陳尚松 謝立湘 文國鋒

摘要：以某輕型載貨車自動變速器控制單元為原型，取整車和變速器本體原始參數(shù)，及通過試驗得來的實際參數(shù)為設計研究條件，逐條詳細分析自動變速器執(zhí)行單元設計研究過程。從控制執(zhí)行單元的基本結構、工作原理到設計條件參數(shù)的獲取方法開始，依據(jù)原始數(shù)據(jù)和獲取的參數(shù)為條件，順著設計思路完成各零部件的設計研究；再根據(jù)研究的各參數(shù)完成電動機、滾珠絲杠及蝸輪、蝸桿等機構的設計和選擇，從而完成整套自動變速器控制執(zhí)行單元設計研究。

關鍵詞：選換執(zhí)行單元；滾珠絲杠；電動機；離合器控制執(zhí)行單元；蝸輪蝸桿

近年來國產(chǎn)載貨車智能化、電氣化程度越來越高，智能、自動駕駛成為當下的發(fā)展趨勢。而這些智能化的變化中離不開的配置就是自動變速器，目前除了部分沒有變速器的純電動車型，想要實現(xiàn)智能、自動駕駛，自動變速器是不可或缺的配置。自動變速器是在手動變速器基礎上增加自動控制系統(tǒng)而成為機械式自制動變速器的，其核心技術是控制系統(tǒng)各執(zhí)行單元的設計、換擋策略的制定和研究機的控制；在整套核心技術中換朱策略和研究機控制均需要有一套設計合理、性能可靠執(zhí)行單元。因此如設計出一套合理的、性能可靠執(zhí)行單元優(yōu)為重要，本文以國內(nèi)某輕型載貨車六擋自動變速器控制執(zhí)行單元為例，來分析探討各控制執(zhí)行單元的設計研究。

自動變速器控制執(zhí)行單元分為兩個部分：一是選換擋執(zhí)行單元，二是離合器控制執(zhí)行單元。

設計研究輸入條件

國內(nèi)某輕型載貨車參數(shù)和自動變速器本體相關參數(shù)如下。

1.整車參數(shù)

1）汽車總質量為8130kg；發(fā)動機最大輸出轉矩為380N·m，額定功率為110kW，最高轉速為3200r/min。

2）從動盤直徑為325mm，轉動慣量為0.028kg·m2。

3）離合器參數(shù)：分離軸承處的分離行程Lc=8.5mm，離合器最大分離力Fc=1810N（按2000N研究），分離時間t=0.25s。

4）整車電器控制電壓為24V。

2.變速器本體相關參數(shù)

1）變速器6個前進擋、1個倒擋；全鋁合金殼體；質量89kg。

2）同步器：采用全同步器結構；一擋、二擋、三擋是三錐同步器；四擋、五擋、六擋及倒擋是單錐同步器。

3）變速器最大輸入扭矩450N·m; 潤滑油型號75W/90 GL-4；加油量4.5L。

4）變速器各擋速比為：1擋5.979，2擋3.435，3擋2.099，4擋1.298，5擋1.0，6擋0.759，R擋5.81。

5）變速器離合器控制執(zhí)行單元相關設計輸入?yún)?shù)選?。褐鞲赘讖綖?0.64mm，截面積S1為334.59mm2，工作行程32mm，工作壓力7MPa；工作缸缸徑為25.4mm，截面積S2為506.7mm2，工作行程41mm，工作壓力7MPa；曲柄的旋半徑長度L=20mm；分離臂的長度L1=100mm；分離撥叉的作用力臂L2=65mm。

6）離合器控制執(zhí)行單元各傳動部件間的傳動效率的選?。筛鶕?jù)各廠設計經(jīng)驗選?。糊X輪減速機構的主動輪齒數(shù)Z1=25、從動輪齒數(shù)Z2=50；主、從動輪兩端襯套的傳動效率η2=0.85；齒輪傳動效率η3=0.99；連接銷處傳動效率約η4=0.82；主動輪與蝸輪之間傳動效率約η5=0.95；各軸承處的傳動效率η6=0.98。

選換擋控制執(zhí)行單元設計研究

1.總體布置及工作原理

（1）總體布置 ?選換擋控制執(zhí)行單元由2個直流有刷電動機、2個滾珠絲杠、2個模擬量轉角傳感器以及換擋撥頭、選擋臂、換擋臂、換擋軸和絲杠螺母等若干結構件組成，如圖1所示。

