某DCT解除駐車(chē)性能理論及試驗(yàn)研究

項(xiàng)小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，長(zhǎng)春 130011）

某DCT解除駐車(chē)性能理論及試驗(yàn)研究

項(xiàng)小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心，長(zhǎng)春 130011）

以雙離合器自動(dòng)變速器（DCT）駐車(chē)機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象，對(duì)其結(jié)構(gòu)、解除駐車(chē)性能及控制措施進(jìn)行分析。結(jié)合某DCT出現(xiàn)的解除駐車(chē)性能失效問(wèn)題，運(yùn)用ADAMS軟件建立駐車(chē)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)模型并進(jìn)行分析，經(jīng)臺(tái)架及整車(chē)試驗(yàn)驗(yàn)證，確定滾輪銷(xiāo)軸與孔配合關(guān)系不合理及PRND軸與鋁殼體摩擦系數(shù)大是導(dǎo)致變速器解除駐車(chē)性能失效的主要原因，最后提出改進(jìn)措施。

1 前言

駐車(chē)機(jī)構(gòu)作為DCT必備的安全裝置，是實(shí)現(xiàn)整車(chē)可靠駐車(chē)的關(guān)鍵。目前，國(guó)內(nèi)在自動(dòng)變速器駐車(chē)機(jī)構(gòu)領(lǐng)域的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)比較欠缺，相關(guān)資料和標(biāo)準(zhǔn)極少，而駐車(chē)系統(tǒng)是駕駛員頻繁操控的重要系統(tǒng)，其駐車(chē)性能不僅影響換擋的舒適性，更影響整車(chē)的安全性。駐車(chē)性能主要包括解除駐車(chē)性能和動(dòng)態(tài)駐車(chē)性能，本文主要針對(duì)解除駐車(chē)性能進(jìn)行分析研究。

2 解除駐車(chē)性能及控制措施

駐車(chē)機(jī)構(gòu)的解除駐車(chē)性能主要包括3個(gè)方面[1]：

a.當(dāng)汽車(chē)實(shí)現(xiàn)駐車(chē)時(shí)，駐車(chē)機(jī)構(gòu)不能自動(dòng)脫擋導(dǎo)致在坡路上無(wú)法停車(chē)；

b.當(dāng)汽車(chē)需要行駛時(shí)，在30%坡（16.7°）上解除駐車(chē)時(shí)整車(chē)換擋力小于設(shè)計(jì)值；

c.當(dāng)汽車(chē)需要行駛時(shí)，駐車(chē)棘爪不能自鎖而無(wú)法解除駐車(chē)。

2.1 駐車(chē)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)分析

DCT的駐車(chē)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)一般要求簡(jiǎn)單可靠，基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。駕駛員推動(dòng)換擋手柄，經(jīng)變速器外側(cè)的換擋拉桿作用在換擋臂處，換擋臂轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)PRND擋位的轉(zhuǎn)換。各擋位由扇形板和定位彈簧配合定位。當(dāng)擋位停在駐車(chē)擋（P擋）時(shí)，外力通過(guò)凸輪克服駐車(chē)棘爪的回位彈簧，并將其壓入至駐車(chē)齒輪齒槽內(nèi)，實(shí)現(xiàn)P擋駐車(chē)功能。反方向轉(zhuǎn)動(dòng)PRND軸，駐車(chē)棘爪在回位彈簧的作用下，脫離駐車(chē)齒輪齒槽，實(shí)現(xiàn)解除P擋駐車(chē)功能。

圖1 駐車(chē)機(jī)構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)示意

2.2 解除駐車(chē)性能分析

2.2.1 駐車(chē)機(jī)構(gòu)防脫擋臨界條件

當(dāng)P擋駐車(chē)時(shí)，防止駐車(chē)自動(dòng)脫擋的阻力包括PRND軸與殼體間的摩擦阻力矩，凸輪與滾輪間摩擦阻力矩兩方面。

以PRND軸及凸輪為研究對(duì)象，則PRND軸與殼體間摩擦阻力矩為：

式中，F(xiàn)1為PRND軸與殼體間正壓力；r為PRND軸半徑；μ為PRND軸與殼體間摩擦系數(shù)。

凸輪與滾輪間摩擦阻力矩取決于滾輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，以滾輪為研究對(duì)象，則受力分析如圖2所示，其中滾輪所受驅(qū)動(dòng)力矩為Mf1，阻力矩為Mf2，慣性力矩為Min。

