基于ADAMS的變速箱換檔過程仿真*

劉 暢 ，龍海洋 ，李耀剛 ，楊 玨 ，張 碩 ，回學文

(1.華北理工大學 機械工程學院，河北 唐山 063210； 2.北京科技大學 機械工程學院，北京 100083)

0 引言

20世紀初期，伴隨著歐美國家城市化進程的加快，汽車開始進入普通人的生活，與此同時，能夠顯著降低駕駛難度的自動變速技術也應運而生。自動變速箱的設計目的是實現動力系統的高效運轉、優化駕乘體驗及降低油耗。目前對于最復雜的AT變速箱，Benz公司已實現了最大傳動比達9.15的9AT，使車輛不再局限于經濟平穩而更傾向于駕駛樂趣的體現，自動變速箱在美國的裝備率達到了90%，日本達到了80%[1-2]。

我國在自動變速領域起步較晚，20世紀60年代中期與Chrysler公司合作，引入了首款擁有兩個前進檔位的自動變速箱，并裝配于當時的紅旗770轎車上。1975年，我國一汽轎車研發出了具有三個前進檔的變速箱，并安裝于CA774型車上。隨著后期改革開放的不斷深入，國外大量搭載先進變速箱的高檔轎車進入我國市場，使得本就起步緩慢的國產自動變速技術受到沖擊。我國自動變速箱市場需求很大，大部分高級自動變速箱仍依賴進口，因此國內變速箱企業及汽車廠商的機遇與挑戰并存，國內各大汽車廠商正不斷致力于研發擁有自主知識產權的自動變速箱，相信國內自動變速箱技術必將高速發展[3-4]。

1 換檔機構組成及工作原理

為了確保變速箱換檔時動力的連續性，變速箱采用由蝸桿、具有螺旋曲面的斜齒輪、曲面引導構件和摩擦片配合而成的楔形換檔機構，如圖1所示。斜齒輪通過蝸桿和換檔電機的直接驅動使其能夠在相同軸線上完成兩個方向的檔位切換。蝸桿和斜齒輪的配合使用可實現機構的反行程自鎖，增加機構的安全系數，這一特點使得該變速箱相比于單級變速箱具有明顯的優勢[5]。

圖1 楔形換檔機構

2 變速箱傳動分析

電機的輸入轉矩驅動太陽輪，由兩級行星排將動力傳遞給二級行星架，即完成轉矩輸出。由于檔位可隨時切換，使行星輪系處于各速度傳動路徑的狀態之中，即實現低速與高速運動。若處于低速檔，斜齒輪與右側摩擦片處于相互結合的狀態，該狀態可使二級內齒圈與箱體順利聯接，進而實現由二級太陽輪至二級行星架的傳遞過程，如圖2(a)所示。若處于高速檔，左側摩擦片與斜齒輪處于相互結合狀態，而該狀態可使一級內齒圈與箱體順利銜接，從而實現由一級太陽輪至一級行星架至二級內齒圈至二級行星架的傳遞過程，如圖2(b)所示。

3 變速箱三維模型的建立

利用三維繪圖軟件SolidWorks建立變速箱傳動部件的裝配模型。變速箱中主要機構包括換檔執行機構、一級行星輪系、二級行星輪系以及殼體等構件。用SolidWorks繪制每個零件的模型，然后進行裝配，最終得到變速箱整體裝配圖，如圖3所示。

圖2 變速箱傳動路徑

4 ADAMS虛擬樣機仿真模型的建立

4.1 模型的導入及運動副的創建

將SolidWorks繪制的換檔執行機構三維裝配體設置成浮動模型，另存為Parasolid(*x_t)格式，開啟ADAMS軟件，將其參考系調整到與SolidWorks原參考系一致，完成模型導入。

換檔執行機構簡化模型的約束如表1所示。

4.2 仿真參數的確定

由于螺旋曲面構件與左、右側引導構件材質相同，因此兩個曲面接觸時的接觸剛度應當相同。換檔執行機構螺旋曲面構件與左、右側引導構件的接觸參數設定為：接觸剛度為5.2×105N/mm；非線性指數為1.8；阻尼系數為1 000 N·s/mm；靜摩擦因數為0.1，動摩擦因數為0.05[6]。

表1 換檔執行機構各構件的約束

摩擦片間的接觸模型本質上是一個非線性的彈簧-阻尼模型，其中動摩擦片材質為復合材料，靜摩擦片材質為鋼，接觸參數設置為：接觸剛度為1.7×105N/mm；非線性指數為2.2；阻尼系數為60 N·s/mm；靜摩擦因數為0.3，動摩擦因數為0.2[7]。

