双倍档变速器动力学

史 炎

(西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，成都 610031)

自动变速器是汽车三大件之一[1–2]，至今有些国产汽车全系没有自动档，光亮的外壳掩盖不了技术含量的低下。上世纪90年代国家开始连续资助自动变速器的研究，有据可查的国家自然科学基金资助已达760万，而863项目[3]和973项目[4]资助力度更是达到上千万/每项，20多年来我国专家学者对行星自动变速器、双离合器式自动变速器做了大量深入细致的基础研究，搞清了各型自动变速器的结构原理。但是我国自动变速器的研究一直处于跟踪、仿制阶段，相比强大的基础研究能力，创造力和设计能力薄弱，从4速、6速一直研究到9速却破解不了自动变速器技术壁垒，致使一些机构还在孜孜不倦地研究性能依靠左脚感觉的手动挡变速器[5]。通过对行星齿轮开关变速器[6]的结构深入研究，增设离合器设计出双倍档变速器，其档位数量等于外啮合齿轮数目，此种结构能以最少的外啮合齿轮数量设计出8速、12速、16速变速器。

本文以双倍档变速器结构的8速变速器阐述双倍档变速器[7]的设计思想，重点分析齿圈制动时其自身结构的动力学性能。

1 双倍档变速器结构

单行星齿轮机构传动特性公式[8]

式中ω1——太阳轮角速度，rad/s；

ω2——齿圈角速度，rad/s；

ω3——行星架角速度，rad/s；

a——齿圈与太阳轮齿数比。

将行星架作为输出轴，式(1)改写成

图1 8速变速器结构示意图

行星齿轮排1、2的行星架与输出轴连接在一起，2个空心轴分别固定2组外啮合齿轮。B是制动器，C是离合器，G是广义离合器，可以是同步环、移动齿轮等，三者配合实现选档、换档。每增加一组外啮合齿轮、一个广义离合器G，则增加2个档位。行星齿轮排1的档位为奇数，行星齿轮排2的档位为偶数，表1列出一种档位元件工作顺序。

表1 档位元件工作序列

从互换性考虑，将行星齿轮排1、2的参数设为一致，按表1列出各档位传动比，如图2所示。

图2 各档位传动比与顺序换档线路图

由图2列出下式

对式(3)作如下化简

由式(4)可知，i1—i4之间是一对多的关系，这为各档位传动比的设置提供了丰富的选择。按文献[6]设计行星齿轮参数，a=2.25，取i1=2.67，得到符合式(4)条件的其中一组数据：i2=1.93，i3=1/i2，i4=1/i1。各档传动比如表2所示，内含二个超速档。

表2 各档位传动比

2 计算模型

在多体动力学分析软件Simpack里建立第一、第二档的齿轮模型，i1对应的外啮合齿数为160/60，i2对应的外啮合齿数为145/75，各齿轮其余参数见文献[6]，双倍档变速器刚体动力学模型如图3所示。

3 起动性能分析

文献[6]采用控制齿圈的方式模拟起动，此处使用摩擦制动齿圈的方式模拟起动更接近实际情况，输入轴以恒速200 rad/s转动并受到200 N∙m的恒定力矩作用，作用在齿圈上的摩擦制动力连续上升在车辆行走后才抱死齿圈。这种起动方式非常容易实现，监测齿圈的角速度低于设定值时，反馈到制动器上保持或减小摩擦力矩。

为充分调动市县加大水利投入，落实地方配套资金，广东省率先在全国开展省级水利建设示范县专项资金竞争性分配改革，整县推进农田水利和治洪治涝工程建设。通过竞争入选的水利示范县将获得省级水利资金4亿元，地方须配套3亿元。通过竞争性分配改革，水利资金分配从过去单一项目计划安排向竞争性安排项目转变，实现“多中选好、好中选优”。“十二五”期间，广东省计划开展30个水利建设示范县建设，省财政将投入120亿元，充分带动地方水利建设投入至少90亿元。

