双锥面同步器简介分解

双锥同步器与单锥同步器的同步性能
比较及设计计算
摘要：
本文以原微发技术开发部测绘开发的两轴式前置前驱动变速器DABS13-2为例，对双锥面齿环式同步器和单锥面齿环式同步器的同步性能进行了推理和计算，并通过对二种同步器的比较，说明双锥（多锥）齿环式同步器同步性能上的优点。

关键词：变速器、同步器、双锥面
一．前言
同步器是改善汽车机械式变速器换档性能的主要零部件，它能够使换档操纵轻便快捷，减轻驾驶员的劳动强度；可以保证换档时变速器齿轮啮合不受冲击，消除噪音，提高齿轮及传动系统的平均使用寿命；并对提高汽车行驶安全性和乘坐舒适性，改善汽车起步时的加速性和燃料经济性起着极其重要的作用。

在微发生产的变速器BS09、BS10及BS13等系列产品中，所采用的同步器均为单锥面齿环式同步器（以下简称单锥同步器），在合资公司引进的F5M41变速器产品技术中包含了双锥面齿环式同步器（以下简称双锥同步器）技术。

目前，在国外的汽车机械式变速器上，双锥（多锥）同步器技术正处于推广应用的阶段，而国内该技术应用的却很少，同档次的发动机上只有即将投产的一汽大宇的发动机变速器采用了该技术。

因此，对我们来说这是一项崭新且很有意义的课题。

由于我们还没有这方面的生产实际经验，因此本文仅仅从性能的角度进行了推理，意在抛砖引玉，供大家参考。

本文所示的双锥同步器，是在DABS13-2变速器的同步器基础上改制而成的。

通过对改制前后的性能比较，阐明双锥面技术的意义。

由于本人水平有限，难免有不当之处，希望多多指教。

二．同步器的结构型式和工作原理
1．同步器的结构型式
通常同步器分为常压式和惯性锁止式两类。

常压式同步器由于不能保证被连接零件完全同步之后再换档，故应用不广泛，现已基本淘汰。

现代机械式变速器中广泛应用的是惯性锁止式同步器。

惯性锁止式同步器根据锁止位置的不同又分为：锁块式同步器、锁销式同步器和锁环式同步器。

锁环式同步器又分为齿环式同步器和增力环式同步器（Porsche）。

而齿环式同步器根据同步锥面的数量不同又可分为：单锥式、双锥式和多锥式几种。

DABS13-2变速器是根据日本铃木G13B发动机变速器测绘的，所采用的同步器型式为单
锥齿环式同步器（齿环又称为同步环），图1为DABS13-2变速器的一、二档同步器结构图。

图 1 同步器结构图
1 同步环（齿环）；
2 外齿圈；
3 转接套齿；
4 弹簧；5滑块；6齿轮（包含同步锥毂）2．同步器的工作原理
换档时，首先驾驶员踩下离合器踏板，把变速杆脱离原档位，置于空档位置，这时变速器的输入端和输出端的转速有差异，同步器的作用就是使环锥的工作表面上产生摩擦力矩，以加速或减速被接合零件，使二者在最短时间内转速达到一致，在同步状态下换档。

在图1中，转接套齿3通过内花键连接在变速器的二轴上，同步锥毂跟被驱动齿轮6做成一体，两个同步环1是浮套在同步锥毂的锥面上，转接套齿3在圆周方向设有均布的三个槽，三个滑块分别装在三个槽内，压缩弹簧4装在滑块5的内侧。

滑块5外侧凸台在弹簧力的作用下，把外齿圈2限定在空档位置。

外齿圈2的内接合齿与转接套齿3相配合。

同步环1和外齿圈2的接合齿的端面具有倒角，起着换档时的锁止作用。

为了防止脱档，同步锥毂3和外齿圈2采用了倒锥形接合齿。

动力传递路线为：同步锥毂6 ——〉外齿圈2 ——〉转接套齿3 ——〉二轴。

图2中的A为空档状态；B为换档时的同步状态；C为换档后的接合状态。

换档时在F力作用下，外齿圈2滑动。

在弹簧力的
作用，滑块5上端始终顶在外齿圈中部的弧形槽内，外
齿圈轴向移动时使滑块偏转一个角度，致使滑块的一个
端面紧贴于同步环端面上的凸缘上，从而推动同步环轴
向移动，使内、外同步锥面接触。

