自動變速器駐車機構(gòu)解鎖性能優(yōu)化研究＊

孫印程 劉祥環(huán),2 劉德福

（1.中南大學，長沙 410083；2.株洲齒輪有限責任公司，株洲 412000）

主題詞：駐車機構(gòu) 解鎖 力學模型 多體動力學仿真

1 前言

自動變速器駐車機構(gòu)用于車輛靜止時將自動變速器中的傳動軸鎖止，即通過將傳動軸在旋轉(zhuǎn)方向上的鎖定來確保停車后不會出現(xiàn)車輛滑移、溜坡等危險情況，是自動擋車輛不可或缺的安全裝置[1-5]。目前，針對自動變速器駐車機構(gòu)的研究主要集中在汽車換擋力、駐車速度等方面[6]。J.Shane Sui[7]使用多體動力學方法對無級變速器駐車機構(gòu)進行了仿真分析，研究了車輛在平路和坡道上解除駐車狀態(tài)所需要的換擋力。張玉文等[8]利用多體動力學軟件RecurDyn對以自動變速器駐車機構(gòu)為基礎(chǔ)建立的多體動力學模型進行了仿真分析，實現(xiàn)對P-R換擋性能的設計校核。張磊等[9]分析了雙離合變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）在30%坡道上的駐車特性，提出駐車制動手柄與制動踏板的操作順序不當時會導致?lián)Q擋力較大，并通過試驗測定了換擋力大小。劉詩等[10]通過ADAMS軟件模擬了極限坡度下變速器駐車機構(gòu)的運動情況，得到駐車速度與車輛慣性的關(guān)系，并進行駐車速度整車試驗，提出了車輛慣性劇變時的駐車速度為車輛臨界駐車速度的觀點。

然而，在自動變速器駐車機構(gòu)的研發(fā)過程中有時會遇到車輛在坡道上解鎖困難的問題，前人的研究對該問題鮮有涉及。本文針對該問題，通過分析駐車機構(gòu)關(guān)鍵零件的受力情況，分析駐車機構(gòu)解鎖困難的原因，構(gòu)建駐車機構(gòu)的力學模型，從提高駐車機構(gòu)解鎖可靠性的角度出發(fā)，對棘輪尺寸參數(shù)進行優(yōu)化，同時利用ADAMS軟件建立的多體動力學模型對優(yōu)化后的機構(gòu)進行驗證。

2 駐車機構(gòu)結(jié)構(gòu)及工作原理

駐車機構(gòu)的三維結(jié)構(gòu)如圖1所示，其在自動變速器中的位置如圖2所示。駐車驅(qū)動電機輸出軸8與限位板6 剛性連接，驅(qū)動電機輸出軸8 由帶有蝸輪蝸桿減速機構(gòu)的電機驅(qū)動，該蝸輪蝸桿機構(gòu)具有反向自鎖性[11]，當電機下電后，驅(qū)動電機輸出軸8無旋轉(zhuǎn)自由度。

圖1 駐車機構(gòu)結(jié)構(gòu)

圖2 駐車機構(gòu)在自動變速器中的位置

駐車時，駐車驅(qū)動電機上電后驅(qū)動電機輸出軸8帶動限位板6 順時針旋轉(zhuǎn)，限位板6 通過鎖止彈簧5 推動換擋板4 順時針轉(zhuǎn)動，換擋板4 擠壓棘爪2 上的滾輪3，使棘爪2繞棘爪旋轉(zhuǎn)軸10順時針轉(zhuǎn)動，并卡入棘輪1的齒槽中，限制棘輪1的轉(zhuǎn)動，由于棘輪1與變速器傳動軸11剛性連接，變速器傳動軸也無法旋轉(zhuǎn)，從而使驅(qū)動輪無法旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)車輛制動。解鎖時，駐車驅(qū)動電機上電后限位板6 推動換擋板5 逆時針轉(zhuǎn)動，棘爪2 在復位扭簧9及棘輪1對其施加的擠壓力作用下，逆時針轉(zhuǎn)動脫出棘輪1的齒槽，實現(xiàn)解鎖。

