周志恒,陳建國

(廣汽零部件有限公司技術(shù)中心，廣東廣州 511447)

0 引言

隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，汽車換擋器從最初的手動換擋桿發(fā)展到如今的電子換擋桿，經(jīng)歷了重大變革。當(dāng)然，汽車換擋器的發(fā)展與變速箱息息相關(guān)。19世紀(jì)末，隨著最原始手動變速箱(MT)的出現(xiàn)，手動換擋桿與其連接的包含選擋及換擋拉索(或推桿)，以純機(jī)械結(jié)構(gòu)操縱實現(xiàn)換擋[1]。20世紀(jì)初，隨著對駕駛體驗要求的提高，自動變速箱應(yīng)運而生。自動變速箱可實現(xiàn)擋位隨車速自動調(diào)節(jié)，駕駛?cè)送ㄟ^手握換擋球頭進(jìn)行前后物理運動推動換擋拉索實現(xiàn)變速箱擋位切換功能(部分指令也是由電信號完成)[2-4]。 隨著新能源汽車的出現(xiàn)，它沒有真正意義上的變速箱，只能通過電信號對擋位進(jìn)行控制，電子換擋桿便出現(xiàn)了。與傳統(tǒng)的自動變速箱相比，配有線控?fù)Q擋技術(shù)的自動變速箱可以為客戶帶來額外的舒適性和安全性，并且為智能駕駛奠定基礎(chǔ)[3]。

隨著線控?fù)Q擋器的發(fā)展，其形式也是多種多樣，包括寶馬的推桿式、奔馳的懷擋式、本田的按鍵式、捷豹路虎的旋鈕式等等。其中推桿式，也是目前市面上出現(xiàn)頻率最高的一種型式，其換擋力作為駕駛?cè)烁惺艿囊豁椫饕饔^評價性能項目，在換擋系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)驗證過程中，往往需要多次調(diào)整換擋力來優(yōu)化換擋舒適性[6]。對于自動換擋桿，換擋力的匹配計算需要換擋器、換擋拉索、變速器換擋擺臂多部件結(jié)構(gòu)、性能參數(shù)共同決定，對具體影響因素可通過力學(xué)理論知識和臺架試驗手段進(jìn)行深層次解析從而得到優(yōu)化方案[7-10]。而對于推桿式的線控?fù)Q擋器其換擋力與自動換擋桿的類似，只是少了換擋拉索相關(guān)部件的影響，取而代之的是一套提供換擋手感的機(jī)構(gòu)。本文作者針對所提出線控?fù)Q擋器型式的換擋過程進(jìn)行換擋力理論研究及驗證。

1 線控?fù)Q擋器結(jié)構(gòu)及換擋過程

1.1 線控?fù)Q擋器結(jié)構(gòu)

文中研究的線控?fù)Q擋器為推桿式換擋桿，如圖1所示。它是通過內(nèi)部機(jī)械結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)換擋感覺的，主要構(gòu)成有換擋桿、壓縮彈簧、子彈頭、襯套及仿形模塊，如圖2所示。當(dāng)手推動換擋桿時，換擋桿隨旋轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)過程中，子彈頭在仿形模塊上沿反向滑動，而仿形模塊滑槽的輪廓便可以提供換擋的感覺。而角度傳感器僅需通過識別換擋桿旋轉(zhuǎn)的角度并結(jié)合對應(yīng)的換擋策略便可確定駕駛員的換擋意圖，從而實現(xiàn)汽車換擋。

圖1 線控?fù)Q擋器

圖2 推桿機(jī)構(gòu)組成

1.2 換擋過程

文中所分析的為典型的五位一體的線控?fù)Q擋器，換擋桿具有自回位功能，換擋桿在不受力狀態(tài)下處于穩(wěn)態(tài)位置O，向前(F向)推動一階至F1，推動二階至F2，同理向后(B向)推動一階至B1，推動二階至B2，如圖1所示。在到達(dá)對應(yīng)位置松手后，會在彈簧的作用下自動回位到穩(wěn)態(tài)位置，不同于自動換擋桿每個擋位對應(yīng)一個特定物理位置，而該換擋桿只有一個平衡的物理位置——穩(wěn)態(tài)，也稱作單穩(wěn)態(tài)線控?fù)Q擋。此種單穩(wěn)態(tài)的優(yōu)勢之一便是，可以完全交給行車電腦，根據(jù)需要自動切換擋位，以此實現(xiàn)無人控制，如自動泊車、無人駕駛等等[3]。

