同步器设计实例

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）×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n N，才能得到角速度差的最大值
Δωmax。

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

所以：
ω出=（2×π×n N/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×n N/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×n N/60）×i高/i2低
Δωmax=ω出-ω入
= 2×π×n N/60×（1/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/T 29063—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×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×cosα
tgα＞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.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：
R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。

设计时应在许可范围内，R 锥和W都应该越大越好。

R锥越大则同步摩擦力矩Mf也就越大。

而W大小则与同步锥环的强度和刚性有关。

W越大则锥环的强度就越大而且不容易变形，保证锥环在长期工作中不易损坏。

c.同步锥环的工作面宽度B：
在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。

一般在设计时，R锥越大则B也要相应选择大一些。

有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R锥
d.同步锥环内锥面上的螺纹线：
⑴螺纹顶宽：在内锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。

油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。

螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。

但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。

一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。

另一方面要求螺顶的表面粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕。

所以螺顶表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。

⑵螺距及螺纹角：螺距的大小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。

但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。

一般螺距推荐取0.6～0.75。

螺纹角一般取60°，螺纹深可取0.25～
0.40。

⑶轴向排油槽：在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。

一般油槽槽宽可取为3mm，槽深要稍大于螺纹底径。

油槽数按R锥的大小可选取6～9个。

为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽量取得大一些。

⑷同步锥环锁止角β锁：在锁环式同步器中设置锁止角的目的有二：一是通过锁止角斜面将换档力传至同步锥面上。

二是通过锁止角斜面换档力将分解一切向分力，从而产生一拔环力矩。

此力矩将会使同步锥环转动一角度而脱离齿套齿端的斜面。

使齿套可继续前移与齿轮结合齿圈啮合完成挂档。

但从设计上要保证，同步摩擦力矩Mf
始终应大于此拨环力矩。

只有当两啮合件达到同
步，Mf等于0时，拨环力矩才可将同步锥环转动
一角度，使齿套前移完成同步啮合挂档。

图12为锁环式同步器同步过程的受力分析。

图12。

同步过程受力分析
由图12可知：
T = N×cosβ
N = P/sinβ ∴T = P/tgβ
Mo = T×r锁= P×r锁/ tgβ （12）
式中：P—换档力
N—作用在锁止斜面上的正压力
T—作用在锁止斜面上的切向分力
β—锁止角
r锁—锁止斜面的作用半径（分度圆半径）
Mo—作用在锁止斜面上的拨环力矩
为避免“不同步啮合”：
同步摩擦力矩Mf＞Mo
由式（4）、（12）：
P×μ×R锥/sinα＞P×r锁/ tgβ
整理后：
tgβ≥r锁/ R锥×sinα/μ （13）
在锁环式同步器设计时锁止角β选取为：
β= 52°— 60°
若考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图12：
切向力T∑= N×cosβ- N×μB×sinβ
轴向力P∑= N×sinβ+ N×μB×cosβ
将T∑、P∑代入Mf及Mo计算式并整理后得：
tgβ≥（r锁sinα-μμB R锥）/（μR锥-μB r锁sinα）
式中：μB—锁止斜面间的摩擦系数
综上所上述：锁止角β选取大些，可以避免发生“不同步啮合”的不正常现象。

