同步器同步過程對變速器動力學特性的影響分析

賀敬良， 任忠倫， 秦龍泉， 陳 勇， 林慕義

(1.北京信息科技大學 機電工程學院，北京 100192；2. 北京電動車輛協同創新中心，北京 100192)

同步器同步過程對變速器動力學特性的影響分析

賀敬良1,2， 任忠倫1， 秦龍泉1， 陳 勇1,2， 林慕義1,2

(1.北京信息科技大學 機電工程學院，北京 100192；2. 北京電動車輛協同創新中心，北京 100192)

為了改善某載貨汽車變速器換擋同步階段的換擋質量及該變速器的動力學特性，綜合考慮了加載狀態變速器中各零部件引起的系統疊加變形。基于多體動力學理論，建立了該變速器動力學分析模型；在此基礎上量化計算了影響變速器動力學特性的相關參數，并提出了改善變速器動力學特性的措施及方法。研究結果表明，變速器的換擋質量及動力學特性得到明顯改善，為改善變速器動力學特性提供了借鑒。

同步器；變速器；動力學特性；振動響應；輪齒修形

隨著汽車技術的飛速進步和道路車輛密度的不斷增大，人們對變速器的性能要求越來越高。同步器是手動變速器中的重要部件，其性能好壞直接影響車輛操縱穩定性。同步器中包含一對摩擦面，當同步器工作時，摩擦面的摩擦使兩嚙合部分趨于同一轉速，避免了兩輪齒間存在速度差而產生沖擊與振動。同步器工作狀態的好壞對變速器動力學特性有很大的影響，目前，國內外學者進行了廣泛研究。文獻[1]利用換擋同步階段同步環受到的切向力差值，提出一種新型同步器結構。文獻[2]介紹的一種雙錐面式同步器有效增加了同步器的同步轉矩，縮短了同步時間。文獻[3]建立了同步器的運動學模型，模擬了同步器同步過程，并將仿真結果與理論值進行對比。文獻[4]建立了某履帶車輛同步器模型，對同步器工作過程的重要計算公式進行了推導，并對同步器工作過程進行了仿真。文獻[5]建立了同步器動力學模型，對換擋過程各階段進行了仿真分析，得到了換擋力和換擋位移的關系，并對手動變速器換擋難易程度做出評價。文獻[6]根據臺架試驗結果，搭建了同步器同步過程的動力學仿真模型，并將仿真結果與試驗數據進行了對比。同步器對變速器動力學特性的影響，以上方法做了一定的工作，但他們都不是將變速器作為一個整體系統，綜合考慮變速器工作時，各個零部件變形疊加所造成的合成影響，而只是把傳動系統中的同步器獨立出來，單獨進行受力分析，以此作為其設計的基本條件。

本文建立了某載貨汽車變速器的動力學分析模型，在綜合考慮殼體加載狀態及各零部件所引起的系統疊加變形的基礎上，量化計算了該變速器在換擋過程中同步器的工作狀態、輪齒激勵在系統中的傳遞及振動響應等相關參數，并分析了該變速器的動力學特性，針對上述結果提出了改善措施。

1 變速器動力學分析模型的建立

基于MASTA建立某載貨汽車手動5擋變速器內部傳動機構及載荷，該變速器內部傳動機構由齒輪、齒輪軸、軸承和同步器等部件組成，如圖1所示。

1-載荷；2-軸承；3-同步器；4-常嚙合齒輪；5-4擋輪；6-5擋輪；7-3擋輪；8-2擋輪；9-1擋輪；10-倒擋輪圖1 某載貨汽車手動5擋變速器內部傳動機構及載荷Fig.1 Internal driving mechanism of truck 5-manual-transmission and loads

首先，根據該變速器殼體參數，對殼體進行一些對計算影響極微小的特征的簡化，例如殼體上小的螺紋孔、小的凸臺等。其次，建立三維殼體模型，利用有限元法提取殼體中凝聚節點的剛度矩陣、質量矩陣和相應的節點位置信息，并導入到MASTA中，與已建好的變速器內部傳動機構進行虛擬裝配，最終獲得多自由度變速器動力學分析模型，如圖2所示。