5 換檔執行機構性能分析

換檔執行機構作為兩檔變速箱的關鍵部件，其動力學性能對變速箱的換檔品質具有較大影響。若楔形機構結合過程打滑會大大降低其傳動效率；如果機構過度鎖緊會加劇零部件的磨損，并且換檔過程中難以分離，使換檔品質下降。

實際結構中，左、右側摩擦片存在數量上的差異，但曲面運動可產生的雙側軸向位移均為4 mm，只能夠使5片摩擦片完全結合，構成四組摩擦，其中靜摩擦片3片、動摩擦片2片，因此在2片動摩擦片上分別施加車輛當量轉動慣量I，其數值大小為1.435 kg·m2。由于兩側形狀相似，結構呈中心對稱，因此通過單側仿真就可獲得換檔執行機構的換檔特性。摩擦片仿真結果如圖4所示。

圖4 摩擦片仿真結果

初始狀態動摩擦片與內齒圈聯接，隨內齒圈轉動，從第0.5 s開始設置在動摩擦片上的初始轉速生效；大約在第0.6 s，動摩擦片開始與螺旋曲面構件發生接觸，在摩擦力的作用下，動摩擦片的轉速開始急劇下降，大約過了0.3 s，速度降至5 mm/s以下；后續動摩擦片雖然存在由于滑動摩擦產生的微小波動，但對系統影響較小。

如圖5(a)所示為由空檔升至低速檔過程中螺旋曲面軸向位置變化，由于螺旋曲面構件與引導構件和摩擦片間的沖擊，使得換檔過程產生了波動，最終摩擦片鎖止，位移量約為4.0 mm，用時約0.5 s。圖5(b)顯示了螺旋曲面構件在豎直方向的速度，反映了其振動情況，最大速度出現在0.6 s處，為800 mm/s，其余波動較小，對傳動系統動力傳遞影響較小，認為換檔基本完成。

綜上可知，變速箱換檔執行機構具有較好的動態特性，摩擦片結合時間短，打滑較小，可以滿足使用要求。

6 變速箱換檔過程仿真與分析

換檔執行機構通過換檔電機驅動蝸桿轉動，將動力傳遞給螺旋曲面構件，螺旋曲面構件與引導構架發生接觸產生反作用力，推動螺旋曲面構件與摩擦片接觸，完成換檔動作。

圖5 螺旋曲面構件運動仿真結果

進行換檔過程仿真前，螺旋曲面構件處于中間空檔位置，從0.3 s開始進行升檔的仿真，設置仿真類型為Dynamics，仿真時間為2.5 s，仿真步長為0.001 s，積分器為GSTIFF，積分格式為I3。仿真結果如圖6、圖7所示。

圖6為螺旋曲面構件在換檔仿真過程中的受力情況，螺旋曲面構件與引導構件從0.3 s開始接觸后受力升高至475 N，而后又快速降至約180 N，最終穩定在約85 N，接觸過程時間較短，幾乎不會對變速箱換檔過程產生影響。

圖6 螺旋曲面構件與引導構件受力仿真結果

圖7 摩擦片加速度仿真結果

在靜摩擦片與變速箱外壁面之間建立固定副，約束其各方向自由度；動摩擦片與傳動齒輪固定，僅保留軸線方向的旋轉自由度。在動摩擦片上施加Motion，定義摩擦片轉速。用接觸力來描述摩擦片與對偶片間的作用力，由靜態分析得到動摩擦片與靜摩擦片的接觸剛度為1.7×105N/mm。

圖7(a)和圖(b)為兩動摩擦片加速度變化曲線，表示了換檔過程中與動摩擦片聯接的內齒圈的加速度變化情況，內齒圈加速度沖擊產生在約0.65 s前，經過約0.2 s后，加速度趨于穩定，表明換檔過程中齒輪組的沖擊較小。圖7中各加速度變化趨勢相近，而且變化時間也非常接近，表明摩擦片間受力比較平均，且換檔力傳遞較快。

綜上所述，換檔過程中機構動態性能較好，響應速度快，能滿足使用要求。

7 結論

本文建立了ET200新型兩檔變速箱基于ADAMS的多體動力學虛擬樣機，對換檔執行機構性能以及換檔過程進行了仿真分析。仿真結果表明:換檔執行機構具有較好的結合特性，結合時間較短，能夠

滿足設計及使用需要；換檔執行機構具有速度快、連續性好的特性，可實現無動力中斷換檔。通過虛擬樣機仿真，清晰地了解了變速箱的換檔過程，為建立類似傳動機構仿真模型提供了有效的依據。