同步器齒形參數對換擋沖擊的影響

陳潘明, 丁華, 趙敬彥

(江蘇大學汽車與交通工程學院, 鎮江 212013)

隨著自動變速器的發展,同步器換擋方式正逐漸取代滑動齒輪換擋和嚙合套換擋。同步器換擋過程中,接合套花鍵齒和同步環齒間接觸、接合套花鍵齒和接合齒圈接觸時會產生較大的沖擊,降低了駕駛員的駕駛舒適度,也縮短了車輛的使用壽命。

目前,國內外學者對同步器換擋性能展開了一定的研究。余曉霞等[1]提出了同步沖量、換擋功、二次沖擊和換擋時間4個同步器換擋性能評價指標,分析了同步環錐面摩擦因數、同步環錐面半錐角和輸入端等效轉動慣量對換擋性能的影響,并用歸一化方法得出最優模型;譚定杰[2]利用ADAMS建立同步器換擋過程虛擬樣機,研究發動機輸入轉速、同步環錐面摩擦系數、輸入轉動慣量和換擋力對換擋性能的影響;吳明達[3]將同步器換擋分為同步和鎖止兩個過程,建立換擋同步過程的數學模型,評價換擋時間、滑摩功和沖擊度3個指標對換擋過程的影響,進一步考慮了發動機和換擋邏輯對換擋性能的影響;Farokhi等[4]建立了單錐、雙錐和三錐同步器的三維多體動力學模型,提出了同步時間的計算方法,對角速度、慣量、動摩擦因數和隨時間變化的軸向載荷等整體動態參數進行了實驗測試,并對單錐同步器通過靈敏度分析說明尺寸公差對同步過程的影響;H?ggstr?m等[5]建立了一種基于有限元的瞬態仿真模型,提出了評價錐面公差對熱-機械載荷效應的方法,模擬同步過程中配合錐體之間的角度偏差和錐體不圓度對同步性能的影響;Li等[6]建立了自激勵同步器同步與嚙合過程的多體動力學模型,在考慮潤滑情況下,模擬換擋過程同步器嚙合齒間的接觸力和同步環摩擦力矩;王克峰等[7]對同步器換擋過程進行理論分析,并利用ANSYS軟件求解出同步器摩擦接觸表面的溫度云圖,同時,研究了載荷和轉速差對摩擦面溫度的影響規律;吳斌等[8]對兩擋電控機械式自動變速器(automated mechanical transmission,AMT)電動汽車同步器換擋性能進行研究,分析得出接合套在第二次自由運動階段的速度會影響換擋二次沖擊力的大小,并提出減小換擋電機在該階段的平均電壓來降低二次沖擊力;李曉春等[9]運用ADAMS對同步器換擋二次沖擊階段仿真,研究了花鍵齒參數對二次沖擊力峰值的影響,并得出最佳的花鍵齒設計參數;Mo等[10]提出了一種用于多速無離合器手動自動變速器的電動汽車雙叉換擋同步器,并建立集成了同步器模型的電動汽車動力系統模型,對換擋振動進行分析,從換擋沖擊的角度評價同步器的嚙合性能;張志剛等[11-12]通過理論和試驗相結合的方法研究了六擋變速器換擋過程,并對二次沖擊強度進行頻次分析,得到換擋速度與二次沖擊強度的關系;利用AMESim和Simulink搭建基于4階Runge-Kutta法的微凸體壓力、油膜壓力、同步轉矩和換擋力模型,進行實驗驗證了摩擦材料及彈性模量和摩擦副表面粗糙度對同步性能的影響。

中外學者對同步器換擋沖擊的研究有很多,主要研究了同步器摩擦面半錐角、摩擦錐面平均半徑、錐面工作長度、鎖止角等主要尺寸對換擋性能的影響,而同步器齒形參數對換擋沖擊的研究較少。因此,現對同步器換擋過程沖擊特性進行研究,通過AMEsim軟件建立同步器換擋模型,以換擋時間、二次沖擊力峰值、沖擊度為評價指標,研究齒寬、鎖止角、切向間隙和背角對換擋沖擊的影響。同時,對齒形參數進行顯著性分析和優化,探究齒形參數的最佳方案,提升換擋舒適性。

