毕业设计（论文）-桑塔纳轿车五档手动变速器惯性式同步器的设计.docx

汽车变速器惯性式同步器设计摘要:本文主要完成桑塔纳轿车五档手动变速器惯性式同步器的设计。文中，首先根据同步器经验公式的计算，确定锁环式同步器零件主要参数，及各零件之间在设计计算中的关系式；然后使用MathCAD软件校核同步器设计中的诸多参数确定锁环式同步器的基本几何参数和装配位置参数；关键词惯性式锁环式同步器;AutoTransmissionInertiaTypeSynchronizerDesignedSynchronizerAbstract：ItmainlydesignsSantana5manualtransmissionsynchronizerinthispaper.Firstly,thesynchronizerringmainparametersaredeterminedbytherelevantcalculationformula.Then,usingMathCADsoftwarecheckanumberofdesignparametersanddeterminethelockringsynchronizerofthebasicgeometricparametersandpositionparametersoftheassembly.Finally,guidedbytheprinciplesoftheaboveparameters,withthecombinationoftransmissionlockringsynchronizerworkingprincipleandworkingprocess.Keywords:thetypeofinertialthetypeoflockringsynchronizer；目录1绪论11.1 同步器的发展历史11.2 同步器的种类和特点11.3 惯性式同步器的特点和应用2L4惯性式同步器结构及运用31.5惯性式同步器的工作原理41. 5.1空挡位置52. 5.2接合套移动摩擦力矩产生63. 5.3拨环力矩的产生64. 5.4摩擦力矩增长62惯性式同步器设计参数的选择与确定82.1同步器的计算82.Ll离合器转动惯量计算公式为；92.L2角速度差A的计算：102.1.3锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算：112.2惯性式同步器主要设计参数的选择132.2.1摩擦系数f132.2.2.同步环锥面上的螺纹槽142.2.3锥面半锥角0152.2.4锁止角的计算152.2.5锥面摩擦系数l和锁止面摩擦系数2162.2.6摩擦锥面平均半径R182.2.7锥面工作长度b182.2.8同步环径向厚度192.3同步器设计中的几个主要尺寸202.3.1接近尺寸和分度尺寸202.3.2同步器的有关装配尺寸202.3.3滑块宽度及内啮合套缺口212. 4.同步器的性能和强度的校222.4 .1同步器同步时间校核222.5 .2弯曲强度校核243惯性式同步器换档能力和品质的分析方法283.1 同步器性能的分析和评价283.1.1 按磨擦面的形状可分为锥形和片形283.1.2 按摩擦锥面数可分为单锥、双雄和多锥同步器283. 1.3多锥同步器283.4 惯性式同步器的同步过程分析293.5 惯性式同步器再换档过程存在的问题的分析304设计结果与展望334. 1课题展望334. 2课题总结33参考文献341绪论1.1 同步器的发展历史汽车的发明，改变了人们的生活.但最初汽车上搭载的变速器是无同步器机构的,换档时齿轮碰撞音无法消除在1930年代，同步器在变速器中得到应用，消除了换档时齿轮碰撞.随着机械负荷的增力口，离合器及变速器的惯量相应增大,使变速器的操作相应增大，是变速器的操作别的困难，为了解决这个问题，又发明了双锥同步器，解决了换挡力大的问题，双锥同步器比单锥同步器在换挡性能上有了就较大的提高，因而得到广泛的使用。1987年Koga和Anzai报告了日本五十铃开发的三锥同步器。三锥同步器的采用文献已证明与等效单锥同步器使用相同换挡力，加档的同步时间可以减少58%,减档的同步时间可以减少73%o同步器的开发应用在国外比较成熟，国内汽车工业由于发展晚，同步器技术大部分是由国外引进的，要完成自主设计有相当大的困难，设计上认识的不足有限制了同步器技术的发展。1.2 同步器的种类和特点同步器是改善汽车机械是变速器换挡性能的主要零部件，对减轻驾驶员的劳动强度，只是操纵轻便，提高齿轮及传动系统的平均使用寿命，提高齿轮及传动系统的平均使用寿命，提高汽车行驶安全性和舒适性，并对改善汽车起步时的加速性和经济性起着极其重要。