【導(dǎo)讀】好壞直接影響車輛起步與換檔品質(zhì)以及整個系統(tǒng)的可靠性、耐久性。品質(zhì)提出了更高的要求。因此，對換檔機構(gòu)的研究和開發(fā)受到越來越多企業(yè)的重。視，校企合作也廣泛展開?；I考慮方方面面的設(shè)計因素，只能依靠經(jīng)驗的積累和傳承。伴隨著CAE技術(shù)的發(fā)。的計算方法，并提出通過仿真得到等效轉(zhuǎn)動慣量的方法；了其中涉及的一些關(guān)鍵技術(shù)與方法；換一檔換擋機構(gòu)的動力學(xué)仿真模型，并將換擋執(zhí)行機構(gòu)的彈性變形考慮進來；細(xì)的分解，并對滑磨功、同步?jīng)_量等換擋品質(zhì)指標(biāo)和同步器性能指標(biāo)進行了介紹和評價；結(jié)構(gòu)改進以消除應(yīng)力集中，對拉板進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化以減輕重量。構(gòu)的動態(tài)特性、可靠性及耐久性等具有一定的指導(dǎo)意義與實際價值。

　　

【正文】 惕。這是因為滑動齒套和同步環(huán)通過固定齒座與整個汽車相聯(lián)系，轉(zhuǎn) 動慣量大，可以認(rèn)為在換擋過程中車速沒有變化；而錐盤通過一檔齒輪與齒輪傳動 系統(tǒng)以及離合器從動盤相聯(lián) 系，轉(zhuǎn)動慣量相對較小，速度變化較前者快得多。 因為錐盤是加速旋轉(zhuǎn)，根據(jù)慣性原理，所產(chǎn)生慣性力矩的方向與旋轉(zhuǎn)方向相 反。此慣性力矩通過摩擦錐面作用到同步環(huán)上，阻止同步環(huán)相對滑動齒套加速旋 廣東工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 轉(zhuǎn)。即在同步環(huán)上作用著兩個方向相反的力矩：其一為切向力只形成的力圖使同 步環(huán)相對于滑動齒套向前錯開的撥環(huán)力矩 M，另一個為摩擦錐面阻止同步環(huán)向前 錯開的慣性力矩 Ml。如果鴆 M，則同步環(huán)即可相對于滑動齒套快轉(zhuǎn)一個角度 以便二者進入結(jié)合；若鳩 M，則二者不可能進入接合。在 n9 尚未等 于 117之前， 兩個錐面間摩擦力矩的數(shù)值與滑動齒套的慣性力矩 M 相等。根據(jù)受力分析，有表 達式： M： F。 Bddl：盟絲 (2． 2) 0 ZSIn 口 鴆 =E 魯 =蒜 (2． 3) 式中， C——錐面間正壓力； 心 ——錐面間動摩擦系數(shù)； dl——摩擦錐面的等效工作直徑； a——摩擦錐面的錐度； 以 ——同步環(huán)接合齒等效工作直徑； 口 ——鎖止角角度。 因此，在設(shè)計同步器時，應(yīng)適當(dāng)設(shè)置同步器參數(shù)以保證在達到同步 (／ 39。19／ ／ 7) 之前，慣性力矩 M 總是大于撥環(huán)力矩尬，以避免在同步之前輪齒接合，發(fā) 生換擋 沖擊。一般有較保險的同步器鎖止要求： 協(xié)盧≥掣 (2． 4) I【上 aCll 換擋電機持續(xù)加力于滑動齒套上，摩擦作用就會使錐盤的轉(zhuǎn)速迅速升到與同 步環(huán)的轉(zhuǎn)速相同，此后，同步環(huán)和錐盤間的動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闉殪o摩擦，使兩者緊密接 合無相對滑轉(zhuǎn)，于是慣性力矩消失。此時撥環(huán)力矩便使同步環(huán)連同錐盤以及與之相 連的所有零件一起相對于滑動齒套向前錯開一個角度 (相當(dāng)于半個花鍵齒的厚 度 )，相應(yīng)的同步環(huán)凸起部分 d 又移到花鍵轂通槽 e 的中央，滑動齒套與同步環(huán)的 花鍵齒不再抵觸。此時滑動齒套壓下彈簧繼續(xù)右移 ，與同步環(huán)的花鍵齒進入接合 (圖 2． 3c)，同步環(huán)的鎖止作用即行消失。 滑動齒套與同步環(huán)接合后，軸向力只不再存在，錐面問的摩擦力矩也就消 14 第二章?lián)Q擋機構(gòu)的結(jié)構(gòu)與工作原理 失，同步環(huán)與錐盤分離。