手动变速器同步器精讲全解

同步器一、概述二、常用同步器的结构和工作原理三、惯性式同步器理论分析四、锁环式同步器的设计计算一、概述1886年卡尔.本次第一辆汽车1889年戴姆勒使汽车实现用齿轮换挡标致公司变速器研制成功1912年Humohries理论上提出用摩擦力实现同步1926年凯迪拉克正式在变速器内装上同步器二、常用同步器的结构和工作原理1、两脚离合器时代两脚离合器的工作原理：以四档变速器为例（图一），汽车原来使用二档行驶，现在转变为三档。换挡时VP3VS3。如图二，在tx时刻VP3=VS3.所以在此时可实现平稳换挡。图一图二输入输出从二档换到一档：换挡时VS1VS2，此时在踩离合后，齿轮S1和P1不会有共同的线速度。解决方法是踩离合器----挂入空挡----松离合器----踩油门（提升P轴速度）----VS2VS1（图三b点）----松油门----踩离合器----挂档（图三c点）这就是两脚离合器的工作原理。图一图三输出输入两脚离合器的操作对驾驶员的驾驶技术有很高的要求，并且会耗费很多的体力，劳动强度较大。并且再优秀的驾驶员也不能保证换挡时的完全同步，所以对变速箱的性能和寿命等等都有很大的影响。2、常压式同步器常压式同步器是早期的同步器，由于他不能完全解决同步的问题，现在已经被淘汰。对常压式同步器工作原理的了解，有助于对现代同步器的理解。常压式同步器的工作原理图四3结合齿圈5限制钢球14齿毂16结合套换挡力----16结合套----钢球----14齿毂----齿毂和齿圈的锥体接触（产生摩擦力，在摩擦力矩的作用下逐渐实现同步）----换挡力克服弹簧弹力----钢球从16结合套的凹槽中弹起----16结合套花键和3齿圈啮合----完成换挡。常压式同步器的问题在于，档换挡力克服了弹簧的弹力，钢球从结合套凹槽中弹起，此时不管两锥面是否达到同步，结合套都将和齿毂结合。所以他仍然不能实现完全同步。常压式同步器虽然不能完全的解决换挡时的同步问题，但是它的应用对驾驶员的驾驶技术要求没有像两脚离合器那么高，驾驶的舒适性有了很大的提高，并且变速箱的性能和寿命等都有了很大的提高。它的出现在汽车发展的历史上有着重要的意义！3、惯性式同步器现代变速器中所用的同步器都是惯性式同步器（也叫惯性锁止式同步器）。他们的结构虽然有所不同，但是他们的理论依据都是一样的。惯性锁止式同步器能确保同步换挡。按照结构，惯性锁止式同步器可分大致分为锁环式和锁销式两类。1）、锁环式惯性同步器锁环式惯性同步器是最常用的一种同步器。图五1-第一轴常啮合齿轮3、7-齿圈4、6-锁止齿5-滑块8、10-第二轴二档齿轮9-第二轴11、17-同步环13-弹簧14-齿毂16-啮合套18-锥体此种同步器，结构紧凑、尺寸较小，使用可靠性、工艺性好。但摩擦锥面受其尺寸的限制不能太大，而齿轮的直径比摩擦锥面直径大，故有较大的转动惯量，同步时间长。图六锁环式惯性同步器换挡过称1、换当前2、换挡3、同步4、换挡完成图七在换挡力的作用下，同步齿环的斜面受一个正压力N，其轴向分力S=Nxcosβ，切向分力T=Nxsinβ。力S推动同步环，使同步锥面之间形成正压力。由于转速差的存在，两锥面间产生摩擦力矩。力T则形成一个拨环力矩，拨环力矩力图使同步环脱离锁止面，但同步锥体上摩擦力矩却要阻止同步环反转。只要在设计时保证摩擦力矩Mf大于拨环力矩，就能保证锁止面始终靠紧，从而阻止齿套移动。当换挡力的不断增加，摩擦力矩也能克服输入端的惯性时，两锥体之间的速度差为零，此时摩擦力矩将变为零。在拨环力矩的作用下同步环转动一个小的角度，使两锁止面分开，此时齿套就可以自由的通过同步环而与齿轮上的结合齿啮合，完成换挡。2）、锁销式惯性同步器图八锁销式惯性同步器1-第一轴齿轮6-锁销9-第二轴11-同步环14-齿毂16-啮合套21-弹簧与锁环式相比，锁销式同步器由于锥面半径可以做的较大，所以它可具有较大的同步力矩，缩短同步时间。因此这种同步器多用于中型和重型载货车上。同步过程图九综上所述，惯性式锁止同步器有两重意思，第一是锁止，即在输入端和输出端的速度未达到同步之前，同步器中有一种锁止机构来组织他们做刚性结合；第二是惯性，即利用作用在同步器输入和输出端之间的惯性力矩来实现这种锁止。这个惯性力矩就是作用在锥面上的摩擦力矩，也叫同步力矩。凡是利用惯性力矩使锁止装置起作用的同步器都叫惯性锁止式同步器。4、其他常用同步器1）、双锥面和多锥面锁环式同步器2）、增力式同步器（又称波舍式同步器）三、惯性式同步器理论分析1、惯性式同步器系统简图图十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—输出端转动惯量图十从系统简图中：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：图十一Mf=P×μ×R锥/Sinα(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。3、拨环力图十二前已述，要是同步器能达到完全同步，摩擦力矩Mf必须大于拨环力矩。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）四、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。匹配发动机最大功率时转速。1）转动惯量Jc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。1．同步器理论设计计算：图十转动惯量的转换：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。计算时根据各种换挡的情况，按发动机最大功率时的转速，通过各档的转速比，计算出输入端和输出端的最大角速度差Δωmax。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（3），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≥μs（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：（图十三）D—分度圆直径φ—同步环大端直径α—同步环锥面角B—同步环锥面宽由图十三可推算出：φ=2R锥+B×tgα（8）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）设计时推荐按下述经验公式确定同步锥面宽：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）Mf=P×μ×R锥/Sinα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。图十四在两锥面达到同步以后，这时换档力P还在作用着（图十四），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（图十五）。它又阻止同步环脱开。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×cosαtgα＞μs（11）图十五由于摩擦系数μ在设计计算时推荐采用0.10，arctg0.1=5.71°。而μs比μ要大故锥面角α一般可取6°～7°30′。2）同步环径向厚度w。径向厚度w和锥面平均半径R一样受结构限制不能取太大。但w的大小须能承受锥环所受的切向拉应力。在结构和成本允许范围内尽可能将w取大些。3）同步环锥面上的螺纹槽（图十六）通常泄油槽为6-12个，槽宽3-4mm图十六4）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。5）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两个：一、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。前已述，要使同步过程顺利进行，必须使摩擦力矩Mf大于拔环力矩。图十七为锁环式同步器同步过程的受力分析。图十七由图十七可知：T=N×cosβN=P/sinβ∴T=P/tgβMo=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—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°图十七若考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图十七：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4.锁环式同步器结构设计应注意的几个问题：1）设计时应该使同步器齿套端面间隙大于滑块端面间隙，即δ2＞δ1，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图十七2）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。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—1.8mm3）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。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。图十八结束！谢谢！