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技术导向乘用车手动变速器换档性能的开发和优化 范文波 方伟荣 ( 上海汽车集团股份有限公司乘用车公司，上海201804)【摘要】 根据某乘用车开发过程中的工程实践，对乘用车手动变速器换档性能的指标进行了梳理和 探讨，并重点对静态换档性能的开发流程和优化方案进行了详细深入的研究。【Abstract】 The manual transmission shift performance check points are expounded，the shiftperformance development process is analyzed，and the optimization case is introduced comprehensively【关键词】 手动变速器 换档性能 汽车doi: 10. 3969 / j. issn 1007-4554 2014 12 110引言随着国内乘用车的普及，用 户 对 车 辆 操 纵 性能的感知质量要求不断提升。手动变速器换档性 能作为驾驶员最直接的感知质量，在 国 内 各 整 车 开发过程 中，越来越受到关注。优秀的换档性能 不仅能提升车辆的性能和档次，同时也是体现整 车厂优秀的系统集成能力的重要指标。许多跨国 整车企业经历了长期的积累，已具备了详细的换 档性能集成开发和评价能力，而对于中国自主品 牌汽车企业，如何评价和分解手动变速器换档性 能的要素具有现实意义。图 1 手动变速器换档操纵系统零件简图手动变速器换档是驾 驶员在踩下离合器之 后，单手操纵换档球头，通过选换档拉索使变速器 的同步器结合或脱离的过程。驾驶员对手动换档性能的主观感受有选换档力和行程是否适中，换 档是否平顺( 是否存在换 档 卡 滞 现 象) ，是 否 支 持 斜换档，入档后换档球头是否有抖动。虽然在整车开发目标中对手动换档性能的定 义为主观评分，但对手动换档操纵集成开发人员 来说，必须将换档过程进行客观数据的量化，才能 够对系统内各零件的性能参数进行明确定义，最 终实现系统性能符合整车主观评价的要求。客观 评价项主要包括静态换档性能和动态换档性能两手动变速器换档性能的影响因素 分析1如图 1 所 示，手动变速器换 档系统零件包括 球头总成、换档操纵座总成、拉索总成和变速器总 成。变速器总成内部与换档性能相关的有变速器 操纵座、拨叉、拨叉轴和同步器等分总成零件。收稿日期: 2014 10 1744上海汽车 2014. 12大类，如表 1 所示，列举了各子性能评价项所对应的影响因素。阶段。如表 2 所示，当整车项目启动后，工程师首先 汇总变速器和换档操纵机构的各性能参数，然 后 预测出系统的静态换档性能。动态换档性能中，换档冲量的计算公式为表 1 手动变速器换档性能客观评价项= Jsin( 1 1 )Ft( 1)Rik +1ik式中: J 为变速器输入轴，从动轴上长啮合齿轮，离合器从动盘转动惯量积; 为发 动 机 转 速; 为 同 步环锥角; 为同步环与锥环间的摩擦系数; R 为摩擦锥面平均半 径，为 i档 和 k 档 的 档 位 速 比。k + 1为方便计算变速器换档冲量，采用英国 SMT 公司的 MASTA 软 件，可通过仿真预测各 档 位 的 换 档 冲量。速器油粘度表 2手动变速器静态换档性能输入参数表和性能预测表综合评价各著名品牌汽车的 换 档 性 能，总 结得出客观参数如下:选档行程( 1 /3、3 /5、2 /4、4 / 倒档间) 通常在 25 35 mm，换档行 程 ( 从 空 档 至 入 档) 通 常 在 60 70 mm; 档位间隙通常在球头上施加 5 N 力的情况 下小于 10 mm，换档系统刚度通常大于 5 N / mm 为优，静态进档力通常小于 30 N，静态吸入力通常大于 2 N 为优。换档冲量是换档力与换档时 间 的 乘 积，换 档 冲量越小，动态换档力越小，换档时间也越短。换档冲量是动态换档性能的基本要素，一 款 成 功 的变速器在开发最初就会在同步器选择时对换档冲 量进行仿 真 计 算，并在试验中重点考核评价。二次冲击是评价动态换档性能的重要指标，指 的 是 当同步器齿套 越 过 同 步 环，开始与结合齿结合时 的拨正力，二次冲击大的主观感觉是动态换档“粘 滞”。当二次冲击力小于动态入档力的 50% 时，驾驶员会感觉换档较为舒适。2手动变速器换档性能开发流程手动变速器换档性能开发通常需经历性能预测阶段，台架仿真阶段，整车测试阶段和性能优化上海汽车 2014. 1245换档性能设计-变速器参数选档摇臂 角度 + 公 差 / 1 档10换档摇臂 角度 + 公 差 / 1 档18. 