同步器讲座.docx
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同步器讲座.docx
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同步器讲座
同步器技术讲座
一、概述:
1、汽车变速器一般介绍:
1)汽车变速器功用:
在不同的使用条件下,改变由发
动机传到驱动轮上的转矩和转速,使汽车得到不同的牵引力和车速,以适应不同的使用条件。
同时也可使发动机可以在最有利的工况范围内工作。
为保证变速器具有良好的工作性能,对变速器提出以下基本要求:
a.应正确选择合适的变速器档位数和传动比,保证汽车具有良好的动力性和经济性指标。
b.具有较高的传动效率。
c.应设有倒档和空档。
d.换档操纵迅速轻便、工作可靠、噪声小。
2)汽车变速器分类:
目前汽车变速器大致可分以下两类:
a.手动机械式变速器(MT)ManualTransmission
b.自动变速器:
Ⅰ)液力自动变速器(AT、EAT)ElectronAutomatic
Ⅱ)无级变速器(CVT)Continuouslyvariabie
Ⅲ)自动机械式变速器(AMT)AutomaticMechanical
2.手动机械式变速器:
目前常见为定轴齿轮式传动。
分类:
1)三轴式:
多用于前置后驱传动结构
图1。
三轴式五档全同步变速器
2)二轴式:
多用于前置前驱传动结构
图2。
二轴式四档全同步变速器(前置纵向)
3)多轴式:
变速器具有2~3根中间轴,多用于重型汽车变速器。
二、同步器的应用:
在手动机械式变速器(MT)中,为实现换档操作迅速轻便无冲击,有利于提高汽车的动力性和燃料经济性。
在各档位中多采用同步器来实现换档操作。
1.同步器的结构型式:
1)常压式同步器:
是一种早期开发的同步器。
特点是结构简单,但其不能保证被啮合件在同步状态(即角速度相等)下实现换档。
也就是常压式同步器不能从根本上解决换档时的啮合冲击问题,所以这种同步器目前已被淘汰。
2)惯性式同步器:
由于惯性式同步器能够确保同步啮合换档,目前得到广泛应用。
3)惯性增力式同步器:
又称“波尔舍”(Porsehe)同步器。
由于这种同步器对材料、热处理及制造精度均要求较高,目前在国内采用较少。
2.惯性式同步器:
按结构可分
1)锁环式惯性同步器:
图3
图3。
CA—520二/三档同步器
2)锁销式惯性同步器:
图5
3)锁环式多锥惯性同步器:
图4
图4。
HC5T76一/二档双锥面同步器
图5。
T6-120一/二档锁销式同步器
3.惯性式同步器工作原理:
1)惯性式同步器系统简图:
图6
其中:
Jc—输入端一轴和离合器从动片等零件的转动惯量
Mc—离合器阻力矩
ωc—输入端角速度
Mf—同步环摩擦力矩
Mv—汽车行驶阻力矩
ωv—输出端角速度
Jv—输出端转动惯量
换档时首先要脱离原来的档位,在处于空档的瞬间,变速器输入端和输出端的转速理论上均应有所改变,同步时的转速则是一新的转速。
但实际上输出端所连的是整车,因而具有相当大的转动惯量。
在通常行驶条件下,可以假定输出端的转速在换档瞬间是不变的。
而输入端转速则需靠同步摩擦力矩作用来达到与输出端同步。
根据这一假定,从系统简图中:
ωv不变,同步摩擦力矩Mf需克服输入端零件的惯性力矩Jc×dωc/dt,从而改变ωc,直到输入端与输出端同步。
根据动量矩定理可列出下列方程式:
Jc×dωc/dt–Mf=0
(1)
即:
Mf=Jc×dωc/dt
(2)
设输入端与输出端的角速度差为Δω,同步时间为t,则此时的平均角加(减)速度为Δω/t,
(2)式可写成:
Mf=Jc×Δω/t(3)
2)同步摩擦力矩Mf计算:
Mf=P×μ×R锥/Sinα(图7)(4)
式中:
P—作用在同步锥面轴向力
μ—同步锥面间摩擦系数
R锥—锥面平均半径
α—同步锥角
由(3)式可得:
P×μ×R锥/Sinα=Jc×Δω/t(5)
上式称为:
同步器计算基本方程式。
结论:
a.在同步时间t已定条件下,若输入端转动惯量Jc(主要的是离合器从动片直径)越大、角速度差Δω越大,则所需同步摩擦力矩Mf就越大。
b.同步摩擦力矩Mf与换档力P、摩擦系数μ、同步锥面平均半径R锥成正比,而与同步锥角α成反比。
4.惯性式同步器同步工作过程:
1)换档杆通过拨叉拨动同步器齿套,同步器齿套通过滑块槽带动由弹簧压紧的滑块一起推动同步环压向齿轮的同步锥面。
由于换档力P的作用和转速差Δω的存在,两同步锥面一经接触即会产生摩擦力矩Mf,并使同步环相对同步器齿套转动一个角度。
在力P的继续作用下,同步器齿套克服弹簧力脱开滑块继续前移,使得同步器齿套齿端锁止角的斜面紧压在同步环齿端锁止角斜面上。