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是1.3 惯性式同步器的特点和应用惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成,它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。相邻档位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换档的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。变速器的换档操作，尤其是从高档向低档的换档操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换档装置中设置同步器。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。1.4 惯性式同步器结构及运用花键毂与第二轴用花键连接，并用垫片和卡环作轴向定位。在花键毂两端与齿轮1和4之间，各有一个青铜制成的锁环（也称同步环）9和5。锁环上有短花键齿圈，花键齿的断面轮廓尺寸与齿轮1,4及花键毂7上的外花键齿均相同。在两个锁环上，花键齿对着接合套8的一端都有倒角（称锁止角），且与接合套齿端的倒角相同。锁环具有与齿轮1和4上的摩擦面锥度相同的内锥面，内锥面上制出细牙的螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑块2分别嵌合在花键毂的三个轴向槽11内，并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈6的作用下，滑块压向接合套，使滑块中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽10中，起到空档定位作用。滑块2的两端伸入锁环9和5的三个缺口12中。只有当滑块位于缺口12的中央时，接合套与锁环的齿方可能接合。在挂三档时，用拨叉3拨动接合套8并带动滑块2起向左移动。当滑块左端面与锁环9的缺口12的端面接触时，便推动锁环9压向齿轮1,使锁环9的内锥面压向齿轮1的外锥面。由于两锥面具有转速差（珥的），所以一接触便产生摩擦作用。齿轮1即通过摩擦作用带动锁环相对于接合套超前转过一个角度，直到锁环9的缺口I2与滑块的另一侧面,接触时，锁环便与接合套同步转动。此时，接合套的齿与锁环的齿错开了约半个齿厚，从而使接合套的齿端倒角面与锁环相应的齿端倒角面正好互相抵触而不能进入啮合。当变速器由二档换入三档（直接档）时，接合套8从二档退到空档，齿轮1和接合套8连同锁环9都在其本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下,继续沿原方向旋转。驾驶员的换档操纵力通过接合套作用于锁环的锁止角斜面上，在此斜面上产生的法向压力为N。法向压力N可分解为轴向力片和切向力与。切向力B所形成的力矩V2有使锁环相对于接合套向后（用箭头指示、2）转动的趋势，称为拨环力矩。轴向力片则使齿轮1通过摩擦锥面对锁环9作用一与转动方向同向摩擦力矩（用箭头指示M1）o这一摩擦力矩阻止锁环相对接合套向后退转。如果拨环力矩大于摩擦力ML则锁环9即可相对于接合套向后退转一个角度，以便二者进入接合；若（时还有滑块对锁环缺口一侧的阻挡作用），则二者相对位置不变，不可能进入接合。在设计同步器时，适当地选择锁止角和摩擦锥面的锥角，便能保证在达到同步（二的）之前，齿轮1施加在锁环9上的摩擦力矩总是大于切向力工形成的拨环力矩M2,不论驾驶员通过操纵机构加在接合套上的轴向推力有多大，接合套齿端与锁环齿端总是互相抵触而不能接合。锁环9对接合套的锁止作用是由于上述摩擦力矩造成的。因为此摩擦力矩的作用与锁环9（及与之连接的接合套8、花键毂7、变速器输出轴及整个汽车等）和齿轮1（及与之连接的离合器从动部分和变速器内部分齿轮）两部分的转动惯性有关，故称此种同步器为惯性式同步器。1. 5惯性式同步器的工作原理在变速瞬间，变速器的输入端和输出端的转速都在变化着，输出端与汽车整车相连其转动惯量J出输出相当大,换档作用时间较短，可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下，克服输入端被接合零件的等价惯性力矩，在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。在实现同步之后完成变速,这就是同步器的工作原理。锁环式同步器结构见图1.2。图1.1同步器不意图输出端-f空挡位置一接合齿圈2同步环3导套4接合套5钢球6螺旋弹簧图1.2锁环式同步器下面以采用同步器的变速器从二挡换入三挡时来说明锁环式惯性同步器的工作原理。