3 駐車機構(gòu)力學建模分析

車輛在坡道上駐車時的受力分析如圖3所示，坡道傾角為δ。車輛靜止時，由車輛傳動關(guān)系可以得到變速器傳動軸上的等效扭矩T[12-13]：

式中，TL=mgRsinδ為驅(qū)動輪半軸上的扭矩；R為驅(qū)動輪輪胎半徑；m為整車質(zhì)量；g=9.8 m/s2為重力加速度；i為變速器傳動軸與驅(qū)動輪半軸之間的傳動比。

圖3 坡道駐車車輪半軸受力分析

駐車機構(gòu)能夠正常解鎖的條件是：收到解鎖指令后，棘爪能夠順利脫出棘輪齒槽，變速器傳動軸可以順利轉(zhuǎn)動。由于棘輪棘爪接觸處存在摩擦力，若摩擦阻力矩大于解鎖力矩，限位板推動換擋板順時針轉(zhuǎn)動后，棘爪仍保持靜止，則無法解鎖，此現(xiàn)象稱為駐車機構(gòu)自鎖。坡道駐車時駐車機構(gòu)棘爪受力分析如圖4所示。

圖4 棘爪受力分析

鎖止時，駐車機構(gòu)零件位置的幾何關(guān)系如圖5 所示。棘輪棘爪的嚙合位置為棘爪的頂部與棘輪齒的工作齒面處，嚙合點為P。圖5中，O1P為嚙合點與棘輪中心的連線，α為棘輪齒的工作齒面與棘輪半徑O1Q的之間的夾角，β為棘爪位置線O2P與嚙合面法線之間的夾角，γ為棘爪位置線O2P與O1P之間的夾角，θ為棘輪齒的工作齒面與O1P的之間的夾角。由圖5可得：

式中，D為棘輪齒頂圓直徑；h為鎖止時棘輪與棘爪的嚙合深度；L1為嚙合點與棘輪旋轉(zhuǎn)中心之間的距離；L2為棘輪齒工作齒面與棘爪旋轉(zhuǎn)中心之間的距離；L3為棘輪齒旋轉(zhuǎn)中心與棘爪旋轉(zhuǎn)中心的距離；L4為棘爪旋轉(zhuǎn)中心與嚙合點之間的距離；L5為O2與過嚙合點P的嚙合面法線之間的距離。

圖5 駐車機構(gòu)零件間的相對位置

由正余弦定理可得：

聯(lián)立式（5）～式（7）可得：

鎖止狀態(tài)下，各部件間不存在相對運動，但存在相對運動趨勢，故各接觸部件間存在靜摩擦力。取棘爪與棘輪齒面間的靜摩擦因數(shù)為μ，考慮到棘爪與棘爪旋轉(zhuǎn)軸之間的潤滑條件良好，忽略二者之間的摩擦力。對棘輪進行受力分析可得：

對棘爪進行受力分析，由力矩平衡可得：

式中，TN=FNL5為FN對棘爪施加的力矩；Tg=φκ為復位扭簧對棘爪施加的扭矩；φ為棘爪繞棘爪軸的旋轉(zhuǎn)角度；κ為復位扭簧的剛度系數(shù)；Tf=μFNL2為棘輪與棘爪之間的摩擦力對棘爪產(chǎn)生的力矩；Th=FL為換擋板對棘爪施加的力矩；F為換擋板對棘爪的作用力；L為O2到力F作用線的垂直距離。

