.

[3] 武田信之.载货汽车设计[M].北京:人民交通出版社,1997.

[4] 王冒成,邵敏.有限单元法基本理论和数值方法[M].北京:清华大学出版社,2001.