1.5.1空挡位置图L3表示同步器接合套刚从二挡退入空挡的情况。此时齿轮A和接合套C（连同锁环B）都在本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下，继续沿着原方向（如图中箭头所示）旋转。设齿轮A、锁环B和接合套C的转速分别为必、4和接合套因接合套通过锁环上的挡块，推动锁环一起旋转，因而11a=11c,故rOrib。此时锁环B处于自由状态。故其内锥面与齿轮的外锥面并不接触，如图L3中两条虚线所示。图1.3空挡时同步器工况图1.4有摩擦力矩时同步器工况1.5.2接合套移动摩擦力矩产生当要挂人直接挡时，通过变速杆使拨叉（嵌入接合套凹槽之中）推动接合套C,并带动滑块一起（左）移动。当滑块前端面与锁环B接口端面接触时，便推动锁环移向齿轮使两锥面接触。由于驾驶员作用在接合套C上的推力，使两锥面间存在正压力，以及二者之间又有转速差，故一经接触便产生摩擦力矩，通过此摩擦力矩的作用，齿轮A即带动锁环相对于接合套C转过一个角度，使锁环挡块靠在接合套切口的一侧上为止（图L4所示），随后则只能与接合套同步旋转。1.5.3拨环力矩的产生由于驾驶员始终作用在接合套上一轴向推力，于是在锁环齿端倒角面上产生正压力F,该力可分解为轴向分力储和切向分力F2两个分力。切向分力F?所形成的力矩有使锁环相对于接合套反向转动的趋势，称此力矩为拨环力矩。轴向分力储则使锁环B和齿轮A二者的锥面继续压紧，保持所产生的摩擦力矩的作用。1.5.4摩擦力矩增长随着驾驶员继续加于接合套C的推力加大，摩擦面上的摩擦力矩此时不断增加，使齿轮A的转速降低。当摩擦力矩达到最大值而等于齿轮A的惯性力矩时，接合套C、锁环B和齿轮A即达到同步，并一起保持同步旋转。此后齿轮A与锁环B不再存在转速差，于是惯性力矩消失，但由于使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力在轴向推力作用所产生的静摩擦力矩岫仍然存在，使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力储形成的拨环力矩此的作用下，使锁环连同齿轮及与之相连的所有输入端的零件一起相对于接合套反向倒转一角度，使两个花键齿不再抵触，锁环的锁止作用消除，于是接合套压圈继续前左移。而与锁环的花键齿圈进入接台状态（图L5所示）。图1.6完成换挡时同步器工况完成换档，接合套齿圈与锁环齿圈接后，作用在锁环齿圈的轴向分力储不再存在，锥面上正压力和锥面间的摩擦力矩也就消失。如果此时接合套花键齿与齿轮的花键齿端发生抵触（图1.6所示），则与上述相似。作用在齿轮花键齿倒角面上的切向反力便使齿轮及与其相联系的输入端零件相对于锁环和接合套反转一个角度.使接合套与齿轮的花键齿圈进入接合状态.而最后完成换入直接挡（低挡换高挡）的过程。如果高挡换低档时，上述过程也相似，只是接合套向相反方向（右）移动。2惯性式同步器设计参数的选择与确定本文从桑塔纳2000型轿车的用户手册中得到的SVW7180LEi型发动机的具体参数来完成同步器的设计。已知条件如下：表2.1所选车型与基本参数产品名称桑塔纳牌SVW180LEI型上海桑塔纳轿车(2001F3)总质量(kg)1475最高转速(rmin)6000整备质量(kg)1100发动机型号BSA最高车速(km/h)165发动机功率(kw)70变速器各挡的传动比是：主减速齿轮传动比4.11一档3.455二档1,944三档1.286四档0.969五档0.800倒档一3.167变速器中心距A=75mm车轮滚动半径0.3m2.1 同步器的计算同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。换档第一阶段，处于空当瞬间，考虑到润滑油阻力在常温下对齿轮转速的降低作用可忽略不计，并假设汽车在阻力不大的道路上行驶，同时时间不大于一秒，则认为在该瞬间汽车速度保持不变，即变速器输出端转换于换档瞬间不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如上所述，换档时为保证没有冲击的将齿轮和轴连接起来，必使它们的转动角速度相等。摩擦力矩如下:式中，（为离合器从动盘、第一轴和与第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮的转动惯量；牝为发动机的角速度；以为在第K挡工作时变速器输出轴角速度；g为第k+1挡的输出轴上齿轮的角速度;、九如1为变速器第k和k+1挡的传动比2.1.1 离合器转动惯量计算公式为；在离合器主、从动盘滑磨阶段，其方程：dje=Te-Tf（2.7）djn=Tf-Te（2.8）在离合器主、从动盘角速度相等阶段，其方程组为：S+jj%Te-Tf<2.9）在计算时,为计算简便,忽略离合器从动盘到驱动轮全部旋转零件的转动惯量的影响,仅将Jn看作汽车平移质量，即汽车总质量换算到离合器从动轴上的转动惯量。