抱軸式小型電子換檔執(zhí)行器的設(shè)計(jì)與開發(fā)

高建民，代明

(上海汽車集團(tuán)股份有限公司 創(chuàng)新研究開發(fā)總院，上海 201804)

0 前言

隨著汽車智能化、電動(dòng)化的推進(jìn)，采用線控電子換檔執(zhí)行器的車型越來越多。當(dāng)前，線控技術(shù)在新能源汽車智能駕駛領(lǐng)域占據(jù)了重要位置[1]。線控電子換檔技術(shù)優(yōu)勢(shì)明顯，但對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的安全也提出了更高的要求[2]。

線控電子換檔是將駕駛員的駕駛意圖通過信息流控制轉(zhuǎn)化為實(shí)際檔位的切換，通過電信號(hào)及網(wǎng)絡(luò)信號(hào)傳輸來控制變速箱，結(jié)構(gòu)精簡(jiǎn)，操作便捷。當(dāng)前，電子換檔執(zhí)行器大多采用拉索轉(zhuǎn)接式，由于其子零件數(shù)量眾多、空間需求大、裝配復(fù)雜，對(duì)整車布置、生產(chǎn)制造及裝配標(biāo)定的要求越來越高[3]。為此，設(shè)計(jì)開發(fā)了抱軸式小型電子換檔執(zhí)行器。

1 抱軸式小型電子換檔系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

拉索轉(zhuǎn)接式電子換檔執(zhí)行器如圖1所示。抱軸式電子換檔執(zhí)行器在拉索轉(zhuǎn)接式執(zhí)行器的基礎(chǔ)上取消了搖臂、連桿、卡扣、螺栓等近40件子零件，采用套筒[4]與換檔軸直接連接，如圖2所示。

圖1 拉索轉(zhuǎn)接式電子換檔執(zhí)行器

圖2 抱軸式電子換檔執(zhí)行器

結(jié)構(gòu)上的優(yōu)化不僅在零件制造方面更省時(shí)、省力，在整車布置空間上更優(yōu)，可以在保證執(zhí)行器本體不變的情況下，執(zhí)行器長(zhǎng)度縮小50%以上。此外，在裝配方面也更簡(jiǎn)易，裝配工時(shí)由46 s縮減至21 s。2種換檔執(zhí)行器的匹配型式及特點(diǎn)見表 1。

表1 執(zhí)行器與變速箱匹配型式對(duì)比

1.2 計(jì)算機(jī)輔助工程(CAE)校核與設(shè)計(jì)優(yōu)化

1.2.1 整車駐車扭矩計(jì)算

當(dāng)整車在坡上駐車停止時(shí)，輪胎受到的摩擦力等于由車重引起的下滑力，即

T=mgRsinβ

(1)

式中：T為輪胎受到的摩擦力；m為車輛整備質(zhì)量；g為重力加速度；R為輪胎半徑；β為坡度。

針對(duì)不同的車輛整備質(zhì)量計(jì)算得到車型1的半軸承受扭矩為1 811 N·m，車型2的半軸承受扭矩為2 005 N·m，相應(yīng)整車與零部件參數(shù)見表2。最終扭矩通過速比傳遞到駐車棘輪，按表2中的駐車彈簧剛度等參數(shù)，通過計(jì)算機(jī)輔助工程(CAE)仿真計(jì)算出在不同檔位下駐車機(jī)構(gòu)輸出軸拔脫扭矩，如圖3所示。

表2 整車與零部件參數(shù)

圖3 棘爪接觸狀態(tài)CAE分析結(jié)果

由仿真分析結(jié)果得知，在30%坡度時(shí)最大拔脫扭矩為12 N·m(P檔時(shí))，考慮到安全裕量，整個(gè)換檔系統(tǒng)應(yīng)以18 N·m進(jìn)行校驗(yàn)。

1.2.2 換檔軸設(shè)計(jì)與優(yōu)化

換檔軸材質(zhì)為35號(hào)鋼，換檔軸直徑為11 mm，與執(zhí)行器配合扁口寬度為5.8 mm，初始設(shè)計(jì)倒角為0.5 mm，無特殊熱處理。經(jīng)分析，該換檔軸的最大主應(yīng)力高于屈服強(qiáng)度，不滿足設(shè)計(jì)要求。為此，將設(shè)計(jì)倒角擴(kuò)大為1.0 mm，并增加與套筒配合區(qū)域淬火工藝，洛氏硬度達(dá)到40 HRC以上，有效硬化層深度為0.3～1.3 mm。經(jīng)CAE分析，扭矩為12 N·m時(shí)，換檔軸的表面最大主應(yīng)力為256 MPa，分析結(jié)果如圖4所示。扭矩為18 N·m時(shí)，換檔軸的表面最大主應(yīng)力為382 MPa(設(shè)計(jì)值為<875 MPa)；有效硬化層深度為0.3 mm時(shí)，最大主應(yīng)力為236 MPa(設(shè)計(jì)值為<315 MPa)，分析結(jié)果如圖5所示，滿足了設(shè)計(jì)要求。

