抱軸式小型電子換檔執行器的設計與開發

高建民，代明

(上海汽車集團股份有限公司 創新研究開發總院，上海 201804)

0 前言

隨著汽車智能化、電動化的推進，采用線控電子換檔執行器的車型越來越多。當前，線控技術在新能源汽車智能駕駛領域占據了重要位置[1]。線控電子換檔技術優勢明顯，但對整個系統的安全也提出了更高的要求[2]。

線控電子換檔是將駕駛員的駕駛意圖通過信息流控制轉化為實際檔位的切換，通過電信號及網絡信號傳輸來控制變速箱，結構精簡，操作便捷。當前，電子換檔執行器大多采用拉索轉接式，由于其子零件數量眾多、空間需求大、裝配復雜，對整車布置、生產制造及裝配標定的要求越來越高[3]。為此，設計開發了抱軸式小型電子換檔執行器。

1 抱軸式小型電子換檔系統設計

1.1 結構設計

拉索轉接式電子換檔執行器如圖1所示。抱軸式電子換檔執行器在拉索轉接式執行器的基礎上取消了搖臂、連桿、卡扣、螺栓等近40件子零件，采用套筒[4]與換檔軸直接連接，如圖2所示。

圖1 拉索轉接式電子換檔執行器

圖2 抱軸式電子換檔執行器

結構上的優化不僅在零件制造方面更省時、省力，在整車布置空間上更優，可以在保證執行器本體不變的情況下，執行器長度縮小50%以上。此外，在裝配方面也更簡易，裝配工時由46 s縮減至21 s。2種換檔執行器的匹配型式及特點見表 1。

表1 執行器與變速箱匹配型式對比

1.2 計算機輔助工程(CAE)校核與設計優化

1.2.1 整車駐車扭矩計算

當整車在坡上駐車停止時，輪胎受到的摩擦力等于由車重引起的下滑力，即

T=mgRsinβ

(1)

式中：T為輪胎受到的摩擦力；m為車輛整備質量；g為重力加速度；R為輪胎半徑；β為坡度。

針對不同的車輛整備質量計算得到車型1的半軸承受扭矩為1 811 N·m，車型2的半軸承受扭矩為2 005 N·m，相應整車與零部件參數見表2。最終扭矩通過速比傳遞到駐車棘輪，按表2中的駐車彈簧剛度等參數，通過計算機輔助工程(CAE)仿真計算出在不同檔位下駐車機構輸出軸拔脫扭矩，如圖3所示。

表2 整車與零部件參數

圖3 棘爪接觸狀態CAE分析結果

由仿真分析結果得知，在30%坡度時最大拔脫扭矩為12 N·m(P檔時)，考慮到安全裕量，整個換檔系統應以18 N·m進行校驗。

1.2.2 換檔軸設計與優化

換檔軸材質為35號鋼，換檔軸直徑為11 mm，與執行器配合扁口寬度為5.8 mm，初始設計倒角為0.5 mm，無特殊熱處理。經分析，該換檔軸的最大主應力高于屈服強度，不滿足設計要求。為此，將設計倒角擴大為1.0 mm，并增加與套筒配合區域淬火工藝，洛氏硬度達到40 HRC以上，有效硬化層深度為0.3～1.3 mm。經CAE分析，扭矩為12 N·m時，換檔軸的表面最大主應力為256 MPa，分析結果如圖4所示。扭矩為18 N·m時，換檔軸的表面最大主應力為382 MPa(設計值為<875 MPa)；有效硬化層深度為0.3 mm時，最大主應力為236 MPa(設計值為<315 MPa)，分析結果如圖5所示，滿足了設計要求。

圖4 扭矩為12 N·m時的應力分布

圖5 扭矩為18 N·m時表面及深層應力分布

1.2.3 間隙設計

1.3 執行器標定(自學習)方法與校核

由于線控換檔執行器的摩擦阻力矩大于回位彈簧對變速器換檔軸的力矩，因此對線控換檔執行器的R、N、D檔位進行精確標定就顯得尤為重要[6]。但由于套筒與換檔軸間隙配合會引起空行程，所以在實際應用中以電機扭矩控制進行精確標定的效果較差。設計中，換檔執行器依據檔位傳感器(IMS)在P、R、N、D各檔位的理論值進行標定，并以標定值的閾值區間對執行結果進行校驗，以實現閉環。

因傳遞路徑較長，需要系統性地梳理抱軸式換檔執行器的標定過程，合理設定相應參數。具體尺寸鏈影響因素及校驗參數見表3。

表3 尺寸鏈影響因素及校驗參數

建立模型，設置A和B 2個檔位，換檔執行器按正轉(P檔到D檔方向)、反轉(D檔到P檔方向)進行標定和校驗，如圖6所示。其中，θ表示執行器套筒與換檔軸間隙配合引起的空轉角度，α表示位置A與位置B之間的理論角度，δ表示實際裝配后齒形板與IMS理論差異角度。

