戴 虎 李興忠 趙云峰

(1. 杭州前進齒輪箱集團股份有限公司，杭州 311203；2. 吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022)

大噸位裝載機用動力換擋變速箱的設(shè)計開發(fā)

戴 虎1李興忠2趙云峰1

(1. 杭州前進齒輪箱集團股份有限公司，杭州 311203；2. 吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022)

依據(jù)某型裝載機整車需求確定了變速箱的設(shè)計輸入?yún)?shù)和傳動原理，以此為基礎(chǔ)建立了變速箱關(guān)鍵部件的計算模型并進行了強度校核，基于傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的靜力學(xué)分析方法，利用有限元分析軟件建立了箱體網(wǎng)格模型并進行了強度分析，并根據(jù)分析結(jié)果做了設(shè)計改進。

裝載機 變速箱設(shè)計 有限元 強度校核 臺架試驗

0 引言

隨著中國經(jīng)濟的高速發(fā)展，基礎(chǔ)建設(shè)的裝備也隨之發(fā)展起來，尤其是工程機械裝備已經(jīng)成為國內(nèi)制造業(yè)的一個重要分支。裝載機未來的技術(shù)發(fā)展方向是高效節(jié)能和智能電子控制技術(shù)，而大噸位工程機械具有明顯的單位工作量能耗低和工作效率高的特征[1]，然而目前大型裝載機市場基本為外資品牌所占領(lǐng)。根據(jù)業(yè)內(nèi)人士預(yù)計，大型裝載機是我國裝載機發(fā)展的一個趨勢，目前已有多家國內(nèi)主機廠在努力發(fā)展大型裝載機[2]。變速箱作為輪式裝載機動力傳動系統(tǒng)的主要部件，其良好的動力輸出特性和較高的可靠性是保證裝載機適應(yīng)各種復(fù)雜作業(yè)工況的前提條件[3]。

本文基于某型八噸輪式裝載機的市場現(xiàn)狀和技術(shù)特點，通過綜合輸入?yún)?shù)匹配、設(shè)計計算、傳動結(jié)構(gòu)創(chuàng)新等工作來開發(fā)大噸位裝載機用液力控制變速箱。本文依托國家強基工程項目，對一款適用于八噸裝載機變速箱的設(shè)計計算方法展開討論，為實現(xiàn)中國在該領(lǐng)域零的突破，同時為企業(yè)創(chuàng)造效益奠定技術(shù)基礎(chǔ)。

1 設(shè)計輸入?yún)?shù)確定及結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 設(shè)計輸入?yún)?shù)確定

變速器是車輛動力系統(tǒng)的一個關(guān)鍵組成部分，只有與發(fā)動機、車輛進行合理地匹配才能實現(xiàn)既有充足的動力輸出，又可節(jié)約燃油。為了合理確認(rèn)變速器的性能參數(shù)，本文提出了基于車輛綜合需求的參數(shù)選擇方法。

本文基于德國ZF公司產(chǎn)品在裝載機領(lǐng)域的廣泛應(yīng)用，結(jié)合國內(nèi)制造難度及成本，選定變速箱的初步目標(biāo)輸入?yún)?shù)如表1所示。

表1 初步確定的設(shè)計輸入?yún)?shù)

1.2 傳動原理

為了選用最適合大噸位裝載機用變速箱的傳動原理，綜合評估德國ZF公司和DANA公司相應(yīng)級別變速器傳動原理的優(yōu)缺點[4]。同時，綜合考慮變矩器、油泵、取力器等關(guān)鍵部件的位置，選用的傳動原理如圖1所示。

1.3 齒輪參數(shù)確定

以各擋位速比、軸間中心距、布局合理性及其它傳動限制作為確定各齒輪參數(shù)的約束輸入條件，結(jié)合圖1所示傳動原理，該變速箱最多可以實現(xiàn)6個前進擋、3個倒退擋，它們分別為：

1.4 齒輪參數(shù)確定

以各擋位速比、軸間中心距、布局合理性及其它傳動限制作為確定各齒輪參數(shù)的約束輸入條件，結(jié)合圖1所示傳動原理，該變速箱最多可以實現(xiàn)6個前進擋、3個倒退擋，它們分別為：

