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汽車變速器慣性式同步器設(shè)計(jì) 摘要 本文主要完成桑塔納轎車五檔手動(dòng)變速器慣性式同步器的設(shè)計(jì) 文中 首 先根據(jù)同步器經(jīng)驗(yàn)公式的計(jì)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(shè) 計(jì)計(jì)算中的關(guān)系式 然后使用 MathCAD 軟件校核同步器設(shè)計(jì)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(guān)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(diǎn) 1 1 3 慣性式同步器的特點(diǎn)和應(yīng)用 2 1 4 慣性式同步器結(jié)構(gòu)及運(yùn)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(dòng)摩擦力矩產(chǎn)生 6 1 5 3 撥環(huán)力矩的產(chǎn)生 6 1 5 4 摩擦力矩增長(zhǎng) 6 2 慣性式同步器設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇與確定 8 2 1 同步器的計(jì)算 8 2 1 1離合器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算公式為 9 2 1 2角速度差 的計(jì)算 10 2 1 3 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 11 2 2慣性式同步器主要設(shè)計(jì)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(jì)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(zhǎng)度 b 18 2 2 8同步環(huán)徑向厚度 19 2 3 同步器設(shè)計(jì)中的幾個(gè)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(guān)裝配尺寸 20 2 3 3 滑塊寬度及內(nèi)嚙合套缺口 21 2 4 同步器的性能和強(qiáng)度的校 22 2 4 1同步器同步時(shí)間校核 22 2 4 2 彎曲強(qiáng)度校核 24 3 慣性式同步器換檔能力和品質(zhì)的分析方法 28 3 1 同步器性能的分析和評(píng)價(jià) 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(shè)計(jì)結(jié)果與展望 33 4 1 課題展望 33 4 2 課題總結(jié) 33 參考文獻(xiàn) 34 第 1 頁(yè) 共 40 頁(yè) 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(jī)構(gòu)的 換 檔時(shí)齒輪碰撞音無法消除 在 1930年代 同步器在變速器中得到應(yīng)用 消除了換檔時(shí)齒 輪碰撞 隨著機(jī)械負(fù)荷的增 加 離合器及變速器的慣量相應(yīng)增大 使變速器的操作相應(yīng) 增大 是變速器的操作別的困難 為了解決這個(gè)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(bào)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(xiàn)已證明與等效單錐同步器使用相同換擋力 加檔的同步時(shí)間可以減少 58 減檔的同 步時(shí)間可以減少 73 同步器的開發(fā)應(yīng)用在國(guó)外比較成熟 國(guó)內(nèi)汽車工業(yè)由于發(fā)展晚 同步器技術(shù)大部 分是由國(guó)外引進(jìn)的 要完成自主設(shè)計(jì)有相當(dāng)大的困難 設(shè)計(jì)上認(rèn)識(shí)的不足有限制了同 步器技術(shù)的發(fā)展 1 2 同步器的種類和特點(diǎn) 同步器是改善汽車機(jī)械是變速器換擋性能的主要零部件 對(duì)減輕駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng) 度 只是操縱輕便 提高齒輪及傳動(dòng)系統(tǒng)的平均使用壽命 提高齒輪及傳動(dòng)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(duì)改善汽車起步時(shí)的加速性和經(jīng)濟(jì)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(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)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(diǎn) 現(xiàn)已不用 得到廣泛應(yīng)用 的是 第 2 頁(yè) 共 40 頁(yè) 慣性式同步器 1 3 慣性式同步器的特點(diǎn)和應(yīng)用 慣性式同步器能做到換擋時(shí)兩換擋元件之間的角速度達(dá)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(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求 按結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(diǎn)是依靠摩擦作用實(shí)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(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦 鎖止角 與錐面在設(shè)計(jì)時(shí)已作了適當(dāng)選擇 錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步 同時(shí) 又會(huì)產(chǎn)生一種鎖止作用 防止齒輪在同步前進(jìn)行嚙合 當(dāng)同步鎖環(huán)內(nèi)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(zhuǎn) 速迅速降低 或升高 到與同步鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等 兩者同步旋轉(zhuǎn) 