2 換擋力模型的建立

2.1 受力分析

根據(jù)以上換擋過程，手推力根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)均視為作用于P點位置，如圖1所示，換擋桿在旋轉(zhuǎn)過程中的平衡狀態(tài)為：

Fh·LP=F·L0

(1)

式中:Fh為手作用于換擋桿的力;LP為P點的力臂;F為子彈頭頭部受到的回位合力;L0為子彈頭頭部接觸點的力臂。

對于子彈頭頭部處的受力分析如圖3所示：

F=f·sinα+Fn· cotα

(2)

式中:f為子彈頭受到的滑動摩擦力;Fn為彈簧施加給子彈頭的正壓力;α為子彈頭軸線與仿形模塊滑槽輪廓的夾角。其中

f=μ·N

(3)

式中：N為子彈頭受到的表面支持力;μ為摩擦因數(shù)。

由于槽位表面高光，并涂油脂，且二者配合材料均為高潤滑材質(zhì)，摩擦力可忽略。

圖3 受力分析圖

另外，從圖3中可以看出：

α=r+t

(4)

式中:r為子彈頭軸線與穩(wěn)態(tài)位置的夾角，即換擋桿旋轉(zhuǎn)的角度;t為仿形模塊滑槽輪廓傾角，即仿形模塊滑槽輪廓對應(yīng)段與穩(wěn)態(tài)位置夾角。

2.2 換擋力模型

從圖4可以看出，仿形模塊滑槽為對稱結(jié)構(gòu)，用來對稱提供F1/B1及F2/B2位置的換擋力。其中一半可以看出由4段直線滑槽構(gòu)成，分別為T1、T2、T3、T4段。實物上每段之間由R角相連。由于圓角大小不一，為了合理簡化，文中所提出的模型建立在去圓角簡化曲線上。其中每段對應(yīng)的換擋桿轉(zhuǎn)角范圍見表1。

圖4 仿形模塊滑槽輪廓

表1 仿形模塊滑槽分段參數(shù)

由仿形模塊滑槽位形狀可知，穩(wěn)態(tài)位置子彈頭頭部觸點力臂為L0，隨著子彈頭接觸位置的變化，子彈頭頭部觸點力臂L也在實時變化，其變化與轉(zhuǎn)角r和傾角t有關(guān)，根據(jù)三角函數(shù)關(guān)系可知：

(5)

假設(shè)在穩(wěn)態(tài)時彈簧的預(yù)壓量為h0，那么在子彈頭滑動過程中，彈簧的實時壓縮量h應(yīng)滿足：

h=h0+(L0-L)

(6)

因此，彈簧的彈力，即彈簧施加給子彈頭的正壓力Fn為：

Fn=k·h

(7)

式中:k為彈簧的剛度系數(shù)。

由式(1)，并結(jié)合式(2)—式(7)可得該換擋器換擋力理論模型如下：

(8)

3 模型結(jié)果及對比

3.1 模型結(jié)果

根據(jù)以上建立的換擋力模型，并輸入模型參數(shù)見表2。

表2 模型參數(shù)

可以得出換擋過程中換擋力隨換擋角度的變化曲線，如圖5所示。

圖5 理論換擋力曲線

3.2 臺架驗證

為了驗證換擋力理論模型，搭建了試驗臺架，對換擋器實物進(jìn)行了換擋力測試。臺架設(shè)備的構(gòu)成如圖6和圖7所示。

圖6 臺架示意

圖7 測試示意

通過臺架設(shè)備測出實物的換擋力數(shù)據(jù)，并得到曲線如圖8所示。

4 模型分析

從理論模型輸出結(jié)果和臺架試驗測試結(jié)果可以看出，換擋力的變化趨勢是一致的。臺架試驗可以看出換擋力沒有突變，均為漸變，這也反映了模型簡化中將仿形模塊滑槽輪廓去圓角簡化對其有一定影響。去圓角后理論模型和臺架試驗相關(guān)性均達(dá)到0.98以上見表3。實際加工時，各段銜接處進(jìn)行了R0.7～R1mm圓角過渡處理。也正是因為圓角的問題，導(dǎo)致臺架測試出來的最大值均小于理論值最大值。

表3 模型相關(guān)性

同時，采用均方根誤差(RootMeanSquareDeviation，RMSD)對模型結(jié)果進(jìn)行了分析，均方根誤差越小表示模型理論值與實驗值越接近，就越能代表模型的有效性，計算公式為:

(9)

