同步器设计实例.doc

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1、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。变速器中心距。匹配发动机最大功率时转速。1．同步器理论设计计算：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

2、）×D4×L空心J=Q×（D2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（D2+d2）×（D2-d2）式中：Q—零件重量（克）D—零件外径（厘米）d—零件内径（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（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

3、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.低档换高档：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，才能得到角速度差的最大值Δωmax。所以：ω出=（2×π×nN/60）/i低ω入=（2×π×nN/60）/i高Δωmax=ω入-ω出=2×π×nN/60×（1/i高-1/i低）b）高档换低档：此时汽车处于减速过

4、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=（2×π×nN/60）/i低发动机在换档前的角速度ω发为：ω发=ω出×i高=（2×π×nN/60）×i高/i低输入端（被同步齿轮）换档前的角速度为：ω入=ω发/i低=（2×π×nN/60）×i高/i2低Δωmax=ω出-ω入=2×π×nN/60×（1

5、/i低-i高/i2低）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（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）同步锥面摩擦

6、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10）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9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

7、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。表一3．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。-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

8、×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′。2）同步环的几个结构尺寸：a.摩擦