同步器靜態(tài)掛擋力與行程曲線分析

章剛，邱輝鵬

（陜西法士特公司研究院設(shè)計所，陜西西安710119）

同步器靜態(tài)掛擋力與行程曲線分析

章剛，邱輝鵬

（陜西法士特公司研究院設(shè)計所，陜西西安710119）

通過分析鎖環(huán)式同步器換擋過程中與滑動齒套行程相關(guān)的結(jié)構(gòu)或尺寸，分段研究換擋各位置的掛擋力及計算公式，得到典型鎖環(huán)式同步器單體靜態(tài)掛擋力和掛擋行程的理論曲線；通過與試驗結(jié)果比較，發(fā)現(xiàn)理論計算結(jié)果準(zhǔn)確可信，該典型鎖環(huán)式同步器掛擋力峰值位置與動態(tài)同步鎖止位置吻合。

鎖環(huán)式同步器；靜態(tài)掛擋力；行程曲線

0　引言

隨著汽車保有量的持續(xù)增加，路面交通狀況也日見惡化，頻繁的換擋操作使得用戶對換擋品質(zhì)的要求越來越高。影響變速換擋性能的因素很多，如換擋桿、軟軸、換擋軸、換擋撥叉及同步器等。其中同步器作為實現(xiàn)車輛換擋操作迅速輕便無沖擊、提高動力性和燃料經(jīng)濟性的關(guān)鍵零部件，對換擋品質(zhì)有重要影響［1］。

汽車靜態(tài)換擋性能對動態(tài)換擋，特別是高擋區(qū)換擋性能和空擋穩(wěn)定有重要作用，而且作為變速器乃至汽車性能最初步最直觀的評價之一，現(xiàn)在越來越受到主機廠和變速器廠商的重視。目前的換擋品質(zhì)評價（包括靜態(tài)換擋性能評價）主要通過主觀打分或測量掛擋力峰值來評價，這兩種方法要么主觀性強，要么不能完全反應(yīng)換擋品質(zhì)即手感的好壞；更準(zhǔn)確的評價方式是通過試驗得到換擋性能曲線來評價［2-3］。但對于新產(chǎn)品，不可能一次就得到理想的換擋性能曲線，往往需要反復(fù)試制、試驗、再試制……，這種循環(huán)改動設(shè)計周期長，成本巨大；因此，在設(shè)計初期即掌握新產(chǎn)品的換擋性能曲線，至少是靜態(tài)換擋曲線對提升變速器產(chǎn)品的換擋品質(zhì)具有重要意義。

作為重型機械式變速器換擋性能分析改進的一部分，文中試圖分析影響同步器靜態(tài)掛擋力變化的結(jié)構(gòu)或尺寸因素，研究單體同步器靜態(tài)掛擋力和掛擋行程的理論曲線，為后續(xù)變速器靜態(tài)換擋力和行程曲線分析以及動態(tài)換擋性能分析改善奠定基礎(chǔ)。

1　同步器掛擋過程

某典型鎖環(huán)式同步器的掛擋過程如下：（1）滑動齒套離開空擋位置，通過柱塞帶動滑塊軸向移動，直到同步器與齒輪安裝間隙消失，同步側(cè)為并緊狀態(tài)；（2）預(yù)同步階段。同步環(huán)旋轉(zhuǎn)1/4周節(jié)（撥環(huán)），進入預(yù)鎖止位置；（3）同步階段。滑套上的齒與錐環(huán)的齒鎖止面相接觸，錐面間產(chǎn)生摩擦力矩；（4）同步結(jié)束，摩擦力矩降為0，同步環(huán)在撥環(huán)力矩作用下，回轉(zhuǎn)1/4節(jié)，滑套穿過同步環(huán)；（5）滑套與結(jié)合齒圈的齒相結(jié)合，掛擋結(jié)束［4］。

如圖1和圖2所示，根據(jù)前面所述同步器掛擋過程，具體分析各步驟下軸向位移值和所對應(yīng)的尺寸參數(shù)，為確定力與行程曲線圖橫坐標(biāo)節(jié)點奠定基礎(chǔ)。

某變速器主箱鎖環(huán)式同步器相關(guān)參數(shù)如下：掛擋行程L= 13.5 mm，接近距離t=0.52 mm，滑塊間隙δ1=1.33 mm，后備量δ3=2.2 mm，單邊安裝尺寸比并緊尺寸大s=0.5 mm；結(jié)合齒圈結(jié)合齒倒角100°，分度圓處倒角軸向?qū)挾萬=2 mm。分析后得到同步器掛擋過程中滑動齒套位移如表1所示，以同步器對稱中心為0位移。

