電驅(qū)動兩擋AMT換擋執(zhí)行機構設計及優(yōu)化

陳懷山 巫少方 柴本本 林連華 徐海港

(1. 上海交通大學機械與動力工程學院，上海，200240； 2. 時風(集團)有限責任公司，山東，聊城，252800)

電驅(qū)動兩擋AMT換擋執(zhí)行機構設計及優(yōu)化

陳懷山1巫少方1柴本本1林連華2徐海港2

(1. 上海交通大學機械與動力工程學院，上海，200240； 2. 時風(集團)有限責任公司，山東，聊城，252800)

本文以提升電動車用兩擋AMT(Automated Mechanical Transmission)換擋性能為目標，通過對執(zhí)行機構的優(yōu)化設計實現(xiàn)快速、平順及準確換擋，確定了換擋時間、撥叉移動加速度、接合套位移誤差作為換擋性能評價的量化指標。電動換擋執(zhí)行機構由無刷直流電機驅(qū)動，由蝸輪蝸桿、凸輪及撥叉同步器組成。機構設計的創(chuàng)新點在于根據(jù)換擋要求將分段的凸輪凹槽輪廓設計成了高階可導的光滑曲線，可顯著提升換擋過程的平順性。為驗證設計的執(zhí)行機構的性能，本文根據(jù)建立的動力學模型在MATLAB/Simulink軟件下進行了換擋過程仿真，仿真結(jié)果表明優(yōu)化后的執(zhí)行機構撥叉軸向速度光滑可導，完成換擋(包含摘擋與掛擋)總時間約1.5 s，理論上換擋完成接合套位移誤差為零，而未優(yōu)化的機構會產(chǎn)生換擋沖擊。

純電動汽車 兩擋機械自動變速器 換擋執(zhí)行機構 平順性

0 引言

當前純電動汽車多采用驅(qū)動電機+主減速器的單級電驅(qū)動系統(tǒng)，利用驅(qū)動電機的調(diào)速性能來滿足不同整車使用工況需求本項目由山東省科技重大專項資助，項目編號：2015ZDXX0601C01。但由于汽車使用工況較為復雜，一定功率驅(qū)動電機牽引下的單級傳動系統(tǒng)并不能始終滿足要求，表現(xiàn)為加速及爬坡等工況要求驅(qū)動電機具備大扭矩輸出，但高速工況又需要電機的輸出轉(zhuǎn)速足夠大。而如果僅通過增大驅(qū)動電機功率來解決上述問題將帶來整車成本增加以及電機使用效率降低的問題。為此，通過給電驅(qū)動系統(tǒng)配置兩擋機械自動變速器(2AMT)并利用高速擋與低速擋切換來提升電動汽車性能已成為重要舉措[1]。換擋執(zhí)行機構的作用是使同步器接合套軸向移動以實施換擋動作，目前執(zhí)行機構根據(jù)動力源不同可分為液動、氣動及電動三類[2]。通過換擋執(zhí)行機構的優(yōu)化設計來滿足變速器快速、準確和可靠的換擋要求已成為2AMT研究重點[3～4]。

本文設計了結(jié)構緊湊、效率高的電動換擋執(zhí)行機構，并依據(jù)建立的動力學模型在MATLAB/Simulink軟件中對換擋過程進行了動態(tài)仿真，最后根據(jù)仿真結(jié)果及換擋性能要求對執(zhí)行機構進行了優(yōu)化設計。

1 換擋執(zhí)行機構設計

本文設計的換擋執(zhí)行機構由蝸輪蝸桿、凸輪、撥叉及同步器組成，采用具備可靠性高、壽命長等優(yōu)點的無刷直流電機(BLDC)驅(qū)動。圖1與圖2分別為換擋執(zhí)行機構的工作原理與實物圖。蝸輪蝸桿的作用是對換擋電機的輸出進行減速增扭；而凸輪圓周表面具備凹槽，凹槽內(nèi)置可滑動從動件，從動件的另一端固定連接在撥叉上，可將蝸輪的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)閾懿娴妮S向移動。

