羅玉濤，程志豪，許曉通

(華南理工大學機械與汽車工程學院， 廣州 510640)

前言

在電動汽車上安裝自動變速器被認為是提高車輛動力性和經(jīng)濟性行之有效的方案。 其中，因結(jié)構(gòu)簡單且成本較低，機械式自動變速器(automated manual transmission，AMT)是目前電動汽車變速系統(tǒng)的重要可選對象[1-2]。 考慮到電動汽車驅(qū)動電機可以快速調(diào)節(jié)輸出力矩，有部分學者提出了無離合器的驅(qū)動電機——AMT 直連系統(tǒng)，以提高電動汽車的傳動效率與駕駛舒適性[3-5]。 但是，AMT 的同步器的鎖環(huán)磨損情況以及油膜條件將對AMT 使用壽命造成較大影響[6]。 清華大學陳紅旭[7]針對該問題提出取消同步器的方法提升電動汽車變速系統(tǒng)的性能。

考慮到驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)速快速響應特性，文獻[8]中在電機-AMT 直連系統(tǒng)的基礎上，進一步去除了同步器的摩擦環(huán)，改用電機的精準調(diào)速來快速消除接合套與接合齒圈的轉(zhuǎn)速差，并采用對齒控制來進行掛擋。 該方法要求電機轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速控制具有極高的精度以及非常短的控制周期，這無形中帶來了控制成本的增加。 悉尼科技大學Walker 等人[9-10]從結(jié)構(gòu)出發(fā)，將同步器的摩擦環(huán)替換為一種帶有彈簧的多齒接合的換擋結(jié)構(gòu)，使用彈簧的緩振特性以減弱車輛換擋時的沖擊，但該方案的結(jié)構(gòu)緊湊性欠佳。

本文中既考慮驅(qū)動電機的快速調(diào)速能力，又考慮結(jié)構(gòu)的緊湊性，提出一種基于扭轉(zhuǎn)減振的新型換擋同步器設計，其結(jié)構(gòu)取消AMT 中同步器的摩擦環(huán)，對同步總成中的花鍵轂進行改造，使其具備扭轉(zhuǎn)減振功能，以此在結(jié)構(gòu)上降低電機調(diào)速誤差過大使換擋過程產(chǎn)生的沖擊；所提出的扭振接合器，繼承了電機快速響應的特性，電機進行精準調(diào)速控制，使接合套與接合齒圈能夠快速同步接合；設計了三維模型，并在Adams 軟件中對同步接合過程進行仿真；最后將扭振接合器同步過程中產(chǎn)生的沖擊度、同步時長和滑摩功的結(jié)果與其他同步方案進行比較分析。

1 扭振接合器結(jié)構(gòu)設計

在某款變速系統(tǒng)的同步器結(jié)構(gòu)基礎上進行改造，可保證再設計的扭振接合器結(jié)構(gòu)不與原系統(tǒng)其他結(jié)構(gòu)發(fā)生運動干涉，這樣在未來實際應用過程中可減少其他部件的改造成本。

扭振接合器總成零件如圖1 所示。

圖1 扭振接合器總成零件圖

該扭振接合器總成中將花鍵轂分為花鍵轂內(nèi)圈和花鍵轂外圈兩部分，均設有若干個彈簧窗口，并設置減振彈簧裝配在彈簧窗口內(nèi)。 摩擦片設置在花鍵轂內(nèi)圈與花鍵轂外圈之間，夾持盤在鉚釘?shù)呐浜舷?，對各部件進行夾持約束。 扭振接合器裝配示意圖見圖2，與AMT 中的同步機構(gòu)相比，其在結(jié)構(gòu)上省去了摩擦鎖環(huán)等零部件，總體布局更加緊湊。

在花鍵轂內(nèi)圈與外圈沒有產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動角度時，扭振接合器不發(fā)揮其減振作用。 當扭轉(zhuǎn)沖擊過大時，花鍵轂內(nèi)圈與外圈將出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)角度差值，其位置關系如圖3 所示。

圖2 裝配示意圖

圖3 接合器出現(xiàn)轉(zhuǎn)角差

下面選定花鍵轂內(nèi)圈與外圈出現(xiàn)轉(zhuǎn)角差的情況，根據(jù)上述兩部件的彈簧窗口轉(zhuǎn)動位置[11]來分析扭振接合器的運動關系，其位置示意圖見圖4。

圖4 彈簧窗口運動關系示意圖

(1)減振彈簧形變量ΔL與扭轉(zhuǎn)角α的關系

式中:L0為彈簧窗口的中心線長度L′分別為彈簧窗口外側(cè)邊和內(nèi)側(cè)邊長度；RT為彈簧窗口的分布半徑，為彈簧窗口內(nèi)側(cè)邊到中心軸線的距離，b為彈簧窗口的有效寬度；β為推算過程角。

