锁销式惯性同步器设计说明书

1锁销式惯性同步器设计摘要：同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。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。惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。本文主要是完成锁销式惯性同步器的设计，首先根据同步器经验公式的计算，确定锁销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Solidworks 软件对锁环式同步器进行三维建模，确定锁销式同步器的基本几何参数和装配位置参数。关键词：锁销式；惯性；同步器；同步时间；参数设计；强度校核2synchronizerdesigned for useAbstract：Synchronizers have, atmospheric type, inertial type and inertia increase strength type. Atmospheric type synchronizer structure simple, but have not guarantee in synchronization condition of meshing pieces of faults, has no shift. Of widely used is inertial type synchronizer. Inertial type synchronizer depend on friction role in achieving synchronization with above them exclusively institutions guarantee of engagement with the spine tooth circle for engagement in inaccessible synchronism could not contact before between so as to avoid the tooth impact. Inertia type synchronizer can shift, reach exactly equal in angular velocity between the two transmission components are not allowed to shift before, thus can complete the function o f the synchronizer and implementation to th e basic requirement of the synchronizer. This paper mainly completed the design of the lock ring type inertial synchronizer, this paper, first of all, based on the experience of synchronizer formula calculation, determine the main parameters, the lock ring synchronizer parts and relation between various parts in the design and calculation of; Then use Solidworks software to lock ring synchronizer for 3 d modeling, the basic geometric parameters of the lock ring synchronizer and assembly location parameters.Key words： synchronizer; Synchronization time;Parameter design; Strength check3目录1 前 言 .41.1 本次课题设计的目的、意义 .41.2 汽车同步器的应用背景与要求 .51.3 国内外同步器的发展情况 .52 同步器的性能要求及种类 72.1 同步器的性能要求 72.1.1 同步器性能影响因素 .72.1.2 其他因素对同步器性能的影响 .82.2 同步器分类及特点 .93 同步器的类型选择及具体参数选择 .123.1 同步器总方案的分析 .123.2.1 锁销式同步器的工作原理 .133.2.2 构造分析 133.3 同步器参数选择 153.3.1 同步环锥面角的确定 153.3.2 同步环锥面直径和宽度的确定 .153.3.3 锥面工作长度 b153.3.4 摩擦因数 153.3.5 同步环锥面螺纹和油槽的设计 .163.4 锁止角的计算 .173.4.1 锥面摩擦系数 和锁止面摩擦系数 .181 23.4.2 摩擦锥面平均半径 .1913.4.3 同步环径向厚度 .1943.4.5 同步时间 t193.5 同步环的材料 .203.6 同步器定位螺旋弹簧的设计 .204 同步器锁销的设计 .214.1 同步器锁止角的确定 214.2 同步器锁销差的确定 214.3 同步器齿套的设计 214.3.1 齿套锁销孔和定位销孔的设计 214.3.2 齿套接合齿的设计 .214.4 同步器零件之间间隙的确定 .215 同步器校核 225.1 同步器同步时间校核 .225.2 花键毂齿轮基本尺寸确定 .235.3 锁销弯曲强度校核 .245.4 齿轮受力分析与齿轮齿面强度校核 .245.5 齿根弯曲疲劳强度计算 .275.6 接合套剪切强度校核 .285.7 花键毂花键的校核 .295.8 同步器定位螺旋弹簧的校核 .315.9 同步器设计参数 .32参考文献 .33外文翻译 .3351 前 言1.1 本次课题设计的目的、意义本文来源于宁夏大学机械工程学院交通运输专业。从汽车构造教材，汽车设计及机械手册中和从查阅得到的桑塔纳2000型汽车发动机的具体参数出发，针对轿车发动机的特性和同步器的具体设计要求，采用正向设计的设计思想，来完成同步器的设计。在设计过程中应用Solidworks软件完成部分零件和装配过程。来辅助完成同步器的设计。通过用选用的汽车发动机所提供的参数，设计出与之相匹配的同步器，了解正向设计的基本过程。在设计的过程中，掌握Solidworks软件的用法，加深对三维造型设计的了解。毕业设计是培养学生综合运用本学科的基本理论、专业知识和基本技能，提高分析与解决实际问题的能力，完成工程师的基本训练和初步培养从事科学研究工作的重要环节。毕业设计也是完成教学计划达到专业培养目标的一个重要的教学环节；学生通过毕业设计，综合性地运用几年内所学知识去分析、解决一个问题，在毕业论文的过程中，所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一次锻炼。使学生的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，去创造的自信心。通过毕业设计的学习，我们能更加具体的了解、学习本专业有关知识，更加充分运用所学到的技能。毕业设计具有以下目的：(1)通过阅读有关资料对当前计算机软、硬件技术的发展有进一步的了解。(2)融汇贯通几年里所学习的专业基础知识和专业理论知识。(3)综合运用所学专业理论知识和技能提高独立分析问题和解决实际问题的能力。(4)培养和提高与设计群体合作、相互配合的工作能力。（5）培养资料查阅能力和总结运用能力。61.2 汽车同步器的应用背景与要求 背景：现代人对于汽车舒适性的追求，要求换挡平稳迅速，省力无冲击。而这反映到变速器上就是换挡时同步器冲击反馈到变速杆上。同步器是汽车变速器的重要部件，它使同步器输入、输出部分同步后再结合，从而减小了换挡时的冲击和噪声，减轻换挡力，使得换挡平顺，轻便，减轻驾驶员的疲劳。要求：为了保证变速器能换挡平顺、轻便，减小驾驶者所能感受到的冲击和噪声，减轻换挡力，同步器的设计一般有以下要求：选择合适的摩擦半径和摩擦锥面角，使之满足变速器同步时间的要求；操纵迅速而省力；同步容量足够大，工作平稳，低噪声；体积小、质量轻，工作可靠；使用寿命长等。1.3 国内外同步器的发展情况1.3.1 国外同步器的发展现在国外的同步器的发展主要分为两个方面：一方面是对于同步器机械结构的研究。在这方面，从同步器问世以来，国外先后发展出了锁销式、锁环式、自增力式、短行程式以及双锥面和多锥面式等各种类型的同步器。在此基础上，国外重型变速器的各个厂商研制了各种特有的同步器技术，能够使得变速器具有更好的换档性能。其中美国伊顿公司就是以其独特的双中间轴式结构而被人所周知，其代表性的变速器就是采用了同步器结构的富勒系列变速器，它使的该变速器的换档更加便捷而且增加了变速箱的使用寿命。另一方面是对于同步器摩擦材料以及制造工艺的研究。在最开始的时候，同步器的摩擦材料普遍以铜基合金为主，现在随着同步器的发展，越来越多的新型摩擦材料也相继问世。例如树脂同步环摩擦材料和碳纤维摩擦材料。