圖1 換擋執(zhí)行機構工作原理圖

Fig.1 Working theory of shifting actuator

圖2 換擋執(zhí)行機構實物結(jié)構

換擋機構設計的重點是凸輪表面圓周方向凹槽的設計。凹槽的輪廓曲線直接決定換擋的行程和時間，良好的凹槽曲線可以適應換擋過程的各個階段，增加換擋平順性，減小換擋齒輪間的打齒與磨損等。圖3是凸輪轉(zhuǎn)轂凹槽結(jié)構及其平面展開圖，以2AMT升擋為例，斜坡2對應同步器從一擋至空擋的脫擋過程；水平段3是驅(qū)動電機的調(diào)速過程段，驅(qū)動電機通過調(diào)速使目標齒輪齒圈轉(zhuǎn)速與同步器接合套轉(zhuǎn)速一致以減少掛擋沖擊；斜坡4對應驅(qū)動電機調(diào)速后同步器從空擋到二擋的掛擋過程；水平段5是變速器掛好二擋后的鎖止段，可保證換擋完成后的變速器不能在外界沖擊載荷作用下而發(fā)生脫檔(同步器軸向移動)，同時可以彌補換擋執(zhí)行電機因自身慣性帶來的換擋誤差。

目前采用類似電動換擋執(zhí)行機構的方案通常將斜槽段設計成螺旋曲線[1～4](平面展開圖斜率一定)，但由于分段的凹槽輪廓曲線在運動變換連接處不光滑(即撥叉軸向運動位移函數(shù)z=f(θ)一階不可導)，換擋的平順性較差。本文創(chuàng)新性地提出了余弦狀凹槽輪廓線設計，可保證分段的凹槽中心線及其包絡外輪廓絕對光滑，各段凹槽中心線參數(shù)方程表示如式(1)～(5)所示，其中ri(θ)(i=1, 2, 3, 4, 5)為凸輪位于第i段的位置坐標，為凸輪轉(zhuǎn)角，凸輪半徑R=20 mm, 同步器掛擋行程h=

圖3 凸輪轉(zhuǎn)轂凹槽結(jié)構及其平面展開圖

10 mm。

r1(θ)=(Rcosθ,Rsinθ, 0) (0<θ≤θ1)

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

2 換擋性能評價指標建立

理想的2AMT電驅(qū)動系統(tǒng)換擋過程應該是快速、平順與準確的，但由于執(zhí)行機構設計缺陷、驅(qū)動響應不理想以及制造誤差等原因，變速器實際換擋性能并不能始終滿足上述要求，因此有必要建立量化的換擋性能評價標準以進行執(zhí)行機構設計優(yōu)化。本文分別選定了換擋時間T、撥叉加速度dv/dt以及接合套位移誤差Δs三個指標用于評價換擋性能，理論上為達到快速、平順與準確換擋目標，三類指標大小均應該盡可能小。

機構設計影響換擋性能，本文設計的換擋執(zhí)行機構包括執(zhí)行電機、蝸輪蝸桿、凸輪轉(zhuǎn)轂、撥叉及同步器，各部件對換擋性能的影響如下：

(1)換擋時間T受執(zhí)行電機響應時間、蝸輪蝸桿減速比i、凸輪完成換擋的轉(zhuǎn)角∑θi影響，表現(xiàn)為電機響應越快、減速比i越小、凸輪轉(zhuǎn)角∑θi越小，換擋時間越短。

(2)撥叉加速度dv/dt主要受凸輪凹槽輪廓影響，理想的凹槽輪廓曲線可保證接合套在整個換擋過程中軸向移動速度光滑連續(xù)(在脫擋與空擋、空擋與掛擋等過渡階段撥叉軸向移動速度不發(fā)生突變)，減少換擋沖擊，提升換擋平順性。

(3)接合套位移誤差Δs指的是接合套完成換擋的位移與理論換擋行程的誤差，而位移誤差大小主要由機構各部件設計及制造誤差決定，其中蝸輪蝸桿輪齒間隙以及凸輪轉(zhuǎn)轂加工精度影響較大。

