李 波 常思勤 林樹森

南京理工大學(xué)，南京，210094

0 引言

同步器是手動變速器和機械式自動變速器中的重要部件，鎖止性能和同步性能是衡量同步器性能好壞的重要指標［1－2］。文獻［3］介紹的一種雙錐面式同步器有效增加了同步器的同步轉(zhuǎn)矩，縮短了同步時間，達到提高換擋品質(zhì)的目的。文獻［4］研究了一種通過增加摩擦機構(gòu)（包括摩擦片和摩擦盤）來提升同步容量的新型同步器結(jié)構(gòu)，該同步器可增大同步階段的摩擦阻力矩，有效解決了重型車輛換擋困難的問題。文獻［5］提出了一種新型的同步環(huán)結(jié)構(gòu)，通過兩套犬牙狀同步環(huán)的嚙合與分離，具有在原擋位未分離的情況下掛入新?lián)醯墓δ?，改善了擋位切換過程中車輛的加速性能和換擋品質(zhì)。文獻［6］分別在定位滑塊和花鍵轂上增加了伺服斜面，可在同步過程開始前和同步過程中沿著接合套運動方向產(chǎn)生伺服力，增大了同步器的同步容量。

從減小換擋同步階段所需換擋力的角度出發(fā)，本文提出一種新型同步器結(jié)構(gòu)，介紹增力式同步器的工作原理，建立換擋過程各個階段的力學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上分析主要設(shè)計參數(shù)對其性能的影響，并仿真研究增力式同步器應(yīng)用在自動變速技術(shù)中的優(yōu)勢。

1 增力式同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 設(shè)計目標

車用變速器換擋過程分段研究結(jié)果表明［7］，同步階段換擋機構(gòu)需要提供的換擋力約為其他階段換擋力的2～4倍。研究一種減小同步階段所需換擋力的新型同步器，可以達到減小整個換擋過程所需最大換擋力的目的，從而降低換擋難度和駕駛員的工作強度。

裝載傳統(tǒng)同步器的變速器在換擋同步階段，同步環(huán)摩擦錐面和外花鍵分別受到目標擋齒輪摩擦錐面和接合套內(nèi)花鍵的切向力作用，為防止換擋過程中花鍵齒間的撞擊，需保證同步階段目標擋齒輪摩擦錐面產(chǎn)生的切向力始終大于接合套內(nèi)花鍵產(chǎn)生的切向力，兩個切向力的差值作用在花鍵轂凹槽端面上，對換擋過程無積極作用。

研究一種新型同步器結(jié)構(gòu)，利用同步階段同步環(huán)受到的切向力差值，放大換擋機構(gòu)輸出的換擋力，可在不影響同步器性能的前提下獲得較好的增力效果。

1.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計

新型增力式同步器設(shè)計過程中，增大花鍵轂凹槽寬度和改變同步環(huán)結(jié)構(gòu)的同時，在花鍵轂和同步環(huán)之間增加一個增力環(huán)，利用花鍵轂凹槽端面切向反力（同步環(huán)受到的切向力差值），來放大同步階段換擋機構(gòu)輸出的換擋力。增力式同步器的整體結(jié)構(gòu)模型如圖1所示，其主要結(jié)構(gòu)包括接合套、花鍵轂、定位滑塊、增力環(huán)、同步環(huán)和目標擋齒輪。新型增力式同步器通過增力環(huán)和同步環(huán)間增力斜面的相互作用放大同步階段換擋機構(gòu)輸出的換擋力。

圖1 增力式同步器整體結(jié)構(gòu)三維模型

2 增力式同步器的工作原理與建模

以接合套向右運動的升擋過程為例，介紹增力式同步器的工作原理。升擋過程分可為同步前、同步、同步環(huán)撥正和掛入目標擋齒輪四個階段。

同步階段開始前，增力環(huán)的增力齒爪位于花鍵轂凹槽內(nèi)，增力齒爪側(cè)面與花鍵轂凹槽側(cè)面間隙配合，接合套通過定位滑塊帶動增力環(huán)和同步環(huán)一起運動，直至同步環(huán)摩擦錐面和目標擋齒輪摩擦錐面接觸。