圖2 某載貨汽車手動5擋變速器動力學分析模型Fig.2 Dynamic analysis model of truck 5-manual-transmission

為真實地模擬實際工況，所有零部件的材料屬性、力矩輸入、軸承間隙和預緊力等參數與實際接近，并且各零件都作為彈性體處理。根據使用該變速器的載貨汽車實際工況反饋，當5擋向4擋減擋過程中，會出現換擋力大和換擋時間長等問題，因此本文以下均以4擋～5擋同步器的工作過程為例，對變速器動力學特性的影響進行研究。計算分析中對該擋施加的載荷按照變速器實際臺架實驗中加載的工況及測試循環次數，其輸入轉矩300 N·m，輸入轉速2 000 r/min，持續時間50 h，各擋齒輪參數，如表1所示。

表1 各擋齒輪基本參數

2 變速器動力學仿真分析

2.1 換擋時同步器的工作情況

由于變速器動力傳動系統是一個多轉動慣量系統，而且換擋也并非瞬時能夠完成，所以對于手動變速器，在換擋過程中總存在著不同程度的沖擊與振動。同步器能阻止在達到同步之前結合的沖擊與振動，該變速器的同步器的部分參數，如表2所示。

表2 同步器的部分參數

綜合考慮同步器、殼體、軸承、齒輪及其它各零部件所引起的系統疊加變形，當5擋換到4擋時同步器同步過程是5擋換到空擋，然后再從空擋換到4擋的復雜過程，欲使變速器換擋時不產生沖擊與振動，需要在短時間內迅速而準確地完成，根據牛頓第二定理[7]，換擋同步器錐面摩擦力矩為

(1)

換擋過程中同步器的同步時間為

(2)

加在摩擦面上的同步力矩為

(3)

換擋力：

(4)

式中：TS為同步器錐面摩擦力矩；Pa為換擋時滑接齒套給同步器摩擦錐面的軸向推力；μ為摩擦因數；d1摩擦錐面平均直徑；α為摩擦錐面角；ts為同步器同步時間；JC為離合器從動盤等零件的轉動慣量；ω1、ω2為輸入、輸出端的初始角速度；MS為加在摩擦面上的同步力矩；JV為整車的轉動慣量；r為同步器的傳動比；MV為汽車的行駛阻力矩；MC為離合器的阻力矩；F為換擋力；i為擋位傳動比；η為同步效率。

基于MASTA軟件平臺，根據圖2所示模型，利用表1、表2及式(1)～式(4)，對換擋過程中同步器同步過程進行仿真分析計算，得到仿真結果，如表3所示。

表3 仿真結果

由表3可知，5擋換4擋時同步器同步過程中，同步時間為0.2 s，換擋力為1.101 8 kN，同步力矩為1.835 7 kN·m。同步時間較長，換擋力較大，同步力矩較小，加大了同步器同步過程中摩擦錐面的摩擦，摩擦面磨損過大，摩擦因數顯著降低，嚴重降低了變速器的動力學特性。

2.2 輪齒激勵在系統中的傳遞

變速器作為一種彈性的機械系統，激勵是變速器振動的“導火線”。輪齒激勵在系統中的傳遞，若輪齒激勵較大則傳動不平穩，變速器振動加劇。在傳動過程中，變速器所受的動態嚙合力是以傳遞誤差為激勵，綜合考慮同步器、殼體、軸承、輪齒及其它各零部件所引起的系統疊加變形，當傳遞誤差增加時，變速器所受激勵力也將增大，加劇了變速器的沖擊與振動，進而使變速器的動力學特性變差。

基于機械系統動力學理論，則齒輪傳動系統非線性動力學方程可表示為[8]：

(5)

式中：M為齒對等效質量；x為動態相對位移；C為阻尼系數；k(t)為齒輪的時變剛度；xs為靜態相對位移；e(t)為傳遞誤差；Fs為靜態載荷。

引入總等效激勵誤差，略去微小量，綜合考慮齒輪傳動時各種激勵引起的激勵力以及傳動沖擊引起的激勵力，即：

F(t)=Δk(t)·e(t)+S(t)

(6)