前進1擋：F1=(ZV1/ZIN1)*(Z42/ZV2)*(Z13/Z43)*(ZOUT/Z15)；

前進2擋：F2=(Z44/ZIN4)* (Z13/Z43)*(ZOUT/Z15)；

前進3擋：F3=(ZV1/ZIN1)*(Z22/ZV2)*(ZOUT/Z25)；

前進4擋：F4=(Z44/ZIN4)*(Z22/Z42)* (ZOUT/Z25)；

前進5擋：F5=(ZV1/ZIN1)*(Z32/ZV2)*(ZOUT/Z35)；

前進6擋：F6=(Z44/ZIN4)*(Z32/Z42)* (ZOUT/Z25)；

倒退1擋：R1=(ZR1/ZIN1)*(Z42/ZR2)* (Z13/Z43)*(ZOUT/Z15)；

倒退2擋：R2=(ZR1/ZIN1)*(Z22/ZR2)* (ZOUT/Z25)；

倒退3擋：R3=(ZR1/ZIN1)*(Z32/ZR2)*(ZOUT/Z35)；

圖1 所選變速箱傳動原理

將表1所確定的變速箱設(shè)計輸入?yún)?shù)代入以上檔位計算公式，可得初步速比為：

F1≈5.35，F(xiàn)2≈3.446，F(xiàn)3≈2.207，F(xiàn)5≈0.969；

R1≈5.35，R2≈2.207，R3≈0.969；

根據(jù)齒輪根切條件，所有齒輪齒數(shù)須為正整數(shù)并且大于17，結(jié)合整機布置要求的輸入輸出中心距，考慮前面輸入的約束條件，經(jīng)過多次計算、調(diào)整，優(yōu)化后的詳細(xì)齒輪參數(shù)及速比如下：

齒輪參數(shù)

第1排：Z13=51，Z43=24；齒輪模數(shù)5.5，螺旋角9°；軸間中心距a14=211。

第2排：Z42=57，ZR2=50，ZV2=50，Z22=54，Z32=51；齒輪模數(shù)4，螺旋角10°；軸間中心距a4R=219，a42=226，a2V=212，a23=214。

第3排：ZR1=56，ZIN1=54，ZV1=56；齒輪模數(shù)3.75，螺旋角15°；軸間中心距aRIN=215，aVIN=215。

第4排：Z44=37，ZIN4=49；齒輪模數(shù)4，螺旋角10°；軸間中心距a4IN=175。

第5排：Z15=23，Z25=23，Z35=52，ZOUT=52；齒輪模數(shù)5.5，螺旋角8°；軸間中心距a13=214，a23=214，a3OUT=292。

速比

F1=5.680，F(xiàn)2=3.628，F(xiàn)3=2.532，F(xiàn)4=1.617，F(xiàn)5=1.058，F(xiàn)6=0.676，R1=5.680，R2=2.532，R3=1.058。

1.5 變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)已經(jīng)確定的傳動原理及齒輪參數(shù)，結(jié)合公司現(xiàn)有的成熟零部件來設(shè)計各部件結(jié)構(gòu)。圖2-6為各具有代表性部件總成的結(jié)構(gòu)圖。

由以上關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)圖可以看出，大噸位裝載機用動力換擋變速箱是由變矩器部件、輸入部件、取力部件、輸出部件、KV、KR、K1-K4軸等部件組成。各離合器軸部件內(nèi)部結(jié)構(gòu)類似，由外摩擦片、內(nèi)鋼片、活塞、內(nèi)外密封環(huán)、承壓板、滾動軸承等裝配組成。離合器外殼整體加工出來后和相應(yīng)的軸通過過盈連接相配合。離合器外殼上裝入快速甩油閥，有利于離合器快速脫開，組裝時將內(nèi)外密封環(huán)裝入活塞內(nèi)，再將活塞裝入離合器外殼內(nèi)，之后通過專用工裝將離合器復(fù)位彈簧壓入，并用擋圈定位。

圖2 輸入和取力器部件

圖3 KR軸部件

圖4 K1軸部件

圖5 K4軸部件

2 強度校核

綜合前面確認(rèn)的傳動原理、齒輪參數(shù)、輸入?yún)?shù)以及整車匹配需求，本文對關(guān)鍵部件齒輪、離合器等傳扭件的強度進行相關(guān)的校核計算[5]，輸入?yún)?shù)及邊界條件見表2。

圖6 輸出部件

項目初定輸入?yún)?shù)額定功率/kW310最大輸入扭矩/N·m2750最高輸入轉(zhuǎn)速/r/min2500最大取力扭矩1200結(jié)構(gòu)型式平行軸結(jié)構(gòu)換擋方式電液控制前進檔位數(shù)量/個4后退檔位數(shù)量/個3或4速比(前進1擋)5．35速比(前進2擋)3．446速比(前進3擋)2．207速比(前進4擋)0．969