齒輪相對(duì)于同步鎖環(huán) 的轉(zhuǎn)速為零 因而慣性力矩也同時(shí)消失 這時(shí)在作用力的推動(dòng)下 接合套不受阻礙地 與同步鎖環(huán)齒圈接合 并進(jìn)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(zhuǎn)換時(shí) 應(yīng)該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動(dòng)齒輪換檔的 情況 只是前者的待接合齒圈與接合套的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度要求一致 而后者的待接合齒輪 嚙合點(diǎn)的線速度要求一致 但所依據(jù)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(fù)雜 而且很容易產(chǎn)生 輪齒或花鍵齒間的沖擊 為了簡(jiǎn)化操作 并避免齒間沖擊 可以在換檔裝置中設(shè)置同 步器 慣性式同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的 在其上面設(shè)有專設(shè)機(jī)構(gòu)保證接合套與 第 3 頁(yè) 共 40 頁(yè) 待接合的花鍵齒圈在達(dá)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(jié)構(gòu)及運(yùn)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(gè)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(gè)鎖環(huán)上 花鍵齒對(duì)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(nèi)錐面 內(nèi)錐面上制出細(xì)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(gè)滑塊 2分別嵌合在花鍵轂的三個(gè)軸 向槽 11內(nèi) 并可沿槽軸向滑動(dòng) 在兩個(gè)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(gè)缺口 12中 只有當(dāng)滑塊位于缺口 12的中央時(shí) 接合套與鎖環(huán) 的齒方可能接合 在掛三檔時(shí) 用撥叉 3撥動(dòng)接合套 8并帶動(dòng)滑塊 2一起向左移動(dòng) 當(dāng)滑塊左端面 與鎖環(huán) 9的缺口 12的端面接觸時(shí) 便推動(dòng)鎖環(huán) 9壓向齒輪 1 使鎖環(huán) 9的內(nèi)錐面壓向 齒輪 1的外錐面 由于兩錐面具有轉(zhuǎn)速差 所以一接觸便產(chǎn)生摩擦作用 齒1n 輪 1即通過摩擦作用帶動(dòng)鎖環(huán)相對(duì)于接合套超前轉(zhuǎn)過一個(gè)角度 直到鎖環(huán) 9的缺口 12 與滑塊的另一側(cè)面 接觸時(shí) 鎖環(huán)便與接合套同步轉(zhuǎn)動(dòng) 此時(shí) 接合套的齒與鎖環(huán)的齒 錯(cuò)開了約半個(gè)齒厚 從而使接合套的齒端倒角面與鎖環(huán)相應(yīng)的齒端倒角面正好互相抵 觸而不能進(jìn)入嚙合 當(dāng)變速器由二檔換入三檔 直接檔 時(shí) 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(yùn)動(dòng)件的慣性作用 下 繼續(xù)沿原方向旋轉(zhuǎn) 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(chǎn)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(yè) 共 40 頁(yè) 所形成的力矩 有使鎖環(huán)相對(duì)于接合套向后 用箭頭指示 轉(zhuǎn)動(dòng)的趨勢(shì) 稱為2F2M2M 撥環(huán)力矩 軸向力 則使齒輪 1 通過摩擦錐面對(duì)鎖環(huán) 9作用一與轉(zhuǎn)動(dòng)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(duì)接合套向后退轉(zhuǎn) 如果撥1 1 環(huán)力矩 大于摩擦力 M1 則鎖環(huán) 9即可相對(duì)于接合套向后退轉(zhuǎn)一個(gè)角度 以便二者2 進(jìn)入接合 若 nb 此時(shí)鎖環(huán)B處于自由狀態(tài) 故其內(nèi)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(yè) 共 40 頁(yè) 圖1 3 空擋時(shí)同步器工況 圖1 4 有摩擦力矩時(shí)同步器工況 1 5 2 接合套移動(dòng)摩擦力矩產(chǎn)生 當(dāng)要掛人直接擋時(shí) 通過變速桿使撥叉 嵌入接合套凹槽之中 推動(dòng)接合套C 并帶 動(dòng)滑塊一起 左 移動(dòng) 當(dāng)滑塊前端面與鎖環(huán)B接口端面接觸時(shí) 便推動(dòng)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(zhuǎn)速差 故一經(jīng)接觸便產(chǎn)生摩擦力矩 通過此摩擦力矩的作用 齒輪A即帶動(dòng) 鎖環(huán)相對(duì)于接合套C轉(zhuǎn)過一個(gè)角度 使鎖環(huán)擋塊靠在接合套切口的一側(cè)上為止 圖1 4 所示 隨后則只能與接合套同步旋轉(zhuǎn) 1 5 3 撥環(huán)力矩的產(chǎn)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(chǎn)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(gè)分力 切向分力F 2所形成的力矩有使 鎖環(huán)相對(duì)于接合套反向轉(zhuǎn)動(dòng)的趨勢(shì) 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(chǎn)生的摩擦力矩的作用 1 5 4 摩擦力矩增長(zhǎng) 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(shí)不斷增加 使 齒輪A的轉(zhuǎn)速降低 當(dāng)摩擦力矩達(dá)到最大值而等于齒輪A的慣性力矩時(shí) 接合套 C 鎖 第 7 頁(yè) 共 40 頁(yè) 環(huán) B和齒輪 A 即達(dá)到同步 并一起保持同步旋轉(zhuǎn) 此后齒輪 