唐 鏡，丁秀娟，馮 宇，梁文姣，劉啟佳

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

某8×8輪式車試驗中，發(fā)現(xiàn)車輛行駛1 h后分動器機油溫度達到了120～125℃，已經(jīng)超過機油正常使用溫度(不超過120℃)，且潤滑散熱系統(tǒng)尚未達到熱平衡狀態(tài).本研究就此技術(shù)問題從試驗和理論兩個方面進行了研究.

1 某8×8輪式車動力傳動系統(tǒng)構(gòu)成

該車采用了商用高壓共軌電控發(fā)動機、商用客車的變速器、工程機械用的二擋分動器、手自一體的AMT變速自動操縱、非承載式專用車橋和輪邊減速器.該車為全封閉承載式車身，動力艙右前置，發(fā)動機、離合器、變速器布置在動力艙內(nèi)，可整體吊裝.其傳動鏈布置見圖1，圖中虛線框內(nèi)的所有動力傳動部件布置在輪式車體內(nèi).

分動器位于動力艙外，由原來的立式布置改為臥式安裝，對溢油口和通氣口的位置進行了適應(yīng)性調(diào)整.其輸入軸上配有內(nèi)嚙合齒輪泵(簡稱潤滑泵)，泵后連接N200取力器(取力器可提供2000 N·m動力，帶動功能設(shè)備)，通過車內(nèi)氣源可控制通斷.根據(jù)產(chǎn)品使用要求，外接10 kW的散熱器.分動器結(jié)構(gòu)簡圖如圖2所示，在車內(nèi)臥式安裝見圖3，主要參數(shù)見表1.

圖1 某型8×8傳動框圖

圖2 分動器結(jié)構(gòu)簡圖

圖3 分動器臥式安裝圖

表1 分動器主要參數(shù)表

2 分動器熱平衡問題及原因分析

試驗考核中，在約30℃的環(huán)境條件下，樣車以50 km/h平均速度 (該車最大車速為100 km/h)行駛約1 h后，分動器內(nèi)機油溫度達到了120～125℃，且散熱系統(tǒng)尚未達到熱平衡.該輪式車設(shè)計要求在環(huán)境溫度為55℃時，車輛能夠正常行駛，機油散熱系統(tǒng)在機油正常使用溫度下達到熱平衡狀態(tài).

2.1 分動器過熱問題的失效樹(FTA)分析

分動器配有潤滑泵.從潤滑泵泵出的油量進入10 kW散熱器進行換熱，換熱冷卻后的機油回到分動器內(nèi).根據(jù)分動器潤滑和散熱系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，從3個方面進行分析和試驗驗證 (見圖4).

圖4 過熱問題失效樹分析

2.2 分動器散熱量校核計算［1-4］

根據(jù)文獻［1］～文獻［4］中對分動器和變速箱的散熱校核計算的公式對該分動器的散熱量進行校核.

分動器散熱計算的工況，設(shè)定在發(fā)動機連續(xù)工作狀況下進行.

1)功率傳遞效率產(chǎn)生的散熱量Q1.

式中:P1為輸入軸的傳動功率，取240 kW;η為傳動效率，η=η1×η2×η3，η1為1對圓柱齒輪嚙合效率，η1=0.98;η2為軸承摩擦所損耗的效率，1個滾子軸承的傳動效率為η2=0.98;η3為潤滑油飛濺和攪動所損耗的效率，η3=1－φ3，當齒輪浸入油池中的深度不大于2倍齒高時，1個齒輪的φ3值為:

式中:v為齒輪節(jié)圓圓周線速度，m/s;b為齒輪寬度，mm;r為潤滑油的運動粘度，該值為17 mm2/s;Z為主動齒輪和被動齒輪的齒輪總齒數(shù)，為50;1個齒輪的φ3=0.002.

則Q1=9.965 kW.

2)原箱體在外露狀態(tài)下表面散熱量Q2.

式中:K為傳熱系數(shù)，該殼體為鑄鋼件，取8.7～17.5 W/(m2·℃);在輪式車內(nèi)系數(shù)可取為10W/(m2·℃);

S為箱體表面積，約為1.5 m2;T2為潤滑油允許最高溫度，為 120℃;T1為環(huán)境溫度，為55℃;

通過計算Q2=0.975 kW.

通過理論核算分動器需要散熱的熱量約為9 kW.在該型輪式車輛上，分動器散熱系統(tǒng)采用10 kW散熱器是符合設(shè)計要求的.

