劉雨薇，孫園植，王葉，付崇智，陳浩，李秀明

（1.中國礦業(yè)大學(xué)（北京） 機(jī)電與信息工程學(xué)院，北京 100083；2.中國北方車輛研究所，北京 100072）

同步器是電控機(jī)械式自動變速箱（AMT）的關(guān)鍵部件，同步器的使用降低了汽車換擋的操控難度，并大大延長了變速箱的使用壽命[1]。隨著對換擋品質(zhì)要求的提高，AMT 中同步器磨損失效的問題受到越來越廣泛的關(guān)注。

磨損失效的同步器會導(dǎo)致汽車在掛擋時出現(xiàn)打齒或掛不上擋等現(xiàn)象，直接影響駕駛者的換擋感受，甚至?xí)：︸{駛安全[2-4]。同步器的磨損研究多側(cè)重于同步環(huán)磨損和潤滑性能[5-9]。王炎等[10]通過對同步器工作過程進(jìn)行仿真，預(yù)測了同步器錐面的磨損壽命。蘇洪[11]利用RBF 神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)分析了摩擦錐面的部分參數(shù)對磨損的影響。BROWN 等[12]的研究結(jié)果表明，潤滑添加劑對同步器的摩擦磨損性能有重要影響。在使用過程中，同步器除了錐面發(fā)生磨損失效外，換擋滑塊的早期異常磨損將嚴(yán)重影響換擋功能，但目前對于換擋滑塊的磨損研究并不多見。文昊等[13]的研究結(jié)果表明，同步器磨損失效過程中，換擋滑塊與接合套間的磨損使所需換擋行程加大，接合套難以壓緊同步環(huán)，導(dǎo)致無法完成同步，同時加劇了同步環(huán)與錐體間的磨損。安海等[14]通過滑塊磨損試驗(yàn)，采用偏最小二乘法擬合出磨損量關(guān)于換擋力、轉(zhuǎn)速和硬度的預(yù)測方程，并對不同類型的變量進(jìn)行了分析，得到了滑塊磨損混合的可靠性模型。磨損量指由于磨損引起的材料損失量，可通過測量長度、體積或質(zhì)量的變化而得到，并相應(yīng)地稱它們?yōu)榫€磨損量、體積磨損量和質(zhì)量磨損量。本文研究的對象為換擋滑塊在單次換擋過程中的單側(cè)線磨損量，即為磨損深度。下文中將“線磨損量（line wear）”統(tǒng)稱為“磨損量（wear）”?，F(xiàn)有的文獻(xiàn)多采用臺架試驗(yàn)或?qū)嵻囋囼?yàn)的方法[15]，這些傳統(tǒng)的試驗(yàn)方式成本高，效率低，且磨損量預(yù)測模型誤差較大。本文采用仿真試驗(yàn)代替?zhèn)鹘y(tǒng)試驗(yàn)，根據(jù)BOX設(shè)計方法，對不同換檔力、接合套轉(zhuǎn)速、摩擦系數(shù)作用下的換擋滑塊磨損量進(jìn)行數(shù)值模擬，探究其對滑塊磨損量的影響機(jī)制，并且建立了換擋滑塊磨損量的預(yù)測優(yōu)化模型。研究結(jié)果將為后續(xù)優(yōu)化換擋控制策略奠定基礎(chǔ)，對提高AMT 的換擋品質(zhì)具有重要意義。

1 換擋滑塊磨損特性數(shù)值分析

1.1 有限元模型

從AMT 三維幾何模型中提取出換擋滑塊與接合套，見圖1。為研究滑塊的單側(cè)磨損量，按對稱結(jié)構(gòu)建立1/2 模型，提高仿真效率?；瑝K的硬度較低，換擋過程中磨損嚴(yán)重，因此可將滑塊作為變形體，接合套作為剛體來簡化有限元模型，見圖2?；瑝K與接合套剛體建立接觸對，并在滑塊對面建立固定約束。設(shè)定剛體接合套控制節(jié)點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)速度，并施加相應(yīng)的換擋力。在相同的邊界條件下，全柔體模型與剛?cè)狁詈夏Ｐ偷挠嬎憬Y(jié)果差異不超過10%。因此，采用剛?cè)狁詈夏Ｐ陀嬎隳軌蜉^為準(zhǔn)確地反映其磨損特性，并且計算效率較高。

圖1 AMT 三維模型Fig.1 Three-dimensional model of AMT

圖2 滑塊與接合套剛?cè)狁詈辖佑|模型Fig.2 Rigid-flexible coupling contact model between the shift slider and the sleeve

