史 炎

(西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031)

自動變速器是汽車三大件之一[1–2]，至今有些國產(chǎn)汽車全系沒有自動檔，光亮的外殼掩蓋不了技術(shù)含量的低下。上世紀(jì)90年代國家開始連續(xù)資助自動變速器的研究，有據(jù)可查的國家自然科學(xué)基金資助已達(dá)760萬，而863項目[3]和973項目[4]資助力度更是達(dá)到上千萬/每項，20多年來我國專家學(xué)者對行星自動變速器、雙離合器式自動變速器做了大量深入細(xì)致的基礎(chǔ)研究，搞清了各型自動變速器的結(jié)構(gòu)原理。但是我國自動變速器的研究一直處于跟蹤、仿制階段，相比強大的基礎(chǔ)研究能力，創(chuàng)造力和設(shè)計能力薄弱，從4速、6速一直研究到9速卻破解不了自動變速器技術(shù)壁壘，致使一些機構(gòu)還在孜孜不倦地研究性能依靠左腳感覺的手動擋變速器[5]。通過對行星齒輪開關(guān)變速器[6]的結(jié)構(gòu)深入研究，增設(shè)離合器設(shè)計出雙倍檔變速器，其檔位數(shù)量等于外嚙合齒輪數(shù)目，此種結(jié)構(gòu)能以最少的外嚙合齒輪數(shù)量設(shè)計出8速、12速、16速變速器。

本文以雙倍檔變速器結(jié)構(gòu)的8速變速器闡述雙倍檔變速器[7]的設(shè)計思想，重點分析齒圈制動時其自身結(jié)構(gòu)的動力學(xué)性能。

1 雙倍檔變速器結(jié)構(gòu)

單行星齒輪機構(gòu)傳動特性公式[8]

式中ω1——太陽輪角速度，rad/s；

ω2——齒圈角速度，rad/s；

ω3——行星架角速度，rad/s；

a——齒圈與太陽輪齒數(shù)比。

將行星架作為輸出軸，式(1)改寫成

圖1 8速變速器結(jié)構(gòu)示意圖

行星齒輪排1、2的行星架與輸出軸連接在一起，2個空心軸分別固定2組外嚙合齒輪。B是制動器，C是離合器，G是廣義離合器，可以是同步環(huán)、移動齒輪等，三者配合實現(xiàn)選檔、換檔。每增加一組外嚙合齒輪、一個廣義離合器G，則增加2個檔位。行星齒輪排1的檔位為奇數(shù)，行星齒輪排2的檔位為偶數(shù)，表1列出一種檔位元件工作順序。

表1 檔位元件工作序列

從互換性考慮，將行星齒輪排1、2的參數(shù)設(shè)為一致，按表1列出各檔位傳動比，如圖2所示。

圖2 各檔位傳動比與順序換檔線路圖

由圖2列出下式

對式(3)作如下化簡

由式(4)可知，i1—i4之間是一對多的關(guān)系，這為各檔位傳動比的設(shè)置提供了豐富的選擇。按文獻(xiàn)[6]設(shè)計行星齒輪參數(shù)，a=2.25，取i1=2.67，得到符合式(4)條件的其中一組數(shù)據(jù)：i2=1.93，i3=1/i2，i4=1/i1。各檔傳動比如表2所示，內(nèi)含二個超速檔。

表2 各檔位傳動比

2 計算模型

在多體動力學(xué)分析軟件Simpack里建立第一、第二檔的齒輪模型，i1對應(yīng)的外嚙合齒數(shù)為160/60，i2對應(yīng)的外嚙合齒數(shù)為145/75，各齒輪其余參數(shù)見文獻(xiàn)[6]，雙倍檔變速器剛體動力學(xué)模型如圖3所示。

3 起動性能分析

文獻(xiàn)[6]采用控制齒圈的方式模擬起動，此處使用摩擦制動齒圈的方式模擬起動更接近實際情況，輸入軸以恒速200 rad/s轉(zhuǎn)動并受到200 N?m的恒定力矩作用，作用在齒圈上的摩擦制動力連續(xù)上升在車輛行走后才抱死齒圈。這種起動方式非常容易實現(xiàn)，監(jiān)測齒圈的角速度低于設(shè)定值時，反饋到制動器上保持或減小摩擦力矩。

為充分調(diào)動市縣加大水利投入，落實地方配套資金，廣東省率先在全國開展省級水利建設(shè)示范縣專項資金競爭性分配改革，整縣推進(jìn)農(nóng)田水利和治洪治澇工程建設(shè)。通過競爭入選的水利示范縣將獲得省級水利資金4億元，地方須配套3億元。通過競爭性分配改革，水利資金分配從過去單一項目計劃安排向競爭性安排項目轉(zhuǎn)變，實現(xiàn)“多中選好、好中選優(yōu)”?！笆濉逼陂g，廣東省計劃開展30個水利建設(shè)示范縣建設(shè)，省財政將投入120億元，充分帶動地方水利建設(shè)投入至少90億元。