同步前某時刻各零部件的相對位置及受力情況如圖2所示，圖中，ωG為目標擋齒輪轉(zhuǎn)動角速度。由受力分析可知：

式中，F(xiàn)ss為換擋機構(gòu)輸出的換擋力；Ff1為接合套、定位滑塊和增力環(huán)運動時受到的摩擦力；m1為接合套、定位滑塊、增力環(huán)、同步環(huán)和換擋機構(gòu)的總質(zhì)量；a1為接合套、定位滑塊、增力環(huán)和同步環(huán)的加速度或減速度。

同步階段，目標擋齒輪轉(zhuǎn)速高于同步環(huán)、增力環(huán)、花鍵轂和接合套的轉(zhuǎn)速，在換擋力Fss的作用下，目標擋齒輪摩擦錐面在與轉(zhuǎn)動方向相反的同步轉(zhuǎn)矩作用下減速，與此同時，同步環(huán)摩擦錐面受到與同步轉(zhuǎn)矩方向相反的摩擦轉(zhuǎn)矩Trf作用，如圖3所示。

圖2 同步前各零部件相對位置及受力分析圖

圖3 同步階段各零部件相對位置關(guān)系

同步環(huán)所受摩擦轉(zhuǎn)矩Trf的等效切向力與同步環(huán)外花鍵上換擋力Fss產(chǎn)生的切向力之間的差值，帶動同步環(huán)和增力環(huán)相對于花鍵轂向下轉(zhuǎn)過一個角度，使增力環(huán)齒爪的端面和側(cè)面分別與花鍵轂凹槽端面和側(cè)面相抵，并產(chǎn)生對同步階段換擋力Fss具有放大作用的軸向反力FHa和切向反力FHt。同步階段各零部件受力分析結(jié)果如圖4所示，定位滑塊不受軸向力作用，為表達更清晰，隱藏定位滑塊整體結(jié)構(gòu)。

圖4中，β為同步器的鎖止角；θ為增力斜面角；FHS為花鍵轂與接合套之間的相互作用力；FSR為接合套與同步環(huán)之間的相互作用力；FGa、FGt分別為目標擋齒輪與同步環(huán)之間的軸向力和切向力；FER為增力環(huán)與同步環(huán)之間的相互作用力；FH、FG分別為花鍵轂和目標擋齒輪受到的軸向反力。

由受力平衡原理可得同步過程中各零件工作時的力學(xué)模型。

接合套：

同步環(huán)：

增力環(huán)：

圖4 同步階段各零部件受力分析圖

花鍵轂：

目標擋齒輪：

式中，JO為輸出軸及其相連部件轉(zhuǎn)動慣量；ωo為輸出軸轉(zhuǎn)動角速度；TL為車輛負載阻力矩；id為主減速器傳動比；Rsp為同步環(huán)花鍵有效半徑。

參照同步器工作過程中同步環(huán)所受摩擦轉(zhuǎn)矩的計算公式得到如下關(guān)系式：

式中，μ為同步環(huán)與目標擋齒輪工作錐面間的摩擦因數(shù)；Rr為同步環(huán)摩擦錐面的有效工作半徑；α為同步環(huán)摩擦錐面角的一半。

同步階段作用在同步環(huán)上的同步力Fs由換擋機構(gòu)輸出的換擋力Fss和變速器輸出軸對花鍵轂的軸向反力FHa組成，定義力放大系數(shù)nF為同步階段增力式同步器對換擋力Fss的放大倍數(shù)，則有

同步階段結(jié)束后，花鍵轂與目標擋齒輪之間的轉(zhuǎn)速差變?yōu)榱?，同步轉(zhuǎn)矩和同步環(huán)所受摩擦轉(zhuǎn)矩消失，接合套內(nèi)花鍵在換擋力的作用下?lián)苷江h(huán)和增力環(huán)。與傳統(tǒng)同步器的同步環(huán)撥正階段類似，增力式同步器工作過程中同步環(huán)撥正階段的力學(xué)模型為

