李曉春,褚超美，繆 國(guó)

(1.上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，上海 200093；2.上海汽車變速器有限公司，上海 201800)

前言

汽車同步器是保證平順換擋和延長(zhǎng)變速器壽命的重要部件，廣泛應(yīng)用于手動(dòng)變速器和機(jī)械式自動(dòng)變速器中。由于同步器輸出端具有較大的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，而輸入端的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相對(duì)較小，工作時(shí)又受到攪油阻力矩和密封件摩擦阻力矩等因素的影響，所以同步結(jié)束后，輸入端與輸出端會(huì)產(chǎn)生新的角速度差，造成齒套與接合齒圈嚙合過程中鎖止面之間發(fā)生碰撞，產(chǎn)生二次沖擊現(xiàn)象。嚴(yán)重時(shí)會(huì)引起噪聲和振動(dòng)，甚至使同步器主要工作部件加劇磨損，進(jìn)而導(dǎo)致脫擋，影響換擋平順性和同步器的工作壽命[1-2]。

同步器主要零部件的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，而且整個(gè)換擋過程的時(shí)間較短，所以很難利用物理樣機(jī)試驗(yàn)的方法來進(jìn)行研究[3]。為實(shí)現(xiàn)同步器二次沖擊的動(dòng)態(tài)仿真，本文中借助動(dòng)態(tài)仿真軟件ADAMS建立虛擬樣機(jī)，研究同步器換擋二次沖擊現(xiàn)象。重點(diǎn)分析花鍵齒端鎖止角與棱線角對(duì)二次沖擊力峰值的影響，為評(píng)價(jià)二次沖擊力峰值提供參考。

1 同步器換擋二次沖擊分析

為了研究同步器換擋二次沖擊，對(duì)同步器的工作過程進(jìn)行分析。根據(jù)同步器的工作過程建立ADAMS動(dòng)態(tài)仿真模型。

1.1 同步器換擋過程分析

本文中對(duì)某型乘用車變速器慣性式單錐面同步器3擋升4擋過程進(jìn)行仿真分析。該同步器主要由齒套、齒轂、鎖環(huán)、接合齒圈和滑塊組等零部件構(gòu)成，各零部件均按設(shè)計(jì)要求進(jìn)行參數(shù)化建模。其中滑塊組包括滑塊、鋼球和彈簧等。

同步器整個(gè)換擋過程可分為預(yù)同步、鎖止、解鎖、自由滑行和嚙合等5個(gè)階段。

同步器的主要工作部件為齒套、鎖環(huán)和接合齒圈，在整個(gè)換擋過程中，三者的位置關(guān)系如圖1所示。圖1(a)為初始位置；開始換擋時(shí)，齒套受到撥叉的軸向推力，帶動(dòng)鋼球和滑塊一起軸向運(yùn)動(dòng)，當(dāng)滑塊前端面與鎖環(huán)突耳接觸后，推動(dòng)鎖環(huán)與接合齒圈的摩擦錐面接觸，在軸向力作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使鎖環(huán)快速轉(zhuǎn)過半個(gè)齒寬，完成預(yù)同步；圖1(b)中ω代表輸入端角速度；軸向力使齒套壓下鋼球迅速與鎖環(huán)鎖止面接觸，進(jìn)入鎖止階段；圖1(c)中，摩擦力矩Ms大于作用在鎖止面上的撥環(huán)力矩Mr，齒套受到鎖環(huán)阻擋而不能繼續(xù)軸向移動(dòng)；隨著齒套與鎖環(huán)角速度差的逐漸減小，當(dāng)Ms≤Mr時(shí)，齒套在軸向力作用下?lián)荛_鎖環(huán)，完成解鎖階段；圖1(d)中，直到兩部件的鎖止面脫離接觸，即虛線位置；撥環(huán)后齒套不再受鎖環(huán)阻礙而快速滑行，直至與接合齒圈的鎖止面接觸；圖1(e)為完成自由滑行階段；圖1(f)表示齒套與接合齒圈的鎖止面接觸后到完成換擋的嚙合階段，虛線位置為其最終位置。