（2）選擋工作原理 ?選擋電動機通過選擋滾珠絲杠將旋轉運動轉化為絲杠螺母的直線運動，由絲杠螺母推動選擋臂繞選擋軸擺動，選擋臂帶動撥頭在換擋軸上滑動，完成選擋動作。選擋位置由轉角傳感器進行反饋。

（3）換擋工作原理 ?換擋電動機通過滾珠絲杠將旋轉運動轉化為絲杠螺母的直線運動，由絲杠螺母推動換擋臂繞換擋軸做擺動，換擋臂、換擋撥頭通過主軸上的花鍵連接，換擋臂通過花鍵將運動傳遞到撥頭上，完成換擋動作。換擋位置由轉角傳感器進行

反饋。

2.換擋力研究

根據(jù)設計研究輸入條件，按照QC/T 568—2019 《汽車機械式變速器總成技術條件及臺架試驗方法》中的試驗方法，在試驗臺架上試驗測出同步?jīng)_量。在保證換擋性能的前提下，為保護同步器壽命，AMT系統(tǒng)的換擋時間控制在0.15～0.3s，通過換擋同步?jīng)_量研究出換擋力見表1，多數(shù)情況下?lián)Q擋力在200～450N。將換擋執(zhí)行單元的工作換擋力定義為F0=500N，最大換擋力1792N，因此將換擋執(zhí)行單元的最大換擋力定義為

F0＇=2000N。

（1）換擋力 ?換擋臂長度L換=35mm；換擋撥頭長度L撥=45.5mm；換擋傳動比η換∶i換=L換/L撥≈0.77；換擋臂傳遞效率η換=0.9；換擋絲杠螺母的工作換擋力F1=F0/（η換i換） ≈722N；換擋絲杠螺母的最大換擋力F1＇=F0＇/（η換i換） ≈2886N。

（2）換擋滾珠絲杠 ?將旋轉運動變?yōu)橹本€運動（正向動作）時，換擋滾珠絲杠導程l1=3mm；換擋滾珠絲杠正向效率η1=0.9 （η1=0.9～0.95）；換擋滾珠絲杠正向工作扭矩T1=F1l1/（2πη1 ? 1000） ≈0.38N·m；換擋滾珠絲杠正向最大扭矩T1＇=F1＇l1/（2πη1·1000） ≈1.53N·m。

（3）換擋電動機輸出轉矩 ?電動機與滾珠絲杠通過平鍵連接，換擋電動機工作轉矩T電=T1=0.38N·m，換擋電動機最大轉矩T電＇=T1＇=1.53N·m。

（4）換擋電動機轉速 ?變速器最大換擋行程l換=11.045mm，換擋滾珠絲杠最大換擋行程l1換=l換i換=8.5mm，換擋滾珠絲杠轉速（換擋時間取0.15s）n1=60l1換/ （0.15 l1）=1133r/min，換擋電動機轉速n電=n1=1133r/min。

3.選擋力研究

試驗臺架測出變速器最大選擋力

F選=（89±5）N（定義為常用選擋力）

考慮選擋安全可靠性設計最大選擋力

F選" =1000N

換擋軸摩擦效率：η選=0.5（低溫效率較低）。

選擋軸傳遞效率：η選＇=0.8。

選擋絲杠螺母的摩擦效率：η選 " =0.8。

選擋臂傳動比

i選=49.5/39.5≈1.25

選擋臂絲杠螺母端臂長49.5mm，選擋臂與換擋撥頭聯(lián)動端臂長39.5mm。

選擋絲杠螺母工作選擋力

F選＇= F選/（η選η選＇η選” ） ≈235N

選擋滾珠絲杠導程：l1=3mm

選擋滾珠絲杠正向效率：η1=0.9（η1=0.9～0.95）。

選擋滾珠絲杠正向工作扭矩

T選=F選＇l1/（2πη1·1000） ≈0.125N·m

選擋滾珠絲杠正向最大扭轉矩

T選＇=F選” l1/（2πη1· 1000） ≈0.53N·m

變速器最大選擋行程：l選=9.5mm。

選擋滾珠絲杠最大選擋行程

l1選= l選i選=11.875mm

選擋滾珠絲杠轉速（選擋時間取0.1s）

n選=60l1選/ （0.1l1）=2375r/min

選擋電動機轉速

n電=n選=2375r/min

4.滾珠絲杠的選擇

選擋和換擋滾珠絲杠選擇同一種型號，具體參數(shù)由換擋參數(shù)決定，見表2。

5.電動機的選擇

電動機參數(shù)選擇見表3。

離合器控制執(zhí)行單元設計研究

1.離合器控制執(zhí)行單元總體布置及工作原理

（1）離合器控制執(zhí)行單元總體布置 ?由1個直流有刷執(zhí)行電動機、1個模擬量轉角傳感器、蝸輪蝸桿減速機構、齒輪減速機構、助力彈簧、驅動挺桿、主缸、工作缸及液壓油路等組成，如圖2所示。