1 同步器換擋過程分析

1.1 同步器工作過程

在同步器換擋過程中,可以分預同步、同步、撥環、二次沖擊、齒輪撥轉嚙合等5個階段[1]。圖1為同步器換擋結合過程,給出了接合套、同步環、接合齒圈的相對位置。

圖1 同步器換擋接合過程

圖1(a)為空擋狀態,同步器接合套處于兩擋中間位置。此后,同步器接合套克服摘擋力,即自鎖彈簧壓力和摩擦阻力的合力,在換擋力的作用下滑移,并進入預同步階段;圖1(b)為鎖止面接觸狀態,預同步結束并進入同步階段,同步環內錐面和接合齒圈外錐面相互摩擦產生摩擦力矩。當摩擦力矩消失時,鎖止面正壓力在切向方向的分力形成的撥環力矩,使得同步環轉動半個齒寬的角度;圖1(c)為二次滑移初始位置,此時,撥環力矩消失,接合套在換擋力的作用下繼續做軸向移動;圖1(d)為接合套花鍵齒與接合齒圈接觸狀態,此時,由于受到摩擦阻力及拖拽力矩的影響,接合套和接合齒圈存在轉速差,并在接觸時產生二次沖擊。此后,在撥環力矩的作用下,接合齒圈轉動半個齒寬的角度;圖1(e)為擋位接合狀態,此時接合套和擋位齒輪間轉速差為零,換擋完成。

在同步器換擋過程中,同步、撥環、二次沖擊、齒輪撥轉嚙合4個階段對同步器換擋沖擊都有不同程度的影響。

1.2 理論分析

1.2.1 同步

當接合套花鍵齒和同步環齒面接觸時,同步器進入同步階段,此時同步環和接合套之間沒有相對運動,接合齒圈和同步環之間存在轉速差。在換擋力的作用下,同步環內錐面和接合齒圈外錐面之間通過摩擦來減小轉速差。此時,同步環的受力分析情況如圖2所示。

圖2 同步環受力分析

摩擦錐面上的軸向分力F1與作用在接合套上的換擋力F相等,摩擦錐面法向力FN是換擋力的分力,根據換擋力F和動摩擦因數μ計算摩擦力矩TR,具體表達式為

(1)

式(1)中:α為同步環摩擦錐面半錐角;Rc為同步環摩擦錐面平均半徑。

1.2.2 撥齒

當接合齒圈和同步環的轉速差為零時,同步過程結束,慣性力矩消失,切向力形成的撥環力矩使得同步環和接合齒圈向后轉動半個齒寬的角度,接合套花鍵齒和同步環齒不再接觸,此過程為撥環。

接合齒圈和接合套花鍵齒抵觸,作用在接合齒圈上切向分力使接合齒圈相對同步環和接合套向后轉動半個齒寬的角度,此過程為齒輪撥轉嚙合[13]。兩個過程齒的抵觸受力分析相似,將兩個過程一起分析,兩齒抵觸受力情況如圖3所示。

圖3 花鍵齒抵觸受力分析

同步環齒/接合齒圈與接合套花鍵齒齒面上作用有法向壓力Fn,法向壓力在軸向的分力F即作用在接合套上的換擋力,在切向的分力F2形成的力圖使同步環或接合齒圈相對于接合套向后退轉的力矩為撥正力矩Tz。撥正力矩表達式為

Tz=RFtanβ

(2)

式(2)中:R為鎖止面平均半徑;β為鎖止面鎖止角。

為了防止同步器在轉動角速度達到一致前接合換擋,保證鎖止和接合套不能繼續移動,需滿足條件[14]為

(3)

1.2.3 二次沖擊

二次沖擊是指從接合套二次自由滑移開始到接合套花鍵齒與接合齒圈齒接觸的階段。在接合套二次自由滑移開始時,接合套的軸向速度為零,在換擋力的作用下,接合套的軸向速度增加。根據動量定理有

(4)

