郭峰，丁文敏，段龍楊，鐘秤平，陳清爽

(1.江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330001；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，江西 南昌 330001)

AMT全稱為自動機械式變速器，是介于MT和AT之間的機電液一體化自動變速箱，既有MT傳動效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單等優(yōu)點，同時又有自動變速箱操作便利的長處。并且由于它可以通過對現(xiàn)有MT產(chǎn)品稍加改造獲得，因此其開發(fā)周期短、費用低。但同時由于結(jié)構(gòu)問題，AMT存在換檔沖擊及噪聲問題。

針對該問題，胡宇輝等[1]提出了一種轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩雙同步的換檔控制方法。沈文臣等[2]提出一種基于電機轉(zhuǎn)矩控制的變速器輸入端主動同步方法， 即通過電機的轉(zhuǎn)矩輸出取代傳統(tǒng)同步器依靠換檔力產(chǎn)生的同步摩擦力矩來消除進檔過程中同步器主從動部分的轉(zhuǎn)速差。廖承林等[3]通過借助電機調(diào)節(jié)變速箱換檔過程電機轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，以便減小同步器的同步扭矩和縮短同步時間。但這兩者都是基于混動變速箱內(nèi)部已有輔助電機的前提，并不適用于傳統(tǒng)變速箱結(jié)構(gòu)。Pettersson等[4]通過優(yōu)化離合器控制策略，降低換檔沖擊。劉成武等[5]提出根據(jù)結(jié)合套位移調(diào)節(jié)電機PWM占空比，以實現(xiàn)換檔力的精確控制。宮煜朋等[6]提出了動力傳動系統(tǒng)的改進方案，采用一種換檔動力不中斷的系統(tǒng)。董懿瓊等[7]提出一種將摩擦環(huán)嵌入齒輪輪緣內(nèi)側(cè)的槽內(nèi)結(jié)構(gòu),利用摩擦環(huán)與齒輪間的相對摩擦滑動,衰減齒輪的振動。汪斌[8]介紹了一種由電機替代發(fā)動機，直接驅(qū)動變速箱的無離合器式AMT。通過在換檔過程中對電機進行控制，完成換檔。以上方法投入較大，周期較長，適用于全新開發(fā)的項目。本文研究對象為某變速箱改款項目，需尋求一種能快速解決該問題的方法。

針對靜態(tài)及動態(tài)換檔噪聲問題，對整車傳動系進行動力學分析，通過對換檔系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理進行研究，提出了從變速箱結(jié)構(gòu)和換檔控制策略等方面的優(yōu)化方案。

1 車輛換檔動力學分析

從執(zhí)行機構(gòu)動作的時序來看，AMT車輛換檔過 程可以分為6個階段[9]：(1)離合結(jié)合，車輛以初始檔位行駛；(2)松油門，離合器分離；(3)退出原檔位并選擇新檔位；(4)掛入新檔位；(5)離合器再次結(jié)合；(6)以新檔位繼續(xù)行駛。AMT離合器結(jié)合與分離是通過離合器執(zhí)行機構(gòu)響應(yīng)TCU指令完成，退檔與入檔是依靠選換檔電機完成。為對換檔過程的各階段進行分析，建立如圖1所示換檔動力學模型。

圖1 車輛換檔動力學模型Fig.1 Dynamic model of shifting process for AMT vehicle

沖擊度是評價換檔品質(zhì)的重要指標之一，王陽等[10]提出了其計算方法，如式(1):

(1)

