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汽車變速器慣性式同步器設計 摘要 本文主要完成桑塔納轎車五檔手動變速器慣性式同步器的設計 文中 首 先根據同步器經驗公式的計算 確定鎖環(huán)式同步器零件主要參數(shù) 及各零件之間在設 計計算中的關系式 然后使用 MathCAD 軟件校核同步器設計中的諸多參數(shù)確定鎖環(huán)式 同步器的基本幾何參數(shù)和裝配位置參數(shù) 關鍵詞 慣性式 鎖環(huán)式 同步器 Auto Transmission Inertia Type Synchronizer Designed Synchronizer Abstract It mainly designs Santana 5 manual transmission synchronizer in this paper Firstly the synchronizer ring main parameters are determined by the relevant calculation formula Then using MathCAD software check a number of design parameters and determine the lock ring synchronizer of the basic geometric parameters and position parameters of the assembly Finally guided by the principles of the above parameters with the combination of transmission lock ring synchronizer working principle and working process Key words the type of inertial the type of lock ring synchronizer I 目錄 1 緒論 1 1 1 同步器的發(fā)展歷史 1 1 2 同步器的種類和特點 1 1 3 慣性式同步器的特點和應用 2 1 4 慣性式同步器結構及運用 3 1 5 慣性式同步器的工作原理 4 1 5 1 空擋位置 5 1 5 2 接合套移動摩擦力矩產生 6 1 5 3 撥環(huán)力矩的產生 6 1 5 4 摩擦力矩增長 6 2 慣性式同步器設計參數(shù)的選擇與確定 8 2 1 同步器的計算 8 2 1 1離合器轉動慣量計算公式為 9 2 1 2角速度差 的計算 10 2 1 3 鎖環(huán)式同步器的結構參數(shù) 尺寸設計計算 11 2 2慣性式同步器主要設計參數(shù)的選擇 13 2 2 1摩擦系數(shù) f 13 2 2 2 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 14 2 2 3 錐面半錐角 15 2 2 4鎖止角的計算 15 2 2 5錐面摩擦系數(shù) 1和鎖止面摩擦系數(shù) 2 16 2 2 6摩擦錐面平均半徑 R 18 II 2 2 7錐面工作長度 b 18 2 2 8同步環(huán)徑向厚度 19 2 3 同步器設計中的幾個主要尺寸 20 2 3 1 接近尺寸和分度尺寸 20 2 3 2 同步器的有關裝配尺寸 20 2 3 3 滑塊寬度及內嚙合套缺口 21 2 4 同步器的性能和強度的校 22 2 4 1同步器同步時間校核 22 2 4 2 彎曲強度校核 24 3 慣性式同步器換檔能力和品質的分析方法 28 3 1 同步器性能的分析和評價 28 3 1 1 按磨擦面的形狀可分為錐形和片形 28 3 1 2 按摩擦錐面數(shù)可分為單錐 雙雄和多錐同步器 28 3 1 3 多錐同步器 28 3 2 慣性式同步器的同步過程分析 29 3 3 慣性式同步器再換檔過程存在的問題的分析 30 4 設計結果與展望 33 4 1 課題展望 33 4 2 課題總結 33 參考文獻 34 第 1 頁 共 40 頁 1 緒論 1 1 同步器的發(fā)展歷史 汽車的發(fā)明 改變了人們的生活 但最初汽車上搭載的變速器是無同步器機構的 換 檔時齒輪碰撞音無法消除 在 1930年代 同步器在變速器中得到應用 消除了換檔時齒 輪碰撞 隨著機械負荷的增 加 離合器及變速器的慣量相應增大 使變速器的操作相應 