车辆起步换挡困难问题研究

张永华

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

引言

随着经济的发展以及社会的进步，人们对于整车舒适性、可靠性以及操纵轻便性的要求越来越高。客车，作为用于载人运营的商用车，客户对于其综合性能要求介于卡车和乘用车之间，比如：客户对于客车 NVH性能要求较乘用车低、高于一般经济型轻型卡车；对于操纵轻便性要求有渐渐向乘用车靠拢的趋势，而客车选用的很多核心总成件又与卡车相同平台，因此客车各个系统之间的匹配选择需更加细致。其中汽车离合—变速器—变速操纵系统就是其中典型代表，起步换挡困难、起步发抖、空挡怠速传动系噪音大等问题一直困扰着客车行业。

本文重点针对客车起步换挡困难进行了分析，结合实际使用工况，探讨了除制造因素、分离不清等原因之外的系统匹配理论模型的计算，并进行了相关实例计算提出了相应改进方案。

1 离合器、变速器理论模型建立与已知条件界定

客车使用情况的特殊性，决定了其特定的起步换挡工况：踩下离合踏板后不停顿直接挂二挡甚至三挡起步。市场上所反馈的起步换挡困难也是在此工况下产生的，现重点探讨一下离合器、变速器以及变速操纵系统之间匹配关系对此问题的影响。

起步换挡时离合器、变速器之间理论模型如下图1所示：

图1 起步换挡时理论模型

根据上述理论模型，建立同步器换挡时的惯性质量运动方程：

式中：Jr——同步器输入端零部件的转动惯量：主要包括变速器二轴上被挂挡齿轮的转动惯量Jc2以及离合器从动盘、变速器第一轴、中间轴及其齿轮、与中间轴齿轮相啮合的第二轴常啮合齿轮等转化至同步器输入端的转动惯量之和[1]。

ωti——同步器输入端零件的角速度，起步换挡时为发动机怠速与起步挡速比换算值。

ωto——同步器输出端零件的角速度，起步换挡时为0。

t——起步时换挡同步时间：换挡时，同步时间越短越好。除去同步器本身的结构尺寸、输入输出的角速度差、输入端转动惯量等对同步时间的影响外，作用在同步器上的轴向力对同步时间的影响也呈线性关系。轴向力增大，同步时间减少，此时相应的换挡力也增大。不同车型对换挡力的要求也不尽相同。同步时间要求亦与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高挡取0.15～0.30 s，低挡取0～0.80 s；对货车变速器高挡取0.30～0.80 s，低挡取1.00 s，而客车起步挂挡时暂取1.00 s目标值。

T——总的同步阻力矩：包括同步器的摩擦力矩Tf；离合器的阻力矩Tc；变速器的阻力矩Td；实际计算中考虑到在常温条件下、较短的时间内润滑油阻力以及变速器轴承阻力等对齿轮转速的影响可以忽略，故Td变速器的阻力矩取0；Tc离合器的阻力矩由离合器图纸技术要求确定或根据行业标准QC/T 25《汽车干摩擦式离合器总成技术条件》中分离拖曳转矩要求选取。

下面分别就上述公式中涉及的相关参数进行计算推导以及相应的基础数据选取说明。

1.1 同步器输入端零部件的转动惯量Jr计算

根据汽车设计手册，将a轴上的转动惯量Ja转换为b轴上的转动惯量Jb时，存在以下关系：

式中：

Za——a 轴（被转换的轴）的齿轮齿数；

Zb——b 轴（要转换至其上的轴）的齿轮齿数。

起步换挡时同步器输入端零部件的转动惯量计算公式为：

式中：

Jc2——变速器二轴上被挂挡齿轮的转动惯量，起步换挡时按二挡计算；

Ze——被挂挡齿轮副的第二轴齿轮齿数，起步换挡时取二轴上二挡齿数；

Zz——被挂挡齿轮副的中间轴齿轮齿数，起步换挡时取中间轴上二挡齿数。

式（4）中：

Jz——中间轴及其上部件的转动惯量；

Ji1——一轴以及其上相关部件的转动惯量；

Z1——第一轴常啮合齿轮的齿数；

Z2——中间轴上与第一轴常啮合齿轮的齿数；

Jc——离合器从动盘转动惯量；

Jon——二轴上n挡齿轮转动惯量，直接挡数值取零；

Zon——二轴n挡齿轮齿数；

Zzn——中间轴上与二轴n挡齿轮啮合齿齿数；

Zd1——倒挡惰轮齿数；

Zzr——中间轴上与倒挡惰轮啮合齿齿数。

Jdr——倒挡惰轮上综合转动惯量，包括惰轮转动惯量Jdl、二轴上倒挡齿轮（Jor、Zod）转化至惰轮上的转动惯量，其计算公式为：

式（5）中：

Jor——二轴上倒挡齿轮转动惯量；

Zod——二轴上倒挡齿轮齿数。

根据公式（3）、（4）、（5）即可计算得出起步换挡时同步器输入端零部件的转动惯量。

1.2 同步器的摩擦力矩Tf的计算

同步器摩擦力矩由同步器本身结构、摩擦副材质以及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力等因素决定。其简化计算公式为：

