毕业设计论文-汽车同步器的设计文档格式.doc

1、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

2、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

3、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

4、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

5、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

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

7、的转速分别为，n1、n2和n3，则此时，n2 =n3、n1n3，即n1n2。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（n1n2）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

8、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。

9、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

10、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

11、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

12、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=QD2/8g=（/32g）D4L=1.921kgm 空心J=Q（D2-d2）/8g=（D2+d2）（D2-d2）=0.2935kg 式中：Q零件重量（1000克） D零件外径（95厘米） d零件

13、内径（82厘米） g重力加速度（980厘米/秒2） 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=Ji=J主动齿轮齿数/从动齿轮齿数=1.921*1.51=2.901 kg各档的总转动惯量J，需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上。 J=J+ J换=1.921+2.901=4.822 kg3.1.2角速度差的计算：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（