基于虛擬樣機技術的手動變速器換擋力分析

陳玉祥 臧孟炎 陳 勇 胡志華

1.華南理工大學，廣州，510640 2.浙江吉利汽車研究院有限公司，杭州，311228

0 引言

變速器換擋機構的運動學和動力學特性關系到變速器乃至整車性能的發揮。換擋平順、擋位清晰、靈活輕便是變速器設計人員一直追求的目標，同時也是評價一臺變速器換擋性能優劣的重要指標。換擋力過大或過小都將嚴重影響手動變速器換擋操縱性能，在設計階段就應該對手動變速器換擋力進行仿真分析，以達到了解換擋性能的目的。但事實上，目前了解手動變速器換擋操縱性能的主要方法還是實驗檢測，對手動變速器換擋過程進行建模并仿真分析換擋性能的研究還處于探索階段［1－3］。首先，同步器的仿真研究還停留在簡化模型階段，不能建立有效的變速器整體動力學模型。其次，換擋性能測試方法不統一，更沒有統一有效的換擋性能評價方法和評價指標。

虛擬樣機技術利用CAD技術，建立與物理樣機一致的數字化仿真模型，進行和物理樣機相同的性能測試和評估［4］。本文基于虛擬樣機技術，依據德國吉孚手動變速器測試方法，以ADAMS為平臺，聯合Pro/E建模，對手動變速器換擋過程進行仿真分析。通過ADAMS對手動變速器三種工況（1擋換2擋、2擋換1擋和掛倒擋）進行動力學分析，得到了換擋力和換擋位移的關系，建立了一種仿真分析手動變速器換擋力的研究方法。通過仿真結果與實驗結果的比較，確認了該方法的有效性。

1 手動變速器動力學模型的建立

1.1 模型建立流程

本文以浙江吉利汽車研究院有限公司某型號五擋手動變速器為研究對象，建立虛擬樣機。為了模擬駕駛員操縱換擋手柄時變速器及整個傳動機構反饋到駕駛員手上的力，動力學模型包含離合器從動盤、變速器主體和手柄操縱機構等換擋過程涉及的主要零部件。虛擬樣機中，為考慮離合器從動盤的影響，在變速器輸入軸上添加同等轉動慣量的圓盤來等效處理。對鋼絲軟軸和操縱機構做了適當的簡化處理，沒有考慮殼體、軸承和螺栓等零部件對仿真結果的影響。

ADAMS建模功能差，而其他建模軟件建立的模型導入ADAMS后某些幾何信息會丟失，導致定義齒輪副等運動副時操作困難。我們在Pro/E中建立變速器零部件三維實體模型之后，采用 MSC公司開發的Pro/E專用接口程序M/Pro進行初步約束定義并實現三維模型數據的轉換。該軟件沒有單獨的界面，安裝后的菜單管理器就掛接在Pro/E的操作界面里。首先，在Pro/E中建立各零部件三維實體模型并精確裝配。然后，利用M/Pro，在Pro/E界面里將各零部件三維實體模型全部生成剛體，定義簡單約束，添加定位標記。在此基礎上，將模型導入ADAMS軟件并完善后實施仿真分析。最后，將仿真結果與實驗結果進行比較，如果不相符，則返回前面各步依次分析錯誤原因。建模流程如圖1所示。

1.2 軟軸和同步器的建模

1.2.1 軟軸建模

變速器軟軸是連接手柄操縱機構和變速器的橋梁，對換擋性能有很大的影響。為了使鋼絲軟軸的功能模型化，對鋼絲軟軸進行了適當的簡化處理。參照一種鋼絲繩處理方法［5］，用離散的小圓柱體通過襯套和球鉸鏈連接的方式模擬鋼絲軟軸：將鋼絲軟軸細分為若干小段，每一個小段視為一個剛體，每兩個剛體之間用襯套連接，使各個剛體的質心運動學參數（任意時刻的位移、速度、加速度等）和動力學參數（相對位移、轉角、相互間的作用力與反作用力等）與實際軟軸盡可能一致。

圖1 建模流程

首先，軟軸兩端的拉索是剛體，根據設計要求，換擋手柄在中間位置時，拉索和選（換）擋搖臂的初始角度都保持在90°附近。然后，根據換擋機構的功能和軟軸的作用，以軟軸位移損失30%左右為目標，確定襯套的剛度和阻尼，使虛擬樣機軟軸具有和物理樣機一致的動力學特性。圓柱體襯套連接模型如圖2所示。

1.2.2 同步器建模

同步器是汽車變速器的重要部件，它使變速器主從動部分同步以后再接合，從而減小沖擊和噪聲，減小換擋力，使得換擋平順，延長變速器的壽命。本文采用的雙錐鎖環式同步器結構如圖3所示。