式中：J為沖擊度；r為輪邊半徑；M2為同步器傳遞轉(zhuǎn)矩；I2為輸出軸轉(zhuǎn)動慣量；M3為地面阻力矩；i2為主減速齒輪速比。

因為r，I2，i2均為常量，而在動態(tài)換檔過程中M3(t)的變化率很小，因此在動態(tài)換檔的同步階段，沖擊度的大小主要取決于M2(t)的變化率。在換檔過程的不同階段，同步器傳遞力矩M2指摩擦力矩Mf或撥環(huán)力矩Mb[10]。其中，Mf與同步環(huán)的摩擦系數(shù)、摩擦錐面半錐角、錐面平均半徑等參數(shù)相關(guān)。而Mb是通過在齒套和同步環(huán)之間的接觸面上沿著軸向和圓周方向施加平衡力而獲得，其大小與同步環(huán)齒部與齒套齒部的摩擦、齒轂與齒套花鍵連接處的摩擦力、作用在齒套上的制動力及換檔撥叉與齒套間的摩擦力、撥叉桿結(jié)構(gòu)及換檔控制策略等相關(guān)。

2 機制分析

整車控制單元識別到駕駛員的換檔動作后，發(fā)送換檔指令給變速箱。變速箱控制選換檔桿的平移或旋轉(zhuǎn)，通過換檔指帶動對應(yīng)檔位的撥叉桿撥動結(jié)合套(結(jié)合套與輸入軸通過花鍵連接)。最終，結(jié)合套(輸入軸)通過同步鎖環(huán)與待同步軸進行轉(zhuǎn)速同步，完成換檔。當換檔器機械結(jié)構(gòu)、控制策略等設(shè)計不合理時，整個過程中產(chǎn)生的以下沖擊均可能引起噪聲：(1)撥叉桿和定位鋼球間的沖擊；(2)換檔驅(qū)動塊在換檔極限位置與變速箱端殼體發(fā)生碰撞；(3)同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與齒圈外錐面間的摩擦；(4)齒套與同步鎖環(huán)結(jié)合齒相互撞擊；(5)齒套與齒圈相互撞擊；(6)入檔后離合器結(jié)合時，離合器前、后端速差導致轉(zhuǎn)速同步時產(chǎn)生沖擊。換檔器結(jié)構(gòu)示意圖詳見圖2和圖3，同步器工作原理圖詳見圖4。

圖2 換檔器內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Internal structure of shifter

圖3 換檔器外部結(jié)構(gòu)圖Fig.3 External structure of shifter

圖4 同步器工作原理圖Fig.4 Rinciple drawing of synchronizer

通過對換檔過程的車內(nèi)噪聲、變速箱振動、轉(zhuǎn)速等數(shù)據(jù)進行采集分析，整個過程中存在4次噪聲及振動(①、②、③、④)，分別發(fā)生在鎖環(huán)與結(jié)合套預(yù)同步，結(jié)合套與齒圈預(yù)同步，結(jié)合套與齒圈同步完成，離合器結(jié)合等過程。其中噪聲①幅值最大，為主要問題。以下按照時間順序，對換檔的5個過程依次進行分析。同步器結(jié)構(gòu)圖詳見圖5。

圖5 同步器結(jié)構(gòu)圖Fig.5 Structure of synchronizer

(1) 鎖環(huán)與結(jié)合套預(yù)同步過程：選換檔軸旋轉(zhuǎn)，換檔指撥動對應(yīng)檔位的撥叉桿。撥叉通過推動結(jié)合套，從而控制滑塊推動同步鎖環(huán)。在推力下，鎖環(huán)內(nèi)錐面與齒輪齒圈外錐面開始接觸產(chǎn)生摩擦，鎖環(huán)在摩擦力的作用下，相對結(jié)合套超前旋轉(zhuǎn)一個角度，直至鎖環(huán)上的突起部與通槽另一側(cè)接觸，鎖環(huán)與結(jié)合套轉(zhuǎn)速同步。在該過程中，產(chǎn)生了沖擊①及噪聲①。此時結(jié)合套齒端倒角與鎖環(huán)相應(yīng)齒端倒角正好互相抵觸而不能進入嚙合。

(2) 鎖環(huán)與結(jié)合套同步完成過程：在摩擦力的繼續(xù)作用下，鎖環(huán)和結(jié)合套一起與齒圈進行同步。當鎖環(huán)與齒圈轉(zhuǎn)速相同時，結(jié)合套壓下定位銷繼續(xù)左移，而結(jié)合套齒端與鎖環(huán)相應(yīng)齒端進入接合。