式中，JR、JE分別為同步環(huán)和增力環(huán)的轉(zhuǎn)動慣量；ωr為同步環(huán)的轉(zhuǎn)動角速度。

同步環(huán)撥正后，接合套穿過同步環(huán)外花鍵掛入目標擋齒輪，本階段的力學(xué)模型與同步前的換擋階段相同［7］。

退擋時，接合套內(nèi)花鍵和同步環(huán)花鍵相互作用，帶動增力齒爪退回花鍵轂凹槽內(nèi)，換擋機構(gòu)的一次往復(fù)運動結(jié)束。

由增力式同步器同步階段的力學(xué)分析結(jié)果可知，傳統(tǒng)同步器花鍵轂凹槽端面對同步環(huán)的切向反力可用于放大同步階段換擋機構(gòu)輸出的換擋力Fss，為機械式自動變速器降低換擋執(zhí)行器的能量損耗和進一步縮小換擋執(zhí)行器的體積提供了一種有效的解決方案。

3 設(shè)計參數(shù)對性能的影響

同步器性能包括鎖止性能和同步性能，設(shè)計時，增力式同步器鎖止角β需滿足鎖止性能的要求。從式（8）可以看出，考慮同步器尺寸和同步性能的要求時，影響力放大系數(shù)nF的參數(shù)中，μ、α、Rr和Rsp為常量，β和θ為變量。

建立基于MATLAB／Simulink的仿真模型，研究鎖止角β和增力斜面角θ對力放大系數(shù)nF的影響，在此基礎(chǔ)上驗證增力式同步器的可行性與功能性。

增力式同步器工作過程中，為防止接合套與目標擋齒輪花鍵齒之間的撞擊，需保證接合套與目標擋齒輪轉(zhuǎn)速未同步前，不能撥正同步環(huán)，即滿足鎖止性能的要求。如圖3中所示同步環(huán)的受力情況，無論換擋機構(gòu)輸出多大的換擋力，摩擦轉(zhuǎn)矩Trf的等效切向力均需大于換擋機構(gòu)輸出力Fss在同步環(huán)外花鍵上產(chǎn)生的切向力Ft，不考慮接合套內(nèi)花鍵和同步環(huán)外花鍵接觸斜面間摩擦力的影響，結(jié)合式（7）可得出式（10）中，若nF＞1，則增力式同步器鎖止性能對鎖止角β的要求低于傳統(tǒng)同步器鎖止性能的要求［8］。

研究鎖止角β對力放大系數(shù)nF的影響時，假定增力斜面角θ為常量，研究增力斜面角θ對力放大系數(shù)nF的影響時，假定鎖止角β為常量，仿真結(jié)果如圖5所示。從圖5可以看出，鎖止角β和增力斜面角θ越大，力放大系數(shù)nF越大；隨著角度的增大，鎖止角對力放大系數(shù)的影響減弱，增力斜面角對力放大系數(shù)的影響增強。在滿足材料性能和增力環(huán)圓周尺寸要求的前提下，對于增力式同步器，應(yīng)盡量增大鎖止角和增力斜面角，以獲得更好的增力效果。

圖5 主要設(shè)計參數(shù)對力放大系數(shù)的影響

基于增力式同步器工作過程數(shù)學(xué)模型和同步器換擋過程的工作機理，選擇合適的鎖止角β和增力斜面角θ，以國產(chǎn)某型號5擋手動變速器改裝的自動變速器常用換擋參數(shù)為例，對應(yīng)用增力式同步器的升擋過程進行仿真研究，同步階段換擋執(zhí)行器輸出的換擋力Fss的最大值為500N，得到放大后的同步力Fs、換擋位移S和轉(zhuǎn)速差Δn等隨換擋時間t的變化規(guī)律，如圖6所示。

