變速器非對稱型換擋撥叉耐久魯棒性優化及換擋性能改善

文新海，殷金菊，張 磊，董立偉，黃 勤

變速器非對稱型換擋撥叉耐久魯棒性優化及換擋性能改善

文新海1，殷金菊1，張 磊1，董立偉1，黃 勤2

（1.麥格納動力總成（江西）有限公司，江西 南昌 330013；2.江西五十鈴汽車有限公司，江西 南昌 330020）

換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配優劣對于變速箱的換擋性能及舒適性有著至關重要的影響。文章根據換擋機構設計要求，建立換擋機構的初始結構模型并開展有限元分析，將有限元計算結果作為拓撲前置輸入條件；采用變密度各向同性材料懲罰模型算法對換擋撥叉的初始結構開展拓撲優化分析，獲得換擋撥叉的優化設計結構；對換擋撥叉的優化設計結構中不滿足實際加工制造要求的部分進行調整，得到換擋撥叉的最終設計結構；對換擋機構的最終設計結構進行工況的數值模擬分析。在換擋機構設計空間受限的情況下，極大地優化了撥叉臂載荷分配并提升了換擋撥叉的強度及耐久壽命，提出了一種提升變速器非對稱型換擋撥叉耐久魯棒性的設計方法。

變速器；非對稱型換擋撥叉；拓撲優化；魯棒性

變速器換擋機構的主要作用是將駕駛員的操作轉化為變速器內部齒輪的移動，從而實現車輛的換擋操作[1]。換擋撥叉是換擋機構中重要的零部件之一，換擋撥叉的功能是在同步器的齒套上施加均勻分布的作用力來實現平穩的換擋和摘擋過程。

換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配優劣對于變速箱的換擋性能有著至關重要的影響。換擋力分配在換擋撥叉臂上的載荷是否均衡，決定著撥叉臂能否同步平穩地推動同步器齒套，進而決定能否與擋位齒輪同步齒圈順利接合，并最終決定能否實現平順換擋。由于變速箱內部布置，換擋撥叉的撥叉套筒、換擋力臂和換擋撥指常常不能被布置在半圓形的撥叉臂的對稱軸上，而是偏置在一側，撥叉套筒使撥叉臂左右分隔成一長一短兩個撥叉臂。換擋力加在換擋撥指上時，由于偏置生出附加彎矩，使換擋時分配在撥叉臂的載荷及力矩不平衡，離換擋指撥近的短撥叉臂受力要大，距離換擋撥指遠的長撥叉臂受力要小。

非對稱型換擋撥叉的長撥叉臂和短撥叉臂上巨大的載荷差異使兩側撥叉臂無法同步平穩地推動同步器齒套，造成齒套受力偏斜，并使齒套在移動過程中帶來附加摩擦力矩，無法與同步齒圈平順接合，使得換擋不順暢，換擋手感變差。以往對變速器換擋撥叉的研究[2-6]基本集中于換擋撥叉靜強度及耐久壽命分析，而鮮有文獻對作用在非對稱換擋撥叉兩撥叉臂上載荷分配的均勻性進行研究。本文基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對變速器換擋撥叉進行了拓撲優化，在換擋機構設計空間受限的情況下，重構了換擋撥叉結構，極大地優化了換擋撥叉兩側的撥叉臂剛度分配比并提升了換擋撥叉的強度及耐久壽命。

1 非對稱換擋撥叉力學性能分析

1.1 換擋機構有限元仿真模型搭建

采用靜力學方法，考察換擋撥叉的靜態強度、耐久和剛度是否滿足設計要求，主要指標如下：換擋撥叉在沖擊載荷作用下，最大應力是否低于材料斷裂極限；耐久試驗下，疲勞損傷是否要求；兩撥叉臂的載荷分配差異是否維持在一個合理的水平。

搭建換擋機構總成的有限元分析模型如圖1所示，采用二階四面體單元對各部件進行網格離散，同步器齒套簡化為虛擬剛體。分別定義撥叉各接觸趾與同步器齒套之間的有限滑移接觸，并考慮摩擦系數。其他各部件之間可視情況定義有限滑移、小滑移或綁定接觸。

