某自動擋車型換擋性能優(yōu)化

王志強，趙 建，于 闊

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

引言

隨著轎車保有量的逐年增加，人們越來越注重轎車“人性化設計”的感受，用戶對選換擋品質的要求也越來越高。在城市工況下，由于換擋[1]頻繁造成駕駛員的疲勞直接影響到行駛安全，因而駕駛員對于選換擋性能的舒適性十分敏感，此項性能直接影響到駕駛員對某款車型的評價。本文所描述的某款CVT自動變速器轎車在實際使用過程中，存在選換擋性能差問題，主要表現(xiàn)為：D擋掛N擋換擋卡滯。通過改進換擋路徑匹配結構等相關措施，最終改善了整車換擋操縱性能。

圖1 變速器端部件配合結構

圖2 變速操縱機構端配合結構

1 原因分析

利用質量管理工具中的故障樹分析法（FTA），對可能導致整車選換擋性能差的原因進行了多層次的詳細分析，其故障樹分析如圖3所示。

圖3 故障樹分析圖[2]

從圖中可以看出，導致整車換擋性能[3]差的因素有：（1）變速操縱機構[4]性能差；（2）換擋拉絲性能差；（3）換擋搖臂設計不合理；（4）可調拉桿設計不合理；（5）換擋系統(tǒng)匹配設計不合理。

通過對比分析發(fā)現(xiàn)：

（1）變速操縱機構借用同平臺車型，其內部杠桿比、剛度及齒形塊設計與原車型一致，原車型未反饋此問題，故認定變速操縱機構性能不存在問題。

（2）換擋拉絲內部接頭及芯軸護管結構與同平臺車型相同，換擋拉絲不存在相關問題。

（3）實車測量換擋搖臂及搖臂襯套單件尺寸，可滿足我司要求，換擋搖臂兩臂長度尺寸為1:1關系，傳遞相同的轉矩，故認定換擋搖臂及搖臂襯套不存在相應問題。

（4）經過確認可調拉桿狀態(tài)，可調拉桿活動端轉動順暢，可調拉桿中間段可調行程為± 6mm，實物與設計值符合。故可認定可調拉桿單件不存在相應問題。

（5）通過數(shù)據(jù)分析及實車測量，各擋位換擋拉絲與換擋搖臂之間的夾角如表1?？梢钥闯觯幱贒擋時，換擋拉絲與換擋搖臂之間夾角最大，達到123.8°，偏離90°數(shù)值為33.8°（夾角為90°時受力效果最好，力矩垂直）。此現(xiàn)象與實車D擋換擋卡滯現(xiàn)象吻合，故可認定此為要因之一。

表1 換擋拉絲與換擋搖臂各擋位夾角

（6）換擋系統(tǒng)間隙匹配如下：

1）變速操縱機構端換擋拉絲安裝公差±0.5 mm。

2）換擋拉絲尺寸公差±1.5 mm。

3）變速器端換擋拉絲安裝公差±1 mm。

4）拉絲端部球窩中心尺寸公差為±0.1 mm。

5）換擋搖臂內孔公差尺寸（+0.02，+0.04）mm。

6）換擋搖臂球銷外徑公差尺寸（?0.07，?0.02）mm。

7）襯套外徑公差尺寸（?0.02，0）mm；

8）拉桿球窩公差±1 mm。

9）拉桿長度尺寸公差（+0.1，+0.3）mm。

10）轉換搖臂襯套極限位置球銷運動公差值為±0.28 mm。

取換擋拉絲向變速器端運動：

操縱機構安裝尺寸?0.5 mm，拉絲伸長量取最大值1.5 mm，拉絲支架取1 mm，此時不考慮球窩間隙變形及襯套配合變形，拉桿長度尺寸公差取0.3 mm，搖臂兩球中心尺寸公差取0.28 mm。

單邊極限公差為：

（0.5+1.5+1+0.3+0.28）mm = 3.58 mm。

取換擋拉絲向變速操縱機構端運動：

操縱機構安裝尺寸+0.5 mm，拉絲縮短量取最小值?1.5 mm，拉絲支架取?1 mm，此時考慮球窩與球配合間隙變形0.22 mm，兩處為?0.44 mm，搖臂上兩球心間距公差取?0.28 mm，拉桿尺寸變形取?0.1 mm，換擋搖臂與襯套配合尺寸間距?0.06 mm。

單邊極限公差為：

（0.5+1.5+1+0.44+0.28+0.1+0.06）mm=3.88 mm。

變速器換擋操縱系統(tǒng)換擋過程中雙邊極限位置公差值分別為3.88 mm及3.58 mm，當前變速器換擋操縱系統(tǒng)內存在兩處可調結構，可調拉桿為第一處可調，調節(jié)行程為±6 mm，拉桿端部與變速器可調端為第二處可調，調節(jié)行程為±6 mm，因換擋系統(tǒng)當前行程調節(jié)結構共2處，可調拉桿中間為第一處可調，可調拉桿端部與變速器換擋搖臂上矩形槽配合處為第二處可調，兩處調節(jié)行程均為±6 mm。但由于可調拉桿端部與變速器矩形槽配合處無定位結構，若可調拉桿螺栓打緊后處于矩形槽端部，可調拉桿的調整行程也被抵消6 mm，剩余可調行程0 mm。