圖4 扭矩為12 N·m時(shí)的應(yīng)力分布

圖5 扭矩為18 N·m時(shí)表面及深層應(yīng)力分布

1.2.3 間隙設(shè)計(jì)

1.3 執(zhí)行器標(biāo)定(自學(xué)習(xí))方法與校核

由于線控?fù)Q檔執(zhí)行器的摩擦阻力矩大于回位彈簧對(duì)變速器換檔軸的力矩，因此對(duì)線控?fù)Q檔執(zhí)行器的R、N、D檔位進(jìn)行精確標(biāo)定就顯得尤為重要[6]。但由于套筒與換檔軸間隙配合會(huì)引起空行程，所以在實(shí)際應(yīng)用中以電機(jī)扭矩控制進(jìn)行精確標(biāo)定的效果較差。設(shè)計(jì)中，換檔執(zhí)行器依據(jù)檔位傳感器(IMS)在P、R、N、D各檔位的理論值進(jìn)行標(biāo)定，并以標(biāo)定值的閾值區(qū)間對(duì)執(zhí)行結(jié)果進(jìn)行校驗(yàn)，以實(shí)現(xiàn)閉環(huán)。

因傳遞路徑較長(zhǎng)，需要系統(tǒng)性地梳理抱軸式換檔執(zhí)行器的標(biāo)定過程，合理設(shè)定相應(yīng)參數(shù)。具體尺寸鏈影響因素及校驗(yàn)參數(shù)見表3。

表3 尺寸鏈影響因素及校驗(yàn)參數(shù)

建立模型，設(shè)置A和B 2個(gè)檔位，換檔執(zhí)行器按正轉(zhuǎn)(P檔到D檔方向)、反轉(zhuǎn)(D檔到P檔方向)進(jìn)行標(biāo)定和校驗(yàn)，如圖6所示。其中，θ表示執(zhí)行器套筒與換檔軸間隙配合引起的空轉(zhuǎn)角度，α表示位置A與位置B之間的理論角度，δ表示實(shí)際裝配后齒形板與IMS理論差異角度。

圖6 執(zhí)行器套筒與換檔軸關(guān)系

1.3.1 標(biāo)定階段(靜態(tài)駕駛階段)

標(biāo)定時(shí)電機(jī)動(dòng)作緩慢且有持續(xù)電流控制，標(biāo)定精度的主要影響因素為換檔軸與執(zhí)行器套筒間隙配合的空轉(zhuǎn)。

執(zhí)行器套筒空轉(zhuǎn)θ角度后推動(dòng)換檔軸轉(zhuǎn)動(dòng)，空轉(zhuǎn)時(shí)IMS占空比PWM不變；空轉(zhuǎn)完成后，執(zhí)行器套筒推動(dòng)換檔軸轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)IMS占空比PWM發(fā)生變化。

在位置A，換檔執(zhí)行器記錄此刻IMS PWM；然后換檔執(zhí)行器繞轉(zhuǎn)α角度到達(dá)位置B，并記錄此刻IMS PWM。

校驗(yàn)時(shí)，換檔執(zhí)行器按表3中ε控制比對(duì)初始階段相應(yīng)檔位標(biāo)定值和IMS對(duì)應(yīng)中值。其中位置A切換至位置B時(shí)的校驗(yàn)與標(biāo)定初始階段一致，位置B切換至位置A時(shí)的校驗(yàn)則因配合間隙導(dǎo)致不同：執(zhí)行器套筒先反轉(zhuǎn)2θ，然后帶動(dòng)換檔軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)α-2θ，此時(shí)換檔軸自位置B切換至位置A實(shí)際少轉(zhuǎn)動(dòng)了2θ。

1.3.2 動(dòng)態(tài)駕駛階段

動(dòng)態(tài)駕駛階段，換檔執(zhí)行器按表3中φ控制校驗(yàn)，除受標(biāo)定時(shí)的影響因素外，還受齒形板帶動(dòng)換檔軸回位、執(zhí)行器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量影響。

當(dāng)以位置B切換至位置A時(shí)，因受執(zhí)行器反向運(yùn)動(dòng)的空轉(zhuǎn)影響，換檔理論目標(biāo)一直處于換檔軸實(shí)際位置的左側(cè)，如圖7所示。