圖2 解除駐車(chē)機(jī)構(gòu)受力分析示意

當(dāng)Mf1＞Mf2+Min時(shí)，滾輪發(fā)生滾動(dòng)，此時(shí)凸輪與滾輪間既滾動(dòng)又滑動(dòng)，則凸輪與滾輪間摩擦阻力矩Mf0：

式中，μ1為凸輪與滾輪間滾動(dòng)摩擦系數(shù)；μ2為滾輪與銷(xiāo)軸間滑動(dòng)摩擦系數(shù)；R為凸輪半徑；r1為滾輪半徑；r2為滾輪銷(xiāo)軸半徑。

當(dāng)Mf1≤Mf2+Min時(shí)，凸輪與滾輪間只存在滑動(dòng)摩擦，則

為了減小解除駐車(chē)力，通常在凸輪處增加偏心結(jié)構(gòu)以減小駐車(chē)系統(tǒng)阻力矩（圖2）。偏心結(jié)構(gòu)可以產(chǎn)生解除駐車(chē)助力矩Mass，δ為凸輪與滾輪間作用力方向與PRND軸軸線(xiàn)夾角。P擋駐車(chē)時(shí)，駐車(chē)機(jī)構(gòu)不發(fā)生自動(dòng)脫擋的充要條件為解除駐車(chē)的驅(qū)動(dòng)力矩大于零，即Mass小于系統(tǒng)阻力矩，則當(dāng)滾輪滾動(dòng)和不滾動(dòng)時(shí)公式為：

2.2.2 30%坡解除駐車(chē)力分析

當(dāng)滾輪滾動(dòng)和不滾動(dòng)時(shí)，換擋力分別為：

式中，L為換擋臂長(zhǎng)度；i為整車(chē)外部操縱杠桿比；η為整車(chē)外部操縱效率。

以整車(chē)下坡為例，以駐車(chē)棘爪為研究對(duì)象，不考慮駐車(chē)棘爪的重力和復(fù)位彈簧的影響，棘爪受力如圖3所示，其中L0為棘爪軸中心與駐車(chē)齒輪分度圓上接觸點(diǎn)的距離，β為駐車(chē)齒輪齒槽夾角，L1為凸輪與滾輪間正壓力的力臂，L2為駐車(chē)力矩產(chǎn)生的切向力力臂，L4為摩擦力力臂，r3為駐車(chē)棘爪軸直徑。

圖3 P擋駐車(chē)時(shí)駐車(chē)棘爪受力分析

當(dāng)整車(chē)位于30%坡時(shí)，解除駐車(chē)力為：

式中，M為整車(chē)滿(mǎn)載質(zhì)量；R0為輪胎滾動(dòng)半徑；i0為駐車(chē)機(jī)構(gòu)與車(chē)輪間傳動(dòng)比；Re為駐車(chē)齒輪分度圓半徑；f3為棘爪與棘爪軸間摩擦阻力；f4為駐車(chē)齒輪與棘爪間摩擦阻力。

2.2.3 駐車(chē)機(jī)構(gòu)防自鎖臨界條件

當(dāng)解除駐車(chē)后，凸輪與滾輪分離，駐車(chē)棘爪不能自鎖的必要條件為：

2.3 解除駐車(chē)性能控制措施

為保證解除駐車(chē)性能，提出控制措施見(jiàn)表1?？芍獬v車(chē)性能互相制約，需從駐車(chē)系統(tǒng)的角度設(shè)計(jì)駐車(chē)性能。

3 某DCT解除駐車(chē)性能分析

3.1 失效現(xiàn)象

在整車(chē)解除駐車(chē)性能試驗(yàn)中出現(xiàn)了換擋力偏大的失效現(xiàn)象，圖4為上坡（坡度30%）緩慢解除駐車(chē)換擋力曲線(xiàn)。可知，解除駐車(chē)過(guò)程中換擋力存在異常峰值約160 N，穩(wěn)定值90～100 N，均大于設(shè)計(jì)值70 N，不滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

