雙離合自動變速器電控電動換擋執行機構仿真優化與試驗對比

郭潤澤，孫曉東，于 闖，譚艷軍，林霄喆

（1.寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司，浙江寧波 315336；2.浙江吉利動力總成有限公司，浙江寧波 315800）

當前汽車產業電氣化程度日益提高，無刷直流電機因小型、輕量、大扭矩的特點被電氣化汽車產業所青睞［1］。隨著雙離合自動變速器（DCT）技術的逐漸成熟和駕駛性的提高，DCT 獲得了市場及研究人員的青睞。今后幾年汽車搭載的自動變速器中，DCT 將成為主力軍［2］。

DCT 選換擋執行機構可分為電控電動式執行機構和液控執行機構，相比液控執行機構，電動換擋執行機構具有響應快、精度高、價格低廉等優點，其缺點是控制系統復雜［2］。電控電動換擋執行機構根據選、換擋控制電機的數目，可以分為單電機、雙電機和多電機的傳動方式。單電機執行機構中，只一個電機通過機械機構來實現選、換擋，該方案的優點是機構結構簡單、易于布置。單電機只能順序升降擋，在升擋時可滿足基本的響應需求，但在降擋時不能快速換入所需擋位。

雙電機執行機構中，各用一個電動機控制選、換擋，此種執行機構簡單緊湊，便于布置，其缺點是電機的控制難度較大，尤其是選擋，換擋電機之間的協調控制難度［2］。電機與執行機構的結構設計與軟件控制需要協調配合，從而實現車輛優秀的換擋品質與駕駛性。

本文以目前常用的兩種電動機械式執行機構為研究對象，對兩種執行機構的性能進行分析，同時對傳動效率進行仿真優化設計。基于整車6 個駕駛性與換擋品質評價工況進行換擋系統層級數據采集試驗與對比分析，展現兩種執行機構的優劣勢。

1 換擋執行機構分類

在自動變速器中，換擋執行機構根據動力源的類型分為電控氣動、電控液動和電控電動3 種［3］。

1.1 電控氣動執行機構

電控氣動選換擋執行機構換擋速度較慢，且需要氣動裝置，因需要額外的氣壓系統，在大型乘用車或商用車上有較高的應用價值，一般很少應用于對換擋品質要求較高的轎車。

1.2 電控液動執行機構

電液執行機構目前應用較多，它具有傳遞平穩、速度位移控制簡單、可實現與液力變矩器的良好配合，且具有一定吸收沖擊及便于空間布置等優點。同時也有較嚴重的缺點。極限高低溫度的變化使執行機構中液壓油的黏度發生顯著變化，回油管路壓力將產生損失。例如，采用電液形式控制的離合器執行系統，在低溫時，油黏度大，離合器的結合速度變慢，導致在汽車剛起步特別是坡道上響應慢，換擋品質變差。同時在溫度降低到一定程度后，液壓油的流動性能大大降低，嚴重時會發生換擋失效現象。其次，電液執行機構中液壓元件對加工精度有非常高的要求，特別是高速電磁閥，工藝復雜，成本較高。

隨著稀土釹鐵硼永磁材料及電子電器料的發展，同時永磁電機結構簡單，控制靈活。永磁無刷直流電機（BLDC）迅速發展［4］。同時面對汽車產業的電氣化變革，國內外許多研究者和制造商將目光投向了電控電動形式執行機構，將自動變速控制系統中要直接控制的對象：油門、離合器及選換擋裝置采取電動機為動力源的方式。在換擋機構方面，開發了基于永磁無刷直流電機的選換擋系統。能夠利用蝸輪蝸桿、齒輪齒條或絲杠螺母等多種傳動形式實現電動換擋，使得執行機構在性能上的不斷完善，從而在變速器執行系統中采用無刷電機為動力源成為可能。