(2)減振彈簧端面壓縮轉(zhuǎn)角γ與α的關系

式中:δ為減振彈簧端面對彈簧窗口端面轉(zhuǎn)角，在扭振接合器工作時δ ＝γ，γ為與彈簧端面相關角度；δ0為初始δ值，。

(3)扭轉(zhuǎn)接合器扭轉(zhuǎn)剛度kT

式中:n為扭振接合器的彈簧窗口數(shù)量；k為單個減振彈簧的剛度；Dc為減振彈簧中徑； ΔL0為減振彈簧預緊量；μ為減振彈簧的材料泊松比。

(4)滑摩耗散功C

當窗口內(nèi)的減振彈簧受到壓縮，摩擦阻尼片產(chǎn)生摩擦消耗扭振能量，即

式中:t0為扭轉(zhuǎn)接合器從接合開始到完成所經(jīng)過的時長；Te為摩擦力矩大?。沪豬n為扭振接合器內(nèi)花鍵轂角速度；ωout為外側(cè)接合齒圈角速度。

2 模型仿真與對比分析

2.1 仿真設置

將在Catia 軟件環(huán)境下設計完成的同步總成機構(gòu)的三維模型導入到Adams 仿真軟件中，獲得如圖5 所示的動力學仿真模型。 保留同步器總成的主要部件結(jié)構(gòu)，并對其他零部件做出一定簡化，以重點關注同步總成當中的接合套與接合齒圈在動力學仿真中的表現(xiàn)。

圖5 Adams 環(huán)境下扭振接合器同步仿真模型

通過仿真模擬同步機構(gòu)在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min情況下進行換擋接合同步的過程。 先設置同步機構(gòu)的輸出端初始轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 作為換擋基準轉(zhuǎn)速，然后依次設置輸入端初始轉(zhuǎn)速與基準轉(zhuǎn)速差Δn0為 1、5、10、20、30、40、45、50 r/min，以模擬電機調(diào)速過程中可能出現(xiàn)的轉(zhuǎn)速控制誤差。

部分仿真參數(shù)設置如表1 所示。 在仿真設置時，對同步總成中各構(gòu)件的初始轉(zhuǎn)速條件進行設定，以模擬實車在同步換擋時調(diào)速完成后的空載狀態(tài)，對該情況下?lián)Q擋接合操作產(chǎn)生的響應進行研究。 在此過程中，為重點研究同步機構(gòu)在換擋接合過程中的表現(xiàn)，設置動力學仿真分析的時長為1 s(超出該時長的情況無實際意義，針對同步接合的過程，分析時間在完成接合后停止，即接合套滑動至目標擋位限位點)。

表1 部分仿真參數(shù)設置

2.2 換擋接合仿真結(jié)果

對無同步器電機調(diào)速同步方案(即電動汽車無同步器但采用電機主動同步調(diào)速的方案)、慣性式同步器和扭振接合器的換擋接合過程進行仿真模擬，將以上3 種情況下的同步接合運動情況進行比較分析，主要選取影響乘坐舒適性的換擋接合時長與車輛沖擊度以及部件摩擦產(chǎn)生的滑摩功作為比較指標[12]。

對于換擋接合時長，這里選取接合套的位移情況作為特征結(jié)果，當其位移行程達到7 mm 時則表示其與外側(cè)齒圈接合完成，即已經(jīng)掛入目標擋位。若整個仿真同步過程都沒達到7 mm，則說明接合套未完成接合即掛擋不成功。

對于車輛沖擊度，可通過Adams 仿真獲得轉(zhuǎn)動角加速度(單位rad/s2)，進一步求出車輛縱向沖擊度j(單位m/s3)。

式中:i0為主減速比，i0＝ 6；αout為輸出端角加速度；Rw為驅(qū)動輪滾動半徑，Rw＝0.34 m。

本文選取的不同的轉(zhuǎn)速差情況下?lián)Q擋接合過程的接合套位移以及車輛沖擊度仿真結(jié)果見圖6。 其中，虛線對應無同步器電機調(diào)速同步方案的結(jié)果，點劃線對應慣性式同步器的結(jié)果，細實線對應扭振接合器的結(jié)果。

圖6 不同轉(zhuǎn)速差下?lián)Q擋接合仿真結(jié)果

其中，圖6(c)所示轉(zhuǎn)速差為40 r/min 時仿真結(jié)果，無同步器電機調(diào)速同步方案無法完成接合動作，未對其沖擊度情況進行采集分析。

在設置轉(zhuǎn)速差 Δn0在1 ～50 r/min 區(qū)間時，調(diào)整初始狀態(tài)下輸出端接合齒圈與接合套的對齒角度，以模擬在真實使用過程中接合套與外側(cè)接合齒圈可能出現(xiàn)對齒的多種情況。

在不同的初始轉(zhuǎn)速差條件下，各設置了5 組不同的初始對齒角度情況進行仿真模擬，然后將同轉(zhuǎn)速差情況下不同對齒角度情況的數(shù)據(jù)結(jié)果進行整理，以獲得在各個轉(zhuǎn)速差情況下同步機構(gòu)的換擋接合時長，具體比較結(jié)果見圖7。