圖1 變速器換擋機構有限元仿真模型

約束同步器齒套三向平動及三向轉動自由度，約束撥叉軸一端三向平動自由度及軸向轉動自由度，約束撥叉軸另一端徑向平動自由度及軸向轉動自由度。在換擋撥叉的撥指槽施加換擋力，為考慮撥叉在循環換擋過程中的交變應力，需要在沿軸向的前后兩個方向上分別施加換擋力。

1.2 換擋機構有限元仿真結果及試驗對比

根據表1載荷，使用ABAQUS軟件有限元仿真計算獲得的兩個方向的應力分布情況及兩撥叉臂的載荷分配結果（圖2、表2）。考慮換擋撥叉的表面粗糙度、應力分布梯度等因素，采用FEMFAT對每個工況進行換擋撥叉的疲勞損傷分析，再根據疲勞損傷Miner線性累積法則進行損傷疊加，獲取換擋撥叉全試驗周期的疲勞壽命（圖3）。

表1 換擋撥叉強度耐久載荷譜

注：單個循環：1－2－3－4，共20個循環。

表2 原換擋撥叉載荷分配、強度及耐久仿真結果

換擋力加在換擋撥指上時，由于結構偏置，換擋力產生出附加彎矩，使換擋時分配在撥叉臂的載荷及力矩不平衡：離換擋指近的短撥叉臂受力要大，占比約84％；距離換擋撥指遠的長撥叉臂受力要小，占比約16％。長撥叉臂和短撥叉臂上巨大的載荷差異使撥叉臂無法同步平穩地推動同步器齒套，造成齒套受力偏斜，并使齒套在移動過程中帶來附加摩擦力矩，無法與同步齒圈平順接合，使得換擋不順暢，換擋手感變差。

圖2 變速器換擋撥叉極限工況應力云圖

圖3 換擋撥叉疲勞損傷云圖對比試驗失效模式

撥叉應力云圖及疲勞損傷云圖顯示了該撥叉承受試驗規范中描述的動態循環作用力時，短撥叉臂區域的損傷值超過100%，臺架試驗結果表明，計算的關鍵區域確實為結構的薄弱區域。由于短撥叉臂被迫承受大部分載荷，導致其應力及疲勞損傷較大，根據經驗可通過提升長撥叉臂的剛度，以實現分配在兩撥叉臂上的載荷均分，降低短撥叉臂的載荷，從而降低短撥叉臂的應力及疲勞損傷，因此可通過有限元對撥叉結構進行拓撲優化以提升長撥叉臂的剛度。

2 非對稱換擋撥叉拓撲優化

2.1 拓撲優化技術路線

拓撲優化關注材料和結構的連通性在設計域（空間）中的分布。優化問題是在給定的約束條件下，使用定義的目標函數來確定材料在設計域中的最佳分布。

用于拓撲優化的換擋撥叉模型分為兩部分，一部分是用于拓撲優化的設計空間，另一部分是無法優化的非設計空間，均用六面體非協調單元離散。在拓撲優化期間，非設計空間保持不變。根據圖4所示的換擋撥叉的包絡模型，創建了計算機輔助設計（Computer Aided Design, CAD）域。為了保證設計的自由度，使域的體積大于機械加工叉的設計。此外，設計域上的頂部輪廓和寬度尺寸，與機加工撥叉的設計保持一致，以確保最終產品與變速器其他零部件之間的零干涉。在對換擋撥叉CAD模型進行網格離散，重點要保持設計域與非設計域的網格之間共節點連接。將有限元計算結果作為拓撲前置輸入條件，基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對變速器換擋撥叉進行了拓撲優化。

圖4 拓撲模型的設計和非設計空間

2.2 拓撲優化目標：體積最小

拓撲優化約束條件：換擋撥叉兩叉臂的支反力差異小于5%，常規工況下最大應力小于換擋撥叉的材料ZG310-570的屈服強度（310 MPa）；撥叉沿軸向位移小于1 mm；自由模態大于1 000 Hz。同樣也需要考慮制造的可行性：4 mm<肋厚<10 mm；全局坐標軸方向（沿撥叉軸）為鑄造的拔模方向。

根據經驗，取0.5的單元密度懲罰值，即去除單元密度小于0.5的設計區域，迭代68次優化收斂，得到單元密度云圖。拓撲優化傾向于創建設計方案，其中材料積聚在設計空間的外部邊界區域。如圖5所示，經拓撲優化后的撥叉臂呈現桁架結構，從設計空間中去除了大量的材料。