1.2 材料性能與工況參數(shù)

在運(yùn)動過程中，摩擦副接觸面上產(chǎn)生大量的摩擦熱，并且伴隨著磨損現(xiàn)象的發(fā)生。材料的熱物性對其機(jī)械性能與摩擦性能具有較大影響，不同材料間的摩擦所產(chǎn)生的磨損現(xiàn)象也不相同。換擋滑塊材料為銅合金CW713R-H140，接合套材料為45#鋼，二者的熱物性參數(shù)見表1。此外，換擋滑塊與接合套摩擦過程中，滑塊的磨損類型以粘著磨損為主。在壽命周期內(nèi)，滑塊的磨損主要處于穩(wěn)定磨損階段，磨損率保持不變，采用Archard 磨損模型計算磨損量，磨損系數(shù)取k= 0.0017。

表1 接觸材料的熱物性參數(shù)Tab.1 Thermophysical parameters of the contact material

當(dāng)滑塊產(chǎn)生塑性變形時，磨損深度w與滑塊接觸面的法向載荷Fa、滑塊的屈服極限σy、滑動距離L之間的關(guān)系如公式(1)所示。

設(shè)定接合套旋轉(zhuǎn)控制點(diǎn)為接合套模型的中心點(diǎn)，接合套以控制點(diǎn)為旋轉(zhuǎn)中心，垂直接合套平面坐標(biāo)軸為旋轉(zhuǎn)軸。

參照實(shí)際情況，在工作過程中，AMT 周圍的環(huán)境溫度為90 ℃。在換擋過程中，換擋力的變化范圍為400～1000 N，擋位轉(zhuǎn)速的變化范圍為1000～2000 r/min，換擋時間為0.5 s，在無潤滑的滑摩條件下，鋼與銅合金的摩擦系數(shù)為0.15～0.25[13,16-17]。

實(shí)際換擋過程中，接合套的轉(zhuǎn)速并非恒定為擋位轉(zhuǎn)速，而是存在一定波動。為提高仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性以及仿真過程的效率，將接合套的轉(zhuǎn)速變化規(guī)律簡化為線性變化。考慮到仿真結(jié)果的可靠性，以擋位轉(zhuǎn)速為2000 r/min、摩擦系數(shù)為0.15、換擋力為700 N 為例，對轉(zhuǎn)速變化程度進(jìn)行了多種方案的對比，結(jié)果見表2。

表2 不同轉(zhuǎn)速波動下的仿真結(jié)果Tab.2 Simulation results under different speed fluctuation

在仿真誤差的允許范圍內(nèi)，通過對同一絕對值的轉(zhuǎn)速波動的仿真結(jié)果取均值，近似代替恒定轉(zhuǎn)速下的仿真結(jié)果。通過對比可知，在允許的誤差范圍內(nèi)，該假設(shè)條件下的仿真結(jié)果是可靠的。為了簡化后續(xù)的仿真過程，選取圖3 中的轉(zhuǎn)速波動曲線作為有限元模型中的速度曲線，由此得到的磨損量偏差最小。

圖3 轉(zhuǎn)速波動下降2%的轉(zhuǎn)速曲線Fig.3 Speed curve with 2% reduction in speed fluctuation

1.3 換擋滑塊的熱邊界條件

1.3.1 換擋滑塊的接觸熱導(dǎo)

在換擋滑塊與接合套的實(shí)際接觸過程中，接觸表面不是光滑表面。熱量在接觸面間傳遞時，由于接觸面積縮小而形成的額外換熱阻力稱為接觸熱阻，熱流密度與固體界面溫差的比值稱為接觸熱導(dǎo)，兩者互為倒數(shù)[18]。在對摩擦副進(jìn)行熱分析時，絕大部分文獻(xiàn)采用了靜態(tài)下的接觸熱阻模型[19-22]。與此不同，本文考慮了換擋滑塊與接合套在滑摩過程中，其相對運(yùn)動形式對接觸界面?zhèn)鳠崽匦缘挠绊憽?/p>

采用本文作者[23-24]所提出的雙粗糙滑動表面間的有效接觸熱阻模型，其中接觸熱導(dǎo)值取決于外加載荷、界面初始溫度、表面粗糙度、滑動速度等因素，即：

其中，

式中：Ni為平面i上單位面積的微凸體峰頂個數(shù)，Ri為平面i上單位面積上的微凸體的半徑，K為導(dǎo)熱率，無量綱滑動速度為Peclet 數(shù)，V為兩個粗糙表面間的相對滑動速度，R*為微凸體的復(fù)合半徑，h0為兩個參考平面間的距離。