增大 是變速器的操作別的困難 為了解決這個問題 又發(fā)明了雙錐同步器 解決了 換擋力大的問題 雙錐同步器比單錐同步器在換擋性能上有了就較大的提高 因而得 到廣泛的使用 1987年 Koga和 Anzai報告了日本五十鈴開發(fā)的三錐同步器 三錐同步器的采用文 獻已證明與等效單錐同步器使用相同換擋力 加檔的同步時間可以減少 58 減檔的同 步時間可以減少 73 同步器的開發(fā)應用在國外比較成熟 國內汽車工業(yè)由于發(fā)展晚 同步器技術大部 分是由國外引進的 要完成自主設計有相當大的困難 設計上認識的不足有限制了同 步器技術的發(fā)展 1 2 同步器的種類和特點 同步器是改善汽車機械是變速器換擋性能的主要零部件 對減輕駕駛員的勞動強 度 只是操縱輕便 提高齒輪及傳動系統(tǒng)的平均使用壽命 提高齒輪及傳動系統(tǒng)的平 均使用壽命 提高汽車行駛安全性和舒適性 并對改善汽車起步時的加速性和經濟性 起著極其重要 同步器有常壓式 慣性式和慣性增力式三種 常壓式同步器結構雖然簡單 但有 不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下 即角速度相等 換擋的缺點 現(xiàn)已不用 得到廣泛應用 的是 第 2 頁 共 40 頁 慣性式同步器 1 3 慣性式同步器的特點和應用 慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前 不允許 換擋 因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求 按結構分 慣性式同步器有鎖銷式 滑塊式 鎖環(huán)式 多片式和多錐式幾種 雖 然它們的結構不同 但都有摩擦元件 鎖止元件和彈性元件 目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器 它主要由接合套 同步鎖環(huán)等組 成 它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步 接合套 同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均 有倒角 鎖止角 同步鎖環(huán)的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦 鎖止角 與錐面在設計時已作了適當選擇 錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步 同時 又會產生一種鎖止作用 防止齒輪在同步前進行嚙合 當同步鎖環(huán)內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后 在摩擦力矩的作用下齒輪轉 速迅速降低 或升高 到與同步鎖環(huán)轉速相等 兩者同步旋轉 齒輪相對于同步鎖環(huán) 的轉速為零 因而慣性力矩也同時消失 這時在作用力的推動下 接合套不受阻礙地 與同步鎖環(huán)齒圈接合 并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程 相鄰檔位相互轉換時 應該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換檔的 情況 只是前者的待接合齒圈與接合套的轉動角速度要求一致 而后者的待接合齒輪 嚙合點的線速度要求一致 但所依據的速度分析原理是一樣的 變速器的換檔操作 尤其是從高檔向低檔的換檔操作比較復雜 而且很容易產生 輪齒或花鍵齒間的沖擊 為了簡化操作 并避免齒間沖擊 可以在換檔裝置中設置同 步器 慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的 在其上面設有專設機構保證接合套與 第 3 頁 共 40 頁 待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸 從而避免了齒間沖擊 1 4 慣性式同步器結構及運用 花鍵轂與第二軸用花鍵連接 并用墊片和卡環(huán)作軸向定位 在花鍵轂兩端與齒輪 1和 4之間 各有一個青銅制成的鎖環(huán) 也稱同步環(huán) 9 和 5 鎖環(huán)上有短花鍵齒圈 花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒輪 1 4 及花鍵轂 7 上的外花鍵齒均相同 在兩個鎖環(huán)上 花鍵齒對著接合套 8的一端都有倒角 稱鎖止角 且與接合套齒端的倒角相同 鎖環(huán) 具有與齒輪 1和 4上的摩擦面錐度相同的內錐面 內錐面上制出細牙的螺旋槽 以便 兩錐面接觸后破壞油膜 增加錐面間的摩擦 三個滑塊 2分別嵌合在花鍵轂的三個軸 向槽 11內 并可沿槽軸向滑動 在兩個彈簧圈 6的作用下 滑塊壓向接合套 使滑塊 中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽 10中 起到空檔定位作用 滑塊 2的兩端 伸入鎖環(huán) 9和 5的三個缺口 12中 只有當滑塊位于缺口 12的中央時 接合套與鎖環(huán) 的齒方可能接合 在掛三檔時 用撥叉 3撥動接合套 8并帶動滑塊 2一起向左移動 當滑塊左端面 與鎖環(huán) 9的缺口 12的端面接觸時 便推動鎖環(huán) 9壓向齒輪 1 使鎖環(huán) 9的內錐面壓向 齒輪 1的外錐面 由于兩錐面具有轉速差 所以一接觸便產生摩擦作用 齒1n 輪 1即通過摩擦作用帶動鎖環(huán)相對于接合套超前轉過一個角度 直到鎖環(huán) 9的缺口 12 與滑塊的另一側面 接觸時 鎖環(huán)便與接合套同步轉動 此時 接合套的齒與鎖環(huán)的齒 錯開了約半個齒厚 從而使接合套的齒端倒角面與鎖環(huán)相應的齒端倒角面正好互相抵 觸而不能進入嚙合 當變速器由二檔換入三檔 直接檔 時 接合套 8從二檔退到空 檔 齒輪 1和接合套 8連同鎖環(huán) 9都在其本身及其所聯(lián)系的一系列運動件的慣性作用 下 繼續(xù)沿原方向旋轉 駕駛員的換檔操縱力通過接合套作用于鎖環(huán)的鎖止角斜面上 在此斜面上產生的法向壓力為 N 法向壓力 N可分解為軸向力 和切向力 切向力1F2 第 4 頁 共 40 頁 所形成的力矩 有使鎖環(huán)相對于接合套向后 用箭頭指示 轉動的趨勢 稱為2F2M2M 撥環(huán)力矩 軸向力 則使齒輪 1 通過摩擦錐面對鎖環(huán) 9作用一與轉動方向同向摩擦1F 力矩 用箭頭指示 這一摩擦力矩 阻止鎖環(huán)相對接合套向后退轉 如果撥1 1 環(huán)力矩 大于摩擦力 M1 則鎖環(huán) 9即可相對于接合套向后退轉一個角度 以便二者2 進入接合 若 nb 此時鎖環(huán)B處于自由狀態(tài) 故其內錐面與齒輪的外錐面并不接觸 如圖1 3中兩條虛線所示 第 6 頁 共 40 頁 圖1 3 空擋時同步器工況 圖1 4 有摩擦力矩時同步器工況 1 5 2 接合套移動摩擦力矩產生 當要掛人直接擋時 通過變速桿使撥叉 嵌入接合套凹槽之中 推動接合套C 并帶 動滑塊一起 左 移動 當滑塊前端面與鎖環(huán)B接口端面接觸時 便推動鎖環(huán)移向齒輪使 兩錐面接觸 由于駕駛員作用在接合套C上的推力 使兩錐面間存在正壓力 以及二者 之間又有轉速差 故一經接觸便產生摩擦力矩 通過此摩擦力矩的作用 齒輪A即帶動 鎖環(huán)相對于接合套C轉過一個角度 使鎖環(huán)擋塊靠在接合套切口的一側上為止 圖1 4 所示 隨后則只能與接合套同步旋轉 1 5 3 撥環(huán)力矩的產生 由于駕駛員始終作用在接合套上一軸向推力 于是在鎖環(huán)齒端倒角面上產生正壓 力F 該力可分解為軸向分力F 1和切向分力F 2兩個分力 切向分力F 2所形成的力矩有使 鎖環(huán)相對于接合套反向轉動的趨勢 稱此力矩為撥環(huán)力矩 軸向分力F 1則使鎖環(huán)B和 齒輪A二者的錐面繼續(xù)壓緊 保持所產生的摩擦力矩的作用 1 5 4 摩擦力矩增長 隨著駕駛員繼續(xù)加于接合套C的推力加大 摩擦面上的摩擦力矩此時不斷增加 使 齒輪A的轉速降低 當摩擦力矩達到最大值而等于齒輪A的慣性力矩時 接合套 C 鎖 第 7 頁 共 40 頁 環(huán) B和齒輪 A 即達到同步 并一起保持同步旋轉 此后齒輪 A與鎖環(huán) B不再存在轉速 差 于是慣性力矩消失 但由于使兩摩擦面緊密結合著 從而在切向分力在軸向推力 作用所產生的靜摩擦力矩M 1仍然存在 使兩摩擦面緊密結合著 從而在切向分力F 1形成 的撥環(huán)力矩M 1的作用下 使鎖環(huán)連同齒輪及與之相連的所有輸入端的零件一起相對于 接合套反向倒轉一角度 使兩個花鍵齒不再抵觸 鎖環(huán)的鎖止作用消除 于是接合套 壓圈繼續(xù)前左移 