图4反映了第一档位输出轴的角速度及从动齿轮1输出力矩的变化，齿圈1降低角速度0.6 s后，输出轴开始启动，此时，力矩从0增长到356.9 N∙m。

图3 双倍档变速器拓扑模型

图4 角速度、转矩曲线

在1.5 s时，齿圈1被抱死，输出轴角速度稳定在23.1 rad/s。从动齿轮1输出力矩与齿圈1角速度成反比，按i1计算，能输出最大533.3 N∙m的力矩。可见，还有176.4 N∙m的力矩没用上，车辆就起动了。控制齿圈1不被抱死，就能以较大的力矩起动，而不会憋死输入轴。

4 换档性能分析

研究第一档位换入第二档位时变速器输出轴角速度转矩变化，从动齿轮反映了所在档位力矩的变化，将其列为动力转移过程的研究对象。假定制动器B1、B2的性能相同，换档过程是制动器B1先逐渐放松，齿圈1趋于转动，随后制动器B2逐渐抱紧，齿圈2减速趋于静止。为实现不中断换档，图5至图7反映了制动器B2滞后制动器B1的时间长短对换档过程的影响。

图5 制动器B1、B2同步

图6 制动器B2滞后0.1秒

图5至图7，从动齿轮1圆周力逐渐下降，从动齿轮2圆周力逐渐上升，2个从动齿轮圆周力有动力交接过程。2个制动器同步，输出轴角速度线性增长，换档过程不平顺，从动齿轮1圆周力反向冲击最大。滞后0.1秒，输出轴角速度线性增长，换档过程依然不平顺，但是从动齿轮1圆周力反向冲击力减小。滞后0.3秒，换档过程开始变得平稳，但是输出轴角速度要先下降再上升。虽然都是不间断换档，图5至图6反映的是角速度线性换档过程。

而图7反映的是角速度衰减换档过程，角速度衰减换档能换来更平稳的档位交替。

图7 制动器B2滞后0.3秒

5 制动性能分析

国家重点资助项目[9]论述了一种繁琐的减速制动控制策略，而对于双倍档变速器，在第一挡位制动时，可将制动器与齿圈之间的滑动摩擦设计成滚动摩擦，让齿圈能自由转动就不会憋死输入轴，变速器各旋转件会按照公式（1）平衡相互之间的角速度关系。齿圈角速度越低，来自发动机的阻力矩对制动的辅助越大；齿圈完全放松，则阻力矩不起辅助作用。

用第一挡位研究低速制动和高速跳换档制动，对输入轴施加一个恒定驱动力矩激励，当输出轴角速度爬升到所需速度，撤销驱动力矩，同时阻力矩和制动力矩介入，取此时段的曲线作为研究内容。

5.1 低速制动

输出轴角速度到达33 rad/s时计算发动机的阻力矩分别为200 N∙m、100N∙m、0 N∙m时的性能，制动力矩取最大值。车辆定型后，最大制动力T随之确定

相同制动力下，来自发动机的阻力矩越大，输出轴角速度衰减越快。阻力矩为200 N∙m时，输出轴用时1.15秒静止，比无阻力矩时快0.52秒。

5.2 高速制动

输出轴角速度到达201 rad/s时计算发动机带200 N∙m阻力矩、无阻力矩的性能，图9列出有无阻力矩时输出轴的角速度对比。

阻力矩为200 N∙m时，输出轴用时3.0秒静止，比无阻力矩时快0.94秒，比图8的低速制动慢1.85秒。

图8 不同阻力矩下输出轴角速度变化

6 结语

（1）双倍档变速器充分利用了外啮合齿轮，双行星齿轮排构建好后，每增加一组齿轮就可以获得2个档位，很容易从8速变换成16速变速器。

图9 输出轴角速度变化

（2）双倍档变速器各档位传动比设计灵活，制造容易，所用技术都很成熟。

（3）起动和制动控制策略可以做得很简单，让齿圈或太阳轮低速自由转动即可。

（4）2个行星齿轮排之间可进行动力交接，籍此实现不间断换档。揭示了不间断换档存在输出轴角速度线性和非线性变化现象，为达到角速度线性换档而不引起振动冲击的理想效果，尚需开展深入细致的研究。

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