由于力F的作用和转
速差的存在，锥面一经接触即刻产生一定的滑动摩擦力
矩，使同步环相对于外齿圈转动一个角度，转动方向取
决于转速差的方向。

图3中b为同步环凹槽，c为滑块，
滑块伸入b槽内，因而同步环只能转动距离a（即半个
齿距）。

此时，外齿圈的接合齿一侧倒角面恰好与同步环
接合齿倒角面相对。

两个接合齿倒角面接触之后，由于换档力F继续增
加，外齿圈克服滑块与弹簧力的作用继续移动。

因同步环相对于外齿圈已经转过了一个角度，外齿圈的齿端斜面压住了同步环接合齿端斜面。

在斜面上产生正压力W，其轴向分力S = W·cos （θ/2）和切向分力F
= W·sin（θ/2）（见图4）。

力F的继续存在，使摩擦锥面上产生摩
t
形成拨环力矩，力图使同步环反转而脱离外齿圈齿端锁止倒角斜面。

但是作擦力矩，而力F
t
用在同步环上的摩擦力矩阻止同步环反转。

随着力F的不断增大，工作锥面上的摩擦力矩不断增加。

当摩擦力矩达到等于输入端的惯性力矩时，被连接两端速度相等，惯性力矩消失，摩擦力矩变为零。

此时的轴向力仍起作用，在拨环力矩的作用下，将同步环连同输入端零件反转一角度，齿端锁止面脱开，外齿圈可以顺利地通过同步环继续前移。

此时，外齿圈克服弹簧力，滑块上端退出弧形槽，让外齿圈通过，完成换档。

图 4
上述同步器的主要优点是轴向尺寸小、性能良好、使用可靠、造价低。

缺点是同步力矩较小，在低档换档时表现尤为明显。

要想显著增大其同步力矩，则需要扩大同步器的径向尺
寸，这显然不是一个很好的方法。

在此背景下双锥同步器应运而生。

图5为本人在DABS13-2变速器的基础上，将二档同步器改为双锥面后的结构图。

图 5
1-外齿环 2-钢环 3-内齿环 4-二档齿轮
双锥同步器在工作原理和结构布置上与单锥面齿环式同步器基本上是类似的。

所不同的只是它采用了两对摩擦锥面，而不是一对摩擦锥面。

它的特点是把原来的两个锥形零件分别做成了四个零件，原来与二档从动齿轮一体的同步锥毂被做成单独的一个零件（钢环），其大端上制有三个凸块，相应的在二档从动齿轮上有三个凹槽，凸块嵌入在凹槽中，这样二档齿轮带动钢环一起转动。

原来的一个齿环改成两个齿环，内齿环上制有六个凸块，外齿环上制有六个缺口，凸块嵌入在缺口中，这样外齿环也带动内齿环一起转动。

结果是在挂二档时，当二档从动齿轮与二轴之间有相对角速度差时，整个锥体结构中就存在两对滑动摩擦锥面。

所以在总体尺寸一样的情况下，加在外齿圈上一定的轴向推力所产生的同步力矩，就等于作用在两对锥面之间的摩擦力矩的总和。

对于加在换档杆上一定的推力来说，就能产生大得多的同步力矩，从而缩短同步时间，提高了同步器的工作性能，有利于换档操作。

附图二为某变速器产品的双锥同步器齿环和钢环的实物照片。

三．同步器模型及同步过程的理论分析
换档时，首先驾驶员踩下离合器踏板，把变速杆脱离原档位，置于空挡位置，这时变速器的输入端和输出端的转速有差异，而同步转速却是一个新的转速，实际上变速器的输出端连接的是整车，因而具有相当大的转动惯量，故在一般情况下，假设输出端的转速在换档瞬
间是不变的。