式中：F(t)為總激勵力；Δk(t)為齒輪嚙合剛度的變剛度部分；S(t)為沖擊激勵力。

總結式(5)～式(6)，齒輪系統所受激勵力的大小與傳遞誤差及齒輪系統所受的沖擊激勵有關。本文僅通過控制傳遞誤差，來減小變速器傳動系統中的沖擊與振動，達到改善變速器動力學特性的目的。

根據圖2所示模型及式(5)～式(6)，對5擋向4擋換擋過程中齒輪副傳遞誤差進行求解，計算結果如圖3。

圖3 換擋時齒輪副傳遞誤差Fig.3 The gear transmission error when shifting

由圖3可知，在載荷的作用下，齒輪副傳遞誤差為13.74 μm，齒輪傳動系統中振動較嚴重，對齒輪副會產生較大沖擊，對換擋過程有較大影響，且嚴重影響了變速器的動力學特性。

2.3 換擋時變速器的振動響應

變速器作為有質量和彈性的機械系統，構成了多自由度的振動系統，綜合考慮殼體加載狀態及各零部件所引起的系統疊加變形，5擋換到4擋過程中，齒輪傳動系統中總激勵較大，變速器會產生沖擊與振動[9]。測量該變速器的振動響應，主要從以下兩個振動量進行評估，即振動力及振動速度。

針對圖2所示模型，根據多體動力學理論，求解出的變速器5擋換到4擋過程中齒輪副受激勵后的振動響應，即為距4-5擋同步器最近的軸承支承位置沿Y軸方向(見圖1坐標系)的振動情況，如圖4和5所示。

圖4 軸承支承位置的振動力Fig.4 Vibratory force of input bearing

圖5 軸承支承位置的振動速度Fig.5 Vibratory velocity of input bearing

由圖4和5可知，在一階0.861 9 kHz時，距4擋～5擋同步器最近的軸承支撐軸承座在Y軸方向上振動比較強烈，振動響應達到最大值，其振動力為3.815 kN，振動速度為70.341 mm/s，變速器振動比較明顯，對變速器動力學特性有較大影響。通過反復計算，可以通過減小同步器摩擦面錐角及輪齒修形，進而改善變速器動力學特性。

3 改善變速器動力學特性的措施及方法

3.1 減小同步器摩擦面錐角

在保持同步器其它條件不變的情況下，摩擦面錐角越小，獲得的同步力矩越大。但是，當錐角過小時，同步器摩擦錐面間可能會發生抱死不分開的現象。在保證有足夠的同步力矩的情況下，應該選擇合適的摩擦面錐角以避免抱死現象的發生[10]。在確定同步器摩擦面錐角時，結合所得到的同步時間、換擋力及同步力矩，傳遞誤差及振動響應等相關參數的計算結果對其錐角進行不斷調整，最終確定同步器摩擦面錐角，達到改善變速器動力學特性的目的。經反復分析計算，得到同步器摩擦面錐角，如表4所示。

表4 同步器摩擦面錐角

利用“2.1”～“2.3”中的計算方法，當α=6.43°時齒輪副傳遞誤差、相同軸承支撐位置的振動響應及同步器同步過程的仿真結果，如圖6～圖8及表5。

圖6 改變摩擦面錐角后齒輪副的傳遞誤差Fig.6 Transmission error of gears after changing friction angle

圖7 改變摩擦面錐角后軸承支承位置的振動力Fig.7 Vibratory force of input bearing after changing friction angle

圖8 改變摩擦面錐角后軸承支承位置的振動速度Fig.8 Vibratory velocity of input bearing after changing friction angle

參數數值 同步時間/s0.1296 換擋力/kN0.0997 同步力矩/(kN·m)2.5431

如圖6所示，齒輪副傳遞誤差的幅值從13.74 μm降低至5.48 μm，降低了60.12%，齒輪傳動系統中總激勵力有所降低，變化趨勢也趨于平緩，齒輪傳動的振動有所減小，但是期間齒輪副傳遞誤差發生突變，對齒輪副會產生較大沖擊，從而會對齒面接觸情況產生影響；對比圖4與圖7、圖5與圖8可知，在一階0.861 9 kHz時，距4擋～5擋同步器最近的軸承支撐軸承座在Y軸方向上振動有所降低，其振動力為2.021 kN，降低了47.2%，振動速度為45.781 mm/s，下降了34.92%，變速器振動有所降低；對比表3與表5可知，5擋換4擋同步過程，同步時間為0.129 6 s，換擋力為0.099 7 kN，同步力矩為2.543 1 kN·m，同步時間及換擋力有所降低，且同步力矩有所增大，減小了同步環、接合套、接合齒圈兩兩接觸的摩擦，改善了換擋過程變速器的動力學特性。

