項小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

某DCT解除駐車性能理論及試驗研究

項小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

以雙離合器自動變速器（DCT）駐車機構(gòu)為研究對象，對其結(jié)構(gòu)、解除駐車性能及控制措施進行分析。結(jié)合某DCT出現(xiàn)的解除駐車性能失效問題，運用ADAMS軟件建立駐車機構(gòu)的動力學(xué)模型并進行分析，經(jīng)臺架及整車試驗驗證，確定滾輪銷軸與孔配合關(guān)系不合理及PRND軸與鋁殼體摩擦系數(shù)大是導(dǎo)致變速器解除駐車性能失效的主要原因，最后提出改進措施。

1 前言

駐車機構(gòu)作為DCT必備的安全裝置，是實現(xiàn)整車可靠駐車的關(guān)鍵。目前，國內(nèi)在自動變速器駐車機構(gòu)領(lǐng)域的設(shè)計開發(fā)比較欠缺，相關(guān)資料和標(biāo)準(zhǔn)極少，而駐車系統(tǒng)是駕駛員頻繁操控的重要系統(tǒng)，其駐車性能不僅影響換擋的舒適性，更影響整車的安全性。駐車性能主要包括解除駐車性能和動態(tài)駐車性能，本文主要針對解除駐車性能進行分析研究。

2 解除駐車性能及控制措施

駐車機構(gòu)的解除駐車性能主要包括3個方面[1]：

a.當(dāng)汽車實現(xiàn)駐車時，駐車機構(gòu)不能自動脫擋導(dǎo)致在坡路上無法停車；

b.當(dāng)汽車需要行駛時，在30%坡（16.7°）上解除駐車時整車換擋力小于設(shè)計值；

c.當(dāng)汽車需要行駛時，駐車棘爪不能自鎖而無法解除駐車。

2.1 駐車機構(gòu)結(jié)構(gòu)分析

DCT的駐車機構(gòu)設(shè)計一般要求簡單可靠，基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。駕駛員推動換擋手柄，經(jīng)變速器外側(cè)的換擋拉桿作用在換擋臂處，換擋臂轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)PRND擋位的轉(zhuǎn)換。各擋位由扇形板和定位彈簧配合定位。當(dāng)擋位停在駐車擋（P擋）時，外力通過凸輪克服駐車棘爪的回位彈簧，并將其壓入至駐車齒輪齒槽內(nèi)，實現(xiàn)P擋駐車功能。反方向轉(zhuǎn)動PRND軸，駐車棘爪在回位彈簧的作用下，脫離駐車齒輪齒槽，實現(xiàn)解除P擋駐車功能。

圖1 駐車機構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)示意

2.2 解除駐車性能分析

2.2.1 駐車機構(gòu)防脫擋臨界條件

當(dāng)P擋駐車時，防止駐車自動脫擋的阻力包括PRND軸與殼體間的摩擦阻力矩，凸輪與滾輪間摩擦阻力矩兩方面。

以PRND軸及凸輪為研究對象，則PRND軸與殼體間摩擦阻力矩為：

式中，F(xiàn)1為PRND軸與殼體間正壓力；r為PRND軸半徑；μ為PRND軸與殼體間摩擦系數(shù)。

凸輪與滾輪間摩擦阻力矩取決于滾輪的運動狀態(tài)，以滾輪為研究對象，則受力分析如圖2所示，其中滾輪所受驅(qū)動力矩為Mf1，阻力矩為Mf2，慣性力矩為Min。

圖2 解除駐車機構(gòu)受力分析示意

當(dāng)Mf1＞Mf2+Min時，滾輪發(fā)生滾動，此時凸輪與滾輪間既滾動又滑動，則凸輪與滾輪間摩擦阻力矩Mf0：

式中，μ1為凸輪與滾輪間滾動摩擦系數(shù)；μ2為滾輪與銷軸間滑動摩擦系數(shù)；R為凸輪半徑；r1為滾輪半徑；r2為滾輪銷軸半徑。

當(dāng)Mf1≤Mf2+Min時，凸輪與滾輪間只存在滑動摩擦，則

為了減小解除駐車力，通常在凸輪處增加偏心結(jié)構(gòu)以減小駐車系統(tǒng)阻力矩（圖2）。偏心結(jié)構(gòu)可以產(chǎn)生解除駐車助力矩Mass，δ為凸輪與滾輪間作用力方向與PRND軸軸線夾角。P擋駐車時，駐車機構(gòu)不發(fā)生自動脫擋的充要條件為解除駐車的驅(qū)動力矩大于零，即Mass小于系統(tǒng)阻力矩，則當(dāng)滾輪滾動和不滾動時公式為：