依据动能相等原理，有(2.10)(2.11)对于传动系，有BnRr=Vigio连理求解，得=0.658_MX_1475×O.32o3.4552×4.112式中：MZl为汽车总质量；V为汽车行驶速度；I汽车变速器一档的传动比；汽车主减速器传动比；S车轮滚动半径2. 1.2角速度差A的计算：在理论设计计算中，一般是按角速度差的最大值计算。所以只有假设在两个角速度中有一个是相当为发动机最大功率时的转速的值，才是同步过程中的最大角速度差。低档换高档：此时汽车处于加速过程，可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的低档转速。而输入端（被同步齿轮）的转速则高于输出端转速。输入端需要减速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速小，才能得到角速度差的最大值«3。所以：出二（2义兀XnN/6O）/io（2.12）入二（2X兀×11n60）i1（2.13）0）3二入0出=2><11×11n60×（li-lio）=141.28（2.14）高档换低档：此时汽车处于减速过程，亦可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的高档转速。而输入端（被同步齿轮）的转速则低于输出端转速。输入端需要加速才能同步。只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速小，才能得到角速度差的最大值Omaxo所以：(2.15)出二(2×11×n60)i0发动机在换档前的角速度发为：发二出Xi2=(2X11×11n60)×i2i0(2.16)输入端(被同步齿轮)换档前的角速度为：3入二1i0=(2XJI×11n60)×i2i20(2.17)11ia=3出一入=2×11×11n60×(lio-i2i2o)=79.492.1. 3锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算：根据同步器计算基本方程式(5)：P×XR锥/SinCL=Jc×/t(2.18)按已知条件：同步器输入端转动惯量Jc、角速度3均可计算出，而同步时间t一般在同步器设计时可取t=0.5s根据式(2.18),即可计算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根据式18)：Mf=P×XR锥/Sina=104.61Nm其中：换档力P为了换档轻便，力P应有所控制。按汽车行业标准QC/T290631992中的轻型车中型车重型车400N（最大）500N（最大）620N（最大）同步锥面摩擦系数：在同步器设计计算时一般可取=0.1同步锥角:同步摩擦力矩Mf可随着a角减小而增大，但a角的极限取决于锥面角避免自锁的条件，即：ta116Z>/,取。=7°根据式18）：可得R锥二Mf×sinclP×=27mm同步环结构参数及尺寸的确定：D一分度圆直径6同步环大端直径CL同步环锥面角B同步环锥面宽由图2,6可推算出：。=2%+JBXtana(2.19)考虑到同步环本身的强度和刚性，根据统计数据和经验，设计时可按下式初步确定同步环接合齿分度圆直径：。=%80.852°)考虑到同步环的散热和耐磨损，提供足够大的锥面面积。设计时推荐按下述经验公式确定同步锥面宽B：B=(0.250.4)7%(2.21)取JB=0.33XH锥=9mm=55mm2.2惯性式同步器主要设计参数的选择2.2.1摩擦系数f汽车在行驶过程中换挡，特别是在高档区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。同步其实在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器再有中工作，湿摩擦因数减小，这就为设计工作带来了困难摩擦因数除了与选用材料有关，还与工作面的表面粗糙度，润滑油的种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢做成。对锥面的表面粗糙度较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变小。