3 換擋執(zhí)行機構動力學建模

由于換擋過程時間很短(一般小于2秒)，執(zhí)行機構在換擋過程中多呈現(xiàn)瞬態(tài)特性，為了精確地研究換擋的性能，需要對換擋過程進行動力學建模分析。換擋過程動力學模型分為同步器建模與執(zhí)行機構建模兩部分，其中同步器建?？蓞⒁娢墨I[5]，本文重點對執(zhí)行機構進行了動力學建模。由于換擋執(zhí)行機構屬于單自由度機械系統(tǒng)，本文通過建立等效力學模型來分析其動力學特性，將換擋執(zhí)行電機選作等效構件，其轉(zhuǎn)角作為廣義坐標。

首先定義換擋執(zhí)行機構參數(shù)如下：

(1)機構設計參數(shù)

同步器掛擋行程h；凸輪轉(zhuǎn)轂半徑R；蝸輪蝸桿減速比i；換擋執(zhí)行電機、蝸桿、蝸輪與凸輪轉(zhuǎn)轂的轉(zhuǎn)動慣量分別為Jm、Jw、Jg與Jc。撥叉及同步器接合套質(zhì)量之和為Ms。

(2)機構運動參數(shù)

換擋執(zhí)行電機、蝸桿、蝸輪與凸輪轉(zhuǎn)轂的轉(zhuǎn)角分別為θm、θw、θg與θc，撥叉及同步器接合套位移為。

θg=θc=θm/i=θw/i

(6)

xs=f(θc)

(7)

建立的等效力學模型的等效轉(zhuǎn)動慣量：

(8)

等效力矩：

(9)

其中：Tm為換擋執(zhí)行電機輸出扭矩，F(xiàn)s為換擋過程中接合套軸向移動阻力。

單自由度的機械系統(tǒng)動力學方程：

(10)

不同凸輪凹槽曲線的形狀會顯著影響機構的動力學特性，主要表現(xiàn)為影響執(zhí)行機構換擋平順性，也會影響機構的等效轉(zhuǎn)動慣量、等效力矩，本文采用的余弦凸輪凹槽曲線如式(1)～(5)所示，其中θ1～θ5為每段凹槽對應的中心角，屬于常數(shù)。以掛擋過程為例，式(11)～(13)分別為換擋執(zhí)行機構的等效轉(zhuǎn)動慣量、等效力矩與等效轉(zhuǎn)動慣量偏導。

(11)

(12)

(13)

將式(11)～(13)代入(10)可得換擋執(zhí)行機構的動力學模型如下：

(14)

4 機構優(yōu)化設計的仿真驗證

對2AMT電驅(qū)動系統(tǒng)換擋過程仿真的目的在于分析其換擋性能，并根據(jù)仿真結(jié)果對執(zhí)行機構進行優(yōu)化設計。為此，本文根據(jù)換擋執(zhí)行機構及同步器的的動力學模型在MATLAB/Simulink軟件仿真環(huán)境下搭建了如圖4所示的換擋過程模型，模型將換擋過程分成了脫擋、空擋、掛擋同步前、同步時與同步后五個階段。模型上半部分為換擋執(zhí)行電機控制模塊以及輸出模塊，下半部分為換擋過程模塊。

圖4 換擋過程分階段Simulink建模

換擋執(zhí)行機構設計的仿真參數(shù)包括：蝸輪蝸桿減速比為62；換擋執(zhí)行電機額定功率為85 W，額定輸出扭矩為0.27 N·m。通過仿真可以計算出換擋時間T、撥叉加速度dv/dt以及接合套位移誤差Δs三個指標用于評價換擋性能。

由圖5可知若采用優(yōu)化前螺旋狀凸輪凹槽換擋執(zhí)行機構，則撥叉會因在分段的凹槽輪廓曲線連接點處不光滑(撥叉位移關于凸輪角位移一階導不連續(xù))產(chǎn)生速度突變(撥叉加速度dv/dt趨近于無窮大)。為了提升換擋執(zhí)行機構的平順性，本文將凸輪輪廓在脫擋及掛擋段優(yōu)化為半個周期的余弦曲線，由圖5可知優(yōu)化后的機構可使得撥叉移動速度一階可導，且掛擋與脫擋的撥叉加速度可式(15)計算：