相對于電控液動執行機構，電控電動執行機構在以下幾個方面具有顯著優勢：

1）電控電動執行機構減少了液壓元件能量損失與動作誤差，控制的精度進一步提高，反應動作更加準確。

2）取消液壓系統相關零件，相對電驅零件，整體執行機構結構更加簡單，空間更加緊湊。

3）電驅模塊更加適應數字化與模塊化發展方向，趨向于小型化、實用化、組合化、多功能化［7］。

2 電控電動式執行機構工作原理

以電機為動力源，結合齒輪齒條和蝸輪蝸桿的雙離合變速器換擋執行機構，目前市面上主要分為搭載主動互鎖式和凸輪轉轂式兩種，如圖1 所示。

圖1 電控電動換擋機構雙離合變速器

2.1 主動互鎖式選換擋執行機構

圖2 所示為主動互鎖式DCT 選換擋執行機構，它包括選換擋電機、選換擋組件和選擋軸。圖3 所示為由換擋撥指掛擋，摘擋元件和撥叉構成的換擋指組件，作用于換擋導槽以驅動同步裝置。

圖2 主動互鎖式DCT 換擋執行機構

圖3 換擋撥指組件

主動互鎖式DCT 選換擋執行機構的特殊性在于換擋撥叉的開口寬度大于換擋指的寬度。即使是在某一個擋位已經接合的情況下，也可以反向旋轉換擋軸，并通過換擋指選擇另一個換擋導槽，縮短預選擋的工作時間，提升工作效率，如圖4 所示。

圖4 主動互鎖換擋導槽

當雙離合變速器要預選一個新擋位，摘擋撥指會將非結合的離合器所掛入的擋位摘掉，此時換擋軸的旋轉方向與換擋指移動方向無關，即無須選擋為需要摘擋的擋位即可完成摘擋。圖5 所示為主動互鎖摘擋。

圖5 主動互鎖

圖6 所示為雙電機選換擋執行機構，選擋電動機負責將換擋指選定在需要換擋的變速器撥叉中，該電動機帶有傳感器，通過電機轉角識別撥指所在撥叉位置；換擋電動機負責掛擋、摘擋和將換擋指退回中間的選擋位置，該電動機也帶有傳感器，通過電機轉角判斷該擋位同步器工作情況［2］。

圖6 雙電機選換擋執行機構

2.2 凸輪轉轂式選換擋執行機構

雙離合器凸輪轉轂式選換擋執行機構的原理為奇數軸擋位與偶數軸擋位分別利用單電機完成選擋換擋。通過齒輪減速，驅動選換擋凸輪繞其軸線旋轉，由凸輪推動伸入凸輪圓周表面凹槽內的菱形塊，使撥叉沿著撥叉軸軸向移動到目標擋位。通過設定好的型線，完成摘擋，同步和掛擋的雙離合所需預選擋動作。在選換擋凸輪的外圓周表面至少具有一條凹槽，凹槽上根據擋位相應設置有波峰和波谷，當所有菱形塊位于波峰和波谷之間的中間位置時，變速器處于空擋；當某一菱形塊位于任意波峰或波谷時，變速器處于與該波峰或波谷對應的擋位。轉轂與變速器殼體有限位面，如圖7 所示。不僅為自學習零點位置確認，同時，當凸輪在升降擋過程中，旋轉至最低擋或最高擋后不能繼續旋轉，從而使變速器不會產生最低擋位直接升至最高擋，也不能從最高擋直接降至最低擋，機械上保證了安全性。

圖7 凸輪轉轂結構

以7DCT 凸輪轉轂結構為例，將凸輪型線展開，如圖8 所示，分別為奇數擋和偶數擋凸輪轉轂。奇數擋為雙型線，偶數擋為單型線。型線單雙主要與撥叉擋位排布有關。奇數擋撥叉為1/7 擋和3/5 擋，分別通過各自的菱形塊嵌入兩條凹槽內。偶數擋撥叉為2/6 擋和4/R 擋，分別通過各自的菱形塊嵌入同一條凹槽內。奇偶每兩個撥叉的菱形塊轉角相距90°。

圖8 7DCT 凸輪轉轂型線

以7DCT 奇數凸輪轉轂型線為例。A 型線布置1/7 擋撥叉，B 型線布置3/5/擋撥叉。兩個撥叉相距90°轉角。以1 擋升7 擋，奇數軸擋位變化為例，A 型線波峰為1擋，B型線為空擋。凸輪相對A型線波峰轉動90°時，A 型線為空擋，B 型線為波峰3 擋。凸輪相對A 型線波峰轉動180°時，A型線為空擋，B型線為波谷5擋。凸輪相對A 型線波峰轉動270°時，A 型線為波谷7 擋，B 型線為空擋。此時，凸輪轉轂與變速器有限位面，防止出現最高擋位直接降至最低擋位。

