张洋洋，周 彤，刘 兵，葛 铠，刘洪波
（北京航天发射技术研究所，北京，100076）
分动箱换挡机构作为重载分动箱的重要组成部件，承担分动箱空挡、低挡和高挡间挡位切换任务，同时实现特种车底盘正常行驶、停车取力及低挡爬坡等使用功能需求，其部件功能及可靠性直接影响到分动箱及底盘的服役性能[1～3]。换挡机构的脱挡问题是其使用寿命内的重要安全隐患[4,5]，同时对分动箱的服役可靠性造成很大影响，严重时将导致分动箱换挡机构换挡啮合套打齿，进而啮合套无法挂挡，最终导致分动箱无动力输出，车辆抛锚[6,7]。
当分动箱处于输入转速低、输入扭矩大的大载荷工况下，会有脱挡风险。某型特种车底盘分动箱总成在试验台上进行可靠性试验时发现，当输入扭矩超过18 000 N·m（额定扭矩35 000 N·m）时，分动箱换挡机构的啮合齿套会受到沿脱挡方向较大的轴向力作用，导致其发生间断性脱挡现象。
本文针对某型特种车底盘分动箱换挡机构的脱挡问题展开分析。采用有限元分析方法，对脱挡力产生来源进行定位，并结合台架试验对理论分析结果进行对比和验证。此外，基于脱挡力计算方法，对比分析了换挡机构的若干种改进方案，综合考虑脱挡力大小、脱挡可能性和工艺复杂性，提出最优设计方案的建议。
分动箱换挡机构主要元件包括滑动啮合套（下文均简称齿套）、高挡齿轮盘和输入轴。在换高挡时，拨叉拨动齿套向高挡齿轮盘方向运动；
在高挡位置，齿套分别与输入轴齿轮和高挡齿轮盘进行啮合，从而使输入轴的扭矩传递到高挡齿轮。换挡机构总成及其零件如图1所示。
图1 换挡机构总成及零件 Fig.1 Assembly and Parts of Gear Shifting Mechanism
在该型分动箱换挡机构的原始设计方案中，齿套、输入轴和高挡齿轮盘的啮合齿均采用直齿形式，各零件啮合齿如图2所示。
图2 换挡机构啮合齿示意（均为直齿） Fig.2 Schematic Representation of Meshing Teeth of Gear Shifting Mechanism (All Straight Teeth)
采用有限元模型的接触算法对换挡机构的受载情况进行分析。充分利用换挡机构的对称特性，采用循环对称分析方法，针对局部模型开展仿真分析。有限元模型中的约束、接触与循环对称边界的定义与施加情况如图3所示。
图3 仿真模型接触、约束和循环对称边界定义情况 Fig.3 Simulation of Model Contact, Constraint and Circularly Symmetric Boundary Definition
2.1 仿真模型验证
通过仿真分析，得到不同扭矩作用下齿套端面的轴向约束反力，如图4所示。
图4 齿套所受轴向力仿真结果与台架试验结果对比 Fig.4 Comparison between Simulation Results of Axial Force on the Sleeve and Bench Test Results
随后开展齿套所受轴向力的测试试验。试验情况如下：换挡机构处于高挡啮合位置，拨叉到位并固定。通过与拨叉相连的载荷传感器测试载荷值，当输入轴传递扭矩为8000 N·m时，测得的轴向载荷约为4400 N，如图4中星点所示。
对比分析发现，试验结果与摩擦系数为f=0.05的仿真工况结果非常接近，二者相对误差仅为8.9%，说明仿真模型及参数设置合理。测试结果与仿真结果之间存在差异的可能原因包括：a）仿真结果未考虑离心力的作用；
b）仿真结果假设换挡机构35个齿完全均布受力且变形一致，实际工况各齿受力和变形会存在一定偏差。
2.2 脱挡力机理分析
在啮合过程中，齿套只与输入轴的啮合齿和高挡齿轮盘的啮合齿接触，齿套受力来源只有这两对啮合面。每对啮合面之间的载荷可分为两部分，一部分是接触压力（Contact Pressure），另一部分是摩擦力（Friction），齿面变形后，静摩擦力沿Z轴分力记为f静分，如图5所示。