圖6 執行器套筒與換檔軸關系

1.3.1 標定階段(靜態駕駛階段)

標定時電機動作緩慢且有持續電流控制，標定精度的主要影響因素為換檔軸與執行器套筒間隙配合的空轉。

執行器套筒空轉θ角度后推動換檔軸轉動，空轉時IMS占空比PWM不變；空轉完成后，執行器套筒推動換檔軸轉動，此時IMS占空比PWM發生變化。

在位置A，換檔執行器記錄此刻IMS PWM；然后換檔執行器繞轉α角度到達位置B，并記錄此刻IMS PWM。

校驗時，換檔執行器按表3中ε控制比對初始階段相應檔位標定值和IMS對應中值。其中位置A切換至位置B時的校驗與標定初始階段一致，位置B切換至位置A時的校驗則因配合間隙導致不同：執行器套筒先反轉2θ，然后帶動換檔軸繼續轉動α-2θ，此時換檔軸自位置B切換至位置A實際少轉動了2θ。

1.3.2 動態駕駛階段

動態駕駛階段，換檔執行器按表3中φ控制校驗，除受標定時的影響因素外，還受齒形板帶動換檔軸回位、執行器轉動慣量影響。

當以位置B切換至位置A時，因受執行器反向運動的空轉影響，換檔理論目標一直處于換檔軸實際位置的左側，如圖7所示。

圖7 執行器套筒、IMS與齒形板相對位置關系

由圖7可以看出：當齒形板相對IMS左偏時，受執行器套筒慣性運動，相應PWM偏轉最大，為ρ+τ+2σ+ω。

為保證換檔功能正常，既需要滿足變速箱不能機械上竄檔，又需要確保TCU不能報換擋桿位置信息故障而使車輛丟失動力[7]，即需要滿足如下要求：

ε≥ρ+2σ+ω

(2)

μ≥γ≥φ≥ρ+τ+2σ+ω

(3)

經三西格瑪計算，將ε設定為3%，φ設定為4.1%，其中最大影響因素為τ，占比為46%，第二重要影響因素為σ，在保持換檔軸直徑為11 mm不變的情況下，將切削扁口配合寬度由8.2 mm降至5.8 mm后，該累計公差可縮小44%。

2 設計驗證

挑選換檔執行器套筒與換檔軸樣件，配合間隙分別為0.02 mm、0.09 mm、0.18 mm，覆蓋極限樣件，按前述標定方法與參數進行試驗，結果見表4。每組樣件各進行標定30次，均可一次性學習成功，相應檔位的油路能正常建壓或泄壓。同時，經CANoe軟件進行信號采集與分析，結果顯示最大換檔執行時間為0.27 s(自P檔切換至D檔)；D檔切換至P檔的最大執行時間為0.3 s，均小于設定要求(0.6 s)。

表4 極限樣件標定驗證

為了驗證可靠性，搭建了電子換檔執行系統的臺架[8]，經P、R、N、D檔間30萬次耐久循環，均無故障。此外，經整車16萬km綜合耐久測試，換檔正常。截至目前，累計下線售出2萬余臺整車，自學習一次性通過率達100%，靜態、動態駕駛檢查均合格，售后車輛也無換檔相關故障。

綜合驗證結果表明該開發設計方案有效，換檔準確可靠。經過設計優化，該產品通過了尺寸鏈的校核，降低了對IMS標定的要求，其可在供應商處完成后直接裝配在變速箱換檔軸上，使整車下線檢測流程(EOL)時間更加可控。

3 結語

本文針對整車布置對空間的嚴苛要求，提出取消整套連桿機構，改為采用抱軸式小型電子換檔執行器的方案，并從設計和制造的角度分析了抱軸式換檔執行器的優勢與劣勢。抱軸式換檔執行器在結構上具有設計精簡、裝配簡便的優點，但同時需要滿足更高的換檔性能要求。

通過分析整車動力傳遞路徑，計算了變速箱輸出軸的強度要求，經過結構與工藝優化，大幅提升了軸系強度，滿足了整車在極限駐車時的最大拔脫扭矩要求，提高了換檔執行系統的可靠性和安全性。

通過梳理完整的系統換檔鏈路，以IMS理論值為標定目標，采用尺寸鏈校核方式，合理地設計換檔執行器校驗參數，形成了尺寸鏈閉環，滿足了電子換檔執行器的靜態標定與動態標定要求。

經系統性試驗驗證，該換檔執行器的換檔性能優異，在裝配方面也更加簡易，裝配工時由46 s縮減至21 s，提高了整車產線的生產效率。