手動變速器操縱機構的精細化設計

李紹義 巫紹靈 宋景芬 陳 曦

（武漢理工大學汽車工程學院1） 武漢 430072） （上汽通用五菱汽車股份有限公司2） 柳州 545000）

為了降低成本，微型車手動機械式變速器的組成部件采用了相對較低的加工精度；同步器采用了相對較簡單的結構；換擋拉索選用了回彈能力較差、行程損失相對較大、傳動效率相對較低的低成本結構.由于用戶對微型車的要求在不斷提高，因此需要在基本不增加成本的前提下，通過對變速器操縱機構的精細化設計，達到顯著提高變速器換擋操縱性能的目的［1］.

1 手動變速器換擋操縱機構常見技術問題

1.1 手動變速器換擋操縱機構的結構

拉索軟軸式換擋操縱機構具有結構簡單、成本低、布置靈活的諸多優點，因此在各類汽車上得到了廣泛應用，尤其是微型汽車.變速器拉索軟軸式換擋操縱機構的結構主要由外部操縱機構、內部操縱機構和選／換擋拉索等組成［2］.其中，拉索是外部換擋機構和內部換擋機構間力和運動的傳遞部件.

1.2 檔位清晰度的評價指標

良好的檔位清晰度代表著良好的選擋品質，能使駕駛員準確地完成換擋操作，有利于提高駕駛的擋位感，在復雜的路面情況下，使得駕駛員能快速準確的判斷擋位并進行有效的換擋操作［3］.

擋位清晰度的主要評價指標是選擋行程與擋位對稱性［4］.

1）選擋行程 選擋行程過大致使駕駛員操縱不便，選擋行程過小導致擋位感覺不佳.合適的選擋行程使駕駛員能夠有清晰擋位感.選擋力也應適中，選擋力過大會造成選擋過程操縱沉重，選擋力過小會影響換擋桿的回位.通過大量的數據統計，5擋手動變速器的換擋力、換擋行程的推薦范圍見表1.

表1 最佳靜態選、換擋力與行程

2）擋位對稱性 由評價指標可知，對稱的換擋位置是人們所追求的，即L1＝L2＝L3＝L4＝L5＝LR和L12＝R5R，其中L1，L2，L3，L4，L5，LR為相應檔位的換檔行程；S12，S5R為相應檔位的選擋行程，在靜態換擋試驗中，可以得出本文所研究變速器各個擋位的數據，結果見表2.

表2 各擋位行程 mm

由表2可見，各檔檔位的換擋行程差別不是太大.但選擋行程的差別較大，存在檔位不對稱的現象.相對其他變速器而言，1，2擋方向的選擋位移偏小，這反映到駕駛員手上就會出現擋位不清晰的感覺.

2 換擋性能不佳的現象描述及影響因素分析

2.1 換擋性能不佳的現象描述

對于本文所選取變速器，換擋不清晰主要表現在變速器退回空擋時，不能準確地退到空檔位.以3／4檔為例（見圖1）.空檔位置距離中間位置偏差較遠，空檔檔位的定位力較低，由3檔退回空檔或由4檔退回空檔的過程中容易誤掛入4檔或3檔.

圖1 3檔換4檔時動態曲線

2.2 換擋不清晰的影響因素分析

變速器在退回空擋時，自鎖球的最佳位置應該是自鎖槽中心處，這樣能提高檔位清晰度.

2.2.1 停留狀態的受力分析

變速器退回空擋時，撥叉軸運動的距離能否使得自鎖鋼球到達空檔自鎖槽中心位置，距中心位置的距離即偏差值的大小，需要做具體的分析和計算.

以1檔退回空檔為例，將撥叉軸、撥塊和撥叉看成是一個整體.退回空檔位的過程分為兩個階段，第一個階段是自鎖球從初始位置到越過自鎖槽的位置，第二階段是接合套越過同步器彈簧的階段.卡死狀態發生在第二階段，對卡死狀態下撥叉軸總成受到三部分力的作用，即同步器與撥叉之間的力F同，自鎖球的回位力FX，撥頭給撥塊的力，其中撥頭受到換擋手柄換擋力F換和旁側撥塊的摩擦力f的作用，見圖2.

圖2 撥叉軸卡死狀態受力分析（撥叉軸向左移動）

撥叉軸總成受力分析.

卡死狀態時，驅動力小于或等于阻礙力，即：

設定目標參數ΔX為卡死狀態時，自鎖球球心離空檔位置的軸向距離，FX的表達式如下.

式中：k1為自鎖彈簧剛度；y0為預緊壓縮量；R為鋼球半徑；ρ為鋼球密度（7.85g／cm3）；g 為重力加速度（取9.8m／s2）；θ 為自鎖槽傾角（25°）；ΔX為退擋時與正確位置的偏離值.

在卡死狀態時，θ＝25°，另摩擦力f表達式為

式中：μ2為換擋撥頭與3，4擋撥塊側壁摩擦系數（0.1）；F側為換擋撥頭與3，4擋撥塊側壁壓力；k2為操縱機構扭簧剛度（17.93N·mm／（°））；ω20為操縱機構扭簧初始角度（43°）；ω2為操縱機構扭簧改變角度（12.56°）；k3為選擋搖臂扭簧剛度（60 N·mm／（°））；ω30為 選 擋 搖 臂 扭 簧 初 始 角 度（57°）；ω3為選擋搖臂扭簧改變角度（6.935°）.

選擋撥頭半徑50mm，操縱機構從動圓半徑43.06mm，選擋搖臂半徑78mm.

2.2.2 計算結果分析

將式（2），（3）代入式（1），得到ΔX 表達式.

