锁环式同步器原理介绍

视频讲解文字 ： 锁环式同步器用来使结合套与准备套入的齿圈运动速度迅速同步。主轴同步器在花键毂背面的槽里有三个金属滑块和销，每个销的下部有相应的压簧，用来使定位销的球面突出花键毂的外圈，同步器安装后，花键毂的内花键与输出轴的外花键啮合，花键毂的外花键与结合套的内花键啮合。铜质锁环有 3 个缺口，以让开花键毂上的滑块和定位销。锁环有一个内圆锥面。外圆上有齿形花键，花键的形状和尺寸和花键毂的外花键相同。锁环的花键也与结合套啮合，锁环的缺口比滑块宽，允许锁环移动，锁环的外花键可以脱离结合套的内花键。档结合套移动选档时，滑 块推动锁环移动，直至锁环的内圆锥面与输入轴常啮合齿轮的齿圈外圆锥面接触为止，锁环内圆锥面上的螺旋槽可以破坏结合面的油膜，以增加摩擦，两个锥面之间的转速差使锁环绕齿圈转动，直到锁环的缺口与滑块之间的间隙消除为止。因为锁环的花键齿此时正好与结合套的内花键相抵，结合套不能啮合，驾驶员施加的轴向力作用在锁环齿端面上，使两圆锥面之间建立起摩擦力，直至内圆锥面的转速相同，此时结合套沿锁环倒角斜面向前滑动，与锁环啮合，在这个过程中花键端面的倒角起了很大作用，平稳而快速的换挡过程完成。 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）： PR 锥 /Sin= Jc/ t 按已知条件：同步器输入端转动惯量 Jc、角速度 均可计算出，而同步时间 t一般在同步器设计时可取 t = 0.5（ S）。 根据式（ 5），即可计算出所需的同步摩擦力矩 Mf值。 根据式（ 4）： Mf = PR 锥 / Sin 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/T 29063 1992中的有关规定： 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 角减小 而增大，但 角的极限取决于锥面 角避免自锁的条件，即： tg （见后说明） 根据式（ 4）：可得 R锥 = Mfsin/P （ 7） 同步环结构参数及尺寸的确定：（图 10） D 分度圆直径 同步环大端直径 同步环锥面角 B 同步环锥面宽 由图 9可推算出： = 2R 锥 + Btg （ 8） 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： D = /0.8 0.85 （ 9） 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 = （ 0.25 0.40） R锥 （ 10） 在初步确定分度圆直径 D后，即可按表 1选取相近的渐开线花键参数：模数 m 、齿数 Z。表一 3锁环式同步器的基本尺寸： 1）锥面角 ：由式（ 4）可知， 越小则摩擦力矩 Mf越大。但 小到一定程度时，将发生两个摩擦锥面抱死分不开的现象。 在两锥面达到同步以后，这时换档力 P还在作用着，则： P = Nsin+sNcos 式中： s 两锥面间的静摩擦系数 当完成同步换档且换档力 P=0 时，同步环内锥面应脱离同步锥体外锥面，此时摩擦力 sN 的方向就反过来了。它有阻止同步环脱开，或是说有使两锥面之间互相抱死的趋势。只有在保证下列条件时，才能避免两锥面间发生抱死分不开的现象。即 Nsin sNcos tg s （ 11） 由于摩擦系数 s 在设计计算时推荐采用 0.10,故锥面角 一般可取 6 730. 对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取 8 或 830 。 2）同步环的几个结构尺寸： a.摩擦锥面的平均半径 R锥和同步锥环的径向厚度 W： R锥和 W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内， R锥和 W都应该越大越好。 R锥越大则同步摩擦力矩 Mf也就越大。而 W大小则与同步锥环的强度和刚性有关。 W越大则锥环的强度就越大而且不容易变形，保证锥环在长期工作中不易损坏。 c.同步锥环的工作面宽度 B： 在选择 B时，应考虑： B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但 B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时， R锥越大则 B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公 式可做参考： B（ 0.25 0.40） R锥 d.