而與鎖環(huán)的花鍵齒圈進入接臺狀態(tài) 圖1 5所示 圖1 5 摩擦力矩增長時同步器工況 圖1 6 完成換擋時同步器工況 完成換檔 接合套齒圈與鎖環(huán)齒圈接后 作用在鎖環(huán)齒圈的軸向分力F 1不再存在 錐面上正壓力和錐面間的摩擦力矩也就消失 如果此時接合套花鍵齒與齒輪的花鍵齒 端發(fā)生抵觸 圖1 6所示 則與上述相似 作用在齒輪花鍵齒倒角面上的切向反力便 使齒輪及與其相聯(lián)系的輸入端零件相對于鎖環(huán)和接合套反轉一個角度 使接合套與齒 輪的花鍵齒圈進入接合狀態(tài) 而最后完成換入直接擋 低擋換高擋 的過程 如果高擋換低檔時 上述過程也相似 只是接合套向相反方向 右 移動 第 8 頁 共 40 頁 2 慣性式同步器設計參數(shù)的選擇與確定 本文從桑塔納 2000型轎車的用戶手冊中得到的 SVW7180LEi型發(fā)動機的具體參數(shù) 來完成同步器的設計 已知條件如下 表 2 1所選車型與基本參數(shù) 產品名稱 桑塔納牌 SVW180LEI型上海桑塔納轎車 2001F3 總質量 kg 1475 最高轉速 r min 6000 整備質量 kg 1100 發(fā)動機型號 BSA 最高車速 km h 165 發(fā)動機功率 kw 70 變速器各擋的傳動比是 主減速齒輪傳動比 4 11 一檔 3 455 二檔 1 944 三檔 1 286 四檔 0 969 五檔 0 800 倒檔 3 167 變速器中心距 A 75mm 第 9 頁 共 40 頁 車輪滾動半徑 0 3m 2 1 同步器的計算 同步器的計算目的是確定摩擦錐面和鎖止角的角度 這些角度是用來保證在滿足 連接健角速度完全相等以前不能進行換檔時所應滿足的條件 以及計算摩擦力矩和同 步時間 換檔第一階段 處于空當瞬間 考慮到潤滑油阻力在常溫下對齒輪轉速的降 低作用可忽略不計 并假設汽車在阻力不大的道路上行駛 同時時間不大于一秒 則 認為在該瞬間汽車速度保持不變 即變速器輸出端轉換于換檔瞬間不變 而輸入端靠 摩擦作用達到與輸出端同步 如上所述 換檔時為保證沒有沖擊的將齒輪和軸連接起 來 必使它們的轉動角速度相等 摩擦力矩如下 式中 為離合器從動盤 第一軸和rJ 與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉動的齒輪的轉動慣量 為發(fā)動機的角速度 為e a 在第 K擋工作時變速器輸出軸角速度 為第 k l擋的輸出軸上齒輪的角速度 b 為變速器第 k和 k 1擋的傳動比1 ki 2 1 1離合器轉動慣量計算公式為 在離合器主 從動盤滑磨階段 其方程 feteTdJ 2 7 eftnTdJ 2 8 在離合器主 從動盤角速度相等階段 其方程組為 fetneTdJ 2 9 第 10 頁 共 40 頁 在計算 時 為計算簡便 忽略離合器從動盤到驅動輪全部旋轉零件的轉動慣量的影nJ 響 僅將 看作汽車平移質量 即汽車總質量換算到離合器從動軸上的轉動慣量 依據動能相等原理 有 221vMJnn 2 10 對于傳動系 有 0ivRgrn 2 11 連理求解 得 20iRMJgrn 658 01 45 372 式中 為汽車總質量 n V為汽車行駛速度 汽車變速器一檔的傳動比 gi 汽車主減速器傳動比 0 車輪滾動半徑rR 2 1 2角速度差 的計算 在理論設計計算中 一般是按角速度差的最大值計算 所以只有假設在兩個角速度 中有一個是相當為發(fā)動機最大功率時的轉速的值 才是同步過程中的最大角速度差 低檔換高檔 此時汽車處于加速過程 可以假定與整車相連的輸出端 二軸及同 步器齒套 換檔時轉速不變 仍為換檔前的低檔轉速 而輸入端 被同步齒輪 的轉 第 11 頁 共 40 頁 速則高于輸出端轉速 輸入端需要減速才能同步 只有假定換檔前輸入端的轉速是相 應于發(fā)動機最大功率的轉速 nN 才能得到角速度差的最大值 max 所以 出 2 n N 60 i 0 2 12 入 2 n N 60 i 1 2 13 max 入 出 2 n N 60 1 i 1 1 i0 141 28 2 14 高檔換低檔 此時汽車處于減速過程 亦可以假定與整車相連的輸出端 二軸及 同步器齒套 換檔時轉速不變 仍為換檔前的高檔轉速 而輸入端 被同步齒輪 的 轉速則低于輸出端轉速 輸入端需要加速才能同步 只有假定換檔前輸入端的轉速是 相應于發(fā)動機最大功率的轉速 nN 才能得到角速度差的最大值 max 所以 出 2 n N 60 i 0 