陳穎宇，王光良，黃元毅，何耀華,韋 煒

(1.武漢理工大學 汽車工程學院,湖北 武漢 430070；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 技術(shù)中心，廣西 柳州 545000)

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手動變速器撥叉軸自鎖槽的優(yōu)化設(shè)計

陳穎宇1，王光良2，黃元毅2，何耀華1,韋 煒2

(1.武漢理工大學 汽車工程學院,湖北 武漢 430070；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 技術(shù)中心，廣西 柳州 545000)

針對環(huán)簧式同步器退擋不平順問題，分析了產(chǎn)生阻滯力的原因和影響因素。在保證足夠的定位效果和進擋品質(zhì)前提下，提出自鎖槽漸變角度的設(shè)計方案，旨在減小退擋阻滯力，改善退擋平順性。應(yīng)用多目標參數(shù)優(yōu)化方法，建立了自鎖槽優(yōu)化尺寸的數(shù)學模型，求得最優(yōu)的尺寸組合。通過Adams動力學仿真模型和實車測試驗證了該方案的可行性。

退擋力；同步器；自鎖槽；漸變角度；優(yōu)化設(shè)計

手動變速器由于成本低、駕駛娛樂性高，一直占據(jù)著很高的市場份額[1]，更好的換擋舒適性是變速器研發(fā)人員不斷追求的目標。這與其變速操縱機構(gòu)和同步器的結(jié)構(gòu)類型相關(guān)[2]。雖然同步器對換擋力和平順性影響很大，但由于成本的原因，采用簡單更新高性能同步器的方法往往不是汽車生產(chǎn)企業(yè)的首選。而變速操縱機構(gòu)的改進成本相對較低，基于操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化來提升變速器換擋性能的方式更為企業(yè)所青睞。因此，尋求一個與同步器匹配的、低成本的操縱機構(gòu)改進方案更具實際工程意義。

1 手動變速箱退擋不平順的原因

退擋卡滯是手動變速箱常見的問題，具體表現(xiàn)為：對操縱桿施加一個較小的退擋力，操縱桿不能自動回位，必須輔之以持續(xù)作用力才能回到空擋。否則，由于互鎖塊的作用，駕駛員無法進行其他擋位的換擋操作。研究發(fā)現(xiàn)，通過操縱機構(gòu)的精細化設(shè)計以匹配同步器的類型能解決這一問題，且改進成本低。筆者研究的變速器采用環(huán)簧式同步器，其結(jié)構(gòu)如圖1所示[3]。

圖1 環(huán)簧式同步器結(jié)構(gòu)圖

這種同步器由于零件數(shù)目少、成本低，在低價位微型車上得到了廣泛應(yīng)用，但存在換擋力偏大、換擋平順性差等缺點。這是因為進擋時同步器環(huán)簧抵靠在鎖環(huán)上，齒套的高齒起到推壓同步器環(huán)簧和鎖環(huán)直至與結(jié)合齒摩擦錐面緊緊貼合的作用，如圖2(a)所示；退擋時，同步器環(huán)簧先隨齒套移動，直至側(cè)面抵靠在齒轂上，之后隨齒套繼續(xù)回位，環(huán)簧將對齒套的回位運動產(chǎn)生阻礙作用，形成退擋阻滯力,如圖2(b)所示。

圖2 進擋和退擋時同步器關(guān)鍵零件相對位置

為全面了解退擋阻滯力的大小及操縱桿運動至何位置時出現(xiàn)，利用英國里卡多公司的換擋性能測試系統(tǒng)GSQA(gear shift quality assessment system)對裝有這種同步器的變速器進行裝車測試，獲得了退擋力與行程關(guān)系曲線，如圖3所示。

圖3 1擋退擋力與行程關(guān)系曲線

由圖3可見，退擋時，首先要克服一個20 N左右的退擋力，把操縱桿撥離擋位；其次，在距離空擋約10 mm的位置處還要克服一個約10 N的退擋阻滯力。當操縱桿運動到兩個峰值力對應(yīng)的行程之間時，駕駛員會產(chǎn)生已經(jīng)換擋到位的錯覺，從而試圖換其他擋位，就會出現(xiàn)卡滯現(xiàn)象。

