汽桑塔纳轿车五档手动变速器惯性式同步器的设计【4张CAD图纸+PDF图】
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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； 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.21.4 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 .51.5.2 接合套移动摩擦力矩产生 .61.5.3 拨环力矩的产生 .61.5.4 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.82.1.1 离合器转动惯量计算公式为;.92.1.2 角速度差 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 f .132.2.2.同步环锥面上的螺纹槽 .142.2.3 锥面半锥角.152.2.4 锁止角的计算.152.2.5 锥面摩擦系数 1 和锁止面摩擦系数 2 .162.2.6 摩擦锥面平均半径 R .18II2.2.7 锥面工作长度 b .182.2.8 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.222.4.2 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 .283.2 惯性式同步器的同步过程分析.293.3 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 .34第 1 页 共 40 页1 绪论1.11.1 同步器的发展历史同步器的发展历史 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 加,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%。 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。1.21.2 同步器的种类和特点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。得到广泛应用的是第 2 页 共 40 页惯性式同步器。1.31.3 惯性式同步器的特点和应用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第 3 页 共 40 页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。1.41.4 惯性式同步器结构及运用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 一起向左移动。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（） ，所以一接触便产生摩擦作用。齿1n9n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 12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 可分解为轴向力和切向力。切向力1F2F第 4 页 共 40 页所形成的力矩有使锁环相对于接合套向后（用箭头指示）转动的趋势，称为2F2M2M拨环力矩。轴向力 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1F力矩（用箭头指示） 。这一摩擦力矩阻止锁环相对接合套向后退转。如果拨1M1M1M环力矩大于摩擦力 M1，则锁环 9 即可相对于接合套向后退转一个角度，以便二者2M进入接合；若nb。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1.3中两条虚线所示 。第 6 页 共 40 页图1.3 空挡时同步器工况 图1.4 有摩擦力矩时同步器工况 .2 接合套移动摩擦力矩产生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1.4所示)，随后则只能与接合套同步旋转。 .3 拨环力矩的产生拨环力矩的产生 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F1和切向分力F2两个分力。切向分力F2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F1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。 .4 摩擦力矩增长摩擦力矩增长 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、锁第 7 页 共 40 页环 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M1仍然存在，使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力F1形成的拨环力矩M1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1.5所示)。图1.5 摩擦力矩增长时同步器工况 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F1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。第 8 页 共 40 页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：表表 2.12.1 所选车型与基本参数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（r/min）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3.167变速器中心距 A=75mm第 9 页 共 40 页车轮滚动半径 0.3m2.12.1 同步器的计算同步器的计算 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rJ与第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮的转动惯量；为发动机的角速度；为ea在第 K 挡工作时变速器输出轴角速度；为第 k+l 挡的输出轴上齿轮的角速度；、b为变速器第 k 和 k+1 挡的传动比1.kkii .1 离合器转动惯量计算公式为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： feteTTddJe（2.7） eftnTTddJn（2.8） 在离合器主、从动盘角速度相等阶段，其方程组为： fetneTTddJJ（2.9）第 10 页 共 40 页在计算时，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nJ响，仅将看作汽车平移质量，即汽车总质量换算到离合器从动轴上的转动惯量。nJ 依据动能相等原理，有 222121vMJnnn（2.10）对于传动系，有 0iviRgrn（2.11）连理求解，得=2022iiRMJgrnn658. 011. 4455. 33 . 01475222式中：为汽车总质量；nMV 为汽车行驶速度；汽车变速器一档的传动比；gi汽车主减速器传动比；0i车轮滚动半径rR .2 角速度差角速度差 的计算：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）的转第 11 页 共 40 页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 nN，才能得到角速度差的最大值 max。所以： 出=（2nN/60）/i0 (2.12)入=（2nN/60）/i1 (2.13) max=入-出= 2nN/60（1/i1-1/i0） =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 nN，才能得到角速度差的最大值 max。所以： 出=（2nN/60）/i0 (2.15)发动机在换档前的角速度 发为： 发=出i2=（2nN/60）i2/i0 (2.16)输入端（被同步齿轮）换档前的角速度为： 入= 1/i0= （2nN/60）i2/i20 (2.17)max=出-入 = 2nN/60（1/i0-i2/i20）=79.49 第 12 页 共 40 页 .3 锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算：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 (2.18) 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 =0.5s 根据式(2.18)，即可计算出所需的同步摩擦力矩 Mf 值。 