2 15 發(fā)動機在換檔前的角速度 發(fā) 為 發(fā) 出 i2 2 n N 60 i 2 i0 2 16 輸入端 被同步齒輪 換檔前的角速度為 入 1 i0 2 n N 60 i 2 i20 2 17 max 出 入 2 n N 60 1 i 0 i2 i20 79 49 第 12 頁 共 40 頁 2 1 3 鎖環(huán)式同步器的結構參數(shù) 尺寸設計計算 根據同步器計算基本方程式 5 P R 錐 Sin Jc t 2 18 按已知條件 同步器輸入端轉動慣量 Jc 角速度 均可計算出 而同步時間 t一般在同步器設 計時可取 t 0 5s 根據式 2 18 即可計算出所需的同步摩擦力矩 Mf值 根據式 2 18 Mf P R 錐 Sin 104 61N m 其中 換檔力 P 為了換檔輕便 力 P應有所控制 按汽車行業(yè)標準 QC T 29063 1992中 的 圖 2 6 同步環(huán)結構 第 13 頁 共 40 頁 輕型車 中型車 重型車 400N 最大 500N 最大 620N 最大 同步錐面摩擦系數(shù) 在同步器設計計算時一般可取 0 1 同步錐角 同步摩擦力矩 Mf可隨著 角減小 而增大 但 角的極限取決于錐面 角避免自鎖的條件 即 取 tan 7 根據式 2 18 可得 R 錐 Mf sin P 27mm 同步環(huán)結構參數(shù)及尺寸的確定 D 分度圓直徑 同步環(huán)大端直徑 同步環(huán)錐面角 B 同步環(huán)錐面寬 由圖 2 6可推算出 2 19 tan2 R錐 考慮到同步環(huán)本身的強度和剛性 根據統(tǒng)計數(shù)據和經驗 設計時可按下式初步確定同 步環(huán)接合齒分度圓直徑 2 20 85 0 D 考慮到同步環(huán)的散熱和耐磨損 提供足夠大的錐面面積 設計時推薦按下述經驗公式 確定同步錐面寬 B 2 21 錐RB 4 0 25 取 9mm 錐3m 第 14 頁 共 40 頁 mD708 2 2慣性式同步器主要設計參數(shù)的選擇 2 2 1摩擦系數(shù) f 汽車在行駛過程中換擋 特別是在高檔區(qū)換擋次數(shù)較多 意味著同步器工作頻繁 同步其實在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作 要求同步環(huán)有足夠的 使用壽命 應當選用耐磨性能好的材料 為了獲得較大的摩擦力矩 又要求摩擦因數(shù) 大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán) 另一方面 同步器再有中工作 濕摩擦因數(shù)減小 這就為設計工作帶來了困難 摩擦因數(shù)除了與選用材料有關 還與工作面的表面粗糙度 潤滑油的種類和溫度 等因素有關 作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體 用低碳合 金鋼做成 對錐面的表面粗糙度較高 用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變小 若錐面 的表面粗糙度差 在使用初期容易損害同步環(huán)錐面 同步環(huán)常使用能保證具有足夠高的強度和硬度 耐磨性能良好的黃銅合金制成 如錳黃銅 鋁黃銅和錫黃銅等 早期用青銅合金制造的同步環(huán)因使用壽命短 以遭淘 汰 由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副 在油中工作的摩擦因數(shù)取為 0 1 f 摩擦因數(shù) 對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用 摩擦因數(shù)大 換擋省力或縮短 同步時間 摩擦因數(shù)小則反之 甚至失去同步作用 為此 在同步環(huán)錐面處制有破壞 油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽 用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù) 因此 f 0 1 第 15 頁 共 40 頁 圖 2 1 同步環(huán)螺紋槽型 2 2 2 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些 