2.2.2 30%坡解除駐車力分析

當(dāng)滾輪滾動和不滾動時，換擋力分別為：

式中，L為換擋臂長度；i為整車外部操縱杠桿比；η為整車外部操縱效率。

以整車下坡為例，以駐車棘爪為研究對象，不考慮駐車棘爪的重力和復(fù)位彈簧的影響，棘爪受力如圖3所示，其中L0為棘爪軸中心與駐車齒輪分度圓上接觸點的距離，β為駐車齒輪齒槽夾角，L1為凸輪與滾輪間正壓力的力臂，L2為駐車力矩產(chǎn)生的切向力力臂，L4為摩擦力力臂，r3為駐車棘爪軸直徑。

圖3 P擋駐車時駐車棘爪受力分析

當(dāng)整車位于30%坡時，解除駐車力為：

式中，M為整車滿載質(zhì)量；R0為輪胎滾動半徑；i0為駐車機構(gòu)與車輪間傳動比；Re為駐車齒輪分度圓半徑；f3為棘爪與棘爪軸間摩擦阻力；f4為駐車齒輪與棘爪間摩擦阻力。

2.2.3 駐車機構(gòu)防自鎖臨界條件

當(dāng)解除駐車后，凸輪與滾輪分離，駐車棘爪不能自鎖的必要條件為：

2.3 解除駐車性能控制措施

為保證解除駐車性能，提出控制措施見表1。可知，解除駐車性能互相制約，需從駐車系統(tǒng)的角度設(shè)計駐車性能。

3 某DCT解除駐車性能分析

3.1 失效現(xiàn)象

在整車解除駐車性能試驗中出現(xiàn)了換擋力偏大的失效現(xiàn)象，圖4為上坡（坡度30%）緩慢解除駐車換擋力曲線?？芍?，解除駐車過程中換擋力存在異常峰值約160 N，穩(wěn)定值90～100 N，均大于設(shè)計值70 N，不滿足設(shè)計要求。

表1 駐車機構(gòu)解除駐車性能控制措施

圖4 上坡緩慢解除駐車換擋力曲線

3.2 失效原因分析及改進措施

該變速器結(jié)構(gòu)為三軸式變速器，駐車機構(gòu)位于變速器輸出端，即駐車齒輪通過花鍵與差速器殼體相連，與整車車輪通過半軸連接，地面提供的阻力直接作用于駐車機構(gòu)。與駐車機構(gòu)置于中間軸的變速器相比，該變速器駐車工況惡劣。由于整車空間布置等客觀因素制約，該變速器無法更改其布置結(jié)構(gòu)，只能在現(xiàn)有布置結(jié)構(gòu)下進行改進。

3.2.1 解除駐車換擋力臺架測試

為分析失效原因，進行解除駐車換擋力臺架測試。轉(zhuǎn)角傳感器通過螺紋連接PRND軸，測量其旋轉(zhuǎn)角度；換擋臂連接齒輪齒條加載器，通過力傳感器測量換擋臂處換擋力，再通過整車外操縱的杠桿比及效率換算成整車換擋力。

圖5為臺架測試與整車測試的換擋力對比。臺架測試換擋臂處力為實測值，根據(jù)外操縱杠桿比及效率，換算后臺架測試的整車換擋臂處力如圖5中臺架測試換擋手柄處力所示，力峰值為145～160 N，穩(wěn)定值為90～100 N，與整車測試的換擋力吻合。圖6為臺架測試的換擋臂處換擋力隨PRDN軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線。可知，換擋力曲線的異常峰值對應(yīng)PRND軸的轉(zhuǎn)角位約0.1°，即異常峰值為克服系統(tǒng)各部件間的最大靜摩擦阻力，穩(wěn)態(tài)值為克服系統(tǒng)各部件間的動摩擦阻力，靜摩擦阻力明顯大于動摩擦阻力。