（2）離合器控制執(zhí)行單元工作原理 ?執(zhí)行電動機通過一對蝸輪蝸桿減速機構和一對齒輪傳動機構減速后，驅動挺桿來推動主缸，主缸通過液壓油路推動工作缸，工作缸推動分離臂運動，使分離叉推動分離軸承，進而使離合器產(chǎn)生分離和接合的動作，實現(xiàn)對動力的中斷和接合控制。離合器分離位置由裝在離合器執(zhí)行器上的轉角傳感器進行反饋。

2.離合器執(zhí)行器傳動效率及傳動比研究

（1）離合器執(zhí)行器傳動效率 ?這里蝸輪蝸桿減速機構選用一套現(xiàn)有機構（如果有需要可查專業(yè)設計資料）。

第一級電動機輸出蝸輪蝸桿減速比

i1=蝸輪齒數(shù)/蝸桿頭數(shù)=40/1=40

傳動效率

η1=η6tanλ/tan（λ+ρ）=0.6376

式中 λ——蝸桿導程角；

ρ——當量摩擦角。

第二級，齒輪減速比

i2=Z2/Z1=50/25=2

離合器控制執(zhí)行單元機械部分總的傳動效率為

η=η1η2η3η4=0.374

（2）傳動比研究 ?以下研究式中各參數(shù)參考設計研究輸入條件中選定數(shù)值。

主缸與工作缸的等效傳動比：i3=S2/S1=1.5143

離合器控制執(zhí)行單元總傳動比：i=i1i2i3=121.44

3.離合器電動機扭矩、轉速研究

離合器分離桿桿比

i3=L1/L2=1.538

推桿的工作有效行程

Lt=Lci3=13.173mm≈14mm

工作缸處最大力

FG=Lc/i3=1307.19N

挺桿處最大力

Ft=FG/i3=863.23N

挺桿處最大扭矩

Tc=Ft L=17.26N·m

彈簧助力選取原則是以平均分配到助力彈簧和齒輪軸上；從實際使用角度考慮要使機構動作起來要有一定的起動力矩，因此，選取彈簧助力扭矩時適當比齒輪軸要小一些；因此本設計研究中彈簧助力扭矩根據(jù)挺桿處最大扭矩Tc可最大選取為Tz=8N·m；彈簧助力示意曲線如圖3所示，如無彈簧助力，電動機要提供圖3紅線所示的力矩，增加彈簧助力后力矩如藍線所示，需要電動機提供的力矩明顯減小。

齒輪軸最大扭矩

Tc=FtL-Tz=9.2646N·m

蝸輪軸最大扭矩

Tw=Te/（i2η5）=4.876N·m

蝸輪蝸桿減速機構和齒輪傳動機構總數(shù)比

i4=i1i2=80

電動機轉矩工作最大可能輸出轉矩

Td=Tc/（i4η）=0.309N·m

4. 離合器控制執(zhí)行單元電動機的選擇

推桿的工作有效行程為Lt，作圖得出工作行程Aw=45.55°，如圖4所示。

根據(jù)作圖得出分離時間t內(nèi)離合器控制執(zhí)行單元的曲柄轉角Aw，因此可以研究出離合器分離階段電動機轉速

n=60iAw/（360t）=3678.74r/min

電動機功率

P=nT/9549=119.04W

離合器控制執(zhí)行單元電動機的選擇條件見表4。

結語

通過上述的選換擋控制執(zhí)行單元和離合器控制執(zhí)行單元設計研究過程和結果，可得出各零部件的設計、電動機的選擇和滾珠絲杠的選擇等設計和選用。以上設計研究只是針對本文中選定的機械結構，各家設計的執(zhí)行單元略有不同，可供參考。同時也只是展示了設計研究部分的內(nèi)容，完整的設計還需要通過CAE分析驗證才能定型設計，再配合實物樣機進行實驗驗證，優(yōu)化設計后才能批量投放市場。

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