2.1 齒輪計算

按照經(jīng)驗對齒輪的強度進行校核計算，工況點取變矩器轉(zhuǎn)速比i=0.3，所有齒輪的計算原理一樣，在此僅對一檔輸出齒輪的強度進行計算。

2.1.1 齒面接觸疲勞強度計算

1)計算應(yīng)力

(1)

其中，u為齒數(shù)比,Ft是齒輪分度圓周切向力，d是齒輪分度圓直徑，b為齒寬，ZH為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZE為彈性系數(shù)，Zε為重合度系數(shù)，KA使用系數(shù)，KV動載系數(shù)，KHβ齒向載荷分布系數(shù)，KFβ齒間載荷分布系數(shù)。

2)許用應(yīng)力

(2)

其中，σHlim為齒輪接觸疲勞極限值，ZN為壽命系數(shù)，ZL為潤滑系數(shù)，ZR為粗糙度系數(shù)，ZV為速度系數(shù)。

表3 輸出齒輪接觸疲勞強度計算結(jié)果

2.1.2 齒根彎曲疲勞強度計算

1)計算應(yīng)力

(3)

其中，mn為齒輪法向模數(shù)，ZH為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZE為彈性系數(shù)，Zε為重合度系數(shù)，KA使用系數(shù)，KV動載系數(shù)，KHa齒向載荷分布系數(shù)，KFα齒間載荷分布系數(shù)[6]。

2)許用應(yīng)力

(4)

其中，σFlim為齒輪彎曲疲勞極限值，YN為壽命系數(shù)，YS為實驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù)，Yδ為齒根系數(shù)。綜合以上算法得到的計算結(jié)果如下：

表4 輸出齒輪彎曲疲勞強度計算結(jié)果

同理，通過對其它檔位齒輪組的計算，可以得到所有齒輪強度校核的結(jié)果，詳見表5，綜合以上結(jié)果可以看出，各組齒輪強度的校核結(jié)果都滿足設(shè)計要求。

2.2 離合器傳遞能力計算

2.2.1 離合器壓力

不同換擋離合器中工作腔活塞的有效截面積為：

(5)

其中，D為活塞大徑，d為活塞小徑；

液壓缸活塞上受到壓力油作用的壓力為：

(6)

其中，p油為離合器操縱油壓,P彈離合器工作時的復(fù)位彈簧壓緊力。

離合器工作摩擦片的有效作用面積為：

(7)

其中，D摩為摩擦片摩擦材料大徑，d摩為摩擦片摩擦材料小徑。

2.2.2 離合器傳遞轉(zhuǎn)矩計算

離合器的轉(zhuǎn)矩容量可用下式來計算：

表5 齒輪強度校核

(8)

根據(jù)式(8)結(jié)果，可求得離合器儲備安全系數(shù)為：

(9)

其中，M為離合器所需傳遞的扭矩。

綜合以上式(5)-(9)，代入相關(guān)參數(shù)，可得到不同離合器校核計算結(jié)果，如下表6所示，從表中可以看出，離合器強度均能滿足設(shè)計的要求。

3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計分析與優(yōu)化

箱體作為變速箱總成最重要的部件之一，在設(shè)計時不僅要考慮箱體內(nèi)零件的布置，還要兼顧與箱體外部零件的關(guān)系。箱體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故采用鑄造毛坯，為改善箱體的剛度，尤其是箱體壁厚的剛度，箱壁上設(shè)計了加強筋[7]。本文在設(shè)計某型號大功率裝載機用變速箱過程中，運用Soildworks軟件建立了箱體的三維模型，同時運用有限元軟件對箱體的結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化分析，不僅提高設(shè)計效率，而且大大降低模具成本，避免二維設(shè)計時不易察覺的直觀低級錯誤。

表6 離合器強度校核

3.1 箱體零部件設(shè)計

在箱體總結(jié)構(gòu)形式確定后，需要將各零件裝配于箱體對應(yīng)位置，共同組成箱體部件，箱體部件按分型面可分成左右兩個半箱體，基于三維軟件soildworks對箱體零部件進行設(shè)計繪圖和分析，如圖7和圖8。采用三維軟件在結(jié)構(gòu)設(shè)計和零部件配置過程中，具有理論性強、成型快、成本低、后期改進方便等多種優(yōu)勢。

圖7 左箱體零件

圖8 右箱體零件

3.2 箱體部件結(jié)構(gòu)仿真分析

在制造樣機前，通過有限元分析軟件計算變速箱箱體在工作過程中的位移、應(yīng)力、應(yīng)變狀態(tài)和承載狀況，可以很大程度上避免不必要的設(shè)計失誤，便于優(yōu)化產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，大大減少設(shè)計成本，提升產(chǎn)品可靠性。