則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好 但 頂部寬 度過窄會影響接觸面壓強 使磨損加快 試驗還證明 螺紋的齒頂寬對的影響 很大 隨齒頂?shù)哪p而降低 換擋費力 故齒頂寬不易過大 螺紋槽設計得大些 可 使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中 但螺距增大又會使接觸面減少 增加磨損速 度 圖1 1 a 中給出的尺寸適用于輕 中型汽車 圖1 1 b 則適用于重型汽車 通常 軸向泄油槽為6 12個 槽寬3 4mm 本設計中采用圖1 1中a 型設計螺頂寬度 為了能把錐面之間已經存在的油膜很快地刮走 螺線頂?shù)膶挾纫龅谜恍?油 膜刮走得越快 在同步環(huán)內錐面上摩擦力提高得也越快 對克服 不同步嚙合 越有 利 常取螺頂寬度為0 25一0 4m m 如螺頂太尖 則接觸面上的壓強和磨損就越大 所以在接觸面壓強很高的小型同步器中 螺頂寬度小須能經得起在使用初期磨損的考 驗 另一個重要方面是螺頂?shù)谋砻娲植诙纫?不允許留有切削刀痕 所以螺頂表面 最后加一道研磨工序是比較好的 本文取0 3mm 螺距和螺紋角 螺距要大得使螺紋之間的間隙足以容納擠出來的油量 當然螺距也不能過大 否 則接觸面要變小 磨損會變大 所以螺距一般取0 6 0 75 mm 本文取0 7mm 螺紋角一 第 16 頁 共 40 頁 般取 06 2 2 3 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角 越小 摩擦力矩越大 但過小則摩擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象 避 免自鎖的條件 一般取 6 8 6 時 摩擦力矩較大 但在錐tan s 面的表面粗糙度控制不嚴時 則有粘著和咬住的傾向 在 7 時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn) 象 所以取 7 2 2 4鎖止角的計算 在鎖環(huán)式同步器中 在齒端面上的鎖止角 一般取在52 60 度之間 從下式 2 22 2121sintai rr 可以看出 鎖止角 的大小是和許多選定了的幾何尺寸有關 不過影響最大的一 個因素要算是錐面之間的動摩擦系數(shù) 1了 角要取得大些 使所產生的切向摩擦力 矩足以阻止發(fā)生不同步嚙合的不正?，F(xiàn)象 直到同步時摩擦力矩消失 實現(xiàn)同步嚙合 為止 鎖止角過大 就是說齒端面太鈍時 只能給齒的嚙合造成困難 有時在汽車起步時 發(fā)生齒環(huán)齒難以嚙合的問題 這可能是鎖環(huán)式同步器所取的 鎖止角過大的緣故 這也是齒環(huán)式同步器的一個缺點 下面分析一下鎖止角 錐面摩擦系數(shù) 1和鎖止角摩擦系數(shù) 2的關系 2 23 121212rsinsinrrtaii 2 當 1和 2取不同值時 取值如圖2 2所示 第 17 頁 共 40 頁 圖 2 2鎖環(huán)鎖止角 與鎖止面摩擦系數(shù) 2關系 取鎖止角 為60 2 2 5錐面摩擦系數(shù) 和鎖止面摩擦系數(shù)1 2 當同步環(huán)以及同步器摩擦副的材料選定后 錐面摩擦系數(shù) 1和鎖止面摩擦系數(shù) 2 與表面光潔度有關 錐面摩擦系數(shù) 1還與潤滑油種類和溫度等有關 鎖環(huán)式同步器的錐面角 和鎖止角 均分別取常用值7 和60 摩擦錐面平均半 徑和鎖止齒面平均半徑的比值在齒環(huán)式同步器中一般取0 75 由于撥正力矩 t為 2212 1tan ta t FMr 2 24 根據公式 2 22 和 2 23 s122tani t ry 2 24 所以 當假定 2 0 07 繪制圖2 5 第 18 頁 共 40 頁 圖 2 3 扭矩比與錐面摩擦系數(shù)關系 假如 則錐面摩擦系數(shù) 1與鎖止面摩擦系數(shù) 2存在看以下極限關s1 M 1221tan t ir 2 25 另外 由于值 t必須大于零 所以 2 26 2 1tan 因此 由以上數(shù)據可得圖2 6 第 19 頁 共 40 頁 圖 2 4 錐面摩擦系數(shù)和鎖止面摩擦系數(shù)關系 則可得 鎖環(huán)式 1和 2的取值在曲線2 1 0 12和 2 0 578 故可取 1 0 12 2 0 19 2 2 6摩擦錐面平均半徑 R R設計得越大 則摩擦力矩越大 R 