57 1192 档102 档18. 57 1193 档N / A3 档18. 57 1194 档N / A4 档18. 57 1195 档105 档18. 57 1196 档N / A6 档N / AN / AN / A空档N / A空档N / AN / AN / A倒档10倒档18. 57 119选档摇臂 力 + 公 差 / N1 档20换档摇臂 力 + 公 差 / N1 档45 2402 档202 档45 2403 档N / A3 档45 2404 档N / A4 档45 2405 档205 档45 2406 档N / A6 档N / AN / A40空档N / A空档N / AN / A40倒档20倒档45 240选档摇臂长度 +公差 / mm60换档摇臂长度 +公差 / mm62. 5 0. 257. 5选档摇臂球 头直径 / mm10变速器内部 杠杆比57. 5 /29选档支架在拉 索受力 200 N 变形量 / mm0. 5换档摇臂球头 直径 / mm0. 510选换档摇 臂球头入 档后受15 N 力 活动间 隙 / mm1 档 1换档支架远端 面到摇臂球头 距离 + 公差 / mm150 2167. 72 档 13 档 14 档 15 档 16 档 1空档 1倒档 1换档性能评价项影响因素静态换档 性能客观 评价项选换档行程同步器行 程，变速器端选换档杠 杆比，换档机构杠杆比，换档操纵 机构刚度档位间隙变速器选换档自由间隙，拉 索 总 成间隙，换档操纵座自由间隙换档系统刚度变速器选换档摇臂刚度，拉 索 间 隙，换档操纵机构刚度静态进档力同步器滑 块 力，变速器操纵座定 排力，系统杠杆比，系统摩擦力静态吸入力变速 器 换 档 操 纵 座 定 排 销 弹 簧 力，系统摩擦力动态换档 性能客观 评价项换档冲量同步器容量，输入轴转动惯量，变动 态 换 档 二 次 冲击同步器容 量，同步器齿套与结合 齿配合角度技术导向续表 2换档性能优化的可行性研究。3针对某手动变速器的换档性能优 化探讨上汽在某新项目开 发过程中以大众 MQ200系列变速器为竞争目标，对某 6 速手动变速器( 后 简称某 6MT) 换档性能进行了优化。在项目初期整车性能评估团队进行了主评估 和客观测试，分析静态换档性能和动态换档性能 是否 需 要 优 化。如 表 3 所 示，除静态吸入力 与 对 标变速器相当，满足设计要求，其他静态评价项性 能均需要优化。表 3 某 6MT 静态换档性能评价表如图 2、3 所 示，换 档 冲量和二次冲击均与 MQ200 相当，主观评价也认为动态换档性能较好， 无需优化。因此，该 6MT 变速器换档 性 能 优 化 工 作主要涉及静态换档性能方面。当变速器和换档操纵机构样 件 做 好 之 后，即可搭建换档操纵性能台架对前期的静态性能预测 结果进行评价。当整车完 成 装 配 之 后，即 可 进 行 整 车 换 档 性 能测试。目前较为常用的测试设备为德国 GIF 的 GSA 或英国 RICADO 的 GSQA，这两种设备的测试 原理和结果类似。客观数据主要用于与性能预测数据和竞争车 的性能数据进行对比，结合台架测试的手段，支持图 2 换档冲量对比分析进一步对整车测试数 据和台架测试数据分 析，发现换档 系统杠杆比设置偏大是造成换档行 程较大的主要 原 因，通过减小换档杠杆比实现换 46上海汽车 2014. 12换档性能设计-静态换档性能预测选档杠杆比32. 53换档杠杆比33. 225 N 作用力选换档杆活动量 / mm10 1010 10换档机构拉索带包络10 105 09410 142 159选档设计杆顶总行程 / mm3083换档设计杆顶总行程 / mm60154静态选档力 / N1516静态换档力 / N2016性能指标某 6MTMQ200性能目标结论换档行程1 /3 /5 档 80 mm2 /4 /6 档 90 mm1 /3 /5 档 70 mm2 /4 档 70 mm1 /3 /5 档 70 5 mm2 /4 /6 档 70 5 mm需优化档位间隙选档 20 mm换档 22 mm选档 8 mm换档 6 mm选档 10 mm换档 10 mm需优化换档刚度 /( N / mm)4 56 5 6需优化静态进档力 / N25 2813 21 3 20需优化静态吸入力 / N0 6 80 4 0无需优化换档性能设计-换档操纵机构参数选换档杆球头顶到旋转中心长度 / mm208选档拉索 A 段 + 公差 / mm153. 8 1换档拉索 A 段 + 公差 / mm167. 7 11 /2 档选档位索行程( 拉索在 1 档档内安装) / mm10. 