A與鎖環(huán) B不再存在轉(zhuǎn)速 差 于是慣性力矩消失 但由于使兩摩擦面緊密結(jié)合著 從而在切向分力在軸向推力 作用所產(chǎn)生的靜摩擦力矩M 1仍然存在 使兩摩擦面緊密結(jié)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(duì)于 接合套反向倒轉(zhuǎn)一角度 使兩個(gè)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(jìn)入接臺(tái)狀態(tài) 圖1 5所示 圖1 5 摩擦力矩增長(zhǎng)時(shí)同步器工況 圖1 6 完成換擋時(shí)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(shí)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(duì)于鎖環(huán)和接合套反轉(zhuǎn)一個(gè)角度 使接合套與齒 輪的花鍵齒圈進(jìn)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(shí) 上述過程也相似 只是接合套向相反方向 右 移動(dòng) 第 8 頁(yè) 共 40 頁(yè) 2 慣性式同步器設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇與確定 本文從桑塔納 2000型轎車的用戶手冊(cè)中得到的 SVW7180LEi型發(fā)動(dòng)機(jī)的具體參數(shù) 來完成同步器的設(shè)計(jì) 已知條件如下 表 2 1所選車型與基本參數(shù) 產(chǎn)品名稱 桑塔納牌 SVW180LEI型上海桑塔納轎車 2001F3 總質(zhì)量 kg 1475 最高轉(zhuǎn)速 r min 6000 整備質(zhì)量 kg 1100 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) BSA 最高車速 km h 165 發(fā)動(dòng)機(jī)功率 kw 70 變速器各擋的傳動(dòng)比是 主減速齒輪傳動(dòng)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(yè) 共 40 頁(yè) 車輪滾動(dòng)半徑 0 3m 2 1 同步器的計(jì)算 同步器的計(jì)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(jìn)行換檔時(shí)所應(yīng)滿足的條件 以及計(jì)算摩擦力矩和同 步時(shí)間 換檔第一階段 處于空當(dāng)瞬間 考慮到潤(rùn)滑油阻力在常溫下對(duì)齒輪轉(zhuǎn)速的降 低作用可忽略不計(jì) 并假設(shè)汽車在阻力不大的道路上行駛 同時(shí)時(shí)間不大于一秒 則 認(rèn)為在該瞬間汽車速度保持不變 即變速器輸出端轉(zhuǎn)換于換檔瞬間不變 而輸入端靠 摩擦作用達(dá)到與輸出端同步 如上所述 換檔時(shí)為保證沒有沖擊的將齒輪和軸連接起 來 必使它們的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度相等 摩擦力矩如下 式中 為離合器從動(dòng)盤 第一軸和rJ 與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 為發(fā)動(dòng)機(jī)的角速度 為e a 在第 K擋工作時(shí)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(dòng)比1 ki 2 1 1離合器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算公式為 在離合器主 從動(dòng)盤滑磨階段 其方程 feteTdJ 2 7 eftnTdJ 2 8 在離合器主 從動(dòng)盤角速度相等階段 其方程組為 fetneTdJ 2 9 第 10 頁(yè) 共 40 頁(yè) 在計(jì)算 時(shí) 為計(jì)算簡(jiǎn)便 忽略離合器從動(dòng)盤到驅(qū)動(dòng)輪全部旋轉(zhuǎn)零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的影nJ 響 僅將 看作汽車平移質(zhì)量 即汽車總質(zhì)量換算到離合器從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 依據(jù)動(dòng)能相等原理 有 221vMJnn 2 10 對(duì)于傳動(dòng)系 有 0ivRgrn 2 11 連理求解 得 20iRMJgrn 658 01 45 372 式中 為汽車總質(zhì)量 n V為汽車行駛速度 汽車變速器一檔的傳動(dòng)比 gi 汽車主減速器傳動(dòng)比 0 車輪滾動(dòng)半徑rR 2 1 2角速度差 的計(jì)算 在理論設(shè)計(jì)計(jì)算中 一般是按角速度差的最大值計(jì)算 所以只有假設(shè)在兩個(gè)角速度 中有一個(gè)是相當(dāng)為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速的值 才是同步過程中的最大角速度差 低檔換高檔 此時(shí)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(shí)轉(zhuǎn)速不變 仍為換檔前的低檔轉(zhuǎn)速 而輸入端 被同步齒輪 的轉(zhuǎn) 第 11 頁(yè) 共 40 頁(yè) 速則高于輸出端轉(zhuǎn)速 輸入端需要減速才能同步 只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相 應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率的轉(zhuǎn)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(shí)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(shí)轉(zhuǎn)速不變 仍為換檔前的高檔轉(zhuǎn)速 而輸入端 被同步齒輪 的 轉(zhuǎn)速則低于輸出端轉(zhuǎn)速 輸入端需要加速才能同步 只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是 相應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率的轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)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(yè) 