如果此時滑動齒套花鍵齒與錐盤的花鍵齒發(fā)生抵觸 (此現(xiàn) 象稱為換擋二次沖擊 )，如圖 2． 3c 所示，則與上述相似，作用在錐盤鎖止角上的切 向分力使錐盤及其相連零件相對于同步環(huán)及滑動齒套前進或退后轉(zhuǎn)過半個齒厚，滑 動齒套與錐盤進入接合 (圖 2—3d)，直至滑動齒套滑行至其端面與齒輪或錐盤的端 面相接觸而限位，從而完成掛一檔的全過程。 根據(jù)以上同步器的工作原理，可以將它概括為 “一對錐面、兩次修正、三個 滑塊 ”。 “一對錐面 ”即錐盤和同步環(huán)的配合錐面在換擋力的作用下軸向壓緊產(chǎn)生摩 擦作用使兩者的轉(zhuǎn)速逐漸達到一致， “兩次修正 ”即轉(zhuǎn)速同步之后需經(jīng)過兩次角度 “修正 ”滑動齒套才能與同步環(huán)、錐盤的花鍵齒先后進入接合， “三個滑塊 ”即三個 滑塊在壓縮彈簧的作用下限制滑動齒套軸向的自由滑動，空擋時定位，換擋時又不 妨礙滑動齒套的滑動。 2． 2． 2 同步時間的計算方法 AMT的換擋時間是指 “離合器分 離一摘空檔一選檔一換擋一離合器再次接 合 ”這一系列動作完成所需的總時問，而同步時問是指錐盤和同步環(huán)因摩擦作用而 使兩者轉(zhuǎn)速逐漸接近并最終達到一致所需要的時間。同步時間占據(jù)換擋時間的絕大 部分，所以它是衡量換擋品質(zhì)好壞的重要指標(biāo)之一。同步時間的計算公式已經(jīng)過前 人多次推導(dǎo)驗證，成為同步器計算的基本公式，這里直接給出，忽略換擋過程中車 速變化和機械損耗 ”，有【 29】： f： —2J，． Aco— sin a I，、 I (2． 51 ，一 ， i兒吐 一 式中， f——同步時間； 以 ——同步器輸入端的等效轉(zhuǎn)動慣量： △ w——同步器輸入、輸出端角速度差。 由上式可知，同步時間 f 與互、心、盔成反比，與 ?、 Aw、 a成正比，一般 (_)此式將同步器輸出端的等效轉(zhuǎn)動慣量當(dāng)作無窮大，并忽略輸入輸出端阻力矩等，精確 計算時不應(yīng)該忽略。同步器輸出端是指變速器二軸，以及從二軸開始到汽車車輪之間傳動系 的所有零件。 15 廣東工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 情況下，同步器的優(yōu)化也就是從優(yōu)化這幾個參數(shù)展開。目前，縮短同步時間的途徑 主要有：優(yōu)化設(shè)計換擋執(zhí)行機構(gòu)以適當(dāng)增大換擋力 E，但 E 不能太大 ，否則將引 起齒間沖擊，影響換擋機構(gòu)強度和壽命，所以應(yīng)按車型的不同而適當(dāng)控制；優(yōu)化齒 輪傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與布置以最大化降低同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動慣量， (尤其是盡 量縮小離合器從動盤的尺寸與質(zhì)量 )；同步器摩擦錐面使用摩擦系數(shù)Ⅳ。更大、性能 (抗熱衰退 )更穩(wěn)定的新型摩擦材料，增加摩擦面的數(shù)目和錐面等效工作直徑吐以 增加摩擦面積；優(yōu)化設(shè)計同步器的鎖止角口、錐面錐度口等參數(shù)以提高同步器自身 性能；多檔化以及合理分配各檔位傳動比以縮小各檔間的速比間隔，從而縮小同步 器輸入輸出端角速度差 Aw 等。 下面主要探討轉(zhuǎn)動慣 量，的計算方法，這是在實際的計算過程中需面臨的一 個較繁復(fù)的問題。 三軸普通式變速器的齒輪傳動示意圖如圖 2． 5，離合器從動盤 1 通過花鍵與一 軸 2 固聯(lián)，一軸通過常嚙合齒輪嚙合將動力傳遞給中間軸 7，中間軸再將動力傳遞 給在二軸 3 上的各個檔位齒輪 4 和 5。當(dāng)掛空檔的時候，各檔位齒輪只是在二軸的 滾針軸承上空轉(zhuǎn)，動力并未傳遞給二軸，也就無動力輸出給車輛的車輪；掛一檔 時，將同步器 5 往右撥動，使同步器與一檔齒輪 5 進入嚙合，才將一檔齒輪與二軸 剛性連接起來，動力才能從一檔齒輪傳遞給二軸。而換二檔時相反，需將 同步器向 左撥動。 ／／ ／ ／ ／ 7 ．／ 7 ／／一 廠 廠／廠，／廠／／一 7／ ?