手動(dòng)變速器撥叉軸自鎖槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)

陳穎宇，王光良，黃元毅，何耀華,韋 煒

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院,湖北 武漢 430070；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 技術(shù)中心，廣西 柳州 545000)

?

手動(dòng)變速器撥叉軸自鎖槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)

陳穎宇1，王光良2，黃元毅2，何耀華1,韋 煒2

(1.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院,湖北 武漢 430070；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 技術(shù)中心，廣西 柳州 545000)

針對(duì)環(huán)簧式同步器退擋不平順問(wèn)題，分析了產(chǎn)生阻滯力的原因和影響因素。在保證足夠的定位效果和進(jìn)擋品質(zhì)前提下，提出自鎖槽漸變角度的設(shè)計(jì)方案，旨在減小退擋阻滯力，改善退擋平順性。應(yīng)用多目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化方法，建立了自鎖槽優(yōu)化尺寸的數(shù)學(xué)模型，求得最優(yōu)的尺寸組合。通過(guò)Adams動(dòng)力學(xué)仿真模型和實(shí)車測(cè)試驗(yàn)證了該方案的可行性。

退擋力；同步器；自鎖槽；漸變角度；優(yōu)化設(shè)計(jì)

手動(dòng)變速器由于成本低、駕駛娛樂(lè)性高，一直占據(jù)著很高的市場(chǎng)份額[1]，更好的換擋舒適性是變速器研發(fā)人員不斷追求的目標(biāo)。這與其變速操縱機(jī)構(gòu)和同步器的結(jié)構(gòu)類型相關(guān)[2]。雖然同步器對(duì)換擋力和平順性影響很大，但由于成本的原因，采用簡(jiǎn)單更新高性能同步器的方法往往不是汽車生產(chǎn)企業(yè)的首選。而變速操縱機(jī)構(gòu)的改進(jìn)成本相對(duì)較低，基于操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化來(lái)提升變速器換擋性能的方式更為企業(yè)所青睞。因此，尋求一個(gè)與同步器匹配的、低成本的操縱機(jī)構(gòu)改進(jìn)方案更具實(shí)際工程意義。

1 手動(dòng)變速箱退擋不平順的原因

退擋卡滯是手動(dòng)變速箱常見的問(wèn)題，具體表現(xiàn)為：對(duì)操縱桿施加一個(gè)較小的退擋力，操縱桿不能自動(dòng)回位，必須輔之以持續(xù)作用力才能回到空擋。否則，由于互鎖塊的作用，駕駛員無(wú)法進(jìn)行其他擋位的換擋操作。研究發(fā)現(xiàn)，通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)的精細(xì)化設(shè)計(jì)以匹配同步器的類型能解決這一問(wèn)題，且改進(jìn)成本低。筆者研究的變速器采用環(huán)簧式同步器，其結(jié)構(gòu)如圖1所示[3]。

圖1 環(huán)簧式同步器結(jié)構(gòu)圖

這種同步器由于零件數(shù)目少、成本低，在低價(jià)位微型車上得到了廣泛應(yīng)用，但存在換擋力偏大、換擋平順性差等缺點(diǎn)。這是因?yàn)檫M(jìn)擋時(shí)同步器環(huán)簧抵靠在鎖環(huán)上，齒套的高齒起到推壓同步器環(huán)簧和鎖環(huán)直至與結(jié)合齒摩擦錐面緊緊貼合的作用，如圖2(a)所示；退擋時(shí)，同步器環(huán)簧先隨齒套移動(dòng)，直至側(cè)面抵靠在齒轂上，之后隨齒套繼續(xù)回位，環(huán)簧將對(duì)齒套的回位運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生阻礙作用，形成退擋阻滯力,如圖2(b)所示。

圖2 進(jìn)擋和退擋時(shí)同步器關(guān)鍵零件相對(duì)位置

為全面了解退擋阻滯力的大小及操縱桿運(yùn)動(dòng)至何位置時(shí)出現(xiàn)，利用英國(guó)里卡多公司的換擋性能測(cè)試系統(tǒng)GSQA(gear shift quality assessment system)對(duì)裝有這種同步器的變速器進(jìn)行裝車測(cè)試，獲得了退擋力與行程關(guān)系曲線，如圖3所示。