圖4反映了第一檔位輸出軸的角速度及從動齒輪1輸出力矩的變化，齒圈1降低角速度0.6 s后，輸出軸開始啟動，此時，力矩從0增長到356.9 N?m。

圖3 雙倍檔變速器拓?fù)淠Ｐ?/p>

圖4 角速度、轉(zhuǎn)矩曲線

在1.5 s時，齒圈1被抱死，輸出軸角速度穩(wěn)定在23.1 rad/s。從動齒輪1輸出力矩與齒圈1角速度成反比，按i1計算，能輸出最大533.3 N?m的力矩?？梢姡€有176.4 N?m的力矩沒用上，車輛就起動了?？刂讫X圈1不被抱死，就能以較大的力矩起動，而不會憋死輸入軸。

4 換檔性能分析

研究第一檔位換入第二檔位時變速器輸出軸角速度轉(zhuǎn)矩變化，從動齒輪反映了所在檔位力矩的變化，將其列為動力轉(zhuǎn)移過程的研究對象。假定制動器B1、B2的性能相同，換檔過程是制動器B1先逐漸放松，齒圈1趨于轉(zhuǎn)動，隨后制動器B2逐漸抱緊，齒圈2減速趨于靜止。為實現(xiàn)不中斷換檔，圖5至圖7反映了制動器B2滯后制動器B1的時間長短對換檔過程的影響。

圖5 制動器B1、B2同步

圖6 制動器B2滯后0.1秒

圖5至圖7，從動齒輪1圓周力逐漸下降，從動齒輪2圓周力逐漸上升，2個從動齒輪圓周力有動力交接過程。2個制動器同步，輸出軸角速度線性增長，換檔過程不平順，從動齒輪1圓周力反向沖擊最大。滯后0.1秒，輸出軸角速度線性增長，換檔過程依然不平順，但是從動齒輪1圓周力反向沖擊力減小。滯后0.3秒，換檔過程開始變得平穩(wěn)，但是輸出軸角速度要先下降再上升。雖然都是不間斷換檔，圖5至圖6反映的是角速度線性換檔過程。

而圖7反映的是角速度衰減換檔過程，角速度衰減換檔能換來更平穩(wěn)的檔位交替。

圖7 制動器B2滯后0.3秒

5 制動性能分析

國家重點資助項目[9]論述了一種繁瑣的減速制動控制策略，而對于雙倍檔變速器，在第一擋位制動時，可將制動器與齒圈之間的滑動摩擦設(shè)計成滾動摩擦，讓齒圈能自由轉(zhuǎn)動就不會憋死輸入軸，變速器各旋轉(zhuǎn)件會按照公式（1）平衡相互之間的角速度關(guān)系。齒圈角速度越低，來自發(fā)動機的阻力矩對制動的輔助越大；齒圈完全放松，則阻力矩不起輔助作用。

用第一擋位研究低速制動和高速跳換檔制動，對輸入軸施加一個恒定驅(qū)動力矩激勵，當(dāng)輸出軸角速度爬升到所需速度，撤銷驅(qū)動力矩，同時阻力矩和制動力矩介入，取此時段的曲線作為研究內(nèi)容。

5.1 低速制動

輸出軸角速度到達(dá)33 rad/s時計算發(fā)動機的阻力矩分別為200 N?m、100N?m、0 N?m時的性能，制動力矩取最大值。車輛定型后，最大制動力T隨之確定

相同制動力下，來自發(fā)動機的阻力矩越大，輸出軸角速度衰減越快。阻力矩為200 N?m時，輸出軸用時1.15秒靜止，比無阻力矩時快0.52秒。

5.2 高速制動

輸出軸角速度到達(dá)201 rad/s時計算發(fā)動機帶200 N?m阻力矩、無阻力矩的性能，圖9列出有無阻力矩時輸出軸的角速度對比。

阻力矩為200 N?m時，輸出軸用時3.0秒靜止，比無阻力矩時快0.94秒，比圖8的低速制動慢1.85秒。

圖8 不同阻力矩下輸出軸角速度變化

6 結(jié)語

（1）雙倍檔變速器充分利用了外嚙合齒輪，雙行星齒輪排構(gòu)建好后，每增加一組齒輪就可以獲得2個檔位，很容易從8速變換成16速變速器。

圖9 輸出軸角速度變化

（2）雙倍檔變速器各檔位傳動比設(shè)計靈活，制造容易，所用技術(shù)都很成熟。

（3）起動和制動控制策略可以做得很簡單，讓齒圈或太陽輪低速自由轉(zhuǎn)動即可。

（4）2個行星齒輪排之間可進(jìn)行動力交接，籍此實現(xiàn)不間斷換檔。揭示了不間斷換檔存在輸出軸角速度線性和非線性變化現(xiàn)象，為達(dá)到角速度線性換檔而不引起振動沖擊的理想效果，尚需開展深入細(xì)致的研究。

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[5]鄭坤，金川.汽車手動變速器的優(yōu)化設(shè)計[J].裝備制造技術(shù)，2013，(8)：145-146.

[6]史炎.平行軸行星齒輪變速器結(jié)構(gòu)與仿真[J].汽車實用技術(shù)，2015，(7)：96-98.

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