某DCT解除駐車性能理論及試驗研究

項小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春 130011）

某DCT解除駐車性能理論及試驗研究

項小雷 李松松 李純潔 陳曦 顧振宇

（中國第一汽車股份有限公司技術中心，長春 130011）

以雙離合器自動變速器（DCT）駐車機構為研究對象，對其結構、解除駐車性能及控制措施進行分析。結合某DCT出現的解除駐車性能失效問題，運用ADAMS軟件建立駐車機構的動力學模型并進行分析，經臺架及整車試驗驗證，確定滾輪銷軸與孔配合關系不合理及PRND軸與鋁殼體摩擦系數大是導致變速器解除駐車性能失效的主要原因，最后提出改進措施。

1 前言

駐車機構作為DCT必備的安全裝置，是實現整車可靠駐車的關鍵。目前，國內在自動變速器駐車機構領域的設計開發比較欠缺，相關資料和標準極少，而駐車系統是駕駛員頻繁操控的重要系統，其駐車性能不僅影響換擋的舒適性，更影響整車的安全性。駐車性能主要包括解除駐車性能和動態駐車性能，本文主要針對解除駐車性能進行分析研究。

2 解除駐車性能及控制措施

駐車機構的解除駐車性能主要包括3個方面[1]：

a.當汽車實現駐車時，駐車機構不能自動脫擋導致在坡路上無法停車；

b.當汽車需要行駛時，在30%坡（16.7°）上解除駐車時整車換擋力小于設計值；

c.當汽車需要行駛時，駐車棘爪不能自鎖而無法解除駐車。

2.1 駐車機構結構分析

DCT的駐車機構設計一般要求簡單可靠，基本結構如圖1所示。駕駛員推動換擋手柄，經變速器外側的換擋拉桿作用在換擋臂處，換擋臂轉動，實現PRND擋位的轉換。各擋位由扇形板和定位彈簧配合定位。當擋位停在駐車擋（P擋）時，外力通過凸輪克服駐車棘爪的回位彈簧，并將其壓入至駐車齒輪齒槽內，實現P擋駐車功能。反方向轉動PRND軸，駐車棘爪在回位彈簧的作用下，脫離駐車齒輪齒槽，實現解除P擋駐車功能。

圖1 駐車機構的基本結構示意

2.2 解除駐車性能分析

2.2.1 駐車機構防脫擋臨界條件

當P擋駐車時，防止駐車自動脫擋的阻力包括PRND軸與殼體間的摩擦阻力矩，凸輪與滾輪間摩擦阻力矩兩方面。

以PRND軸及凸輪為研究對象，則PRND軸與殼體間摩擦阻力矩為：

式中，F1為PRND軸與殼體間正壓力；r為PRND軸半徑；μ為PRND軸與殼體間摩擦系數。

凸輪與滾輪間摩擦阻力矩取決于滾輪的運動狀態，以滾輪為研究對象，則受力分析如圖2所示，其中滾輪所受驅動力矩為Mf1，阻力矩為Mf2，慣性力矩為Min。

圖2 解除駐車機構受力分析示意

當Mf1＞Mf2+Min時，滾輪發生滾動，此時凸輪與滾輪間既滾動又滑動，則凸輪與滾輪間摩擦阻力矩Mf0：

式中，μ1為凸輪與滾輪間滾動摩擦系數；μ2為滾輪與銷軸間滑動摩擦系數；R為凸輪半徑；r1為滾輪半徑；r2為滾輪銷軸半徑。

當Mf1≤Mf2+Min時，凸輪與滾輪間只存在滑動摩擦，則

為了減小解除駐車力，通常在凸輪處增加偏心結構以減小駐車系統阻力矩（圖2）。偏心結構可以產生解除駐車助力矩Mass，δ為凸輪與滾輪間作用力方向與PRND軸軸線夾角。P擋駐車時，駐車機構不發生自動脫擋的充要條件為解除駐車的驅動力矩大于零，即Mass小于系統阻力矩，則當滾輪滾動和不滾動時公式為：

2.2.2 30%坡解除駐車力分析

當滾輪滾動和不滾動時，換擋力分別為：

式中，L為換擋臂長度；i為整車外部操縱杠桿比；η為整車外部操縱效率。

以整車下坡為例，以駐車棘爪為研究對象，不考慮駐車棘爪的重力和復位彈簧的影響，棘爪受力如圖3所示，其中L0為棘爪軸中心與駐車齒輪分度圓上接觸點的距離，β為駐車齒輪齒槽夾角，L1為凸輪與滾輪間正壓力的力臂，L2為駐車力矩產生的切向力力臂，L4為摩擦力力臂，r3為駐車棘爪軸直徑。

圖3 P擋駐車時駐車棘爪受力分析

當整車位于30%坡時，解除駐車力為：

式中，M為整車滿載質量；R0為輪胎滾動半徑；i0為駐車機構與車輪間傳動比；Re為駐車齒輪分度圓半徑；f3為棘爪與棘爪軸間摩擦阻力；f4為駐車齒輪與棘爪間摩擦阻力。

