汽車機械式變速器中鎖環(huán)式同步器的設(shè)計

蚌埠學(xué)院汽車機械式變速器中鎖環(huán)式同步器的設(shè)計指導(dǎo)教師：姓名(括號內(nèi)填寫職稱或?qū)W位)蚌埠學(xué)院教務(wù)處制中文摘要 英文摘要 2 31.1研究的作用及意義 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 31.2.1國外研究現(xiàn)狀 31.2.2國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2汽車鎖環(huán)式同步器相關(guān)概述 52.1汽車同步器的應(yīng)用與發(fā)展趨勢 2.2我國同步器發(fā)展的現(xiàn)狀 2.3鎖環(huán)式同步器的特點、組成與分類 63同步器設(shè)計的主要計算 63.1同步器理論設(shè)計計算 63.1.1轉(zhuǎn)動慣量的計算 63.1.2角速度差△w的計算 3.2鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)參數(shù)、尺寸設(shè)計計算 3.3鎖環(huán)式同步器的基本尺寸 3.4鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計的其它相關(guān)問題 4鍵與花鍵的設(shè)計與強度計算 4.1半圓鍵的設(shè)計 4.1.1鍵的材料 4.2.2鍵型號選擇 4.2.3強度校核 4.2花鍵的設(shè)計計算 4.2.1花鍵的選擇 4.2.2各花鍵強度校核 1汽車機械式變速器中鎖環(huán)式同步器的設(shè)計摘要：汽車是一種重要的交通工具，是人生活不可缺少的一部分。在汽車的運行當(dāng)中，內(nèi)部系統(tǒng)相互之間進行協(xié)調(diào)，在發(fā)作用。通過變速器中鎖環(huán)式同步器的協(xié)調(diào)作應(yīng)對注重可靠性優(yōu)化設(shè)計，從而更好的滿足汽2Abstract:Carisanimportantmeansoftransport,isanindispensablepartofother,intheroleoftheengThroughthecoordinatingroleofthetransmissiontypelockringvehiclespeed.Therefore,inthedesignofautomotivemechanicalmeettheneedsofvehiclespeedcontrol,improvetheoverallperformanceofdesignresearchstatusofthenarrative,thesecondpartputsrelatedtheoryofsynchronizerringandmehirdfthefinaldrawdraftdesignmakeKeywords:automobile;Synchronizer;reliability;reliability;optimalde3在20世紀(jì)20年代開始，國外發(fā)達國家開始在汽車變速器當(dāng)中，開始運用同步器，直到20世紀(jì)60年代后期，工程師在不斷探索與研究，將變速器與同步器進行相關(guān)的理論研究，進行合理的分析，取得了一定的進展4同步器在國內(nèi)的研究相對而言，還是比較晚的，優(yōu)化設(shè)計還是起源于90年52汽車鎖環(huán)式同步器相關(guān)概述圖2-1汽車同步器63同步器設(shè)計的主要計算3.1同步器理論設(shè)計計算軸、與中間軸齒輪相嚙合的主軸上的常嚙齒輪。統(tǒng)稱為空心J=Q×(D2-d2)/8g=(γ×π/32g)式中：Q—零件重量(1000克)D—零件外徑(95厘米)d—零件內(nèi)徑(82厘米)g一重力加速度(980厘米/秒2)γ一材料比重(鋼：7.85克/厘米3)L—零件厚度(30厘米)轉(zhuǎn)動慣量的轉(zhuǎn)換：基本公式為Jw=J×i=J×主動齒輪齒數(shù)/從動齒輪齒數(shù)=1.921*1.51=2.901kg·m≥J=J+J=1.921+2.901=4.822kg·m273.1.2角速度差△w的計算在理論設(shè)計計算中，一般是按角速度差的最大值計算。所以只有假設(shè)在兩個角速度中有一個是相當(dāng)為發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速的值，才是同步過程中的最大角速度差。a.四檔換五檔：此時汽車處于加速過程，可以假定與整車相連的輸出端(二軸及同步器齒套)換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的低檔轉(zhuǎn)速。