式(4)中:F′為沖擊力;t為接合套花鍵齒和接合齒圈齒面接觸時間;m為接合套質量;v為接合套花鍵齒和接合齒圈齒面剛接觸時接合套的軸向速度;v′為接合套花鍵齒和接合齒圈齒面碰撞后的速度。

2 同步器模型及換擋沖擊評價指標

2.1 同步器模型

采用AMESim軟件搭建同步器換擋模型,主要采用了信號庫、機械庫、傳動庫。同步器換擋模型如圖4所示。

圖4 同步器換擋模型

根據同步器設計尺寸設定仿真參數,其主要參數如表1所示。為了簡化換擋過程,設定輸入軸恒定轉速600 r/min,在空擋狀態,接合齒圈的轉速設定為200 r/min。

表1 同步環主要參數

2.2 換擋沖擊評價指標

2.2.1 換擋時間

換擋時間ts是指從換擋開始到換擋結束的時間,一般可以用接合套向目標接合齒圈移動的初始位移時刻與結束位移時刻的差值來計算。換擋時間越短,換擋性能越好,反之越差。考慮到存在時間遲滯,初始時刻設定為發出換擋信號時刻。

2.2.2 二次沖擊力峰值

二次沖擊力峰值Fmax是在二次沖擊階段接合套花鍵齒與接合齒圈碰撞產生的沖擊力峰值,二次自由滑行的距離對二次沖擊力有直接影響,距離越短,二次沖擊力越小,換擋平順性越好。

2.2.3 沖擊度

沖擊度j是車輛縱向加速度的變化率,反映換擋平順性的好壞,其具體表達式為

(5)

式(5)中:a為車輛加速度,m/s2;v為車輛縱向速度,m/s;rd為車輪的動力半徑,m;ω為變速器輸出軸的旋轉角速度,rad/s;i0為驅動橋傳動比;n為變速器輸出軸的轉速,r/min。

3 仿真結果分析

對同步器齒形參數進行分析,接合套、同步環和接合齒圈的齒形參數包括齒數Z、鎖止角β、齒寬W、齒高h、背角γ、切向間隙ct共5個參數,其中切向間隙表示為齒距與齒寬的差值,齒形結構如圖5所示。

圖5 齒形結構

以下標1、2、3分別代表接合套、同步環、接合齒圈的齒形參數。Z1=Z2=Z3=45、β1=β2=β3=34°、W1=W2=W3=3.6 mm、h1=h2=h3=10 mm、γ1=γ2=γ3=5°、ct=0.05 mm。同步器性能仿真結果如圖6所示。

圖6 同步器換擋性能

圖6(a)給出了換擋位移隨時間變化的曲線,可知同步器從換擋開始到換擋結束的時間為0.377 5 s;圖6(b)給出了接合套齒和接合齒圈接觸時產生的沖擊力,在0.363 6 s時二次沖擊力峰值最大為214.54 N;圖6(c)給出了沖擊度隨時間變化的曲線,在0.363 6 s時沖擊度最大為88.17 m/s3。二次沖擊力峰值與沖擊度最大時刻相同,對應的換擋位移為5.1 mm,與接合套和接合齒圈間的距離相等,符合理論分析結果。

3.1 齒寬W仿真結果

在換擋過程中,齒寬會影響接合套和同步環、接合套和接合齒圈的接觸面積,從而對換擋沖擊有重要影響。在保證平均摩擦半徑不變的情況下,改變齒寬大小即改變接合套的徑向大小。為使同步器滿足強度要求,齒寬設定為3.6、3.8、4.0、4.2 mm 4種情況。仿真結果如圖7和圖8所示。

圖7 齒寬仿真結果

圖8 齒寬仿真數值

由圖7(a)可知,當齒寬逐漸增大時,二次沖擊力峰值逐漸下降,基本上呈線性變化趨勢,齒寬每增加0.2 mm,二次沖擊力峰值降低17 N;同時,隨著齒寬增大,發生二次沖擊力峰值時刻逐漸提前,結合圖8可知,換擋時間也逐漸減小,且換擋時間縮小量與二次沖擊力峰值發生時刻提前量基本相同,齒寬每增加0.2 mm,換擋時間約減小0.001 s。由圖7(b)可知,齒寬增大時,沖擊度呈線性減小變化,齒寬每增加0.2 mm,沖擊度約降低6 m/s3。