若锥面的表面粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常使用能保证具有足够高的强度和硬度，耐磨性能良好的黄铜合金制成，如镒黄铜，铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，以遭淘汰。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.Iof摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。因此f=0.10.60-n7f!,不大TOaI_5(rfO.2.2.2.同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大，随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图Lla）中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图Llb）则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm0本设计中采用图Ll中a)型设计螺顶宽度为了能把锥面之间已经存在的油膜很快地刮走，螺线顶的宽度要做得窄一些。油膜刮走得越快，在同步环内锥面上摩擦力提高得也越快，对克服“不同步啮合”越有利。常取螺顶宽度为0.250.4mm。如螺顶太尖，则接触面上的压强和磨损就越大所以在接触面压强很高的小型同步器中，螺顶宽度小须能经得起在使用初期磨损的考验。另一个重要方面是螺顶的表面粗糙度要高，不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面最后加一道研磨工序是比较好的。本文取0.3mm。螺距和螺纹角螺距要大得使螺纹之间的间隙足以容纳挤出来的油量。当然螺距也不能过大，否则接触面要变小，磨损会变大。所以螺距一般取0.6-0.75IlIm,本文取0.螺纹角一般取60。o2.2.3锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥而将产生自锁现象，避免自锁的条件tana"s。一般取。二6°8。二6。时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在a二7。时就很少出现咬住现象。所以取。=7°2.2.4锁止角的计算在锁环式同步器中，在齿端面上的锁止角B一般取在5260。度之间。从下式ta"iig(2.22)/1r1+2r2si11可以看出，锁止角B的大小是和许多选定了的几何尺寸有关，不过影响最大的一个因素要算是锥面之间的动摩擦系数入了。B角要取得大些，使所产生的切向摩擦力矩足以阻止发生不同步啮合的不正常现象，直到同步时摩擦力矩消失，实现同步啮合为止。锁止角过大，就是说齿端面太钝时，只能给齿的啮合造成困难。有时在汽车起步时，发生齿环齿难以啮合的问题，这可能是锁环式同步器所取的锁止角过大的缘故，这也是齿环式同步器的一个缺点。下面分析一下锁止角B、锥面摩擦系数I和锁止角摩擦系数2的关系。Sina(2.23)>加”=n="+必立+4Sina一r2当口1和2取不同值时，B取值如图2.2所示。1.因=0.05；2.3=0.075/3.M=O.IV图2.2锁环锁止角与锁止面摩擦系数口2关系取锁止角B为60°。2.2.5锥面摩擦系数4和锁止面摩擦系数也当同步环以及同步器摩擦副的材料选定后，锥面摩擦系数山和锁止面摩擦系数口2与表面光洁度有关，锥面摩擦系数UI还与润滑油种类和温度等有关。锁环式同步器的锥面角和锁止角0均分别取常用值7。和60。，摩擦锥面平均半径和锁止齿面平均半径的比值在齿环式同步器中一般取0.75o由于拨正力矩Mt为2=旦丁也tanp+2(2.24)根据公式(2.22)和(2.23)(2.24)Msntan+2y1Mr2sincf(l-2tan所以，当假定三产0.07,绘制图2.5。图2.3扭矩比与锥面摩擦系数关系假如必=1,则锥面摩擦系数1与锁止面摩擦系数2存在看以下极限关Mr(2.25)Sina(I-2tan/)r1=Xtan/+4r另外，由于值Mt必须大于零，所以(2.26)因此,/Z9<-=0.578tan60°由以上数据可得图2.6。图2.4锥面摩擦系数和锁止面摩擦系数关系则可得，锁环式Ui和U2的取值在曲线2、O12和205780故可取口尸0.122=0.19O2.2.6摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束,故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。