同步锥环内锥面上的螺纹线： 螺纹顶宽：在内锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。一般推荐螺纹顶宽为 0.025 0.10。另一方面要求螺顶的表面粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。 螺距及螺纹角 ：螺距的大小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。一般螺距推荐取 0.6 0.75。螺纹角一般取 60 ，螺纹深可取 0.25 0.40。 轴向排油槽：在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。一般油槽槽宽可取为 3mm，槽深要稍大于螺纹底径。油槽数按R锥的大小可选取 6 9个。为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽量取得大一些。 同步锥环锁止角 锁：在锁环式同步器中设置锁止角的目的有二：一是通过锁止角斜面将换档力传至同步锥 面上。二是通过锁止角斜面换档力将分解一切向分力，从而产生一拔环力矩。此力矩将会使同步锥环转动一角度而脱离齿套齿端的斜面。使齿套可继续前移与齿轮结合齿圈啮合完成挂档。但从设计上要保证，同步摩擦力矩 Mf 始终应大于此拨环力矩。只有当两啮合件达到同步， Mf等于 0时，拨环力矩才可将同步锥环转动一角度，使齿套前移完成同步啮合挂档。图 12为锁环式同步 器同步过程的受力分析。 由图 12可知： T = Ncos N = P/sin T = P/tg Mo = Tr 锁 = Pr 锁 / tg （ 12） 式中： P 换档力 N 作用在锁止斜面上的正压力 T 作用在锁止斜面上的切向分力 锁止角 r锁 锁止斜面的作用半径（分度圆半径） Mo 作用在锁止斜面上的拨环力矩 为避免 “ 不同步啮合 ” ： 同步摩擦力矩 Mf Mo 由式（ 4）、（ 12）： PR 锥 /sin Pr 锁 / tg 整理后： tgr 锁 / R锥 sin/ （ 13） 在锁环式同步器设计时锁止角 选取为： = 52 60 若考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图 12： 切向力 T= Ncos - NBsin 轴向力 P= Nsin+ NBcos 将 T 、 P 代入 Mf及 Mo计算式并整理后得： tg （ r锁 sin -BR 锥） /（ R 锥 -Br 锁 sin ） 式中： B 锁止斜面间的摩擦系数 综上所上述：锁止角 选取大些，可以避免发生 “ 不同步啮合 ” 的不正常现象。但 角过大时，拨环力矩将过小，将影响顺利啮合。 一般在锁环式同步器设计时，同步器齿套、同步锥环及结合齿圈的锁止角 选取同一值。但近来这一设计原则有所改变，即结合齿圈的锁止角 应比齿套的小 1 2 ，而结合齿圈的锁止角则取得更小。前者是为了避免角的棱边 首先接触易划伤锁止面。（见图 13）后者则是为了顺利啮合。 锁止面的平均半径 R锁和同步环滑块槽口宽度 H： 锁止面的平均半径 R锁的大小，可以参照上述式（ 4）的计算结果而定。 同步锥环齿的锁止面和同步器齿套齿的锁止面贴靠情况，对顺利地同步换档有很大影响。而同步锥环一端的滑块缺口能允许同步锥环产生转角的大小，则起着十分重要的作用。在设计上应予以控制，该转角过大或过小都会使两锁止面接触位置不良。（图 14 b、 c）在锁止位置时，两个锁止面彼此之间贴靠的位置要最为有利。（图 14 a）如果锁止面之间贴靠的位置不当 ，会导致同步锥环锁止齿的过早损坏或换档困难。同步锥环产生的转角大小是和同步锥环一端的滑块缺口宽度 H和滑块本身的宽度 h有关。 一般推荐： H-h 0.5 锁止齿周节 3.锁环式同步器主要零件适用的原材料及热处理要求：见有关行业标准和企业标准。 4. 锁环式同步器结构设计应注意的几个问题： 1）锁环式同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步 器能否正确工作十分有关。正确的设计应该是同步器齿套端面间隙大于 端 面间隙，即 2 1 （见图 15） 否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生 使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。导致不同步啮合及换档冲击。一般设计时可取： 1= 0.5 1.0 mm 2 -1= 0.20 0.30 mm 2)考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙 3 （见图 15）。使同步锥环锥面的