收稿日期：２０１９－１２－０５
作者简介：王伟，男，工学硕士，工程师，主要从事变速器的同步器系统和驻车系统设计开发工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｗｅｉｗａｎｇ＠ｓａｇｗ ｃｏｍ㊂
ＤＯＩ：１０ １９４６６／ｊ ｃｎｋｉ １６７４－１９８６ ２０２０ ０５ ０１０
王伟
（上海汽车变速器有限公司，上海２０１８０７）
摘要：随着乘用车日趋饱和，传统的手动变速器正向 精品化 高扭矩 轻量化 方向发展㊂动态换挡性能作为手动变速器感知属性受到越来越多的关注㊂针对动态换挡性能４种主观测评问题 力重 ㊁手感 偏硬 ㊁ 二次冲击 ㊁ 尾端阻滞 提出对应的改进策略，并采用ＧＳＡ客观测试方法验证了改进策略的合理性和有效性㊂
关键词：手动变速器；动态换挡性能；改进策略中图分类号：Ｕ４６３ ２１２
ＤｙｎａｍｉｃＳｈｉｆｔｉｎｇＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｆｏｒＭａｎｕａｌ
ＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｏｆＰａｓｓｅｎｇｅｒＣａｒｓ
ＷＡＮＧＷｅｉ
（ＳｈａｎｇｈａｉＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＧｅａｒＷｏｒｋｓ，Ｓｈａｎｇｈａｉ２０１８０７，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｗｉｔｈｔｈｅｉｎｃｒｅａｓｉｎｇｓａｔｕｒａｔｉｏｎｏｆｐａｓｓｅｎｇｅｒｃａｒｓ，ｔｈｅｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｉｓｄｅｖｅｌｏｐｅｄｔｏｗａｒｄｓ ｆｉｎｅｑｕａｌｉｔｙ ， ｈｉｇｈｔｏｒｑｕｅ ａｎｄ ｌｉｇｈｔｗｅｉｇｈｔ ．Ｉｔｓｄｙｎａｍｉｃｓｈｉｆｔｉｎｇｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｉｓｒｅｃｅｉｖｅｄｍｏｒｅａｎｄｍｏｒｅａｔｔｅｎｔｉｏｎａｓａｓｅｎｓｏｒｙａｔｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ．Ｉｔｓｈｏｗｓｔｈａｔｔｈｅｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｈａｓ ｈｅａｖｙｗｅｉｇｈｔ ， ｈａｒｄｆｅｅｌ ， ｄｏｕｂｌｅｂｕｍｐ ， ｔａｉｌｅｎｄｂｌｏｃｋ ｔｈｒｏｕｇｈｔｈｅｏｂｊｅｃｔｉｖｅｔｅｓｔＧＳＡ．Ｔｈｅｃａｕｓｅｓｏｆｔｈｅｓｅｐｒｏｂｌｅｍｓｗｅｒｅａｎａｌｙｚｅｄｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｌｙ．Ｔｈｅｒａｔ
ｉｏｎａｌｉｔｙａｎｄｅｆｆｅｃｔｉｖｅｎｅｓｓｏｆｔｈｅｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｓｃｈｅｍｅｓｗｅｒｅｖｅｒｉｆｉｅｄｔｈｒｏｕｇｈｓｕｂｊｅｃｔｉｖｅａｎｄｏｂｊｅｃｔｉｖｅｔｅｓｔｅｖａｌｕａｔｉｏｎ．
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ；Ｄｙｎａｍｉｃｓｈｉｆｔｉｎｇｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ；Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｓｔｒａｔｅｇｙ
０㊀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］㊂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㊂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㊂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㊂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 ㊁换挡手感 偏硬 ㊁ 二次冲击 ㊁ 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㊂
１㊀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２８０Ｎ㊃ｍ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 ㊁难于挂１挡现象㊂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㊂图１为发动机为１５００ｒ／ｍｉｎ动态２挡退１挡时ＧＳＡ测试图㊂
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㊂
Ｉ＝ＦａΔｔ＝
ｓｉｎϕｉｉｙｋμＲωＪｉｉｙ
ｉｘ－１æèçöø÷∓ＴｄΔｔéëêùû
ú
（１）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（ʎ）；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（ｋｇ㊃ｍ２）；Ｔｄ为输入轴处拖曳力矩（Ｎ㊃ｍ
）㊂
图１㊀２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ｋ㊁增大摩擦因数μ㊁增大摩擦半径Ｒ㊁减小锥面角ϕ等方法实现㊂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㊂图２为改进方案的２挡退１挡ＧＳＡ测试评价
㊂
图２㊀改进方案的２挡退１挡ＧＳＡ客观测试评价
㊀㊀改进方案换挡冲量减小４８ ４％，解决了动态换挡 力重
等问题㊂通过大量测试分析，当乘用车动态同步冲量小于１２Ｎ㊃ｓ㊁换挡力为６５Ｎ以下，驾驶员在换挡时一般不会感受到换挡 力重 ㊂
２㊀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零㊁同步时间较短等现象，导致同步力㊁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 ㊁ 顶手 等问题㊂为了解决此问题，一般需要在换挡系统（排挡杆㊁拉索㊁操纵系统㊁同步器系统）中增加软连接形式㊂
表１为软㊁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 ８Ｎ／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㊂
表１㊀软㊁硬拉索对比
名称
硬拉索
软拉索
结构示意
ＧＳＡ测试
结果
主观评价换挡手感硬㊁顶手换挡手感柔和
３㊀ 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㊂ 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㊂在同步结束时，齿套㊁同步环㊁结合齿转速一致，无转速差，而在后续拨环阶段㊁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㊂另一方面，齿套－结合齿
