單向離合器接合過程對變速器換擋特性的影響*

楊　勇,黃向東,趙克剛, 李　罡, 魏建軍

(1.華南理工大學(xué) 廣東省汽車工程重點試驗室, 廣東 廣州　510640；2.廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院, 廣東 廣州　510640)

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單向離合器接合過程對變速器換擋特性的影響*

楊勇1?,黃向東1,2,趙克剛1, 李罡2, 魏建軍2

(1.華南理工大學(xué) 廣東省汽車工程重點試驗室, 廣東 廣州510640；2.廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院, 廣東 廣州510640)

摘要：運用牛頓力學(xué)方法分階段建立變速器的動力學(xué)模型，運用顯式動力有限元方法獲得單向離合器接合產(chǎn)生的沖擊激勵.將單向離合器接合產(chǎn)生的激勵和傳動系輸入扭矩的激勵疊加，計算了變速器輸出端的扭矩、轉(zhuǎn)速響應(yīng)，并與實測值進行對比.試驗結(jié)果顯示，計算值與實測值吻合較好，說明本文提出的動態(tài)接合特性仿真方法對于可控式單向離合器的新型變速器換擋特性研究具有良好的分析效果，相關(guān)測試及計算方法對由單向離合器與齒輪副形成的傳動系統(tǒng)的設(shè)計具有參考價值.

關(guān)鍵詞：變速器；單向離合器;換擋沖擊;顯式有限元;試驗分析

單向離合器是一類被廣泛應(yīng)用的基礎(chǔ)傳動部件，具有滾柱式、楔塊式、機械二極管式(Mechanical Diode，簡稱MD)等多種形式.可控型單向離合器作為升降擋的換擋器，在AT產(chǎn)品中的應(yīng)用越來越多[1].同時，將兩個可控型單向離合器并行布置于平行軸齒輪箱內(nèi)，可形成一種新型的變速器，能實現(xiàn)傳動比的快速切換[2].

單向離合器具有機械式自動分離與接合的工作特點.由于工作狀態(tài)切換迅速，且切換過程中具有強烈非線性，因此，進行單向離合器工作特性的研究對于變速器以及整車縱向動力學(xué)特性均有意義.

一直以來，國內(nèi)外的眾多學(xué)者對單向離合器的動態(tài)特性進行了系統(tǒng)研究.Zhu和Parker等以含有單向離合器的多楔帶傳動系統(tǒng)為對象，分析了單向離合器對附件輪的旋轉(zhuǎn)振動的影響[3].Borg-Warner公司的John M Kremer等建立了單向離合器的集總參數(shù)模型，分析了徑向上單向離合器的共振特性[4].

Cheon以兩個單向離合器和一對齒輪副所組成的系統(tǒng)為對象，采用變步長4階Runge-Kutta方法計算了齒輪的動態(tài)傳遞誤差(Dynamic Trans-mission Error，簡稱DTE)[5].

黃家裕、鈕心憲[6]分析了滾柱式單向離合器工作時4個階段的力學(xué)特性，研究表明傳動系統(tǒng)的輸入扭矩、輸入轉(zhuǎn)速的波動對單向離合器的接合沖擊有顯著影響.

薛淵、陸念力等[7]針對一種弧塊、滾柱低副式單向離合器，給出了單向離合器接合扭轉(zhuǎn)剛度的計算方法.劉凱等[8]應(yīng)用赫茲接觸理論和材料的粘彈性性質(zhì)，分析了單向離合器滾動摩擦的產(chǎn)生原因.

但是，目前尚沒有文獻分析單向離合器的接合沖擊對齒輪傳動系統(tǒng)的影響，相應(yīng)的試驗研究也較缺乏.針對文獻[1]和[2]中兩種變速器必然存在的單向離合器接合沖擊問題，本文提出運用顯式動力有限元分析手段與系統(tǒng)動力學(xué)分析手段相結(jié)合的方法，研究傳動系中單向離合器接合對變速器換擋特性的影響.

1傳動原型描述

可控型單向離合器(Selectable One-way Clutch, 簡稱SOC)是指一類可受控于使能(接合)或失能(超越)模式下的單向離合器.由于滾柱式單向離合器工藝成熟、工作可靠，因此本文試制了一種滾柱式可控單向離合器，主要包括外圈、內(nèi)圈、滾柱、彈簧、撥爪及帶有控制銷的撥叉環(huán)等，實物照片如圖1所示.

