李亚娟 徐旭初 刘飞涛

（上海汽车集团股份有限公司技术中心）

静态换挡性能是手动变速箱换挡性能的重要组成部分和主观评价指标之一。随着客户对整车换挡舒适性和轻便性要求的提高，对手动变速箱换挡性能的要求也随之提高。因此，静态换挡性能的设计要求也变得更加苛刻和严格。通过与德系车的手动变速箱静态换挡性能对标分析，某6挡手动变速箱存在着3挡静态换挡顿挫感较明显的问题，不能满足客户对换挡性能的要求。文章通过仿真和台架测试相结合的方法，对某6挡手动变速箱的3挡静态换挡曲线进行力学分析[1]，并对静态换挡性能进行优化，探索了手动变速箱静态换挡力的分析方法和影响因素，为其他变速箱换挡力的优化奠定理论和试验基础。

1 选换挡系统结构

某手动变速箱的选换挡系统结构，如图1所示。通过换挡过程中相关零部件的机构运动分析，换挡塔凸轮形状、定排销弹簧力、同步器滑块弹簧力、同步器齿套滑块钢球槽曲线形状、选换挡轴与直线轴承及衬套的摩擦力等为影响静态换挡性能的因素[2]。

图1 某手动变速箱选换挡系统结构图

2 静态换挡性能分析

通过虚拟样机仿真，建立换挡塔凸轮和定排销、同步器齿套和滑块的仿真模型，研究2个子系统位移和换挡力之间的关系，并借助变速箱台架试验测试，对模型进行修正。

文章针对选换挡系统中的子系统“同步器系统”以及“换挡凸轮-钢球弹簧系统”进行仿真，最后根据仿真结果以及换挡系统工作过程中的间隙进行叠加拟合，与变速箱静态换挡性能台架试验测试结果进行对比分析，找出优化方向。

2.1 同步器静态换挡力分析

同步器是手动变速箱换挡过程中的重要零部件，与动态换挡不同，同步器处的静态换挡力只与滑块穿越力以及同步器系统自身内部的摩擦力有关。此阶段同步器运动过程如下[3]。

1）拨叉拨动齿套向目标挡位移动，消除滑块和同步环之间的间隙；

2）当齿套梅角面和同步环梅角面锁止时，滑块钢球被齿套压下（钢球在齿套钢球凹槽中运动），产生轴向的滑块穿越力，该力是静态换挡力的重要组成部分；

3）齿套越过同步环并与结合齿结合，挂上目标挡位。

穿越力与单个滑块力之间的关系式为[4]：

式中：FA——滑块穿越力，N；

FR——滑块径向弹簧力，N；

μ——齿套滑块凹槽与滑块钢球之间动摩擦因数；

θ——齿套滑块凹槽斜面角度，（°）。

齿套凹槽与滑块钢球受力情况，如图2所示。

图2 齿套凹槽与滑块钢球受力分析图

通过ADAMS仿真分析，可以得到在预同步阶段同步器静态换挡力曲线，如图3所示。齿套处的静态换挡力峰值约为60 N。同步器μ-comp台架实测同步器静态换挡力曲线，如图4所示，换挡力实测峰值均值为60.72 N（20次测量平均值）。图3与图4拟合度较高。

图3 同步器静态换挡力仿真曲线

图4 同步器μ-comp台架测试静态换挡力曲线

2.2 换挡塔静态换挡力分析

换挡塔的主要功能为完成正确的选换挡，并保证换挡行程、保持挡位以及提供一定的换挡力和吸入感。其中，换挡塔的换挡力和吸入感均由换挡凸轮及定排销弹簧力形成。通过ADAMS模型仿真，得到换挡塔进挡换挡力矩仿真曲线，如图5所示。