接近距離t與滑塊間隙δ1、嵌入量δ2、鎖止結(jié)合齒花鍵參數(shù)及鎖止角參數(shù)等有關(guān)，可用二維和三維作圖法得到；滑動齒套與結(jié)合齒圈花鍵倒角面接觸點的準(zhǔn)確位置也可用類似方法得到。

表1　滑套位移關(guān)鍵位置

2　掛擋力理論分析

鎖環(huán)式同步器滑動齒套典型頂銷槽型結(jié)構(gòu)如圖3所示，以滑套為研究對象，分析其在力P的作用下，3處槽型結(jié)構(gòu)越過彈簧所頂柱銷進入助推斜面完成掛擋的整個過程。考慮到掛擋行程L較短，認(rèn)為整個過程為勻速運動，即假設(shè)沒有加速度影響，掛擋方向（橫向）力平衡。

2.1同步器壓簧及柱銷施加反力

相關(guān)參數(shù)如下：同步壓縮彈簧剛度系數(shù) k（=4.08 N/mm），安裝載荷F0（=26.5 N）；靜摩擦因數(shù)μ=0.15，動摩擦因數(shù)μ′=0.12。圖3所示，滑套帶動柱銷彈簧走完間隙，到達預(yù)鎖止?fàn)顟B(tài)（距離鎖止位置還有接近距離）時，已有行程1.83 mm，設(shè)為相對位移零點。此前滑套所受橫向掛擋力為重力等引起的摩擦力，接近0；在滑套相對柱銷啟動時，通過受力分析得到掛擋力計算式為：

式中：α為滑套槽斜面傾角（α=45°）；摩擦力f摩啟動前為靜摩擦力，摩擦因數(shù)μ=0.15；N為柱銷給滑套的壓力；P為滑套上所求掛擋力。代入各參數(shù)值得到滑套與柱銷相對滑動瞬間，即相對位移為0時的掛擋力P=91.5 N。

之后，如圖4所示，狀態(tài)A～E為鎖環(huán)式同步器掛擋過程中滑套受柱銷作用力變化，圖中xa為相對于圖3位置所指，加上同步器預(yù)鎖止前的行程1.83 mm即為絕對位移。結(jié)合表1對掛擋行程關(guān)鍵節(jié)點的分析，分別計算圖示過程中的掛擋力。

0A段：滑套掛擋相對位移0～1 mm，此段位移跨越第1節(jié)同步器掛擋過程的第2、3、4階段，滑套受柱銷力如圖4（a）所示，則掛擋力計算式為：

式中：ya=xa，α=45°，摩擦因數(shù)μ=0.12。將xa=0.52 mm和x′a=1 mm代入得到對應(yīng)掛擋力Pa=96.2 N和P′a=102.7 N。

AB段：滑套掛擋位移1～3.5 mm，此段位移跨越前面同步器掛擋過程的第4、5階段，滑套受力終點如圖4（b）所示，在AB行程之間，滑套受力如圖5所示，則掛擋力計算式為：

式中：位移 xb=Rsin45°-Rsinα，壓縮量yb=Rcosα-Rcos45°；ya=1 mm，動摩擦因數(shù)μ=0.12。考慮α從45°～0°變化，掛擋力與位移曲線關(guān)系如圖6所示，滑套尖點在柱銷滑動時，曲線接近線性變化。

BC段：滑套掛擋位移3.5～5.01 mm，此段位移位于前面同步器掛擋過程的第5階段，滑套受力如圖4（c）所示，壓力無橫向分量，力P僅需要平衡滑動摩擦力。

將ya=2.1 mm、摩擦因數(shù)μ=0.12代入式（5）得Pc= 12.6 N。

CD段和DE段：滑套掛擋位移分別為5.01～5.75 mm、5.75～11.67 mm，此段位移位于前面同步器掛擋過程的第5階段，終點滑套受力如圖4（d）、（e）所示，經(jīng)過點C進入CDE段后，壓力N和滑動摩擦f摩橫向分量方向與P相同，對同步器靜態(tài)掛擋來說，此時力P為0，同步器即自行完成后面行程。考慮動態(tài)掛擋時的通用性，文中認(rèn)為N與f摩換向后，P反向，為負(fù)值，確為線性過渡。在D和E位置，橫向力P分別為：

將yd、ye、α=25°、摩擦因數(shù)μ=0.12代入得到：位移xd=5.75 mm時，對應(yīng)掛擋力Pd=-58.8 N；位移xe=11.67 mm時，對應(yīng)掛擋力Pe=-53.8 N。

