趙雪松 白秀超 顧振宇 趙成福 劉君祺

（1.中國第一汽車股份有限公司新能源開發(fā)院，長春 130013；2.汽車振動噪聲與安全控制綜合技術(shù)國家重點實驗室，長春 130013）

主題詞：雙離合自動變速器 駐車機構(gòu) 駐車動態(tài)掛入車速 駐車沖擊載荷

1 前言

駐車機構(gòu)是自動變速器和減速器的安全件，除能使車輛在坡路上穩(wěn)定停駐外，還應(yīng)設(shè)計合理的駐車動態(tài)掛入車速。最大動態(tài)掛入車速應(yīng)不超過6 km∕h[1]，最小動態(tài)掛入車速應(yīng)大于30%坡度一齒溜車車速，防止車輛溜車。運動的車輛被鎖止瞬間會對駐車機構(gòu)產(chǎn)生巨大的沖擊，駐車齒輪沖擊載荷比坡路靜止駐車載荷大得多，同時，駐車動態(tài)掛入工況屬于誤用工況，故需要校核駐車機構(gòu)在該工況下的靜強度和有限疲勞壽命。駐車機構(gòu)在動態(tài)掛入過程中的運動非常復(fù)雜，準確快速地計算駐車動態(tài)掛入車速和駐車沖擊載荷成為設(shè)計難點。

本文以某橫置雙離合自動變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）駐車機構(gòu)為研究對象，建立ADAMS動力學(xué)仿真模型，計算駐車動態(tài)掛入車速，在MATLAB∕Simulink 環(huán)境下建立包含駐車機構(gòu)的整車傳動系統(tǒng)模型，仿真得到駐車沖擊載荷，并校核駐車機構(gòu)在沖擊載荷下的強度，最后，針對仿真內(nèi)容進行整車道路試驗，驗證方法的有效性。

2 駐車機構(gòu)特性分析

2.1 駐車機構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)

本文研究的橫置DCT 基本結(jié)構(gòu)如圖1 所示[2]，其采用凸輪式駐車機構(gòu)，駐車齒輪通過花鍵過盈連接在差速器上。駐車機構(gòu)位于傳動系的末端，因此動態(tài)掛入時沖擊載荷較大。

2.2 動態(tài)駐車原理

駐車動態(tài)掛入車速是由駐車機構(gòu)決定的駐車鎖止車速。車輛在高于動態(tài)掛入車速下行駛過程中，當(dāng)駕駛員誤操作掛入P擋時，駐車機構(gòu)不允許將駐車棘爪掛入駐車齒輪中，以保證行車安全。并且，還需保證駐車機構(gòu)在高于一齒溜車車速（車輛在30%坡度由最大溜車距離產(chǎn)生的車速）時能夠掛入P擋并實現(xiàn)駐車。

車輛在高于動態(tài)掛入車速掛入P擋時，駐車凸輪會推動駐車棘爪壓向駐車齒輪的齒槽，由于車速較高，駐車棘爪卡入齒槽的深度較淺，其滾輪未運動到駐車凸輪的圓弧鎖止面時，駐車棘爪即被駐車齒輪彈回，隨著車速的降低，駐車棘爪卡入齒槽的深度不斷加深，直至其滾輪運動到駐車凸輪的圓弧鎖止面時，車輛被瞬時鎖止。

動態(tài)掛入車速主要與駐車機構(gòu)中的駐車齒輪與駐車棘爪的配合間隙、駐車棘爪轉(zhuǎn)動慣量、凸輪扭簧和棘爪回位扭簧的扭矩以及車輪滾動半徑有關(guān)。設(shè)計時應(yīng)滿足SAE J2208[1]的要求，最大動態(tài)掛入車速應(yīng)不超過6 km∕h。