这些新型摩擦材料相对于铜基合金都具有更好的耐磨性以及更大的摩擦系数。除此之外，采用新的摩擦材料制造工艺同样可以改善同步环的摩擦性能。例如喷钼工艺可以使同步环具有更稳定的摩擦性能。在国外众多变速箱厂商中最具有代表性的就是德国的采埃孚公司，其作为世界最大的变速器制造商，采埃孚公司先后研究出的用于重型商用车的新型 ECOMID 和 ECOSPLIT 系列变速器就采用了 ZF-B、ZF-BK 型短行程同步器和 7ZF-D 型双锥面式同步器，其中同步环的材料就选用了钢基喷钼同步环。其中 ZF-BK 型同步器可以很好的减小变速器的轴向尺寸，而 ZF-D 型双锥面式同步器能够提供更大的同步力矩，很好的提高同步性能。1.3.2 国内同步器的发展概况国内的变速箱发展因为起步较晚，缺乏技术储备，其重型变速器技术多来自西方那些工业发达国家。因此，国内的汽车变速器技术基本上是在对国外变速器的引进和消化的基础上发展起来的。最具有代表性的就是陕西法士特汽车传动集团有限责任公司。法士特品牌在重型商用车变速器市场上拥有着相当大的市场占有率，其主打产品就是从美国伊顿公司引进来的早期富勒系列变速器。其与美国伊顿公司通过合资的方式生产了 SYNCHRO-9 系列变速器，它采用的是伊顿公司最新研发的自增力式同步器。但是，虽然该同步器具有同步力矩大、可靠性高等优点，但是其最大的限制就是采用的非金属摩擦材料在国内没有办法生产，必须通过进口，增大了制造的成本。同时作为国内最大的同步器专业制造商，天海汽车同步器厂为了适应国内汽车市场的需要，研制了用于轻、中型变速器的双锥面式同步器，现在经过试验，已经取得了一定的成果。从近期来讲，国内的关于重型变速器的技术多依靠从国外企业中引进而不是自主研发，虽然降低了国内企业的研发成本，增加了企业效益，但是从长远的发展角度来看这是非常不利于中国汽车工业的发展。虽然我国现在重型变速器的制造装配水平和工艺水准相比于国外发达国家还不是很先进，但随着中国经济的快速发展，运输车辆的安全性能和舒适性能定然会受到客户更多的关注。82 同步器的性能要求及种类2.1 同步器的性能要求同步器最重要的性能就是其同步性和锁止性，因此无论在对同步器进行设计或制造的过程当中都一定要确保同步器的同步和锁止性能的良好。（1）同步性 在司机对汽车进行换挡时所花费的时间越短，则汽车换挡时的平顺性就越好，因此可以认为同步器同步性能的优劣可以用同步时间的长短来评价。同步时间越短，它的同步性能就越优良。因为同步器主要是由同步器内的摩擦片通过摩擦来实现整个同步过程，所以必须对同步器的摩擦系统进行严格的要求。具有较高摩擦系数。同步器能够产生的同步力矩越大，则它需要的同步时间就越短。而靠摩擦产生的同步力矩的大小则与摩擦接触面的摩擦系数息息相关。因此为了保证同步器具有良好的同步性能就需要选用具有较高摩擦系数的摩擦材料来充当同步器的摩擦接触面。具有高耐磨性。为了保证同步器的使用寿命，在正常的使用条件下摩擦锥面的摩擦接触面要具备较好的耐磨性具有抗超载能力。在实际造作过程中，驾驶员在换挡时有可能离合器还没有脱开或没有完全脱开的，因为这时候发动机的动力没有完全中断，同步器就会承担较大的载荷（2）锁止性同步器的功能就是保证齿轮在转速达到同步后再互相啮合，避免换挡冲击。因此只有同步器具有良好锁止性能才能够保证其同步性能的发挥。若没有良好的锁止性能来保证同步器的锁止，具有再优秀同步性能的同步器在换挡时依然会产生换挡冲击92.1.1 同步器性能影响因素对任何摩擦式同步器来说，均可用换档力 F 和同步时问 t；的乘积(称换档冲量)来评价其性能的好坏。很明显，最理想的同步器是既省力又能快速实现同步。也就是说，冲量值越小，同步器的性能越好。（1）减小锥面角 锥角越小则同步力矩 Tc 越大。但锥角过小时，容易产生粘附和楔死现象。通常取“6 度7.5 度。可是 6 度锥角，若锥面粗糙度没有严格控制，则有粘着和楔死的危险。7 度锥角在相同粗糙度产生相同摩擦系数情况下，很少产生楔死现象。所以同步环的内锥面应与锥毂的锥面精确配合，严格控制制造公差。用量规检查时，其接触面积应不少于总面积的 80。（2）增加同步器平均摩擦半径 R。通常，锁销式同步器的 D/A(D 一锥面平均摩擦直径；A 一变速器孔中心距)约在 1.01.2 范围内；而滑块式同步器只有 0.91.0，个别达到 1.1。所以一般说来锁销式同步器具有较大的扭矩容量。（3）增大摩擦系数。这是一个非常复杂的因素，而且是影响同步器性能的关键。平均摩擦系数的大小与率擦副的材料、润滑油的种类、同步器的结构以及加工质量等密切相关。前已提及，在结构参数和使用条件一定的情况下，换档冲骷与摩擦系数成反比。2.1.2 其他因素对同步器性能的影响润滑油对同步器性能影响极大。