但β角过大时，拨环力矩将过小，将影响顺利啮合。

一般在锁环式同步器设计时，同步器齿套、同步锥环及结合齿圈的锁止角β选取同一值。

但近来这一设计原则有所改变，即结合齿圈的锁止角β应比齿套的小1～2°，而结合齿圈的锁止角则取得更小。

前者是为了避免角的棱边首先接触易划伤锁止面。

（见图13）后者则是为了顺利啮合。

图13
⑸锁止面的平均半径R锁和同步环滑块槽口宽度H：
锁止面的平均半径R锁的大小，可以参照上述式（4）的计算结果而定。

同步锥环齿的锁止面和同步器齿套齿的锁止面贴靠情况，对顺利地同步换档有很大影响。

而同步锥环一端的滑块缺口能允许同步锥环产生转角的大小，则起着十分重要的作用。

在设计上应予以控制，该转角过大或过小都会使两锁止面接触位置不良。

（图14 b、c）在锁止位置时，两个锁止面彼此之间贴靠的位置要最为有利。

（图14 a）如果锁止面之间贴靠的位置不当，会导致同步锥环锁止齿的过早损坏或换档困难。

同步锥环产生的转角大小是和同步锥环一端的滑块缺口宽度H和滑块本身的宽度h有关。

一般推荐：H-h ≥ 0.5×锁止齿周节
3.锁环式同步器主要零件适用的原材料及热处理要求：见有关行业标准和企业标准。

4. 锁环式同步器结构设计应注意的几个问题：
1）锁环式同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步器能否正确工作十分有关。

正确的设计应该是同步器齿套端面间隙大于滑块端面间隙，即δ2＞δ1（见图15）
否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。

导致不同步啮合及换档冲击。

一般设计时可取：
δ1= 0.5—1.0 mm δ2-δ1= 0.20—0.30 mm
2)考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙δ3（见图15）。

使同步锥环锥面的磨损在一定程度内不影响正常的同步作用和拨环效果。

δ3也称为磨损裕量，通常可取：δ3= 1.4—1.8 mm
3)应该使同步锥体的锥面宽度B1大于同步锥环锥面宽度B2，从而可避免在使用中同步锥环的锥面会磨出台阶，使同步锥面接触不良，导致不同步啮合。

（见图16）
4）同步器输入端的初角速度与输出端的初角速度的比值一般应控制在1.8以内。

否则因所需的同步器容量大，同步器设计难度大，不易满足要求。

标签：同步器, 锁止角, 锁环式同步器, 锥面角
1．摩擦系数
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取为0.1。

摩擦因数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：螺纹的齿顶宽对的影响很大，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。

(2)锥面半锥角
摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。

但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是
tana≥。

一般取=6°～8°。

=6°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=7°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
（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机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，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，可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。

段造时选用锰黄铜等材料。

有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），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空表面喷上厚0.07～0.12mm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
锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。

影响锁止角选取的因素主要有摩擦因数擦锥面的平均半径R,锁止面平均半径和锥面半锥角。

已有结构的锁止角在26˚~46˚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追面上的轴向力，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，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15~0.30s,低档取0~0.80s;对货车变速器高档取0.30~0.80s，低档取1.00~1.50s.
5．转动惯量的计算
换档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周上的常啮合齿轮。

其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档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。

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角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。

换档第一阶段，处于空当瞬间，考虑到润滑油阻力在常温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，同时时间不大于一秒，则认为在该瞬间汽车速度保持不变，即变速器输出端转换于换档瞬间不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。

如上所述，换档时为保证没有冲击的将齿轮和轴连接起来，必使它们的转动角速度相等。

摩擦力矩计算如下
(3-16)
(3-17)
式中，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；为发动机的角速度；为在第K挡工作时变速器输出轴角速度；为第k+l挡的输出轴上齿轮的角速度；、为变速器第k和k+l挡的传动比。

另一方面，设换挡时作用在变速杆手柄上的法向力为，(对轿车和大客车，取=60N；对货车，取
=100N)，变速杆手柄到啮合套的传动比为，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力应为
(3-1
式中，为换挡机构传动效率。

由此可算得工作面上的摩擦力矩为
(3-19)
式中，为摩擦锥面半锥角；为工作锥面间的摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径。

同步时的摩擦力矩方程式为
=
(3-20)
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
(3-21)
式中，为由摩擦力矩产生的，用来防止过早换挡的力
(3-22)
为因锁止面倾斜而产生的力
(3-23)
式中，为锁止面平均半径；为锁止面锁止角。

将式(3-22)、式(3-23)代人式(3-21)中得到
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
(3-24)
BANG4F0FC997EDAB5B925194F6ADXIANGUO
标签：主要参数, 同步器, 摩擦系数, 摩擦锥面。