圖5 拓撲優化結果

開發新型換擋撥叉的下一步是根據拓撲優化的結果確定其近似形狀，這將作為創建新的有限元模型的設計草稿，用于后續的仿真計算和形狀優化。考慮結構對鑄造液體流動及拔模的影響，圖6顯示了基于拓撲優化結果的新幾何形狀。拓撲優化的結果為在長撥叉臂的外緣設置了拱形加強筋，通過拱橋形支架和支撐加強筋來增加長撥叉臂的剛度。

圖6 新換擋撥叉結構

在設計過程的這一階段，進行了新換擋撥叉的應力分析驗證，以準確預測新設計的性能。將相同的邊界條件和單元尺寸應用于新設計的換擋撥叉模型，通過有限元分析獲取換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配、極限應力及疲勞損傷的結果。

相比于原換擋撥叉，新換擋撥叉兩撥叉臂的剛度分配更為合理，極限應力下降25%，同時疲勞壽命提升18.5倍，通過了完整的臺架耐久試驗，如表3所示。

表3 新換擋撥叉載荷分配、強度及耐久仿真結果

3 結論

本文基于變速器換擋機構的強度疲勞工況分析了原換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配、強度及耐久性能。將有限元計算結果作為拓撲前置輸入條件，基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對變速器換擋撥叉進行了拓撲優化，在換擋機構設計空間受限的情況下，重構了換擋撥叉結構，獲得換擋撥叉的優化設計結構。極大地優化了換擋撥叉兩側的撥叉臂載荷分配比并提升了換擋撥叉的強度及耐久壽命。拓撲優化方法在汽車工業中的應用尚未完全融入設計過程。計算機輔助工程分析和優化工具節省了開發時間，降低了新零件和故障零件概念設計階段的成本。因此，必須盡早提出穩健和創新的設計建議。

[1] 茍鵬,張培培,隋立起,等.基于換擋力的換擋搖臂多目標結構設計優化[J].電子機械工程,2022,38(3):13-17.

[2] 孫成龍,馮飛韓,啟鋒.換擋撥叉的有限元分析及優化[J].汽車零部件,2022(3):57-60.

[3] 陳留.基于HyperMesh的變速器撥叉簡化模型的有限元分析[J].內燃機與配件,2020(15):82-83.

[4] 陳平,方杰,周志,等.變速箱換擋撥叉疲勞壽命分析[J].機械強度,2020,42(3):688-693.

[5] 李文林.雙離合變速器內部換擋機構關鍵零部件優化與改進[D].重慶:重慶理工大學,2020.

[6] 趙艷芳.幾何非線性結構的中空拓撲優化設計[D].長春:吉林大學,2023.

Optimization of Shift Performance and Durability Robustness of Asymmetric Shift Fork of Transmission

WEN Xinhai1, YIN Jinju1, ZHANG Lei1, DONG Liwei1, HUANG Qin2

( 1.Magna Powertrain (Jiangxi) Company Limited, Nanchang 330013, China;2.Jiangxi Isuzu Motors Company Limited, Nanchang 330020, China )

The load distribution of the fork arms on both sides of the shift fork has a crucial impact on the shift performance and comfort of the gearbox. In this paper, according to the design requirements of the shift mechanism, the initial structure model of the shift mechanism is established and the finite element analysis is carried out. The finite element calculation results are used as the topology pre-input conditions. The topology optimization analysis of the initial structure of the shift fork is carried out by using the variable density isotropic material penalty model algorithm, and the optimal design structure of the shift fork is obtained. The part of the optimized design structure of the shift fork that does not meet the actual processing and manufacturing requirements is adjusted to obtain the final design structure of the shift fork. The numerical simulation analysis of the final design structure of the shift mechanism is carried out. Under the condition of limited design space of shifting mechanism, the load distribution of shifting fork arm is greatly optimized and the strength and durability life of shifting fork are improved. A design method for improving the robustness of asymmetric shifting fork of transmission is proposed.

Transmission;Asymmetric shift fork;Topology optimization;Robustness

U462

A

1671-7988(2023)21-67-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.021.014

文新海（1982－），男，碩士，高級工程師，研究方向為汽車整車及零部件CAE，E-mail:xinhai.wen@magna.com。