機(jī)械式換擋機(jī)構(gòu)脫擋機(jī)理分析及改進(jìn)設(shè)計(jì)

張洋洋，周 彤，劉 兵，葛 鎧，劉洪波

（北京航天發(fā)射技術(shù)研究所，北京，100076）

0 引 言

分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)作為重載分動(dòng)箱的重要組成部件，承擔(dān)分動(dòng)箱空擋、低擋和高擋間擋位切換任務(wù)，同時(shí)實(shí)現(xiàn)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(dòng)箱及底盤的服役性能[1～3]。換擋機(jī)構(gòu)的脫擋問題是其使用壽命內(nèi)的重要安全隱患[4,5]，同時(shí)對(duì)分動(dòng)箱的服役可靠性造成很大影響，嚴(yán)重時(shí)將導(dǎo)致分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)換擋嚙合套打齒，進(jìn)而嚙合套無(wú)法掛擋，最終導(dǎo)致分動(dòng)箱無(wú)動(dòng)力輸出，車輛拋錨[6,7]。

當(dāng)分動(dòng)箱處于輸入轉(zhuǎn)速低、輸入扭矩大的大載荷工況下，會(huì)有脫擋風(fēng)險(xiǎn)。某型特種車底盤分動(dòng)箱總成在試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行可靠性試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)，當(dāng)輸入扭矩超過18 000 N·m（額定扭矩35 000 N·m）時(shí)，分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)的嚙合齒套會(huì)受到沿脫擋方向較大的軸向力作用，導(dǎo)致其發(fā)生間斷性脫擋現(xiàn)象。

本文針對(duì)某型特種車底盤分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)的脫擋問題展開分析。采用有限元分析方法，對(duì)脫擋力產(chǎn)生來源進(jìn)行定位，并結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)理論分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比和驗(yàn)證。此外，基于脫擋力計(jì)算方法，對(duì)比分析了換擋機(jī)構(gòu)的若干種改進(jìn)方案，綜合考慮脫擋力大小、脫擋可能性和工藝復(fù)雜性，提出最優(yōu)設(shè)計(jì)方案的建議。

1 研究對(duì)象及方法

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

圖1 換擋機(jī)構(gòu)總成及零件 Fig.1 Assembly and Parts of Gear Shifting Mechanism

在該型分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)的原始設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu)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(duì)換擋機(jī)構(gòu)的受載情況進(jìn)行分析。充分利用換擋機(jī)構(gòu)的對(duì)稱特性，采用循環(huán)對(duì)稱分析方法，針對(duì)局部模型開展仿真分析。有限元模型中的約束、接觸與循環(huán)對(duì)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(huán)對(duì)稱邊界定義情況 Fig.3 Simulation of Model Contact, Constraint and Circularly Symmetric Boundary Definition

2 結(jié)果及分析

2.1 仿真模型驗(yàn)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(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果對(duì)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(cè)試試驗(yàn)。試驗(yàn)情況如下：換擋機(jī)構(gòu)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(cè)試載荷值，當(dāng)輸入軸傳遞扭矩為8000 N·m時(shí)，測(cè)得的軸向載荷約為4400 N，如圖4中星點(diǎn)所示。

對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)結(jié)果與摩擦系數(shù)為f=0.05的仿真工況結(jié)果非常接近，二者相對(duì)誤差僅為8.9%，說明仿真模型及參數(shù)設(shè)置合理。測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果之間存在差異的可能原因包括：a）仿真結(jié)果未考慮離心力的作用；b）仿真結(jié)果假設(shè)換擋機(jī)構(gòu)35個(gè)齒完全均布受力且變形一致，實(shí)際工況各齒受力和變形會(huì)存在一定偏差。

2.2 脫擋力機(jī)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(duì)嚙合面。每對(duì)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(shí)，齒面與Z軸（軸向）平行，此時(shí)接觸壓力完全垂直于齒面，因此接觸壓力沿Z軸無(wú)分力，軸向無(wú)脫擋力。然而由圖6可見，在嚙合過程中，齒套會(huì)發(fā)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(shí)接觸壓力沿Z軸產(chǎn)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(fā)生扭曲變形，導(dǎo)致齒套軸向存在兩個(gè)力的作用，其中：F壓分為兩個(gè)接觸面接觸壓力的合力沿軸向的分力；f靜分為兩個(gè)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(duì)運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)方向相反。

在換擋機(jī)構(gòu)處于高擋位并正常運(yùn)轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)方案、f =0.05、扭矩為30 000 N·m時(shí)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(jié)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(gè)力的作用下自平衡。

只有當(dāng)軸向接觸壓力超出最大靜摩擦力時(shí)，齒套才會(huì)發(fā)生軸向滑動(dòng)。即：

式中 f為靜摩擦系數(shù)；F壓為接觸面上的正壓力。

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

a）換擋機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速驟增。此時(shí)齒套所受徑向離心力驟增，導(dǎo)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(fā)生滑動(dòng)。

b）換擋機(jī)構(gòu)過度潤(rùn)滑。此時(shí)靜摩擦系數(shù)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(dǎo)致滑動(dòng)（極限情況為沒有摩擦力，齒套將瞬間滑出）。

c）換擋機(jī)構(gòu)服役過程中的振動(dòng)等因素導(dǎo)致嚙合齒接觸面瞬間失衡，產(chǎn)生微小滑動(dòng)，滑動(dòng)位移緩慢積累，導(dǎo)致最終脫擋。