式中：Ct——同步器容量（作用在同步器摩擦锥面上的单位轴向力所产生的同步力矩），与同步器摩擦锥面半锥角α、工作锥面间的摩擦因数μ、摩擦锥面平均半径R等因素有关，其计算公式为；

F——作用在同步器摩擦锥面上的轴向力：其通过换挡时施加在变速操纵杆手柄球上的力根据变速器换挡操纵系统杠杆比、传动负载效率、变速器本身换挡杠杆比等换算值减去变速器自锁力、互锁力、叉轴滑动摩擦力、同步器结合套锁止力等值计算而来。实际可按以下公式计算：

式中：

FO——驾驶员换挡时施加在变速操纵杆手柄球上的换挡力，根据车型设计要求选定；

ia——变速操纵器杠杆比；

η——变速操纵系统效率，主要是变速操纵器效率、软轴负载效率，软轴负载推效率装车后取75%计算比较切合实际准确；

F1——变速器起步挡静态换挡力；

ib——变速器本身换挡杠杆比，也就是换挡摇臂软轴安装点处力与滑轨上力比值关系。

根据公式（1）、（3）、（4）、（5）、（6）、（7）、（8），由不同的已知条件就可以对所需校核的参数进行推导计算。比如可以在同步器容量、离合器从动盘转动惯量等参数已知的条件下对同步时间进行计算，或是在同步时间设定、同步器容量已知的情况下对离合器从动盘转动惯量进行优化选择[2]。

2 起步换挡性能改进探讨

基于以上对起步换挡过程中理论模型、相关计算公式的建立、分析，以及所需相关基础数据的梳理，针对客车设计的特殊性，分别就提升起步换档性能的各个途径进行探讨：

2.1 离合器从动盘结构优化，转动惯量控制

离合器从动盘转动惯量大小对起步换档性能影响较大。在已知变速器同步器参数以及变速器转动惯量、齿数等条件下，可根据实际使用要求，设定一起步换档时间t，如取1 s，然后对离合器从动盘转动惯量限制进行计算，根据计算结果结合实际，对离合器从动盘结构进行优化，以满足系统对离合器从动盘转动惯量限制要求。

例如以下两种从动盘结构对比分析：

图2 两种结构离合器从动盘对比

离合器从动盘转动惯量控制对换档性能提升明显，实际匹配时需重点注意，合理选型。

2.2 合理选择变速器速比

在同步器容量等相关条件不变的情况下，变速器起步档速比越大，起步换档时所需的同步时间就越短，反之，则越长。当然还应考虑变速器速比系列不同时，同步输入端转动惯量、同步器容量等也会发生变化，故实际校核时需综合计算考虑。

优选变速器速比系列，合理匹配整车传动比也是提升起步换档性能的有效途径。

2.3 同步器容量提升

同步器容量的提升对起步换档性能的提升是最为直接有效的。客车所使用变速器基本都是基于卡车产品平台变动而来，而卡车变速器产品一般相对侧重于可靠性、低成本的原则开发设计，换档性能、噪音水平相比较的稍差。受变速器本身结构尺寸的限制、同步器容量提升时相关开发成本、改进后同步器、齿轮等的采购、制造成本提高等条件的限制，对基于卡车平台开发而来的变速器进行同步器容量提升需要对原变速器平台进行比较大的改动，开发周期长并且代价大，但同时改进后性能提升也是十分明显的。

2.4 增加变操系统杠杆比

增加变速操纵器杠杆比、加长变速器换挡摇臂等措施是在增加操纵行程的基础上增加转化到同步器上的轴向力，可以缩短同步时间。变操系统优化是在牺牲行程基础上减小换挡力、缩短换挡时间，进行此项改进时亦需系统考虑。

2.5 降低发动机怠速

其他条件不变的情况下，起步换挡时发动机怠速高低对同步时间的影响也是线性关系，降低发动机怠速也可有效的减少起步换挡同步时间。但是发动机怠速高低受悬置系统固有频率限制、发动机附配件怠速时动力性能要求等影响，调整范围十分有限，可作为市场问题服务参考方案[3]。

2.6 变速器本身结构优化

通过变速器本身结构优化，降低同步器输入端转动惯量。比如对齿轮、齿轮轴等零部件进行CAE分析，结合实际进行轻量化设计提升。基于目前国内变速器厂家现状，此项较难实现，非主要考虑方案。

综上分析，在进行起步换挡性能提升时，应优先考虑减小离合器从动盘转动惯量，合理匹配变速操纵系统传动比，优选变速器速比系列及整车传动系速比匹配，另外调整发动机怠速、提升同步器容量、优化变速器内部结构也是有效解决问题的备选方案。

3 结论

本文重点对此工况进行了分析并提出具体改进措施。只有满足客户实际使用需求的产品才会更具竞争力，因此，后期产品设计时应侧重基于客户实际需求的原则进行匹配，这样开发的产品才会更具生命力。