由上文计算的R=27mm2.2.7锥面工作长度b缩短锥面工作长度b（图2.5）,便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定bMf二豆F（2.27）式中，P为摩擦锥面上的许用压力，对刚和黄铜摩擦副，p1.0-1.9MP;取pL5MP为摩擦力矩；f摩擦因数;R为摩擦锥面半径。有下文可计算得=104.61N.m,R=27mmb=4.5mm2.2.8同步环径向厚度同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器等，必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用镒黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层铝（厚约0.3O.5mm）,使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的铝制成。喷电目环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。图2.5惯性是同步器计算简图2.3同步器设计中的几个主要尺寸2.3.1接近尺寸和分度尺寸惯性式同步器中有两个主要尺寸:接近尺寸b和分度尺寸a,如图2.1。分度尺寸a就是当滑块的侧边与同步环缺口侧边接触时，啮合套齿与同步环接合齿中心线间的距离。接近尺寸b是当滑块的侧边抵住同步环缺口侧边、啮合套相对滑块刚开始轴向移动时，啮合套齿与同步环接合齿倒角之间的轴向距离。接近尺寸b应大于零，一般b=0.20.3mmo对于滑块式惯性同步器，分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，t=4.7.b和a是保证同步器处于正确锁止位置的主要尺寸，必须予以控制。=×4,7=1.17mm,b=0.25mm42.3.2同步器的有关装配尺寸为了保证同步器换档无冲击，正常磨损后仍能有效地工作，必须对同步器有关装配尺寸进行合适的选择。如图2.3所示。滑块端隙口不能过大，如3>b2,则造成换档时摩擦锥而尚未接触而啮合套已处于与同步环齿端锁止面相贴的位置，即接近尺寸Z<0,此时同步环还是浮动的，因没有摩擦力矩，啮合套可以很快通过同步环，而使同步器失去锁止作用。考虑到同步环正常磨损后，仍能继续使用，在同步环端面与齿轮接合齿端面之间应有一定的间隙32。以锥面角。二7。和锥面半径方向0.2则为例，则端面间至少留1.6mm的间隙，通常取B2=1.52mm。本文取62=1.7mm。一般取用二0.7mm图2.6分度尺寸a与接近尺寸b1.啮合套齿2.滑块3.同步锁环4.齿轮接合齿本设计中同步器分度尺寸和接近尺寸分别为a=L17加根；b=0.25mm2. 3.3滑块宽度及内啮合套缺口锁环式同步器中的啮合套的缺口与同步锁环挡块之间转动距离的计算设计中，缺口与同步环挡块之间转动距离直接影响分度尺寸。由于锁环式同步器在结构上与滑块式同步器的相似，所以在滑块宽度的设计中，可以采用滑块式变速器的原理来设计锁环挡块的宽度以及啮合套的缺口宽度。图2.2示出啮合套和同步环在锁止面接触最佳时的正投影，由此确定转动距离c。未转动时，同步环的A点与啮合套的B点重合，最佳接触时的分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，即Q=人。由图2.2可知有下列近似关系式:4(2.28)式中Rf为接合齿分度圆半径；RU为滑块轴向移动后的外半径。当挡块宽度h确定后，H=E,就可以求出糟宽H:(2.29)图2.7滑块与同步器缺口之间的转动距离的确定1.啮合套2.同步锁环3.滑块4.滑块槽E=h+2c同步器设计中取Ru=34.75mmRf=mz2=35mm;本文计算得：c=l.12mm；当取h=911m,此时可得E=IL24mmo2.4.同步器的性能和强度的校2.4.1同步器同步时间校核对乘用车和客车Fe60N,变速杆手柄到接合套的传动比为igs,则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力(2.30)FS=次式中：n位换挡的传动效率。由此可以算得工作面上的摩擦力矩Mm为Mm；FRSmC式中，为摩擦锥面锥角；山为工作锥面间的摩擦系数;R为锥面的平均半径同步时的摩擦力矩方程式为sinG<t"mik)FiRyk+iik)(2.31)(2.32)式中:Jr为第一轴和第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮转动惯量；简化计算12Jr=Jmr2(2.33)We为发动机角速度。