变速器的阻力矩和同步器的摩擦系数受润滑油的影响。润滑油常常由一种矿物油作基剂加上专用的添加剂组成。润滑油的粘度影响同步初期的刮油速度。粘度过大时，同步环的螺纹不能及时破坏工作表面上的油膜。因此，不能快速提供足够大的摩擦系数而导致撞击。冷变速器在向上换高档时，也常出现撞击现象就是这个原因。此外，粘度过大必然增加换挡阻力，为向下换低档带来困难。由于搅油产生的阻力矩是同步器必须消耗的功10率。搅油消耗常常使齿轮系转得慢些。因此，再换高档时，搅油损耗扭矩常常有助于齿轮同步。而换低档时，齿轮系速度增加。在给定的油的粘度、数量（升）和温度时搅油损耗扭矩的增加与驱动小齿轮的转速成正比。搅油损耗也随着变速器内油量的增加而增大。大多数变速器加油到中间轴小齿轮半径的 1/31/2 处。考虑到齿轮噪音和边界润滑，油位在具体的变速器中是各不相同的。另外，变速器的加油量对温升也很敏感，高油面温升大。由于油过热后会变质，不能承受压力，同时添加剂也会分解，降低变速器使用寿命。2.2 同步器分类及特点同步器都是利用摩擦原理实现同步的，目前汽车上采用的同步器具有多种结构形式，主要有常压式、惯性式、自增力式等形式。常压式同步器工作不是很可靠，无论同步器两端是否达到同步，接合套与接合齿圈都可能啮合，无法避免不同步的啮合冲击，目前己基本被淘汰。现代汽车上大量采用的是惯性式同步器，它可以有效的避免齿间冲击和噪声。（1）锁环式同步器锁环式同步器是靠锁环锥而与接合齿圈锥而摩擦来实现同步作用的，锁环式同步器具有工作性能稳定，结构紧凑，寿命高等特点。只是由于变速器传动轴中心距尺寸不宜过多改变，同时同步器结构的空间布置形式对变速器尺寸具有一定影响。因此，同步器同步摩擦锥的锥而半径无法取大，这一特点使得锁环式同步器的同步能力受到限制。为此锁环式同步器的同步能力较小，锁环式同步器大多使用在小型轿车、小型乘用车、小型商用车等车型中。如图所示，三个凹槽均布与锁环式同步器的花键毅上，与其对应有三个可以沿凹槽滑动的滑块置于其中。滑块与接合套之间分别通过三个弹簧圈连接，滑块中间的凸起部分正好抵在接合套的内环槽内。三个缺口均布锁环上，锁环的缺口分别与各个滑块端部相抵，锁环的缺口比滑块的宽度大一个花键齿宽。换档时施加在接合套上的换档力推动接合套，带动滑块将锁环压向接合齿圈，使锁环的内锥而与接合齿圈锥而接触。由于换档时同步器接合齿圈(输入端)与花键毅(输出端)分别对应两个档位的转速，它们之间存在转速差，因此摩擦锥而间有相对运动而产生摩擦力矩，该摩擦力矩会使锁环相对于接合套转过一个角度，使滑块的一端与锁环缺口的一端接触。此时接合套花键齿锁止而与锁环花键齿锁止而相互压紧，换档力在锁止斜而产生两个分力，一个轴向推力和一个拨环力。然而此拨环力矩由于锁止角的关系小于同步摩擦力矩，无法拨动锁环转过一个角度，此时处于锁止状态。当同步器输入端输出端通过摩擦达到相同转速时，同步摩擦力矩消失，锁环在拨环力矩的作用下相对于接合套回转一个角度，接合套在换11档力的作用下继续轴向移动，越过锁环，与接合齿圈接合，完成换档。锁环式同步器结构紧凑，但因径向尺寸小，锥面间产生的摩擦力矩较小，而且锁环的接合齿端面，使用中会使齿端磨损而失效。故它适用于传递转矩不大的轿车和轻型货车的变速器。在中型货车以上的变速器中，尤其是低速档最好采用锁销式惯性同步器。1-一轴长啮合齿轮 2-滑块 3-拨叉 4-二轴齿轮 5、9-锁环（同步环） 6-弹簧圈 7-花键毂 8-结合套 10-环槽 11-三个轴向槽 12-缺口(2)锁销式同步器锁销式同步器与锁环式同步器一样都是通过摩擦实现同步，其工作过程与锁环式同步器类似，锁销式同步器锁元件是三个锁销，与三个锁销相对应的是接合套上三个锁销孔倒角，锁销穿过接合套上的锁销孔，将对称于接合套两侧的摩擦锥环铆接成整体框架结构。另外有三个以弹簧及钢球定位的定位销。三个弹簧和定位钢球是锁销式同步器的弹性元件，它们安在接合套的孔中，起到空档定位作用，定位12销的两端而与摩擦锥环的内端而既保留了很小的轴向间隙，又有一定的径向间隙，从而使定位销的作用不干涉锁销。与锁销铆接在一起的锥环和与之对应的待同步接合齿轮上的锥盘为锁销式同步器的摩擦元件。换档时，在换档力的作用下，接合套轴向移动，带动钢球和定位销推动摩擦锥环向接合齿轮上的摩擦锥盘移动并接触，由于转速不同，摩擦锥而间产生摩擦力矩，使锥环和锁销相对接合套转过一个角度，锁销倒角与接合套孔倒角接触并压紧。此时由于换档力在倒角斜而上的分力产生的拨正力矩小于同步摩擦力矩，无法使锁销相对接合套回转一个角度，运动被锁止。