2 退擋阻滯力的影響因素

退擋阻滯力是由于同步器高齒內(nèi)錐面在退擋時壓縮同步器環(huán)簧產(chǎn)生的。在退擋過程中還有運動件間的摩擦阻力，包括撥叉軸移動時與箱體的摩擦、換擋搖臂旋轉(zhuǎn)時與箱體的摩擦、變速箱與操縱桿間拉索芯線與套管的摩擦等[4]，如圖4所示。

圖4 手動變速箱換擋器運動機構(gòu)示意圖

系統(tǒng)的總摩擦力相對較小，且摩擦力會隨著使用時間的延長而發(fā)生變化，通過減小摩擦力的方法解決該問題的可靠性較低。此外，自鎖機構(gòu)在即將退擋到空擋位置時，給撥叉軸力的方向與退擋力方向相同，即退擋快到位時，自鎖機構(gòu)再產(chǎn)生一個輔助退擋的作用力，如圖5所示。

圖5 自鎖球與撥叉軸的自鎖槽相對運動示意圖

3 自鎖槽的優(yōu)化設(shè)計

3.1 優(yōu)化設(shè)計的目標

首先確定最大退擋阻滯力對應(yīng)的行程，然后依據(jù)該尺寸設(shè)計自鎖槽的相關(guān)參數(shù)，最后驗證改進的漸變自鎖槽所能提供的輔助退擋力。上述實車測試獲取的各擋位退擋阻滯力的最大值及距空擋距離的數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 各擋退擋阻滯力最大值與相應(yīng)的空擋距離

由表1可知，1、2擋阻滯力最大，3、4擋最小。這是因為1、2擋同步器尺寸最大，環(huán)簧直徑最大，而3、4擋環(huán)簧直徑最小，退擋阻滯力最小，均值約為6.35 N，實際操作中基本感覺不到退擋阻滯力。實踐表明，若其他擋位的退擋阻滯力也能控制在7 N左右，退擋阻滯感即可大大削弱，甚至感覺不到阻滯作用。

以1、2擋為例，采用自鎖槽角度的分段設(shè)計，充分利用自鎖小球?qū)懿孑S的推力來減小退擋阻滯力，將阻滯力從11～12 N降到7 N左右。

退擋時高齒與同步器環(huán)簧的相對位置如圖6所示。為了確定同步器退擋阻滯力出現(xiàn)的位置，首先計算得到高齒在距空擋3.83 mm處，環(huán)簧開始與高齒內(nèi)錐面接觸(圖6(a))，齒套向空擋位置移動1.84 mm即達環(huán)簧壓縮最大量(圖6(b))，當齒套進一步移動進入第二個錐面時環(huán)簧即進入釋放狀態(tài)(圖6(c))。

圖6 退擋時高齒與同步器環(huán)簧的相對位置

理論上，距空擋約2.0 mm處阻滯力達到最大，按傳動比轉(zhuǎn)換至換擋操縱手柄上約為12 mm，考慮拉索的傳動效率是0.9，約為10.8 mm。為使撥叉軸的尺寸設(shè)計更精確，應(yīng)以同步器的退擋尺寸計算結(jié)果為依據(jù)。

自鎖槽的結(jié)構(gòu)還會影響空擋定位力和進擋感覺。合適的定位力應(yīng)能使操縱桿穩(wěn)定而準確地定在空擋位，給駕駛員清晰的空擋感覺；進擋感覺主要體現(xiàn)在離開空擋的過程中所需的換擋力與換擋桿行程的關(guān)系，直接影響換擋舒適性[5]。