圖3 1擋退擋力與行程關(guān)系曲線

由圖3可見，退擋時(shí)，首先要克服一個(gè)20 N左右的退擋力，把操縱桿撥離擋位；其次，在距離空擋約10 mm的位置處還要克服一個(gè)約10 N的退擋阻滯力。當(dāng)操縱桿運(yùn)動(dòng)到兩個(gè)峰值力對(duì)應(yīng)的行程之間時(shí)，駕駛員會(huì)產(chǎn)生已經(jīng)換擋到位的錯(cuò)覺(jué)，從而試圖換其他擋位，就會(huì)出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象。

2 退擋阻滯力的影響因素

退擋阻滯力是由于同步器高齒內(nèi)錐面在退擋時(shí)壓縮同步器環(huán)簧產(chǎn)生的。在退擋過(guò)程中還有運(yùn)動(dòng)件間的摩擦阻力，包括撥叉軸移動(dòng)時(shí)與箱體的摩擦、換擋搖臂旋轉(zhuǎn)時(shí)與箱體的摩擦、變速箱與操縱桿間拉索芯線與套管的摩擦等[4]，如圖4所示。

圖4 手動(dòng)變速箱換擋器運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)示意圖

系統(tǒng)的總摩擦力相對(duì)較小，且摩擦力會(huì)隨著使用時(shí)間的延長(zhǎng)而發(fā)生變化，通過(guò)減小摩擦力的方法解決該問(wèn)題的可靠性較低。此外，自鎖機(jī)構(gòu)在即將退擋到空擋位置時(shí)，給撥叉軸力的方向與退擋力方向相同，即退擋快到位時(shí)，自鎖機(jī)構(gòu)再產(chǎn)生一個(gè)輔助退擋的作用力，如圖5所示。

圖5 自鎖球與撥叉軸的自鎖槽相對(duì)運(yùn)動(dòng)示意圖

3 自鎖槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)

首先確定最大退擋阻滯力對(duì)應(yīng)的行程，然后依據(jù)該尺寸設(shè)計(jì)自鎖槽的相關(guān)參數(shù)，最后驗(yàn)證改進(jìn)的漸變自鎖槽所能提供的輔助退擋力。上述實(shí)車測(cè)試獲取的各擋位退擋阻滯力的最大值及距空擋距離的數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 各擋退擋阻滯力最大值與相應(yīng)的空擋距離

由表1可知，1、2擋阻滯力最大，3、4擋最小。這是因?yàn)?、2擋同步器尺寸最大，環(huán)簧直徑最大，而3、4擋環(huán)簧直徑最小，退擋阻滯力最小，均值約為6.35 N，實(shí)際操作中基本感覺(jué)不到退擋阻滯力。實(shí)踐表明，若其他擋位的退擋阻滯力也能控制在7 N左右，退擋阻滯感即可大大削弱，甚至感覺(jué)不到阻滯作用。

以1、2擋為例，采用自鎖槽角度的分段設(shè)計(jì)，充分利用自鎖小球?qū)懿孑S的推力來(lái)減小退擋阻滯力，將阻滯力從11～12 N降到7 N左右。

退擋時(shí)高齒與同步器環(huán)簧的相對(duì)位置如圖6所示。為了確定同步器退擋阻滯力出現(xiàn)的位置，首先計(jì)算得到高齒在距空擋3.83 mm處，環(huán)簧開始與高齒內(nèi)錐面接觸(圖6(a))，齒套向空擋位置移動(dòng)1.84 mm即達(dá)環(huán)簧壓縮最大量(圖6(b))，當(dāng)齒套進(jìn)一步移動(dòng)進(jìn)入第二個(gè)錐面時(shí)環(huán)簧即進(jìn)入釋放狀態(tài)(圖6(c))。

圖6 退擋時(shí)高齒與同步器環(huán)簧的相對(duì)位置

理論上，距空擋約2.0 mm處阻滯力達(dá)到最大，按傳動(dòng)比轉(zhuǎn)換至換擋操縱手柄上約為12 mm，考慮拉索的傳動(dòng)效率是0.9，約為10.8 mm。為使撥叉軸的尺寸設(shè)計(jì)更精確，應(yīng)以同步器的退擋尺寸計(jì)算結(jié)果為依據(jù)。

自鎖槽的結(jié)構(gòu)還會(huì)影響空擋定位力和進(jìn)擋感覺(jué)。合適的定位力應(yīng)能使操縱桿穩(wěn)定而準(zhǔn)確地定在空擋位，給駕駛員清晰的空擋感覺(jué)；進(jìn)擋感覺(jué)主要體現(xiàn)在離開空擋的過(guò)程中所需的換擋力與換擋桿行程的關(guān)系，直接影響換擋舒適性[5]。