3.2.1 載荷加載設(shè)計

裝載機在工作時，其裝配的變速箱承載的外力主要來自牽引力和自身重力?？紤]裝載機的工況，其重力的影響遠遠小于牽引力，在此可忽略不計。牽引力的影響具體表現(xiàn)為，輸入扭矩通過變速箱各軸系上的齒輪之間相互作用，經(jīng)過齒輪、軸、支撐軸承，最終作用到箱體上[8]。

齒輪上的力包括切向力、軸向力與徑向力，切向力。徑向力的方向和齒輪軸線垂直，而切向力可以分解為一個力距和一個作用在齒輪軸線上并和齒輪軸線相垂直的力，因此可得到一個作用在齒輪軸線上的徑向合力，這些徑向合力必然在齒輪軸支撐點上產(chǎn)生支撐反力[9]。由于支撐軸承采用的是圓錐滾子軸承，所以在軸上也會產(chǎn)生軸向力。

為了減少工作量，只需在最極限的工況進行有限元分析，如果該工況下強度滿足要求，其它常用工況自然也符合要求。工程機械在一檔時所承載的工況最惡劣，所以只需以變速箱處于一檔時的額定工作參數(shù)進行有限元仿真即可。一檔的工作路徑為：輸入軸、KV軸、K2軸、K4軸、K1軸、K3軸、輸出軸，其扭矩傳送路線如圖9所示。將計算所得載荷分別施加在相應(yīng)箱體軸承座處，固定四個支撐座，如圖10。

3.2.2 模型邊界條件設(shè)定與網(wǎng)格劃分

變速箱箱體采用鑄造件來加工，其特性為線彈性各向同性，所選材料為HT200，其相關(guān)參數(shù)為：彈性模量為126GPa，泊松比為0.3，密度為7.25×103kg/m3，壁厚范圍內(nèi)最小抗拉強度195 MPa[10]。在Soildworks軟件中，設(shè)置彈性模量值1.26×105，泊松比0.3，密度值7.25×10-6，采用智能網(wǎng)格對分析模型實施整體劃分，同時在軸承座孔、安裝面等部位置進行局部細(xì)化，經(jīng)過以上處理措施得到的箱體有限元網(wǎng)格如圖11所示。

1-輸入軸 2-KV軸 3-K2軸 4-K4軸 5-K1軸 6-K3軸 7-輸出軸

圖9 一檔工況扭矩傳送路線

Fig.9 A torque transmitting route condition

圖10 載荷施加圖

圖11 箱體網(wǎng)格圖

3.2.3 箱體強度仿真分析結(jié)果

由于箱體為鑄造件，屬于脆性材料，通常會在外界施加的載荷大于其強度極限之后發(fā)生斷裂，斷裂處多是拉應(yīng)力最大的截面，本文主要以應(yīng)力應(yīng)變位移等靜力分析為主，運用有限元軟件求解后分別得到箱體的應(yīng)力云圖、應(yīng)變云圖及位移云圖，分別如圖12、圖13、圖14。

圖12 變速箱應(yīng)力云圖

圖13 變速箱應(yīng)變云圖

圖14 變速箱位移云圖

從圖12應(yīng)力云圖中我們可以看出，最大應(yīng)力發(fā)生在輸出軸承座處，大小為193 MPa，剛剛小于最小抗拉強度195 MPa，勉強符合強度要求。箱體右側(cè)支撐處也受到較大的應(yīng)力，主要原因是輸出軸系所受軸向力最大，同時整個箱體在一檔工況時所受載荷偏向右側(cè)。同理，見圖13，應(yīng)變分布類似于應(yīng)力，最大應(yīng)變?yōu)?.6×10-3，符合強度要求。

如圖14所示，大功率裝載機變速箱位移變形最大為1.1 mm，大變形主要分布在箱體上部，此工況下位移變形量過大，不滿足安全使用要求。

3.2.4 箱體優(yōu)化設(shè)計

通過以上仿真結(jié)果的分析，導(dǎo)致大幅度變形的原因是箱體上部沒有固定支撐，產(chǎn)生了較大的彎矩。針對不足之處，在輸入端增加固定端面，其載荷圖如圖15。

圖15 載荷施加圖(輸入端固定)

圖16 變速箱改進位移云圖

在輸入端加上固定支撐面后，再進行有限元仿真分析，其位移云圖仿真結(jié)果如圖16所示。從圖中仿真結(jié)果可以看出，經(jīng)過變形位移明顯減小，最大變形降至0.5 mm，最大變形位置轉(zhuǎn)至軸向力最大的輸出端軸承座，以及輸出軸系和K1軸系之間的箱體。為了進一步減小變形，增加安全系數(shù)，可以考慮在輸出軸承座凸臺周圍設(shè)計加強筋。

