一種適用于電控的駐車機構的設計思路及性能分析

葉光海

(贛州經緯科技股份有限公司，江西贛州 341000)

0 引言

駐車機構是自動變速器中常用的防止汽車滑行的停車安全裝置，用于汽車長期無限時地停駐在一定位置甚至斜坡上。駐車機構一般采用結構簡潔、工作可靠的純機械式驅動機構來實現，以避免故障。隨著近年來新能源汽車及電控技術的發展，越來越多的駐車機構經適當的優化設計應用于電動汽車的減(變)速器當中，用于輔助安全停駐車輛。

由于駐車機構在汽車使用過程中具有重要的作用甚至涉及整車的安全性，因此對于駐車機構的設計和性能分析就很有必要。目前應用于變速器的駐車機構大多采用機械結構手動操作模式，本文作者將以運用于某純電動汽車減速器的適用于電機驅動換擋的駐車機構為例，對其設計思路及性能進行分析和研究，以提高其在變速器甚至整車應用中的安全性。

1 駐車機構的設計思路

駐車機構最終的使用效果是在整車上體現的，所以設計之前需與所匹配車型客戶技術人員進行充分溝通并收集相關的參數和要求。需要了解整車的相關參數及使用工況，如：整車質量、重心位置，駐車的坡度、軸距、輪胎規格、路面附著系數等與駐車功能相關的參數和數模。然后對收集的數據進行分析與研究并展開設計。

根據汽車駐車制動性能要求，駐車機構的駐車效能以汽車在良好路面上能可靠而無時間限制地停駐最大坡度來衡量。轎車等乘用車駐車坡度一般要求為20%～30%,所以駐車機構展開設計前，需對整車爬坡度所對應的坡度角進行計算分析和研究[1]。

汽車在坡道上駐停時的受力情況如圖1所示。

圖1 汽車斜坡駐車受力示意

駐車所需的地面制動力為：

FL=magsinα

(1)

汽車可能停駐的極限上坡路傾角為α1，可根據后橋上的附著力與制動力相等的條件求得：

(2)

式中:α1是保證汽車上坡行駛時縱向穩定性的極限坡路傾角。

同理，可以推導出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為：

(3)

式中：FL為駐車所需的制動力;

ma為汽車最大總質量;

g為重力加速度;

α為法規坡度角;

α1為汽車極限上坡傾角;

L為汽車軸距;

L1為汽車質心到前輪平行軸距距離;

L2為汽車質心到后輪平行軸距距離;

hg為汽車質心與地面的垂直距離;

φ為地面附著系數，一般取0.7[1]。

2 駐車機構的結構分析

某純電動汽車減速器駐車機構根據匹配和布置空間要求，設計基本結構如圖2所示。

圖2 駐車機構基本結構

其中駐車齒輪、駐車棘爪、駐車凸輪、回位銷、銷軸、轉軸、扭轉回位彈簧、彈性定位座是本駐車機構的實現整車相關功能的關鍵零件；扇形渦輪及蝸桿用于外接電機的驅動本駐車機構換擋，取代了手動搖臂換擋；利用蝸桿渦輪副大傳動比的特點，可以使機構設計更加緊湊，選用功率或結構更小的電機來實現整車的電控P擋。

3 駐車機構的性能分析

駐車機構為滿足整車使用需要實現以下功能[1]：(1)汽車在不大于5 km/h時車速行駛時，要能夠實現安全駐車；(2)當汽車實現駐車后，包括在斜坡路面上駐車機構不能自動脫擋；(3)當汽車需行駛時，駐車機構應能順利解鎖，使汽車脫離駐車P擋；(4)當汽車處于非駐車工況下，發生任何異常，駐車機構不能自動駐車。

3.1 安全駐車性能

在車速不大于5 km/h時，駐車機構要能實現全駐車，此時車輪旋轉角速度為

(4)

式中：v為車速，r為輪胎半徑[1]。

如圖3所示，駐車棘爪和駐車齒輪齒頂相碰的工況，此時駐車棘爪旋轉角度為αjz,駐車齒輪旋轉角度為αzc,駐車凸輪旋轉角度為αzt。

圖3 駐車鎖止駐車棘爪未完成入駐受力示意

在嚙合運動的過程中駐車棘爪的受力方程如下[2]