图5 换挡塔静态换挡力矩仿真曲线

经变速箱静态换挡台架测试，如图6所示，可以测得某6速手动变速箱换挡塔的换挡摇臂球头空挡到3挡和4挡的输出力曲线，如图7所示。

图6 变速箱静态换挡台架

图7 原换挡塔静态换挡力台架实测曲线

从图7可以看出，换挡塔静态换挡力实测结果与设计相符（图5中换挡摇臂长度为56.5 mm，可换算初始最大进挡力为41 N，与图7中最大进挡力相当）。但由于该换挡塔的控制销和选换挡套筒腰形槽存在选挡旋转运动间隙，当旋转换挡时，通过换挡摇臂和控制销的杠杆比在摇臂球头处放大，约有1.3°的旋转空行程间隙。另外，通过实测曲线发现，此换挡塔成品存在毛刺较多、进挡退挡迟滞较大，具体表现为进挡-退挡力曲线差值较大；且换挡凸轮存在两侧型线不一致的情况，具体表现为3挡和4挡进挡退挡（力）曲线不对称。

2.3 变速箱换挡摇臂输出力分析

通过变速箱换挡系统的运动分析，可以得出换挡摇臂球头输出的静态换挡力与换挡塔自身静态换挡力、同步器静态换挡力、换挡塔自身与摇臂球头输出端的间隙、换挡塔拨指与拨叉钳口间隙、拨叉脚与同步器齿套间隙、同步器空挡滑块间隙以及挡位齿轮间隙相关，任何一个间隙的变化都会影响到整个换挡曲线的峰值位置及走向。

图8示出换挡塔和同步器静态换挡力叠加曲线，即同步器静态换挡力、换挡塔静态换挡力并结合换挡塔自身间隙获得的变速箱换挡摇臂球头处的换挡力与摇臂球头转角的曲线。

图8 原变速箱整机静态换挡力理论叠加曲线（3挡进挡）

图9示出变速箱整机原设计静态换挡力台架实测曲线。从图8和图9可以看出，图8与图9中3挡进挡曲线趋势基本一致。但是，图8中存在2个峰值（位于2.5°与6°处），会使用户感知手柄处的顿挫感，换挡品质达不到客户的要求。因此，此换挡系统需要进一步优化。

图9 变速箱整机原设计静态换挡力台架实测曲线

3 换挡系统优化

为减少手柄处的换挡顿挫感，可将换挡塔静态换挡曲线的峰值位置调成与同步器静态换挡力峰值位置接近，这样整个换挡系统的静态换挡曲线只存在1个峰值或者较为连续的2个峰值，客户不能明显感知换挡顿挫感。

现将换挡塔的换挡凸轮型线进行调整优化[5]，如图10所示。将换挡塔曲线峰值位置调整到（4±1）°范围，即将换挡塔的峰值位置调至接近同步器峰值位置，且优化凸轮的制造工艺，减少凸轮轮廓的毛糙感和不对称缺陷。优化后换挡塔换挡力台架实测曲线，如图11所示。优化后变速箱整机静态换挡力理论叠加曲线及台架实测曲线，如图12和图13所示。从图12和图13中可以发现，优化后的换挡系统静态换挡力曲线较原先清晰，进挡和退挡迟滞减小，且峰值由优化前的2个变为优化后的1个。与图9相比，虽然换挡力峰值增大，但客户换挡时手感干净利落，吸入感较强。

图10 换挡塔凸轮型线优化图

图11 优化后换挡塔换挡力台架实测曲线

图12 优化后变速箱整机静态换挡力理论叠加曲线

图13 优化后变速箱整机静态换挡力台架实测曲线

4 结论

通过拟合和台架实测数据的对比，分别研究手动变速箱静态换挡力的主要设计因素，将换挡塔凸轮型线和同步器静态换挡力进行理论分析和拟合，可以获得较优的静态换挡性能；且通过单个因素的换挡力分析与基础测试，再进行设计组合，可获得不同的换挡手感，为后续的动态换挡力研究奠定理论分析基础。