圖7 換擋接合時長對比

同理，為更好比較各個不同機構(gòu)在換擋接合過程中產(chǎn)生的沖擊度情況，選取在不同的初始轉(zhuǎn)速差條件下的數(shù)據(jù)結(jié)果進行整理，各轉(zhuǎn)速差情況下產(chǎn)生的最大沖擊度結(jié)果見圖8。

圖8 換擋接合沖擊度對比

2.3 同步結(jié)構(gòu)性能對比分析

根據(jù)仿真結(jié)果，可對不同轉(zhuǎn)速差下的最大沖擊度和換擋接合時長進行對比分析。

扭振接合器與無同步器電機調(diào)速同步方案數(shù)據(jù)進行比較，其具體的改善情況見表2。

由表2 可見，無同步器電機調(diào)速同步方案的接合時長在0.31～0.58 s 區(qū)間內(nèi)；當轉(zhuǎn)速差達到40 r/min 以上時，接合套在1 s 內(nèi)無法完成掛擋接合動作。 扭振接合器在轉(zhuǎn)速差Δn0不大于20 r/min 時，接合時長在0.04 s 之內(nèi)；轉(zhuǎn)速差達到30 r/min 之后，需要的時長在0.045 s 左右。 在掛擋接合過程的最大沖擊度和掛擋接合時長都大幅小于無同步器電機調(diào)速同步方案。

表2 扭振接合器與無同步電機調(diào)速同步方案最大沖擊度和掛擋接合時長的對比

同樣，將慣性式同步器結(jié)果與扭振接合器結(jié)果進行比較，結(jié)果見表3。

表3 扭振接合器與慣性式同步器最大沖擊度及掛擋接合時長情況對比

由表3 可見，在轉(zhuǎn)速差 Δn0＝ 1 ～ 40 r/min 的情況下，扭振接合器與慣性式同步器進行比較，兩者接合時長均在0.05 s 之內(nèi)。 前者換擋所需時長略多于后者，基本在0.01 s 之內(nèi)(轉(zhuǎn)速差小于50 r/min)。而對于產(chǎn)生沖擊度來看，兩者響應無明顯優(yōu)劣。

因為慣性式同步器的摩擦錐面的損耗是影響同步器總成使用壽命的一大影響因素，同時，扭振接合器內(nèi)部也存在摩擦面的接觸。 為比較兩者在摩擦損耗方面的情況，對慣性式同步器與扭振接合器的滑摩耗散功進行對比。 由Adams 仿真結(jié)果可得各部件的角速度和摩擦力矩Te，根據(jù)式(4)即可求出滑摩功。 轉(zhuǎn)速差為 1 r/min 時，兩者摩擦做功情況見圖9。

圖9 轉(zhuǎn)速差為1 r/min 時的滑摩功

將轉(zhuǎn)速差Δn0在1～50 r/min 區(qū)間內(nèi)的滑摩功結(jié)果進行整理，得出慣性式同步器與扭振接合器的滑摩功比較，見圖10。

圖10 滑摩功對比

從圖10 可以看出，慣性式同步器的滑摩功大于扭振接合器的滑摩功，扭振接合器的磨損量要更小，側(cè)面體現(xiàn)其工作壽命更長，避免因工作時間的延長，過早出現(xiàn)磨損、燒蝕甚至失效的問題[13]。 慣性式同步器的同步環(huán)寬度以及錐角等參數(shù)對生產(chǎn)制造精度提出了要求，帶來成本問題；在使用過程中，環(huán)面油膜等因素也將影響同步器的性能。

3 結(jié)論

設計了一種基于扭轉(zhuǎn)減振的新型換擋同步機構(gòu)，并得出如下結(jié)論。

(1)扭振接合器在掛擋接合過程中車輛縱向沖擊度比無同步器電機調(diào)速同步方案的沖擊度降低了50%以上；扭振接合器的接合同步時長較無同步器電機調(diào)速同步方案縮短了90%左右。

(2)扭振接合器減小的沖擊度略優(yōu)于慣性式同步器，減小2.00%～26.49%；扭振接合器所需要的接合時長多出25%左右，基本在0.01 s 之內(nèi)，屬較小的時長范圍；扭振接合器在同步過程中產(chǎn)生的滑摩功小于慣性式同步器，其磨損量更小。

(3)縱向分析扭振接合器的響應情況，在電機調(diào)速誤差值Δn0不超過20 r/min 時，沖擊度在10 m/s3以下；當Δn0到達50 r/min 時，其性能明顯下降，這也為電機調(diào)速的誤差范圍提供了參考。

綜上，在加裝扭轉(zhuǎn)減振裝置后的扭振接合器相比于其他兩種同步方案在減小縱向沖擊度方面有改善，扭振接合器的綜合情況適用于新能源汽車變速系統(tǒng)。