由圖1(a)可見，當(dāng)滾柱被撥爪限制在其運動軌道較寬的位置時，滾柱無法將內(nèi)圈的扭矩傳遞至外圈，此時內(nèi)、外圈沒有聯(lián)動關(guān)系，單向離合器處于失能狀態(tài).由圖1(b)可見，當(dāng)滾柱撥爪限制時，單向離合器可根據(jù)內(nèi)、外圈的相對旋轉(zhuǎn)方向自動實現(xiàn)接合或超越，單向離合器處于使能狀態(tài).

圖1　 可控單向離合器的兩種工作模式

研究單向離合器直接接合時產(chǎn)生沖擊的極端工況，構(gòu)造圖2所示的傳動原型，該傳動原型是由兩個可控型單向離合器和兩對齒輪副組成的兩擋變速器.其中，SOC1, SOC2分別代表兩個可控單向離合器.由圖2可見，SOC1, SOC2的內(nèi)圈均與輸入軸相連，外圈分別與一擋主動齒輪、二擋主動齒輪相連，一、二擋從動齒輪均與輸出軸相連.

1-輸入軸；2-一擋主動齒輪；3-一擋從動齒輪；

當(dāng)該原型機在一擋工作時，SOC1接合，SOC2被控于失能狀態(tài)，動力經(jīng)一擋齒輪副輸出.設(shè)此時輸入軸的轉(zhuǎn)速為v1，一擋傳動比為i1，則輸出軸的轉(zhuǎn)速v6為：

v6=v1/i1.

(1)

由于一、二擋從動齒輪的轉(zhuǎn)速與輸出軸的轉(zhuǎn)速相等，且一、二擋齒輪副均為常嚙合齒輪副，則此時二擋主動齒輪的轉(zhuǎn)速v4可由輸出軸的轉(zhuǎn)速和二擋傳動比i2計算得到：

(2)

由于i1>i2，故v1>v4，即在一擋工作時，二擋單向離合器內(nèi)圈的轉(zhuǎn)速(與輸入軸的轉(zhuǎn)速相等)高于外圈的轉(zhuǎn)速(與二擋主動齒輪的轉(zhuǎn)速相等).此時，若控制二擋單向離合器進入使能狀態(tài)，SOC2將接合，SOC1將超越，動力將會由一擋切換至二擋輸出.

(3)

(4)

2傳動系旋轉(zhuǎn)運動的建模及計算方法

2.1傳動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)運動的數(shù)學(xué)模型

圖3為兩擋傳動系統(tǒng)的動力學(xué)模型，包括輸入軸、兩個可控單向離合器SOC1和SOC2, 兩對齒輪副、輸出軸、飛輪等.

圖3　兩擋變速傳動系統(tǒng)模型

2.1.1一擋旋轉(zhuǎn)運動模型

當(dāng)變速器處于一擋時，SOC1已穩(wěn)定接合，SOC2被控于失能狀態(tài)，動力經(jīng)變速器輸入軸、一擋齒輪副、輸出軸傳出，系統(tǒng)受到的外界激勵只有電機輸出扭矩.此時，變速器輸入軸和一擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(5)

一、二擋從動齒輪、變速器輸出軸、飛輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(6)

二擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(7)

2.1.2換擋瞬態(tài)旋轉(zhuǎn)運動模型

當(dāng)變速器在某一時刻由一擋升入二擋時，SOC2將接合，SOC1將分離，系統(tǒng)不僅受到電機輸出扭矩的激勵，而且受到SOC2接合時所產(chǎn)生的沖擊.此處，由于SOC1分離時所產(chǎn)生的分離摩擦轉(zhuǎn)矩較小，且在SOC2接合時可實現(xiàn)瞬時分離，因此在計算時忽略SOC1的分離摩擦轉(zhuǎn)矩.假設(shè)SOC2接合時，二擋主動齒輪受到的沖擊扭矩為M(t)，則變速器輸入軸的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(8)

二擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(9)

一、二擋從動齒輪、變速器輸出軸、飛輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(10)

一擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(11)

2.1.3二擋旋轉(zhuǎn)運動模型

當(dāng)變速器處于二擋時，SOC2已穩(wěn)定接合，SOC1被控于失能狀態(tài).此時，系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動建模方法與一擋穩(wěn)態(tài)時的類似.變速器輸入軸和二擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(12)

一、二擋從動齒輪、變速器輸出軸、飛輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(13)