(3) 結(jié)合套與齒圈預(yù)同步過程：在推力下結(jié)合套繼續(xù)左移，直至結(jié)合套齒端與齒圈齒端相互撞擊，產(chǎn)生了沖擊②以及噪聲②。

(4) 結(jié)合套與齒圈同步完成過程：在推力下，齒圈齒端沿著結(jié)合套齒端斜面相對旋轉(zhuǎn)一個角度，結(jié)合套繼續(xù)左移，直至達到極限位置。此時換檔驅(qū)動塊與變速箱端蓋相互撞擊，或結(jié)合套與齒圈端面相互撞擊，產(chǎn)生沖擊③和噪聲③，并完成同步。

(5) 離合器結(jié)合過程：換檔同步完成后，離合器開始結(jié)合并傳遞扭矩，扭矩突變導致沖擊④和噪聲④。具體試驗數(shù)據(jù)詳見圖6、圖7。

t/s圖6 滑行工況，3檔降2檔轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)Fig.6 Speed data of 3rd gear to 2th gear under coasting condition

t/s圖7 滑行工況，3檔降2檔NVH數(shù)據(jù)Fig.7 NVH data of 3rd gear to 2th gear under coasting condition

3 優(yōu)化方案

綜合換檔原理和試驗數(shù)據(jù)，噪聲源可以鎖定在變速箱的選換檔器和同步器。換檔器總成中關(guān)于撥叉桿的定位、換檔的限位以及換檔回位隔振等設(shè)計影響到換檔時各機構(gòu)間的撞擊力，從而決定了換檔噪聲水平。同步器作為換檔核心零部件，其同步環(huán)和結(jié)合齒套的結(jié)構(gòu)對換檔噪聲存在較大影響，但考慮到其開發(fā)費用及時間，本文不作詳細研究。

AMT車型換檔過程受TCU直接控制，其標定策略會直接影響離合器松開及貼合速度、換檔時間、換檔點以及換檔速差，對換檔噪聲存在較大影響。

本次研究的輕客為前置后驅(qū)(動力總成經(jīng)傳動軸連接后橋)車型，考慮到該換檔噪聲具有低頻瞬態(tài)特征，主要依靠結(jié)構(gòu)傳遞至車內(nèi)。經(jīng)分析，整車主要路徑可能為動力總成懸置、附件及傳動軸等。

綜上所述，換檔噪聲可以從噪聲源、標定及路徑等方面進行優(yōu)化分析。

3.1 整車路徑

通過對動力總成懸置、附件以及傳動軸等路徑排查，確認了傳動軸為主要路徑。斷開傳動軸與變速箱的連接，靜態(tài)換檔噪聲優(yōu)化明顯，其中N-D車內(nèi)噪聲響度降低約35%，N-R降低約28%。但在傳動軸及后橋殼體加重，斷開傳動軸與車身的中間支撐，以及在變速箱與傳動軸之間增加彈性聯(lián)軸器等一系列措施，均對噪聲無明顯優(yōu)化。因此，從整車路徑上進行噪聲優(yōu)化空間較小，且無法從根本上解決該問題。

3.2 變速箱結(jié)構(gòu)

撥叉桿的波形槽倒角與入檔力負相關(guān)，通過增大其倒角，可減少定位鋼球沖擊力，從而優(yōu)化換檔噪聲。臺架試驗表明，將倒角由R1增大至R2，各檔位靜態(tài)換檔噪聲均明顯減小，試驗結(jié)果詳見圖8。換檔器定位結(jié)構(gòu)圖詳見圖9。