2.2同步器外摩擦環(huán)施加反力

過程3鎖止位置結(jié)束后（相對位移0.52 mm，絕對位移2.35 mm），進入穿越后備量的過程4時（此段位移長由滑套齒頂?shù)菇菍挾萪=1 mm決定），存在同步結(jié)束滑套與外摩擦環(huán)鎖止面相對滑動過程，存在摩擦力橫向分量fβ，如圖7所示，其中鎖止角β=55°，鎖止面摩擦因數(shù)μβ=0.12

聯(lián)立公式（3）、（4）和（8），由橫向力平衡得到相對位移0.52～1.52 mm（絕對位移2.35～3.35 mm），掛擋力分段計算式見公式（9）：

代入xa=0.52、1 mm及xb=1.52 mm（ya同前）得換擋力P分別為：104.9、111.9和45.8 N。

3　理論曲線與試驗結(jié)果比較

根據(jù)前面掛擋過程關(guān)鍵位移分析和分段疊加受力分析計算，整理鎖環(huán)式同步器滑動齒套從初始位置到掛擋行程走完整個過程中，掛擋力和滑套位移行程的數(shù)據(jù)如表2所示，曲線圖如圖8所示。

表2　掛擋力與位移數(shù)據(jù)

從表2和力位移曲線關(guān)系上看，同步器單體靜態(tài)掛擋力鎖止位置接近峰值，最大值出現(xiàn)在滑套越過外環(huán)、在穿越后備量階段的A位置，最大值為111.9 N。

為驗證以上理論曲線，進行了實測試驗。采用圖9所示靜態(tài)掛擋力測試儀及壓力傳感器得到3套典型鎖環(huán)式同步器單體掛擋力峰值如表3所示。

表3　實測同步器掛擋力峰值數(shù)據(jù)

將理論計算結(jié)果峰值與試驗結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)誤差為10.48%，考慮摩擦力、零件制造誤差、測試誤差等因素，該計算結(jié)果可信，說明通過掛擋過程受力分析和疊加計算得到的理論曲線具有參考價值。

4　結(jié)論

運用分段分析、疊加計算的方法研究換擋過程中與同步器滑動齒套行程相關(guān)的結(jié)構(gòu)或尺寸因素，建立了不同位置掛擋力的計算公式，最后得到典型鎖環(huán)式同步器單體靜態(tài)掛擋力和掛擋行程的理論曲線，掛擋力峰值與試驗測量比較結(jié)果表明理論計算準(zhǔn)確可信。文中的研究為后續(xù)機械式變速器靜態(tài)換擋力行程曲線分析以及動態(tài)換擋性能分析改善奠定良好的基礎(chǔ)。具體來看有以下幾點結(jié)論：

（1）分析同步器實際掛擋過程，分段疊加計算得到換擋力與行程曲線方法可行。

（2）典型鎖環(huán)式同步器的靜態(tài)掛擋力峰值位置與動態(tài)同步鎖止位置吻合，可以指導(dǎo)后續(xù)同步器動態(tài)性能分析和改進。

（3）空行程（間隙）、鎖止面角度尺寸以及滑套柱銷接觸部分結(jié)構(gòu)尺寸等細節(jié)對靜態(tài)掛擋力的峰值和力位移曲線走勢有重要影響，設(shè)計需要認(rèn)真分析考慮。

【1】郭增鋼.新一代同步開發(fā)與應(yīng)用［J］.汽車工程師，2011（2）:58-60.

【2】陳習(xí)江.變速器靜態(tài)換擋力的分析與研究［J］.安徽科技，2011（11）:26.

【3】劉修珂.汽車手動變速器換擋品質(zhì)及同步時間測試研究［D］.武漢:武漢理工大學(xué)，2011:3-5.

【4】陳家瑞.汽車構(gòu)造:下冊［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2009:55-59.

Analysis for Static Shift Force and Displacement Curve of Synchronizer

ZHANG Gang，QIU Huipeng
（Shaanxi FAST Auto Drive Engineering Research Instute，Xi'an Shaanxi 710119，China）

Structure and dimensions of block synchronizer which may had influence on displacement of clutch sleeve were analyzed；shift forces were calculated for different position and subsections；then static shift force and displacement curves for single typical block synchronizer were got.Comparing with test data，theoretical calculation results are accurate and credible；maximal shift force position for the typical block synchronizer is same with dynamic locking position.

Block synchronizer；Static shift force；Displacement curve

2015-04-21

章剛（1985—），男，碩士，研究方向為汽車變速器關(guān)鍵零部件。E-mail:zhanggang@chinafastgear.com。