共 40 頁(yè) 2 1 3 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)同步器計(jì)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(zhuǎn)動(dòng)慣量 Jc 角速度 均可計(jì)算出 而同步時(shí)間 t一般在同步器設(shè) 計(jì)時(shí)可取 t 0 5s 根據(jù)式 2 18 即可計(jì)算出所需的同步摩擦力矩 Mf值 根據(jù)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(yīng)有所控制 按汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC T 29063 1992中 的 圖 2 6 同步環(huán)結(jié)構(gòu) 第 13 頁(yè) 共 40 頁(yè) 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(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)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(jù)式 2 18 可得 R 錐 Mf sin P 27mm 同步環(huán)結(jié)構(gòu)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(qiáng)度和剛性 根據(jù)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)和經(jīng)驗(yàn) 設(shè)計(jì)時(shí)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(shè)計(jì)時(shí)推薦按下述經(jīng)驗(yàn)公式 確定同步錐面寬 B 2 21 錐RB 4 0 25 取 9mm 錐3m 第 14 頁(yè) 共 40 頁(yè) mD708 2 2慣性式同步器主要設(shè)計(jì)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(shí)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(yīng)當(dāng)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(shè)計(jì)工作帶來了困難 摩擦因數(shù)除了與選用材料有關(guān) 還與工作面的表面粗糙度 潤(rùn)滑油的種類和溫度 等因素有關(guān) 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(duì)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(qiáng)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(gòu)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(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用 摩擦因數(shù)大 換擋省力或縮短 同步時(shí)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(xì)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(yè) 共 40 頁(yè) 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(shè)計(jì)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(huì)影響接觸面壓強(qiáng) 使磨損加快 試驗(yàn)還證明 螺紋的齒頂寬對(duì)的影響 很大 隨齒頂?shù)哪p而降低 換擋費(fèi)力 故齒頂寬不易過大 螺紋槽設(shè)計(jì)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(huì)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(gè) 槽寬3 4mm 本設(shè)計(jì)中采用圖1 1中a 型設(shè)計(jì)螺頂寬度 為了能把錐面之間已經(jīng)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(nèi)錐面上摩擦力提高得也越快 對(duì)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(qiáng)和磨損就越大 所以在接觸面壓強(qiáng)很高的小型同步器中 螺頂寬度小須能經(jīng)得起在使用初期磨損的考 驗(yàn) 另一個(gè)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(dāng)然螺距也不能過大 否 則接觸面要變小 磨損會(huì)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(yè) 共 40 頁(yè) 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(chǎn)生自鎖現(xiàn)象 避 免自鎖的條件 一般取 6 8 6 時(shí) 摩擦力矩較大 但在錐tan s 面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí) 則有粘著和咬住的傾向 在 7 時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn) 象 所以取 7 2 2 4鎖止角的計(jì)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(guān) 不過影響最大的一 個(gè)因素要算是錐面之間的動(dòng)摩擦系數(shù) 1了 角要取得大些 使所產(chǎn)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(shí)摩擦力矩消失 實(shí)現(xiàn)同步嚙合 為止 鎖止角過大 就是說齒端面太鈍時(shí) 只能給齒的嚙合造成困難 有時(shí)在汽車起步時(shí) 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(gè)缺點(diǎn) 