2.2.3 駐車機構防自鎖臨界條件

當解除駐車后，凸輪與滾輪分離，駐車棘爪不能自鎖的必要條件為：

2.3 解除駐車性能控制措施

為保證解除駐車性能，提出控制措施見表1。可知，解除駐車性能互相制約，需從駐車系統的角度設計駐車性能。

3 某DCT解除駐車性能分析

3.1 失效現象

在整車解除駐車性能試驗中出現了換擋力偏大的失效現象，圖4為上坡（坡度30%）緩慢解除駐車換擋力曲線。可知，解除駐車過程中換擋力存在異常峰值約160 N，穩定值90～100 N，均大于設計值70 N，不滿足設計要求。

表1 駐車機構解除駐車性能控制措施

圖4 上坡緩慢解除駐車換擋力曲線

3.2 失效原因分析及改進措施

該變速器結構為三軸式變速器，駐車機構位于變速器輸出端，即駐車齒輪通過花鍵與差速器殼體相連，與整車車輪通過半軸連接，地面提供的阻力直接作用于駐車機構。與駐車機構置于中間軸的變速器相比，該變速器駐車工況惡劣。由于整車空間布置等客觀因素制約，該變速器無法更改其布置結構，只能在現有布置結構下進行改進。

3.2.1 解除駐車換擋力臺架測試

為分析失效原因，進行解除駐車換擋力臺架測試。轉角傳感器通過螺紋連接PRND軸，測量其旋轉角度；換擋臂連接齒輪齒條加載器，通過力傳感器測量換擋臂處換擋力，再通過整車外操縱的杠桿比及效率換算成整車換擋力。

圖5為臺架測試與整車測試的換擋力對比。臺架測試換擋臂處力為實測值，根據外操縱杠桿比及效率，換算后臺架測試的整車換擋臂處力如圖5中臺架測試換擋手柄處力所示，力峰值為145～160 N，穩定值為90～100 N，與整車測試的換擋力吻合。圖6為臺架測試的換擋臂處換擋力隨PRDN軸轉角的關系曲線。可知，換擋力曲線的異常峰值對應PRND軸的轉角位約0.1°，即異常峰值為克服系統各部件間的最大靜摩擦阻力，穩態值為克服系統各部件間的動摩擦阻力，靜摩擦阻力明顯大于動摩擦阻力。

圖5 臺架與整車換擋力試驗曲線對比

圖6 臺架測試換擋力隨PRDN軸轉角變化曲線

3.2.2 解除駐車動力學仿真計算

3.2.2.1 解除駐車動力學模型

運用ADAMS軟件[2]，建立該變速器駐車機構的解除駐車換擋力動力學分析模型，如圖7所示。該模型主要包括換擋臂、PRND軸、扇形板、傳力彈簧以及凸輪等駐車操縱機構，還包括駐車棘爪、駐車齒輪、復位彈簧等部件，施加載荷并驅動以進行設計驗證及參數化優化設計。

圖7 駐車機構ADAMS模型

3.2.2.2 仿真模型參數確定

仿真模型的參數除了各部件的結構參數外，還包含PRND軸與殼體，駐車凸輪與滾輪，滾輪與銷軸，棘爪與駐車齒輪，駐車棘爪與棘爪軸等部件間的摩擦系數。根據機械設計手冊[3]，仿真計算模型的參數見表2。

表2 解除駐車換擋力動力學模型參數

3.2.2.3 30%坡解除駐車仿真計算及分析

在換擋臂處施加圖8所示的角位移，同時施加1712 N·m駐車力矩。圖9為仿真計算的變速器換擋臂處換擋力曲線。換擋臂處換擋力為229 N，根據杠桿比和效率換算得整車換擋力為91 N，不滿足設計要求。

圖8 PRND軸旋轉角位移曲線

圖9 換擋力仿真計算曲線

與臺架及整車測試的結果對比，仿真計算的換擋力曲線無異常峰值出現，但最大換擋力的位置均發生在PRND軸旋轉0.1°時，且換擋力與測試的穩態換擋力值吻合，即系統靜摩擦阻力和動摩擦阻力相當。解除駐車需克服PRND軸與變速器殼體間以及駐車凸輪與滾輪間靜摩擦阻力。PRND軸與鋁殼體間的摩擦系數在沒有潤滑的情況下動靜、動摩擦系數均為0.17，即兩者之間的靜、動摩擦阻力相同；駐車凸輪與滾輪間靜摩擦阻力大小不僅取決于滾輪與凸輪之間的接觸狀態，更取決于滾輪與滾輪銷軸的接觸狀態。