当接合齿轮转速与接合套转速在摩擦力矩的作用下达到相等时，锥而间没有相对运动，摩擦力矩消失，拨正力矩拨动锁销回转到接合套孔中心，此时接合套压下钢珠并穿过锁销与接合齿圈接合，换档完成。锁销式同步器因其结构特点，摩擦锥而半径较大，能产生的同步摩擦力矩比锁环式同步器大得多，故广泛应用于中型及重型汽车上。锁销式同步器（3）自行增力式同步器这种同步器与惯性式同步器一样，也是利用摩擦原理实现同步，主要区别在于自行增力式同步器在同步环内的弹簧片作用下，同步环所能产生的同步力矩得到很大提高。图为波舍尔自行增力式同步器。相互啮合的一对齿轮空套于输出轴上，而13花键毅与输出轴通过花键连接，花键毅上均布三个凸起的轴向键，分别与接合套上的键槽对应。接合套随毅旋转，在轴向上与毅相对平移。接合齿圈与常啮齿轮固定连接。弹性的开口同步环、滑块、支撑块及两个弹簧片均装在接合齿圈内，并用挡片对其轴向进行定位。滑块凸起的部分分别插入同步环的开口处，处于空档情况时两端会有间隙，支撑滑块的内圆凸起部分则插入与接合齿圈轴颈相对应的槽里，槽比凸起稍宽些。同步锥环的外表而沿着轴向两端制出外锥而，接合齿圈与接合套的两侧齿端同样制出与其相配合的内锥而。只要接合套与待啮合齿轮之间存在转速差，弹簧片的支撑力就阻止同步环直径缩小，因而也就阻止了接合套移动。在两者的转速差为零(同步)时，弹簧片卸除载荷，即以右弹簧片的上端为支点，弹簧片伸张，其下端顶住支撑块凸起的右侧，推动接合齿圈连同低档齿轮一起顺时针方向转过一个角度，使弹簧片松弛，于是阻止同步环直径缩小的支撑力消失。此时，在不大的换档力作用下，接合套便可压缩同步环，与右侧的接合齿圈接合，而同步环处于接合套的凹槽里，被可靠定位。因此，在换档位置，无需采用一般变速器所必须设置的自锁装置。143 同步器的类型选择及具体参数选择3.1 同步器总方案的分析同步器有常压式，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。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好的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，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁环式同步器由于摩擦面和换挡行程并行故轴向空间小，所以锁止安全性及抗磨损强度高、啮合传递性好。滑块式同步器工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合套上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。 锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于最大总质量大于6.0t的货车变速器中。外锥式同步器在相同的直径下提供比内锥面大一点的摩擦力矩，使同步器可以迅速完成同步过程。但造价比较高，多用于高级轿车中。综合以上因素以及对同步器可靠性、稳定性、经济性及持久性的考虑，我们选择锁销式惯性同步器作为所需的同步器类型。3.2.1 锁销式同步器的工作原理锁销式惯性同步器的结构它由被同步齿轮、同步环、同步器锁销、齿套、定位15钢球、定位钢球弹簧、同步器定位销组成。变速时, 齿套带动同步器定位销一起移动, 推动同步环压向被同步齿轮锥盘的内锥面, 使两锥盘相接触, 二者一经接触便产生摩擦力矩。两锥面接触后, 由于齿套有换档力作用, 使同步器锁销倒角与齿套锁销孔倒角相抵触,而不能进入接合,使两锥面间存在正压力而产生摩擦力矩，切向力产生拨环力矩,只要在设计上保证摩擦力矩大于拨环力矩,就能可靠地起到锁止作用。随着换档力的继续作用, 当摩擦力矩等于惯性力矩时, 输入端与输出端的角速度相同时,惯性力矩等于零,摩擦力矩也等于零,实现了同步,使锁销相对于齿套转过一个角度完成换档。3.2.2 构造分析（1）锁销的作用a.连接作用锁销穿过接合套上的锁销孔，将对称跨置于接合套两侧的摩擦锥环铆接成整体框架结构；b.周向驱动作用当汽车行驶时，接合套通过锁销刚性地带动摩擦锥环一同旋转；c.锁止作用，锁销与锁销孔为滑动配合，但锁销的中部直径较小，因此在结构上，只有在锁销与锁销孔对中时，接合套才能相对于锁销（包括摩擦锥环）作轴向移动。否则，锁销轴与锁销孔的倒角相互抵触。 （2）定位销的作用a.定位作用如图及A一A剖面图所示，利用弹簧11的弹力将钢球10压入定位销中部的环槽，以确定同步器的空档位置； b.轴向驱动作用接合套通过定位销驱动摩擦锥环向左或向右移动，定位销与接合套上的定位销孔亦为滑动配合。