高建民，代明

(上海汽車集團股份有限公司 創(chuàng)新研究開發(fā)總院，上海 201804)

0 前言

隨著汽車智能化、電動化的推進，采用線控電子換檔執(zhí)行器的車型越來越多。當前，線控技術(shù)在新能源汽車智能駕駛領(lǐng)域占據(jù)了重要位置[1]。線控電子換檔技術(shù)優(yōu)勢明顯，但對整個系統(tǒng)的安全也提出了更高的要求[2]。

線控電子換檔是將駕駛員的駕駛意圖通過信息流控制轉(zhuǎn)化為實際檔位的切換，通過電信號及網(wǎng)絡(luò)信號傳輸來控制變速箱，結(jié)構(gòu)精簡，操作便捷。當前，電子換檔執(zhí)行器大多采用拉索轉(zhuǎn)接式，由于其子零件數(shù)量眾多、空間需求大、裝配復(fù)雜，對整車布置、生產(chǎn)制造及裝配標定的要求越來越高[3]。為此，設(shè)計開發(fā)了抱軸式小型電子換檔執(zhí)行器。

1 抱軸式小型電子換檔系統(tǒng)設(shè)計

1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

拉索轉(zhuǎn)接式電子換檔執(zhí)行器如圖1所示。抱軸式電子換檔執(zhí)行器在拉索轉(zhuǎn)接式執(zhí)行器的基礎(chǔ)上取消了搖臂、連桿、卡扣、螺栓等近40件子零件，采用套筒[4]與換檔軸直接連接，如圖2所示。

圖1 拉索轉(zhuǎn)接式電子換檔執(zhí)行器

圖2 抱軸式電子換檔執(zhí)行器

結(jié)構(gòu)上的優(yōu)化不僅在零件制造方面更省時、省力，在整車布置空間上更優(yōu)，可以在保證執(zhí)行器本體不變的情況下，執(zhí)行器長度縮小50%以上。此外，在裝配方面也更簡易，裝配工時由46 s縮減至21 s。2種換檔執(zhí)行器的匹配型式及特點見表 1。

表1 執(zhí)行器與變速箱匹配型式對比

1.2 計算機輔助工程(CAE)校核與設(shè)計優(yōu)化

1.2.1 整車駐車扭矩計算

當整車在坡上駐車停止時，輪胎受到的摩擦力等于由車重引起的下滑力，即

T=mgRsinβ

(1)

式中：T為輪胎受到的摩擦力；m為車輛整備質(zhì)量；g為重力加速度；R為輪胎半徑；β為坡度。

針對不同的車輛整備質(zhì)量計算得到車型1的半軸承受扭矩為1 811 N·m，車型2的半軸承受扭矩為2 005 N·m，相應(yīng)整車與零部件參數(shù)見表2。最終扭矩通過速比傳遞到駐車棘輪，按表2中的駐車彈簧剛度等參數(shù)，通過計算機輔助工程(CAE)仿真計算出在不同檔位下駐車機構(gòu)輸出軸拔脫扭矩，如圖3所示。

表2 整車與零部件參數(shù)

圖3 棘爪接觸狀態(tài)CAE分析結(jié)果

由仿真分析結(jié)果得知，在30%坡度時最大拔脫扭矩為12 N·m(P檔時)，考慮到安全裕量，整個換檔系統(tǒng)應(yīng)以18 N·m進行校驗。

1.2.2 換檔軸設(shè)計與優(yōu)化

換檔軸材質(zhì)為35號鋼，換檔軸直徑為11 mm，與執(zhí)行器配合扁口寬度為5.8 mm，初始設(shè)計倒角為0.5 mm，無特殊熱處理。經(jīng)分析，該換檔軸的最大主應(yīng)力高于屈服強度，不滿足設(shè)計要求。為此，將設(shè)計倒角擴大為1.0 mm，并增加與套筒配合區(qū)域淬火工藝，洛氏硬度達到40 HRC以上，有效硬化層深度為0.3～1.3 mm。經(jīng)CAE分析，扭矩為12 N·m時，換檔軸的表面最大主應(yīng)力為256 MPa，分析結(jié)果如圖4所示。扭矩為18 N·m時，換檔軸的表面最大主應(yīng)力為382 MPa(設(shè)計值為<875 MPa)；有效硬化層深度為0.3 mm時，最大主應(yīng)力為236 MPa(設(shè)計值為<315 MPa)，分析結(jié)果如圖5所示，滿足了設(shè)計要求。