凸輪轉轂型線可根據變速器的擋位配置靈活設計。當變速器為6DCT 時，奇數擋位凸輪轉轂型線可設計為單型線，撥叉為1/5 擋與3 擋搭配。二者相距90°時，即可完成升降擋需求。

由凸輪轉轂型線設計可知，凸輪轉轂型線的波峰與波谷位于不同直線。在換擋過程中，不會出現同一根輸入軸掛入兩個擋位的情況，實現了變速器同軸互鎖。

3 對比分析

基于空間布置、裝配加工及可維修性、系統質量、電機性能、傳動比、傳動效率對兩種電控電動機械式換擋執行機構進行理論對比分析。同時對二者傳動效率進行數值仿真優化，基于最高執行機構效率在整車上進行CAN 線換擋系統相關數據采集，進行6 個行駛工況的換擋品質對比。

3.1 評判標準

為更清晰地對比兩種電控機械式執行機構的設計與換擋品質表現。將設計指標與換擋品質評價總分設定為10 分。1～10 分對應的標準見表1。

表1 設計指標與換擋品質評價標準

3.2 空間布置

圖9 為主動互鎖式和凸輪轉轂式執行機構與撥叉相配合的示意圖。通過計算，兩種執行機構布置空間包絡體積見表2。

圖9 主動互鎖式和凸輪轉轂式執行機構與撥叉配合

由表2 可知，主動互鎖式執行機構所占空間更小，約為凸輪轉轂式的一半。通過數據對比，主動互鎖式執行機構可得9 分，凸輪轉轂式可得7 分。

表2 執行機構布置空間包絡體積

3.3 裝配加工及可維修性

因主動互鎖式布置緊湊，裝配加工相關相對凸輪轉轂式難度增加，可得6 分，凸輪轉轂式為8 分。但因作為獨立模塊單獨布置在變速器上，可維修性比凸輪轉轂式高，可得9 分，凸輪轉轂式為5 分。

3.4 系統質量

在執行機構總質量方面，將兩種執行機構綜合撥叉與駐車機構總成進行考慮。因為不同的執行機構方式決定了相關接口的設計，綜合考慮兩者皆為7 分。二者系統的質量見表3。

表3 執行機構質量

3.5 電機性能

直流電機具有優越的調速性能，在控制性能好、調速范圍寬、啟動轉矩大、低速性能好、運行平穩、效率高等方便有優異表現［5-6］。同時，有刷直流電機結構簡單、轉矩大。但由于采用機械碳刷切換電樞間的電流，有壽命短、（金屬片）易產生灰塵的缺點。在無刷直流電機上，有刷直流電機的碳刷（換向器）被替換成了晶體管及FET 等電子開關集成于控制器端，有利于長壽命化、無塵化［1］。

為了檢測換擋執行機構及當前擋位狀態，無刷直流電機采用霍爾元件檢測電機轉子轉角位置［7］。霍爾元件會根據磁場的強弱產生霍爾電壓。當電流流過磁場中的半導體時，會在與電流呈直角的方向上產生電壓（霍爾電壓）。這個現象叫作霍爾效應。圖10 展示了用于無刷直流電機的霍爾元件的特性曲線。

圖10 無刷直流電機的霍爾元件的特性曲線

兩種執行機構所采用的電機（圖11）都為霍爾傳感器檢測電機轉子位置，但凸輪轉轂式采用的電機為霍爾集成芯片，機械角度識別可達到一度一分辨，相比霍爾元件由極對數決定機械角度識別更為精確。執行機構電機性能見表4。