從圖6可以看出，增力式同步器對同步階段換擋執(zhí)行器的輸出力具有放大作用，放大后的同步力超過800N，相同功率密度下可進一步減小換擋執(zhí)行器的體積。

4 同步過程能耗分析

增力式同步器的升擋過程同步階段能量流動如圖7所示，圖中，EU為同步階段驅(qū)動電源提供的能量，EAL為同步階段換擋執(zhí)行器內(nèi)部的能量損耗，ΔEIS為變速器輸入軸動能減小量，ΔEV為整車動能增加量，WL為車輛負載所做的功，WF為同步器工作錐面間的滑磨功，Qa為FH和FG作用下變速器內(nèi)部組件的摩擦熱損耗。

圖6 增力式同步器同步性能仿真結(jié)果

圖7 應(yīng)用增力式同步器的AMT同步階段能流圖

換擋執(zhí)行器的能量損耗主要由機械損耗、內(nèi)部的銅損和鐵損組成。換擋機構(gòu)輸出力Fss同步階段的位移為零，則不存在機械損耗；銅損是指線圈通電時線圈電阻造成的功率損耗，最終以熱量的形式散發(fā)出來，直接影響換擋執(zhí)行器的工作溫度［9］，執(zhí)行器銅損Pcop的計算方法為

式中，I為執(zhí)行器的驅(qū)動電流；R為通電線圈的電阻。

對其進行積分可得到銅損引起的能耗。

鐵損主要包括磁軛中磁場變化引起的磁滯損耗和渦流損耗，同樣以熱量的形式散發(fā)出來?，F(xiàn)階段關(guān)于鐵損計算的經(jīng)驗公式為［10］

式中，PFe為執(zhí)行器的鐵損；Kh為磁滯損耗系數(shù)；f為交變磁場的頻率；Bm為磁場波的幅值；Ke、Ka分別為經(jīng)典渦流損耗系數(shù)和異常渦流損耗系數(shù)；B（θ）為鐵磁材料的磁密波形；dθ為圓形磁化的基量。

對其進行積分后可得到鐵損引起的能耗值。研究時為獲得更為精確的鐵損引起的能耗值，應(yīng)用了有限元瞬態(tài)分析的方法。

傳統(tǒng)同步器和增力式同步器均在圖6所示同步力Fs作用下同步時，能量流動對比見表1。

表1 能量流動對比 J

由圖6所示的分析結(jié)果可知，增力式同步器使同步階段換擋執(zhí)行器的輸出力減小近40%，為進一步縮小換擋執(zhí)行器體積奠定了良好的技術(shù)基礎(chǔ)。由表1所示的分析結(jié)果可知，能量損耗約降低66%，減少了換擋執(zhí)行器的散熱量，在節(jié)約能源的同時改善了換擋執(zhí)行器的工作環(huán)境。

5 結(jié)論

（1）為了減小換擋過程同步階段所需換擋機構(gòu)提供的換擋力，設(shè)計了一種對同步階段換擋力具有放大功能的增力式同步器，利用同步環(huán)受到的切向力差值，通過增力環(huán)與同步環(huán)增力斜面間的相互作用，達到放大換擋機構(gòu)同步階段輸出換擋力的目的，并從力學(xué)的角度驗證了增力式同步器的可行性。

（2）研究了增力式同步器主要設(shè)計參數(shù)對換擋力放大系數(shù)的影響，并在合適的設(shè)計參數(shù)下，仿真分析了增力式同步器應(yīng)用在國產(chǎn)某型號5擋AMT技術(shù)中的升擋過程。結(jié)果表明，相同同步力需求下，增力式同步器減小了同步階段換擋執(zhí)行器的輸出力，為進一步縮小換擋執(zhí)行器的體積奠定了良好的技術(shù)基礎(chǔ)；降低了換擋執(zhí)行器能量損耗，在節(jié)約能源的同時減小了換擋執(zhí)行器的散熱量，在自動變速技術(shù)中具有廣闊的應(yīng)用前景。

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