／ 移下／ J移 t，／ l， ?， l邛甜 167。 I 1167。 f Q 一 口 呈 }上 {蠆 1 豐 口 ＼＼上 上 互 旦 圖 25 變速器齒輪傳動示意圖 16 第二章?lián)Q擋機構(gòu)的結(jié)構(gòu)與工作原理 Fig． 25 Schematic diagram of transmission l_離合器從動盤： 2一軸及一軸常嚙合齒輪； 3．二軸； 4．二檔齒輪； 5．同步器； 6一檔齒輪； 7．中間軸及其齒輪 轉(zhuǎn)動慣量是剛體動力學(xué)中的重要物理量，其定義是：剛體內(nèi)所有質(zhì)點的質(zhì)量 與該質(zhì)點到旋轉(zhuǎn)軸距離的平方的乘積之和，其量綱是膨。剛體轉(zhuǎn)動慣量的大小， 表明了剛體轉(zhuǎn)動狀態(tài)改變的難易程度，可形式地理解為一個物體對于旋轉(zhuǎn)運動的慣 性。當(dāng)外力系對旋轉(zhuǎn)軸的力矩一定時，轉(zhuǎn)動慣量越大，轉(zhuǎn)動狀態(tài)的變化就越?。欢? 轉(zhuǎn)動慣量越小，轉(zhuǎn)動狀態(tài)的變化就越大。在換檔過程中，同步器輸入端指的是依靠 同步器實現(xiàn)轉(zhuǎn)速改變的零件，一般結(jié)構(gòu)中，它包括變速器的一軸、離合器 從動盤、 中間軸及其所有齒輪 (中間軸與其上的齒輪過盈配合以鍵連接，相當(dāng)于一個整 體 )、與中問軸齒輪相嚙合的二軸各檔齒輪及錐環(huán)等。輸入端等效轉(zhuǎn)動慣量，的計 算步驟是，先分別求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同檔位轉(zhuǎn)換計算到待掛檔的齒 輪上。對于已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值可通過扭擺法測出，無零件實物時，可將零 件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體，并按數(shù)學(xué)簡化計算方法大致求得，或通過建立零件的幾何 模型，賦予零件質(zhì)量屬性，亦可得到與實際一樣的轉(zhuǎn)動慣量值。 一般，將 aM 上的轉(zhuǎn)動慣量以轉(zhuǎn)換為 6 軸上的轉(zhuǎn)動慣量以時，存在以下基 本關(guān) 系： 以 =厶 f2=以 P)2 (2． 6) Z。 式中， z。 ——口軸 (即被轉(zhuǎn)換軸 )的齒輪齒數(shù)； 乙 ——6 軸 (即轉(zhuǎn)換軸 )的齒輪齒數(shù)。 換直接檔時，一軸上的齒輪成為待掛檔齒輪，此時同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動慣 量為： 以 =∑?。 +致 p)2 (2． 7) Z2 式中： ∑以。 ——一軸及離合器從動盤的轉(zhuǎn)動慣量之和： 五 ——一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)； 厶 ——中間軸常嚙合齒輪的齒數(shù)； ∑， ——中間軸的等效轉(zhuǎn)動慣量： 廣東工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 ∑?=正 +吒粵 )2+吒 e)2+《每 )2+ (2． 8) 式中，正 ——中間軸及其上齒輪的轉(zhuǎn)動慣量； 吒、以、《 ——與中問軸齒輪常嚙合的二軸各檔齒輪的轉(zhuǎn)動慣量； 乃、毛、毛 ——中間軸各檔齒輪的齒數(shù)； 乃、 z乙 ——分別與毛、磊、 z8 相嚙合的二軸齒輪的齒數(shù)。 其基本意思就是：將二軸上所有檔位齒輪的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換到中間軸上，再將 中間軸的等效轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換到一軸上，再加上一軸和離合器從動盤本身的轉(zhuǎn)動慣 量。 換其他檔時，同步器輸入端的等效轉(zhuǎn)動慣量為： 以 =?+∑厶 @2 (2． 9) 式中， ?