3 駐車動態(tài)掛入車速仿真計算

3.1 理論動態(tài)掛入車速計算

將駐車棘爪的運動由變加速運動簡化為勻加速運動，可得動態(tài)掛入車速νengage為：

式中，ωgear=θgear∕t為駐車齒輪轉(zhuǎn)速；R為輪胎滾動半徑；i為駐車齒輪到車輪的傳動比；θgear為駐車齒輪轉(zhuǎn)角，如圖2 所示；t=(2θpawl∕αpawl)1∕2為棘爪從齒頂邊沿落入齒槽的時間；θpawl為駐車棘爪轉(zhuǎn)角，見圖2；αpawl為駐車棘爪角加速度：式中，Ipawl為棘爪轉(zhuǎn)動慣量；Tcam為駐車凸輪對駐車棘爪的力矩；Tpawl_spr為棘爪回位彈簧對駐車棘爪的扭矩；TG_pawl為駐車棘爪重力矩，當(dāng)其使棘爪朝向嚙合方向運動時，TG_pawl前取“+”，當(dāng)其使棘爪向遠離嚙合方向運動時，TG_pawl前取“-”。

圖2 駐車齒輪和駐車棘爪轉(zhuǎn)角示意

為保證整車駐坡的穩(wěn)定性，防止溜車，νengage應(yīng)大于30%坡度一齒溜車車速。

任意坡度的一齒溜車車速υS為：

式中，a=gsinθ-gfcosθ為整車沿坡道的縱向加速度；S為駐車齒輪轉(zhuǎn)過一齒對應(yīng)的車輛移動距離；f為輪胎滾動阻力系數(shù)；θ=arctanα為坡度；g為重力加速度；α為駐車坡度，最大駐車坡度選為30%。

根據(jù)駐車機構(gòu)及整車參數(shù)，計算得νengage=5 km∕h，υS=2.5 km∕h。

上述數(shù)值計算方法是在一定的假定條件下得出的：假定駐車棘爪和駐車凸輪為勻加速運動；忽略駐車零部件間運動摩擦；忽略駐車零部件間的接觸剛度和彈簧阻尼。

通常，理論計算的動態(tài)掛入車速較實際值偏大，不能較好地反映動態(tài)駐車的實際運動過程，因此需要利用仿真更加全面地考慮各種影響因素。

3.2 ADAMS駐車動態(tài)掛入車速仿真

駐車機構(gòu)本身為多自由度、非線性的復(fù)雜機械系統(tǒng)，通過數(shù)學(xué)建模實現(xiàn)對其機械部件自身的阻尼特性、剛度特性以及接觸部件之間的摩擦損耗特性等的精確描述是極其繁復(fù)的工作，然而利用現(xiàn)有的動力學(xué)仿真工具ADAMS 完成駐車機構(gòu)模型的搭建，可以研究不同參數(shù)對駐車機構(gòu)性能的影響，便于更快捷地研究駐車機構(gòu)的動態(tài)特性。

3.2.1 模型主要簡化和假設(shè)

為了確保仿真順利進行和減少不必要的工作量，需要對駐車機構(gòu)進行必要的合理簡化，并根據(jù)實際情況設(shè)置仿真條件：

a.保留主要傳動受力件，刪除對仿真結(jié)果影響很小或幾乎沒有影響的零件，如扇形板、板簧和推臂等。

b.設(shè)駕駛員從非P擋到P擋的動作時間為0.2 s。

c.動態(tài)掛入車速僅與駐車機構(gòu)本身的參數(shù)和車輪滾動半徑有關(guān)，因此采用一定慣量（10 kg·m2）的質(zhì)量輪帶動駐車齒輪以模擬整車運動，這也與臺架試驗條件相符。將質(zhì)量輪初始轉(zhuǎn)速設(shè)置為對應(yīng)整車車速為5 km∕h的工況，然后在自身旋轉(zhuǎn)摩擦力的作用下轉(zhuǎn)速勻速下降，模擬整車因地面滾動阻力造成的車速下降。

3.2.2 施加約束和驅(qū)動

模型添加的約束有鉸接副、鉸接副摩擦力、接觸力和扭簧力。根據(jù)實際的運動狀態(tài)，各零部件添加約束情況如表1～表3所示。表2中，設(shè)置連接件間的剛度為2×105N∕mm，力指數(shù)為2.2，阻尼為100 N·s∕mm，浸入深度為0.1 mm。