圖4 扭矩為12 N·m時的應(yīng)力分布

圖5 扭矩為18 N·m時表面及深層應(yīng)力分布

1.2.3 間隙設(shè)計

1.3 執(zhí)行器標定(自學(xué)習(xí))方法與校核

由于線控換檔執(zhí)行器的摩擦阻力矩大于回位彈簧對變速器換檔軸的力矩，因此對線控換檔執(zhí)行器的R、N、D檔位進行精確標定就顯得尤為重要[6]。但由于套筒與換檔軸間隙配合會引起空行程，所以在實際應(yīng)用中以電機扭矩控制進行精確標定的效果較差。設(shè)計中，換檔執(zhí)行器依據(jù)檔位傳感器(IMS)在P、R、N、D各檔位的理論值進行標定，并以標定值的閾值區(qū)間對執(zhí)行結(jié)果進行校驗，以實現(xiàn)閉環(huán)。

因傳遞路徑較長，需要系統(tǒng)性地梳理抱軸式換檔執(zhí)行器的標定過程，合理設(shè)定相應(yīng)參數(shù)。具體尺寸鏈影響因素及校驗參數(shù)見表3。

表3 尺寸鏈影響因素及校驗參數(shù)

建立模型，設(shè)置A和B 2個檔位，換檔執(zhí)行器按正轉(zhuǎn)(P檔到D檔方向)、反轉(zhuǎn)(D檔到P檔方向)進行標定和校驗，如圖6所示。其中，θ表示執(zhí)行器套筒與換檔軸間隙配合引起的空轉(zhuǎn)角度，α表示位置A與位置B之間的理論角度，δ表示實際裝配后齒形板與IMS理論差異角度。

圖6 執(zhí)行器套筒與換檔軸關(guān)系

1.3.1 標定階段(靜態(tài)駕駛階段)

標定時電機動作緩慢且有持續(xù)電流控制，標定精度的主要影響因素為換檔軸與執(zhí)行器套筒間隙配合的空轉(zhuǎn)。

執(zhí)行器套筒空轉(zhuǎn)θ角度后推動換檔軸轉(zhuǎn)動，空轉(zhuǎn)時IMS占空比PWM不變；空轉(zhuǎn)完成后，執(zhí)行器套筒推動換檔軸轉(zhuǎn)動，此時IMS占空比PWM發(fā)生變化。

在位置A，換檔執(zhí)行器記錄此刻IMS PWM；然后換檔執(zhí)行器繞轉(zhuǎn)α角度到達位置B，并記錄此刻IMS PWM。

校驗時，換檔執(zhí)行器按表3中ε控制比對初始階段相應(yīng)檔位標定值和IMS對應(yīng)中值。其中位置A切換至位置B時的校驗與標定初始階段一致，位置B切換至位置A時的校驗則因配合間隙導(dǎo)致不同：執(zhí)行器套筒先反轉(zhuǎn)2θ，然后帶動換檔軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動α-2θ，此時換檔軸自位置B切換至位置A實際少轉(zhuǎn)動了2θ。