碰撞的方式㊂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㊂
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㊂
Ｔｄ 拖曳力矩㊀ω１ 输入端或齿套的转速
图３㊀齿套－结合齿碰撞状态
３ １㊀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㊂
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 ９Ｎ减小到
５ ７Ｎ，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㊂
图４㊀偏梅角方案示意
表２㊀偏梅角具体方案和ＧＳＡ测试对比
名称对称梅角
偏梅角
更改方案结合齿两侧梅角角度均为４７．５ʎ
结合齿梅角中心偏移量为０．５ｍｍ；
状态Ｂ梅角角度为４２．５ʎ，状态Ａ梅角角度为５２．５ʎ
Ａ面碰撞概率／％
４８
３３
ＧＳＡ测试结果
３ ２㊀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㊁
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㊂
为了减小某手动变速器２挡升３挡的二次冲击，将变速器的三㊁四挡同步环的齿厚由原先的３ ６４ ３ ７５ｍｍ减小到２ ３５
２ ４６ｍｍ，拨环行程由１ ２５ｍｍ减小到０ ７２ｍｍ，而２挡升３挡的二次冲击力从１８ ２Ｎ减小到６ ７Ｎ，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㊂
图５㊀减小同步环齿厚方案示意
图６㊀同步器齿厚更改方案ＧＳＡ测试对比
３ ３㊀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 ２ｍｍ㊂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㊂
为了减小某手动变速器１挡升２挡的二次冲击，将变速器的一㊁二挡同步器齿套由原先２１ｍｍ正常齿改为长齿２２ ８ｍｍ，短齿不变，且单边增长０ ９ｍｍ㊂此更改使得自由滑行行程由２ ２ｍｍ减小到１ ３ｍｍ，而１挡升２挡的二次冲击力从
３０ ８Ｎ减小到７ ２Ｎ，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
㊂
图７㊀
长短齿方案示意
图８㊀长短齿方案ＧＳＡ测试对比
４㊀ 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㊂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㊂
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㊂
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２０Ｎ即为阻涩，并提取出阻涩频次和挂不进频次）㊂
图９㊀
齿套尾椎卡滞原理
图１０㊀
导向齿结构
图１１㊀ＧＳＡ测试对比
５㊀结论
针对动态换挡性能４种主观测评问题 力重 ㊁手感 偏硬 ㊁ 二次冲击 ㊁ 尾端阻滞 原因分析改进措施㊂
换挡 力重 采用ＧＳＡ评价表现形式就是换挡冲量大，换挡力大㊂其解决方案是增加同步环锥面个数和减小锥面角度等㊂
手感 偏硬 采用ＧＳＡ评价表现形式是同步刚度过大㊂其解决方案是采用软拉索，减小整个换挡系统的同步刚度㊂根据经验，同步刚度控制在３ ５Ｎ／ｍｍ较宜㊂
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㊂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㊂
３种方案均可有效减小二次冲击㊂
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㊂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 ㊂
参考文献：
［１］杨士钦，王应，卢剑伟．乘用车手动变速器动态换挡性能评价方
法及改进策略［Ｊ］．汽车工程学报，２０１２，２（５）：３４８－３５３．
ＹＡＮＧＳＱ，ＷＡＮＧＹ，ＬＩＵＪＷ．Ｅｖａｌｕａｔｉｏｎａｎｄｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｓｔｒａｔｅｇｙｏｆｄｙｎａｍｉｃｇｅａｒｓｈｉｆｔｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｐａｓｓｅｎｇｅｒｃａｒｗｉｔｈｍａｎｕａｌ
ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１２，
２（５）：３４８－３５３．
［２］范文波，方伟荣．乘用车手动变速器换挡性能的开发和优化［Ｃ］／／第七届国际汽车变速及驱动技术研讨会论文集，２０１５．汽车波箱
［３］赵世琴，黄宗益，陈明，等．同步器换挡接合过程的数学模型［Ｊ］．
同济大学学报（自然科学版），１９９９，２７（６）：４７－５１．
ＺＨＡＯＳＱ，ＨＵＡＮＧＺＹ，ＣＨＥＮＭ，ｅｔａｌ．Ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌｍｏｄｅｌｄｕｒ⁃ｉｎｇｓｈｉｆｔａｎｄｓｙｎｃｈｒｏｎｉｚｉｎｇｐｒｏｃｅｓｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌｏｆ
ＴｏｎｇｊｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ（ＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅ），１９９９，２７（６）：４７－５１．
［４］高维山．汽车设计丛书：变速箱［Ｍ］．北京：人民交通出版社，１９９１．
［５］ＮＡＵＮＨＥＩＭＥＲＨ．汽车变速器理论基础㊁选择㊁设计与应用［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０１４．［６］刘荔斌，张银超，许长龙．乘用车手动变速器换挡二次冲击改善
策略［Ｊ］．汽车工程学报，２０１８，８（１）：６１－６５．
ＬＩＵＬＢ，ＺＨＡＮＧＹＣ，ＸＵＣＬ．Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｓｔｒａｔｅｇｙｔｏｍｉｎｉｍｉｚｅｄｏｕｂｌｅｂｕｍｐｆｏｒｍａｎｕａｌｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｏｆｐａｓｓｅｎｇｅｒｃａｒｓ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１８，８（１）：６１－６５．
发布评论