陳 雷 程鳳軍 王 靜

（常州輕工職業(yè)技術(shù)學(xué)院 江蘇 常州 213164）

引言

隨著生活水平的不斷提高，人們對(duì)汽車的可靠性和舒適性提出了更高要求。汽車的換擋性能是制約其可靠性和舒適性的一個(gè)關(guān)鍵因素[1]。由于汽車產(chǎn)量大大增加，成本大大降低，私家車主和公共汽車駕駛員對(duì)汽車的換擋性能提出了更高的要求。換擋性能主要由傳動(dòng)系統(tǒng)的變速箱來實(shí)現(xiàn)[2]，如今，變速器種類很多，傳統(tǒng)的機(jī)械式手動(dòng)變速器由于功能較為完善，故障率較低，因此應(yīng)用于很多車型上。變速箱中起到換擋作用的關(guān)鍵部件是同步器[3]，它使變速箱的輸入端與輸出端先同步再嚙合，起到降低換擋沖擊的作用，減輕駕駛員的疲勞，延長(zhǎng)變速器的使用壽命，提高汽車行駛安全性和乘坐舒適性[4]。

1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的轉(zhuǎn)換

慣性式同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的，其摩擦鎖止元件可以是錐面。同步器輸入端的零件包括變速器的一軸、離合器從動(dòng)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聯(lián)接，相當(dāng)于一個(gè)整體）、與中間軸齒輪相嚙合的二軸各擋齒輪及錐環(huán)等[5]。輸入端等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Jc的計(jì)算步驟為：先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，然后按不同擋位轉(zhuǎn)換計(jì)算到待掛擋的齒輪上。

2 同步器UG模型的建立

先繪制出漸開線花鍵一個(gè)齒形的一側(cè)漸開線，再通過鏡像得到完整的齒形，進(jìn)而通過拉伸、陣列、布爾運(yùn)算等變換，最終得到所需部件的三維模型。接合套模型的幾何參數(shù)見表1。

表1 接合套內(nèi)花鍵相關(guān)參數(shù)

繪制完接合套，再將接合齒圈、同步環(huán)、花鍵轂、滑塊依次繪出，運(yùn)用自底向上的裝配方法將這些零件裝配起來。參考部件間的軸向間隙、端面間隙以及其他空間位置關(guān)系，采用同心對(duì)齊、接觸等裝配方法[6]，最終建立的同步器模型如圖1所示。

圖1 同步器UG裝配圖

3 同步器模型仿真分析

輸入端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、輸出端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、傳動(dòng)比、輸入端轉(zhuǎn)速、輸出端轉(zhuǎn)速以及摩擦系數(shù)等參數(shù)對(duì)同步器仿真模型的建立以及后來的仿真過程模擬起到至關(guān)重要的作用。

在部件之間添加運(yùn)動(dòng)副，以模擬實(shí)際的同步器工作過程。接觸條件的添加與設(shè)置是否準(zhǔn)確是仿真成功與否的關(guān)鍵所在。本文采用的ADAMS模型需添加5處約束：接合齒圈和接合套、接合齒圈和同步環(huán)、接合套和花鍵轂、接合套和同步環(huán)、花鍵轂和同步環(huán)等[7-9]。

將仿真時(shí)間設(shè)置為0.7s，步數(shù)為500步。所得仿真曲線如圖2所示。

圖2 仿真結(jié)果曲線

將同步器原有的4個(gè)階段劃分改成更為細(xì)致的8個(gè)階段劃分，以便清晰地研究同步器的工作過程。該 8 個(gè)階段劃分依次為 0-a、a-b、b-c、c-d、d-e、e-f、f-g、g-最后。接合套的運(yùn)動(dòng)過程是仿真結(jié)果的一條主線，接合套位移變化曲線如圖2中最下方的實(shí)線所示。其余2條曲線分別為接合齒圈角速度變化曲線（見圖2中的中間曲線）以及同步環(huán)角速度變化曲線（見圖2中最上方的曲線）。接合套從掛擋開始向目標(biāo)擋位移動(dòng)過程中，位移的變化都反映在圖2中。

從圖2可以看出：

1）仿真各階段接合套的位移變化、同步環(huán)及接合齒圈的角速度變化都符合同步器的實(shí)際運(yùn)行情況；

四是加強(qiáng)信息化建設(shè)，利用信息網(wǎng)絡(luò)技術(shù)和計(jì)算機(jī)數(shù)字模擬分析，對(duì)預(yù)算執(zhí)行實(shí)時(shí)監(jiān)控，以實(shí)現(xiàn)預(yù)算執(zhí)行的規(guī)范化和精細(xì)化。