圖11 兩種執行機構的電機

表4 執行機構電機性能

同時，凸輪轉轂式采用的電機擁有9 個針腳，相比主動互鎖式多一個自帶占空比反饋的功能，電機控制更為精確［8］。

綜上所述，凸輪轉轂式執行機構電機性能比主動互鎖式電機性能更優，分別可達9 分與8 分。

3.6 執行機構傳動比

主動互鎖式執行機構從電機輸出端，依靠齒輪齒條，螺桿等進行增扭減速。基于一定的行程及換擋速度，可通過電機輸入轉速與執行機構輸出轉速比得出執行機構傳動比，即

式中：n4為換擋齒輪轉速，r/min；v為齒條移動速度，mm/min；d為分度圓直徑，mm。

式中：n3為螺桿轉速，r/min；s為螺桿導程，mm。

換擋電機齒輪與執行機構內齒輪通過齒數比分別得出n2與n1，從而根據轉速比得出傳動比。

凸輪轉轂式執行機構傳動依靠齒輪傳動。根據齒數可得兩種電控電動執行機構傳動比見表5。

表5 執行機構傳動比

3.7 執行機構傳動效率

3.7.1 主動互鎖執行機構傳動效率

主動互鎖式執行機構傳動效率計算主要考慮摩擦產生的效率損失。摩擦損失包含選擋導套，自潤滑套和螺桿與支撐面。以電機為動力源最終由撥指作為執行機構的動力輸出，作用在撥叉上，如圖12所示。

圖12 主動互鎖式執行機構驅動撥叉

通過力的分解可得

齒條的驅動轉矩

式中：T1為選擋套的摩擦力矩，N·m；T2為換擋力矩，mm/min；T3為變速器換擋軸接口處摩擦力矩，mm。

式中：F為換擋力，N；l為換擋力臂，mm；θ為換擋轉角。

式中：d1為選擋套支撐截面直徑，mm；μ1為選擋套摩擦系數。

式中：d2為自潤滑套截面直徑，mm；μ2為自潤滑套摩擦系數。

螺桿的驅動轉矩

式中：T4為扇齒輪力矩，N·m；T5為螺桿前端力矩，N·m；T6為螺桿后端力矩，N·m。

式中：d3為螺紋中徑，mm；d4為半圓齒輪直徑，mm；ρ為當量摩擦角度；γ為螺旋導程角。

式中：α為螺紋牙型角，mm；μ3為螺桿摩擦系數。

因螺桿支撐面為滑動摩擦，則

式中：μ4為螺桿與襯套摩擦系數；d5為襯套支撐界面直徑，mm。

式中：μ5為螺桿與殼體摩擦系數；d6為殼體支撐截面直徑，mm。

換擋電機扭矩

式中：z2為換擋電機齒輪；z1為內齒輪齒數。

通過以上公式可得，當換擋力一定時，考慮摩擦損失后，通過換擋電機扭矩比可得該執行機構效率為71%，當齒輪傳遞效率取98%時，主動互鎖執行機構傳遞效率為70%.

