毕业设计论文-汽车同步器的设计.doc

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北京工商大学毕业论文（设计）

第一章绪论

1.1选题背景

1.1.1汽车同步器的应用与发展趋势

近几年来我国汽车行业发展迅速，产量连年突破新高。

汽车工业已成为国民经济的第四大支柱行业，同时我国仅次于美、日、德的汽车第四大生产国。

随着汽车产业的发展，对机械换档装置中的重要部件——同步器的要求也越来越高。

但是，目前国内对同步器的研究很少，其生产还处于照抄照搬的模仿阶段，而在普通齿轮变速器中采用同步器，可以保证换档时齿轮啮合不受冲击，消除噪声，延长齿轮寿命，使换档动作方便迅速，有利于提高汽车的动力性和燃油经济性，由此可见同步器的重要。

图1.1汽车同步器

1.1.2我国同步器发展的现状

由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时啮合存在一个"同步"问题。

两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。

因此，旧式变速器的换档要采用"两脚离合"的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。

但这个操作比较复杂，难以掌握精确。

因此设计师创造出"同步器"，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。

1.1.3锁环式同步器的特点、组成与分类

同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。

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。

惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销式两种。

目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、卡环（锁环）等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。

接合套、锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。

锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的接合套与接合齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。

当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与锁环、接合齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。

1.2本课题的研究工作

本文阐述了汽车手动变速器中的关键组成部件——同步器的主要设计过程，其中包括该课题的选题背景，具体方案的确定和主要零件的设计计算。

本文在查阅大量同步器设计相关资料的基础上，对同步器进行比较深入的研究和分析，最终得出了具体的方案。

本次设计以中国某型货车为模型，参考部分整车数据，通过大量的计算分析，设计出了中间轴式五档手动变速器中的五档同步器。

其中同步环的主要参数有同步环锥面上的螺纹槽、锥面半锥角、摩擦锥面平均半径、锥面工作长度、同步环径向厚度、锁止角、同步时间。

最后对同步器进行校核，看同步器的性能是否符合技术要求。

并且对键和花键进行了计算与校核。

第二章方案选择及论证

2.1汽车同步器的结构特点

同步器是在接合套换档机构基础上发展起来的，其中除包括接合套、花键毅、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致（同步）的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的机构。

目前广泛采用的是惯性式同步器，它是依靠摩擦作用实现同步的。

惯性式同步器从结构上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，以避免齿间发生冲击和产生噪声。

汽车同步器的零件如图二。

1、9-变速器齿轮2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步环）

5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套

图2.1锁环式同步器

2.2同步器的工作原理

轿车和轻、中型货车的变速器广泛采用锁环式惯性同步器，其结构和工作原理可以某型汽车五档变速器中的五档同步器为例说明，如图三所示。

将花键毅7套装到的二轴上后，即用卡环轴向固定。

在花键毅两端与齿圈和相同齿圈之间，各有一个青铜制成的锁环（也称同步环）2。

锁环上有断续的短花键齿圈，花键齿的断面轮廓尺寸与齿圈1及花键毅7上的外花键均相同。

两个锁环上的花键齿，在对着结合套的一端都有倒角（称为锁止角），且与结合套齿端的倒角相同。

锁环具有与齿圈1上的锥形摩擦面锥度相同的内锥面，锥面上制出螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的摩擦。

三个滑5分别嵌合在花键毅的三个轴向槽内，并可沿槽轴向滑动。

三个定位销4分别插入三个滑块的通孔内。

在弹簧6的作用下，定位销4压向接合套3，使定位销端部的球面正好嵌在接合套中部的凹槽内，起到空挡定位的作用。

滑块5的两端伸入锁环2的三个缺口中，锁环的三个凸起部8分别伸入到花键毅7的三个通槽中，只有当凸起部8位于缺口的中央时，接合套与锁环的齿方可接合。

设变速器由四档换入五档（直接档），锁环式惯性同步器的工作原理如图三所示。

1、接合齿圈2、同步环3、接合套4、定位销5、滑块6、弹簧7、花键毅8、锁环凸起部

图2.2同步器工作原理

当接合套3刚从五档退到空档时，齿圈1和接合套3（连同锁环2）都在其本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下，继续沿原方向（如图中箭头所示）旋转。

设它们的转速分别为，n1、n2和n3，则此时，n2=n3、n1>n3，即n1>n2。

锁环2在轴向上是自由的，故其内锥面与齿圈1的外锥面并不接触，如图三（a）所示。

若要挂入六档，可如图三（b）所示拨叉拨动接合套3，并通过定位销4带动滑块5一起向左移动。

档滑块左端面与锁环2的缺口的端面接触时，便推动锁环移向齿圈2，使具有转速差（n1>n2）的两锥面一经接触便产生摩擦作用，齿圈1即通过摩擦作用带动锁环相对于接合套超前转过一个角度，直到锁环的凸起部8与花键毅7通槽的另一侧面接触时，锁环便与接合套同步转动。

此时，接合套的齿与锁环的齿较锁环的凸起部8位于花键毅的通槽中央时错开了约半个齿厚（花键毅通槽宽度为锁环凸起部8的宽度加上接合套的一个齿厚A），从而使接合套的齿端倒角与锁环相应的齿端倒角正好抵触而不能进入啮合。