優(yōu)化后的應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖分別如圖17和18所示。從優(yōu)化后的仿真結(jié)果可以看出，應(yīng)力減小至89MPa，遠遠小于最小抗拉強度，應(yīng)變也在強度要求范圍之內(nèi)，各項指標(biāo)都滿足設(shè)計要求。

4 結(jié)論

本文針對某型大功率裝載機相關(guān)參數(shù)要求，以CAD、Soildworks等軟件為平臺，運用機械原理等基礎(chǔ)理論知識，開發(fā)了一款能夠與該裝載機相匹配的變速箱。通過確定設(shè)計輸入?yún)?shù)，優(yōu)選了適用于大功率裝載機工況的傳動方案。依據(jù)設(shè)計的傳動方案，對各擋速比分配、齒輪參數(shù)和離合器參數(shù)進行了校核計算，并優(yōu)化了傳動子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)布置。通過Soildworks三維造型軟件，在滿足內(nèi)部零件布置的基礎(chǔ)上設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)，并實施了有限元結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析，最終設(shè)計了綜合性能符合設(shè)計要求的變速箱結(jié)構(gòu)，仿真結(jié)果顯示整體性能良好。通過對某型大功率裝載機變速箱的設(shè)計分析，更進一步掌握了大功率變速箱的設(shè)計分析方法，為大功率裝載機變速箱的國產(chǎn)化奠定了堅實的基礎(chǔ)。

圖17 變速箱改進應(yīng)力云圖

圖18 變速箱改進應(yīng)變云圖

[1] 羅維. 裝載機技術(shù)發(fā)展動態(tài)[J]. 建設(shè)機械技術(shù)與管理, 2015(11):38-39.

[2] 王開寶, 秦四成, 王雪蓮. ZL80 型輪式裝載機變速器工作熱特性分析[J]. 工程機械, 2008, 39(3): 32-36.

[3] 姜文義. 80型輪式裝載機動力傳動系統(tǒng)工作特性分析[D].長春.吉林大學(xué),2008.

[4] Nilsson T, Fr?berg A, Aslund J. On the use of stochastic dynamic programming for evaluating a power-split CVT in a wheel loader[C].Proceedigns of the 8th IEEE vehicle power and propulsion conference. 2012: 840-845.

[5] 吳水深. ZL30G 輪式裝載機自動變速箱的研究[D]. 西南交通大學(xué), 2006.

[6] LI Y, LIU B, XIA J. Faults Analysis of ZL50F Loader[J]. Road Machinery & Construction Mechanization, 2006, 5: 020.

[7] XIAO Q, ZHOU X. Behavior Modeling of Helical Gear Shaft of Gearbox Based on Pro/Engineer[J]. Coal Mine Machinery, 2009, 6: 091.

[8] 吳艷云, 王廣敏. 5 t 裝載機變速箱箱體有限元分析[J]. 上海應(yīng)用技術(shù)學(xué)院學(xué)報, 2014, 14(3).

[9] Nezhadali V, Eriksson L, Fr?berg A. Modeling and optimal control of a wheel loader in the lift-transport section of the short loading cycle[C]//7th IFAC Symposium on Advances in Automotive Control, Tokyo, Japan. 2013.

[10] 田紅亮, 朱大林, 劉芙蓉, 等. 裝載機變速箱齒輪的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計[J]. 建筑機械化, 2004, 25(4): 71-72.

Design and Development of Power-shift Transmission for Large-tonnage Wheel Loader

DaiHu1LiXingzhong2ZhaoYunfeng1

(1.HangzhouAdvanceGearboxGroupCo.,Ltd.,Hangzhou311203;2.StateKeyLaboratoryofautomotivesimulationandControl,JilinUniversity，Changchun130022)

According to the vehicle requirements of a wheel loader, the design input parameters and transmission principle are determined. The calculation model of the key parts is established based on that, and strength checking calculation is made for it. By the static analysis of the transmission system structure, the establishment of the gearbox mesh model has carried on using finite element analysis software and strength checking calculation is made for the part. The optimization and improvement of design is made according to the results of analysis.

Wheel loader Transmission design Finite element Strength checking Bench test

1006-8244(2017)02-018-07

本項目是浙江省博士后科研項目擇優(yōu)資助項目，項目編號：(BSH1502066)

戴虎，1965年，

TH243

B