根據以上計算可得，該執行機構的傳遞效率受影響的因素為各傳動摩擦系數、螺距、螺紋牙型角。根據MATLAB 控制變量進行數值仿真。

當螺距p1與螺紋牙型角α為變量時，執行機構效率如圖13 所示。

圖13 螺距與螺紋牙型角為變量時，執行機構效率

當螺距p1與選擋套摩擦系數μ1為變量時，執行機構效率如圖14 所示。

圖14 螺距與選擋套摩擦系數為變量時，執行機構效率

當螺距p1與自潤滑套摩擦系數μ2為變量時，執行機構效率如圖15 所示。

圖15 螺距與自潤滑套摩擦系數為變量時，執行機構效率

當螺距p1與螺桿摩擦系數μ3為變量時，執行機構效率如圖16 所示。

圖16 螺距與螺桿摩擦系數為變量時，執行機構效率

當螺距p1與螺桿摩擦系數μ4為變量時，執行機構效率如圖17 所示。

圖17 螺距與螺桿與襯套摩擦系數為變量時，執行機構效率

當螺距p1與螺桿摩擦系數μ5為變量時，執行機構效率如圖18 所示。

圖18 螺距與螺桿與殼體摩擦系數為變量時，執行機構效率

3.7.2 凸輪轉轂執行機構傳動效率

凸輪轉轂執行機構效率主要受圓柱凸輪壓力角的選擇決定。如圖19 所示，轉轂型線與撥叉菱形塊進行受力分析。

圖19 型線與菱形塊受力分析

圓柱凸輪機構是將加載在凸輪軸端的驅動力矩轉化為凸輪型線凹槽對菱形塊沿凸輪軸向的推力［9］。在凸輪軸端加載驅動力矩T(T=Mf)時，凸輪的輸入功率為

式中，v為菱形塊沿凸輪型線方向的運動速度。

凸輪的輸出功率為

式中，F′x與Fx互為作用力與反作用力。

因此，凸輪的效率為

式中，μf為撥叉菱形塊與凸輪型線摩擦系數。

當凸輪壓力角與摩擦系數為變量時，執行機構效率如圖20 所示。隨著壓力角度增大，凸輪傳動效率呈現先增大后減小的趨勢，且在40°左右可取得最大值［9］。當μf=0.1 時，凸輪機構的最大傳遞效率約為80%。因轉轂凸輪執行機構在轉轂后端仍有三級直齒輪傳動，當齒輪傳遞效率取98%可得，該凸輪轉轂式執行機構的最大傳遞效率為75%。

圖20 壓力角與摩擦系數為變量時，執行機構效率

3.7.3 執行機構最大傳動效率

結合機械設計相關知識［10］，許用壓力角見表6。根據常用材料決定的摩擦系數，兩種執行機構的最大傳動效率見表7。

表6 凸輪許用壓力角

表7 執行機構最大傳動效率

根據二者的傳動效率，主動互鎖評價為7 分，凸輪轉轂式評價為8 分。

3.8 換擋品質測試

根據以上數值仿真優化后的執行機構進行整車數據采集。采用同款車型，同一條封閉測試道路，基于581 設備，進行CAN 線通信的數據采集。測試車輛與道路如圖21 所示。

圖21 測試車輛與道路

測試工況基于整車駕駛性與換擋品質駕評的常用工況進行，分為靜態換擋、R-D-R 蠕行、tip in tip out、動力升擋、動力降擋、制動降擋。

因同步器齒套位置為雙離合變速器同步器控制策略中最重要的參考位置［11］，換擋行程以此作為參考。

3.8.1 靜態換擋

主動互鎖式執行機構在PRND 的控制策略，除了P 擋的摘出與掛入，偶數軸可具備手動2 擋與R 擋切換，駕駛更加多樣性。如圖22 所示，凸輪轉轂式執行機構，僅為P 擋的摘出與掛入的動作。駕駛性上，兩者整個換擋產生的振動加速度不超過0.3 m/s2，無明顯感受，表現優異。主動互鎖式執行機構更好地將前進擋位完成預掛，以更快響應擋為需求，可得9 分，凸輪轉轂式為8 分。

圖22 靜態換擋

3.8.2 R-D-R 蠕行

孺行工況主要考核的是離合器扭矩控制。如圖23 所示，與靜態換擋相似，主動互鎖式執行機構的蠕行工況，1 擋為執行擋位，偶數軸立刻從R 擋切換為2 擋。而凸輪轉轂式預掛1 擋和R 擋后，僅僅切換離合器完成蠕行。主動互鎖式執行機構更好地將前進擋位完成預掛，可更快響應擋位需求，可得9 分，凸輪轉轂式為8 分。

圖23 R-D-R 蠕行

3.8.3 Tip in tip out

Tip in tip out 是變速器很苛刻的工況，因油門踏板與車速的連續變化，變速器連續產生正反拖。如圖24 所示，僅正反拖工況，二者變速器表現優異。當變速器正反托工況與整車換擋點重合時，變速器及車輛會產生輕微jerk 與shock，但仍然可控制在2ms2以下。因此，在此工況下，二者評分皆為7 分。

圖24 Tip in tip out

3.8.4 動力升擋

升擋工況下，全油門升擋對整個換擋系統最為苛刻，同步器需要優秀的同步能力，同時執行機構需要滿足一定的換擋力。同時，執行機構的控制對同步器性能有直接影響。以全油門1 擋升3 擋為例，主動互鎖式執行機構的換擋策略為2 擋為執行擋時，1 擋為預掛擋，輸入1 軸轉速跟隨上升到6 523 r/min，輸入1 軸退空，轉速開始下降，輸入二軸轉速隨車速繼續上升。此時輸入1 軸空擋等待1.08 s，輸入1 軸轉速下降到4 487 r/min 時空擋進行3 擋預掛。預掛3 擋時，輸入2 軸轉速4 600 r/min，車速62kmh 。預掛3 擋后輸入1 軸轉速3 289 r/min，輸入1 軸轉速差4 487-3 289=1 198 r/min。