由此可見,在滿足強度要求的情況下,一定程度上增加齒寬大小,可以有效降低換擋沖擊。

3.2 鎖止角仿真結果

鎖止角對換擋性能有著重要影響。由式(2)可知,鎖止角大小直接影響撥環力矩。鎖止角一般范圍在26°～42°,鎖止角設定為30°、32°、34°、36°、38° 共5種情況。仿真結果如圖9和圖10所示。

圖9 鎖止角仿真結果

圖10 鎖止角仿真數值

由圖9(a)可知,在滿足鎖止條件下,隨著鎖止角增大,二次沖擊力峰值基本上呈線性減小趨勢,鎖止角每增加2°,二次沖擊力峰值降低27 N;二次沖擊力峰值發生時刻逐漸提前,結合圖10可知,換擋時間也隨著鎖止角增大而減小,時間減小量與二次沖擊力峰值發生時刻提前量基本相同,鎖止角每增加2°,換擋時間約降低0.003 s。由圖9(b)可知,沖擊度隨著鎖止角增大而減小,鎖止角每增加2°,沖擊度約降低9 m/s3,且隨著鎖止角增大,沖擊度減小幅度也在增加。

由此可見,在滿足鎖止條件前提下,增加鎖止角大小,對換擋時間、二次沖擊力峰值、沖擊度3個指標都有較好的提升。

同時,可以發現,改變齒寬和鎖止角大小,從根本上是改變了接合套和同步環、接合套和接合齒圈的接觸面積,因此可以認為增大接觸面積,可以有效降低換擋沖擊。

3.3 切向間隙仿真結果

切向間隙的大小會影響換擋強制結合過程的快慢程度。為探明切向間隙對同步器換擋沖擊的影響規律,設定切向間隙為0.05、0.10、0.15、0.20、0.25、0.30、0.35 mm共7種情況。仿真結果如圖11和圖12所示。

圖11 切向間隙仿真結果

圖12 切向間隙仿真數值

由圖11(a)可知,隨著切向間隙增大,二次沖擊力峰值略微減小,切向減小每增加0.05 mm,二次沖擊力峰值約降低2 N;二次沖擊力峰值發生時刻也有略微提前,結合圖12發現,換擋時間也略微減小,時間減小量約是二次沖擊力峰值發生時刻提前量的兩倍,因為切向間隙增加導致接合套與同步環齒間嚙合時間也減小。由圖11(b)可知,切向間隙導致的沖擊度最大值在88 m/s3上下波動。

總的來說,切向間隙變化引起的換擋沖擊和換擋時間變化不明顯。

3.4 背角仿真結果

背角變化會影響擋位保持力的大小,可以有效防止換擋過程出現脫擋。為了進一步研究背角對換擋沖擊的影響,設定0°、1°、2°、3°、4°、5°、6°共7種不同大小的背角。仿真結果如圖13和圖14所示。

圖13 背角仿真結果

圖14 背角仿真數值

由圖13(a)可以看出,背角大小對二次沖擊力峰值大小基本上沒有影響,二次沖擊力峰值保持在214 N左右;背角增大,對二次沖擊力峰值發生時刻有所提前,但是變化不明顯。由圖13(b)可知,7種背角情況的沖擊度在一定范圍內變化,且相差不大。由圖14可知,當背角為2°時,二次沖擊力峰值和沖擊度相比于其他度數的背角時最小的;隨著背角增大,換擋時間有明顯下降,因為背角對強制結合過程的快慢有較大影響。

4 齒形參數顯著性分析

基于以上研究結果可知,齒形參數較多,且各個參數對換擋性能的影響并不相同。為了確定齒形參數對換擋性能的影響權重,進行參數優化,有必要篩選出影響顯著的參數。引入正交試驗方法,同時為了簡化正交表設計,在齒寬、鎖止角、切向間隙、背角4個因素中各取4水平構成4因素4水平正交試驗。影響因素與水平值如表2所示。

