王伟

(上海汽车变速器有限公司，上海 201807)

0 引言

随着国内乘用车的普及，手动变速器换挡性能作为感知属性在其开发中越来越受到关注，因此提升手动变速器的换挡性能具有重要的现实意义[1-2]。文献[1]中列出了手动变速器换挡性能主观和客观评价方法，为换挡性能改善提供了分析方法，但并没有提出换挡性能提升具体改进方案。文献[2]中列出了改善手动变速器静态换挡性能方法，文献[3-5]中列出换挡冲量的计算公式，但未提出针对性改进措施。文献[6]中提出二次冲击的一种改进方案，但对二次冲击缺少理论性分析和其他改进措施。本文作者针对某乘用车手动变速器常有的动态换挡性能问题，如换挡“力重”、换挡手感“偏硬”、“二次冲击”、“尾端卡滞”等，提出了改进优化策略，并通过主客观测试评估，验证了优化方案的合理性及有效性。

1 换挡“力重”改进策略

某手动变速器是某司开发的一款扭矩横置6速280 N·m手动变速器，但在整车测试中，客户反馈此变速器在2挡退1挡时存在换挡“力重”、难于挂1挡现象。该司针对客户提出的问题进行了GSA测试，并客观复现了客户抱怨的换挡性能问题。图1为发动机为1 500 r/min动态2挡退1挡时GSA测试图。

通过主客观对比测试可知，主观评价的换挡“力重”问题若转化为GSA客观评价，即同步冲量和换挡力过大，根据文献[3-5],可推导出同步冲量I和换挡力F的计算公式。

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式中:k为锥面个数;μ为同步环锥面动摩擦因数;Rc为摩擦锥面平均半径(m);φ为摩擦锥面角(°);ω为变速器输入端转速(rad/s);iiy为变速器输入轴至y挡同步器主动部分的传动比;ix为在挡速比;iy为目标挡位速比；Ji为输入轴端的转动惯量(kg·m2);Td为输入轴处拖曳力矩(N·m)。

图1 2挡退1挡GSA客观测试评价

为了减小同步冲量I，可用增加同步环锥面数k、增大摩擦因数μ、增大摩擦半径R、减小锥面角φ等方法实现。由于此变速器1挡同步环采用双锥面冲压钢环+贴碳，因此减小2挡退1挡换挡冲量的方案是：1挡同步环由双锥面冲压钢环+贴碳改为三锥面冲压钢环+贴碳。图2为改进方案的2挡退1挡GSA测试评价。

改进方案换挡冲量减小48.4%，解决了动态换挡“力重”等问题。通过大量测试分析，当乘用车动态同步冲量小于12 N·s、换挡力为65 N以下，驾驶员在换挡时一般不会感受到换挡“力重”。

2 换挡手感“偏硬”改进策略

众所周知，同步器系统在换挡同步过程中，由于存在同步位移为零、同步时间较短等现象，导致同步力、同步冲量“骤升”，即同步刚度较大等问题，因此在主观评测时测试员会认为存在换挡手感“偏硬”、“顶手”等问题。为了解决此问题，一般需要在换挡系统(排挡杆、拉索、操纵系统、同步器系统)中增加软连接形式。

表1为软、硬拉索结构和GSA测试对比，可知：由于硬拉索在换挡方向几乎无法移动，而软拉索装置可在换挡方向移动，因此在换挡过程中，同步刚度可从7～8 N/mm降低为3～5 N/mm，且换挡手感“偏硬”和“顶手”问题得到有效改善。

表1 软、硬拉索对比

3 “二次冲击”改进策略

对于传统锁环式同步器系统来说，“二次冲击”一般为齿套拨正结合齿或被结合齿拨正产生的碰撞力。“二次冲击”产生的原因有两方面：一方面，齿套-结合齿碰撞前产生的转速差。在同步结束时，齿套、同步环、结合齿转速一致，无转速差，而在后续拨环阶段、自由滑行阶段时，由于拖曳力矩的作用，齿套-结合齿产生新的转速差，此转速差越大，“二次冲击”越明显，“二次冲击”力越大。另一方面，齿套-结合齿碰撞的方式。齿套-结合齿碰撞存在以下2种情况，如图3所示：状态A碰撞时，拖曳力矩Td有助于齿套拨正结合齿，此状态产生二次冲击力较小;状态B碰撞时，拖曳力矩Td阻碍齿套拨正结合齿，此状态产生二次冲击力较大。