满足条件:同步时间,乘用车的变速时间,高挡取0.15-0.30s,低挡取0.50-0.80so手柄力对轿车变速器高档取75200N,低档取250300No在一挡(传动比为3.455)换入二档(传动比为L944),校核同步器同步时间如下IMySiteIWPGoReSOlIrCRSl已知条件o:=7。il:=2.011i:=3.077f2：=60J+f:=0.12Cruep:=7850m:=p11r2x20.1Q:=250rj:=-mr2(1l-153Hsm(o)-Hw10w:=5000IlI10/30t:=:结果fQR1(t=0.78图2.8低挡同步时间校核在四档(传动比为0.969)换入五档(传动比0.800),校核结果如下IMySite卜JaGo<9=60已知条件O:=7oil:=0.75i:=1.074LR:=15f:=0.12CCSp:=7850m=p11r22201Q:=250L4Yj：=-mr2WTOoOMsMhOw1o1530t:=:结果fQRlO-St=0.182图2.9高档同步时间校核Fo为了简化计算，我们将锁止齿截面形状简化为矩形，如图2.102.4.2弯曲强度校核由于换档手柄力的作用，在同步锁环锁止齿上产生法向压力N,力N分解为轴向力FS和切向力考虑到锁止作用刚开始时的冲击，我们引入动载荷系数L和k2。动载系数由下图3.4查的为k产L4；k2=l.3oV-Z1100(ms>,图2.11直齿轮动载系数XM亲曲怨寺1.弯曲正应力校核:轴向力FS产生的最大弯曲正应力:bmaxkFsnWy(2.34)切向力Ft产生的最大弯曲正应力:左27(2.35)(2.36)(2.37)(2.38)(2.39)参数关系f211ixk2f2rwlklflrw2式中:C为锁止齿分度圆到齿根的距离;WX>Wy为抗弯截面模量Wx=yab26Wy=b6最大弯曲正应力：CTmaxCxmaxH-CrymaX最大弯曲正应力必须满足:通过对锁环模型简化，a=2.5mm；b=l.9mm.在MathCAD中输入已知条件，得出结果如图3.12所示:zy3+y4结果+z=2.923×IO8Pa图2.12最大弯曲正应力校核校核结果显示：最大正应力为292MPa。符合受力要求。2.弯曲切应力校核:由于锁止齿轴向长度与齿高之比比较小，故必须校核弯曲切应力:3了ymaxIA3TXmax2Ak2F7合成最大弯曲切应力为：_/_22工maxVTXmaXTymaX必须满足TmaxV7式中A为锁止齿截面积A=ab(2.40)(2.41)(2.42)图为许用弯曲切应力，它与许用拉应力的关系为:r=0.5-0.6cr三5)H:擦厩座HIMySite|)“Go:=60Ni:=3x:=0.98kl:=1.4已知条件参数关系f2:=-i-x3klfl2(ab)3>k2>f22a-by=7.712×IO7Pa结果b:=1.9mmk2:=13r:=1.5mma:=2.5mm图2.13最大弯曲切应力校核如图3.6弯曲切应力校核结果显示：最大的弯曲切应力为77MPao3惯性式同步器换档能力和品质的分析方法3.1 同步器性能的分析和评价3.1.1 按磨擦面的形状可分为锥形和片形3.1.1.1锥形同步器目前绝大多数工业车辆采用如图1所示的锥形同步器，其摩擦面在接合套只作用较小的轴向力就能产生较大的摩擦力矩，且结构简单，制造方便，承载能力大。3.1.1.2片形同步器目前工业车辆已极少采用这种形式，其结构见图4。接合套上要产生大的摩擦力矩需要很多摩擦片，因此结构复杂，不易散热，径向尺寸和轴向尺寸大，仅适用于力矩要求较小的变速箱。3.1.2按摩擦锥面数可分为单锥、双雄和多锥同步器3.L2.1单锥同步器同步器只有一对摩擦面，结构相对简单，但摩擦力矩较小，操作过程中实现同步时间较长,主要适用于轿车和轻型货车。3. 1.2.2双锥同步器双锥式同步器具有2个摩擦锥面，与单锥式相比，摩擦面积增大一倍，同步摩擦力矩增大。3.1. 3多锥同步器由2个以上的摩擦锥面组成同步器，摩擦力矩大。缺点是结构较复杂，各摩擦面的公差和配合要求高，设计制造较困难。主要用于重型货车变速箱。3.1.3.1按摩擦副位置可分为两类擦副位于接合套和同步环之间这种同步器在空挡时，同步环与空转齿轮一起转动，一般多为外锥同步器。摩擦副位于空转齿轮和同步环之间此种同步器应用范围较广，一般是采用摩擦力矩不太大的内锥式，空挡时同步环与接合套一起转动。3.1 .3.2按相对于同步环位置分内锥和外锥式内锥同步器摩擦面布置在同步环内侧，摩擦半径较小，因此摩擦力矩也较小，单锥内锥式多用于轿车或轻型货车。外锥同步器该种同步器的摩擦面布置在同步环的外侧，摩擦半径较大，摩擦力矩也较大，操作时换挡快，一般用于中，重型工业车辆。3.2 惯性式同步器的同步过程分析全同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为