變速器非對(duì)稱型換擋撥叉耐久魯棒性優(yōu)化及換擋性能改善

文新海，殷金菊，張 磊，董立偉，黃 勤

變速器非對(duì)稱型換擋撥叉耐久魯棒性優(yōu)化及換擋性能改善

文新海1，殷金菊1，張 磊1，董立偉1，黃 勤2

（1.麥格納動(dòng)力總成（江西）有限公司，江西 南昌 330013；2.江西五十鈴汽車有限公司，江西 南昌 330020）

換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配優(yōu)劣對(duì)于變速箱的換擋性能及舒適性有著至關(guān)重要的影響。文章根據(jù)換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，建立換擋機(jī)構(gòu)的初始結(jié)構(gòu)模型并開展有限元分析，將有限元計(jì)算結(jié)果作為拓?fù)淝爸幂斎霔l件；采用變密度各向同性材料懲罰模型算法對(duì)換擋撥叉的初始結(jié)構(gòu)開展拓?fù)鋬?yōu)化分析，獲得換擋撥叉的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)；對(duì)換擋撥叉的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)中不滿足實(shí)際加工制造要求的部分進(jìn)行調(diào)整，得到換擋撥叉的最終設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)；對(duì)換擋機(jī)構(gòu)的最終設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行工況的數(shù)值模擬分析。在換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)空間受限的情況下，極大地優(yōu)化了撥叉臂載荷分配并提升了換擋撥叉的強(qiáng)度及耐久壽命，提出了一種提升變速器非對(duì)稱型換擋撥叉耐久魯棒性的設(shè)計(jì)方法。

變速器；非對(duì)稱型換擋撥叉；拓?fù)鋬?yōu)化；魯棒性

變速器換擋機(jī)構(gòu)的主要作用是將駕駛員的操作轉(zhuǎn)化為變速器內(nèi)部齒輪的移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)車輛的換擋操作[1]。換擋撥叉是換擋機(jī)構(gòu)中重要的零部件之一，換擋撥叉的功能是在同步器的齒套上施加均勻分布的作用力來實(shí)現(xiàn)平穩(wěn)的換擋和摘擋過程。

換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配優(yōu)劣對(duì)于變速箱的換擋性能有著至關(guān)重要的影響。換擋力分配在換擋撥叉臂上的載荷是否均衡，決定著撥叉臂能否同步平穩(wěn)地推動(dòng)同步器齒套，進(jìn)而決定能否與擋位齒輪同步齒圈順利接合，并最終決定能否實(shí)現(xiàn)平順換擋。由于變速箱內(nèi)部布置，換擋撥叉的撥叉套筒、換擋力臂和換擋撥指常常不能被布置在半圓形的撥叉臂的對(duì)稱軸上，而是偏置在一側(cè)，撥叉套筒使撥叉臂左右分隔成一長一短兩個(gè)撥叉臂。換擋力加在換擋撥指上時(shí)，由于偏置生出附加彎矩，使換擋時(shí)分配在撥叉臂的載荷及力矩不平衡，離換擋指撥近的短撥叉臂受力要大，距離換擋撥指遠(yuǎn)的長撥叉臂受力要小。

非對(duì)稱型換擋撥叉的長撥叉臂和短撥叉臂上巨大的載荷差異使兩側(cè)撥叉臂無法同步平穩(wěn)地推動(dòng)同步器齒套，造成齒套受力偏斜，并使齒套在移動(dòng)過程中帶來附加摩擦力矩，無法與同步齒圈平順接合，使得換擋不順暢，換擋手感變差。以往對(duì)變速器換擋撥叉的研究[2-6]基本集中于換擋撥叉靜強(qiáng)度及耐久壽命分析，而鮮有文獻(xiàn)對(duì)作用在非對(duì)稱換擋撥叉兩撥叉臂上載荷分配的均勻性進(jìn)行研究。本文基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對(duì)變速器換擋撥叉進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化，在換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)空間受限的情況下，重構(gòu)了換擋撥叉結(jié)構(gòu)，極大地優(yōu)化了換擋撥叉兩側(cè)的撥叉臂剛度分配比并提升了換擋撥叉的強(qiáng)度及耐久壽命。