而输入端则靠同步器的摩擦副作用来达到与输出端同步。

为了对同步器作进一步研究，用如图6所示的简图表示该系统。

系统的输入端有第一轴
和离合器从动片等零件的转动惯量J
C 、离合器阻力矩M
C
、同步环摩擦力矩M
S
和输入角速度ω
C。

输出端有汽车惯量J
V 、汽车行驶阻力矩M
V
、同步环摩擦力矩M
S
和输出角速度ω
V。

各个量的作
用方向如图6所示。

图6 同步器系统简图
离合器阻力矩M
C
是由于离合器分离不彻底、空气摩擦阻力，以及来自变速器输入端所带动任何附件和变速器的油阻造成的。

它的值越小越好，以减小同步器在同步过程中所做的
功。

但它的值不易测定，在换档过程中此值可假定是不变的。

汽车行驶阻力矩M
V
是由于汽车
行驶时受到的滚动阻力、道路坡度阻力、风阻和后桥等部件中的机械损失造成的。

M
V
的变化
对于换档影响不大，所以在换档过程中其数值也可以认为是不变的。

同步环上的摩擦力矩M
S 在换档过程中也可以认为是不变的。

对同步过程的理论分析，主要是研究同步力矩和同步时间的关系。

根据牛顿第二定律，
M=Jε
式中：M——力矩，N·m；
J——转动惯量，kg·m2；
ε——角加速度，rad/s2。

对于该系统的输入端：
J C ε
C
= -+M
S
- M
C
（1）
式中负号适用于低档换高档，正号适用于高档换低档。

同理，对系统的输出端：
J V εV =±M S -M V （2）
在换档过程中M S 、M C 和M V 都不随时间而变化，因此以上二式对时间的积分为
J C ωC =（-+ M S -M C ）t + C （3） J V ωV =（±M S -M V ）t + D （4）
式中积分常数C 和D 可以按换档时原档位的初始条件计算如下： 同步器输入端的初角速度
设比值，r=—————————————
同步器输出端的初角速度
式中的r 可以称为“同步器传动比”。

低档换高档时r ＞1，高档换低档时r ＜1。

令同步器的输出初角速度为ω，则同步器的输入初角速度为r ω，开始换档时t=0。

则 C=J C r ω （5a ） D=J V ω （5b ） 把上两式代入（3），（4）式，得
J C ωC =（-+ M S -M C ）t+J C r ω （3a ） J V ωV =（±M S -M V ）t+J V ω （4a ）
换档终了时 t=t E ωCE =ωVE 式中： t E ——同步时间；
ωCE ——换档终了时的输入角速度； ωVE ——换档终了时的输出角速度。

于是可以推出： -+ M S -M C r ω ±M S -M V ω
—————— + —— = ———— + —— （6） J C t E J V t E 整理后，得式:
ωJ V J C （r-1） M V J C - M C J V
±M S = ——————— + ————— （7a ）
（J V +J C ）t E J V +J C
为了研究M S 和t E 之间的关系，把上式改为:
J V J C ω（r-1） M V M C
±M S = ———— [ ———— + ——- - —— ] （7b ）
J V +J C t E J V J C
根据统计资料J V /J C 的值一般约为100，所以如取J V /（J V +J C ）≈1来简化上述方程，则
ωJ c （r-1） M V J C
±M S ≈ —————— + ———— - M C （8）
t E J V
另外，M
V /M
C
值一般约为10，而J
V
/J
C
≈100，所以M
V
J
C
/J
V
约为M
C
/10。

因此（8）式中如果
把M
V J
C
/J
V
一项忽略不计，即取M
V
J
C
/J
V
-M
C
≈-M
C
，这就相当于在值中有10%的误差，这是完全现
实的。

这样（8）式可简化为：
ωJ
c （r-1）
±M
S ≈—————— - M
C
（9） t
E
ωJ
c
（r-1）
从而得 t
E ≈——————（10）±M
S
+ M
C
从上式中可以看出，整车的参数对同步器的同步性能影响不是很大。