往往受結構限制 包括變速器中心距及相關零 件的尺寸和布置的限制 以及 R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約 束 故不能取大 原則上是在可能的條件下 盡可能將 R取大些 由上文計算的 R 27mm 2 2 7錐面工作長度 b 縮短錐面工作長度 b 圖 2 5 便使變速器的軸向長度縮短 但同時也減少了錐面 的工作面積 增加了單位壓力并使磨損加速 設計時可根據下式計算確定 b 2 27 2pfR Mb 式中 p為摩擦錐面上的許用壓力 對剛和黃銅摩擦副 取MPp9 1 0 Pp5 1 為摩擦力矩 f f摩擦因數(shù) 第 20 頁 共 40 頁 R為摩擦錐面半徑 有下文可計算得 104 61N m R 27mmfM b 4 5mm 2 2 8同步環(huán)徑向厚度 同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣 同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的 限制 包括變速器等 必須保證同步環(huán)有足夠的強度 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些 應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成 可提高材料 的屈服強度和疲勞壽命 貨車同步環(huán)可用壓鑄加工 段造時選用錳黃銅等材料 有的 變速器用高強度 高耐磨性的鋼配合的摩擦副 即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上 噴鍍一層鉬 厚約 0 3 0 5mm 使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內 而耐磨性 和強度有顯著提高 也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚 0 07 0 12mm 的鉬 制成 噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2 3 倍 以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅 還可 以提高同步環(huán)的強度 圖 2 5 慣性是同步器計算簡圖 第 21 頁 共 40 頁 2 3 同步器設計中的幾個主要尺寸 2 3 1 接近尺寸和分度尺寸 慣性式同步器中有兩個主要尺寸 接近尺寸 b和分度尺寸 a 如圖 2 1 分度尺寸 a就是當滑塊的側邊與同步環(huán)缺口側邊接觸時 嚙合套齒與同步環(huán)接合齒中心線間的距 離 接近尺寸 b是當滑塊的側邊抵住同步環(huán)缺口側邊 嚙合套相對滑塊剛開始軸向移 動時 嚙合套齒與同步環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離 接近尺寸 b應大于零 一般 b 0 2 0 3m m 對于滑塊式慣性同步器 分度尺寸 a等于接合齒的 1 4周節(jié) t 4 7 b和 a是保證同步器處于正確鎖止位置的主要尺寸 必須予以控制 mm b 0 25mm17 4 2 3 2 同步器的有關裝配尺寸 為了保證同步器換檔無沖擊 正常磨損后仍能有效地工作 必須對同步器有關裝 配尺寸進行合適的選擇 如圖 2 3所示 滑塊端隙 1不能過大 如 1 2 則造成 換檔時摩擦錐面尚未接觸而嚙合套已處于與同步環(huán)齒端鎖止面相貼的位置 即接近尺 寸 Z 當變速器從低速檔 三檔 換人高速檔 四檔 時 首先要踩離合器踏板 2n4 使離合器分離 接著通過變速桿等將接合套 3右移 進入空檔位置 在接合套 3與齒 輪 2剛分離這一時刻 兩者轉速還是相等的 即 而 由此可以得出 n24nn 即接合套 3的轉速大于齒輪 4轉速的結論 這時如果立即把接合套 3推向齒輪 44n 上接合齒圈 就會發(fā)生打齒現(xiàn)象 此時 由于變速器處于空檔 接合套和齒輪之間沒有聯(lián)系 離合器從動盤又與發(fā) 動機脫離 所以接合套與齒輪的轉速都在分別逐漸降低 因為齒輪與齒輪 輸出軸 萬向傳動裝置 驅動橋 行駛系以及整個汽車聯(lián)系在一起 慣性很大 所以 下降較4n 第 32 頁 共 40 頁 慢 而接合套只與輸入軸和離合器從動盤相聯(lián)系 