1.2 同步器換擋二次沖擊動(dòng)態(tài)仿真

根據(jù)同步器工作過程中各零部件的運(yùn)動(dòng)形式，利用ADAMS/view建立動(dòng)態(tài)仿真模型，為各零件賦予屬性與名稱，設(shè)置約束和接觸，如表1所示[4]。

表1 設(shè)置約束和接觸

建立二次沖擊仿真模型如圖2所示，仿真結(jié)果如圖3所示。i,ii,…,v表示上述換擋過程的5個(gè)階段。其中各零件間的接觸采用沖擊函數(shù)法求解，沖擊函數(shù)方程為

(1)

式中：Fn為沖擊力；k為接觸剛度；g為切入深度；e為力指數(shù)；STEP為階躍函數(shù)；dmax為最大阻尼系數(shù)；cmax為最大摩擦因數(shù)；dg/dt為切入速度。

乘用車的典型換擋力轉(zhuǎn)換成同步器齒套上的當(dāng)量軸向力Fax為510N；換擋時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速ne為3 000r/min；單錐面平均工作半徑Rc為33.5mm；錐面間摩擦因數(shù)μCD為0.08；錐面半錐角α為6.5°；被同步端當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量IR為4 457kg·mm2；i3和i4分別為3擋和4擋的傳動(dòng)比，則理論同步時(shí)間[5]為

(2)

仿真得到同步結(jié)束時(shí)刻為0.027 6s，由式(2)求得理論同步時(shí)間約為0.028 5s，由于在ADAMS的計(jì)算過程中考慮了物體在接觸受力時(shí)發(fā)生彈性變形的實(shí)際情況，因而產(chǎn)生誤差，約為3.2%，小于5%，與同步器實(shí)際工作情況基本相符。

2 花鍵齒參數(shù)對(duì)二次沖擊力峰值的影響

2.1 換擋二次沖擊產(chǎn)生機(jī)理

同步結(jié)束后同步器輸入端與輸出端產(chǎn)生新的角速度差，造成了齒套和接合齒圈非同步嚙合而引起碰撞，即二次沖擊。

解鎖階段和自由滑行階段是影響二次沖擊的主要階段，而影響這兩個(gè)階段的同步器主要設(shè)計(jì)參數(shù)為花鍵齒端鎖止角和棱線角，因而重點(diǎn)分析兩者與二次沖擊力峰值的關(guān)系。

2.2 花鍵齒端鎖止角對(duì)二次沖擊力峰值的影響

花鍵齒端鎖止角是影響二次沖擊力峰值的主要參數(shù)之一，包括：齒套鎖止角β1、鎖環(huán)鎖止角β2和接合齒圈鎖止角β3，如圖4所示。

為保證同步器正常工作，要求β1≥β2=β且滿足如下鎖止條件[5]：

(3)

式中：μ1為鎖止面靜摩擦因數(shù)；μ為錐面靜摩擦因數(shù)；r為鎖環(huán)工作半徑；R為錐面平均半徑；β為鎖止角值。

解式(3)不等式得105°≤β≤167°，結(jié)合目前實(shí)際生產(chǎn)要求，選擇β值為100°、105°、110°、115°、120°和125°進(jìn)行分析。同步器齒套為鋼制件，鎖環(huán)為銅制件，可取β1=β2=β。為便于換擋，取β3值小于β，本文中β3取定值95°。以β為變量，齒套、接合齒圈和鎖環(huán)的棱線角取“s7c7r7”組合，對(duì)同步器二次沖擊進(jìn)行仿真，獲得齒套和鎖環(huán)鎖止角對(duì)同步器二次沖擊的影響，如圖5所示。