1 非對(duì)稱換擋撥叉力學(xué)性能分析

1.1 換擋機(jī)構(gòu)有限元仿真模型搭建

采用靜力學(xué)方法，考察換擋撥叉的靜態(tài)強(qiáng)度、耐久和剛度是否滿足設(shè)計(jì)要求，主要指標(biāo)如下：換擋撥叉在沖擊載荷作用下，最大應(yīng)力是否低于材料斷裂極限；耐久試驗(yàn)下，疲勞損傷是否要求；兩撥叉臂的載荷分配差異是否維持在一個(gè)合理的水平。

搭建換擋機(jī)構(gòu)總成的有限元分析模型如圖1所示，采用二階四面體單元對(duì)各部件進(jìn)行網(wǎng)格離散，同步器齒套簡化為虛擬剛體。分別定義撥叉各接觸趾與同步器齒套之間的有限滑移接觸，并考慮摩擦系數(shù)。其他各部件之間可視情況定義有限滑移、小滑移或綁定接觸。

圖1 變速器換擋機(jī)構(gòu)有限元仿真模型

約束同步器齒套三向平動(dòng)及三向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，約束撥叉軸一端三向平動(dòng)自由度及軸向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，約束撥叉軸另一端徑向平動(dòng)自由度及軸向轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。在換擋撥叉的撥指槽施加換擋力，為考慮撥叉在循環(huán)換擋過程中的交變應(yīng)力，需要在沿軸向的前后兩個(gè)方向上分別施加換擋力。

1.2 換擋機(jī)構(gòu)有限元仿真結(jié)果及試驗(yàn)對(duì)比

根據(jù)表1載荷，使用ABAQUS軟件有限元仿真計(jì)算獲得的兩個(gè)方向的應(yīng)力分布情況及兩撥叉臂的載荷分配結(jié)果（圖2、表2）?？紤]換擋撥叉的表面粗糙度、應(yīng)力分布梯度等因素，采用FEMFAT對(duì)每個(gè)工況進(jìn)行換擋撥叉的疲勞損傷分析，再根據(jù)疲勞損傷Miner線性累積法則進(jìn)行損傷疊加，獲取換擋撥叉全試驗(yàn)周期的疲勞壽命（圖3）。

表1 換擋撥叉強(qiáng)度耐久載荷譜

注：單個(gè)循環(huán)：1－2－3－4，共20個(gè)循環(huán)。

表2 原換擋撥叉載荷分配、強(qiáng)度及耐久仿真結(jié)果

換擋力加在換擋撥指上時(shí)，由于結(jié)構(gòu)偏置，換擋力產(chǎn)生出附加彎矩，使換擋時(shí)分配在撥叉臂的載荷及力矩不平衡：離換擋指近的短撥叉臂受力要大，占比約84％；距離換擋撥指遠(yuǎn)的長撥叉臂受力要小，占比約16％。長撥叉臂和短撥叉臂上巨大的載荷差異使撥叉臂無法同步平穩(wěn)地推動(dòng)同步器齒套，造成齒套受力偏斜，并使齒套在移動(dòng)過程中帶來附加摩擦力矩，無法與同步齒圈平順接合，使得換擋不順暢，換擋手感變差。

圖2 變速器換擋撥叉極限工況應(yīng)力云圖

圖3 換擋撥叉疲勞損傷云圖對(duì)比試驗(yàn)失效模式

撥叉應(yīng)力云圖及疲勞損傷云圖顯示了該撥叉承受試驗(yàn)規(guī)范中描述的動(dòng)態(tài)循環(huán)作用力時(shí)，短撥叉臂區(qū)域的損傷值超過100%，臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果表明，計(jì)算的關(guān)鍵區(qū)域確實(shí)為結(jié)構(gòu)的薄弱區(qū)域。由于短撥叉臂被迫承受大部分載荷，導(dǎo)致其應(yīng)力及疲勞損傷較大，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可通過提升長撥叉臂的剛度，以實(shí)現(xiàn)分配在兩撥叉臂上的載荷均分，降低短撥叉臂的載荷，從而降低短撥叉臂的應(yīng)力及疲勞損傷，因此可通過有限元對(duì)撥叉結(jié)構(gòu)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化以提升長撥叉臂的剛度。