图5 齿套变形前后接触面上受载情况示意 Fig.5 Schematic Diagram of the Load on the Contact Surface of the Sleeve before and after Deformation
在齿套的齿面未变形时，齿面与Z轴（轴向）平行，此时接触压力完全垂直于齿面，因此接触压力沿Z轴无分力，轴向无脱挡力。然而由图6可见，在啮合过程中，齿套会发生显著的扭曲变形，变形后齿套的齿面将不再与Z轴平行，此时接触压力沿Z轴产生分量，此接触压力的分量记为F压分。
图6 啮合过程中齿套受力扭曲变形示意（放大500倍） Fig.6 Schematic Diagram of Distortion and Deformation of Gear Sleeve in Meshing Process (Magnified 500 Times)
综上，齿套在啮合过程中发生扭曲变形，导致齿套轴向存在两个力的作用，其中：F压分为两个接触面接触压力的合力沿轴向的分力；
f静分为两个接触面的静摩擦力的合力沿轴向的分力，其方向与齿套轴向相对运动趋势方向相反。
在换挡机构处于高挡位并正常运转过程中，齿套自身所受的接触压力分力F压分与接触面上的静摩擦力分力f静分相互平衡。以直齿设计方案、f =0.05、扭矩为30 000 N·m时为例，齿套受力及方向如图7所示。
图7 齿套轴向受力仿真结果（扭矩为30000N·m） Fig.7 Simulation Results of Axial Force on Gear Sleeve (Torque is 30000N·m)
由图7可见，静摩擦力与接触压力在轴向的分力大小相等，方向相反，因此，齿套在这两个力的作用下自平衡。
只有当轴向接触压力超出最大静摩擦力时，齿套才会发生轴向滑动。即：
式中 f为静摩擦系数；
F压为接触面上的正压力。
由式（2）可得，当齿套在轴向接触压力和摩擦力作用下处于平衡状态时，下述情况的出现可使齿套所受的轴向接触压力超出最大静摩擦力，而发生轴向滑动：
a）换挡机构转速骤增。此时齿套所受径向离心力骤增，导致接触面压力骤减，最大静摩擦力快速下降，致使轴向接触压力超出最大静摩擦力，发生滑动。
b）换挡机构过度润滑。此时静摩擦系数f过小，接触面不足以提供足够的最大静摩擦力与轴向接触压力平衡，导致滑动（极限情况为没有摩擦力，齿套将瞬间滑出）。
c）换挡机构服役过程中的振动等因素导致啮合齿接触面瞬间失衡，产生微小滑动，滑动位移缓慢积累，导致最终脱挡。
可见，直齿设计方案由于本身的力学性质，致使其在高速运转、状态变化等过程中抗干扰能力弱，容易脱挡。
3.1 改进方案
为方便分析和比较，将原设计记为方案1：输入轴、齿套和高挡齿轮盘的齿形均为直角设计。为减小齿套高挡啮合时脱挡的风险，对原换挡机构的齿形进行了优化改进（方案2～方案4），分别如图8至图10所示。
设计方案2如图8所示，即换挡机构倒锥角设计方案：输入轴、齿套和高挡齿轮盘的齿形均为倒锥角设计。
图8 设计方案2：换挡机构倒锥角示意 Fig.8 Scheme II: Schematic Representation of Reverse Taper Angle of Gear Shifting Mechanism
设计方案3如图9所示：齿套和输入轴为倒锥角/直齿啮合，齿套和高挡齿轮盘为倒锥角/倒锥角啮合。
图9 设计方案3：直齿-锥齿+锥齿-锥齿啮合示意 Fig.9 Scheme III: Schematic Diagram of Spur-bevel Gear+Bevel Gear-bevel Gear Meshing
设计方案4如图10所示：齿套与输入轴为直齿/直齿啮合，齿套与高挡齿轮盘为倒锥角/倒锥角啮合。