換擋板受力情況如圖6所示，O3為圓弧1的圓心，也是換擋板的旋轉(zhuǎn)中心，由力矩平衡可得：

圖6 換擋板受力分析

式中，Tx為限位板對換擋板的作用力產(chǎn)生的力矩；F′=F為棘爪對換擋板的作用力；Ft=λl為鎖止彈簧對換擋板的作用力；λ為鎖止彈簧的剛度系數(shù)；l為鎖止狀態(tài)下鎖止彈簧的壓縮量；L6為圓弧2圓心到力Ft作用線的垂直距離；d為圓弧1圓心到力F'作用線的垂直距離。

鎖止后，若保持駐車機構(gòu)鎖止的穩(wěn)定性，即棘爪不會推動換擋板逆時針轉(zhuǎn)動，則棘爪施加到換擋板上的力F′產(chǎn)生的力矩最大值應小于或等于鎖止彈簧對換擋板作用力Ft產(chǎn)生的力矩，即：

解鎖時，若要實現(xiàn)順利解鎖，則換擋板在限位板推動下逆時針轉(zhuǎn)動時，棘爪應在合力矩作用下繞棘爪旋轉(zhuǎn)中心逆時針轉(zhuǎn)動，脫出棘輪齒槽，則Th應為正值，可得：

聯(lián)立式（5）、式（12）、式（13）可得：

由于變速器內(nèi)部空間的尺寸限制，部分駐車機構(gòu)零件尺寸及位置關(guān)系已確定，查閱工具書[14]確定靜摩擦因數(shù)，計算參數(shù)如表1所示，試驗車輛信息如表2所示。

表1 計算參數(shù)

表2 試驗車輛信息

根據(jù)表1和表2中的數(shù)據(jù)可得：

駐車機構(gòu)優(yōu)化前β=7.4°，試驗過程中會出現(xiàn)無法解鎖的情況。考慮到β取較大值時，有利于解鎖，但也會導致零件之間的作用力過大，零件有斷裂失效的風險，根據(jù)計算結(jié)果，制作樣機時取β=13°，代入式（8）、式（10）中，得到α=8°，F(xiàn)=1 203.5 N。

4 駐車機構(gòu)多體動力學仿真分析

為驗證理論計算的正確性，采用CAD 建模軟件Creo 4.0 和虛擬樣機軟件ADAMS 對駐車機構(gòu)進行聯(lián)合仿真[15]。將在Creo 中建立的零件三維模型導入ADAMS，并對各部件賦予材料、質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等屬性。為便于建立多體動力學模型，在不影響仿真分析的前提下對導入的三維數(shù)模進行簡化，并用ADAMS 中的線性彈簧阻尼器代替鎖止彈簧。根據(jù)駐車機構(gòu)的運動原理，通過固定副、旋轉(zhuǎn)副創(chuàng)建約束，并施加載荷。為保證仿真分析的真實性，棘輪與棘爪之間定義為基于接觸碰撞的力約束關(guān)系，采用沖擊函數(shù)法（Impact）計算接觸力，通過庫侖法（Coulomb）計算摩擦力[16]。按照表3所示的參數(shù)設置接觸中的力的非線性指數(shù)、摩擦因數(shù)、力指數(shù)等。建立的駐車機構(gòu)多體動力學模型如圖7所示。

表3 仿真參數(shù)

圖7 駐車機構(gòu)多體動力學模型

設置驅(qū)動電機輸出軸在第0.1 s時逆時針旋轉(zhuǎn)到工作位置（29°），第2.0 s 時開始順時針旋轉(zhuǎn)進行解鎖，第2.1 s 解鎖完成。棘輪旋轉(zhuǎn)中心軸上的等效扭矩T從第0.1 s 開始加載，第1.0 s 時加載完成。駐車穩(wěn)定時棘爪與換擋板間的作用力F隨β的變化曲線及5 個特定β值條件下駐車和解鎖過程F的變化情況如圖8所示。