， ——二軸上待掛檔齒輪的轉(zhuǎn)動慣量； 乞 ——二軸上待掛檔齒輪的齒數(shù)； z： ——中間軸上與 zc 嚙合的齒輪的齒數(shù)； ∑?——中間軸的等效轉(zhuǎn)動慣量： ∑?2正 +∑^”唼 )2+?唼 )2+咒唼 )2+《唼 )2+．． ?(2． 10) 式中， ——中問軸及其上齒輪的轉(zhuǎn)動慣量。 與換直接檔不同，其基本意思是：將一軸的轉(zhuǎn)動慣量和二軸上非待掛檔齒輪 的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換到中間軸上，再將中間軸的等效轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換到二軸待掛檔齒輪 上，再加上待掛檔齒輪本身的轉(zhuǎn)動慣量。 2． 3基本參數(shù)的確定 由上面的計算步驟可見，欲計算同步器輸入端的等效轉(zhuǎn)動慣量，需經(jīng)過層層 迭代 ，過程相當(dāng)繁復(fù)，很容易出錯，這時 CAE 技術(shù)就表現(xiàn)出了其特有的巨大優(yōu) 勢。 這里提供一種利用 Adams 計算同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動慣量的方法。首先在 18 第二章?lián)Q擋機構(gòu)的結(jié)構(gòu)與工作原理 Adams 里建立齒輪傳動系統(tǒng)的動力學(xué)仿真模型，按照常用簡化方法施加必要的運 動副約束【如 l，為減小計算量，作以下簡化：將離合器從動盤簡化為相似尺寸的圓盤 并與一軸合并，將中間軸上各齒輪與二軸合并，將各檔位齒輪分別與其上的錐盤合 并，各嚙合齒輪間使用耦合副 (需注意方向的正反 )以表示嚙合齒輪的速比運動學(xué) 關(guān)系，不用包含同步器輸出端 (即二軸及其上的同步器不用考慮 )，由于不存在求 取軸承支撐載荷的需求，將各軸與大地在各自重心處建立旋轉(zhuǎn)副。約束施加完后， 不存在冗余約束，只有 1個自由度。在同步器輸入端，即待換擋齒輪上隨機施加一 個轉(zhuǎn)動力矩絲，進行仿真計算，得到待換擋齒輪的角加速度華，則同步器輸入 “C盯 端等效轉(zhuǎn)動慣量，即可通過下式求得： M。： 4 一 do)l (2． 11) 講 上述方法對于一些較復(fù)雜的齒輪傳動形式的轉(zhuǎn)動慣量計算特別有效，例如雙 中間軸，雙輸入，雙離合器，帶副箱的齒輪傳 動、行星齒輪傳動等。 本文研究的是二檔換一檔工況，將變速器一軸和中間軸的轉(zhuǎn)動慣量按式 (2． 9)轉(zhuǎn)換到一檔齒輪上，得到同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動慣量為 2241． 55tmm2，而 通過以上方法得到的，為 2143． 16t． mm2，與理論計算值相當(dāng)接近。 最終，所采用的關(guān)鍵參數(shù)如表 2． 1，表中的參數(shù)值同時將作為后面仿真模型的 輸入條件。為減少計算量，后面建立的換擋模型將不再包含齒輪傳動部分，而是直 接將以值賦予給錐盤 (一檔齒輪 )，當(dāng)然也可以如文獻【 7]那樣將換擋機構(gòu)和齒輪傳 動部分建立到一個仿真模型里， 淡化等效轉(zhuǎn)動慣量的求解，但在模型較復(fù)雜時，進 一步增加了求 f： 解—的 2x2242x(2827 難度，犧牲 ． 了 7計 1538 算—時． 間 5)xivxsin(6 和空間。 ． 5x 石／ 180)： 0． 49595s 將表中相應(yīng)參數(shù)代入式 (2． )有 180X1771． 50． 1130 其中，固定齒座轉(zhuǎn)速呸相當(dāng)于二軸在二檔時的轉(zhuǎn)速，由發(fā)動機轉(zhuǎn)速 ‰( 發(fā)動 機在換擋之前已經(jīng)通過離合斷開動力傳遞，這里假定換擋之前一軸轉(zhuǎn)速無損失 )經(jīng) 二檔速比 f?轉(zhuǎn)化而來，其等效于車輛行駛速度，在換擋過程中近似不變：錐盤轉(zhuǎn)速 ∞相當(dāng) 于一檔齒輪在二檔時的轉(zhuǎn)速，由發(fā)動機轉(zhuǎn)速經(jīng)一檔速比 ?轉(zhuǎn)化得到。同步過 19