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(guān)系 2 23 121212rsinsinrrtaii 2 當(dāng) 1和 2取不同值時(shí) 取值如圖2 2所示 第 17 頁(yè) 共 40 頁(yè) 圖 2 2鎖環(huán)鎖止角 與鎖止面摩擦系數(shù) 2關(guān)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(dāng)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(guān) 錐面摩擦系數(shù) 1還與潤(rùn)滑油種類和溫度等有關(guān) 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(jù)公式 2 22 和 2 23 s122tani t ry 2 24 所以 當(dāng)假定 2 0 07 繪制圖2 5 第 18 頁(yè) 共 40 頁(yè) 圖 2 3 扭矩比與錐面摩擦系數(shù)關(guān)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(guān)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(jù)可得圖2 6 第 19 頁(yè) 共 40 頁(yè) 圖 2 4 錐面摩擦系數(shù)和鎖止面摩擦系數(shù)關(guān)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(shè)計(jì)得越大 則摩擦力矩越大 R 往往受結(jié)構(gòu)限制 包括變速器中心距及相關(guān)零 件的尺寸和布置的限制 以及 R取大以后還會(huì)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(jì)算的 R 27mm 2 2 7錐面工作長(zhǎng)度 b 縮短錐面工作長(zhǎng)度 b 圖 2 5 便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短 但同時(shí)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(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定 b 2 27 2pfR Mb 式中 p為摩擦錐面上的許用壓力 對(duì)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(yè) 共 40 頁(yè) R為摩擦錐面半徑 有下文可計(jì)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(jī)構(gòu)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(qiáng)度 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些 應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成 可提高材料 的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命 貨車同步環(huán)可用壓鑄加工 段造時(shí)選用錳黃銅等材料 有的 變速器用高強(qiáng)度 高耐磨性的鋼配合的摩擦副 即在鋼質(zhì)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(nèi) 而耐磨性 和強(qiáng)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(zhì)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(qiáng)度 圖 2 5 慣性是同步器計(jì)算簡(jiǎn)圖 第 21 頁(yè) 共 40 頁(yè) 2 3 同步器設(shè)計(jì)中的幾個(gè)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(gè)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(dāng)滑塊的側(cè)邊與同步環(huán)缺口側(cè)邊接觸時(shí) 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(dāng)滑塊的側(cè)邊抵住同步環(huán)缺口側(cè)邊 嚙合套相對(duì)滑塊剛開始軸向移 動(dòng)時(shí) 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(yīng)大于零 一般 b 0 2 0 3m m 對(duì)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(guān)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(duì)同步器有關(guān)裝 配尺寸進(jìn)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(shí)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(dāng)變速器從低速檔 三檔 換人高速檔 四檔 時(shí) 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(jìn)入空檔位置 在接合套 3與齒 輪 2剛分離這一時(shí)刻 兩者轉(zhuǎn)速還是相等的 即 而 由此可以得出 n24nn 即接合套 3的轉(zhuǎn)速大于齒輪 4轉(zhuǎn)速的結(jié)論 這時(shí)如果立即把接合套 3推向齒輪 44n 上接合齒圈 就會(huì)發(fā)生打齒現(xiàn)象 此時(shí) 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(dòng)盤又與發(fā) 動(dòng)機(jī)脫離 所以接合套與齒輪的轉(zhuǎn)速都在分別逐漸降低 因?yàn)辇X輪與齒輪 輸出軸 萬向傳動(dòng)裝置 驅(qū)動(dòng)橋 行駛系以及整個(gè)汽車聯(lián)系在一起 慣性很大 所以 下降較4n 第 32 頁(yè) 共 40 頁(yè) 慢 而接合套只與輸入軸和離合器從動(dòng)盤相聯(lián)系 慣性很小 故 下降較快 因?yàn)?