表1 駐車(chē)機(jī)構(gòu)解除駐車(chē)性能控制措施

圖4 上坡緩慢解除駐車(chē)換擋力曲線(xiàn)

3.2 失效原因分析及改進(jìn)措施

該變速器結(jié)構(gòu)為三軸式變速器，駐車(chē)機(jī)構(gòu)位于變速器輸出端，即駐車(chē)齒輪通過(guò)花鍵與差速器殼體相連，與整車(chē)車(chē)輪通過(guò)半軸連接，地面提供的阻力直接作用于駐車(chē)機(jī)構(gòu)。與駐車(chē)機(jī)構(gòu)置于中間軸的變速器相比，該變速器駐車(chē)工況惡劣。由于整車(chē)空間布置等客觀因素制約，該變速器無(wú)法更改其布置結(jié)構(gòu)，只能在現(xiàn)有布置結(jié)構(gòu)下進(jìn)行改進(jìn)。

3.2.1 解除駐車(chē)換擋力臺(tái)架測(cè)試

為分析失效原因，進(jìn)行解除駐車(chē)換擋力臺(tái)架測(cè)試。轉(zhuǎn)角傳感器通過(guò)螺紋連接PRND軸，測(cè)量其旋轉(zhuǎn)角度；換擋臂連接齒輪齒條加載器，通過(guò)力傳感器測(cè)量換擋臂處換擋力，再通過(guò)整車(chē)外操縱的杠桿比及效率換算成整車(chē)換擋力。

圖5為臺(tái)架測(cè)試與整車(chē)測(cè)試的換擋力對(duì)比。臺(tái)架測(cè)試換擋臂處力為實(shí)測(cè)值，根據(jù)外操縱杠桿比及效率，換算后臺(tái)架測(cè)試的整車(chē)換擋臂處力如圖5中臺(tái)架測(cè)試換擋手柄處力所示，力峰值為145～160 N，穩(wěn)定值為90～100 N，與整車(chē)測(cè)試的換擋力吻合。圖6為臺(tái)架測(cè)試的換擋臂處換擋力隨PRDN軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系曲線(xiàn)?？芍?，換擋力曲線(xiàn)的異常峰值對(duì)應(yīng)PRND軸的轉(zhuǎn)角位約0.1°，即異常峰值為克服系統(tǒng)各部件間的最大靜摩擦阻力，穩(wěn)態(tài)值為克服系統(tǒng)各部件間的動(dòng)摩擦阻力，靜摩擦阻力明顯大于動(dòng)摩擦阻力。

圖5 臺(tái)架與整車(chē)換擋力試驗(yàn)曲線(xiàn)對(duì)比

圖6 臺(tái)架測(cè)試換擋力隨PRDN軸轉(zhuǎn)角變化曲線(xiàn)

3.2.2 解除駐車(chē)動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算

3.2.2.1 解除駐車(chē)動(dòng)力學(xué)模型

運(yùn)用ADAMS軟件[2]，建立該變速器駐車(chē)機(jī)構(gòu)的解除駐車(chē)換擋力動(dòng)力學(xué)分析模型，如圖7所示。該模型主要包括換擋臂、PRND軸、扇形板、傳力彈簧以及凸輪等駐車(chē)操縱機(jī)構(gòu)，還包括駐車(chē)棘爪、駐車(chē)齒輪、復(fù)位彈簧等部件，施加載荷并驅(qū)動(dòng)以進(jìn)行設(shè)計(jì)驗(yàn)證及參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖7 駐車(chē)機(jī)構(gòu)ADAMS模型

3.2.2.2 仿真模型參數(shù)確定

仿真模型的參數(shù)除了各部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)外，還包含PRND軸與殼體，駐車(chē)凸輪與滾輪，滾輪與銷(xiāo)軸，棘爪與駐車(chē)齒輪，駐車(chē)棘爪與棘爪軸等部件間的摩擦系數(shù)。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3]，仿真計(jì)算模型的參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 解除駐車(chē)換擋力動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)