(图8)
3)在力P的作用下,同步环齿端锁止角斜面承受一正压力N,其可分解为一轴向分力S=N×cosβ(S=P)和切向分力T=N×sinβ。
力S在同步锥面上可形成一正压力。
由于两锥面存在有转速差,所以可在这正压力作用下锥面上产生摩擦力矩。
(图9)力T则形成一拨环力矩,此拨环力矩力图使同步环反转而脱离齿套齿端锁止斜面,但同步环錐面上的摩擦力矩却阻止同步环反转。
只要在结构设计上保证摩擦力矩大于拨环力矩,使两个锁止斜面始终靠紧,从而可阻止齿套移动。
这一作用称之为“锁止作用”,可以保证只有在实现同步以后才可完成换档操作。
保证实现锁止作用的条件:
Mf≥N×sinβ×r锁(6)
式中:
β—齿端斜面的斜角。
r锁—锁止斜面的作用半径。
齿套分度圆半径
4)随着换档力P的不断增大,同步锥面上的摩擦力矩Mf亦不断增加。
当摩擦力矩Mf增加到等于输入端的惯性矩时,被连接的两啮合件的角速度相等,摩擦力矩Mf为零。
在力P的继续作用下,所产生的拨环力矩将使同步环转动一角度,从而使两锁止斜面脱开,此时同步器齿套即可自由地通过同步环而与齿轮上的结合齿啮合。
完成了换档操作。
上述的同步换档过程基本上适用于各种型式的惯性式同步器。
同步过程简述:
同步锥面产生摩擦力矩—同步环转动一个角度—锁止面起作用阻止同步器齿套前移—同步—同步环转动一个角度—完成换档。
三.锁环式同步器的设计计算:
已知条件:
离合器从动片结构尺寸。
变速器档位数、档位排列及各档速比。
变速器各档位齿轮的结构尺寸。
变速器中心距。
匹配发动机最大功率时转速。
1.同步器理论设计计算:
1)转动惯量的计算:
换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括:
离合器从动片、一轴、中间轴、与中间轴齿轮相啮合的主轴上的常啮齿轮。
统称为同步过程的输入端。
(见同步系统简图)而输入端的转动惯量Jc的计算步骤是:
首先计算上述相关零部件的转动惯量,而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。
园柱体盘式零件的转动惯量计算公式为;
实心J=Q×D2/8g=(γ×π/32g)×D4×L
空心J=Q×(D2-d2)/8g
=(γ×π/32g)×(D2+d2)×(D2-d2)
式中:
Q—零件重量(克)
D—零件外径(厘米)
d—零件内径(厘米)
g—重力加速度(980厘米/秒2)
γ—材料比重(钢:
7.85克/厘米3)
L—零件厚度(厘米)
转动惯量的转换:
基本公式为
J换=J×i=J×主动齿轮齿数/从动齿轮齿数
各档的总转动惯量ΣJ,需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上。
ΣJ=J+J换
2)角速度差Δω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。
a.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nN,才能得到角速度差的最大值Δωmax。
所以:
ω出=(2×π×nN/60)/i低
ω入=(2×π×nN/60)/i高
Δωmax=ω入-ω出=2×π×nN/60×(1/i高-1/i低)
b)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Δωmax。
所以:
ω出=(2×π×nN/60)/i低
发动机在换档前的角速度ω发为:
ω发=ω出×i高=(2×π×nN/60)×i高/i低
输入端(被同步齿轮)换档前的角速度为:
ω入=ω发/i低=(2×π×nN/60)×i高/i2低
Δωmax=ω出-ω入
=2×π×nN/60×(1/i低-i高/i2低)
2.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×μ×R锥/Sinα=Jc×Δω/t
按已知条件:
同步器输入端转动惯量Jc、角速度Δω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=P×μ×R锥/Sinα
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/T29063—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μ:
在同步器设计计算时一般可取μ=0.1
同步锥角α:
同步摩擦力矩Mf可随着α角减小
而增大,但α角的极限取决于锥面
角避免自锁的条件,即:
tgα≥μ(见后说明)
根据式(4):
可得
R锥=Mf×sinα/P×μ(7)