對于完全相同的兩個表面，有：

1.3.2 換擋滑塊的對流換熱系數(shù)

換擋過程中，換擋滑塊與接合套間的摩擦?xí)a(chǎn)生大量的摩擦熱。摩擦熱以熱傳導(dǎo)的方式不斷傳遞到換擋滑塊，致使換擋滑塊的溫度上升，與周圍環(huán)境形成了溫差，換擋滑塊還會與周圍的環(huán)境介質(zhì)發(fā)生對流換熱。

根據(jù)流體有無相變，對流換熱可以分為相變換熱和無相變換熱，本文主要研究無相變換熱。工程上通常以Gr/Re2的值來判定對流換熱方式，其中Gr為格拉曉夫數(shù)，Re為雷諾數(shù)。其判斷標(biāo)準(zhǔn)見表3。

表3 對流換熱方式的判斷標(biāo)準(zhǔn)Tab.3 Judgment criteria of convective heat transfer modes

雷諾數(shù)Re的計算公式為：

式中：v為空氣相對運(yùn)動速度，m/s；l為換熱表面的特征長度，m；ηair為空氣常溫下的運(yùn)動黏度，m2/s。

在對換擋滑塊的換擋過程進(jìn)行數(shù)值分析時，假設(shè)換擋滑塊固定不動、接合套旋轉(zhuǎn)，接合套的轉(zhuǎn)速等于實(shí)際換擋過程中變速箱齒輪的轉(zhuǎn)速。在此過程中，換擋滑塊與周圍空氣沒有發(fā)生相對運(yùn)動，即v=0 。因此，雷諾數(shù)Re為0，由表3 判斷換擋滑塊與周圍空氣的換熱方式為自然對流換熱。

對流換熱系數(shù)hcon的計算公式為：

式中：Nu為努塞爾數(shù)；λair為空氣導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m ·K) 。

在計算換擋滑塊的自然對流換熱系數(shù)過程中，首先需計算相關(guān)參數(shù)。

自然對流換熱下，努塞爾數(shù)Nu的計算公式為：

式中：Ra為瑞利數(shù)；Pr為普朗特數(shù)。

瑞利數(shù)Ra的計算公式為：

普朗特數(shù)Pr的計算公式為：

格拉曉夫數(shù)Gr的計算公式為：

經(jīng)計算得，格拉曉夫數(shù)Gr為730.17，普朗特數(shù)Pr為0.7032，瑞利數(shù)Ra為513.41，努塞爾數(shù)Nu為3.1995。將努塞爾數(shù)Nu與空氣導(dǎo)熱系數(shù)λair和換熱表面特征長度l代入式(12)，算得換擋滑塊的自然對流換熱系數(shù)hcon為 2.13 W/(m2· K)。

1.3.3 接合套的對流換熱系數(shù)

假設(shè)接合套的轉(zhuǎn)速等于實(shí)際換擋過程中變速箱齒輪的轉(zhuǎn)速。假定接合套轉(zhuǎn)速為最低擋速ln=1000 r/min，此時空氣的相對運(yùn)動速度為：

式中：r0為接合套與換擋滑塊接觸表面的中徑，r0= 0.086 m 。

經(jīng)計算，此時空氣的相對運(yùn)動速度v為8.9875 m/s。代入式(11)，得到雷諾數(shù)Re為2732.7。由式(16)計算得，格拉曉夫數(shù)Gr為1.1457，則Gr/Re2=1.53 ×10-7。由表3 判斷接合套與周圍空氣的換熱方式為強(qiáng)迫對流換熱。當(dāng)接合套轉(zhuǎn)速增加時，空氣的相對運(yùn)動速度增大，雷諾數(shù)Re增大，Gr/Re2的值減小。因此，接合套的對流換熱方式始終為強(qiáng)迫對流換熱。

強(qiáng)迫對流換熱下，努塞爾數(shù)Nu的計算公式為：

式中：C′為常數(shù)，取0.683。

接合套的換熱表面特征長度為4.5 mm，由式(15)計算得，普朗特數(shù)Pr為0.7032。在不同轉(zhuǎn)速下，計算強(qiáng)迫對流換熱下的雷諾數(shù)、努塞爾數(shù)和對流換熱系數(shù)，計算結(jié)果見表4。