式中:Ci為模型理論值;Mi為臺架實驗值;n為采集樣本數(shù)。

根據(jù)實驗值變化規(guī)律，對圓角附近的實驗值剔除后，計算得到RMSD為1.19。換擋力模型影響因素眾多，包括零件制造誤差、裝配誤差、彈簧的實際參數(shù)等等，結(jié)合理論模型與臺架試驗之間的高相關(guān)性，該理論模型是有效的，體現(xiàn)了較好的預(yù)測效果。

另外，在F方向的T2和T4段換擋力有明顯差別，與臺架測試時安裝了換擋球頭進(jìn)行測試有關(guān)，因為球頭的重心有偏移導(dǎo)致實際出現(xiàn)不對稱現(xiàn)象。當(dāng)然，也可能與仿形模塊滑槽輪廓加工精度有關(guān)。

為了探究文中所建立的模型的影響因素，特別分析了彈簧剛度k與仿形模塊滑槽傾角t對其的影響，如圖9及圖10所示。

圖9 剛度k對換擋力的影響

圖10 傾角t對換擋力的影響

從圖中可以看出，剛度k與換擋力成正比，理論模型中也可看出。傾角t與換擋力近乎成反比，且傾角越小換擋力越大。在傾角變化比例與剛度變化比例一致的前提下，傾角變化導(dǎo)致的換擋力變化量是剛度變化的3.1倍，可見仿形模塊滑槽傾角對換擋力的影響較大。

5 換擋力優(yōu)化

在臺架上測出來的力與手感知的類似，共有兩個問題:(1)從一階至二階過程中容易過擋，反映到換擋力上也就是F1與F2的差值過?。?2)換擋桿在F方向T4段時回位緩慢，反映到換擋力上也就是T4段換擋力過小。理論上，T2與T4段換擋力不會對最大換擋力有貢獻(xiàn)，但是會影響換擋桿的回位效果，實物上表現(xiàn)為換擋桿在松手狀態(tài)下回到穩(wěn)態(tài)的快慢。當(dāng)換擋桿在不平衡狀態(tài)時，換擋力F決定了換擋桿回位的速度。

根據(jù)靈敏度分析可知，仿形模塊滑槽傾角傾對換擋力的影響更顯著。優(yōu)先考慮改變傾角的方法來滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求，其中F1=B1=(15±3)N，F(xiàn)2=B2=(25±3)N。根據(jù)以上分析，為了增大F1與F2的差值，T1段變平緩，T3段在標(biāo)準(zhǔn)值附近微調(diào)；為了增強(qiáng)換擋桿的回位效果，T2段可微調(diào)，T4段傾角需接近或小于T2段。

根據(jù)以上方式制定的傾角方案，見表4，同時到了理論換擋力曲線，如圖11所示。

表4 傾角方案 (°)

圖11 優(yōu)化后的理論換擋力曲線

按以上傾角方案更新了仿形模塊3D數(shù)據(jù)，并進(jìn)行了修模，修模后的實物組裝后在臺架設(shè)備上進(jìn)行了換擋力測試，得到的換擋力曲線如圖12所示。該方案也經(jīng)過內(nèi)部和客戶評審，并得到了一致認(rèn)可，對應(yīng)車型目前已上市，接收終端用戶的測試與評價。

圖12 優(yōu)化后的臺架測試換擋力曲線

6 結(jié)束語

文中基于線控?fù)Q擋器的換擋結(jié)構(gòu)在一定假設(shè)基礎(chǔ)上建立了換擋力的理論模型，并采用臺架設(shè)備進(jìn)行了驗證，論證了模型的有效性。同時也分析了彈簧剛度和仿形模塊槽位傾角對換擋力的影響關(guān)系，得出傾角對換擋力的影響頗大。同時根據(jù)所建立的換擋力模型來指導(dǎo)優(yōu)化了仿形模塊槽位輪廓，并進(jìn)行了驗證，最終得到認(rèn)可，在實車上予以實施，體現(xiàn)了模型的指導(dǎo)意義。

所建立的模型局限于仿形模塊槽位輪廓形狀，當(dāng)輪廓形狀發(fā)生較大變化時，模型不適用。對于去圓角簡化處理導(dǎo)致理論模型與實際臺架測試有差異的地方值得更深入研究，建立更加精確的換擋力模型。當(dāng)然，文中僅對推桿式換擋器進(jìn)行了研究，后續(xù)還可拓展至旋鈕式以及懷擋式電子換擋器上，為后續(xù)研發(fā)產(chǎn)品提供更多指導(dǎo)意義。