根据式(2.18)： Mf = PR锥 / Sin= 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/T 290631992 中的 图 2.6 同步环结构第 13 页 共 40 页轻型车 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： ，取 tan7根据式(2.18)：可得 R锥 = Mfsin/P= 27mm同步环结构参数及尺寸的确定： 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 2,6 可推算出： (2.19)tan2BR锥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： (2.20)85. 08 . 0D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： (2.21)锥RB)4 . 025. 0(取9mm锥RB33. 0mm55第 14 页 共 40 页mmD7080. 02.22.2 惯性式同步器主要设计参数的选择惯性式同步器主要设计参数的选择 .1 摩擦系数摩擦系数 f 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，如锰黄铜，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 0.1。 f 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=0.1第 15 页 共 40 页图 2.1 同步环螺纹槽型 .2.2.同步环锥面上的螺纹槽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1.1 a)中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图1.1 b)则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。 本设计中采用图1.1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0.25一0.4m m 。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0.6-0.75 mm,本文取0.7mm。螺纹角一第 16 页 共 40 页般取。060 .3 锥面半锥角锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件。一般取=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥tans面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。 所以取7 .4 锁止角的计算锁止角的计算 在锁环式同步器中，在齿端面上的锁止角一般取在5260度之间。从下式 （2.22）21121212sintansin rrrr 可以看出，锁止角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1了。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、锥面摩擦系数1和锁止角摩擦系数2的关系。 （2.23）112112211212122rsinsinrrr2tanrsinrrsinr 2（）当1和2取不同值时，取值如图2.2所示。第 17 页 共 40 页图 2.2 锁环锁止角与锁止面摩擦系数 2关系取锁止角为60。 .5 锥面摩擦系数锥面摩擦系数和锁止面摩擦系数和锁止面摩擦系数12 当同步环以及同步器摩擦副的材料选定后，锥面摩擦系数1和锁止面摩擦系数2与表面光洁度有关，锥面摩擦系数1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0.75。由于拨正力矩t为 222122(1tan)tantFMF rr（2.24)根据公式（2.22）和（2.23） s12122tansin(1tan)MryMr（2.24）所以，当假定2=0.07，绘制图2.5。第 18 页 共 40 页图 2.3 扭矩比与锥面摩擦系数关系假如, 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s1MM 12221tan)tan1 (sinrr（2.25） 另外，由于值t必须大于零，所以 (2.26) 21tan因此，由以上数据可得图2.6。第 19 页 共 40 页图 2.4 锥面摩擦系数和锁止面摩擦系数关系则可得，锁环式1和2的取值在曲线2、10.12和20.578。故可取1=0.12 2=0.19 。 .6 摩擦锥面平均半径摩擦锥面平均半径 R R R 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=27mm .7 锥面工作长度锥面工作长度 b 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 b (2.27)22 pfRMbf式中，p 为摩擦锥面上的许用压力，对刚和黄铜摩擦副，；取MPp9 . 10 . 1MPp5 . 1为摩擦力矩；fMf 摩擦因数；第 20 页 共 40 页R 为摩擦锥面半径。有下文可计算得=104.61N.m，R=27mmfMb=4.5mm .8 同步环径向厚度同步环径向厚度 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。段造时选用锰黄铜等材料。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钼（厚约 0.30.5mm） ，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 的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的 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第 21 页 共 40 页2.32.3 同步器设计中的几个主要尺寸同步器设计中的几个主要尺寸 3.1 接近尺寸和分度尺寸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=0.2 0.3m m。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。mm，b=0.25mm17. 17 . 441a .2 同步器的有关装配尺寸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 1不能过大，如 12，则造成换档时摩擦锥面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。当变速器从低速档(三档)换人高速档(四档)时，首先要踩离合器踏板，2n4n使离合器分离，接着通过变速杆等将接合套 3 右移，进入空档位置。在接合套 3 与齿轮 2 刚分离这一时刻，两者转速还是相等的，即=。而，由此可以得出3n2n2n4n3n，即接合套 3 的转速大于齿轮 4 转速的结论。这时如果立即把接合套 3 推向齿轮 44n上接合齿圈，就会发生打齿现象。 此时，由于变速器处于空档，接合套和齿轮之间没有联系，离合器从动盘又与发动机脱离，所以接合套与齿轮的转速都在分别逐渐降低。 因为齿轮与齿轮、输出轴、万向传动装置、驱动桥、行驶系以及整个汽车联系在一起，惯性很大，所以下降较4n第 32 页 共 40 页慢;而接合套只与输入轴和离合器从动盘相联系，惯性很小，故下降较快。因为原3n3n先大于，下降得又比快，所以过一会儿后，必然会有=(同步)的情况出现。4n3n4n3n4n最好能在=的时刻使接合套右移而挂入四档。 与接合套联系的一系列零件的惯性3n4n越小，则下降得越快，达到同步所需时间越少，并且在同样速度差的情况下，齿间3n的冲击力也小，因此离合器从动部分转动惯量应尽可能小一些。3.33.3 惯性式同步器再换档过程存在的问题的分析惯性式同步器再换档过程存在的问题的分析 为避免机械变速箱在换挡时冲击噪声大，一般都采用惯性式同步器（以下简称同步器） 。图 1 为典型的锥形同步器结构简图，在回位弹簧 4 作用下，接合套 2 保持在空挡位置（对应工作原理图 2.)挂挡时接合套移动，摩擦面接触，因接合元件即接合套。使同步环转过一定角度，销止面顶紧（对应工作原理图 2b)。通过锁止面对摩擦面加压，在摩擦力矩作用下使接合套与空转齿轮同步。设计时，使锁止面的拨正力矩小于摩擦力矩，接合套不进人啮合，只有志接自家与空转首轮渡这相同，摩擦力知消失，同步一环转过一定角度，锁址止作用失效，接合套在轴向力作用下继续波动才能与空转齿轮的花键啮合，完成换档（对应工作原理图 2c） 。由工作原理可知同步器具有 3 种功能： 同步：挂挡时使进人结合的 2 元件转速逐渐相等。 锁止：只有主从动元件同步后才能结合。 定位：空挡时使接合套保持在中位。第 33 页 共 40 页 由于该种同步器必须在主从动元件同步后才能进人结合状态，因此必须采用中间元件，即同步环。目前同步器布置形式为接合套通过滑动配合的花键与齿我相连，同步环布置在接合套与空转齿轮之间。一个接合套用于挂 2 个挡。同步环与接合套或与空转齿轮连接一起转动，也可相对接合套和空转齿轮转动一定的角度，以便使换挡开始时的锁止面起作用。 当同步环与接合套一起转动时，锁止面位于同步环与接合套之间。同步环与空转
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