目前撥叉軸上的自鎖槽角度均采用單一角度，小的開口角度可以起到較好的空擋定位作用，但開始掛擋時(shí)較吃力，換擋手感差；大的開口角度使進(jìn)擋平順，但定位效果不佳。為解決這對(duì)矛盾，提出自鎖槽漸變角度的設(shè)計(jì)方案改善空擋定位效果和進(jìn)擋感覺(jué)，同時(shí)解決退擋不平順問(wèn)題。

3.2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)的確定

3.2.1 自鎖槽角度、自鎖彈簧壓縮量與換擋力三者關(guān)系

圖7為撥叉軸、自鎖球的受力分析圖(以下分析均不考慮零件表面摩擦力)。

FN1—箱體對(duì)自鎖球的支持力；FN2—撥叉軸對(duì)自鎖球的支持力；Fk—彈簧對(duì)自鎖球的壓力；FN—箱體對(duì)撥叉軸的支持力；自鎖球?qū)懿孑S的反作用力；F—軸向換擋力圖7 撥叉軸與自鎖球受力分析圖

由圖7可知：

F=Fkcotα=kΔxcotα

式中：Fk為自鎖彈簧力；k=5.8 N/mm為彈簧剛度；α為1/2自鎖槽開口角度；Δx為彈簧的壓縮量。

換擋力F的大小由彈簧的壓縮量Δx(反映小球沿自鎖孔軸線的下落深度)和自鎖槽開口角度2α決定。采用Matlab軟件繪制1/2自鎖槽角度α、彈簧的壓縮量Δx與換擋力F三者的關(guān)系圖，如圖8所示。

圖8 自鎖槽角度、自鎖彈簧壓縮量與換擋力三者關(guān)系圖

3.2.2 多目標(biāo)優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型

多目標(biāo)優(yōu)化問(wèn)題是指超過(guò)一個(gè)優(yōu)化目標(biāo)并需要同時(shí)處理的優(yōu)化問(wèn)題，廣泛應(yīng)用于多個(gè)相互沖突和影響的子目標(biāo)之間協(xié)調(diào)折中，使各目標(biāo)盡可能達(dá)到最優(yōu)化[6-7]。為了達(dá)到提高退擋平順性，同時(shí)改善空擋定位效果和進(jìn)擋感覺(jué)的3個(gè)優(yōu)化目標(biāo)，筆者采用多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法改進(jìn)撥叉軸空擋自鎖槽的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

在實(shí)車測(cè)試時(shí)，用于評(píng)價(jià)空擋定位效果的操作為：以5 N以內(nèi)的力晃動(dòng)操縱桿時(shí)不會(huì)出空擋，自鎖機(jī)構(gòu)提供的空擋定位力應(yīng)大于30 N，要使阻滯力達(dá)最大處具有很大的抵消作用，自鎖槽應(yīng)有較大的開口距離和較小的夾角；為了使進(jìn)擋不吃力，自鎖槽的夾角應(yīng)較大；定位球的最大下落深度也不宜過(guò)大，否則定位球?qū)o(wú)法從槽中爬出。

單一的撥叉軸自鎖槽角度無(wú)法同時(shí)滿足上述要求，對(duì)此根據(jù)優(yōu)化目標(biāo)在自鎖槽的對(duì)應(yīng)位置上設(shè)置相應(yīng)的角度，進(jìn)行分段設(shè)計(jì)。然而，自鎖槽的軸向設(shè)計(jì)空間有限，如果設(shè)計(jì)兩個(gè)以上的角度，每個(gè)角度可以起作用的行程將會(huì)很短，不僅效果不明顯還給加工帶來(lái)不便。因此，選擇兩個(gè)不同角度首尾相接的設(shè)計(jì)。

漸變槽的優(yōu)化參數(shù)包括：角度θ1、角度θ2、開口距離Δ1，以及定位球落到槽底時(shí)球頂與撥叉軸母線的距離Δ2，如圖9所示。

圖9 漸變自鎖槽的關(guān)鍵設(shè)計(jì)尺寸圖

優(yōu)化設(shè)計(jì)的參數(shù)用數(shù)學(xué)模型可表示為：

θ=(θ1,θ2);Δ=(Δ1,Δ2)

撥叉軸的退擋過(guò)程如圖10所示。在距空擋距離為Δ1處，開始產(chǎn)生與退擋力同向的退擋輔助力，定位球繞槽邊緣點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)，小球的球心O1與O點(diǎn)連線和OO1自鎖槽中心線夾角從0變化到90°-θ2，自鎖小球與θ2角的槽面剛好相切，此時(shí)的彈簧壓縮量在θ2斜面上達(dá)到最大，輔助力亦最大。再運(yùn)動(dòng)距離L后定位球完全落入槽中，輔助力從最大值逐漸減小為零,輔助作用消失。