0 mm＜3.88 mm/3.58 mm，會導致可調擋拉絲裝配后受初始應力（推或拉）。

通過上述分析可以看出，目前CVT變速器換擋操縱系統(tǒng)間隙調節(jié)結構不合理。

圖4 可調拉桿示意圖

表2 換擋力及換擋行程目標值

換擋行程參數(shù)僅由變速操縱機構自身決定，自動擋車型變速操縱機構端換擋行程參數(shù)與變速器端換擋行程參數(shù)一致，則換擋手柄端換擋行程滿足設定的目標性能要求，此項設計無問題。

表3 換擋行程計算

由于CVT變速器[5]換擋操縱系統(tǒng)換擋力路徑上有變速器搖臂、可調拉桿、轉換搖臂、換擋拉絲、變速操縱機構等配合部件，駕駛員從換擋手柄（變速操縱機構）端施加作用力，則下面分別對換擋力的傳遞路徑進行分析：

圖5 可調拉桿與變速器搖臂受力分析

可調拉桿與換擋搖臂支架夾角為a°，駕駛員換擋手柄上的主動力為F1，分解為實際作用在變速器搖臂上的作用力為F2，與換擋搖臂軸線方向抵消的作用力為F3。由于F2已知，則可求出可調拉桿上作用力F1為：

圖6 可調拉桿與換擋搖臂受力分析

可調拉桿上的軸線拉力由垂直于換擋搖臂的主動力F4提供，換擋搖臂與可調拉桿之間夾角為b°。則可求出：

圖7 換擋拉絲與換擋搖臂受力分析

因換擋搖臂兩臂之間為1:1的長度關系，所傳遞的垂直力矩相等，等效后可知垂直于換擋搖臂的力矩F4由換擋拉絲上的拉力F6提供，換擋拉絲與換擋搖臂之間的夾角為c°，故換擋拉絲拉力F6計算如下：

圖8 拉絲與操縱機構搖臂受力分析

此處求解換擋拉絲上的空載阻力按2 N計算，則變速操縱機構端換擋拉絲上作用力為（F6+2）N，操縱機構搖臂與換擋拉絲之間夾角為d°，可計算出垂直于操縱機構搖臂的換擋力F8：

變速操縱機構杠桿比計算為L1/L2，則可計算出換擋手柄克服變速器搖臂作用力需要施加的主動操作力為F變=F8/（L1/L2）。

變速操縱機構自身的阻力為F操。

則計算駕駛員換擋手柄上的實際換擋力為F=F變+F操。 按上述公式對換擋手柄上實際換擋力進行計算，結果表4：

表4 換擋力值計算結果

結合上述換擋力目標值計算可以看出，D擋換擋力最高值達到40 N，換擋力遠大于我司換擋力標準值，與整車表現(xiàn)D擋換擋力大吻合，故認定此為要因。

2 制定措施

通過調查標桿車/競品車的選換擋數(shù)據(jù)，設定整改目標：（1）調整換擋拉絲與換擋搖臂之間夾角；（2）優(yōu)化可調拉桿匹配間隙設計；（3）優(yōu)化換擋力，滿足我司標準。制定整改措施如下[3]：

（1）調整換擋搖臂兩臂之間夾角，保證換擋拉絲與換擋搖臂之間夾角向90°靠攏，調整前后各檔位換擋拉絲與可調拉桿之間夾角值如下：

表5 優(yōu)化后換擋拉絲與換擋搖臂各擋位夾角

優(yōu)化后對換擋力進行計算，得出各檔位換擋力如表6：

表6 優(yōu)化后換擋力值計算結果

（2）可以看出，換擋拉絲與換擋搖臂夾角調整后，換擋力也相應改變。為解決兩處可調結構產生的間隙補償結構失效現(xiàn)象，對可調拉桿間隙調節(jié)結構進行優(yōu)化，由兩處可調結構修改為一處可調結構，優(yōu)化前后的零部件示意圖如下：

圖9 可調拉桿與變速器配合示意圖

圖10 優(yōu)化后可調拉桿與變速器配合示意圖

（3）優(yōu)化后消除了可調拉桿與變速器搖臂之間的可調結構，保留拉桿總成中間位置可調結構。中間位置可調結構調節(jié)公差為±6 mm，可滿足極限位置間隙設計要求。

3 測試驗證

通過優(yōu)化換擋拉絲與換擋搖臂之間的工作夾角，以及優(yōu)化間隙調節(jié)結構，很好地改善了整車換擋手感，解決了整車D擋換擋卡滯的問題。優(yōu)化后的整車實際換擋力如下。

表7 優(yōu)化后換擋力值計算結果

4 結論

（1）通過優(yōu)化換擋拉絲與換擋搖臂之間的夾角，改善了受力狀態(tài)，解決了整車D擋掛N擋產生的卡滯問題；并且降低了整車D擋換擋力，提升了駕駛舒適性。

（2）通過分析變速系統(tǒng)間隙補償結構，識別出當前結構存在的相應缺陷，并且將系統(tǒng)可調節(jié)結構由兩處改為一處，成功解決了整車換擋卡滯問題。