圖7 執(zhí)行器套筒、IMS與齒形板相對(duì)位置關(guān)系

由圖7可以看出：當(dāng)齒形板相對(duì)IMS左偏時(shí)，受執(zhí)行器套筒慣性運(yùn)動(dòng)，相應(yīng)PWM偏轉(zhuǎn)最大，為ρ+τ+2σ+ω。

為保證換檔功能正常，既需要滿足變速箱不能機(jī)械上竄檔，又需要確保TCU不能報(bào)換擋桿位置信息故障而使車輛丟失動(dòng)力[7]，即需要滿足如下要求：

ε≥ρ+2σ+ω

(2)

μ≥γ≥φ≥ρ+τ+2σ+ω

(3)

經(jīng)三西格瑪計(jì)算，將ε設(shè)定為3%，φ設(shè)定為4.1%，其中最大影響因素為τ，占比為46%，第二重要影響因素為σ，在保持換檔軸直徑為11 mm不變的情況下，將切削扁口配合寬度由8.2 mm降至5.8 mm后，該累計(jì)公差可縮小44%。

2 設(shè)計(jì)驗(yàn)證

挑選換檔執(zhí)行器套筒與換檔軸樣件，配合間隙分別為0.02 mm、0.09 mm、0.18 mm，覆蓋極限樣件，按前述標(biāo)定方法與參數(shù)進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果見表4。每組樣件各進(jìn)行標(biāo)定30次，均可一次性學(xué)習(xí)成功，相應(yīng)檔位的油路能正常建壓或泄壓。同時(shí)，經(jīng)CANoe軟件進(jìn)行信號(hào)采集與分析，結(jié)果顯示最大換檔執(zhí)行時(shí)間為0.27 s(自P檔切換至D檔)；D檔切換至P檔的最大執(zhí)行時(shí)間為0.3 s，均小于設(shè)定要求(0.6 s)。

表4 極限樣件標(biāo)定驗(yàn)證

為了驗(yàn)證可靠性，搭建了電子換檔執(zhí)行系統(tǒng)的臺(tái)架[8]，經(jīng)P、R、N、D檔間30萬次耐久循環(huán)，均無故障。此外，經(jīng)整車16萬km綜合耐久測(cè)試，換檔正常。截至目前，累計(jì)下線售出2萬余臺(tái)整車，自學(xué)習(xí)一次性通過率達(dá)100%，靜態(tài)、動(dòng)態(tài)駕駛檢查均合格，售后車輛也無換檔相關(guān)故障。

綜合驗(yàn)證結(jié)果表明該開發(fā)設(shè)計(jì)方案有效，換檔準(zhǔn)確可靠。經(jīng)過設(shè)計(jì)優(yōu)化，該產(chǎn)品通過了尺寸鏈的校核，降低了對(duì)IMS標(biāo)定的要求，其可在供應(yīng)商處完成后直接裝配在變速箱換檔軸上，使整車下線檢測(cè)流程(EOL)時(shí)間更加可控。

3 結(jié)語

本文針對(duì)整車布置對(duì)空間的嚴(yán)苛要求，提出取消整套連桿機(jī)構(gòu)，改為采用抱軸式小型電子換檔執(zhí)行器的方案，并從設(shè)計(jì)和制造的角度分析了抱軸式換檔執(zhí)行器的優(yōu)勢(shì)與劣勢(shì)。抱軸式換檔執(zhí)行器在結(jié)構(gòu)上具有設(shè)計(jì)精簡(jiǎn)、裝配簡(jiǎn)便的優(yōu)點(diǎn)，但同時(shí)需要滿足更高的換檔性能要求。

通過分析整車動(dòng)力傳遞路徑，計(jì)算了變速箱輸出軸的強(qiáng)度要求，經(jīng)過結(jié)構(gòu)與工藝優(yōu)化，大幅提升了軸系強(qiáng)度，滿足了整車在極限駐車時(shí)的最大拔脫扭矩要求，提高了換檔執(zhí)行系統(tǒng)的可靠性和安全性。

通過梳理完整的系統(tǒng)換檔鏈路，以IMS理論值為標(biāo)定目標(biāo)，采用尺寸鏈校核方式，合理地設(shè)計(jì)換檔執(zhí)行器校驗(yàn)參數(shù)，形成了尺寸鏈閉環(huán)，滿足了電子換檔執(zhí)行器的靜態(tài)標(biāo)定與動(dòng)態(tài)標(biāo)定要求。

經(jīng)系統(tǒng)性試驗(yàn)驗(yàn)證，該換檔執(zhí)行器的換檔性能優(yōu)異，在裝配方面也更加簡(jiǎn)易，裝配工時(shí)由46 s縮減至21 s，提高了整車產(chǎn)線的生產(chǎn)效率。