一擋主動齒輪的旋轉(zhuǎn)運動方程為：

(14)

式(5)～(14)中，Tin為變速器輸入軸所受的扭矩；IM,IC,I1-d,I2-d,I1-dn，I2-dn,Iin-shaft,Iout-shaft,ID分別代表電機、磁粉離合器從動部分、一擋主動齒輪、二擋主動齒輪、一擋從動齒輪、二擋從動齒輪、變速器輸入軸、輸出軸和飛輪繞各自旋轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動慣量；r1-d,r1-dn,r2-d,r2-dn分別代表一擋主動齒輪、一擋從動齒輪、二擋主動齒輪、二擋從動齒輪的基圓半徑；k1,k2分別為一、二擋齒輪副的平均嚙合剛度，c1,c2分別為一、二擋齒輪副的平均嚙合阻尼.θ1-d,θ2-d,θ1-dn,θ2-dn為待求解的量，分別為一擋主動齒輪、二擋主動齒輪、一擋從動齒輪、二擋從動齒輪的旋轉(zhuǎn)角度.

以往文獻指出，齒輪的嚙合剛度不是一個常數(shù)，而是隨時間周期性變化的物理量，且已有學(xué)者將其表示成傅里葉級數(shù).由于本文的主要研究對象是單向離合器的動態(tài)接合特性對傳動系的影響，為研究方便，將時變的齒輪嚙合剛度簡化為平均嚙合剛度.平均嚙合剛度和平均嚙合阻尼的取值方法可見文獻[9-10].

2.2單向離合器接合沖擊的計算方法

式(8)和(9)中，M(t)表示單向離合器接合時，與單向離合器外圈相連的齒輪所受的沖擊扭矩，該沖擊是由內(nèi)、外圈與滾柱的接觸產(chǎn)生的.計算M(t)的大小、作用時間和方向，是求解變速器旋轉(zhuǎn)運動微分方程的關(guān)鍵.然而，由圖1可見，單向離合器內(nèi)、外圈的幾何形狀不規(guī)則，且內(nèi)、外圈與滾柱的接觸是高度非線性問題.因此，采用解析方法來計算M(t)是十分困難的.

本質(zhì)上，該沖擊扭矩的計算是連續(xù)體彈性動力學(xué)問題，可應(yīng)用Hamilton變分原理得到.基本思想是：建立彈性體的應(yīng)變能、彈性體動能、外力勢能的泛函，在給定的駐值條件下得到系統(tǒng)的控制方程和定解條件.再應(yīng)用有限元思想，將控制方程在空間上離散化，在離散化的單元和節(jié)點上進行位移插值，最終得到：

(15)

式(15)中，M,C,K,F分別為質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣和外界載荷向量.求解(15)的主要數(shù)值方法包括顯式中心差分法，Newmark法，Wilson-θ法等.而顯式中心差分法是計算沖擊動力學(xué)響應(yīng)的最有效方法，Ls-Dyna即采用該法.因此，本文采用Ls-Dyna有限元軟件來計算單向離合器接合時產(chǎn)生的沖擊.

2.2.1離合器接合沖擊的FEM模型

將單向離合器的三維CAD模型導(dǎo)入Hypermesh軟件中劃分網(wǎng)格，在滾柱與內(nèi)、外圈的接觸區(qū)域應(yīng)將網(wǎng)格細(xì)化.單向離合器的FEM模型如圖4所示，共包括311 457個網(wǎng)格.

圖4　單向離合器的FEM模型

單向離合器內(nèi)圈、外圈、滾柱的材料均為GCr15，查表可知其彈性模量為210 GPa，泊松比為0.28，密度為7 853 kg/m3.模型中，共有7個滾柱，每個滾柱的外表面與內(nèi)、外圈的接觸部分應(yīng)定義成面-面接觸對.滾柱與內(nèi)圈凸起部分之間應(yīng)添加彈簧單元，如圖5所示.工程中，彈簧的安裝位置和剛度大小對單向離合器工作的可靠性有很大的影響，其主要作用是確保滾柱始終處于楔緊位置.