因此在后面的计算中，某些未知的整车参数参考使用了类似车型的数值，其误差对计算结果的影响微乎其微。

对于单锥同步器和双锥同步器，上式中的M
S
有所不同，为了便于对比，前面作为单锥同
步器的计算公式，下面推算一下双锥同步器的同步力矩M
S ’与单锥同步器的M
S
之间的倍数关
系，只要知道了二者的关系，就可以用M
S 代替M
S
’，使用上述公式。

如图7所示：
μP
a d
1
M S = ——————（11）
2sinα
μP
a d
2
μP
a
d
3
M S ’= ————— + —————
2sinα 2sinα
式中：
P
a
——加在同步器外齿圈上的轴向推力；
μ——锥面间的摩擦系数；
d
1
——外齿环的摩擦锥面平均直径；
d
2
——外齿环的摩擦锥面平均直径；
d
3
——内齿环的摩擦锥面平均直径；
α——摩擦锥面的锥面角。

在上述设计中，
d
1
= 48.9 mm
d
2 = 50.0 mm = 50.0d
1
/48.9
d
3 = 46.
4 mm = 46.4d
1
/48.9
因此
50.0μP
a d
1
46.4μP
a
d
1
96.4μP
a
d
1
M S ’= —————— + —————— = ——————
48.9×2sinα 48.9×2sinα 48.9×2sinα
M S ’= 1.97M
S
（12）
可见，在同样的换档力的作用下，双锥面产生的同步力矩几乎为单锥面的2倍。

四．同步器的设计计算
同步器的设计计算包括许多方面，如防止不同步啮合、防止锥面抱死计算和各部分的强度计算等。

本文仅对同步器的同步时间t
与加在换档杆上的换档力P的关系进行演算。

由于
E
BS13-2变速器的倒档采用的是滑动齿轮直接挂档，所以下面的计算只涉及一至五档。

其中二档对单、双锥同步器分别进行了计算，以进行比较。

㈠．同步器计算用的主要参数
变速器及同步器的主要参数见表一。

表一变速器和同步器主要结构参数
同步器各转动零件的转动惯量见表二。

一、二档同步器安放在二轴上，三、四档同步器和五档同步器布置在一轴上，挂不同的档位时应将相应零件的转动惯量转换到相应的轴上。

表中的数据是按零件尺寸计算出来的，计算过程如下：
齿轮和轴等基本上都属于圆柱体盘式零件，转动惯量的计算依据下列公式：实心：J = m R2/2 = ρV R2/2 = ρπR2 L R2/2 = ρπD4L/32 （13）
空心：J =ρπ/32 (D4-- d4) L （14）
式中：J ——转动惯量，kg.m2；
m ——零件质量，kg；
ρ——材料密度，kg/m3；
L ——轴向宽度，m；
R、D——零件外轴半径、直径，m；
r、d——零件内孔半径、直径，m。

在BS13-2变速器中，换档同步时参与输入端的转动惯量的零件有20个件号（见附图1）。

由于各种零件形状复杂，数据较多，为了减少繁琐，在计算转动惯量时对以上零件的形状按如下方式进行了简化：
⑴所有的圆角、倒角按直角处理；
⑵小孔、小的沟槽、小的轴肩等忽略不计；
⑶齿轮、花键以分度圆为界限，齿端忽略掉，其余按实体处理；等等。