3.2 輪齒修形

通過改變摩擦面錐角，可以一定程度的降低齒輪傳動的沖擊與振動，但是振動的產生往往是由于齒面接觸狀況不理想導致的。因此為了降低齒輪傳動過程中的沖擊與振動和改善齒面接觸情況，提高變速器動力學特性，必須對齒輪進行微觀修形，優化嚙合齒面的接觸狀況[11]。防止齒輪嚙合時的應力集中，同時輪齒修形要做到對傳遞誤差和接觸斑點的綜合控制。

在確定修形參數時，結合修形后所得到的傳遞誤差以及接觸斑點對修形參數進行不斷調整，最終確定一組較佳的修形參數，達到減小傳遞誤差、優化接觸斑點的目的。經反復分析計算，得到齒形和齒向方向的修形量，如表6及表7所示。

表6 齒形修形量

表7 齒向修形量

根據表6及表7所示齒形和齒向修形量，對輪齒進行齒形和齒向修形，并利用“2.1”～“2.3”中的方法，對微觀修形之后5擋換4擋過程中齒輪副傳遞誤差、主動輪接觸斑點及同步器同步過程進行分析計算，計算結果如圖9～12及表7。

圖9 輪齒修形后齒輪副傳遞誤差Fig.9 Transmission error of gears after the modification

(a) 輪齒修形前主動輪接觸斑點

圖11 輪齒修形后軸承支承位置的振動力Fig.11 Vibratory force of input bearing before and after the modification

圖12 輪齒修形后軸承支承位置的振動速度Fig.12 Vibratory velocity of input bearing before and after the modification

對比圖6與圖9可知，輪齒修形后齒輪傳遞誤差從原來的5.48 μm減小到2.98 μm，降低了45.62%，傳遞誤差得到了有效控制，且波形比較單一，不容易發生共振；對比圖10(a)、圖10(b)可知，齒輪嚙合面的最大接觸應力為1 309 Mpa(圖10(a)輪齒修形前主動輪接觸斑點)，且在整個齒面分布不均，沿齒寬方向存在明顯的偏載現象，從而產生嚴重的應力集中，輪齒修形后最大接觸應力降低至1 001 Mpa(見圖10(b))，下降了23.53%，接觸應力較修形前有大幅降低且在整個齒寬方向分布較均勻，載荷主要集中在中間位置，兩端的應力較小；對比圖7與圖11、圖8與圖12，在一階0.861 9 kHz時，距4擋～5擋同步器最近的軸承支撐軸承座在Y軸方向上振動有所降低，其振動力為1.333 kN，振動速度為30.419 mm/s，變速器振動得到有效控制；對比表5及表8可知，5擋換4擋過程中同步器同步過程，同步時間為0.089 6 s，換擋力為0.071 6 kN，同步力矩為2.968 6 kN·m，同步時間及換擋力有所降低，且同步力矩有所增加，減小了換擋過程中同步器的內部摩擦。換擋時同步器同步過程更加平穩，改善了變速器動力學特性。

4 結 論

(1)本文建立了該變速器動力學分析模型，綜合考慮了各零部件彈性變形對變速器動力學特性的影響，通過計算分析同步器的同步狀態、傳遞誤差、接觸斑點及振動響應，找到改善變速器動力學特性的方式。

(2)通過對減小同步器摩擦面錐角及輪齒修形，進行了優化分析。

(3)以上研究結果表明，對同步器進行結構改進之后，同步狀態、傳遞誤差、接觸斑點及振動響應都得到了改善。

[1] 李波,常思勤,林樹森.一種新型增力式同步器設計[J].中國機械工程,2013,24(17):2301-2305. LI Bo, CHANG Siqin, LIN Shusen. Design of a novel servo synchronizer [J]. China Mechanical Engineering, 2013, 24(17): 2301-2305.