由圖8a可知：β≤8.0°時，棘爪卡入棘輪齒槽后作用力F為零，解鎖時換擋板轉(zhuǎn)動后，棘爪仍卡在棘輪齒槽內(nèi)，駐車機構(gòu)發(fā)生自鎖，與實際遇到的坡道駐車無法解鎖的情況一致；β≥18.5°時，棘爪卡入棘輪齒槽后無法維持穩(wěn)定駐車，F(xiàn)隨時間緩慢增大，在發(fā)出解鎖指令前，棘爪就已在棘輪的擠壓下脫出棘輪齒槽。仿真結(jié)果表明，當8°＜β＜18.5°時可實現(xiàn)駐車和解鎖，當β=13°時，F(xiàn)=1 150 N，與理論計算結(jié)果間相差不大，有一定的指導意義。

5 駐車機構(gòu)解鎖性能試驗

為驗證駐車機構(gòu)解鎖性能，試制裝有駐車機構(gòu)的變速器樣機，如圖9所示，裝車后進行坡道駐車和解鎖試驗。

圖8 駐車機構(gòu)動力學仿真結(jié)果

圖9 集成駐車機構(gòu)的自動變速器樣機

5.1 試驗方法

為驗證優(yōu)化后的駐車機構(gòu)是否滿足駐車及解鎖要求，試制β=13°時的駐車機構(gòu)樣機，并裝車試驗。將試驗車停穩(wěn)在30%坡道[17]上，如圖10 所示。保持系統(tǒng)上電，將CANPro分析儀與汽車OBD接口相連，確認數(shù)據(jù)采集正常，收集駐車驅(qū)動電機的工作信號。啟動P擋駐車測試，踩住制動踏板保持車輛停止，換擋旋鈕旋至P 擋位置，松開制動踏板和駐車制動手柄，確認車輛是否成功被駐車機構(gòu)鎖住。解除P擋駐車測試：踩住制動踏板保持車輛停止，汽車擋位切換至N 擋，松開制動踏板和駐車制動手柄，確認車輛能否行駛。重復試驗1 500 次，驗證駐車機構(gòu)的解鎖可靠性。

圖10 30%坡道駐車試驗

5.2 試驗結(jié)果

“鎖止-保持-解鎖”循環(huán)試驗測試結(jié)果如圖11 所示。駐車驅(qū)動電機配置角度傳感器，用于測量駐車驅(qū)動電機輸出軸的旋轉(zhuǎn)角度，傳感器模數(shù)轉(zhuǎn)換結(jié)果（AD值）反映了驅(qū)動電機輸出軸旋轉(zhuǎn)角度。第1 s時駐車驅(qū)動電機上電，檢測到傳感器AD值由250增大到600，此時駐車電機輸出軸旋轉(zhuǎn)到位，完成鎖止動作，駐車驅(qū)動電機下電。保持駐車狀態(tài)約2 s后，駐車驅(qū)動電機上電，驅(qū)動電機輸出軸反向旋轉(zhuǎn)，傳感器AD值由600減小到250，完成解鎖動作。駐車機構(gòu)完成解鎖動作后，檢測到整車控制器（Vehicle Control Unit，VCU）車速波動，同時車輛在坡道上小幅后退，如圖12所示，說明駐車機構(gòu)解鎖成功。

圖11 駐車驅(qū)動電機電流及AD值

圖12 VCU車速變化曲線

在1 500 次重復試驗中，沒有出現(xiàn)駐車機構(gòu)無法解鎖的情況。

6 結(jié)束語

本文建立了一種棘輪棘爪式自動變速器駐車機構(gòu)的坡道駐車力學模型，得到了正常解鎖對棘輪尺寸參數(shù)的要求。采用ADAMS軟件建立了駐車機構(gòu)的多體動力學模型，模擬30%坡道車輛駐車及解鎖過程。仿真結(jié)果與理論計算值誤差在5%以內(nèi)，驗證了理論力學模型的合理性。試制了駐車機構(gòu)的物理樣機，并進行了整車坡道駐車解鎖試驗，試驗結(jié)果表明，優(yōu)化后駐車機構(gòu)的坡道解鎖可靠性得到提高。