为了不与锁销的作用发生干涉，在结构上定位销的两端面与摩擦锥环的内端面既保留了很小的轴向间隙，又有一定的周向间隙。在使用具有锁销装置的惯性式同步器时，接合套5在轴向换档拨叉力的作用下，通过钢球10和定位销4带动摩擦锥环3向左（4档换5档）或向右（5档换4 档）轴向移动，使之与相应的摩擦锥盘2接触。当具有转速差的摩擦锥环和摩擦锥盘一经接触，便产生16了摩擦力矩MO一方面，在该摩擦力矩M的作用下，摩擦锥盘（A链）经过减速（4档换5档）或加速（5档换4档）过渡到与摩擦锥环（B链）同步，其过程分别见图 2和图3中的虚线所示；另一方面，在惯性力矩Mt的作用下，摩擦锥环连同锁销一同相对于接合套超前（4档换5档）或滞后（5档换 4档）转过一个角度，使得锁销中部小径外圆紧靠在接合套锁销孔的内圆面上并继续一同旋转。这样，锁销中部的锁止倒角锥面与锁销孔相对的锁止倒角锥面相抵触，阻止接合套前移、挂档。由此可见摩擦力矩M一经产生，原经接合套、钢球、定位销作用在摩擦锥环上的轴向换档拨叉力便转移而成为作用在锁止面上的轴向分力。该力经锁销作用在摩擦锥环上，使之与摩擦锥盘压紧。在摩擦力矩M的作用下，摩擦锥环与摩擦锥盘迅速达到同步。只有在达到同步之时，起锁止作用的A链惯性力矩消失，作用在锁销上的切向分力才能通过锁销使摩擦锥环、摩擦锥盘和A链一同相对于接合套回转一个角度，使锁销重新与锁销孔对中，于是接合套便能轻易地克服钢球的阻力而沿锁销移动，直至与花键齿圈接合，实现挂档。173.3 同步器参数选择3.3.1 同步环锥面角的确定在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 T 的减小而增大 , 为了增大同步器的容量 , 锥面角 T 应尽取小值。但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制 , 为了避免锥面角发生自锁 , T 的选取要满足 Tarctan (_ 为摩擦系数 )。 =1sin为锥面摩擦力矩； 为接合套所受换挡力。可知， 的值取得越小，则同步力 矩 就越大。但 过小则摩擦锥面将产生自锁现象。在保持同步力矩 不变的条件 下，锥面动摩擦系数 越大，则 就可取得越大些。避免自锁的条件是 。可1 tan知， 的最小值要受到两个锥面之间的静摩擦系数 值的大小的限制。所以，综上所 述一般取 。 时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不=6 8 =6严时，则有粘着和咬住的倾向；在 时就很少出现咬住现象。所以本文选择=7。=73.3.2 同步环锥面直径和宽度的确定在中间轴结构允许的情况下 , 为了增大锥面间的摩擦力矩 , 缩短同步时间 , 同步环锥面直径应尽量取大值。同步环锥面宽 B 与摩擦锥面的发热有关 , 一般取 B= R锁 /10 R 锁 /14 ( R 锁为拨环半径 )。3.3.3 锥面工作长度 b缩短锥面工作长度 b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加剧。设计时可根据下式计算确定 b：= 212式中， 为摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副， ； 为摩擦 =1.01.518力矩； 为摩擦因数； 为摩擦锥面的平均半径。经计算得 b=1.98。所以 b 取 2mm。 13.3.4 摩擦因数 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，同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料，为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，因此要兼顾两方面。摩擦因数的选取不仅与选用材料有关，还和工作面的表面粗糙度，润滑油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，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选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造。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。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，则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。