同步器设计

第五节 同步器设计

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。

一、惯性式同步器

惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地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，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。图3—17a所示锁销式同步器的摩擦件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧

7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。图3—17b所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套8及锁环9上的锥面来实现的。

作为锁止元件是锁环9的内齿和做在齿轮10上的接合齿端部。齿轮10和锁环9之间是弹性连接。

图3—17 惯性式同步器结构方菜

a)锁销式 b)锁环式

1、8--滑动齿套 2--同步环 3、10--齿轮 4--锁销 5--钢球 6--销 7--弹簧 9--锁环

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中、重型货车的变速器中。

滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、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齿上，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。

多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥，如图3—18所示。由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩)也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。

惯性增力式同步器又称为波舍(Porsehe)式同步器，见图3—19。它能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。波舍式同步器的摩擦力矩大、结

构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。

图3—18 多锥式同步器

图3—19 波舍式同步器

二、同步器工作原理

同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图3-17a所示，由于齿轮3的角速度ω和滑动齿套3

1的角速度ω不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套11

转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶段：来

自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于ω和ω不等，在上述表面产生31

摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差△ω=|ω一ω |减小了。13

在△ω=O瞬间同步过程结束。第三阶段：△ω=O，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。

三、主要参数的确定

1、摩擦因数f

汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，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，要求同步环有足够的使用寿命，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，这就为设计工作带来困难。

摩擦因数除与选用的材料有关外，还与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差，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，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。

由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为O.1。

摩擦因数厂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，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。

2、同步环主要尺寸的确定

(1)同步环锥面上的螺纹槽 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：螺纹的齿顶宽对厂的影响很大，厂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3—20a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图3-20b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

图3—20 同步环螺纹槽形式

(2)锥面半锥角α 摩擦锥面半锥角口越小，摩擦力矩越大。但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanα≥f。一般取α =6º～8º。a=6º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；在a=7º时就很少出现咬住现象。

(3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R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。

(4)锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b(图3-17)，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b b=Mm

22 pfR

式中，p为摩擦面的许用压力(MPa)，对黄铜与钢摩擦副p≈1.O～1.5MPa；Mm为摩擦力矩(N·mm)；厂为摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径(mm)。

上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。

(5)同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取很厚，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，这能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。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约O．3～O．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孔表面喷上厚O.07～O.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。

3、锁止角β

锁止角β选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角β选取的因素主要有摩擦因数f摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角α。已有结构的锁止角在26º～42º范围内变化。

4、同步时间t

同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对轿车变速器高挡取0.15～O.30s，低挡取O.50～O.80s；对货车变速器高挡取O.30～O.80s，低挡取1.O0～1.50s。

5、转动惯量的计算

换挡过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通

常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量值。

四、同步器的计算

同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止面的角度，这些角度是用来保证在满足连接件角速度完全相等以前不能进行换挡时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。换挡第一阶段，处于空挡瞬间，考虑到润滑油阻力在常温条件下对齿轮转速的降低作用可忽略不计，并假设汽车在阻力不大的道路上行驶，同步时间不大于1s，则认为在该瞬间汽车速度保持不变，即变速器输出端转速于换挡瞬间不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。

如上所述，换挡时为保证没有冲击地将齿轮和轴连接起来，必须使它们的转动角速度相等。如图3-21所示，此时同步器必需的摩擦力矩Mm用下式计算

图3—21 惯性式同步器计算简图 Mn=Jr∆wt=Jr(ωb-ωa)t (3-16)

=Jrωe1⎛ωe -t ik⎝ik+1⎫⎪ ⎪⎭

=Jrωe⎛11⎫ ⎪(3-17) - t⎝ik+1ik⎪⎭

r式中，J为离合器从动盘、第一轴和与第二轴常啮合齿

轮连接在一起转动的齿轮的转动惯量；ω为发动机的角速e

度；ω为在第k工作时变速器输出轴角速度；ω为第k+l挡ab

的输出轴上齿轮的角速度；i、i为变速器第k+l挡的传动kk+1

比。

另一方面，设换挡时作用在变速杆手柄上的法向力为Fs(对轿车和大客车，取Fs=60N；对货车，取Fs=100N)，变速杆手柄到啮合套的传动比为i，则作用在同步器摩擦锥面gs

上的轴向力F应为

F=Fsigsη (3-18)

式中，η为换挡机构传动效率。

由此可算得工作面上的摩擦力矩Mm为

Mm=FfRsinα (3-19)

式中，α为摩擦锥面半锥角；f为面间的摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径。

同步时的摩擦力矩方程式为

FfR

sinα=Jrωe⎛11⎫ ⎪ -⎪t iik⎭⎝k+1Jrωesinα⎛11⎫ t=-⎪ ⎪ （3-20) FfRiik⎭⎝k+1

以图3-21所示同步器结构为例，分析研究同步器应满足的锁止条件。

为防止连接件在转动角速度相等以前接合换挡，必须满足下述条件 F>F (3—21) 12

式中，F为由摩擦力矩Mm产生的，用来防止过早换挡的1

力

F1=Mrm=FfR

rsinα (3—22)

F2 为因锁止面倾斜而产生的力

F2=Ftanβ (3—23)

式中，r为锁止面平均半径；β为锁止面锁止角。 将式(3—22)、式(3—23)代人式(3—21)中得到 FfR

rsinα⊃Ftanβ

因此，欲保证锁止和滑动齿套不能继续移动，必须满足如下条件

tanβ⊂fR

rsinα (3—24)