而輸入端(被同步齒輪)的轉(zhuǎn)速則高于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需要減速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相應(yīng)于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速n=74kw,才能得到角速度差的最大w#=(2×π×nx/60)/i=2*3.14*74/60/1.032=7.505wx=(2×π×nx/60)/is=2*3.14*74/60/0.850=9.112△wm=0x-0#=2×π×nx/60×b.五檔換四檔：此時汽車處于減速過程，亦可以假定與整車相連的輸出端(二軸及同步器齒套)換檔時轉(zhuǎn)速不變，仍為換檔前的高檔轉(zhuǎn)速。而輸入端(被同步齒輪)的轉(zhuǎn)速則低于輸出端轉(zhuǎn)速。輸入端需要加速才能同步。只有假定換檔前輸入端的轉(zhuǎn)速是相應(yīng)于發(fā)動機最大功率的轉(zhuǎn)速nx,才能得到角速度差的最大值△w發(fā)動機在換檔前的角速度w發(fā)為：輸入端(被同步齒輪)換檔前的角速度為：3.2鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)參數(shù)、尺寸設(shè)計計算根據(jù)同步器計算基本方程式(5):按已知條件：同步器輸入端轉(zhuǎn)動慣量Jc、角速度△w均可計算出，根據(jù)式(5),即可計算出所需的同步摩擦力矩Mf值。根據(jù)式(4):8其中：換檔力P—為了換檔輕便，力P應(yīng)有所控制。按汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T29063—1992中的有關(guān)規(guī)定：輕型車中型車重型車400N(最大)500N(最大)620N(最大)因此本次設(shè)計取中型車620N。同步錐面摩擦系數(shù)μ:在同步器設(shè)計計算時一般可取μ=0.1同步錐角α:同步摩擦力矩Mf可隨著a角減小而增大，但a角的極限取決于錐面角避免自鎖的條件，即：同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：(圖3-1)D—分度圓直徑φ—同步環(huán)大端直徑a一同步環(huán)錐面角B—同步環(huán)錐面寬由上式可推算出：考慮到同步環(huán)本身的強度和剛性，根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)和經(jīng)驗，設(shè)計時可按下式初步確定同步環(huán)接合齒分度圓直徑：在初步確定分度圓直徑D后，即可按表1選取相近的漸開線花鍵參數(shù)：模數(shù)m、齒數(shù)Z如圖3-2。Z23(1)錐面角a:由式(4)可知，a越小則摩擦力矩Mf越大。但a小到一定一般α=6°~8°。α=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴圖3-3開的現(xiàn)象。即N×sina>μ,×N×cosa可取6°~7°30′.對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8°或8°30′。本次設(shè)計中采用的錐角均為取8°。(2)同步環(huán)的幾個結(jié)構(gòu)尺寸：件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計中采用的R為60mm。同步錐環(huán)的徑向厚度W,與摩擦錐面平均半徑一樣，同錐面上噴鍍一層鉬(厚約0.3～0.5mm),使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范Mf也就越大。而W大小則與同步錐環(huán)的強度和剛性有關(guān)。W越大則錐環(huán)的強度就越大而且不容易變形，保證錐環(huán)在長期工作中不易損壞。c.同步錐環(huán)的工作面寬度B:在選擇B時，應(yīng)考慮：B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設(shè)計時，R越大則B也要相應(yīng)選擇大一些。有些資料推薦的一個經(jīng)驗公式可做參考：B≈(0.25～0.40)R,縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。d.同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線：(1)螺紋頂寬：在內(nèi)錐面上加工螺紋線的目的是為了能把錐面間已有的齒輪潤滑油油膜很快的切割破壞并刮走。