3.3.5 同步环锥面螺纹和油槽的设计为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 , 增大摩擦力矩 , 同步环锥面上需车制螺纹 , 并在螺纹垂直方向开设排油槽 , 油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。一般油槽宽为 2mm 4mm, 数量 30个 40 个。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大 , 在设计时 ,一般螺纹齿顶宽为 0. 15mm 0. 2mm,螺纹牙形角为 50, 螺距为 0. 65mm 0. 9mm。若螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，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。螺纹的齿顶宽对 的影响很大，随齿顶的磨损降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计的大些，可使被刮下来的油存在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3-5中给出的尺寸适用于轻、中型汽车，图3-6适用于总质量大些的货车。通常轴向泄油槽为6 12个，槽宽 2 4mm。 193-1 同步环螺纹槽 a3-2 同步环螺纹槽 b3.4 锁止角的计算锁止角 选取得正确，就可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值时才能进行换挡。影响锁止角 选取的因素，主要有摩擦因数 、摩擦锥面平均半径 、 1锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有结构的锁止角在26 42范围内变化。 从下式20tan2sin12111+22sin式中 为锥面摩擦系数； 为锁止角摩擦系数； 为摩擦锥面平均半径； 为1 2 1 2锁止面平均半径可以看出，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 了。 角要取得大些，使所产生的1 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，发生锁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，这也是锁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 和锁止角摩擦系数 的关系。1 2tan2sin-12111+22sin=sin-1212112+2sin=(2)本文取锁止角 为 423.4.1 锥面摩擦系数 和锁止面摩擦系数1 2当同步环以及同步器摩擦副的材料选定后，锥面摩擦系数 和锁止面摩擦系数1与表面光洁度有关，锥面摩擦系数 还与润滑油种类和温度等有关。2 1锁环式同步器的锥面角 和锁止角 均分别取常用值 7和 42，摩擦锥面平均 半径和锁止齿面平均半径的比值在锁环式同步器中一般取 0.75。由于拨正力矩 为=22(12tan)tan+2为同步环花键分度圆半径； 为接合套换挡轴向力。2 2根据以上公式21=112 tan+2sin(12tan)所以，当假定 =0.07,绘制如图 3-8 所示.2图 3-3 扭矩比与锥面摩擦系数关系假定 ，则锥面摩擦系数 与锁止面摩擦系数 存在着以下极限关系：=1 1 21=sin(12tan)tan+2 21另外，由于值 必须大于零，所以2 S4 ,S5= S2- S1= d /( 2tanT)。式中: S 齿套与接合齿之间的空档间隙;S1 锥环与锥盘两基面之间的空档间隙 , 设计时取 S1= 1mm 2. 5mm;S2 锥环小端与锥盘内端面之间的间隙 , 设计时取 S2= 3. 5mm 4mm;S3 锁销倒角与齿套锁销孔倒角之间的空档间隙 , 设计时取 S3 = 0. 95mm1.1mm;S4 同步器定位销与同步环之间的空档间隙 , 设计时取 S4= 0. 25mm 0. 35mm;S5 同步器的后备行程 , 设计时取 S5=2.5mm 3mm;d 同步环径向磨损量。当 S S1+ S2+ S3 时 ,同步器正常工作 ,直到同步器磨损到预定的尺寸为止。当 S3 S4 时 , 同步器锁销过早地进入了齿套锁销孔 , 同步器锁止条件不能实现 , 等于无同步器。