2 非對(duì)稱換擋撥叉拓?fù)鋬?yōu)化

2.1 拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)路線

拓?fù)鋬?yōu)化關(guān)注材料和結(jié)構(gòu)的連通性在設(shè)計(jì)域（空間）中的分布。優(yōu)化問題是在給定的約束條件下，使用定義的目標(biāo)函數(shù)來確定材料在設(shè)計(jì)域中的最佳分布。

用于拓?fù)鋬?yōu)化的換擋撥叉模型分為兩部分，一部分是用于拓?fù)鋬?yōu)化的設(shè)計(jì)空間，另一部分是無法優(yōu)化的非設(shè)計(jì)空間，均用六面體非協(xié)調(diào)單元離散。在拓?fù)鋬?yōu)化期間，非設(shè)計(jì)空間保持不變。根據(jù)圖4所示的換擋撥叉的包絡(luò)模型，創(chuàng)建了計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)（Computer Aided Design, CAD）域。為了保證設(shè)計(jì)的自由度，使域的體積大于機(jī)械加工叉的設(shè)計(jì)。此外，設(shè)計(jì)域上的頂部輪廓和寬度尺寸，與機(jī)加工撥叉的設(shè)計(jì)保持一致，以確保最終產(chǎn)品與變速器其他零部件之間的零干涉。在對(duì)換擋撥叉CAD模型進(jìn)行網(wǎng)格離散，重點(diǎn)要保持設(shè)計(jì)域與非設(shè)計(jì)域的網(wǎng)格之間共節(jié)點(diǎn)連接。將有限元計(jì)算結(jié)果作為拓?fù)淝爸幂斎霔l件，基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對(duì)變速器換擋撥叉進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化。

圖4 拓?fù)淠Ｐ偷脑O(shè)計(jì)和非設(shè)計(jì)空間

2.2 拓?fù)鋬?yōu)化目標(biāo)：體積最小

拓?fù)鋬?yōu)化約束條件：換擋撥叉兩叉臂的支反力差異小于5%，常規(guī)工況下最大應(yīng)力小于換擋撥叉的材料ZG310-570的屈服強(qiáng)度（310 MPa）；撥叉沿軸向位移小于1 mm；自由模態(tài)大于1 000 Hz。同樣也需要考慮制造的可行性：4 mm<肋厚<10 mm；全局坐標(biāo)軸方向（沿?fù)懿孑S）為鑄造的拔模方向。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，取0.5的單元密度懲罰值，即去除單元密度小于0.5的設(shè)計(jì)區(qū)域，迭代68次優(yōu)化收斂，得到單元密度云圖。拓?fù)鋬?yōu)化傾向于創(chuàng)建設(shè)計(jì)方案，其中材料積聚在設(shè)計(jì)空間的外部邊界區(qū)域。如圖5所示，經(jīng)拓?fù)鋬?yōu)化后的撥叉臂呈現(xiàn)桁架結(jié)構(gòu)，從設(shè)計(jì)空間中去除了大量的材料。

圖5 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

開發(fā)新型換擋撥叉的下一步是根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化的結(jié)果確定其近似形狀，這將作為創(chuàng)建新的有限元模型的設(shè)計(jì)草稿，用于后續(xù)的仿真計(jì)算和形狀優(yōu)化?？紤]結(jié)構(gòu)對(duì)鑄造液體流動(dòng)及拔模的影響，圖6顯示了基于拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果的新幾何形狀。拓?fù)鋬?yōu)化的結(jié)果為在長撥叉臂的外緣設(shè)置了拱形加強(qiáng)筋，通過拱橋形支架和支撐加強(qiáng)筋來增加長撥叉臂的剛度。

圖6 新?lián)Q擋撥叉結(jié)構(gòu)