油膜破壞得越快，摩擦力提高的也越快。螺紋頂寬設(shè)計得越窄，則切割刮走油膜越快。但螺紋頂寬過尖，則接觸面上的壓強大磨損也大。一般推薦螺紋頂寬為0.025～0.10。另一方面要求螺頂?shù)谋砻娲植诙纫茫也辉试S留有切削刀痕。所以螺頂表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。因此本次設(shè)計螺紋頂寬取0.04mm。(2)螺距及螺紋角：螺距的大小要保證螺紋之間的間隙足以容納被擠出來的油量。但螺距也不能過大，否則錐面的接觸面積要變小，磨損會變大。一般螺距推薦取0.6～0.75。螺紋角一般取60°,螺紋深可取0.25～0.40。因此本次設(shè)計采取螺距0.65mm,螺紋角60°,螺紋深度采取0.35mm。(3)軸向排油槽：在螺紋線上開軸向油槽的主要目的是盡快地把油排掉，以盡快地提高摩擦力。一般油槽槽寬可取為3mm,槽深要稍大于螺紋底徑。油槽數(shù)按R的大小可選取6～9個。為減小應(yīng)力集中，油槽底的圓角半徑應(yīng)盡量取得大一些。如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖5-3a中給出的尺寸適用于輕、502-60’不大F02b)圖3-4向分力，從而產(chǎn)生一拔環(huán)力矩。鎖止角β#選取的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響要有摩擦因數(shù)f、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半圖3-5為鎖環(huán)式同步器同步過程的受力分析βNN×cosβTβTP由圖3-5可知：N—作用在鎖止斜面上的正壓力T—作用在鎖止斜面上的切向分力β—鎖止角r橄—鎖止斜面的作用半徑(分度圓半徑)Mo—作用在鎖止斜面上的撥環(huán)力矩為避免“不同步嚙合”:同步摩擦力矩Mf>Mo在鎖環(huán)式同步器設(shè)計時鎖止角β選取為：若考慮到鎖止斜面間的摩擦力，則由圖12:切向力Tg=N×cosβ-N×μg×sinβ將T、P代入Mf及Mo計算式并整理后得：但β角過大時，撥環(huán)力矩將過小，將影響順利嚙合。因此本次設(shè)計鎖止角β取小1～2°,而結(jié)合齒圈的鎖止角則取得更小。前者是為了避免角的棱邊首先接觸易劃傷鎖止面。(見圖3-6)后者則是為了順利嚙合。(5)鎖止面的平均半徑R和同步環(huán)滑塊槽口寬度H:鎖止面的平均半徑R=75mm,可以參照上述式(4)的計算結(jié)果而定。同步錐環(huán)齒的鎖止面和同步器齒環(huán)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角大小是和同步錐環(huán)一端的滑塊缺口寬度H和滑塊本身的寬度h有關(guān)。圖3-7(6)同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越tE=wJc(r-1)/±[Ms-Mv*Jc/Jv+Mc]Mc=P1d1μ/2sina式中1-變速桿的杠桿比，Mf=P×μ×R/Sina,P×μ×Rw/Sina=Jc×△w/t由上述可知i4=1.51,a=8°,dl=60mm,ds=75mm,β=60°,螺紋寬度s=0.04mm,中間軸與第一周的傳動比ixm=1.38,μ取0.1代入公式得t=0.49s,而同步時間t的取值范圍是0.3~0.8s(1)鎖環(huán)式同步器的各個零件裝配成套后，零件彼此之間的裝配間隙正確大于滑塊端面間隙，即δ?>δ?(見圖3-8)圖3-8否則會出現(xiàn)摩擦錐面尚未接觸，還沒有產(chǎn)生使同步錐環(huán)相對齒套轉(zhuǎn)動一角度并形成鎖止位置的摩擦力矩時，齒套就可能通過同步錐環(huán)。導(dǎo)致不同步嚙合及換δ=0.5—1.0mmδ?-δ?=0.20—0.30mm(2)考慮到同步錐環(huán)錐面的磨損，同步錐環(huán)齒的端面與結(jié)合齒圈端面之間應(yīng)保有一定的間隙δ?(見圖3-8)。使同步錐環(huán)錐面的磨損在一定程度內(nèi)不影響正常的同步作用和撥環(huán)效果。δ?也稱為磨損裕量，通?？扇。害?=1.4—1.8mm(3)應(yīng)該使同步錐體的錐面寬度B?大于同步錐環(huán)錐面寬度B?,從而可避免在使用中同步錐環(huán)的錐面會磨出臺階，使同步錐面接觸不良，導(dǎo)致不同步嚙合。(見圖3-9)圖3-9(4)同步器輸入端的初角速度與輸出端的初角速度的比值一般應(yīng)控制在1.8以內(nèi)。否則因所需的同步器容量大，同步器設(shè)計難度大，不易滿