3.2.2.3 30%坡解除駐車(chē)仿真計(jì)算及分析

在換擋臂處施加圖8所示的角位移，同時(shí)施加1712 N·m駐車(chē)力矩。圖9為仿真計(jì)算的變速器換擋臂處換擋力曲線(xiàn)。換擋臂處換擋力為229 N，根據(jù)杠桿比和效率換算得整車(chē)換擋力為91 N，不滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

圖8 PRND軸旋轉(zhuǎn)角位移曲線(xiàn)

圖9 換擋力仿真計(jì)算曲線(xiàn)

與臺(tái)架及整車(chē)測(cè)試的結(jié)果對(duì)比，仿真計(jì)算的換擋力曲線(xiàn)無(wú)異常峰值出現(xiàn)，但最大換擋力的位置均發(fā)生在PRND軸旋轉(zhuǎn)0.1°時(shí)，且換擋力與測(cè)試的穩(wěn)態(tài)換擋力值吻合，即系統(tǒng)靜摩擦阻力和動(dòng)摩擦阻力相當(dāng)。解除駐車(chē)需克服PRND軸與變速器殼體間以及駐車(chē)凸輪與滾輪間靜摩擦阻力。PRND軸與鋁殼體間的摩擦系數(shù)在沒(méi)有潤(rùn)滑的情況下動(dòng)靜、動(dòng)摩擦系數(shù)均為0.17，即兩者之間的靜、動(dòng)摩擦阻力相同；駐車(chē)凸輪與滾輪間靜摩擦阻力大小不僅取決于滾輪與凸輪之間的接觸狀態(tài)，更取決于滾輪與滾輪銷(xiāo)軸的接觸狀態(tài)。

由表2知，該變速器駐車(chē)機(jī)構(gòu)滾輪相對(duì)銷(xiāo)軸不滾動(dòng)的條件為μ2＞2.2μ1，即當(dāng)μ1為0.12，則μ2大于0.26時(shí)滾輪相對(duì)于齒輪不發(fā)生滾動(dòng)，在表面未損傷的情況下兩者的靜摩擦系數(shù)基本相當(dāng)，即滾輪相對(duì)于銷(xiāo)軸必然滾動(dòng)。由換擋力曲線(xiàn)可知，換擋力分為初始峰值和穩(wěn)態(tài)值兩個(gè)階段，即滾輪相對(duì)于銷(xiāo)軸能夠發(fā)生滾動(dòng)，滾輪與銷(xiāo)軸間靜摩擦阻力變大。

滾輪銷(xiāo)軸與滾輪配合間隙最小為0.023 mm，為間隙配合；滾輪銷(xiāo)軸與駐車(chē)棘爪滾輪銷(xiāo)軸孔的配合間隙最小為-0.009 mm，最大為0.006 mm，為過(guò)渡配合。觀察裝配完成后的銷(xiāo)軸表面，發(fā)現(xiàn)有明顯損傷痕跡，導(dǎo)致滾輪與銷(xiāo)軸間靜摩擦系數(shù)異常變大，即滾輪與銷(xiāo)軸間靜摩擦阻力變大。

調(diào)整仿真模型參數(shù)，將滾輪與銷(xiāo)軸的靜摩擦系數(shù)設(shè)置為允許滾輪的臨界值，即μ2為0.25，圖10為修改參數(shù)后換擋力曲線(xiàn)。可知，修改參數(shù)后的換擋力曲線(xiàn)與臺(tái)架及整車(chē)測(cè)試的曲線(xiàn)吻合。

圖10 修改參數(shù)后換擋力曲線(xiàn)對(duì)比

3.2.3 失效原因及改進(jìn)措施

3.2.3.1 換擋力異常峰值原因及改進(jìn)措施

通過(guò)仿真分析可知，滾輪銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔配合不合理導(dǎo)致裝配過(guò)程中銷(xiāo)軸表面損傷，兩者之間靜摩擦系數(shù)增大，出現(xiàn)換擋力峰值。將滾輪銷(xiāo)軸孔徑由mm變?yōu)閙m，銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔配合關(guān)系由過(guò)渡配合變更為間隙配合，以避免銷(xiāo)軸表面損傷。