原3n3n 先大于 下降得又比 快 所以過一會(huì)兒后 必然會(huì)有 同步 的情況出現(xiàn) 4n34n 4 最好能在 的時(shí)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(dá)到同步所需時(shí)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(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)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(jī)械變速箱在換擋時(shí)沖擊噪聲大 一般都采用慣性式同步器 以下簡(jiǎn)稱同步 器 圖 1為典型的錐形同步器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 在回位彈簧 4作用下 接合套 2保持在空擋 位置 對(duì)應(yīng)工作原理圖 2 掛擋時(shí)接合套移動(dòng) 摩擦面接觸 因接合元件即接合套 使 同步環(huán)轉(zhuǎn)過一定角度 銷止面頂緊 對(duì)應(yīng)工作原理圖 2b 通過鎖止面對(duì)摩擦面加壓 在摩擦力矩作用下使接合套與空轉(zhuǎn)齒輪同步 設(shè)計(jì)時(shí) 使鎖止面的撥正力矩小于摩擦 力矩 接合套不進(jìn)人嚙合 只有志接自家與空轉(zhuǎn)首輪渡這相同 摩擦力知消失 同步 一環(huán)轉(zhuǎn)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(dòng)才能與空轉(zhuǎn) 齒輪的花鍵嚙合 完成換檔 對(duì)應(yīng)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(shí)使進(jìn)人結(jié)合的 2元件轉(zhuǎn)速逐漸相等 鎖止 只有主從動(dòng)元件同步后才能結(jié)合 定位 空擋時(shí)使接合套保持在中位 第 33 頁(yè) 共 40 頁(yè) 由于該種同步器必須在主從動(dòng)元件同步后才能進(jìn)人結(jié)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(dòng)配合的花鍵與齒我相連 同步 環(huán)布置在接合套與空轉(zhuǎn)齒輪之間 一個(gè)接合套用于掛 2個(gè)擋 同步環(huán)與接合套或與空 轉(zhuǎn)齒輪連接一起轉(zhuǎn)動(dòng) 也可相對(duì)接合套和空轉(zhuǎn)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)一定的角度 以便使換擋開始 時(shí)的鎖止面起作用 當(dāng)同步環(huán)與接合套一起轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 鎖止面位于同步環(huán)與接合套之間 同步環(huán)與空轉(zhuǎn) 齒輪一起轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 鎖止面則位于同步環(huán)與空轉(zhuǎn)齒輪之間 回位彈簧的布置應(yīng)使接合套 能自動(dòng)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(guān)系及傳力路線圖見圖 3 圖 3 1 同步器布置方案 第 34 頁(yè) 共 40 頁(yè) 4 設(shè)計(jì)結(jié)果與展望 4 1 課題展望 由于時(shí)間和經(jīng)驗(yàn)因素限制 本論文中對(duì)同步器的設(shè)計(jì)過程只是有一個(gè)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(duì)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(yè) 共 40 頁(yè) 沒有足夠的時(shí)間對(duì)整個(gè)運(yùn)動(dòng)過程進(jìn)行仿真 在同步器參數(shù)校核中 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量無法準(zhǔn)確得出 4 2 課題總結(jié) 通過對(duì)變速器的慣性式同步器的設(shè)計(jì) 得出以下結(jié)論 完成了根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)類型出發(fā)的正向設(shè)計(jì)過程 完成了慣性式同步器各個(gè)具體參數(shù)的確定 以及用 MathCAD對(duì)同步時(shí)間 同步鎖 環(huán)彎曲正應(yīng)力和切應(yīng)力的校核 校核結(jié)果表明 確定的參數(shù)滿足同步器同步時(shí)間和受 力要求 完成了同步器建模 裝配 并且運(yùn)用 UG Unigraphics4 進(jìn)行分析 在同步器參數(shù)的確定過程中 對(duì)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(shí)間對(duì)整個(gè)運(yùn)動(dòng)過程進(jìn)行仿真 在同步器參數(shù)校核中 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量無法準(zhǔn)確 參考文獻(xiàn) 1 趙志鵬 孫向陽(yáng)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(chǔ)教程 M 人民郵電出版社 2007 年 12月第 1版 3 余強(qiáng)編著 UG 零件設(shè)計(jì)技術(shù)與實(shí)踐 NX4 0 版 電子工業(yè)出版社 2007 年 3月 4 王望予 汽車設(shè)計(jì) M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2004 5 陳家瑞 汽車構(gòu)造 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2005 1 6 俞志生 汽車?yán)碚?M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2005 10 7 申正宇 白鐘鋼 汽車同步器計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)系統(tǒng)的開發(fā)與研究 J 汽車技術(shù) 2003 09 期 8 盧和勇 葉光 介紹同步器零件的一種設(shè)計(jì)計(jì)算方法 J 汽車齒輪 2008 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