(5)

式中：Fzt為駐車凸輪作于到棘爪上的力;

Rjz為Fzt相對棘爪轉軸的力臂;

(6)

Thw為扭轉回位彈簧扭力矩;

Ftz為彈性定位座對扇形渦輪的作用力;

Rtz為Ftz作用于扇形渦輪轉軸力臂;

Twl為蝸桿輸入扭矩為Twg時輸出給扇形渦輪的扭矩，可通過以下公式計算:

Twl=iwTwg

(7)

式中:iw為蝸輪渦桿副傳動比。

當Twg完成掛P擋輸入扭矩零時，即Twl=0，則受力平衡方程為：

(8)

此時，滿足式(8)中的彈性定位座彈力可以確保駐車機構實現安全駐車。

3.2 防自動脫擋性能

駐車機構P擋鎖止工作時，駐車棘爪所受力Fzc基本上由銷軸(分力Fzc2)與轉軸(分力Fzc1)所承受，如圖4所示，為了確保防止自動脫擋，彈性定位座在P擋工作位置，可進一步防止本機構自動脫擋。

圖4 駐車機構鎖止工況受力示意

根據力平衡方程可得

FtzRtz≥f1R

(9)

式中：f1為駐車棘爪與駐車凸輪存在脫擋傾向時的摩擦力，可由下式計算得[3]

f1=μFzc1

(10)

式中：μ為駐車棘爪與駐車凸輪接觸面摩擦因數;

R為f1對駐車凸輪轉軸的力臂。

將式(10)代入(9)可得

FtzRtz≥μFzc1R

(11)

駐車機構P擋鎖止工作時，彈性定位座彈力須滿足式(11)，則可防止本駐車機構在P擋時自動脫擋。另外本機構還可考慮利用渦輪蝸桿的自鎖性能來實現P擋自鎖，文中不在此詳述。

3.3 防止異常駐車性能

圖5為駐車機構非駐車工況狀態圖。

圖5 駐車機構非工作工況受力示意

駐車棘爪通過回位銷與駐車凸輪連接，根據變速器使用工況，選取安全系數為n，駐車機構此狀態的力矩平衡方程[2]為：

FtzR1-nGjzR2=0

(12)

式中:Gjz為駐車棘爪與回位銷的重力;

R1為Ftz到駐車凸輪轉軸中心力臂;

R2為Gjz到駐車棘爪銷軸中心力臂。

當彈性定位座的作用力Ftz滿足式(12)要求，則能防止駐車棘爪異常駐車。

3.4 駐車棘爪自動彈出能力

當汽車在坡道上駐車時，駐車齒輪輪齒的一側與駐車棘爪嵌入齒的一側接觸并受載，駐車棘爪受力情況如圖6所示，此時要啟動汽車，確保P擋順利解鎖，駐車棘爪順利彈出，須滿足[3]：

圖6 駐車時駐車棘爪受載工況受力示意

FzcR3-f2R4≥0

(13)

式中:f2為駐車齒輪與駐車棘爪摩擦力;

R3和R4分別為各作用力對應的力臂。

3.5 駐車機構最大解鎖扭矩校核

駐車機構從P擋解鎖所需的扭矩Twg,主要取決于駐車棘爪與駐車凸輪間的受力以及彈性定位座的彈簧作用力，系統受力如圖7所示。

圖7 駐車機構解鎖工況受力示意

考慮是最大解鎖扭矩，校核時須將駐車極限坡道角度的較大值工況納入核算。經受力分析，可得出最大解鎖扭矩的力矩平衡方程[2]為：

(14)

將式(7)和(10)代入式(14)并整理可得

(15)

式中：Twg為駐車機構的控制力矩，也是控制電機選型的依據之一，一般情況在30%坡度工況下，根據具體車型進行評價，乘用車控制在0.3～1 N·m較合理，電機較小，結構緊湊。

4 結論

駐車機構是關系整車安全的關鍵系統之一，要求結構簡單可靠，但對其性能要求還是挺高的，且結構形式多樣，設計約束條件較多，因此駐車機構的設計方案需要針對具體車輛及變速器的邊界條件具體分析研究。

文中僅就駐車機構的設計思路及主要性能要求做了初步的分析和研究，還有一些細節和影響因素有待進一步的探討。