李亞娟 徐旭初 劉飛濤

（上海汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心）

靜態(tài)換擋性能是手動變速箱換擋性能的重要組成部分和主觀評價(jià)指標(biāo)之一。隨著客戶對整車換擋舒適性和輕便性要求的提高，對手動變速箱換擋性能的要求也隨之提高。因此，靜態(tài)換擋性能的設(shè)計(jì)要求也變得更加苛刻和嚴(yán)格。通過與德系車的手動變速箱靜態(tài)換擋性能對標(biāo)分析，某6擋手動變速箱存在著3擋靜態(tài)換擋頓挫感較明顯的問題，不能滿足客戶對換擋性能的要求。文章通過仿真和臺架測試相結(jié)合的方法，對某6擋手動變速箱的3擋靜態(tài)換擋曲線進(jìn)行力學(xué)分析[1]，并對靜態(tài)換擋性能進(jìn)行優(yōu)化，探索了手動變速箱靜態(tài)換擋力的分析方法和影響因素，為其他變速箱換擋力的優(yōu)化奠定理論和試驗(yàn)基礎(chǔ)。

1 選換擋系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

某手動變速箱的選換擋系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，如圖1所示。通過換擋過程中相關(guān)零部件的機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析，換擋塔凸輪形狀、定排銷彈簧力、同步器滑塊彈簧力、同步器齒套滑塊鋼球槽曲線形狀、選換擋軸與直線軸承及襯套的摩擦力等為影響靜態(tài)換擋性能的因素[2]。

圖1 某手動變速箱選換擋系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

2 靜態(tài)換擋性能分析

通過虛擬樣機(jī)仿真，建立換擋塔凸輪和定排銷、同步器齒套和滑塊的仿真模型，研究2個(gè)子系統(tǒng)位移和換擋力之間的關(guān)系，并借助變速箱臺架試驗(yàn)測試，對模型進(jìn)行修正。

文章針對選換擋系統(tǒng)中的子系統(tǒng)“同步器系統(tǒng)”以及“換擋凸輪-鋼球彈簧系統(tǒng)”進(jìn)行仿真，最后根據(jù)仿真結(jié)果以及換擋系統(tǒng)工作過程中的間隙進(jìn)行疊加擬合，與變速箱靜態(tài)換擋性能臺架試驗(yàn)測試結(jié)果進(jìn)行對比分析，找出優(yōu)化方向。

2.1 同步器靜態(tài)換擋力分析

同步器是手動變速箱換擋過程中的重要零部件，與動態(tài)換擋不同，同步器處的靜態(tài)換擋力只與滑塊穿越力以及同步器系統(tǒng)自身內(nèi)部的摩擦力有關(guān)。此階段同步器運(yùn)動過程如下[3]。

1）撥叉撥動齒套向目標(biāo)擋位移動，消除滑塊和同步環(huán)之間的間隙；

2）當(dāng)齒套梅角面和同步環(huán)梅角面鎖止時(shí)，滑塊鋼球被齒套壓下（鋼球在齒套鋼球凹槽中運(yùn)動），產(chǎn)生軸向的滑塊穿越力，該力是靜態(tài)換擋力的重要組成部分；

3）齒套越過同步環(huán)并與結(jié)合齒結(jié)合，掛上目標(biāo)擋位。

穿越力與單個(gè)滑塊力之間的關(guān)系式為[4]：

式中：FA——滑塊穿越力，N；

FR——滑塊徑向彈簧力，N；

μ——齒套滑塊凹槽與滑塊鋼球之間動摩擦因數(shù)；

θ——齒套滑塊凹槽斜面角度，（°）。

齒套凹槽與滑塊鋼球受力情況，如圖2所示。

圖2 齒套凹槽與滑塊鋼球受力分析圖

通過ADAMS仿真分析，可以得到在預(yù)同步階段同步器靜態(tài)換擋力曲線，如圖3所示。齒套處的靜態(tài)換擋力峰值約為60 N。同步器μ-comp臺架實(shí)測同步器靜態(tài)換擋力曲線，如圖4所示，換擋力實(shí)測峰值均值為60.72 N（20次測量平均值）。圖3與圖4擬合度較高。

圖3 同步器靜態(tài)換擋力仿真曲線

圖4 同步器μ-comp臺架測試靜態(tài)換擋力曲線

2.2 換擋塔靜態(tài)換擋力分析

換擋塔的主要功能為完成正確的選換擋，并保證換擋行程、保持擋位以及提供一定的換擋力和吸入感。其中，換擋塔的換擋力和吸入感均由換擋凸輪及定排銷彈簧力形成。通過ADAMS模型仿真，得到換擋塔進(jìn)擋換擋力矩仿真曲線，如圖5所示。