2）仿真結(jié)果表明，同步時(shí)間為0.467 s。而根據(jù)理論計(jì)算公式計(jì)算所得出的理論同步時(shí)間為0.471 s，誤差大約為0.8%，仿真誤差很小。所以仿真結(jié)果可信，仿真模型準(zhǔn)確。

3.1 換擋力對(duì)同步時(shí)間的影響

換擋力是人為施加的，使得接合套上受到不同大小的換擋力。在完成100N換擋力的仿真以后，不修改其他參數(shù)，將換擋力設(shè)置為150N和200N，得到如圖3所示的結(jié)果。

從圖3可以看出，隨著駕駛員施加的換擋力增大，同步時(shí)間減小。其結(jié)果可由MATLAB編程得到的擬合曲線更為清晰地表達(dá)出來，如圖4所示。

圖3 不同換擋力下的仿真結(jié)果

圖4 同步時(shí)間與換擋力的關(guān)系曲線

該擬合曲線所使用的擬合方程如下：

將換擋力F代入方程式（2），可近似算出同步時(shí)間。

同樣可得到轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、摩擦系數(shù)等對(duì)同步時(shí)間影響的擬合曲線和擬合方程式。

3.2 雙因素交互作用對(duì)同步時(shí)間的影響

在上述仿真結(jié)果的基礎(chǔ)上，研究雙因素交互作用對(duì)同步時(shí)間的影響。表2為摩擦系數(shù)μ=0.1的情況下，JC與F交互作用下的同步時(shí)間。通過縱向與橫向比較，為各個(gè)參數(shù)在同步時(shí)間的影響水平上劃分等級(jí)，為以后的同步器生產(chǎn)制造和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考意見。

表2 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與換擋力交互作用下的同步時(shí)間s

通過分析表2的數(shù)據(jù)可知：

1）當(dāng)輸入端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JC確定時(shí)，改變換擋力F的大小，最大同步時(shí)間差為0.042 s，其他的時(shí)間差大致在0.02~0.03 s之間。

2）當(dāng)換擋力F確定時(shí)，改變輸入端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JC的大小，最大同步時(shí)間差為0.086 s，其他的時(shí)間差大致在0.069~0.078 s之間。

3）相比較而言，改變轉(zhuǎn)動(dòng)慣量所帶來的最大同步時(shí)間差大于改變換擋力，并且改變轉(zhuǎn)動(dòng)慣量時(shí)其他的時(shí)間差范圍都大于改變換擋力。

同樣可得到如表3所示的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與摩擦系數(shù)交互作用下的同步時(shí)間。

表3 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與摩擦系數(shù)交互作用下的同步時(shí)間s

4 結(jié)論

1）通過研究雙因素交互作用對(duì)同步時(shí)間的影響可知，換擋力對(duì)同步時(shí)間的影響沒有輸入端轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大。但是在同樣條件下，改變換擋力所帶來的最大時(shí)間差及時(shí)間差范圍都高于改變摩擦系數(shù)，換擋力的優(yōu)先級(jí)明顯高于摩擦系數(shù)。3者的優(yōu)先級(jí)順序?yàn)椋狠斎攵宿D(zhuǎn)動(dòng)慣量>換擋力>摩擦系數(shù)。

2）由于數(shù)據(jù)點(diǎn)不足，所得同步時(shí)間擬合曲線不是太精確，有待更深入研究。

3）未來進(jìn)一步的研究重點(diǎn)為分析三重因素對(duì)同步時(shí)間的影響。

1 張文鑫.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的汽車同步器設(shè)計(jì)[D].上海：上海交通大學(xué)，2011

2 周帥.汽車手動(dòng)變速器同步器的建模與仿真研究[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2011

3 袁英平.微車同步器三維設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)分析[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2011

4 張福龍.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的汽車變速器換擋性能研究[D].上海：上海工程技術(shù)大學(xué)，2013

5 董曉露.變速箱用同步器的設(shè)計(jì)與應(yīng)用[J].機(jī)械管理開發(fā)，2012（3）：123-125

6 周成，錢海峰，崔志富，等.應(yīng)用UG開發(fā)三維農(nóng)機(jī)零件[J].現(xiàn)代化農(nóng)業(yè)，2005（11）：32-33

7 陳峰華.ADAMS2012虛擬樣機(jī)技術(shù)從入門到精髓[M].北京：清華大學(xué)出版社，2013

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9 Bencker,M.Nussbauner,B.Schlecht.Gearshift-com fort oriented transmission and drive train simulation at BMW[J].Simpack News.2005,9(1):1-5