在設(shè)計(jì)過程的這一階段，進(jìn)行了新?lián)Q擋撥叉的應(yīng)力分析驗(yàn)證，以準(zhǔn)確預(yù)測新設(shè)計(jì)的性能。將相同的邊界條件和單元尺寸應(yīng)用于新設(shè)計(jì)的換擋撥叉模型，通過有限元分析獲取換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配、極限應(yīng)力及疲勞損傷的結(jié)果。

相比于原換擋撥叉，新?lián)Q擋撥叉兩撥叉臂的剛度分配更為合理，極限應(yīng)力下降25%，同時(shí)疲勞壽命提升18.5倍，通過了完整的臺(tái)架耐久試驗(yàn)，如表3所示。

表3 新?lián)Q擋撥叉載荷分配、強(qiáng)度及耐久仿真結(jié)果

3 結(jié)論

本文基于變速器換擋機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度疲勞工況分析了原換擋撥叉兩撥叉臂的載荷分配、強(qiáng)度及耐久性能。將有限元計(jì)算結(jié)果作為拓?fù)淝爸幂斎霔l件，基于變密度各向同性材料懲罰模型算法對(duì)變速器換擋撥叉進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化，在換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)空間受限的情況下，重構(gòu)了換擋撥叉結(jié)構(gòu)，獲得換擋撥叉的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)。極大地優(yōu)化了換擋撥叉兩側(cè)的撥叉臂載荷分配比并提升了換擋撥叉的強(qiáng)度及耐久壽命。拓?fù)鋬?yōu)化方法在汽車工業(yè)中的應(yīng)用尚未完全融入設(shè)計(jì)過程。計(jì)算機(jī)輔助工程分析和優(yōu)化工具節(jié)省了開發(fā)時(shí)間，降低了新零件和故障零件概念設(shè)計(jì)階段的成本。因此，必須盡早提出穩(wěn)健和創(chuàng)新的設(shè)計(jì)建議。

[1] 茍鵬,張培培,隋立起,等.基于換擋力的換擋搖臂多目標(biāo)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化[J].電子機(jī)械工程,2022,38(3):13-17.

[2] 孫成龍,馮飛韓,啟鋒.換擋撥叉的有限元分析及優(yōu)化[J].汽車零部件,2022(3):57-60.

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[5] 李文林.雙離合變速器內(nèi)部換擋機(jī)構(gòu)關(guān)鍵零部件優(yōu)化與改進(jìn)[D].重慶:重慶理工大學(xué),2020.

[6] 趙艷芳.幾何非線性結(jié)構(gòu)的中空拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)[D].長春:吉林大學(xué),2023.

Optimization of Shift Performance and Durability Robustness of Asymmetric Shift Fork of Transmission

WEN Xinhai1, YIN Jinju1, ZHANG Lei1, DONG Liwei1, HUANG Qin2

( 1.Magna Powertrain (Jiangxi) Company Limited, Nanchang 330013, China;2.Jiangxi Isuzu Motors Company Limited, Nanchang 330020, China )

The load distribution of the fork arms on both sides of the shift fork has a crucial impact on the shift performance and comfort of the gearbox. In this paper, according to the design requirements of the shift mechanism, the initial structure model of the shift mechanism is established and the finite element analysis is carried out. The finite element calculation results are used as the topology pre-input conditions. The topology optimization analysis of the initial structure of the shift fork is carried out by using the variable density isotropic material penalty model algorithm, and the optimal design structure of the shift fork is obtained. The part of the optimized design structure of the shift fork that does not meet the actual processing and manufacturing requirements is adjusted to obtain the final design structure of the shift fork. The numerical simulation analysis of the final design structure of the shift mechanism is carried out. Under the condition of limited design space of shifting mechanism, the load distribution of shifting fork arm is greatly optimized and the strength and durability life of shifting fork are improved. A design method for improving the robustness of asymmetric shifting fork of transmission is proposed.

Transmission;Asymmetric shift fork;Topology optimization;Robustness

U462

A

1671-7988(2023)21-67-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.021.014

文新海（1982－），男，碩士，高級(jí)工程師，研究方向?yàn)槠囌嚰傲悴考﨏AE，E-mail:xinhai.wen@magna.com。