慣性很小 故 下降較快 因為 原3n3n 先大于 下降得又比 快 所以過一會兒后 必然會有 同步 的情況出現(xiàn) 4n34n 4 最好能在 的時刻使接合套右移而掛入四檔 與接合套聯(lián)系的一系列零件的慣性 越小 則 下降得越快 達到同步所需時間越少 并且在同樣速度差的情況下 齒間3 的沖擊力也小 因此離合器從動部分轉動慣量應盡可能小一些 3 3 慣性式同步器再換檔過程存在的問題的分析 為避免機械變速箱在換擋時沖擊噪聲大 一般都采用慣性式同步器 以下簡稱同步 器 圖 1為典型的錐形同步器結構簡圖 在回位彈簧 4作用下 接合套 2保持在空擋 位置 對應工作原理圖 2 掛擋時接合套移動 摩擦面接觸 因接合元件即接合套 使 同步環(huán)轉過一定角度 銷止面頂緊 對應工作原理圖 2b 通過鎖止面對摩擦面加壓 在摩擦力矩作用下使接合套與空轉齒輪同步 設計時 使鎖止面的撥正力矩小于摩擦 力矩 接合套不進人嚙合 只有志接自家與空轉首輪渡這相同 摩擦力知消失 同步 一環(huán)轉過一定角度 鎖址止作用失效 接合套在軸向力作用下 繼續(xù)波動才能與空轉 齒輪的花鍵嚙合 完成換檔 對應工作原理圖 2c 由工作原理可知同步器具有 3種功 能 同步 掛擋時使進人結合的 2元件轉速逐漸相等 鎖止 只有主從動元件同步后才能結合 定位 空擋時使接合套保持在中位 第 33 頁 共 40 頁 由于該種同步器必須在主從動元件同步后才能進人結合狀態(tài) 因此必須采用中間元 件 即同步環(huán) 目前同步器布置形式為接合套通過滑動配合的花鍵與齒我相連 同步 環(huán)布置在接合套與空轉齒輪之間 一個接合套用于掛 2個擋 同步環(huán)與接合套或與空 轉齒輪連接一起轉動 也可相對接合套和空轉齒輪轉動一定的角度 以便使換擋開始 時的鎖止面起作用 當同步環(huán)與接合套一起轉動時 鎖止面位于同步環(huán)與接合套之間 同步環(huán)與空轉 齒輪一起轉動時 鎖止面則位于同步環(huán)與空轉齒輪之間 回位彈簧的布置應使接合套 能自動回位 于空擋位置 使接合套在無軸向外力作用下不離開空擋位置 同步器的 連接關系及傳力路線圖見圖 3 圖 3 1 同步器布置方案 第 34 頁 共 40 頁 4 設計結果與展望 4 1 課題展望 由于時間和經驗因素限制 本論文中對同步器的設計過程只是有一個前線的看法和 分析 具體有以下方面 在同步器參數(shù)的確定過程中 對一些參數(shù)的確定只能大概確定 無法做到精確的 解釋說明 第 35 頁 共 40 頁 沒有足夠的時間對整個運動過程進行仿真 在同步器參數(shù)校核中 轉動慣量無法準確得出 4 2 課題總結 通過對變速器的慣性式同步器的設計 得出以下結論 完成了根據發(fā)動機類型出發(fā)的正向設計過程 完成了慣性式同步器各個具體參數(shù)的確定 以及用 MathCAD對同步時間 同步鎖 環(huán)彎曲正應力和切應力的校核 校核結果表明 確定的參數(shù)滿足同步器同步時間和受 力要求 完成了同步器建模 裝配 并且運用 UG Unigraphics4 進行分析 在同步器參數(shù)的確定過程中 對一些參數(shù)的確定只能大概確定 無法做到精確的 解釋說明 沒有足夠的時間對整個運動過程進行仿真 在同步器參數(shù)校核中 轉動慣量無法準確 參考文獻 1 趙志鵬 孫向陽編著 UG NX4 中文版從入門到精通 M 人民郵電出版社 2008 年 02月第 1版 2 康亞鵬編著 UG NX4 中文版三維造型基礎教程 M 人民郵電出版社 2007 年 12月第 1版 3 余強編著 UG 零件設計技術與實踐 NX4 0 版 電子工業(yè)出版社 2007 年 3月 4 王望予 汽車設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 2004 5 陳家瑞 汽車構造 M 北京 機械工業(yè)出版社 2005 1 6 俞志生 汽車理論 M 北京 機械工業(yè)出版社 2005 10 7 申正宇 白鐘鋼 汽車同步器計算機輔助設計系統(tǒng)的開發(fā)與研究 J 汽車技術 2003 09 期 8 盧和勇 葉光 介紹同步器零件的一種設計計算方法 J 汽車齒輪 2008 01 期 第 36 頁 共 40 頁 9 濮良貴 紀名剛 機械設計 M 北京 較大教育出版社 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