可見，直齒設(shè)計(jì)方案由于本身的力學(xué)性質(zhì)，致使其在高速運(yùn)轉(zhuǎn)、狀態(tài)變化等過程中抗干擾能力弱，容易脫擋。

3 改進(jìn)方案及效果對(duì)比

3.1 改進(jìn)方案

為方便分析和比較，將原設(shè)計(jì)記為方案1：輸入軸、齒套和高擋齒輪盤的齒形均為直角設(shè)計(jì)。為減小齒套高擋嚙合時(shí)脫擋的風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)原換擋機(jī)構(gòu)的齒形進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)（方案2～方案4），分別如圖8至圖10所示。

設(shè)計(jì)方案2如圖8所示，即換擋機(jī)構(gòu)倒錐角設(shè)計(jì)方案：輸入軸、齒套和高擋齒輪盤的齒形均為倒錐角設(shè)計(jì)。

圖8 設(shè)計(jì)方案2：換擋機(jī)構(gòu)倒錐角示意 Fig.8 Scheme II: Schematic Representation of Reverse Taper Angle of Gear Shifting Mechanism

設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(jìn)效果對(duì)比

對(duì)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(jié)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(gè)接觸面均為錐齒-錐齒嚙合，兩個(gè)嚙合面上產(chǎn)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(duì)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(huì)脫擋滑出。

圖11 換擋機(jī)構(gòu)方案2、方案3、方案4接觸壓力沿軸向分力仿真結(jié)果 Fig.11 Simulation Results of Axial Force Component of Contact Pressure in Gear Shifting Scheme II, III and IV

續(xù)圖11

為了更清晰地對(duì)比3個(gè)改進(jìn)方案的改進(jìn)效果，將各方案中齒套所受的軸向力提取并繪出，結(jié)果如圖12所示。由圖12可得以下結(jié)論：

圖12 換擋機(jī)構(gòu)4種設(shè)計(jì)方案軸向脫擋力分析結(jié)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(huì)脫擋。

在脫擋可能性方面，改進(jìn)方案的優(yōu)先順序?yàn)椋悍桨?＞方案3＞方案4，但考慮到工藝可行性，中國(guó)廠家無(wú)法實(shí)現(xiàn)方案2的全倒角設(shè)計(jì)，因此，以下試驗(yàn)驗(yàn)證采用方案3。

4 改進(jìn)效果驗(yàn)證

綜合考慮脫擋力大小和工藝可行性，目前分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)落實(shí)了基于方案3的優(yōu)化改進(jìn)措施，并進(jìn)行了換擋機(jī)構(gòu)性能試驗(yàn)、換擋機(jī)構(gòu)可靠性試驗(yàn)，并隨分動(dòng)箱總成完成了整機(jī)相關(guān)性能試驗(yàn)及疲勞壽命可靠性試驗(yàn)，其所完成的相應(yīng)試驗(yàn)情況及結(jié)果如下：

a）完成分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)可靠性試驗(yàn)，達(dá)到試驗(yàn)大綱要求10 000次換擋機(jī)構(gòu)各元件無(wú)故障，無(wú)脫擋。

b）隨同分動(dòng)箱總成完成疲勞壽命可靠性臺(tái)架試驗(yàn)最大試驗(yàn)扭矩達(dá)到30 000 N·m未發(fā)生脫擋；完成120 h試驗(yàn)后，分解檢查無(wú)異常磨損，各零件無(wú)損壞，如圖13所示。

圖13 換擋機(jī)構(gòu)方案3可靠性臺(tái)架試驗(yàn)后拆解檢查情況 Fig.13 Disassembly and Inspection after Reliability Bench Test of Shift Mechanism Scheme III

c）分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)搭載分動(dòng)箱總成在進(jìn)行臺(tái)架疲勞壽命可靠性試驗(yàn)調(diào)試過程中進(jìn)行了換擋機(jī)構(gòu)軸向力的測(cè)試，測(cè)試結(jié)果證明改進(jìn)后的換擋機(jī)構(gòu)軸向力方向與齒套滑出方向相反，測(cè)試數(shù)值與仿真分析結(jié)果較為接近（見圖14）。

經(jīng)過換擋機(jī)構(gòu)改進(jìn)并試驗(yàn)驗(yàn)證后的分動(dòng)箱總成已應(yīng)用于某型號(hào)試樣車底盤，目前使用可靠，分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)未發(fā)生故障。

5 結(jié)束語(yǔ)

結(jié)合仿真分析和試驗(yàn)測(cè)試，對(duì)某型機(jī)械式換擋機(jī)構(gòu)的脫擋機(jī)理進(jìn)行了深入分析。結(jié)果表明，脫擋力是由齒套在嚙合過程中受力扭曲、導(dǎo)致嚙合面的接觸壓力沿脫擋方向產(chǎn)生分力所致。對(duì)比分析了3種優(yōu)化改進(jìn)方案所產(chǎn)生的脫擋力，綜合考慮脫擋可能性和工藝復(fù)雜性，確定了優(yōu)化方案，并通過臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了改進(jìn)效果。分動(dòng)箱換擋機(jī)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計(jì)應(yīng)用，有效避免了分動(dòng)箱大載荷下脫擋的使用風(fēng)險(xiǎn)，為專業(yè)化產(chǎn)品大載荷分動(dòng)箱的廣泛應(yīng)用奠定了基礎(chǔ)。