另外，对于同步器弹簧、弹性环等质量很小的零件，其转动惯量忽略不计。

在简化图形时，尽量做到照顾全局，使总的结果误差最小。

简化后利用公式(13)、(14)，采取分段处理的方法，先求出每一段的转动惯量，然后再累加到一起。

1. 首先计算各个零件相对于其回转中心的转动惯量。

⑴离合器从动片：参考《变速器设计》中某轿车离合器的数值：J=2.0485×10-3 kg·m2
⑵一轴（输入轴）：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32（104×21+184×66.5+204×25.5+26.54×15+214×21+214×8.2+
42.34×13.7+24.754×20+254×70.9+204×66.5-84×121）/10-15
= 0.0881×10-3 kg·m2
⑶一轴挡圈（开口）：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32（224-17.54)×1.2×5/6/10-15 = 0.0001×10-3 kg·m2
⑷小挡圈（开口）：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32（30.34-25.94)×1.5×5/6/10-15 = 0.0004×10-3 kg·m2
⑸二轴上空转的一档齿轮：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（504-354)×31+(90.54-504)×14] /10-15
= 0.7649×10-3 kg·m2
⑹二轴上空转的二档齿轮：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（504-354)×32+(804-504)×13.5] /10-15
= 0.4752×10-3 kg·m2
⑺高速转接套齿：ρ=6.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（544-50.54)×20+(50.54-374)×5+(374-264)×16] /10-15
= 0.0264×10-3 kg·m2
⑻高速外齿圈：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（624-544)×22+(724-624)×8] /10-15
= 0.1798×10-3 kg·m2
⑼高速同步环(2个)：ρ=8.9×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（504-444)×9+(544-504)×2.5]×2/10-15
= 0.0492×10-3 kg·m2
⑽五档转接套齿：ρ=6.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（484-444)×18+(444-28.54)×5+(28.54-184)×16.4] /10-15
= 0.0351×10-3 kg·m2
⑾五档外齿圈：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（584-484)×21+(664-584)×8] /10-15
= 0.1435×10-3 kg·m2
⑿五档同步环(2个)：ρ=8.9×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（43.54-384)×7.5+(484-43.54)×2.2]×2/10-15
= 0.0262×10-3 kg·m2
⒀五档齿轮衬套：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×（254-204)×27/10-15 = 0.0048×10-3 kg·m2
⒁止推盘：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×[（464-38.54)×1+(38.54-36.54)×5.5+(36.54-184)×1] /10-15
= 0.0048×10-3 kg·m2
⒂轴承内圈：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×（404-204)×16/10-15 = 0.0294×10-3 kg·m2
⒃轴承内圈：ρ=7.8×103 kg/m3
J=ρπ/32×（304-204)×14/10-15
= 0.0070×10-3 kg·m2
2. 计算挂三、四、五档时转换到一轴上的总的当量转动惯量
挂三、四、五档时总的当量转动惯量，等于一、二档从动齿轮自身的转动惯量分别乘以各自的传动比的平方后，加上其他零件自身的转动惯量（乘以1）。

即： J c3 = J c4 = J c5 = ∑（J/i2）（15）
式中：J c3——挂三档时总的当量转动惯量；
J c4——挂四档时总的当量转动惯量；
J c5——挂五档时总的当量转动惯量；
i ——对于一、二档从动齿轮：i为各自的传动比；对于其他零件：i = 1。

3. 计算挂一、二档时转换到二轴上的总的当量转动惯量：
挂一档时总的当量转动惯量，等于一轴上的总的当量转动惯量乘以一档传动比的平方
i
12，即： J
c1
= J c3×i
1
2。

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同理，挂二档时总的当量转动惯量为：J c2 = J c3×i 2 2。

式中：J c1 —— 挂一档时总的当量转动惯量；
J c2 —— 挂一档时总的当量转动惯量； i 1 —— 一档传动比； i 2 —— 二档传动比。

计算结果见表二。

㈡ 核算驾驶员加在换档杆上的换档力P 和同步时间t E 的值
在设计同步器时，通常取同步时间t E =0.5s 。

为了换档轻便，驾驶员加在换档杆上的力P 一般取在100～150N 以内（轻型汽车取下限，微型汽车取更小值）。

按以下方程计算换档力P 和同步时间t E 的值：
μPld 1
M S = —————— （16） 2sin α
J V J C ω（r-1） M V M C
±M S = ———— [ ———— + ——- - —— ]
J V +J C t E J V J C
为了核算在不同档位时，驾驶员加在换档杆上不同的力P 时，在从低档换高档以及高档换低档的同步时间t E 是否符合要求，把在各不同情况下的r 、ω、M V 、M C 、和M S 的值计算出来，连同J C 列入表格，便于核对。