檔位圖8 撥叉桿優(yōu)化效果Fig.8 Optimization effect of fork lever

圖9 換檔器定位結(jié)構(gòu)圖Fig.9 Structure of shifter positioning mechanism

在外換檔器殼體與互鎖板中間增加尼龍墊片，以降低回位至空檔的沖擊噪聲。調(diào)整撥叉桿定位座的彈簧剛度，將定位彈簧壓緊力由65～120 N調(diào)整為67～80 N，從而降低入檔的沖擊力。臺架試驗結(jié)果顯示，該組合優(yōu)化方案靜態(tài)換檔噪聲響度降低15%以上，試驗結(jié)果詳見圖10。

檔位圖10 換檔器優(yōu)化效果Fig.10 Optimization effect of shifter

3.3 標定

3.3.1 動態(tài)換檔標定優(yōu)化

動態(tài)換檔標定策略優(yōu)化主要包含以下兩點：(1) 降低離合器貼合速度以優(yōu)化沖擊①和沖擊④。(2) 將變速箱動態(tài)換檔同步條件由離合器實際轉(zhuǎn)速與目標轉(zhuǎn)速速差從250 r·min-1減小為80 r·min-1。

以下以動態(tài)換檔3檔降2檔為例，對動態(tài)換檔標定優(yōu)化效果進行說明：

(1) 標定優(yōu)化后，預(yù)同步過程中輸入軸轉(zhuǎn)速波動問題解決，沖擊①幅值優(yōu)化明顯。

(2) 輸入軸的上升斜率由Base的5 700 r·min-1·s-1減小至2 980 r·min-1·s-1，N-2入檔輸入軸轉(zhuǎn)速波動由80 r·min-1減小至43 r·min-1，沖擊②存在一定優(yōu)化。

(3) 離合開始結(jié)合時輸入軸轉(zhuǎn)速波動問題解決，沖擊④優(yōu)化明顯，原始和優(yōu)化數(shù)據(jù)詳見圖11、圖12。

t/s圖11 動態(tài)換檔標定優(yōu)化前Fig.11 Before the dynamic shift calibration improvement

3.3.2 靜態(tài)換檔標定優(yōu)化

相對動態(tài)換檔，靜態(tài)換檔與標定相關(guān)的參數(shù)較少。本文主要通過將變速箱靜態(tài)換檔時間由0.30 s延長至0.89 s，從而提升換檔噪聲的聲品質(zhì)。整車試驗結(jié)果顯示，優(yōu)化后車內(nèi)噪聲N-R存在輕微改善，N-D優(yōu)化明顯，整體評估可接受，數(shù)據(jù)詳見表1。

t/s圖12 動態(tài)換檔標定優(yōu)化后Fig.12 After the dynamic shift calibration improvement

表1 靜態(tài)換檔標定優(yōu)化效果Tab.1 Optimization effect of static shift calibration

3.4 動態(tài)換檔優(yōu)化效果

通過優(yōu)化換檔器結(jié)構(gòu)及控制策略，動態(tài)換檔噪聲改善明顯，整體可接受，具體數(shù)據(jù)詳見表2。

表2 動態(tài)換檔優(yōu)化效果Tab.2 Optimization effect of dynamic shift

4 結(jié)論

(1) 沖擊度是評價換檔沖擊及噪聲的重要指標之一。在對同步器不進行變更的前提下，可以通過優(yōu)化換檔器機械結(jié)構(gòu)及換檔策略來減小撥環(huán)力矩，從而減小沖擊度以優(yōu)化換檔噪聲。

(2) 換檔器結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要從撥叉桿的換檔力、預(yù)緊力及隔振等三方面進行。建議增大波形槽倒角(由R1增大為R2)以減小換檔力，通過調(diào)整定位座的彈簧剛度以減小彈簧壓緊力(由65～120 N調(diào)整為67～80 N)，并在外換檔器中增加尼龍墊片以增強其隔振性能。

(3) 換檔策略優(yōu)化主要從靜態(tài)和動態(tài)兩方面進行。建議在保證換檔性能的前提下，適當延長靜態(tài)換檔時間，降低動態(tài)換檔過程離合器貼合速度及貼合時的速差(由250 r·min-1減小為80 r·min-1)。