ΔX 計算結果為3.36mm，和實際測量值ΔX實際＝3.52mm基本吻合，實際拍攝圖見圖3.

圖3 實際偏差圖

2.3 具體優化方案

基于以上分析可以得到一個基本的改進方案：通過優化傾角θ使得偏移值ΔX盡可能小，從而使得退回空檔位時自鎖球停留在自鎖槽中央位置.

通過式（5）可以得到偏移值關于傾角變化的規律曲線，見圖4.

圖4 傾角變化對應偏差值的變化規律曲線

由圖4可知，最優傾角稍大于28°，實際上，考慮到間隙和公差的分配并通過尺寸鏈的驗證計算，選取28°的傾角值已經可以滿足要求，所以將傾角優化為28°，張角124°.

改進前后的圖形對比，見圖5.

圖5 改動前后的撥叉軸

3 操縱機構整體建模仿真

3.1 簡化模型

模型見圖6，其中簡化處有：（1）拉索分為3段，與操縱機構及選換擋連接處用剛性桿連接，中間部分是由15小段連接成的柔性結構；（2）該仿真是為驗證模型運動分析的可靠性，未考慮扭簧對其影響；（3）未考慮同步器等影響.

3.2 模型約束

仿真模型施加約束如下［5－7］.

1）操縱機構 換擋桿鉚合件大球頭與底座球殼、小球頭與套筒間是球形副，聯動板組件與套筒及底座軸是圓柱副，底座與大地是固定副.

圖6 操縱機構整體仿真模型

2）拉索 拉索前后兩端剛性桿分別與操縱機構及選換擋處連接均是旋轉副，兩剛性桿與中間柔性桿連接是球形副.

3）選換擋機構 選擋軸與選擋撥頭、換擋軸與換擋撥頭、各檔軸與其撥塊和撥叉均是布爾操作將其固定，選擋軸與大地是圓柱副，換擋軸與大地是旋轉副，3個撥叉軸與大地是圓柱副，選擋撥頭與換擋撥頭及換擋撥頭與撥塊是接觸約束.

4）驅動 對選擋桿與大地的圓柱副和換擋桿與大地的旋轉副進行分時驅動，進行理想換擋.

3.3 空擋自鎖槽開口角度的影響

由于自鎖槽形狀復雜，在ADAMS中結構不易修改，直接將自鎖槽開口角度定位為130°及124°的選換擋機構通過UG導入ADAMS中進行仿真（見圖7），仿真分析從空檔位換進一檔后又退回到空檔時，撥叉軸自鎖鋼球軸心距自鎖孔軸線偏移距離.

圖7 空擋自鎖槽開口研究仿真模型

對空檔自鎖槽開口角度為124°、自鎖彈簧剛度為5.9N／mm、預緊壓縮量為8mm時的運動仿真見圖8a），b）.運動時間設置為0.55s，由圖可計算得撥叉軸端點位移X1＝9.908 5mm，自鎖鋼球位移Y2＝0mm，所以從一檔退到空檔時，自鎖鋼球軸心距自鎖孔軸線偏移距離ΔX2＝X1－9.5＝0.408 5mm.

對空檔自鎖槽開口角度為130°，自鎖彈簧剛度為5.9N／mm，預緊壓縮量為8mm時的運動仿真見圖8c），d）.運動時間設置為0.55s，由圖可計算得撥叉軸端點位移X2＝6.109 9mm，自鎖鋼球位移Y2＝0.240 6mm，所以從1檔退到空檔時，自鎖鋼球軸心距自鎖孔軸線偏移距離ΔX2＝3.149 5mm.

圖8 空擋槽開口仿真分析曲線圖

比較二者發現，采用該本文所提出的方案后，自鎖槽開口減小，自鎖鋼球軸心距自鎖孔軸線偏移距離減小，有利于換擋.當自鎖槽開口為124°時，自鎖鋼球軸心距自鎖孔軸線偏移距離很小，僅為0.408 5mm.

根據該方案試制樣件并裝車進行了實，改進之后的變速器3／4檔動態曲線見圖9.

從圖9可以看出，空檔位置與中間位置的距離相比原變速器有了減小，同時空檔定位力有了加大，這就解決了原變速器存在的檔位不清晰的問題，同時實驗人員對改進后的變速器進行了主觀評價.從評價的結果可以明顯看出：空檔定位力適中，空檔檔位清晰度得到了提升.

圖9 優化后3檔換4檔動態曲線

4 結束語

文中結合手動變速器撥叉軸的工作過程及相關理論公式，提出了一種通過優化自鎖槽角度的方式來改善檔位清晰度的方案.通過該方案可以明顯的提高檔位行程的對稱性，并對空檔檔位的定位效果有一定的改善.此外本方案只對空檔自鎖槽角度進行了分析，對于非空檔檔位槽角度的研究需要進一步進行加深.

［1］唐 琛.微型汽車手動變速器設計與優化［D］.武漢：武漢理工大學，2010.

［2］鄭 璇.尺寸鏈對 MT換擋性能影響的分析研究［D］.武漢：武漢理工大學，2014.

［3］王 歡.手動變速器操縱機構的仿真研究［D］.武漢：武漢理工大學，2014.

［4］葉志偉.微型車變速器換擋性能不佳的致因分析［D］.武漢：武漢理工大學，2014.

［5］唐忠榮.手動變速器換擋行程設計分析［J］.汽齒科技，2009（1）：55－58.

［6］王 健，雷雨龍，郭孔輝，等.車輛換擋質量概念的完善與評價［J］.吉林大學學報：工學版，2007，37（5）：1014－1018.

［7］程曉鳴，趙宇彤.基于虛擬儀器的汽車手動換擋變速系統操縱性能測試裝置［J］.傳動技術，2003，9（3）：58－61.