2.3 分動器機油散熱系統(tǒng)性能的單參數(shù)對比試驗研究

在確定分動器所需散熱量后，分動器的熱平衡問題就轉(zhuǎn)化為分動器機油散熱系統(tǒng)性能匹配問題，其主要影響因素有:機油散熱器性能、潤滑機油油量、冷卻管路布置、潤滑油泵能力.對此逐一進行單參數(shù)對比試驗研究.

2.3.1 分動器機油散熱器性能測試對比

該車動力傳動散熱系統(tǒng)為整體集成式，變速器散熱器和分動器散熱器位置相鄰，進油口和回油口的接口完全一致，分動器散熱器容量為10 kW，變速器散熱器容量為13 kW，變速器散熱量比分動器的散熱器散熱容量大.為了驗證該分動器的散熱器散熱能力，將分動器的進回油接口與變速器的進回油接口互換，分動器加油量為8 L.

散熱容量提高30%，車輛以速度85 km/h的持續(xù)行駛50 min后，分動器油溫升到125℃，對降低油溫?zé)o明顯改變，溫升對比情況如圖5所示.

圖5 增加散熱能力30%的分動器溫升試驗對比

2.3.2 分動器潤滑機油油量與攪油損失的試驗研究

將分動器油溫、油壓傳感器安裝在進油管路上，進行不同機油量對分動器油液循環(huán)的影響試驗.試驗證明，在分動器原加油量6 L(分動器加油至溢油孔位置，為6 L油)的基礎(chǔ)上增加2 L機油，對于分動器油液的冷卻循環(huán)效果有改善，驗證結(jié)果如圖6所示.

增加油量后油壓峰值顯示為0.02 MPa，此時的傳感器測試油溫比分動器殼體油溫仍然低30℃左右，表明管路內(nèi)的流量仍然很小.

圖6 不同加油量對分動器油溫的影響

2.3.3 散熱系統(tǒng)管路損失研究

分動器散熱系統(tǒng)示意如圖7所示.散熱器進油歷程主要分為2段，第1段為潤滑泵從分動器殼體吸油進潤滑泵，第二段管路為潤滑泵出口到散熱器進口.

圖7 分動器散熱系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖

1)潤滑油泵吸油管路.

分動器為臥式安裝，輸入、輸出和中間軸上的齒輪均存在攪油損失，再加注核準的機油量，分動器潤滑泵吸油口距離差速器總成端面間隙約為10～20 mm.差速器總成高速旋轉(zhuǎn)時，該吸油管路吸入了高速甩油的泡沫，減少了吸油量，直接影響到冷卻系統(tǒng)的散熱能力.

在分動器底部增加擋油板結(jié)構(gòu)，并進行了臺架試驗.試驗結(jié)果表明:增加擋油板的分動器建立了潤滑油壓，峰值壓力為0.28 MPa，低壓不小于0.06 MPa，機油流量增大效果明顯，一定程度上緩解了分動器油溫升高的問題，如圖8所示.但是，該車以60 km/h的速度行駛90 min后，油溫仍有升高的趨勢，沒有達到熱平衡狀態(tài).

2)潤滑油泵流量的工況標定.

分動器潤滑油泵給散熱器提供的流量為10 L/min(轉(zhuǎn)速為2000 r/min).該分動器的潤滑泵吸油后，通過兩個φ6 mm油口進行分流，一路對箱體內(nèi)部齒輪和軸承進行強制潤滑，一路進入散熱器冷卻.在臺架試驗中對分動器油泵出油口流量進行了測試，把潤滑泵出油口連接油管(接入散熱器油路)直接接入到外部試驗用油箱里，管路阻力可以忽略不計，測試結(jié)果如圖9所示，此時給散熱器提供的流量與該分動器的設(shè)計值基本吻合，內(nèi)外流量分配比例為4∶10.

圖9 分動器潤滑油泵進出油口流量對比

由于分動器潤滑油泵的兩個分流油口沒有定量分流，機油便會流向阻力小的管路.在輪式車上，分動器散熱器集成于冷卻系統(tǒng)中，位于車體頂部，管路總阻力值達到0.2 MPa以上.而分動器內(nèi)部潤滑油路阻力小，相對于散熱系統(tǒng)阻力可以忽略不計，這樣流入散熱器的機油流量不能達到臺架試驗出油流量，不能滿足分動器散熱冷卻的需要.