圖2 圓柱體襯套連接方法

圖3 雙錐鎖環式同步器的結構

同步器工作過程十分復雜，許多研究者將同步器單獨建模，即將同步器簡化為帶有錐面的主從部分，工作過程則簡化為在軸向力作用下的摩擦過程，并以此為依據進行理論上的計算［6－7］。這種分析并不能反映接合套在運動的各個階段所受到的力。本文通過同時添加運動副和接觸約束，實現雙錐鎖環式同步器的整體建模，能完全模擬同步器的鎖止和同步過程。這兩個過程根據接合套、外環和接合齒圈等零件的相對位置可以細分為7個階段：①接合套從兩擋之間的中性位置開始向外環移動；②接合套和外環接觸；③外環、中環和內環接觸，實現錐面摩擦，直到接合套和待接合齒輪速度同步；④接合套通過外環到達接合齒圈的接觸點；⑤接合套和接合齒圈齒端倒角接觸；⑥接合套在接合齒圈上繼續移動；⑦接合套和接合齒輪端面接觸［2］。

同步器整體模型中，在內環和輪轂之間定義移動副，同時定義內環和中環以及內環和輪轂之間的接觸。移動副使內環和輪轂同速轉動，同時內環還能軸向移動。接觸可以限制內環在軸向的移動范圍。同樣，在中環和接合齒圈之間定義移動副和接觸。在外環和輸出軸定義圓柱副，在外環和輪轂以及外環和中環之間定義接觸。圓柱副使外環能轉動和軸向移動，外環和輪轂的接觸使輪轂帶動外環一起轉動。外環、中環和內環的主要接觸如圖4所示。

圖4 外環、中環和內環的主要接觸

所有接觸采用solid to solid的方式和impact函數算法，鋼制部件的接觸剛度為105N/mm，非線性指數為1.5，阻尼為50N·s/mm，從而使模型在幾何結構不失真的情況下避免發生接觸穿透。在外環和中環、中環和內環之間的接觸添加庫倫摩擦，靜摩擦因數為0.14，動摩擦因數為0.09。這樣外環、中環和內環之間的摩擦過程就可以使同外環、內環等速的輪轂及其所聯系的一系列運動件轉速增大或減小，同中環等速的接合齒圈及其所聯系的一系列運動件轉速減小或增大。在接合套運動過程中，定義和外環、接合齒圈以及齒輪端面的接觸，如圖5所示。圖5中，箭頭表示接合套受到撥叉的作用力方向。

圖5 接合套運動過程中的主要接觸

值得注意的是，接觸定義過多之后，求解速度明顯變慢甚至發生穿透，導致求解失敗。在ADAMS三維接觸中，產生接觸的2個物體必須是封閉的幾何實體，且模型幾何結構失真會嚴重影響接觸計算的精度。利用M/Pro轉換到ADAMS中的圖形有Render和SLA兩種格式，選擇Render格式可以在ADAMS中得到幾何結構不失真的模型。同時采用分時段仿真的方法［8］提高動力學仿真計算效率，防止多接觸碰撞下的模型發生穿透。

2 動力學模型主要參數

本文對手動變速器1擋換2擋、2擋換1擋以及掛倒擋3種工況建立動力學模型并進行仿真分析。

1擋換2擋、2擋換1擋時，發動機轉速為2000r/min，主要工作部件是鎖環式同步器，不涉及選擋過程，換擋時間設置為0.5s。掛倒擋時，發動機怠速，主要工作部件是嚙合齒輪，要經歷選擋、換擋兩個階段，選擋時間設置為0.1s，掛擋時間為0.5s。除了掛倒擋時倒擋齒輪嚙合采用接觸定義外，其他齒輪嚙合采用齒輪副定義。為了提高仿真模型的準確性，車身質量轉化為輸出軸的當量轉動慣量Iv［7］：式中，m為汽車總質量；Rr為輪胎的滾動半徑；Iw為1個車輪的轉動慣量；i0為主減速比；ic為常嚙合變速比。

此外，虛擬樣機中的移動副、轉動副等一些基本的運動副及相關接觸面考慮了摩擦因數的影響。動力學模型主要輸入參數如表1所示。

表1 動力學模型主要輸入參數

實驗檢測時，駕駛員對換擋手柄的操作是一個主觀過程而難以描述，通常將這個過程采用模糊邏輯控制或簡化為手柄的勻速轉動等方法處理［2，9］。本文將駕駛員對換擋手柄的操作簡化為手柄的勻速轉動：在換擋手柄球頭質心上建立一個Marker，于該點施加繞換擋手柄轉動中心另一個Marker的點對點約束（僅保留2個轉動自由度），添加適當的驅動函數便可模擬選（換）擋過程（左右轉動模擬選擋，前后轉動模擬換擋）。