表4 強(qiáng)迫對流換熱下的Re、Nu 和hconTab.4 Re, Nu, and hcon under forced convection heat transfer

1.4 仿真試驗(yàn)設(shè)計方案與結(jié)果

采用有限元仿真試驗(yàn)的方法代替?zhèn)鹘y(tǒng)試驗(yàn)，針對換擋滑塊磨損量預(yù)測的需求，選用響應(yīng)面設(shè)計試驗(yàn)方法中的BOX 設(shè)計方法。該方法通過有限次試驗(yàn)所得的數(shù)據(jù)，在麥克勞林或泰勒展開式的基礎(chǔ)上，估計響應(yīng)面的回歸方程系數(shù)，并利用回歸方程估計極值點(diǎn)、定值點(diǎn)等，找出優(yōu)化搭配。

基于Archard 磨損公式，滑塊磨損量的影響因素有3 個，分別為轉(zhuǎn)速（A）、摩擦系數(shù)（B）和換擋力（C）。根據(jù)BOX 設(shè)計方法，每個因素有3 個水平且分布均勻，對所需的17 個仿真試驗(yàn)點(diǎn)進(jìn)行有限元仿真，得到磨損量的仿真結(jié)果，見圖4 和表5。

圖4 磨損量的有限元仿真結(jié)果Fig.4 Finite element simulation results of wear

表5 換擋滑塊磨損量的仿真結(jié)果Tab.5 Simulation results of wear of shift slider

2 換擋滑塊磨損量的預(yù)測優(yōu)化模型

2.1 預(yù)測優(yōu)化模型的建立

通過BOX 響應(yīng)面分析方法對仿真試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行處理，建立磨損量模型。在各采樣點(diǎn)上，通過方差分析確定各因素對磨損量影響的顯著程度，在此基礎(chǔ)上，采用Stepwise 模型消除不顯著項(xiàng)，模型F值為63 660 000.00。在F檢驗(yàn)中，P值表示顯著性水平，P≤ 0.05的項(xiàng)可認(rèn)為是顯著項(xiàng)，P≤ 0.01的項(xiàng)可認(rèn)為是極其顯著項(xiàng)。通過對P值進(jìn)行分析，模型中A、B、C、AB、AC、BC、A2、B2、C2、A2B、A2C、AB2是極其顯著的模型項(xiàng)。模型對應(yīng)的P值小于0.0001，說明模型對磨損量的影響極其顯著。其中，一次項(xiàng)A、B、C對應(yīng)的P值小于0.0001，說明轉(zhuǎn)速（A）、摩擦系數(shù)（B）、換擋力（C）均為重要的影響因子。由此建立的滑塊磨損預(yù)測模型如下式所示：

2.2 預(yù)測優(yōu)化模型的準(zhǔn)確性檢驗(yàn)

將有限元仿真水平的組合值帶入回歸方程，將得到的磨損量預(yù)測值與仿真值進(jìn)行對比，見表6。結(jié)果顯示，回歸方程對換擋滑塊磨損量的預(yù)測值與有限元軟件的仿真值誤差不到萬分之一。因此，可認(rèn)為該回歸方程能夠準(zhǔn)確地反映在以上水平組合的影響因素下，換擋滑塊在換擋過程中的磨損量。

表6 回歸方程預(yù)測值的驗(yàn)證表Tab.6 Verification table of the predicted values of the regression equation

通過設(shè)計影響因素的新水平組合來檢驗(yàn)回歸方程對換擋過程中換擋滑塊磨損量的預(yù)測精度。在工況參數(shù)不變的條件下，將影響因素的新水平組合分別代入有限元軟件進(jìn)行仿真。同時，將新水平組合依次帶入回歸方程進(jìn)行預(yù)測，得到換擋滑塊磨損量的仿真值和預(yù)測值，見表7。

表7 回歸方程預(yù)測精度的檢驗(yàn)Tab.7 Test of prediction accuracy of regression equation

對比結(jié)果顯示，回歸方程計算的換擋滑塊磨損量預(yù)測值與有限元軟件的仿真值誤差最大不超過8%，且對初始擬合水平組合內(nèi)換擋滑塊磨損量的預(yù)測誤差不到1%?？紤]不同擋位下接合套轉(zhuǎn)速范圍的不同，當(dāng)轉(zhuǎn)速為750～5000 r/min 時，隨機(jī)設(shè)定接合套轉(zhuǎn)速、摩擦系數(shù)和換擋力，將回歸方程計算的換擋滑塊磨損量的預(yù)測值與有限元軟件的仿真值進(jìn)行對比。結(jié)果表明，預(yù)測值與仿真值的最大誤差不超過15%，且在絕大多數(shù)情況下低于10%。