图10 设计方案4：直齿-直齿+锥齿-锥齿示意 Fig.10 Scheme IV: Straight Teeth-straight Teeth+Taper Teeth -taper Teeth Schematic
3.2 改进效果对比
对方案2、方案3和方案4分别开展相同工况下的仿真分析。仿真结果如图11所示。由图11可见，在锥齿-锥齿啮合形式下，接触面的压力沿轴向的分力最大。此外，方案2由于两个接触面均为锥齿-锥齿啮合，两个啮合面上产生的大部分轴向力相互抵消，因此其轴向压力的合力最小，而相对而言，方案3和方案4的轴向合力均较大；
此外，方案2、方案3、方案4中齿套所受轴向压力的合力均与齿套滑出方向相反，因此齿套均不会脱挡滑出。
图11 换挡机构方案2、方案3、方案4接触压力沿轴向分力仿真结果 Fig.11 Simulation Results of Axial Force Component of Contact Pressure in Gear Shifting Scheme II, III and IV
续图11
为了更清晰地对比3个改进方案的改进效果，将各方案中齿套所受的轴向力提取并绘出，结果如图12所示。由图12可得以下结论：
图12 换挡机构4种设计方案轴向脱挡力分析结果 Fig.12 Analysis Results of Axial Disengagement Force of Four Design Schemes of Gear Shifting Mechanism
a）齿套所受的轴向力由大至小排序：方案4＞方案3＞方案2＞方案1。
b）齿套所受轴向力方向及脱挡可能性：方案1中轴向力方向与齿套滑出方向一致，易脱挡；
方案2、方案3、方案4中轴向力的方向与齿套滑出方向相反，不会脱挡。
在脱挡可能性方面，改进方案的优先顺序为：方案2＞方案3＞方案4，但考虑到工艺可行性，中国厂家无法实现方案2的全倒角设计，因此，以下试验验证采用方案3。
综合考虑脱挡力大小和工艺可行性，目前分动箱换挡机构落实了基于方案3的优化改进措施，并进行了换挡机构性能试验、换挡机构可靠性试验，并随分动箱总成完成了整机相关性能试验及疲劳寿命可靠性试验，其所完成的相应试验情况及结果如下：
a）完成分动箱换挡机构可靠性试验，达到试验大纲要求10 000次换挡机构各元件无故障，无脱挡。
b）随同分动箱总成完成疲劳寿命可靠性台架试验最大试验扭矩达到30 000 N·m未发生脱挡；
完成120 h试验后，分解检查无异常磨损，各零件无损坏，如图13所示。
图13 换挡机构方案3可靠性台架试验后拆解检查情况 Fig.13 Disassembly and Inspection after Reliability Bench Test of Shift Mechanism Scheme III
c）分动箱换挡机构搭载分动箱总成在进行台架疲劳寿命可靠性试验调试过程中进行了换挡机构轴向力的测试，测试结果证明改进后的换挡机构轴向力方向与齿套滑出方向相反，测试数值与仿真分析结果较为接近（见图14）。
经过换挡机构改进并试验验证后的分动箱总成已应用于某型号试样车底盘，目前使用可靠，分动箱换挡机构未发生故障。
结合仿真分析和试验测试，对某型机械式换挡机构的脱挡机理进行了深入分析。结果表明，脱挡力是由齿套在啮合过程中受力扭曲、导致啮合面的接触压力沿脱挡方向产生分力所致。对比分析了3种优化改进方案所产生的脱挡力，综合考虑脱挡可能性和工艺复杂性，确定了优化方案，并通过台架试验验证了改进效果。分动箱换挡机构的改进设计应用，有效避免了分动箱大载荷下脱挡的使用风险，为专业化产品大载荷分动箱的广泛应用奠定了基础。
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