表1 鉸接副參數(shù)設(shè)置

表2 接觸力參數(shù)設(shè)置

表3 扭簧力參數(shù)設(shè)置

凸輪軸使用Step函數(shù)施加運動驅(qū)動，初始駐車機構(gòu)處于非P擋（R擋）位置，發(fā)出駐車指令后，凸輪軸用時0.2 s轉(zhuǎn)動23.906°，到達P擋位置。質(zhì)量輪轉(zhuǎn)動慣量為10 kg·m2，設(shè)置初始轉(zhuǎn)速為253.43°∕s，對應(yīng)整車車速5 km∕h。

添加約束和驅(qū)動后的模型如圖3所示。

圖3 駐車機構(gòu)ADAMS仿真模型

3.2.3 駐車動態(tài)掛入車速仿真分析

圖4、圖5 所示為將駐車齒輪轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)化為車速的整車動態(tài)掛入曲線，整車初始車速為5 km∕h，此時駕駛員掛入P 擋。當(dāng)車輛向前運動，車速降至4.1 km∕h時，駐車機構(gòu)鎖止，駐車齒輪齒側(cè)與駐車棘爪側(cè)面反復(fù)碰撞后，最終使車輛靜止。當(dāng)車輛向后運動，車速降至3.9 km∕h 時，駐車機構(gòu)鎖止。駐車動態(tài)掛入車速小于6 km∕h 的標(biāo)準要求，同時大于2.5 km∕h 一齒溜車車速，滿足設(shè)計要求。

圖4 車輛向前運動D→P掛入車速曲線

圖5 車輛向后運動R→P掛入車速曲線

4 駐車動態(tài)掛入沖擊扭矩仿真計算

本文采用Simulink 工具箱中的SimDriveline 模型庫作為整車的物理系統(tǒng)建模工具[3]。為計算駐車齒輪的沖擊扭矩，在MATLAB∕SimDriveline 環(huán)境中建立包含駐車機構(gòu)的整車動力傳動系統(tǒng)的仿真模型，模型中將駐車機構(gòu)簡化為“離合器”，接收到駐車信號后，“離合器”能夠瞬時鎖止，“離合器”鎖止時所受扭矩即為駐車齒輪的沖擊扭矩。原理如圖6所示。

圖6 包含駐車機構(gòu)的整車動力傳動系統(tǒng)仿真模型原理

本文研究的橫置DCT搭載在某型B級轎車上，該車為前置前驅(qū)車輛，整車動力傳動系統(tǒng)仿真模型主要輸入?yún)?shù)如表4所示。

表4 整車動力傳動系統(tǒng)仿真模型主要輸入?yún)?shù)

整車在平直路面上分別向前和向后加速至5 km∕h，切斷動力滑行至ADAMS 仿真動態(tài)掛入車速時，控制單元發(fā)出P 擋動作信號，駐車齒輪和駐車棘爪鎖止，在結(jié)果顯示模塊中記錄整車速度曲線和駐車齒輪扭矩曲線。

圖7 所示為車輛向前運動整車速度曲線和駐車齒輪扭矩曲線。車輛滑行至4.1 km∕h時被駐車機構(gòu)鎖止，此時駐車齒輪所受沖擊扭矩峰值為3 000 N·m。

圖7 車輛向前運動動態(tài)駐車仿真曲線

圖8 所示為車輛向后運動整車速度曲線和駐車齒輪扭矩曲線。車輛滑行至-3.9 km∕h 時被駐車機構(gòu)鎖止，此時駐車齒輪所受沖擊扭矩峰值為-2 835 N·m。

圖8 車輛向后運動動態(tài)駐車仿真曲線

由于整車傳動系統(tǒng)各零部件存在剛度和阻尼，所以在駐車棘爪掛入駐車齒輪的瞬間，駐車齒輪的沖擊載荷基本為零，而當(dāng)車速為零時，駐車齒輪的沖擊載荷達到峰值。車速和駐車齒輪沖擊扭矩不斷振蕩衰減，直至車輛靜止，駐車齒輪載荷消失。