3.2.3.2 穩(wěn)態(tài)換擋力值大于設(shè)計(jì)值原因及改進(jìn)措施

換擋力曲線(xiàn)中穩(wěn)態(tài)換擋力值為90～100 N，大于設(shè)計(jì)目標(biāo)值。通過(guò)與相同結(jié)構(gòu)類(lèi)型的變速器進(jìn)行對(duì)標(biāo)分析，競(jìng)品變速器在PRND軸與鋁殼體之間加裝鋼背復(fù)合襯套以降低兩者之間的摩擦阻力。根據(jù)襯套摩擦特性[4]，PRND軸與殼體間摩擦系數(shù)由0.17降至0.05。圖11為加裝襯套前后克服該P(yáng)RND軸與殼體間阻力所需整車(chē)換擋力仿真計(jì)算結(jié)果曲線(xiàn)。可知，改進(jìn)前整車(chē)換擋力為57 N，加裝襯套后為19N。圖12為改變銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔配合關(guān)系并加裝襯套后整車(chē)換擋力曲線(xiàn)?？芍畲髶Q擋力為50 N，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

圖11 加裝襯套前后克服軸孔阻力換擋力曲線(xiàn)

圖12 優(yōu)化后整車(chē)換擋力曲線(xiàn)

3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

保證銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔配合為間隙配合，改進(jìn)后滾輪銷(xiāo)軸裝配完成后表面狀態(tài)未發(fā)生損傷。在PRND軸與殼體間安裝復(fù)合襯套，根據(jù)安裝要求保證襯套與軸配合間隙為0.006～0.092 mm。

圖13為整車(chē)換擋力曲線(xiàn)?？芍?，未發(fā)生異常峰值，且穩(wěn)態(tài)值為40～50 N，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)。對(duì)解除駐車(chē)耐久試驗(yàn)過(guò)程最大換擋力值進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，上下坡各100次，如圖14所示?？芍?，初始階段由于襯套需要磨合，換擋力較大為50～60 N，磨合完成后換擋力為35～45 N，均小于設(shè)計(jì)目標(biāo)70 N。

圖13 改進(jìn)后整車(chē)測(cè)試換擋力

圖14 解除駐車(chē)耐久試驗(yàn)中換擋力最大值

4 結(jié)束語(yǔ)

a.從變速器駐車(chē)機(jī)構(gòu)系統(tǒng)角度對(duì)解除駐車(chē)性能理論分析并提出了控制措施；

b.運(yùn)用ADAMS軟件建立了該變速器駐車(chē)機(jī)構(gòu)解除駐車(chē)性能動(dòng)力學(xué)模型，并結(jié)合臺(tái)架及整車(chē)試驗(yàn)進(jìn)行仿真計(jì)算；

c.通過(guò)改進(jìn)滾輪銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔的配合關(guān)系，PRND軸與殼體間加裝復(fù)合襯套，有效降低了解除駐車(chē)換擋力并滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)。

1 Park Standard for Automatic Transmissions.SAEJ2208, 1993.

2 李增剛.ADAMS入門(mén)詳解與實(shí)例.北京：國(guó)防工業(yè)出版社, 2010.

3 聞邦椿.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2010.

4 GGB.GGB-DP4-DP4-B-Bearings-Brochure-CN.2016.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年9月1日。

Theoretical and Experimental Research of Parking Disengagement Performance of Dual Clutch Transmission

Xiang Xiaolei,Li Songsong,Li Chunjie,Chen Xi,Gu Zhenyu
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

To study the parking mechanism of Dual Clutch Transmission(DCT),its structure,parking disengagement performance and the main measures was analyzed.Considering the parking disengagement performance failure of DCT,a dynamics model for analysis with ADAMS was set up.With bench test and vehicle test,the conclusion is that the unreasonable fit between the roller and pin,as well as the large friction coefficient between the PRND shaft and the aluminum housing were the main cause of parking disengagement performance failure of such transmission and then proposed improvement measures.

DCT,Parking mechanism,Parking performance

雙離合器自動(dòng)變速器 駐車(chē)機(jī)構(gòu) 駐車(chē)性能

U463.2

A

1000-3703（2017）07-0005-05