圖5(a)為齒套和鎖環(huán)鎖止角取不同β值時(shí)齒套質(zhì)心位置變化的仿真結(jié)果。由圖可見，當(dāng)鎖止角為100°(小于下限105°)時(shí)，預(yù)同步結(jié)束后齒套迅速穿過鎖環(huán)，質(zhì)心位置由3mm處快速運(yùn)動(dòng)到8mm處，之后經(jīng)過一段波動(dòng)后直接運(yùn)動(dòng)到9.5mm處，未出現(xiàn)平直的鎖止階段，即同步器失去鎖止能力，因而會(huì)產(chǎn)生更大的二次沖擊力；當(dāng)鎖止角在105°～125°范圍內(nèi)時(shí)，質(zhì)心位置曲線均出現(xiàn)平直的鎖止階段，即同步器均能完成鎖止；取不同鎖止角時(shí)，分析自由滑行階段曲線可知，β為115°時(shí)齒套質(zhì)心位置在6.25mm處，移動(dòng)距離最短。

圖5(b)為齒套和鎖環(huán)鎖止角取不同β值時(shí)角速度隨時(shí)間的變化曲線。由圖可見，在0.03s之前，3條曲線近乎重合，說明齒套和鎖環(huán)鎖止角的變化對(duì)接合齒圈的角速度基本上沒有影響，而它們與水平方向的點(diǎn)劃線(齒轂角速度)交點(diǎn)對(duì)應(yīng)的時(shí)刻即同步結(jié)束時(shí)刻，約為0.027 6s，與理論同步時(shí)間非常接近。角速度曲線在預(yù)同步階段和鎖止階段重合度很高，說明鎖止角對(duì)預(yù)同步階段和鎖止階段無明顯影響。同步結(jié)束時(shí)刻對(duì)解鎖階段和自由滑行階段無明顯影響，即對(duì)二次沖擊峰值無顯著影響。

圖5(c)為齒套和鎖環(huán)鎖止角取不同β值時(shí)，二次沖擊力峰值時(shí)間歷程的仿真結(jié)果。由圖可見，齒套和鎖環(huán)的鎖止角對(duì)同步器二次沖擊力峰值的影響較為顯著。隨著鎖止角的增大，二次沖擊力峰值先減小后增大，當(dāng)鎖止角為115°時(shí)峰值最小。

2.3 花鍵齒端棱線角對(duì)二次沖擊力峰值的影響

目前國(guó)內(nèi)外的研究主要考慮鎖止角對(duì)二次沖擊力峰值的影響，但齒端棱線角對(duì)二次沖擊力峰值也有較大的影響。定義棱線角分別為齒套棱線角φ1、接合齒圈棱線角φ2和鎖環(huán)棱線角φ3，如圖6所示?，F(xiàn)階段同步器產(chǎn)品的花鍵齒端棱線角通常取值為0°～9°，本文中結(jié)合目標(biāo)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)要求，取φ1和φ2的值為6°、7°和8°，取φ3值為7°和8°進(jìn)行研究。

分別以φ1、φ2和φ3為設(shè)計(jì)變量，β1=β2=β取值為115°，分3組對(duì)同步器二次沖擊力峰值進(jìn)行仿真，即第1組以φ1為變量，選取最佳值作為第2組仿真常量，再以φ2為變量，最后以φ3為變量。齒端棱線角對(duì)二次沖擊的影響如圖7所示，圖中“s”表示齒套，“c”表示接合齒圈，“r”表示鎖環(huán)，數(shù)字表示棱線角的角度取值。

圖7(a)為齒套、接合齒圈和鎖環(huán)的齒端棱線角取3種不同組合時(shí)，接合齒圈和齒轂的角速度隨時(shí)間的變化曲線。由圖可知，不同棱線角組合得到的角速度曲線幾乎重合，說明改變齒套、鎖環(huán)或接合齒圈的棱線角對(duì)同步結(jié)束時(shí)刻基本上沒有影響，且與上節(jié)仿真結(jié)果相同(0.027 6s)。

