MT變速箱靜態換擋力設計方法

陳超超　唐滿榮　楊大學　杜鵬　王晶晶

摘 要 簡明闡述靜態換擋力是手動變速箱換擋性能的重要指標。根據變速箱換擋結構，對變速箱靜態換擋力的設計方法進行詳細分析，擬和理論靜態換擋力曲線。基于該設計方法，設計一款變速箱，通過GSA換擋測試結果評價靜態換擋力性能，驗證設計方法。

關鍵詞 手動整車 運動型 靜態換擋力 GSA測試

0前言

在自動擋汽車普及的大趨勢下，仍有一部分手動擋愛好者追求駕駛樂趣選擇手動車輛。由于在MT（Manual Transmission，手動換擋變速箱）汽車中，要實現換擋變速，駕駛員必須操縱變速箱進行換擋，變速箱的換擋性能直接決定整車的換擋水平。在用戶購車時，靜態換擋力是換擋給用戶的第一印象。因此，在變速箱設計開發中，靜態換擋力是換擋性能的一項重要指標。

國內變速箱靜態換擋力設計普遍采用對標方式：選擇標桿產品，對相關零件進行計量，采用相同設計參數，靜態換擋力設計理論欠缺。本文對變速箱靜態換擋力理論設計方法進行詳解，并根據理論方法設計一款變速箱，通過客觀測試驗證設計方法。

1靜態換擋力

變速箱靜態換擋力是指變速箱的傳動軸在靜止狀態，轉動換擋搖臂進行換擋操作，施加在換擋搖臂拉索銷上的切線換擋力性能，包含：換擋行程、換擋力以及換擋吸入力。根據變速箱換擋結構，變速箱靜態換擋力通常由同步器滑塊力、換擋撥叉鋼球力、換擋塔鋼球力矩組合而成，如圖1所示。

評價靜態換擋力有主觀駕評和客觀測試兩種方式。本文是采用GSA整車換擋測試系統進行評價。Gear Shifting Analysis系統（簡稱GSA），是基于硬件采集部件（固定支架、三向力傳感器、三向位移傳感器和IMC數采系統）和分析軟件系統來進行數據采集分析，用于評價整車換擋性能的專業測試系統，如圖2所示。

2同步器滑塊力計算

齒套在滑動過程中，同步器滑塊力受力示意圖如圖3所示，滑塊力F1由式（1）得出：

每個同步器有3個鋼球，鋼球在任意位置處的彈簧力為Fball，鋼球與齒套接觸點處的切線角為 sleeve，滑塊導軌上的摩擦系數為 1， 1推薦值0.2。

根據齒套滑塊槽及滑塊的形狀和尺寸，可求出齒套在滑動過程中所受到鋼球軸向力Fsleeve與位移的關系。圖4是基于式（1）設計的變速箱同步器滑塊力與位移關系圖。相關參數 =30埃琑=0.6，L1=7，F1=20N，L2=6.1，F2=27.2N。

3換擋撥叉鋼球力計算

換擋撥叉組件的受力示意圖如5所示。換擋撥叉組件在運動過程中，所受鋼球的軸向力F2可由式（2）求出。

（2）

自鎖鋼球總成的工作簧力為FN， 自鎖鋼球與換擋撥叉組件W曲面接觸點的切線角為 fork，換擋撥叉組件導軌的摩擦系數為 2。

根據換擋撥叉組件W曲面形狀和尺寸，即可求出換擋撥叉組件所受軸向力與位移的關系。圖6是基于式（2）設計的變速箱換擋撥叉鋼球力與位移關系圖。

4換擋塔鋼球力矩計算

換擋塔定位銷與波形面進行受力分析，受力示意圖如圖7所示。因此，換擋塔鋼球力矩計算公式如式（2）所示。

鋼球球心為02，所受彈簧簧力為F，鋼球與波形面的接觸點處法向角為 ，接觸點到旋轉中心01的距離為b，接觸點到旋轉中心01的連線與水平面的夾角為 ，摩擦角為 ，換擋軸轉動時的摩擦系數為 3，換擋軸半徑為R′。

根據波形面的形狀和尺寸，可求出換擋塔轉動過程中所受鋼球力矩與轉角的關系。圖8是基于式（3）設計的變速箱換擋軸所受的力矩與轉角的關系圖。

5靜態換擋力曲線擬合

根據式（1）～（3）理論計算公式，以上X變速箱同步器滑塊力-位移關系圖（圖4）、換擋撥叉鋼球力-位移關系圖（圖6）、換擋鋼球力矩-位移關系圖（圖8）。考慮到換擋撥指與叉口架之間的間隙△1，換擋撥叉與同步器齒套之間的間隙△2，滑塊與齒環之間的間隙△3，對這三個力進行匹配，擬合出變速箱X靜態換擋力-位移曲線，如圖9所示。

6 GSA換擋測試

根據以上設計結果，完成變速箱樣機制造后，搭載整車進行GSA換擋測試。以一擋為例，靜態換擋力主要關注進擋力、吸入力，以及進擋曲線走向，見圖10。對比圖9，可以看出圖10實測曲線進擋過程與圖9理論擬合曲線一致。

從表1整車靜態換擋力測試結果可以得出，變速箱靜態換擋力適中，吸入力較強，是典型家用舒適型換擋，靜態換擋力表現優異。

7結論

針對變速箱換擋靜態換擋力，根據變速箱換擋機構工作原理，詳解設計方法。基于此設計方法，設計一款變速箱，通過整車GSA換擋測試可以得出：

（1）實測曲線與理論擬合的曲線相一致，證明理論設計方法正確。

（2）基于此設計方法的變速箱靜態換擋力滿足標準，性能表現出色。