[2] 王建宇.新型雙錐面式同步器的研制[D].哈爾濱:哈爾濱理工大學,2005.

[3] 陳震,鐘再敏,章桐. 基于ADAMS的同步器同步過程仿真分析[J].汽車工程,2011,33(4):340-344. CHEN Zhen, ZHONG Zaimin, ZHANG Tong. Simulation analysis on the synchronizing process of synchronizer based on ADAMS [J]. Automobile Engineering, 2011, 33(4): 340-344.

[4] 杜秀菊,崔清斌,王興貴.某履帶車輛同步器建模與工作過程仿真[J].機械傳動,2006,30(2):42-46. DU Xiuju, CUI Qingbin, WANG Xinggui. Model building and working process simulation of synchronizer in one caterpillar [J]. Journal of Mechanical Transmission, 2006, 30(2): 42-46.

[5] 陳玉祥,臧孟炎,陳勇,等.基于虛擬樣機技術的手動變速器換擋力分析[J].中國機械工程,2006,23(8):996-1000. CHEN Yuxiang, ZANG Mengyan, CHEN Yong, et al. Shift force analysis of manual transmission based on virtual prototyping technology [J]. China Mechanical Engineering, 2006, 23(8): 996-1000.

[6] 王順利,凌晨,席軍強.同步器同步過程摩擦因數變化試驗及仿真研究[J].汽車技術,2002(7):32-34. WANG Shunli, LING Chen, XI Junqiang. Test and simulation study on friction coefficient during synchronizing process of synchronizer [J]. Automotive Technology, 2002 (7): 32-34.

[7] 《汽車工程師手冊》編輯委員會.汽車工程師手冊/設計篇[M].北京:人民交通出版社,2001.

[8] 林騰蛟,李潤方,楊成云,等.增速箱內部動態激勵及系統振動響應數值仿真[J].農業機械學報,2002(6):20-22. LIN Tengjiao, LI Runfang, YANG Chengyun， et al. Numerical simulation for inner dynamic excitation and system vibration response of speed increasing gearbox [J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2002(6): 20-22.

[9] 李潤方,王建軍.齒輪系統動力學[M].北京:科學出版社,1997.

[10] 吉林工業大學汽車教研室.汽車設計[M].北京:機械工業出版社,1981.

[11] 溫建民,李瑰賢,李笑,等.非漸開線變厚齒輪修形方法的研究[J].哈爾濱工程大學學報,2003,6(24):660-663. WEN Jianmin, LI Guixian, LI Xiao, et al. Study of tooth modification of noninvolute beveloid gears [J]. Journal of Harbin Engineering University, 2003, 6(24): 660-663.

Influence of the synchronization process of a synchronizer on the dynamic characteristics of transmissions

HE Jingliang1,2, REN Zhonglun1, QIN Longquan1, CHEN Yong1,2,LIN Muyi1,2

(1. Machanical Electrical Engineering School,Beijing Information Science and Technology University, Beijing 100192,China；2. Collaborative Innovation Center of Electric Vehicles in Beijing, Beijing 100192,China)

In order to improve the shifting quality in synchronous phase of a truck transmission and its dynamic characteristics, the loading status and system deformation caused by the superposition of elastic deformations of components were considered under the actual working condition of the transmission. A transmission dynamic analysis model was built, based on the theory of multi body dynamics. The related parameters affecting the dynamic characteristics of transmission on the basis of the model were analysed and the improvement measures for the transmission were put forward. The results show that the shifting quality and dynamic characteristics of the transmission are really improved, which may provide a reference to the further dynamics analysis of transmissions.

synchronizer; transmission; dynamic characteristic; vibration response; gear modification

科技創新服務能力建設-科研基地建設-新能源汽車北京實驗室(市級)(PXM2017_014224_000005_00249684_FCG)

2015-11-18 修改稿收到日期：2016-05-24

賀敬良 男，博士，教授，1963年4月生

任忠倫 男，碩士，1988年6月生

U463.212

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.14.038