265 同步器校核5.1 同步器同步时间校核对乘用车和客车 =60N，变速杆手柄到接合套的传动比为 ，则作用在同步器 摩擦锥面上的轴向力(5-1)=式中 为换挡的传动效率。由此可以算得工作面上的摩擦力矩 为:（5-2)=1sin1式中， 为摩擦锥面锥角； 为工作锥面间的摩擦系数； 为摩擦锥面的平均半 1 1径.同步时的摩擦力矩方程式为11sin= ( 1+11)=sin11(1+11)为发动机角速度,式中 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(5-3)=122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0.50-0.80s。手柄力对轿车变速器高挡取60 N，低挡取 100N。在一挡（传动比为3.077）换入二档（传动比为2.011） ，校核同步器同步时间如下：已知条件，如表4-1：表4-1同步器低挡传动参数表27sin 1 0 2 1 1 0.122 2.011 3.077 60 28 0.11 100 7850=2220由公式得（5-4） =sin1( 1+11)结果：t=0.61s在四档（传动比为1.074）换入五档（传动比0.75） ，校核结果如下: 由已知条件，如表4-2: 表4-2同步器高挡传动参数表sin 4 5 2 1 1 0.122 1.074 0.75 60mm 28mm 0.11 100N 7850N=2220由公式(5-4)得：结果：t=0.152s5.2 花键毂齿轮基本尺寸确定齿轮的损伤形式虽然多种多样，但在某一具体适用场合并不同时发生，因此其设计准则取决于轮齿可能出现的损伤形式。目前，针对前述失效形式中的齿面磨损和塑性变形等，尚未建立起广为工程使用且行之有效的计算方法和设计数据，因此在设计齿轮传动时，通常只对弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行计算。花键毂选用材料为 ,采用渗碳淬火，齿面硬度较高，耐冲击性能好。2028花键毂选用标准圆柱直齿轮，有标准模数查得，根据同步器初步选用齿轮模数为 ，并初步选定齿轮齿数 , 。=2 =36=1,=0.25压力角 。=20确定花键毂齿轮分度圆直径为：=72齿轮齿顶高为：=2齿轮齿根高为：=(+)=1.25=2.5所以初步选用齿轮基本尺寸如下：花键毂齿轮模数 齿轮齿数 ,轴径=2, =36，花键毂宽度 ,锁环与接合齿圈，接合套齿形齿数与花键毂相同，=30 =25由花键毂齿形参数确定,接合套选用材料和齿轮相同，锁环则初步选用铝青铜材质。齿轮基本参数确定，相关零件进行校核。5.3 锁销弯曲强度校核5.4 齿轮受力分析与齿轮齿面强度校核齿轮传动受力分析的目的是为了计算轮齿强度和为支承齿轮的轴和轴承提供设计计算所需的作用力的数值。由于齿轮转动时一般均加以润滑，啮合齿面间的摩擦力通常很小，故作受力分析时可略去轮齿齿廓在节点C啮合时相互作用的总压力，即为法向力 ,其方向沿啮合线方向。 可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力 和径向力 ,由图4-3可 知各力大小如下：(5-5)=20001/1(5-6)=tan29(5-7)=/cos图4-3直齿圆柱齿轮传动的受力分析锁环在工作过程中，由轮齿的失效形式分析可知齿面点蚀是齿轮传动的主要失效形式之一，因而需对锁环的轮齿齿面进行接触疲劳强度计算进行校核.接触疲劳强度计算是以Herts接触应力公式为基础的。根据齿面疲劳强度公式，可以得到在预期寿命内保证轮齿不发生齿面点蚀损伤的强度条件应为：(5-8)= 1(1211+122)式中： 计算接触应力；、 和 小齿轮、大齿轮材料的弹性模量和泊松比；1 2 1、 2轮齿单位长度计算载荷；综合曲率半径；许用接触应力。30对于渐开线齿轮来说齿面接触疲劳强度校核公式为:(5-9)= 20001311弹性影响系数；区域系数； 重合度系数。在齿轮中两齿轮齿面接触点处的接触应力 是相等的，但其许用应力分别与各自的材料、热处理方法及应力循环次数有关，一般不相同，用此公式计算时代入许用应力中的较小值。齿轮传动的许用接触应力是根据试验齿轮的接触疲劳极限 确定的。由于是在标准运转条件下得到的结果，因此当齿轮传动的实际工作条件与实验条件不同时，应对实验数据进行修正。所以在此次设计中齿轮的许用接触应力按下式计算：(5-10)=式中： 实验齿轮的接触疲劳极限，MPa，其值由表查取接触强度寿命系数；接触强度最小安全系数，由表（5-4）查取。表5-4最小安全系数参考值最小安全系数使用要求