同步环结构参数及尺寸的确定:
(图10)
D—分度圆直径φ—同步环大端直径
α—同步环锥面角B—同步环锥面宽
由图9可推算出:
φ=2R锥+B×tgα(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=φ/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α:
由式(4)可知,α越小则摩擦力矩Mf越大。
但α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=N×sinα+μs×N×cosα
式中:
μs—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μs×N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N×sinα>μs×N×cosα
tgα>μs(11)
由于摩擦系数μs在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角α一般可取6°~7°30′.对多锥面同步器,由于摩擦力矩有足够大,锥面角可取8°或8°30′。
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:
⑴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。
⑵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。
⑶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。
⑷同步锥环锁止角β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。
图12。
同步过程受力分析
由图12可知:
T=N×cosβ
N=P/sinβ∴T=P/tgβ
Mo=T×r锁=P×r锁/tgβ(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
β—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):
P×μ×R锥/sinα>P×r锁/tgβ
整理后:
tgβ≥r锁/R锥×sinα/μ(13)
在锁环式同步器设计时锁止角β选取为:
β=52°—60°
若考虑到锁止斜面间的摩擦力,则由图12:
切向力T∑=N×cosβ-N×μB×sinβ
轴向力P∑=N×sinβ+N×μB×cosβ
将T∑、P∑代入Mf及Mo计算式并整理后得:
tgβ≥(r锁sinα-μμBR锥)/(μR锥-μBr锁sinα)
式中:
μB—锁止斜面间的摩擦系数
综上所上述:
锁止角β选取大些,可以避免发生“不同步啮合”的不正常现象。
但β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β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β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。
图13
⑸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14b、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14a)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滑块端面间隙,即δ2>δ1(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:
δ1=0.5—1.0mmδ2-δ1=0.20—0.30mm
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δ3(见图15)。
使同步锥环锥面的磨损在一定程度内不影响正常的同步作用和拨环效果。
δ3也称为磨损裕量,通常可取:
δ3=1.4—1.8mm
3)应该使同步锥体的锥面宽度B1大于同步锥环锥面宽度B2,从而可避免在使用中同步锥环的锥面会磨出台阶,使同步锥面接触不良,导致不同步啮合。
(见图16)
4)同步器输入端的初角速度与输出端的初角速度的比值一般应控制在1.8以内。
否则因所需的同步器容量大,同步器设计难度大,不易满足要求。
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