圖5　滾柱與內(nèi)圈之間的彈簧單元

在單向離合器接合之前，設(shè)內(nèi)、外圈的轉(zhuǎn)速差為Δv，且由于內(nèi)圈與變速器輸入軸相連，故受到外界扭矩的作用.因此，在設(shè)置FEM模型的初始條件和加載中，可將外圈與滾柱繞Y軸的轉(zhuǎn)速設(shè)為0，內(nèi)圈繞Y軸的轉(zhuǎn)速設(shè)為Δv，并對內(nèi)圈施加與外界扭矩等效的角加速度.最后，應(yīng)約束內(nèi)圈、外圈、滾柱沿Y軸方向的平動自由度.

2.2.2計算結(jié)果的后處理

在Ls-Dyna的后處理軟件Prepost中，可輸出外圈所受的沖擊力.然而，式(8)和(9)中的M(t)為外圈所受的繞Y軸的沖擊扭矩，因此，需將沖擊力轉(zhuǎn)換為沖擊扭矩.任取圖4中一個滾柱與外圈的接觸對，說明沖擊力與沖擊扭矩之間的轉(zhuǎn)換方法.

顯然，外圈所受沖擊力沿Y軸的分量不會對外圈產(chǎn)生繞Y軸的扭矩，因此只需輸出沖擊力沿X軸的分量FX和Z軸的分量FZ.從Prepost輸出滾柱沿X軸和Z軸的位移分量，再將位移分量轉(zhuǎn)換為滾柱至單向離合器旋轉(zhuǎn)中心的距離LX，LZ，從而可得該滾柱對外圈的沖擊扭矩：

Mi(t)=FZLZ-FXLX.

(16)

在單向離合器開始接合到接合結(jié)束這段時間內(nèi)，將7個滾柱在各個時刻對外圈的扭矩相加，即可得到外圈所受的繞Y軸的沖擊扭矩.

2.3變速器運動微分方程的求解

對于式(5)～(7)和(12)～(14)組成的一擋、二擋旋轉(zhuǎn)運動模型的求解，可先將二階微分方程組轉(zhuǎn)化為一階微分方程組，再利用4階Runge-Kutta方法直接積分得到響應(yīng).

對于換擋瞬態(tài)動力學(xué)模型的求解，由于模型中的M(t)為沖擊激勵，無法用解析公式表達.因此，式(8)～(11)的求解是一個任意激勵下多自由度系統(tǒng)響應(yīng)的計算問題，可利用狀態(tài)空間理論求解.將式(8)～(11)歸納成如下的矩陣形式：

(17)

其中：

θ=[θin-shaftθ2-dθ2-dnθ1-d]T,

(18)

M=

(19)

C=

(20)

K=

(21)

(22)

引入一個輔助方程組：

(23)

將(17)和(23)結(jié)合起來：

(24)

式(24)可記作：

(25)

(26)

式(25)為換擋瞬態(tài)的狀態(tài)方程，再根據(jù)計算的目標(biāo)可定義系統(tǒng)的輸出方程：

y=GX+DT(t).

(27)

式(25)和(27)統(tǒng)稱為系統(tǒng)的狀態(tài)空間模型.利用Matlab中的lsim函數(shù)即可求得系統(tǒng)在任意激勵下的響應(yīng).

對變速器微分方程的求解依其運動狀態(tài)進行，即一擋接合狀態(tài)、換擋瞬時狀態(tài)和二擋接合狀態(tài).

3模型驗證及計算結(jié)果

針對以上模型，在Matlab軟件中進行數(shù)值計算.其中，在求解換擋瞬態(tài)模型時，由于單向離合器接合時刻未知，需做工況識別，同時，為使計算過程與后文所述試驗條件相符合，具體工況設(shè)定為：

(a) SOC2接合過程中，離合器滑摩；

(b) SOC2接合過程中，離合器已接合；

(c) SOC2接合結(jié)束，離合器滑摩；

(d) SOC2接合結(jié)束，離合器已接合.

計算中，設(shè)定換擋時電機的輸入轉(zhuǎn)速為800 r·min-1，輸入轉(zhuǎn)矩為50 N·m，計算得到電機、輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)速以及輸出軸的扭矩如圖6所示.

由圖6可得到：

1) 在換擋瞬間，輸出軸的轉(zhuǎn)速和扭矩均有明顯的波動.其中，輸出軸轉(zhuǎn)速的變化表現(xiàn)為5.75 s時突然增加，隨后在5.8 s又下降到目標(biāo)值，并最終在5.9 s時與輸入軸轉(zhuǎn)速達到協(xié)同，這與換擋的時間對應(yīng).