1． 汽车行驶阻力在同步器输出端造成的阻力矩M V
计算M V 的步骤如下：
1） 最大功率转速n N 时的汽车速度
0.377n N R r
V a = —————— （km/h ）
i 0i k
2） 汽车在平路上等速行驶时的行驶阻力
P f = 0.014×(1+V a /19440)G a （N ） P w = KA V a 2 （N ）
3） 汽车行驶阻力在同步器输出端造成的阻力矩
一、二档：M v =（P f +P w ）R r / i 0 （N ·m ） 三、四、五档：M v =（P f +P w ）R r /（i 0i i ） （N ·m ）
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表二同步器各转动零件的转动惯量
__________________________________________________________________________________________________________
式中：i
0 ——主减速比，这里取i
= 4.388；
i i ——三、四、五档的传动比；
n N ——发动机最大功率时的转速，这里取n
N
= 5000 r/min；
R
r ——轮胎滚动半径，这里取R
r
= 0.266 m；
G
a ——汽车总重，这里取G
a
=13720 N；
K——空气阻力系数，这里取K = 0.0025；
A——汽车前投影面积，这里取A = 2.5m2；
P w——汽车空气阻力，N；
P f——汽车滚动阻力，N。

计算数据见表三。

表三汽车行驶阻力在同步器输出端造成的阻力矩M
v
2．编制“计算数据汇总表”见表四。

表四计算数据汇总表
表中：⑴ J
C
指输入端转动惯量，数据来自表二。

⑵ 用最大功率时的转速和低档传动比计算n N /i k 值和ω值。

因为在低档下达到最大功率转速时才换高档，而换低档则正是为了要在低档下达到最大功率。

⑶ M C 指输入端阻力矩，此数据很难测量，根据资料，取最大车速时的阻力矩为：M C =1.10（N ·m ）。

对于一、二档，要分别乘以各自的传动比。

⑷ M V 用低档值，因为不管是低档换高档、还是高档换低档，汽车基本上都是在低档的最高转速下行驶。

数据来自表三。

3．计算一定的换档力产生的同步力矩
在换档过程中，当变速操纵杆上的力一定时，则在同步器工作锥面产生的摩擦力矩为：
μPld 1
M S = —————— 2sin α
M S ’= 1.97M S
式中： P ——作用在变速操纵杆上的的换档力，N ； μ——工作锥面间的摩擦系数，这里取μ=0.1；
d 1——锥面平均直径（m ），数据见表一；
α——锥面半角，数据见表一；
l ——换档杆的杠杆比，这里取l=5。

计算数据见表五。

表五 加在摩擦锥面上的同步力矩M S （N ·m ）
表中：⑴ 指双锥同步器的二档。

4．计算同步时间
根据公式（7）进行计算。

换低档时：
J V J
C
ω（1-r） M
V
M
C
M
S = ———— [ ———— - ——- + —— ] J
V
+J
C
t
E
J
V
J
C
换高档时：
J V J
C
ω（r-1） M
V
M
C
M
S = ———— [ ———— + ——- - —— ] J
V
+J
C
t
E
J
V
J
C
式中：（G
a /9.8）R
r
2 + 4J
W
J
V
= ——————————
i o2
J
W 为一个车轮的转动惯量，这里取J
W
= 0.8 （kg.m2）。

i o 为终减速比。

令M
S 分别等于表五中的力矩，则可以求得对应表五中的换档力P所需要的同步时间t
E。

计算数据见表六。

当t
E
的计算结果为负数或无穷大时，表明无法达到同步状态。

㈢结论
从表六中的数据可以看出，BS13-2变速器的三、四、五档同步器余量比较大，而一、二档的同步器余量相对比较小，尤其是挂一档时需要施加很大的换档力，其原因之一是一、二档之间的变速比差比较大，约1.81倍的关系，而二档与三档、三档与四档、四档与五档的变速比分别为1.48、1.4、1.21倍的关系。