目前撥叉軸上的自鎖槽角度均采用單一角度，小的開口角度可以起到較好的空擋定位作用，但開始掛擋時較吃力，換擋手感差；大的開口角度使進擋平順，但定位效果不佳。為解決這對矛盾，提出自鎖槽漸變角度的設(shè)計方案改善空擋定位效果和進擋感覺，同時解決退擋不平順問題。

3.2 主要設(shè)計參數(shù)的確定

3.2.1 自鎖槽角度、自鎖彈簧壓縮量與換擋力三者關(guān)系

圖7為撥叉軸、自鎖球的受力分析圖(以下分析均不考慮零件表面摩擦力)。

FN1—箱體對自鎖球的支持力；FN2—撥叉軸對自鎖球的支持力；Fk—彈簧對自鎖球的壓力；FN—箱體對撥叉軸的支持力；自鎖球?qū)懿孑S的反作用力；F—軸向換擋力圖7 撥叉軸與自鎖球受力分析圖

由圖7可知：

F=Fkcotα=kΔxcotα

式中：Fk為自鎖彈簧力；k=5.8 N/mm為彈簧剛度；α為1/2自鎖槽開口角度；Δx為彈簧的壓縮量。

換擋力F的大小由彈簧的壓縮量Δx(反映小球沿自鎖孔軸線的下落深度)和自鎖槽開口角度2α決定。采用Matlab軟件繪制1/2自鎖槽角度α、彈簧的壓縮量Δx與換擋力F三者的關(guān)系圖，如圖8所示。

圖8 自鎖槽角度、自鎖彈簧壓縮量與換擋力三者關(guān)系圖

3.2.2 多目標優(yōu)化的數(shù)學模型

多目標優(yōu)化問題是指超過一個優(yōu)化目標并需要同時處理的優(yōu)化問題，廣泛應(yīng)用于多個相互沖突和影響的子目標之間協(xié)調(diào)折中，使各目標盡可能達到最優(yōu)化[6-7]。為了達到提高退擋平順性，同時改善空擋定位效果和進擋感覺的3個優(yōu)化目標，筆者采用多目標優(yōu)化設(shè)計的方法改進撥叉軸空擋自鎖槽的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

在實車測試時，用于評價空擋定位效果的操作為：以5 N以內(nèi)的力晃動操縱桿時不會出空擋，自鎖機構(gòu)提供的空擋定位力應(yīng)大于30 N，要使阻滯力達最大處具有很大的抵消作用，自鎖槽應(yīng)有較大的開口距離和較小的夾角；為了使進擋不吃力，自鎖槽的夾角應(yīng)較大；定位球的最大下落深度也不宜過大，否則定位球?qū)o法從槽中爬出。

單一的撥叉軸自鎖槽角度無法同時滿足上述要求，對此根據(jù)優(yōu)化目標在自鎖槽的對應(yīng)位置上設(shè)置相應(yīng)的角度，進行分段設(shè)計。然而，自鎖槽的軸向設(shè)計空間有限，如果設(shè)計兩個以上的角度，每個角度可以起作用的行程將會很短，不僅效果不明顯還給加工帶來不便。因此，選擇兩個不同角度首尾相接的設(shè)計。

漸變槽的優(yōu)化參數(shù)包括：角度θ1、角度θ2、開口距離Δ1，以及定位球落到槽底時球頂與撥叉軸母線的距離Δ2，如圖9所示。

圖9 漸變自鎖槽的關(guān)鍵設(shè)計尺寸圖

優(yōu)化設(shè)計的參數(shù)用數(shù)學模型可表示為：

θ=(θ1,θ2);Δ=(Δ1,Δ2)

撥叉軸的退擋過程如圖10所示。在距空擋距離為Δ1處，開始產(chǎn)生與退擋力同向的退擋輔助力，定位球繞槽邊緣點O轉(zhuǎn)動，小球的球心O1與O點連線和OO1自鎖槽中心線夾角從0變化到90°-θ2，自鎖小球與θ2角的槽面剛好相切，此時的彈簧壓縮量在θ2斜面上達到最大，輔助力亦最大。再運動距離L后定位球完全落入槽中，輔助力從最大值逐漸減小為零,輔助作用消失。