2) 在換擋瞬間，輸出軸的扭矩變化表現(xiàn)為出現(xiàn)正向扭矩過沖峰值，圖6(b)顯示在5.8 s時其峰值為153 N·m.而當(dāng)換擋結(jié)束后，又會出現(xiàn)扭矩凹谷，圖中顯示6.05 s時扭矩凹谷值僅為5 N·m.同時，在過沖峰值與扭矩谷點附近均伴隨著衰減趨勢的扭矩波動.究其原因，扭矩峰值的出現(xiàn)是由于單向離合器接合瞬間的沖擊所導(dǎo)致，而扭矩谷出現(xiàn)的原因是新?lián)跷幌伦兯倨飨到y(tǒng)模態(tài)發(fā)生變化導(dǎo)致的，峰值與谷值后的扭矩波動源于系統(tǒng)的振動響應(yīng).

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將換擋時電機轉(zhuǎn)速分別設(shè)定為600 r·min-1,800 r·min-1和1 000 r·min-1，此時輸入轉(zhuǎn)矩均為50 N·m，得到不同輸入轉(zhuǎn)速下的輸出軸扭矩響應(yīng)，如圖7所示.

由圖7可以看到，不同轉(zhuǎn)速輸入時并不影響輸出軸轉(zhuǎn)矩的峰值，其值均為153 N·m，即式(8)和式(9)中M(t)值僅由單向離合器接合的固有特性所決定.不同轉(zhuǎn)速輸入下峰值轉(zhuǎn)矩的振蕩頻率相等，說明轉(zhuǎn)速不同對系統(tǒng)的振動頻率沒有影響.

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4變速器轉(zhuǎn)速及換擋沖擊的測試

4.1測試平臺及設(shè)備

針對圖2所示的超越離合器接合驗證原型，本文搭建了包括動力源、磁粉離合器、變速器、慣性質(zhì)量飛輪及相應(yīng)的測試、計算和控制裝置的試驗平臺，其組成示意圖如圖8所示.

試驗平臺由一臺異步電機作為動力源，動力經(jīng)過離合器、變速器，驅(qū)動慣性飛輪旋轉(zhuǎn).異步電機由變頻器控制，離合器由程控電源控制，離合器輸入端、變速器輸出端安裝有扭矩轉(zhuǎn)速傳感器，同時對離合器傳遞的扭矩、變速器輸出端的扭矩及離合器主動部分轉(zhuǎn)速、變速器輸出轉(zhuǎn)速進行測量.離合器輸出端安裝有非接觸式光電轉(zhuǎn)速傳感器，對離合器從動部分的轉(zhuǎn)速進行測量.試驗平臺的數(shù)據(jù)采集、處理和控制中心是一臺配備了4端口數(shù)字通訊卡和16通道數(shù)字/模擬量輸入/輸出卡的高性能工業(yè)控制計算機.

圖8　兩擋傳動系統(tǒng)功能驗證

測試設(shè)備的參數(shù)如表1所示.

表1　測試設(shè)備的型號及參數(shù)

4.2試驗結(jié)果與分析

在上述試驗平臺上進行升擋試驗，獲得了未施加控制下的各組成部件的轉(zhuǎn)速及扭矩變化情況.

4.2.1變速器輸入、輸出端的轉(zhuǎn)速

試驗平臺采用的高性能變頻器具有矢量控制功能，能夠精確、迅速地對電機輸出扭矩進行控制.試驗中，電機輸出扭矩為50 N·m，分別在變速器輸入軸轉(zhuǎn)速為600 r·min-1, 800 r·min-1, 1 000 r·min-1下，使變速器由一擋升入二擋，測得變速器輸入、輸出端的轉(zhuǎn)速，結(jié)果如圖9所示.

由圖9可看出，變速器換擋時輸出軸轉(zhuǎn)速呈現(xiàn)出突然增加后減小的趨勢，這與圖6(a)中的計算結(jié)果相吻合.對比圖9中三種不同輸入轉(zhuǎn)速下的輸出軸轉(zhuǎn)速響應(yīng)，發(fā)現(xiàn)輸入轉(zhuǎn)速越大，其對應(yīng)的輸出轉(zhuǎn)速的變化值也越大.這是由于在輸入功率不同的情況下(以上三種工況的輸入扭矩均相等)，輸出軸扭矩突變幅值相等時，轉(zhuǎn)速突變會不同.對于輸出軸扭矩的分析將在下節(jié)進行.