显然，此时若要使接合套的齿圈与锁环的齿圈接合，必须使锁环相对与接合套退后一个角度。

由于驾驶员始终对于接合套施加一个轴向力，使接合套齿端倒角压紧锁环齿端倒角，于是在锁环的锁止角斜面上作用有法向压力，可分解为轴向力和切向力。

切向力所形成的力矩力图使锁环相对于接合套向后退转，称为拨环力矩。

轴向力则使锁环2与齿圈1二者的锥面产生摩擦力矩，使二者转速n2与n1迅速接近，并且实际上可认为n2不变，只是n1趋近于n2。

这是因为锁环2连同接合套3通过花键毅7与整个汽车相联系，转动惯量大，转速下降很慢。

而齿圈1仅与离合器从动相联系，转动惯量很小，速度降低较前者快得多。

因为齿圈1是减速旋转，根据惯性原理，即产生惯性力矩，其方向与旋转方向相同。

此惯性力矩通过摩擦锥面作用到锁环上，阻止锁环相对接合套向后退转。

亦即在锁环上作用着两个方向相反的力矩：

切向力形成的力图使锁环相对于接合套向后退转的拨环力矩和摩擦锥面上阻止锁环向后退转的惯性力矩。

在n1尚未等于n2之前，两个锥面间摩擦力矩的数值与齿圈1的惯性力矩相等。

如果拨环力矩大于惯性力矩，则锁环2即可相对于接合套向后退转一个角度，以便二者进入接合；若拨环力矩大于惯性力矩，则二者不可能进入接合。

在设计同步器时，适当地选择锁止角和摩擦锥面的锥角，可以保证在达到同步之前，齿圈1施加在锁环2上的惯性力矩总是大于切向力形成的拨环力矩，因而，不论驾驶员通过操纵机构加在接合套上的轴向推力有多大，接合套齿端与锁环齿端总是相互抵触而不能接合。

只要驾驶员继续加力在接合套上，摩擦作用就迅速使齿圈1的转速降到与锁环2转速相同，后二者保持同步旋转，即齿圈1相对于锁环的转速和角速度均为零，于是惯性力矩便消失了。

但由于轴向力的作用，两个摩擦锥面还是紧密接合着的，因而此时拨环力矩便使锁环连同齿圈1及与之相连的所有零件一起相对于接合套向后退转一个角度，使锁环凸起部8又移到花键毅7的通槽中央，两个花键齿圈不再抵触，此时接合套压下定位销6继续左移，而与锁环的花键齿圈进入接合，锁环的锁止作用即行消失。

接合套与锁环接合以后，轴向力不再存在，锥面间的摩擦力矩也就消失。

如果此时接合套与花键齿圈1的花键齿发生抵触，如图三（c）所示，则与上述相似，作用在齿圈1花键齿斜面上的分向力使齿圈1及其相连零件相对与锁环及接合套转过一个角度，使接合套与齿圈1进入接合，而最后完成了换入六档的全过程，如图三（d）所示。

以上介绍的从低速档换到高速档的情况，反之亦然，从高速档换到低速档的工作原理基本相同，只不过是接合齿圈的速度提升到与接合套和锁环速度相同。

考虑到结构布置上的合理性、紧凑性及锥面间产生的摩擦力矩等因素，所含是惯性同步器多用于轿车和轻型货车上。

近年来，中型货车变速器的中、高速档中也开始采用这种同步器。

第三章同步器设计的主要计算

3.1同步器理论设计计算：

3.1.1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=1.921kg·m²空心J=Q×（D2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（D2+d2）×（D2-d2）=0.2935kg·m²式中：

Q—零件重量（1000克）D—零件外径（95厘米）d—零件内径（82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（30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=1.921*1.51=2.901kg·m²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=1.921+2.901=4.822kg·m²

3.1.2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.四档换五档：

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=99kw,才能得到角速度差的最大值Δωmax。

所以：

ω出=（2×π×nN/60）/i4=2*3.14*99/60/1.51=6.8623rad/sω入=（2×π×nN/60）/i5=2*3.14*99/60/1.0=10.326rad/sΔωmax=ω入-ω出=2×π×nN/60×（1/i高-1/i低）=3.4997rad/sb．五档换四档：

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=6.8623rad/s发动机在换档前的角速度ω发为：

ω发=ω出×i高=6.8623*1.0=r6.8623ad/s输入端（被同步齿轮）换档前的角速度为：

ω入=ω发/i低=6.8623/1.51=4.5446rad/sΔωmax=ω出-ω入=6.8623-4.5446=2.3177rad/s

3.2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，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）因此本次设计取中型车620N。

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3.1）

图3.1D—分度圆直径φ—同步环大端直径α—同步环锥面角B—同步环锥面宽由上式可推算出：

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如图3.2。

图3.2

3.3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。

摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。

但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。

一般=6°～8°。

=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；

图3.3

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×cosαtgα＞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′。

本次设计中采用的锥角均为取8°。

2）同步环的几个结构尺寸：

a.摩擦锥面的平均半径R锥，R锥设计得越大，则摩擦力矩越大。

R锥往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。

原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。

本次设计中采用的R为60mm。

同步锥环的径向厚度W，与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。

轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。

货车同步环可用压铸加工。

段造时选用锰黄铜等材料。

有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。

也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。

喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。

以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。

本设计中同步器径向宽度取10.5mm。

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，缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。

设计时可根据下式计算确定

设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。

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。

因此本次设计螺纹顶宽取0.04mm。

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。

因此本次设计采取螺距0.65mm，螺纹角60°，螺纹深度采取0.35mm。

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。

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，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。

试验还证明：

螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。

螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存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5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图3.4则适用于重型汽车。

因此本次设计轴向泄油槽为8个，槽宽3mm。