車輛在30%坡度下穩(wěn)定停駐時駐車齒輪所受扭矩為±1 971 N·m，比沖擊扭矩小得多，因此應(yīng)校核沖擊扭矩下駐車機構(gòu)的強度。

5 駐車機構(gòu)有限元分析

5.1 靜強度分析

在Creo∕Simulate環(huán)境下進行駐車機構(gòu)有限元分析，有限元模型中僅保留駐車齒輪和駐車棘爪2 種關(guān)鍵受力件，約束施加方式如表5和圖9所示。車輛向前動態(tài)掛入時，駐車齒輪施加逆時針扭矩3 000 N·m；車輛向后動態(tài)掛入時，駐車齒輪施加順時針扭矩2 835 N·m。

圖9 有限元模型約束及載荷

表5 有限元模型約束

應(yīng)力結(jié)果如圖10、圖11 和表6 所示。駐車棘爪和駐車齒輪應(yīng)力均小于材料強度極限，靜強度滿足使用要求。

圖10 D擋→P擋動態(tài)掛入駐車棘爪和駐車齒輪應(yīng)力

圖11 R擋→P擋動態(tài)掛入駐車棘爪和駐車齒輪應(yīng)力

表6 駐車棘爪和駐車齒輪應(yīng)力

5.2 疲勞壽命分析

在Creo∕Simulate 環(huán)境下進行疲勞壽命有限元分析時，需先分別對駐車齒輪和駐車棘爪進行線性靜態(tài)分析。材料失效準則采用畸變能，疲勞特性采用統(tǒng)一材料法則，失效強度衰減因子取1，力值加載類型采用峰值-峰值。疲勞壽命預(yù)測結(jié)果如圖12、圖13 和表7 所示。駐車棘爪最低可承受5 623次載荷循環(huán)，駐車齒輪可承受12 589次載荷循環(huán)，疲勞壽命滿足誤用工況要求[4]。

表7 駐車棘爪和駐車齒輪疲勞壽命

圖12 D擋→P擋動態(tài)掛入駐車棘爪和駐車齒輪疲勞壽命

圖13 R擋→P擋動態(tài)掛入駐車棘爪和駐車齒輪疲勞壽命

6 整車試驗驗證

試驗車輛掛D 擋前進或R 擋后退，當(dāng)車速接近8±2 km∕h 時，駕駛員選擇P 擋，通過采樣周期為100 ms的CANape 采集車速信號，動態(tài)駐車車速采樣信號如圖14所示。

圖14 動態(tài)駐車車速采用信號

駐車動態(tài)掛入試驗共完成100 次，其中包括前進擋掛入P 擋50 次，倒擋掛入P 擋50 次，試驗后P擋功能正常。車速試驗數(shù)據(jù)及統(tǒng)計數(shù)據(jù)如圖15 和表8 所示。

表8 動態(tài)駐車試驗統(tǒng)計數(shù)據(jù)及與仿真結(jié)果對比

圖15 動態(tài)駐車試驗數(shù)據(jù)

從表8中可以看出，動態(tài)掛入車速仿真結(jié)果與試驗結(jié)果平均值非常接近，誤差在10%以內(nèi)，驗證了本文仿真方法的準確性。

試驗完成后拆解樣箱，駐車棘爪和駐車齒輪試驗完成后樣件如圖16 所示。樣件無裂紋和破損，接觸表面僅有刮擦痕跡，狀態(tài)良好。試驗結(jié)果驗證了仿真動態(tài)掛入沖擊扭矩及有限元分析結(jié)果的有效性。

圖16 試驗完成后駐車棘爪和駐車齒輪樣件狀態(tài)

7 結(jié)束語

本文在分析駐車機構(gòu)運動特點的基礎(chǔ)上，建立了駐車機構(gòu)ADAMS仿真模型和整車動力傳動系統(tǒng)Simulink模型，提出基于工程實際的動態(tài)掛入車速及駐車齒輪沖擊載荷的仿真計算方法，并通過整車試驗驗證了仿真結(jié)果的準確性和有效性。