在得到正交試驗結果的基礎上,為了篩選出顯著性的影響因素,通過方差分析進行各個影響因素的顯著性研究,并通過F統計量來進行檢驗。換擋時間、二次沖擊力峰值、沖擊度的F值和顯著性如表3所示。

表3 影響因素F統計量及顯著效果

由表3可得,對于換擋時間來說,鎖止角和切向間隙的影響是較顯著的,另外兩參數的影響不顯著;對于二次沖擊力峰值來說,鎖止角的影響是極顯著的,齒寬的影響是顯著的,另外兩參數的影響不顯著;對于沖擊度來說,鎖止角的影響是極顯著的,齒寬的影響是較顯著的,另外兩參數的影響不顯著。綜合分析,選取齒寬和鎖止角作為優化參數。

為了進一步研究齒寬和鎖止角的交互影響,進行全因子設計,以表2中齒寬和鎖止角的四水平進行兩兩組合試驗,切向間隙和背角兩因素設為初始值。同時,利用響應面近似模型法建立換擋時間、二次沖擊力峰值、沖擊度對齒寬和鎖止角的響應模型。

對于兩輸入的響應一般采用二階響應面近似模型,利用Minitab軟件得出換擋時間、二次沖擊力峰值和沖擊度3個評價指標的數學模型方程,分別為

(6)

(7)

(8)

式中:x1為齒寬,mm;x2為鎖止角,(°)。

其中,換擋時間近似模型預測度為97.49%,二次沖擊力峰值的近似模型預測度為93.38%,沖擊度近似模型預測度為89.77%。擬合后的響應面如圖15所示。

圖15 換擋沖擊響應面

由圖15可知,當齒寬為4.2 mm,鎖止角為36°時,換擋時間、二次沖擊力峰值、沖擊度都達到最小。換擋時間為0.372 5 s,比優化前降低了1.32%;二次沖擊力峰值為90.89 N,比優化前降低57.64%,;沖擊力為32.48 m/s3,比優化前降低63.17%。

考慮到同步器齒形參數受到結構條件的限制,在優化過程中兩因素的范圍受到一定限制。在齒寬4.2 mm,鎖止角36°的基礎上加兩組試驗,一組設定齒寬為4.2 mm,鎖止角為38°,另一組設定齒寬為4.4 mm,鎖止角為36°,發現兩組試驗出現了不能鎖止的情況。綜上,確定齒寬4.2 mm,鎖止角36°為優化的最優解。

5 結論

現階段對同步器摩擦面半錐角、摩擦錐面平均半徑、錐面工作長度、鎖止角等主要尺寸的研究較多,而對同步器齒形參數的研究較少。因此,運用AMESim軟件建立同步器換擋模型,建立換擋時間、二次沖擊力峰值和沖擊度3個性能評價指標,對齒寬、鎖止角、切向間隙、背角4個齒形參數進行研究與優化,總結如下。

(1)齒寬和鎖止角設計不合理會導致同步器不能出現鎖止現象,通過對某同步器的參數進行合理取值,得出齒寬、鎖止角、切向間隙、背角的范圍,并分析其對換擋沖擊的影響。齒寬變大,同步器換擋性能提升;鎖止角變大,換擋性能提升;切向間隙對換擋性能變化不大;背角對二次沖擊力峰值和沖擊度無明顯影響,但對換擋時間影響較大。

(2)由于齒形參數對換擋沖擊的影響程度并不相同,對4個參數進行正交試驗和方差檢驗,篩選出對換擋沖擊影響顯著的參數,即齒寬和鎖止角。

(3)為了清楚地反映齒寬和鎖止角對換擋沖擊的交互影響,直觀高效地確定齒形參數的最佳水平,建立換擋沖擊的二階響應面近似模型,得出最佳水平,即齒寬為4.2 mm,鎖止角為36°。優化后換擋時間降低1.32%,二次沖擊力峰值降低57.64%,沖擊力降低63.17%,優化效果相當顯著。