(15)

本文設置了掛擋與脫擋驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速為4 000 rpm，θ2=90°，則優(yōu)化后的撥叉移動最大速度與加速度分別為32 mm/s與0.43 m/s2。由優(yōu)化后的換擋狀態(tài)響應(如圖6所示)可知：換擋總時間T約為1.5 s，其中脫擋與掛擋時間分別為0.37 s與0.45 s；理論上換擋完成接合套位移誤差Δs=0。

優(yōu)化前凸輪凹槽輪廓線

優(yōu)化前拔叉速度響應

優(yōu)化后凸輪凹槽輪廓線

優(yōu)化后拔叉速度響應

圖5 優(yōu)化前后的凸輪凹槽輪廓及撥叉移動速度響應仿真

圖6 優(yōu)化后升擋過程狀態(tài)量響應

5 結(jié)論

當前常見的電動換擋執(zhí)行機構多將凸輪凹槽輪廓設計為螺旋狀，但因分段的凹槽輪廓在軌跡變換連接處不光滑，換擋過程撥叉移動易產(chǎn)生速度突變從而導致?lián)Q擋沖擊。本文為提升兩擋AMT的換擋性能，引入了余弦曲線將凸輪凹槽輪廓優(yōu)化成光滑可導軌跡。由換擋過程的動力學仿真可知：優(yōu)化后的執(zhí)行機構可使得撥叉在換擋過程中移動速度光滑可導，有助于提升換擋的平順性或可靠性，降低AMT換擋故障率；優(yōu)化后的執(zhí)行機構完成換擋的時間約1.5s，理論上完成換擋的接合套位移誤差Δs=0。

[1] 吉毅，純電動汽車用AMT參數(shù)設計及換擋控制策略優(yōu)化[碩士論文]，重慶大學，2014.

[2] 程瀟驍，電機變速器耦合系統(tǒng)換擋過程動力學建模與控制策略研究[碩士論文]，清華大學，2014.

[3] 胡建軍，李康力，胡明輝等，純電動轎車AMT換擋過程協(xié)調(diào)匹配控制方法，中國公路學報，2012(1):152-158.

[4] 趙玉才，純電動汽車AMT換擋執(zhí)行機構設計及控制方法研究[碩士論文]，合肥工業(yè)大學，2015.

[5] Li H, Lu T, Zhang J, et al. Modelling and analysis of the synchronization process for a wet dual-clutch transmission [J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part D Journal of Automobile Engineering, 2015, 20(2):64-66.

ShiftingActuatorDesignandOptimizationofTwo-speedAMTforElectricVehicle

ChenHuaishan1WuShaofang1Chaibenben1LinLianhua2XuHaigang2

(1.SchoolofMechanicalEngineering,ShanghaiJiaotongUniversity,Shanghai200240; 2.ShifengGroupCompanyLimited,Liaocheng,Shandong252800)

The shifting actuator design and optimization of two-speed AMT(Automated Mechanical Transmission) for electric vehicles are proposed in the paper, with purpose to improve shifting performance. It is rapidity, comfort, and accuracy, which separately corresponds to time cost, fork acceleration and displacement error during shifting, that evaluate the performance. The shifting actuator is driven by brushless DC motor (BLDC) and is made up of worm reducer, cam, fork and synchronizer. The profile of cam is designed smoothly, which could definitely improve shifting comfort. Based on dynamic equation, the dynamic response is simulated in MATLAB/Simulink to analyze the shifting performance of 2AMT, and the result shows the optimized cosine cam groove could reduce shifting impact compared to the spiral one, and it costs 1.5 seconds to finish shifting process.

Electric vehicle Two-speed AMT Shifting actuator Shifting comfort

U463.212+.33

B

1006-8244(2017)03-014-05