3 實驗與換擋力分析

3.1 換擋性能實驗簡介

物理樣機進行換擋性能檢測時，將換擋手柄球頭換成安裝有應力感應裝置的球頭，球頭通過細小杠桿和位移傳感器連接。經過培訓的駕駛員熟練操縱換擋手柄，快速完成選（換）擋過程。由壓力傳感器獲得變速器及整個傳動機構傳遞到駕駛員手上的阻力（換擋力），由位移傳感器獲得球頭的位移，并將選（換）擋力與選（換）擋位移的關系曲線輸出到電腦。這個過程反復進行若干次以減小駕駛員主觀因素的影響。變速器換擋性能測試系統如圖6所示。

圖6 變速器換擋性能測試系統

3.2 換擋力分析以及換擋難易程度評價

3個換擋過程的換擋力－換擋位移測試結果由圖7中的細實線描述。以圖7a中1擋換2擋曲線為例，我們看到該換擋力－換擋位移關系曲線有3個峰值：峰值1是在退擋時，互鎖、自鎖裝置的阻礙使得換擋力增加；峰值2（最大換擋力）是在同步器接合過程中產生的。接合套與外環之間的接觸在接合套和待接合的接合齒圈速度同步之前是一直保持的。此時換擋手柄仍在轉動，換擋位移繼續變化，但接合套的位移幾乎沒有變化，傳動系統變形增大，換擋力迅速增大。當二者的速度同步之后，接觸消失，外環對接合套的阻礙消失，傳動系統積蓄的能量迅速釋放，換擋力迅速減小；當接合套和齒輪端面接觸后，換擋手柄繼續轉動，接合套受阻使其位移不發生變化，換擋力增加，產生峰值3。

圖7 仿真結果與實驗結果

事實上，只要接合套和齒輪端面接觸，換擋過程就已經完成。換擋性能實驗為了保持換擋過程的完整性和持續性，在接合套和齒輪端面接觸之后繼續推動換擋手柄，使得接合套和齒輪端面接觸時間延長，換擋結束時，換擋力迅速增大。該過程對換擋性能沒有影響，評價換擋難易程度的主要參考值是同步器接合過程中產生的峰值2，該值越大，換擋越困難。因此，通過對手動變速器換擋力－換擋位移曲線分析，我們就可以了解變速器的換擋性能，特別是對手動變速器換擋難易程度做出有效判斷。

4 仿真結果與實驗結果對比

1擋換2擋、2擋換1擋和掛倒擋3種工況下，換擋力－換擋位移仿真分析結果分別以加點粗實線置于圖7中。1擋換2擋換擋力仿真結果和實驗結果幅值的均值接近一致，但換擋位移仿真結果較實驗結果稍小。首先，物理樣機換擋起始階段有一個消除間隙的過程。這些間隙存在于換擋手柄到同步器一系列連接中，而仿真模型中沒有，所以換擋位移仿真結果滯后于實驗結果。其次，仿真結果的峰值3較實驗提前發生，其原因在于：物理樣機在同步器結合、換擋力達到峰值2的過程中伴隨有換擋桿和撥叉等零件的變形，同時當換擋力越過峰值2迅速減小時，換擋力會出現小于零的換擋吸入現象，此時上述一些變形會消失，間隙會重新產生。而虛擬樣機難以考慮由制造和安裝帶來的間隙以及上述零件的變形，并且不會產生換擋吸入感。2擋換1擋（圖7b）仿真分析結果與1擋換2擋情況基本一樣，不再贅敘。

將掛倒的擋仿真分析結果和實驗結果比較（圖7c）后發現，仿真分析結果的換擋力有明顯波動并出現谷值。換擋力產生波動是因為倒擋沒有同步器，倒擋過程依靠齒輪的接觸嚙合過程實現，仿真模型接觸阻尼考慮不充分，導致產生接觸沖擊。出現谷值的原因：掛倒擋是以換擋手柄在3擋和4擋中間為初始位置，要經歷先選擋后換擋的過程。駕駛員對換擋手柄的操縱是連續過程，而在仿真過程中，通過對換擋手柄添加相應的運動，導致選擋到換擋有方向上的突變，換擋力的仿真結果產生谷值。

整體而言，仿真分析和實驗基本一致，說明手動變速器換擋性能通過仿真分析可以得到有效評價。

5 結語

本文以某型號汽車手動變速器為研究對象，采用虛擬樣機技術，在完成選（換）擋軟軸簡化建模和同步器整體建模的基礎上，建立了手動變速器換擋過程動力學模型。對手動變速器3個擋位的換擋過程進行了仿真分析，得到了與對應實驗基本一致的仿真結果，說明該研究方法對手動變速器換擋性能的評價行之有效。在手動變速器設計階段完全可以通過該方法對換擋性能進行預測和評價，以提高產品性能和設計效率。

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