分析双中间轴变速器加装后取力器的影响

    双中间轴变速器在重型商用车上有非常广泛的应用，没有加装后取力器时，双中间轴变速器的动力分配在主箱和副箱中，平均分配到2根中间轴。双中间轴变速器在设计计算校核强度时，是按照2根中间轴均载进行校核。
    加装后取力器后，由于后取力器是从1根副箱中间轴上进行取力，从而会引起动力分配在2根副箱中间轴上的不均匀。这种不均勺程度的强弱，是否会引起副箱中间轴实际承载的强度超过设计值，是一个值得分析研究的问题。研究这个问题，对双中间轴变速器的设计和故障维修及售后服务，具有较强的指导意义。
    由于重型柴油机的工作转速比较固定，变速器设计时，对转速并不敏感，而对输入扭矩十分敏感。为描述简便，本文假设输入转速固定，输入扭矩固定为变速器设计最大扭矩，本文取1600N·m，变速器为12挡直接挡变速器，参数如表1。

    一、双中间轴变速器动力分配
    本节介绍未加装取力器时，动力在双中间轴变速器内的分配。
    典型双中间轴变速器结构如图1所示，可分为主箱和副箱。动力自发动机发出，经由1轴1传入变速器内，固连在1轴1上的1轴齿轮2将动力传递给与之啮合的处于对称位置的中间轴传动齿轮3，由此动力传递至2根中间轴4上，当主箱挂上某特定挡位时，动力经由此挡位的齿轮又传递给2轴上的齿轮，动力也传递至2轴5、2轴5上的副箱驱动齿轮6再将动力传递给副箱中间轴7，副箱中间轴7再经副箱主轴减速齿轮8将动力传递给副箱主轴9，副箱主轴通过固连在其上的法兰盘将动力输出，至此，动力在变速器内部的传递结束。

    显然，变速器内部各轴的转速符合一定的比例关系，2根中间轴4和2根副箱中间轴7的转速是相同的。没有加装取力器时，由于双中间轴变速器的主轴（包括2轴5和副箱主轴7）浮动结构，功率会在2根中间轴上自动平衡到分配相等。实现这个相等的途径，就是扭矩在2根中间轴上的均匀分配。
    此节中，即为主箱中间轴上各K*800N·m，副箱中间轴上各K1*800N·m，K和K1为扭矩经过传递后的放大系数也就是速比。

      二、双中间轴变速器加装后取力器后的动力分配
    加装后取力器后的双中间轴变速器动力传递路线如图2所示，由于后取力器加装在1根副箱中间轴上，因此主箱的动力分配不受影响，本节重点分析副箱的动力分配。

    副箱驱动齿轮6将动力传递进副箱，相比副箱主轴减速齿轮8，副箱驱动齿轮6浮动幅度要小得多，可认为不可浮动。在副箱主轴减速齿轮8和副箱中间轴轴齿10的啮合传动中，副箱主轴减速齿轮会自动浮动到让2根副箱中间轴轴齿均载。现分析主箱挡位为直接挡，副箱为低挡区，取力器取力700N·m时，副箱各齿轮副上的扭矩分配。
    以主箱6挡为例分析副箱扭矩分配。此时主箱挡位为1，传递到副箱驱动齿轮6上的扭矩设为发动机最大输出扭矩1600N·m。副箱驱动齿轮6和副箱中间轴传动齿轮11这一级齿轮副的速比为1.275，2根副箱中间轴上传递的扭矩总量为1600* 1.275=2040N·m，取力器取走700N·m后，还剩1340N·m，在副箱主轴减速齿轮的浮动下，1340 N·m会均载到2根副箱中间轴上，每根中间轴传递670N·m，对于取力的那根副箱中间轴，轴载为670+700=1370N·m。
    据此计算主箱挂不同挡位时，副箱中间轴的载荷分布如表2。

      由上述分析过程可见，加装取力器后，无论发动机是否工作在最大扭矩输出工况，只要取力器工作，就会引起变速器副箱2根中间轴不均载，此现象也称为偏载。
    变速器在设计时，会取主箱最大速比来设计副箱的载荷，即表2中的主箱挂1挡时的扭矩（1600*3.48*1.275）。此时副箱的输入扭矩为7099.2N·m，按照均载设计的每根副箱中间轴的设计扭矩为3549.6N· m，此时取力副箱中间轴超载9.86%。
    此超载在副箱驱动齿轮和副箱中间轴传动齿轮这一级齿轮副体现。副箱主轴减速齿轮和副箱中间轴轴齿的啮合并不会超载。

      三、小结
    变速器加装后取力器后，扭矩在2根副箱中间轴上的分配不再平均，此不平均只在主箱挂1挡且发动机工作在额定扭矩1600N·m时，会引起副箱中间轴的载荷超过设计载荷9.86%，由于安全系数的存在，超载对加装取力器的副箱中间轴并不会引起很严重的问题。
    但偏载的存在，使得后盖壳体、各轴承，以及内部相关齿轮副等零件处的受力发生变化，这也是加装取力器后变速器故障率升高的主要原因。

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