3 解決措施

通過單參數(shù)對比試驗研究證明，分動器過熱，不能達到熱平衡問題的主要因素為潤滑泵泵入散熱器機油流量不能達到設(shè)計值，不能滿足分動器散熱要求.為此采取以下兩個改進措施，并進行試驗驗證.

3.1 采用齒輪外嚙合泵保證機油流量

3.1.1 外嚙合齒輪泵的參數(shù)匹配

在分動器油道孔徑無法進行調(diào)整的前提下，分動器取力器外接一個外嚙合齒輪泵用于機油冷卻回路.在分動器殼體底端增加一個吸油口，通過外接油泵直接吸油，與原潤滑泵吸油互不干涉.原潤滑泵出油口與原內(nèi)部潤滑口接通，使原潤滑泵所泵機油全部回到分動器內(nèi)進行潤滑.

經(jīng)分析計算，選用排量為6.4 ml/r的外嚙合齒輪泵，在1500 r/min時，流量能達到9.6 L/min，在2000 r/min時，流量達到12.8 L/min.通過臺架試驗測定改進后的分動器在不同轉(zhuǎn)速下外接油泵的流量如圖10所示.當油泵轉(zhuǎn)速為2000 r/min時，油泵流量能達到12.8 L/min，滿足設(shè)計要求.

圖10 分動器改造后油泵流量

3.1.2 外嚙合齒輪油泵的布置與控制

從圖11中可以看出，取力器是接到分動器潤滑泵后.該外接齒輪泵在倒擋行駛時，齒輪油泵可能會出現(xiàn)倒吸現(xiàn)象.為了避免外接齒輪泵(該吸油口和出油口的承壓能力不一致)在倒擋行駛時出現(xiàn)吸空或損壞問題，需要車輛掛倒擋行駛時，聯(lián)動車內(nèi)氣源，控制取力器脫擋，外接齒輪油泵不工作.控制電路見圖12.

圖11 改進后的分動器散熱系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖

3.2 通過隔艙化設(shè)計提高吸油效率

通過確認分動器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，發(fā)現(xiàn)吸油口距離分動器中差速器總成輸出齒輪距離太近，約為10～20 mm，不利于油泵吸油.為了避免在吸油口處吸到高速機油泡沫，在輸出齒輪齒端甩油處增加隔艙化設(shè)計的擋油盤，如圖13所示.

3.3 樣車試驗結(jié)果

安裝改進后的分動器樣車，在45℃的環(huán)境溫度下，以95 km/h的速度在8×8底盤測功機上持續(xù)行駛33 min后，分動器外接油泵出口溫度試驗結(jié)果如圖14所示.從試驗結(jié)果可以看出，分動器的機油溫度為80℃，達到平衡.通過測功機臺架試驗數(shù)據(jù)分析，該輪式車在環(huán)境溫度升高10℃，分動器潤滑油熱平衡溫度將升高10℃左右.經(jīng)過對比分析，預(yù)測環(huán)境溫度為55℃時，分動器機油溫度在100℃內(nèi)能達到平衡.能夠滿足55℃高熱環(huán)境條件下的使用要求，分動器熱平衡問題得到有效解決.

圖12 取力器控制電路

圖13 分動器增加齒輪擋板后實物圖

圖14 分動器改造后分動器油溫溫度

接著，樣車又在環(huán)境溫度處于35～40℃范圍內(nèi)的北京地區(qū)，進行了4 h持續(xù)行駛 (速度為80～90 km/h)，分動器油溫也基本保持在80℃左右.后續(xù)40000 km的行駛里程試驗，分動器油溫也基本保持在80℃左右.針對機油使用工況，有40℃的升溫空間.

4 結(jié)論

1)應(yīng)用試驗和實際工況參數(shù)標校的方法，對散熱器散熱能力、潤滑泵實際有效流量、冷卻系統(tǒng)管路損失、分動器攪油損失等主要影響因素進行了分析與比較，結(jié)果表明分動器過熱的原因是流向散熱的機油流量不能滿足分動器的散熱要求.

2)對分動器的潤滑系統(tǒng)從結(jié)構(gòu)上進行改進，即增加了外嚙合齒輪油泵和在輸出齒輪齒端處增加擋油盤.改進后的分動器經(jīng)測功機試驗和40000 km的行駛試驗，結(jié)果表明分動器的機油溫度由125℃降低到了約80℃，在45℃環(huán)境條件下達到了平衡，并判斷在55℃環(huán)境條件下，車輛正常行駛，分動器機油溫度在100℃內(nèi)達到熱平衡.

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