2.3 預(yù)測優(yōu)化模型與仿真模型的可靠性檢驗(yàn)

通過試驗(yàn)驗(yàn)證預(yù)測優(yōu)化模型與仿真模型的可靠性，將試驗(yàn)參數(shù)分別代入預(yù)測優(yōu)化模型與仿真模型，并將預(yù)測磨損量、仿真磨損量與試驗(yàn)?zāi)p量進(jìn)行比較。試驗(yàn)?zāi)M換擋滑塊從3 擋到4 擋的過程，接合套轉(zhuǎn)速為2200 r/min，摩擦系數(shù)為0.15，換擋力為816 N，換擋次數(shù)為45 025 次，試驗(yàn)后換擋滑塊的單側(cè)磨損量為0.03 mm。經(jīng)計算，換擋滑塊的平均單次換擋磨損量為 6.663 ×1 0-7mm。將試驗(yàn)參數(shù)代入預(yù)測優(yōu)化模型與仿真模型，分別得到預(yù)測磨損量fR和仿真磨損量sR，見表8。通過計算得出預(yù)測磨損量、仿真磨損量與試驗(yàn)?zāi)p量之間的誤差，驗(yàn)證預(yù)測優(yōu)化模型與仿真模型的可靠性，見表9。

表8 試驗(yàn)條件下的仿真磨損量和預(yù)測磨損量Tab.8 Simulated wear and forecast wear under the conditions of test

表9 仿真模型和預(yù)測優(yōu)化模型與試驗(yàn)結(jié)果的對比檢驗(yàn)Tab.9 Comparison results of simulation model and prediction model with test

結(jié)果顯示，在轉(zhuǎn)速為2200 r/min、摩擦系數(shù)為0.15、換擋力為816 N 的條件下，預(yù)測優(yōu)化模型和仿真模型的誤差均小于5%。因此，在一定誤差范圍內(nèi)，預(yù)測優(yōu)化模型可以準(zhǔn)確預(yù)測換擋滑塊在換擋過程中的磨損量。

3 各因素對磨損量的影響規(guī)律

3.1 轉(zhuǎn)速、換擋力、摩擦系數(shù)對滑塊磨損量的影響規(guī)律

圖5—7 為不同參數(shù)條件下預(yù)測優(yōu)化模型的磨損量變化曲線。其中，圖5 為摩擦系數(shù)f=0.2，換擋力分別為400、700、1000 N，轉(zhuǎn)速為750～5000 r/min時的磨損量變化曲線。

圖5 f = 0.2 時不同換擋力下的磨損量-轉(zhuǎn)速曲線Fig.5 The wear-speed curve under different shifting forces when f = 0.2

由圖5 可知，在摩擦系數(shù)f和換擋力F一定的情況下，磨損量隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，曲線的斜率隨轉(zhuǎn)速的增大略微減小，但在轉(zhuǎn)速為1000～2000 r/min 時，斜率的變化并不明顯，可近似看作一條直線。同時，曲線的斜率隨換擋力F的增大而增大，變化較為顯著。

由圖6 和圖7 可知，磨損量隨摩擦系數(shù)f的增大而增大，且在圖7 中發(fā)現(xiàn)，曲線的斜率隨摩擦系數(shù)的增大略微增大。在所研究的水平范圍內(nèi)，摩擦系數(shù)對換擋滑塊磨損量的影響小于換檔力和轉(zhuǎn)速對磨損量的影響。

圖6 F = 700 N 時不同轉(zhuǎn)速下的磨損量-摩擦系數(shù)曲線Fig.6 The curve of wear-friction coefficient under different speeds when F = 700 N

圖7 ω = 1500 r/min 時不同摩擦系數(shù)下的磨損量-換擋力曲線Fig.7 The curve of wear- shifting force under different friction coefficients when ω = 1500 r/min

由圖5 和圖7 可知，在摩擦系數(shù)f和轉(zhuǎn)速ω一定的情況下，磨損量隨換擋力F的增大而增大，且在圖5 中，曲線的斜率隨換擋力F的增長，其增長趨勢較為顯著。