圖10 退擋時自鎖小球與撥叉軸自鎖槽的相對位置

自鎖定位球?qū)ψ枣i槽輔助作用達到最大時，撥叉軸距空擋的距離為:

L=Δ1-rsinθ2

式中，r為自鎖小球的半徑，r=3.969 mm。

輔助力的數(shù)學模型可以表示為：

式中,?為OO1與槽中心線間夾角，且sin ?=(Δ1-2)/r，?∈(θ2,90°)。

設(shè)計參數(shù)θ和Δ的所有組合，并不都有意義。存在這樣一種情況：若空擋時自鎖定位球被θ2角槽面夾住，無法與θ1角槽面接觸，則漸變槽的設(shè)計失去意義，如圖11所示。為了保證每組解都是有效的，分析發(fā)現(xiàn)θ2、Δ1、Δ2應(yīng)滿足如下關(guān)系：

圖11 無效組合示意圖

綜上所述，撥叉軸自鎖槽結(jié)構(gòu)參數(shù)組合優(yōu)化數(shù)學模型表達式如下：

式中:Δ1∈(0,4.6];Δ2∈(3.969,7.938];θ1,θ2∈(40°,90°);g(θ1,Δ2)=kΔxcotθ1為空擋定位力;Δx=Δ2+0.196。

利用Matlab軟件求解上述多目標優(yōu)化模型，計算結(jié)果表明：當L≥2.0 mm時無解；當L<2.0 mm時存在非劣最優(yōu)解，最終得到的漸變槽尺寸如表2所示。

表2 漸變式自鎖槽關(guān)鍵設(shè)計參數(shù)

4 方案驗證

4.1 Adams 動力學模型仿真驗證

利用三維建模軟件UG建立操縱機構(gòu)模型，再以parasitoid格式導(dǎo)入動力學軟件Adams中添加約束和驅(qū)動，有相對運動的零件之間添加接觸力，接觸力的參數(shù)設(shè)置如表3所示。最后設(shè)定仿真步長和時間并進行仿真[8]，仿真模型如圖12所示。

表3 接觸力關(guān)鍵參數(shù)設(shè)置

圖12 Adams動力學仿真模型

仿真模型建立后，在換擋搖臂上施加驅(qū)動函數(shù)模擬換擋過程。3根撥叉軸分別采用原方案的130°和80°對比104°-84°的空擋自鎖槽角度，仿真中不涉及同步器的運動，便于在同一仿真條件下進行對比，模型仿真結(jié)果如圖13所示。

圖13 3種撥叉軸自鎖槽結(jié)構(gòu)退擋力與行程關(guān)系曲線對比圖

理論上，3種撥叉軸自鎖槽的退擋軸向力初值均為：F=Fkcotα=5.8×7.262×cot 40°=50.196 N。由圖13可知，104°-84°、80°和130°3種撥叉軸自鎖槽的退擋軸向力初值分別為51.167N、51.156N、49.239N，誤差均在2%以內(nèi)。

對比圖13中3條換擋力與行程曲線發(fā)現(xiàn)：在空擋定位效果和進擋操作感覺方面，80°的空擋定位槽表現(xiàn)為空擋定位力符合要求但進擋感覺不佳(進擋初始操作力偏大)；130°的空擋定位槽表現(xiàn)為進擋平順但定位力不足。改進后104°-84°的漸變定位槽結(jié)構(gòu)兼有滿意的空擋定位力(定位效果明顯)和良好的進擋平順性。

在退擋平順性方面，圖13中標出了3種撥叉軸退擋時距空擋2mm處，自鎖定位球?qū)懿孑S的推力。改進后的相應(yīng)位置上產(chǎn)生53.28N的推力，相比于后兩種單一角度產(chǎn)生的推力，分別增大了約28.48N和11.58N，將其換算至操縱手柄上可分別減小大約4.75N和2N的退擋阻滯力。表4列出了改進前后的退擋1、2擋阻滯力。