通过对二档在双锥和单锥两种情况下同步时间的对比可以看出，采用双锥面技术后，同步时间极大地缩短了。

由于一档同步时间长、且需要较大的换档力，因此如果将此技术应用在一档上，将更具有现实意义。

五．双锥面齿环式同步器的应用实例
1．在日本三菱汽车公司的F5M41系列变速器的二档中采用了双锥面技术，经试验证明,加在换档杆上的操作力减小了40%。

2．据参考文献《变速器》一书中介绍，经实践证明，用在发动机排量为1.5升的三档变速器中，对加快换档十分有效，且性能可靠。

表六换档同步时间t E
注: ⑴指双锥同步器的二档。

⑵数据来自表五。

⑶令第二列的M S等于第三列的M S可求得t E。

附图一： BS13-2变速器总成结构图
上图中，兰色网格线所覆盖的零件是参与输入端转动惯量的零件。

附图二：双锥同步器实物照片
上图中，从左到右依次为外齿环、钢环、内齿环。

参考文献：
⑴《汽车变速器同步器》马超圣汽车杂志社
⑵《变速器》高维山 1990 人民交通出版社
⑶《汽车理论》余志生 1989 机械工业出版社
⑷《汽车设计》 [日] 小田柿浩三 1990 机械工业出版社
⑸《汽车传动系构造原理》刘世恺 1996 人民交通出版社
⑹《汽车的传动装置》 [日] 汽车工程全书编辑委员会 1993 机械工业出版社
双锥同步器与单锥同步器的同步性能
比较及设计计算
技术开发部荆永专
哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司
1999年10月2日
目录
一．前言-------------------------------------------------------------------------------------1 二．同步器的结构型式和工作原理----------------------------------------------------- 1
㈠．同步器的结构型式----------------------------------------------------------------- 1 ㈡．同步器的工作原理----------------------------------------------------------------- 2三．同步器模型及同步过程的理论分析----------------------------------------------- 4四．同步器的设计计算------------------------------------------------------------------- 8㈠．同步器计算用的主要参数------------------------------------------------------- 8㈡．核算驾驶员加在换档杆上的换档力P和同步时间t E 的值--------------- 11㈢．结论--------------------------------------------------------------------------------- 15
五. 双锥面齿环式同步器的应用实例------------------------------------------------
15
附图一： BS13-2变速器总成结构图---------------------------------------------- 17附图二：双锥同步器实物照片----------------------------------------------------- 18参考文献----------------------------------------------------------------------------------- 18
摘自《同步器》
同步器工作原理
假设ω2不变，摩擦力矩T C 克服输入端零件的惯性力矩J 1（d ω1/dt ）而改变ω1，直到角速度ω1=ω2，根据这一关系，可以根据动量矩定理列出下列方程式：
J 1（d ω1/dt ）-T C =0 （1）
式中：J 1─同步器输入端零件的转动惯量（g ·cm s ） ω1─同步器输入端零件的角速度（l/s ） t ─同步时间（s ）
T C ─同步器工作面上的摩擦力矩，又名为同步力矩
此动力学方程式不包括输入端零件上的扰油力矩和轴承等的摩擦力矩
把（1）式改写成T C =J 1（d ω1/dt ）。

设输入端与输出端的角速度差为Δω，在时间t 内同步，则这时的平均角减或加速度为 Δω/t 。

则
T C =J 1（Δω/t ） （2）
另一方面，在换档过程中，当变速操纵杆上的力一定时，则在同步器工作锥面产生的摩擦力矩为：
T C ’=（F a ·μC ·R 1）/sin α （3）
式中： F a ─作用在锥面上的轴向分力（N ）；一般情况下F a = F （外齿圈上轴向力） μC ─工作锥面间的摩擦系数 R 1─锥面平均半径（mm ） α─锥面半角
假定同步时间t 后，即所需的摩擦力矩T C 在一定条件下， T C = T C ’才能达到同步的目的的话，同步时的摩擦力矩方程式应该是：
（F a ·μC ·R 1）/sin α= J 1（Δω/t ） （4）
该方程式就是同步器计算的基本算式
**********************************************************
根据摩擦式同步器的工作原理，其结构参数有：锥宽s ，平均直径d 1，锁止角β，锥面
角α，锁止面直径d
以及转动惯量J。

性能参数有摩擦锥面的摩擦系数μ、换档力F和同步
2
时间t。

假如同步器结构参数一定时，又假定μ值在工作时不变，那么同步器性能好坏，完E
全取决于F和t
两个参数。

E。