圖5 換擋塔靜態(tài)換擋力矩仿真曲線

經(jīng)變速箱靜態(tài)換擋臺架測試，如圖6所示，可以測得某6速手動變速箱換擋塔的換擋搖臂球頭空擋到3擋和4擋的輸出力曲線，如圖7所示。

圖6 變速箱靜態(tài)換擋臺架

圖7 原換擋塔靜態(tài)換擋力臺架實(shí)測曲線

從圖7可以看出，換擋塔靜態(tài)換擋力實(shí)測結(jié)果與設(shè)計(jì)相符（圖5中換擋搖臂長度為56.5 mm，可換算初始最大進(jìn)擋力為41 N，與圖7中最大進(jìn)擋力相當(dāng)）。但由于該換擋塔的控制銷和選換擋套筒腰形槽存在選擋旋轉(zhuǎn)運(yùn)動間隙，當(dāng)旋轉(zhuǎn)換擋時(shí)，通過換擋搖臂和控制銷的杠桿比在搖臂球頭處放大，約有1.3°的旋轉(zhuǎn)空行程間隙。另外，通過實(shí)測曲線發(fā)現(xiàn)，此換擋塔成品存在毛刺較多、進(jìn)擋退擋遲滯較大，具體表現(xiàn)為進(jìn)擋-退擋力曲線差值較大；且換擋凸輪存在兩側(cè)型線不一致的情況，具體表現(xiàn)為3擋和4擋進(jìn)擋退擋（力）曲線不對稱。

2.3 變速箱換擋搖臂輸出力分析

通過變速箱換擋系統(tǒng)的運(yùn)動分析，可以得出換擋搖臂球頭輸出的靜態(tài)換擋力與換擋塔自身靜態(tài)換擋力、同步器靜態(tài)換擋力、換擋塔自身與搖臂球頭輸出端的間隙、換擋塔撥指與撥叉鉗口間隙、撥叉腳與同步器齒套間隙、同步器空擋滑塊間隙以及擋位齒輪間隙相關(guān)，任何一個(gè)間隙的變化都會影響到整個(gè)換擋曲線的峰值位置及走向。

圖8示出換擋塔和同步器靜態(tài)換擋力疊加曲線，即同步器靜態(tài)換擋力、換擋塔靜態(tài)換擋力并結(jié)合換擋塔自身間隙獲得的變速箱換擋搖臂球頭處的換擋力與搖臂球頭轉(zhuǎn)角的曲線。

圖8 原變速箱整機(jī)靜態(tài)換擋力理論疊加曲線（3擋進(jìn)擋）

圖9示出變速箱整機(jī)原設(shè)計(jì)靜態(tài)換擋力臺架實(shí)測曲線。從圖8和圖9可以看出，圖8與圖9中3擋進(jìn)擋曲線趨勢基本一致。但是，圖8中存在2個(gè)峰值（位于2.5°與6°處），會使用戶感知手柄處的頓挫感，換擋品質(zhì)達(dá)不到客戶的要求。因此，此換擋系統(tǒng)需要進(jìn)一步優(yōu)化。

圖9 變速箱整機(jī)原設(shè)計(jì)靜態(tài)換擋力臺架實(shí)測曲線

3 換擋系統(tǒng)優(yōu)化

為減少手柄處的換擋頓挫感，可將換擋塔靜態(tài)換擋曲線的峰值位置調(diào)成與同步器靜態(tài)換擋力峰值位置接近，這樣整個(gè)換擋系統(tǒng)的靜態(tài)換擋曲線只存在1個(gè)峰值或者較為連續(xù)的2個(gè)峰值，客戶不能明顯感知換擋頓挫感。

現(xiàn)將換擋塔的換擋凸輪型線進(jìn)行調(diào)整優(yōu)化[5]，如圖10所示。將換擋塔曲線峰值位置調(diào)整到（4±1）°范圍，即將換擋塔的峰值位置調(diào)至接近同步器峰值位置，且優(yōu)化凸輪的制造工藝，減少凸輪輪廓的毛糙感和不對稱缺陷。優(yōu)化后換擋塔換擋力臺架實(shí)測曲線，如圖11所示。優(yōu)化后變速箱整機(jī)靜態(tài)換擋力理論疊加曲線及臺架實(shí)測曲線，如圖12和圖13所示。從圖12和圖13中可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的換擋系統(tǒng)靜態(tài)換擋力曲線較原先清晰，進(jìn)擋和退擋遲滯減小，且峰值由優(yōu)化前的2個(gè)變?yōu)閮?yōu)化后的1個(gè)。與圖9相比，雖然換擋力峰值增大，但客戶換擋時(shí)手感干凈利落，吸入感較強(qiáng)。

圖10 換擋塔凸輪型線優(yōu)化圖

圖11 優(yōu)化后換擋塔換擋力臺架實(shí)測曲線

圖12 優(yōu)化后變速箱整機(jī)靜態(tài)換擋力理論疊加曲線

圖13 優(yōu)化后變速箱整機(jī)靜態(tài)換擋力臺架實(shí)測曲線

4 結(jié)論

通過擬合和臺架實(shí)測數(shù)據(jù)的對比，分別研究手動變速箱靜態(tài)換擋力的主要設(shè)計(jì)因素，將換擋塔凸輪型線和同步器靜態(tài)換擋力進(jìn)行理論分析和擬合，可以獲得較優(yōu)的靜態(tài)換擋性能；且通過單個(gè)因素的換擋力分析與基礎(chǔ)測試，再進(jìn)行設(shè)計(jì)組合，可獲得不同的換擋手感，為后續(xù)的動態(tài)換擋力研究奠定理論分析基礎(chǔ)。