截取解鎖階段與自由滑行階段質(zhì)心位置變化仿真曲線如圖7(b)所示。當(dāng)鎖環(huán)棱線角比齒套和接合齒圈的棱線角稍大時(shí)，齒套質(zhì)心位置軸向變化較小，自由滑行距離較短，因而碰撞引起的沖擊較小。

圖7(c)～圖7(e)為二次沖擊力峰值仿真結(jié)果。由圖7(c)可知，φ2、φ3取值為7°，φ1為變量，當(dāng)其為7°時(shí)二次沖擊力峰值最??；由圖7(d)可知，取φ1、φ3角度為定值，φ2為變量，當(dāng)其為7°時(shí)二次沖擊力峰值最小；由圖7(e)可知，取φ1、φ2角度為定值，φ3為變量，當(dāng)其為8°時(shí)二次沖擊力峰值最小。綜上所述，當(dāng)棱線角取值為φ1=φ2=7°，φ3=8°時(shí)，產(chǎn)生的二次沖擊力峰值最小。

3 同步器換擋二次沖擊力峰值評(píng)價(jià)

為保證變速器換擋的平順性滿足設(shè)計(jì)要求，對(duì)二次沖擊力峰值進(jìn)行評(píng)價(jià)。文獻(xiàn)[6]中將二次沖擊力峰值與換擋力峰值的比值定義為二次沖擊力峰值系數(shù)，來衡量二次沖擊的影響程度：

K=FB/Fa

(4)

式中：K為二次沖擊力峰值系數(shù)；FB為二次沖擊力峰值；Fa為換擋力峰值，即當(dāng)量軸向力Fax，設(shè)為定值510N。

根據(jù)前面第2.2節(jié)和第2.3節(jié)的部分仿真結(jié)果，即圖5(c)和圖7(c)～圖7(e)所示的二次沖擊力峰值數(shù)據(jù)，按式(4)算得對(duì)應(yīng)于不同鎖止角和不同棱線角組合的二次沖擊力峰值系數(shù)，結(jié)果如圖8所示。圖中橫坐標(biāo)的數(shù)據(jù)點(diǎn)序號(hào)對(duì)應(yīng)的鎖止角和棱線角組合見表2。

表2 鎖止角與棱線角分組列表

由圖可見，鎖止角取115°，棱線角組合為“s7_c6_r7”時(shí)，K值在60%以內(nèi)，二次沖擊可以接受；而鎖止角取115°，棱線角組合為“s7_c7_r8”和“s7_c7_r7”時(shí)，K值在40%以內(nèi)，二次沖擊更為理想。

4 結(jié)論

(1) 當(dāng)鎖止角的取值滿足鎖止要求時(shí)，改變鎖止角對(duì)同步結(jié)束時(shí)刻無顯著影響，但對(duì)二次沖擊力峰值影響較大。

(2) 棱線角組合對(duì)二次沖擊力峰值有較顯著的影響。

(3) 最終以二次沖擊力峰值系數(shù)為評(píng)價(jià)指標(biāo)，獲得鎖止角為115°，齒套、接合齒圈和鎖環(huán)的棱線角分別為7°、7°和8°為最佳設(shè)計(jì)參數(shù)組合。

[1] Amit Sandooja,Rohit Kunal.Automotive Synchronizer with Asymmetric Toothing[C].SAE Paper 2011-01-0724.

[2] Hiroaki Hoshino.Simulation on Synchronization Mechanism of Transmission Gearbox[C].International ADAMS User Conference,1998.

[3] Hiroaki Hoshino.Analysis on Synchronization Mechanism of Transmission[C].SAE Paper 1999-01-0734.

[4] 陳震,鐘再敏,章桐.基于ADAMS的同步器同步過程仿真分析[J].汽車工程,2011,33(4):340-344.

[5] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003.

[6] Manish Kumar Sharma,Jinesh Savla.Shift System Inertia Mass Optimization Techniques to Minimize Double Bump for Manual Transmission[C].SAE Paper 2012-01-1999.