1.3.2 動態(tài)駕駛階段

動態(tài)駕駛階段，換檔執(zhí)行器按表3中φ控制校驗，除受標定時的影響因素外，還受齒形板帶動換檔軸回位、執(zhí)行器轉(zhuǎn)動慣量影響。

當以位置B切換至位置A時，因受執(zhí)行器反向運動的空轉(zhuǎn)影響，換檔理論目標一直處于換檔軸實際位置的左側(cè)，如圖7所示。

圖7 執(zhí)行器套筒、IMS與齒形板相對位置關(guān)系

由圖7可以看出：當齒形板相對IMS左偏時，受執(zhí)行器套筒慣性運動，相應(yīng)PWM偏轉(zhuǎn)最大，為ρ+τ+2σ+ω。

為保證換檔功能正常，既需要滿足變速箱不能機械上竄檔，又需要確保TCU不能報換擋桿位置信息故障而使車輛丟失動力[7]，即需要滿足如下要求：

ε≥ρ+2σ+ω

(2)

μ≥γ≥φ≥ρ+τ+2σ+ω

(3)

經(jīng)三西格瑪計算，將ε設(shè)定為3%，φ設(shè)定為4.1%，其中最大影響因素為τ，占比為46%，第二重要影響因素為σ，在保持換檔軸直徑為11 mm不變的情況下，將切削扁口配合寬度由8.2 mm降至5.8 mm后，該累計公差可縮小44%。

2 設(shè)計驗證

挑選換檔執(zhí)行器套筒與換檔軸樣件，配合間隙分別為0.02 mm、0.09 mm、0.18 mm，覆蓋極限樣件，按前述標定方法與參數(shù)進行試驗，結(jié)果見表4。每組樣件各進行標定30次，均可一次性學(xué)習(xí)成功，相應(yīng)檔位的油路能正常建壓或泄壓。同時，經(jīng)CANoe軟件進行信號采集與分析，結(jié)果顯示最大換檔執(zhí)行時間為0.27 s(自P檔切換至D檔)；D檔切換至P檔的最大執(zhí)行時間為0.3 s，均小于設(shè)定要求(0.6 s)。

表4 極限樣件標定驗證

為了驗證可靠性，搭建了電子換檔執(zhí)行系統(tǒng)的臺架[8]，經(jīng)P、R、N、D檔間30萬次耐久循環(huán)，均無故障。此外，經(jīng)整車16萬km綜合耐久測試，換檔正常。截至目前，累計下線售出2萬余臺整車，自學(xué)習(xí)一次性通過率達100%，靜態(tài)、動態(tài)駕駛檢查均合格，售后車輛也無換檔相關(guān)故障。

綜合驗證結(jié)果表明該開發(fā)設(shè)計方案有效，換檔準確可靠。經(jīng)過設(shè)計優(yōu)化，該產(chǎn)品通過了尺寸鏈的校核，降低了對IMS標定的要求，其可在供應(yīng)商處完成后直接裝配在變速箱換檔軸上，使整車下線檢測流程(EOL)時間更加可控。

3 結(jié)語

本文針對整車布置對空間的嚴苛要求，提出取消整套連桿機構(gòu)，改為采用抱軸式小型電子換檔執(zhí)行器的方案，并從設(shè)計和制造的角度分析了抱軸式換檔執(zhí)行器的優(yōu)勢與劣勢。抱軸式換檔執(zhí)行器在結(jié)構(gòu)上具有設(shè)計精簡、裝配簡便的優(yōu)點，但同時需要滿足更高的換檔性能要求。

通過分析整車動力傳遞路徑，計算了變速箱輸出軸的強度要求，經(jīng)過結(jié)構(gòu)與工藝優(yōu)化，大幅提升了軸系強度，滿足了整車在極限駐車時的最大拔脫扭矩要求，提高了換檔執(zhí)行系統(tǒng)的可靠性和安全性。

通過梳理完整的系統(tǒng)換檔鏈路，以IMS理論值為標定目標，采用尺寸鏈校核方式，合理地設(shè)計換檔執(zhí)行器校驗參數(shù)，形成了尺寸鏈閉環(huán)，滿足了電子換檔執(zhí)行器的靜態(tài)標定與動態(tài)標定要求。

經(jīng)系統(tǒng)性試驗驗證，該換檔執(zhí)行器的換檔性能優(yōu)異，在裝配方面也更加簡易，裝配工時由46 s縮減至21 s，提高了整車產(chǎn)線的生產(chǎn)效率。