表4 改進前后的1、2擋退擋阻滯力

1、2擋撥叉軸的自鎖槽角度改進后僅存在7.0 N的阻滯力，駕駛員幾乎感覺不到阻滯作用，從而最大限度地改善了退擋平順性。

4.2 實車試驗

為驗證方案的實際效果，將改進后的撥叉軸裝箱后再利用英國里卡多公司的換擋性能測試系統(tǒng)進行測試，得到的換擋力與位移關(guān)系曲線如圖14所示。

圖14 改進后1擋退擋力與行程關(guān)系曲線

與圖3相比，圖14中1擋退擋至距空擋位置約10 mm處的退擋力減小了約3.8 N，使1擋退擋過程更平順?？紤]到實際操作的過程還受到操縱系統(tǒng)的摩擦力、駕駛員操作習慣等因素影響，試驗數(shù)據(jù)與理論分析結(jié)果差異較小，進一步證實了撥叉軸漸變自鎖槽設(shè)計方案的有效性和實用性。

5 結(jié)論

(1)撥叉軸自鎖槽的角度、深度及開口距離直接影響換擋力的大小。自鎖槽的角度越小，深度越大、開口距離越小，空擋定位力越大，但是進擋操作感覺不佳。

(2)相比于單一自鎖槽角度，104°-80°的漸變角度設(shè)計既可保證足夠的空擋定位力又使進擋操作更平順，退擋阻滯力分別降低了41.3%和21%。

(3)同步器的工作原理和退擋運動過程是撥叉軸自鎖槽優(yōu)化設(shè)計的依據(jù)，同步器的運動與操縱機構(gòu)的運動匹配是變速器整體換擋性能的重要影響因素。

[1] 徐海山.汽車用手動變速器發(fā)展趨勢[J].現(xiàn)代零部件,2014(4)：31-36.

[2] 樂華.機械變速器換擋操縱機構(gòu)的仿真與試驗[D].上海：上海交通大學，2009.

[3] 柯建峰.微型車手動變速器換擋性能的優(yōu)化[D]. 武漢：武漢理工大學，2014.

[4] 王歡.手動變速器操縱機構(gòu)的仿真研究[D].武漢：武漢理工大學，2014.

[5] 崔傳寶.機械式變速器換擋性能評價方法的初步研究[D].長春：吉林大學，2011.

[6] 徐玖平，李軍.多目標決策的理論與方法[M].北京：清華大學出版社，2005：15-89.

[7] 馬昌鳳.最優(yōu)化方法及其Matlab程序設(shè)計[M].北京：科學出版社，2010：174-218.

[8] BERNARD J E, CLOVER C L. Validation of computer simulations of vehicle dynamics[J]. SAE,2009040231.

CHEN Yingyu:Postgraduate; School of Automotive Engineering, WUT, Wuhan 430070, China.

[編輯：王志全]

Optimal Design on Manual Transmission Fork Shaft Self-locking Groove

CHENYingyu,WANGGuangliang,HUANGYuanyi,HEYaohua,WEIWei

The problem of retreat gears irregularity in ring spring synchronizer was discussed. The causes and influencing factors that generated blocking force were analyzed. Under the premise of ensuring adequate position effect and into-gear quality, a design on self-locking groove gradient angle was proposed to reduce the retreat gears blocking force and to improve the retreat gears smoothness. Multi-objective parameter optimization method was applied to establish the mathematical model. Then the optimized size of the self-locking groove was obtained. Finally, Adams dynamics simulation model and an actual vehicle test were used to verify the feasibility of the program.

retreat force; synchronizer; self-locking groove; gradient angle； optimal design

2015-04-07.

陳穎宇(1990-)，女，江蘇常州人，武漢理工大學汽車工程學院碩士研究生.

校企合作科研基金資助項目(20132h0252).

2095-3852(2015)05-0562-05

A

U463

10.3963/j.issn.2095-3852.2015.05.008