3.2 轉(zhuǎn)速與換擋力的交互作用

換擋力F分別取400、700、1000 N 時，不同摩擦系數(shù)和不同轉(zhuǎn)速對換擋滑塊磨損量的響應(yīng)面，如圖8—10 所示。通過對滑塊磨損量響應(yīng)面的對比分析，可以驗(yàn)證上述關(guān)于轉(zhuǎn)速ω、摩擦系數(shù)f、換擋力F對換擋滑塊磨損量的影響規(guī)律。

圖8 換擋力為400 N 時摩擦系數(shù)和轉(zhuǎn)速對磨損量的影響Fig.8 Influence of friction coefficients and speeds on wear under shifting force of 400 N

圖9 換擋力為700 N 時摩擦系數(shù)和轉(zhuǎn)速對磨損量的影響Fig.9 Influence of friction coefficients and speeds on wear under shifting force of 700 N

圖10 換擋力為1000 N 時摩擦系數(shù)和轉(zhuǎn)速對磨損量的影響Fig.10 Influence of friction coefficients and speeds on wear under shifting force of 1000 N

圖11 為摩擦系數(shù)f為0.25 時，不同換擋力和不同轉(zhuǎn)速對換擋滑塊磨損量的響應(yīng)。摩擦系數(shù)f一定時，隨著換擋力F的增大，轉(zhuǎn)速ω增大對磨損量的影響增大；隨著轉(zhuǎn)速ω的增大，換擋力F增大對磨損量的影響也增大。

圖11 f = 0.25 時換擋力和轉(zhuǎn)速對磨損量的影響Fig.11 The influence of shifting forces and speeds on wear when f = 0.25

考慮3 個影響因素之間的交互性，分別在確定一個影響因素的水平值的前提下，作出另外兩個水平值對磨損量影響的等高線圖，見圖12—14。由等高線圖分析可知，在3 個影響因素中，轉(zhuǎn)速ω和換擋力F對換擋滑塊磨損量影響的交互作用最為顯著，與圖11 的響應(yīng)面反映出的規(guī)律吻合。摩擦系數(shù)f與轉(zhuǎn)速ω，或摩擦系數(shù)f與換擋力F對換擋滑塊磨損量影響的交互作用較小。

圖12 轉(zhuǎn)速為1500 r/min 時換擋力和摩擦系數(shù)對磨損量影響的等高線圖Fig.12 Contour map of the influence of shifting forces and friction coefficients on wear when the speed is 1500 r/min

圖13 摩擦系數(shù)為0.2 時換擋力和轉(zhuǎn)速對磨損量影響的等高線圖Fig.13 Contour map of the influence of shifting forces and speeds on wear when the friction coefficient is 0.2

圖14 換擋力為700 N 時摩擦系數(shù)和轉(zhuǎn)速對磨損量影響的等高線圖Fig.14 Contour map of the influence of friction coefficients and speeds on wear when the shifting force is 700 N

4 結(jié)論

在AMT 的換擋過程中，同步器換擋滑塊與接合套在摩擦?xí)r存在以粘著磨損為主的早期磨損。本文利用仿真試驗(yàn)代替?zhèn)鹘y(tǒng)試驗(yàn)，研究了換擋過程中接合套的轉(zhuǎn)速、摩擦系數(shù)、換擋力三者對換擋滑塊磨損量的影響規(guī)律。主要結(jié)論如下：

1）通過BOX 響應(yīng)面分析方法對仿真試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析，獲得了換擋滑塊磨損量的預(yù)測優(yōu)化模型，可以有效預(yù)測換擋滑塊在換擋過程中的磨損量。

2）接合套轉(zhuǎn)速、摩擦系數(shù)、換擋力均為換擋滑塊磨損量的主要影響因素，磨損量分別隨3 個影響因素的增大而增大。摩擦系數(shù)為0.15～0.25 時，對換擋滑塊磨損量的影響較小。而在本文研究的水平范圍內(nèi)，接合套轉(zhuǎn)速和換擋力對換擋滑塊磨損量的影響更為顯著。

3）在相同的摩擦系數(shù)與換擋力作用下，隨著轉(zhuǎn)速的增加，磨損量在單位轉(zhuǎn)速內(nèi)的增量略有下降。此外，接合套轉(zhuǎn)速與換擋力對換擋滑塊磨損量影響的交互作用顯著。

因此，在接合套轉(zhuǎn)速與換擋力需要同時增大的情況下，如果可以控制其中一項(xiàng)的增量值，可以有效地減小換擋滑塊與接合套在換擋過程中的磨損量。特別是在高轉(zhuǎn)速的情況下，在換擋策略中優(yōu)先控制換擋力的大小，對于磨損量的控制效果更為明顯。