圖5 臺架與整車換擋力試驗曲線對比

圖6 臺架測試換擋力隨PRDN軸轉(zhuǎn)角變化曲線

3.2.2 解除駐車動力學(xué)仿真計算

3.2.2.1 解除駐車動力學(xué)模型

運用ADAMS軟件[2]，建立該變速器駐車機構(gòu)的解除駐車換擋力動力學(xué)分析模型，如圖7所示。該模型主要包括換擋臂、PRND軸、扇形板、傳力彈簧以及凸輪等駐車操縱機構(gòu)，還包括駐車棘爪、駐車齒輪、復(fù)位彈簧等部件，施加載荷并驅(qū)動以進行設(shè)計驗證及參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計。

圖7 駐車機構(gòu)ADAMS模型

3.2.2.2 仿真模型參數(shù)確定

仿真模型的參數(shù)除了各部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)外，還包含PRND軸與殼體，駐車凸輪與滾輪，滾輪與銷軸，棘爪與駐車齒輪，駐車棘爪與棘爪軸等部件間的摩擦系數(shù)。根據(jù)機械設(shè)計手冊[3]，仿真計算模型的參數(shù)見表2。

表2 解除駐車換擋力動力學(xué)模型參數(shù)

3.2.2.3 30%坡解除駐車仿真計算及分析

在換擋臂處施加圖8所示的角位移，同時施加1712 N·m駐車力矩。圖9為仿真計算的變速器換擋臂處換擋力曲線。換擋臂處換擋力為229 N，根據(jù)杠桿比和效率換算得整車換擋力為91 N，不滿足設(shè)計要求。

圖8 PRND軸旋轉(zhuǎn)角位移曲線

圖9 換擋力仿真計算曲線

與臺架及整車測試的結(jié)果對比，仿真計算的換擋力曲線無異常峰值出現(xiàn)，但最大換擋力的位置均發(fā)生在PRND軸旋轉(zhuǎn)0.1°時，且換擋力與測試的穩(wěn)態(tài)換擋力值吻合，即系統(tǒng)靜摩擦阻力和動摩擦阻力相當(dāng)。解除駐車需克服PRND軸與變速器殼體間以及駐車凸輪與滾輪間靜摩擦阻力。PRND軸與鋁殼體間的摩擦系數(shù)在沒有潤滑的情況下動靜、動摩擦系數(shù)均為0.17，即兩者之間的靜、動摩擦阻力相同；駐車凸輪與滾輪間靜摩擦阻力大小不僅取決于滾輪與凸輪之間的接觸狀態(tài)，更取決于滾輪與滾輪銷軸的接觸狀態(tài)。

由表2知，該變速器駐車機構(gòu)滾輪相對銷軸不滾動的條件為μ2＞2.2μ1，即當(dāng)μ1為0.12，則μ2大于0.26時滾輪相對于齒輪不發(fā)生滾動，在表面未損傷的情況下兩者的靜摩擦系數(shù)基本相當(dāng)，即滾輪相對于銷軸必然滾動。由換擋力曲線可知，換擋力分為初始峰值和穩(wěn)態(tài)值兩個階段，即滾輪相對于銷軸能夠發(fā)生滾動，滾輪與銷軸間靜摩擦阻力變大。

滾輪銷軸與滾輪配合間隙最小為0.023 mm，為間隙配合；滾輪銷軸與駐車棘爪滾輪銷軸孔的配合間隙最小為-0.009 mm，最大為0.006 mm，為過渡配合。觀察裝配完成后的銷軸表面，發(fā)現(xiàn)有明顯損傷痕跡，導(dǎo)致滾輪與銷軸間靜摩擦系數(shù)異常變大，即滾輪與銷軸間靜摩擦阻力變大。

調(diào)整仿真模型參數(shù)，將滾輪與銷軸的靜摩擦系數(shù)設(shè)置為允許滾輪的臨界值，即μ2為0.25，圖10為修改參數(shù)后換擋力曲線?？芍?，修改參數(shù)后的換擋力曲線與臺架及整車測試的曲線吻合。