圖10 退擋時(shí)自鎖小球與撥叉軸自鎖槽的相對(duì)位置

自鎖定位球?qū)ψ枣i槽輔助作用達(dá)到最大時(shí)，撥叉軸距空擋的距離為:

L=Δ1-rsinθ2

式中，r為自鎖小球的半徑，r=3.969 mm。

輔助力的數(shù)學(xué)模型可以表示為：

式中,?為OO1與槽中心線間夾角，且sin ?=(Δ1-2)/r，?∈(θ2,90°)。

設(shè)計(jì)參數(shù)θ和Δ的所有組合，并不都有意義。存在這樣一種情況：若空擋時(shí)自鎖定位球被θ2角槽面夾住，無(wú)法與θ1角槽面接觸，則漸變槽的設(shè)計(jì)失去意義，如圖11所示。為了保證每組解都是有效的，分析發(fā)現(xiàn)θ2、Δ1、Δ2應(yīng)滿足如下關(guān)系：

圖11 無(wú)效組合示意圖

綜上所述，撥叉軸自鎖槽結(jié)構(gòu)參數(shù)組合優(yōu)化數(shù)學(xué)模型表達(dá)式如下：

式中:Δ1∈(0,4.6];Δ2∈(3.969,7.938];θ1,θ2∈(40°,90°);g(θ1,Δ2)=kΔxcotθ1為空擋定位力;Δx=Δ2+0.196。

利用Matlab軟件求解上述多目標(biāo)優(yōu)化模型，計(jì)算結(jié)果表明：當(dāng)L≥2.0 mm時(shí)無(wú)解；當(dāng)L<2.0 mm時(shí)存在非劣最優(yōu)解，最終得到的漸變槽尺寸如表2所示。

表2 漸變式自鎖槽關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)

4 方案驗(yàn)證

4.1 Adams 動(dòng)力學(xué)模型仿真驗(yàn)證

利用三維建模軟件UG建立操縱機(jī)構(gòu)模型，再以parasitoid格式導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)軟件Adams中添加約束和驅(qū)動(dòng)，有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件之間添加接觸力，接觸力的參數(shù)設(shè)置如表3所示。最后設(shè)定仿真步長(zhǎng)和時(shí)間并進(jìn)行仿真[8]，仿真模型如圖12所示。

表3 接觸力關(guān)鍵參數(shù)設(shè)置

圖12 Adams動(dòng)力學(xué)仿真模型

仿真模型建立后，在換擋搖臂上施加驅(qū)動(dòng)函數(shù)模擬換擋過(guò)程。3根撥叉軸分別采用原方案的130°和80°對(duì)比104°-84°的空擋自鎖槽角度，仿真中不涉及同步器的運(yùn)動(dòng)，便于在同一仿真條件下進(jìn)行對(duì)比，模型仿真結(jié)果如圖13所示。

圖13 3種撥叉軸自鎖槽結(jié)構(gòu)退擋力與行程關(guān)系曲線對(duì)比圖

理論上，3種撥叉軸自鎖槽的退擋軸向力初值均為：F=Fkcotα=5.8×7.262×cot 40°=50.196 N。由圖13可知，104°-84°、80°和130°3種撥叉軸自鎖槽的退擋軸向力初值分別為51.167N、51.156N、49.239N，誤差均在2%以內(nèi)。

對(duì)比圖13中3條換擋力與行程曲線發(fā)現(xiàn)：在空擋定位效果和進(jìn)擋操作感覺(jué)方面，80°的空擋定位槽表現(xiàn)為空擋定位力符合要求但進(jìn)擋感覺(jué)不佳(進(jìn)擋初始操作力偏大)；130°的空擋定位槽表現(xiàn)為進(jìn)擋平順但定位力不足。改進(jìn)后104°-84°的漸變定位槽結(jié)構(gòu)兼有滿意的空擋定位力(定位效果明顯)和良好的進(jìn)擋平順性。

在退擋平順性方面，圖13中標(biāo)出了3種撥叉軸退擋時(shí)距空擋2mm處，自鎖定位球?qū)懿孑S的推力。改進(jìn)后的相應(yīng)位置上產(chǎn)生53.28N的推力，相比于后兩種單一角度產(chǎn)生的推力，分別增大了約28.48N和11.58N，將其換算至操縱手柄上可分別減小大約4.75N和2N的退擋阻滯力。表4列出了改進(jìn)前后的退擋1、2擋阻滯力。