4.2.2變速器輸出軸的扭矩

通過觀察換擋前后變速器輸出端的扭矩變化，可分析變速器換擋沖擊的大小，也可評價換擋時有無動力中斷.試驗中，電機輸出扭矩為50 N·m，分別在轉(zhuǎn)速為600 r·min-1，800 r·min-1和1 000 r·min-1下，使變速器由一擋升入二擋，測得變速器輸出端的扭矩，結(jié)果如圖10所示.由圖10可以看出：

1)換擋瞬間，由于單向離合器剛性接合導(dǎo)致輸出軸出現(xiàn)較大的扭矩沖擊峰值，其后在新?lián)跷幌聲霈F(xiàn)扭矩凹谷，峰值過后伴隨有扭矩振蕩衰減.這與圖6(b)的計算結(jié)果吻合.

2)在輸入轉(zhuǎn)速不同的情況下，輸出軸所達到的扭矩過沖峰值基本相等(140 N·m, 131 N·m和138 N·m)，這與圖7中的計算結(jié)果吻合(計算結(jié)果為153 N·m).需要說明的是，過沖扭矩不完全相等的原因是試驗臺架中磁粉離合器在換擋瞬間轉(zhuǎn)矩輸出略有不同[9].

3)在輸入轉(zhuǎn)速不同的情況下，輸出軸峰值轉(zhuǎn)矩振蕩時間分別為0.46 s, 0.36 s和0.49 s，與圖7所示時間(0.48 s)較接近.800 r·min-1時偏差最大，達到25%，其原因是接合過程中離合器打滑導(dǎo)致系統(tǒng)阻尼產(chǎn)生變化.

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4)由以上三點也可看出，伴隨系統(tǒng)阻尼增加，單向離合器接合沖擊對傳動系影響略有差別.因此，增加液力變矩器或控制摩擦離合器均可減緩沖擊.

5結(jié)論

本文提出了一種采用顯式動力有限元分析手段與系統(tǒng)動力學(xué)分析手段相結(jié)合的方法，研究了單向離合器接合過程對變速器換擋特性的影響.通過本文的工作，得到以下結(jié)論：

1)顯式有限元與系統(tǒng)動力學(xué)分析相結(jié)合的研究方法是解決文中所提出問題的建模及計算的有效方法，能夠真實反映系統(tǒng)的特性.

2)文中所構(gòu)建的單向離合器有限元模型及嚙合齒輪副動力學(xué)模型真實、可信，具有參考價值.

3)文中所搭建的試驗臺架對于研究單向離合器接合沖擊具有參考價值.

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Impact of Engagement of One-way Clutch on Shift Characteristics of Transmission

YANG Yong1?,HUANG Xiang-dong1,2, ZHAO Ke-gang1, LI Gang2, WEI Jian-jun2

(1. Guangdong Provincial Key Laboratory of Automotive Engineering, South China Univ of Technology, Guangzhou, Guangdong510640, China;2.Automotive Engineering Institute, Guangzhou Automobile Group Corporation, Ltd, Guangzhou, Guangdong510640, China)

Abstract:This paper discussed the nonlinear torque of the engagement of selectable one-way clutch, which causes shift impact in the transmission. Firstly, dynamic models including steady states and transient state were built on the basis of the second Newton's law. Secondly, the nonlinear torque of the engagement of the one-way clutch was calculated by explicit FEM method. Thirdly, the torque of the output shaft and rotational velocities of both the input and the output shaft were calculated under the excitation of the torque of the input shaft and impact generated by the quick engagement of the one-way clutch, which was obtained by explicit FEM method. Finally, tests on the engagement of the one-way clutch during shifts were carried out. The test results have shown that the torque peaks and the vibration frequencies on the output shaft are similar in different situations when the speed of input shaft is different. The simulation results are similar to the test results. This proves the method proposed is appropriate in the research of the dynamic characters of the transmission shifting by one-way clutches.

Key words:transmission; one-way clutch; jerk; explicit FEM; experimental investigation

中圖分類號：TH132.41

文獻標(biāo)識碼：A

作者簡介：楊勇(1982-)，男，內(nèi)蒙古呼和浩特人，華南理工大學(xué)博士生?通訊聯(lián)系人，E-mail: tc-yangyong@hotmail.com

基金項目：國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(“863”計劃)資助項目(2011AAVV11A218)；浙江省自然科學(xué)基金資助項目(LQ13E070003)

收稿日期：2015-05-14

文章編號：1674-2974(2016)04-0044-08