5 11换档行程限位前后 / mm70选档回位弹簧换算到球头施力中心 的力 + 公差 / N6 1换档机构带拉索接头固定手柄5 N 时活动间隙 / mm3 3换档机构带拉索接头固定手柄50 N 时活动间隙 / mm10 10选档 A 段是否可调是换档 A 段是否可调是选换档拉索接头区分防错颜色区分拉索与变速器连接端 15 N活动间隙 / mm硬接头 0. 5; 软接头 1拉索与变速器连接端 100 N活动间隙 / mm硬接头 2; 软接头 4换档机构自身公差 X 向 / mm1 5换档机构自身公差 Y 向 / mm1 5接索效率 / ( % ) 3 N 85选换档机构自身磨擦率 / ( % ) 3 N 95机构带接索总效率 / ( % ) 90技术导向到设计目标要求。图 3 二次冲击对比档行程的优化。但是换档杠杆比减小会导致本来就超标的静 态进档力向更不利的方向发展，因此解决静态进 档力问题是解决该变速器换档性能的关键。同步器滑块力，变速器换档塔，换档拨叉与衬 套间摩擦力是形成静态换档力的主要因素。如图4、5 所示，某 6MT 的同步器滑块力与同级别变速 器相比已具有较强竞争力，优 化 空 间 不 大。而 对 换档塔曲线对比可以发现某 6MT 的换档塔优化对 系统性能提升有较大贡献。图 4 同步器滑块力对比图 6 静态换档性能优化前后对比4结语( 1) 手动变速器换档性能可以分解为静态换档性能和动态换档性能两类进行主客观评价和分析。图 5 变速器换档塔曲线对比( 2)静态换档性能包含选换档行程、档 位 间另外，经分析 3 /4 档拨叉轴孔的位置度公差较大是造成换档拨叉与衬套间摩擦力较大的主要原因。其余静态换档性能如档位间隙解决方案相对 简单，主要通 过调整换档操纵座及变速器换档操 纵座零件之间的配合间隙。如图 6 所示，经优化，各项静态换档性能均达隙、换 档 刚 度、静 态 进 档 力、静态吸入力等客观指 标，其中档位 间隙和静态进档力是影响换档性能 主观感觉的重点项目，且影响因素较为复杂，在开 发和优化中需重点关注。( 下转第 52 页)上海汽车 2014. 1247技术导向提 高产品开发质 量，发现并修改设计缺陷的重 要性。如前文所 述，虚拟评审的价值 就 在 于 可 以 在 产品设计初期通过建立计算机分析模型对所设计 的产品进行强度寿命分析、运 动 学、动 力 学 仿 真， 以得到所设计产品的各种性能，从而指导产品设 计、优 化，有效地提高设计产品的可靠性，减 少 设 计失误，缩短设计周期。国内汽车企业的 CAE 应用虽然开始较早，但 是通过虚拟评审流程将 CAE 技术系统应用于整车 和零部件开发却发展缓慢。首先是对虚拟评审的功能还没有能够充分认 识。不少企业认为买回来 CAE 软件就可以发挥立 竿见影的作用，但事实上如果没有经验丰富的工 程人员，很难立刻见到成效。虚拟评审分析专家 既需要比较深厚的理论基础，也要具有相应行业 的工程应用经 验，所以要培养出合格的虚拟评审 分析人员是要花较长时间的。有些企业已经意识 到问题的症结，开始通过和高校合作培养人才，来 缩短企业培养人才的周期。或者引进经验丰富的 人才，采取引进与自己培养相结合，这也是一个较 好的途径。另外，我国汽车企业应用虚拟 评 审 中 的 最 大 问题就在于我们的企业没有自己的标准或者标准 不完 善，从而会导致这样一种现象: 就 算 做 了 分 析，也无法有效地评价分析结果。所 谓 标 准 就 是 具体应用有限元软件进行特定设计产品进行分析 时，如何简化 CAD 模 型，如何定义载荷以及边界 条件; 工况如何设置; 进行什么类型的分析，如: 是结构分析还是热、流场分析，是否需要做热 结构 耦合分析等，结构分析是静力还是动力，有没有非 线性问题等; 分析完成如何评价结果，比如做车身 模态分析，第 一阶模态频率需要达到多少赫兹才 算合格。标准的解决途径有两个: ( 1) 自己通过试验和 仿真相互校核，建立相关产品的评价标准; ( 2 ) 利 用相关行业已有的经验来辅助建立自己的分析标 准。由此可见，标准的建立相当不易，需要做大量 的工作，并且要结合试验结果。然而，这个过程是 必须要走的。综上所述，虚拟评审技术的应 用 对 整 车 和 零 部件开发的进度和成本都有很大的影响，是 一 种 提升开发效率、提高设计准确率和节约成本的有 效手段。应用好虚拟评审技术必将使整车和零部 件开发事 半 功 倍。然而在国内的汽车企业中，虚 拟评审多数处 于 起 步 阶 段，如何将整车和零部件 开发更高效地与虚拟评审技术相结合也将是汽车 人不断探索和开发的领域。参考文献1 弗雷 姆 新 项 目 管 理M 北 京: 世 界 图 书 出 版 公 司 北京公司，20012刘易斯 项目计划、进度与控