由表2知，該變速器駐車機構滾輪相對銷軸不滾動的條件為μ2＞2.2μ1，即當μ1為0.12，則μ2大于0.26時滾輪相對于齒輪不發生滾動，在表面未損傷的情況下兩者的靜摩擦系數基本相當，即滾輪相對于銷軸必然滾動。由換擋力曲線可知，換擋力分為初始峰值和穩態值兩個階段，即滾輪相對于銷軸能夠發生滾動，滾輪與銷軸間靜摩擦阻力變大。

滾輪銷軸與滾輪配合間隙最小為0.023 mm，為間隙配合；滾輪銷軸與駐車棘爪滾輪銷軸孔的配合間隙最小為-0.009 mm，最大為0.006 mm，為過渡配合。觀察裝配完成后的銷軸表面，發現有明顯損傷痕跡，導致滾輪與銷軸間靜摩擦系數異常變大，即滾輪與銷軸間靜摩擦阻力變大。

調整仿真模型參數，將滾輪與銷軸的靜摩擦系數設置為允許滾輪的臨界值，即μ2為0.25，圖10為修改參數后換擋力曲線。可知，修改參數后的換擋力曲線與臺架及整車測試的曲線吻合。

圖10 修改參數后換擋力曲線對比

3.2.3 失效原因及改進措施

3.2.3.1 換擋力異常峰值原因及改進措施

通過仿真分析可知，滾輪銷軸與銷軸孔配合不合理導致裝配過程中銷軸表面損傷，兩者之間靜摩擦系數增大，出現換擋力峰值。將滾輪銷軸孔徑由mm變為mm，銷軸與銷軸孔配合關系由過渡配合變更為間隙配合，以避免銷軸表面損傷。

3.2.3.2 穩態換擋力值大于設計值原因及改進措施

換擋力曲線中穩態換擋力值為90～100 N，大于設計目標值。通過與相同結構類型的變速器進行對標分析，競品變速器在PRND軸與鋁殼體之間加裝鋼背復合襯套以降低兩者之間的摩擦阻力。根據襯套摩擦特性[4]，PRND軸與殼體間摩擦系數由0.17降至0.05。圖11為加裝襯套前后克服該PRND軸與殼體間阻力所需整車換擋力仿真計算結果曲線。可知，改進前整車換擋力為57 N，加裝襯套后為19N。圖12為改變銷軸與銷軸孔配合關系并加裝襯套后整車換擋力曲線。可知，最大換擋力為50 N，滿足設計要求。

圖11 加裝襯套前后克服軸孔阻力換擋力曲線

圖12 優化后整車換擋力曲線

3.3 試驗驗證

保證銷軸與銷軸孔配合為間隙配合，改進后滾輪銷軸裝配完成后表面狀態未發生損傷。在PRND軸與殼體間安裝復合襯套，根據安裝要求保證襯套與軸配合間隙為0.006～0.092 mm。

圖13為整車換擋力曲線。可知，未發生異常峰值，且穩態值為40～50 N，滿足設計目標。對解除駐車耐久試驗過程最大換擋力值進行統計，上下坡各100次，如圖14所示。可知，初始階段由于襯套需要磨合，換擋力較大為50～60 N，磨合完成后換擋力為35～45 N，均小于設計目標70 N。

圖13 改進后整車測試換擋力

圖14 解除駐車耐久試驗中換擋力最大值

4 結束語

a.從變速器駐車機構系統角度對解除駐車性能理論分析并提出了控制措施；

b.運用ADAMS軟件建立了該變速器駐車機構解除駐車性能動力學模型，并結合臺架及整車試驗進行仿真計算；

c.通過改進滾輪銷軸與銷軸孔的配合關系，PRND軸與殼體間加裝復合襯套，有效降低了解除駐車換擋力并滿足設計目標。

1 Park Standard for Automatic Transmissions.SAEJ2208, 1993.

2 李增剛.ADAMS入門詳解與實例.北京：國防工業出版社, 2010.

3 聞邦椿.機械設計手冊.北京：機械工業出版社,2010.

4 GGB.GGB-DP4-DP4-B-Bearings-Brochure-CN.2016.

（責任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年9月1日。

Theoretical and Experimental Research of Parking Disengagement Performance of Dual Clutch Transmission

Xiang Xiaolei,Li Songsong,Li Chunjie,Chen Xi,Gu Zhenyu
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

To study the parking mechanism of Dual Clutch Transmission(DCT),its structure,parking disengagement performance and the main measures was analyzed.Considering the parking disengagement performance failure of DCT,a dynamics model for analysis with ADAMS was set up.With bench test and vehicle test,the conclusion is that the unreasonable fit between the roller and pin,as well as the large friction coefficient between the PRND shaft and the aluminum housing were the main cause of parking disengagement performance failure of such transmission and then proposed improvement measures.

DCT,Parking mechanism,Parking performance

雙離合器自動變速器 駐車機構 駐車性能

U463.2

A

1000-3703（2017）07-0005-05