同樣工況下，凸輪轉轂式執行機構的換擋策略相似。2 擋為執行擋時，1 擋為預掛擋，輸入1 軸轉速跟隨上升到6 100 r/min，輸入1 軸退空，轉速開始下降，輸入二軸轉速隨車速繼續上升。此時輸入1 軸空擋等待1.26 s，輸入1 軸轉速下降到4 000 r/min時空擋進行3 擋預掛。預掛3 擋時，輸入2 軸轉速4 284 r/min，車速62kmh。預掛3 擋后輸入1 軸轉速2 825 r/min，輸入1 軸轉速差4 000-2 825=1 175 r/min。

如圖25 所示，通過數據對比可知，二者的換擋策略都對同步器進行了一定的保護，不在過大的轉速下直接對同步器進行換擋，可在滿足整車動力性能的同時，節省布置空間與成本。二者評分可得8 分。

圖25 動力升擋

3.8.5 動力降擋

降擋工況下，動力降擋因需要克服變速器拖曳力矩并完成大轉速差同步，對整個換擋系統的性能要求非常苛刻。以動力降擋4 降2 為例，主動互鎖式執行機構的換擋策略為以4 擋為執行擋位，車速43kmh，輸入2 軸轉速1 572 r/min，100% 油門加速，4 擋預掛2 擋時，換擋后輸入二軸轉速3 505 r/min，輸入2 軸轉速差3 505-1 572=1 933 r/min。

同樣工況下，凸輪轉轂式執行機構的換擋策略相似。以4 擋為執行擋位，車速42 km/h，輸入2 軸轉速1 595 r/min，100%油門加速，4 擋預掛2 擋時，換擋后輸入2 軸轉速2 958 r/min，輸入2 軸轉速差2 958-1 595=1 363 r/min。

如圖26 所示，通過數據對比可知，二者基于同步器換擋策略相同，600 r/min 的轉速差對同步器換擋2 無明顯差異。同時振動加速度無異常，二者評分可得8 分。

圖26 動力降擋

3.8.6 制動降擋

制動降擋時，因非傳動齒輪在整個運動過程中是常嚙合的，且存在間隙，當輸入軸轉速波動較大時，常嚙合齒輪位置可能產生敲擊噪音。

以制動降擋3 降1 為例，主動互鎖式執行機構的換擋策略為以3 擋為執行擋位，車速9 km/h，輸入1軸退N 擋后對1擋進行預掛，輸入軸轉速差為548 r/min。

同樣工況下，凸輪轉轂式執行機構的換擋策略相似。以3 擋為執行擋位，車速10.9kmh，輸入1 軸退N 擋后對1 擋進行預掛，輸入軸轉速差為636 r/min。

如圖27 所示，通過數據對比可知，二者基于同步器換擋策略相同。同時車輛振動加速度無異常，維持在2ms2上下。二者評分可得8 分。

圖27 制動降擋

3.9 對比結果

通過雷達圖的方式，分別對傳動機構設計及整車換擋品質進行分數對比，如圖28、圖29 所示。

圖28 機構設計對比

圖29 換擋品質對比

4 結論

1）兩種電控電動執行機構相比，主動互鎖式集成程度高，所需布置空間約為凸輪轉轂的一半。

2）凸輪轉轂式執行機構需要大的布置空間。因此無法全部布置在變速器外圍，可維修性不高。

3）主動互鎖式執行機構因采用螺桿齒條實現傳動系統的高度集成化，但傳動效率相比凸輪轉轂式低5%。

4）根據變速器同步器及整車的使用環境，無刷直流電機與齒輪傳動匹配的執行機構傳動比至少需要為50，電機的堵轉扭矩至少為1.3 N·m.

5）換擋品質主要由變速器及整車軟件控制策略決定，換擋點、換擋力與電機的占空比產生直接關系，從而將直接影響整車的駕駛性。整車可根據車輛駕駛模式與產品定位靈活控制與標定執行機構的換擋能力。當整車振動加速度小于2ms2時，車輛可表現出較優秀的換擋品質。

本文對變速器電控電動換擋執行機構設計及換擋品質提升具有參考價值。