圖10 修改參數(shù)后換擋力曲線對比

3.2.3 失效原因及改進措施

3.2.3.1 換擋力異常峰值原因及改進措施

通過仿真分析可知，滾輪銷軸與銷軸孔配合不合理導(dǎo)致裝配過程中銷軸表面損傷，兩者之間靜摩擦系數(shù)增大，出現(xiàn)換擋力峰值。將滾輪銷軸孔徑由mm變?yōu)閙m，銷軸與銷軸孔配合關(guān)系由過渡配合變更為間隙配合，以避免銷軸表面損傷。

3.2.3.2 穩(wěn)態(tài)換擋力值大于設(shè)計值原因及改進措施

換擋力曲線中穩(wěn)態(tài)換擋力值為90～100 N，大于設(shè)計目標(biāo)值。通過與相同結(jié)構(gòu)類型的變速器進行對標(biāo)分析，競品變速器在PRND軸與鋁殼體之間加裝鋼背復(fù)合襯套以降低兩者之間的摩擦阻力。根據(jù)襯套摩擦特性[4]，PRND軸與殼體間摩擦系數(shù)由0.17降至0.05。圖11為加裝襯套前后克服該PRND軸與殼體間阻力所需整車換擋力仿真計算結(jié)果曲線?？芍倪M前整車換擋力為57 N，加裝襯套后為19N。圖12為改變銷軸與銷軸孔配合關(guān)系并加裝襯套后整車換擋力曲線?？芍畲髶Q擋力為50 N，滿足設(shè)計要求。

圖11 加裝襯套前后克服軸孔阻力換擋力曲線

圖12 優(yōu)化后整車換擋力曲線

3.3 試驗驗證

保證銷軸與銷軸孔配合為間隙配合，改進后滾輪銷軸裝配完成后表面狀態(tài)未發(fā)生損傷。在PRND軸與殼體間安裝復(fù)合襯套，根據(jù)安裝要求保證襯套與軸配合間隙為0.006～0.092 mm。

圖13為整車換擋力曲線。可知，未發(fā)生異常峰值，且穩(wěn)態(tài)值為40～50 N，滿足設(shè)計目標(biāo)。對解除駐車耐久試驗過程最大換擋力值進行統(tǒng)計，上下坡各100次，如圖14所示。可知，初始階段由于襯套需要磨合，換擋力較大為50～60 N，磨合完成后換擋力為35～45 N，均小于設(shè)計目標(biāo)70 N。

圖13 改進后整車測試換擋力

圖14 解除駐車耐久試驗中換擋力最大值

4 結(jié)束語

a.從變速器駐車機構(gòu)系統(tǒng)角度對解除駐車性能理論分析并提出了控制措施；

b.運用ADAMS軟件建立了該變速器駐車機構(gòu)解除駐車性能動力學(xué)模型，并結(jié)合臺架及整車試驗進行仿真計算；

c.通過改進滾輪銷軸與銷軸孔的配合關(guān)系，PRND軸與殼體間加裝復(fù)合襯套，有效降低了解除駐車換擋力并滿足設(shè)計目標(biāo)。

1 Park Standard for Automatic Transmissions.SAEJ2208, 1993.

2 李增剛.ADAMS入門詳解與實例.北京：國防工業(yè)出版社, 2010.

3 聞邦椿.機械設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社,2010.

4 GGB.GGB-DP4-DP4-B-Bearings-Brochure-CN.2016.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年9月1日。

Theoretical and Experimental Research of Parking Disengagement Performance of Dual Clutch Transmission

Xiang Xiaolei,Li Songsong,Li Chunjie,Chen Xi,Gu Zhenyu
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

To study the parking mechanism of Dual Clutch Transmission(DCT),its structure,parking disengagement performance and the main measures was analyzed.Considering the parking disengagement performance failure of DCT,a dynamics model for analysis with ADAMS was set up.With bench test and vehicle test,the conclusion is that the unreasonable fit between the roller and pin,as well as the large friction coefficient between the PRND shaft and the aluminum housing were the main cause of parking disengagement performance failure of such transmission and then proposed improvement measures.

DCT,Parking mechanism,Parking performance

雙離合器自動變速器 駐車機構(gòu) 駐車性能

U463.2

A

1000-3703（2017）07-0005-05