表4 改進(jìn)前后的1、2擋退擋阻滯力

1、2擋撥叉軸的自鎖槽角度改進(jìn)后僅存在7.0 N的阻滯力，駕駛員幾乎感覺(jué)不到阻滯作用，從而最大限度地改善了退擋平順性。

4.2 實(shí)車試驗(yàn)

為驗(yàn)證方案的實(shí)際效果，將改進(jìn)后的撥叉軸裝箱后再利用英國(guó)里卡多公司的換擋性能測(cè)試系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試，得到的換擋力與位移關(guān)系曲線如圖14所示。

圖14 改進(jìn)后1擋退擋力與行程關(guān)系曲線

與圖3相比，圖14中1擋退擋至距空擋位置約10 mm處的退擋力減小了約3.8 N，使1擋退擋過(guò)程更平順?？紤]到實(shí)際操作的過(guò)程還受到操縱系統(tǒng)的摩擦力、駕駛員操作習(xí)慣等因素影響，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論分析結(jié)果差異較小，進(jìn)一步證實(shí)了撥叉軸漸變自鎖槽設(shè)計(jì)方案的有效性和實(shí)用性。

5 結(jié)論

(1)撥叉軸自鎖槽的角度、深度及開口距離直接影響換擋力的大小。自鎖槽的角度越小，深度越大、開口距離越小，空擋定位力越大，但是進(jìn)擋操作感覺(jué)不佳。

(2)相比于單一自鎖槽角度，104°-80°的漸變角度設(shè)計(jì)既可保證足夠的空擋定位力又使進(jìn)擋操作更平順，退擋阻滯力分別降低了41.3%和21%。

(3)同步器的工作原理和退擋運(yùn)動(dòng)過(guò)程是撥叉軸自鎖槽優(yōu)化設(shè)計(jì)的依據(jù)，同步器的運(yùn)動(dòng)與操縱機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)匹配是變速器整體換擋性能的重要影響因素。

[1] 徐海山.汽車用手動(dòng)變速器發(fā)展趨勢(shì)[J].現(xiàn)代零部件,2014(4)：31-36.

[2] 樂(lè)華.機(jī)械變速器換擋操縱機(jī)構(gòu)的仿真與試驗(yàn)[D].上海：上海交通大學(xué)，2009.

[3] 柯建峰.微型車手動(dòng)變速器換擋性能的優(yōu)化[D]. 武漢：武漢理工大學(xué)，2014.

[4] 王歡.手動(dòng)變速器操縱機(jī)構(gòu)的仿真研究[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2014.

[5] 崔傳寶.機(jī)械式變速器換擋性能評(píng)價(jià)方法的初步研究[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2011.

[6] 徐玖平，李軍.多目標(biāo)決策的理論與方法[M].北京：清華大學(xué)出版社，2005：15-89.

[7] 馬昌鳳.最優(yōu)化方法及其Matlab程序設(shè)計(jì)[M].北京：科學(xué)出版社，2010：174-218.

[8] BERNARD J E, CLOVER C L. Validation of computer simulations of vehicle dynamics[J]. SAE,2009040231.

CHEN Yingyu:Postgraduate; School of Automotive Engineering, WUT, Wuhan 430070, China.

[編輯：王志全]

Optimal Design on Manual Transmission Fork Shaft Self-locking Groove

CHENYingyu,WANGGuangliang,HUANGYuanyi,HEYaohua,WEIWei

The problem of retreat gears irregularity in ring spring synchronizer was discussed. The causes and influencing factors that generated blocking force were analyzed. Under the premise of ensuring adequate position effect and into-gear quality, a design on self-locking groove gradient angle was proposed to reduce the retreat gears blocking force and to improve the retreat gears smoothness. Multi-objective parameter optimization method was applied to establish the mathematical model. Then the optimized size of the self-locking groove was obtained. Finally, Adams dynamics simulation model and an actual vehicle test were used to verify the feasibility of the program.

retreat force; synchronizer; self-locking groove; gradient angle； optimal design

2015-04-07.

陳穎宇(1990-)，女，江蘇常州人，武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院碩士研究生.

校企合作科研基金資助項(xiàng)目(20132h0252).

2095-3852(2015)05-0562-05

A

U463

10.3963/j.issn.2095-3852.2015.05.008