根据二次冲击产生的原因，减小二次冲击的方案有：(1)减小拨环行程;(2)减小自由滑行行程;(3)增大状态A碰撞概率，减小状态B碰撞概率。

Td—拖曳力矩ω1—输入端或齿套的转速
图3 齿套-结合齿碰撞状态

3.1 偏梅角方案

偏梅角方案如图4所示，即仅将结合齿的对称梅角改为偏梅角方案，其原理是增大图3中状态A的碰撞概率，减小状态B的碰撞概率，从而减小平均二次冲击力和二次冲击力比。

为了减小某手动变速器4挡升5挡的二次冲击，表2是偏梅角具体方案和GSA测试对比，可知：A面碰撞概率从48%减小到33%左右，而4挡升5挡的二次冲击力从32.9 N减小到5.7 N，二次冲击力比从52.6%减小到10.7%，满足客户二次冲击力比小于30%要求。

图4 偏梅角方案示意

表2 偏梅角具体方案和GSA测试对比

3.2 减小同步环齿厚方案

减小同步环齿厚方案如图5所示，即通过减小拨环行程、减小齿套-结合齿碰撞前转速差的方法从而减小平均二次冲击力和二次冲击力比。

为了减小某手动变速器2挡升3挡的二次冲击，将变速器的三、四挡同步环的齿厚由原先的3.64～3.75 mm减小到2.35～2.46 mm，拨环行程由1.25 mm减小到0.72 mm，而2挡升3挡的二次冲击力从18.2 N减小到6.7 N，二次冲击力比从39.3%减小到14.9%，满足客户二次冲击力比小于30%要求，如图6所示。

图5 减小同步环齿厚方案示意

图6 同步器齿厚更改方案GSA测试对比

3.3 长短齿方案

长短齿方案如图7所示，即将传统齿套的一种齿形改为两种齿形，长齿和短齿，且长齿比短齿长x=0.6～1.2 mm。当同步器系统同步和拨环时，短齿参与工作，而长齿与同步环不接触，在拨环结束时，由于长齿的存在，自由滑行行程相应减小x,可减小齿套-结合齿碰撞前转速差，从而减小平均二次冲击力和二次冲击力比。

为了减小某手动变速器1挡升2挡的二次冲击，将变速器的一、二挡同步器齿套由原先21 mm正常齿改为长齿22.8 mm，短齿不变，且单边增长0.9 mm。此更改使得自由滑行行程由2.2 mm减小到1.3 mm，而1挡升2挡的二次冲击力从30.8 N减小到7.2 N，二次冲击力比从60.8%减小到20.7%，满足客户二次冲击力比小于30%要求，如图8所示。

图7 长短齿方案示意

图8 长短齿方案GSA测试对比

4 “尾端阻滞”改进策略

当怠速挂1挡时，齿套拨正结合齿后半阶段或换挡行程的3/4阶段时，可能存在一种图9所示的状态，即齿套尾锥与同步环干涉，此时同步环产生一轴向力预压结合齿锥面，并产生一摩擦力矩。当结合齿被拨正时，摩擦力矩导致齿套进挡力凸增，产生较大的阻滞，甚至无法进挡。

根据失效原因分析，改进方案是采用导向齿结构，使得齿套拨正结合齿时，齿套尾椎-同步环不发生接触，如图10所示，这样可避免同步环“抱死”结合齿问题，可解决怠速挂1挡阻涩和挂不进问题。

为了减小某手动变速器怠速进1挡的尾椎卡滞问题，图11是采用导向齿方案和非导向齿GSA测试对比，可知：怠速进1挡阻涩频次从14次减小到零，1挡挂不进频次从3次减小到0，满足客户需求(为了量化阻涩和挂不进挡位问题，定义尾端卡滞力大于20 N即为阻涩，并提取出阻涩频次和挂不进频次)。

图9 齿套尾椎卡滞原理

图10 导向齿结构

图11 GSA测试对比

5 结论

针对动态换挡性能4种主观测评问题——“力重”、手感“偏硬”、“二次冲击”、“尾端阻滞”原因分析改进措施。

换挡“力重”采用GSA评价表现形式就是换挡冲量大，换挡力大。其解决方案是增加同步环锥面个数和减小锥面角度等。

手感“偏硬”采用GSA评价表现形式是同步刚度过大。其解决方案是采用软拉索，减小整个换挡系统的同步刚度。根据经验，同步刚度控制在3～5 N/mm较宜。

“二次冲击”主要由齿套与结合齿碰撞前存在一定转速差和碰撞方式造成的。其解决方案包括：(1)采用“偏梅角”方案；(2)减小同步环齿厚方案；(3)采用“长短齿”方案。3种方案均可有效减小二次冲击。

“尾端阻滞”产生的原因是齿套拨正结合齿过程中，齿套尾锥与同步环干涉造成。其解决方案为采用导向齿，避免换挡过程中齿套尾锥与同步环接触，可完全消除“尾端阻滞”。