某輕型客車換擋力偏大原因分析與改進

岳麗姣， 司志明， 陳 健

（安徽江淮汽車股份有限公司 商用車研究院，安徽 合肥 230601）

某輕型客車換擋力偏大原因分析與改進

岳麗姣， 司志明， 陳 健

（安徽江淮汽車股份有限公司 商用車研究院，安徽 合肥 230601）

文章針對某輕型客車換擋力偏大問題，通過對各種影響換擋力的因素進行詳細的故障樹分析，對故障樹底事件排查，發(fā)現(xiàn)其根本原因為同步器扭矩容量不足及自鎖彈簧力過大。經(jīng)過理論分析及試驗驗證，將變速器中單錐面同步器改為多錐面同步器，并進行自鎖彈簧的優(yōu)化設計，解決了換擋力偏大問題，提升了整車換擋性能，并為后期解決類似問題提供技術參考依據(jù)。

換檔力；變速器；同步器；單錐面；多錐面；自鎖彈簧

某輕型客車在試驗驗證過程中，發(fā)現(xiàn)該車在行駛過程中換擋操縱力較大，操縱極不舒適，嚴重影響整車的操縱輕便性。經(jīng)過多次試駕對比，最終確定該車型動態(tài)換檔問題主要表現(xiàn)為：3擋減2擋掛擋困難；2擋減1擋偶爾存在掛擋極困難，甚至無法掛上擋位的現(xiàn)象。

針對以上換擋困難的問題，可以通過改進變速器結構，從而降低換擋力，最終改善整車換擋操縱性能。

1 原因分析

利用質量管理工具中的故障樹，對可能導致變速操縱換擋力過大的的原因進行了多層次的詳細分析［1－7］，其故障樹分析如圖1所示。

針對換檔操縱力過大問題故障樹分析圖，根據(jù)表1所列的底事件情況調查，對底事件進行分析，判斷在該車型中各底事件是否為導致?lián)Q檔力過大問題的原因項，以制定整改措施。其中，Y表示整改項；N表示非整改項。

關于錐面半角θ與摩擦系數(shù)μs的關系，由公式Mf＝PμsR／sinθ可知，θ越小則摩擦力矩Mf越大。但當θ小到一定程度時，將發(fā)生2個摩擦錐面抱死分不開的現(xiàn)象。在2個錐面達到同步以后，換擋力P還在作用，如圖2所示。

圖1 換擋操縱力過大問題故障樹分析圖

表1 底事件情況調查表

由圖2可知，換擋力P為：

其中，θ為錐面半角；P為換擋力；μs為摩擦系數(shù)；N為正壓力。

當完成同步換擋，且換擋力P＝0時，同步環(huán)錐面應脫離，此時摩擦力μsN的方向就反過來了。它有阻止同步環(huán)脫開，或者使兩錐面之間互相抱死的趨勢。而只有保證tanθ＞μs時，才能保證兩錐面間不會抱死。

圖2 同步器錐面間的受力情況

試驗表明，鋼與銅之間的摩擦系數(shù)μs在0.08～0.10之間，其他材料之間的的摩擦系數(shù)也不會超過0.11，故單錐同步器錐面半角θ一般可取6°30′或7°。

該變速箱錐面半角θ及錐面摩擦系數(shù)μs均符合常規(guī)要求，故先不對其進行設計整改。

2 變速器的優(yōu)化設計

依據(jù)上述分析，確定從表1中4、5、7、10方面的原因進行分析及改進［7］。

2.1 自鎖彈簧的優(yōu)化設計

變速箱的自鎖及互鎖彈簧位于變速箱的操縱機構中，本車型所用的變速箱操縱機構位于側蓋上，變速箱側蓋實物及結構如圖3所示。

圖3 變速箱側蓋

自鎖及互鎖彈簧的作用主要是防止變速箱在掛擋位后脫擋，其彈簧力的大小，依據(jù)變速器型號及所傳遞扭矩的不同而不同，一般在30～100N。

該車型變速箱優(yōu)化設計前，自鎖彈簧力為110N，偏大。在保證變速箱不脫擋的前提下，適當減小自鎖彈簧力有助于實現(xiàn)輕便換擋。

據(jù)此，對變速箱的自鎖彈簧力進行優(yōu)化設計，由110N減小為61.8N。

2.2 同步器鎖止彈簧的優(yōu)化設計

變速器同步器鎖止彈簧主要起到空擋定位的作用，其同步器鎖止彈簧結構如圖4所示。

圖4 同步器鎖止彈簧結構圖

在保證彈簧實現(xiàn)空擋定位功能的前提下，適當減小彈簧力也有助于降低變速箱的換擋力。因此，將同步器的鎖止彈簧由14N減小為7N。

2.3 同步器的優(yōu)化設計

2.3.1 同步器工作原理

同步器的工作原理圖如圖5所示。

圖5 同步器工作原理圖

圖5中，Jc表示一軸和離合器從動盤等零件的轉動慣量；Mc表示輸入端阻力矩；ωc表示輸入端角速度；Mf表示同步環(huán)摩擦力矩；Mv表示汽車行駛阻力矩；ωv表示輸出端角速度；Jv表示輸出端轉動慣量。

同步器計算基本公式［2］如下：

其中，P為變速箱結合齒套上所需的換檔力。經(jīng)簡單變換，得

對（2）式進行分析，在離合器及變速箱齒軸件結構不作改變的情況下，Jc為常量，同時即將結合的2個擋位之間的轉速差ω也為一個固定的數(shù)值。θ及μs受限于同步器材料及同步器工作原理，其改變的空間也很有限。

換擋時間t依據(jù)不同的駕駛員而有所不同，但一般取0.5～1.0s［8］，同樣為定值。

由以上分析可知，改變換擋力的主要方法為改變錐面摩擦半徑R錐。

2.3.2 同步器的優(yōu)化設計

變速箱1、2擋及3、4擋同步器更改前均為單錐面鎖環(huán)同步器，其結構如圖6所示。

圖6 單錐面同步器結構圖

單錐式同步器結構緊湊，尺寸較小，使用可靠，制造工藝性好。而鎖環(huán)式多錐面同步器由于增加了摩擦錐面的數(shù)量，總的摩擦半徑之和可以大大增加，從而可以有效地降低換擋力［7］。

經(jīng)過分析，針對該輕型客車上出現(xiàn)的低擋位減擋時換擋困難的問題，初步制定解決措施，1／2擋由單錐同步器改為雙錐同步器，3／4擋改為三錐同步器，其結構如圖7和圖8所示。

各擋同步器更改前后的錐面數(shù)量及半徑對比如下：

（1）1、2擋同步器更改前、后數(shù)據(jù)對比。更改前單錐半徑R1、R2、R錐分別為 32.464、0、32.464mm；更改后雙錐分別為40.64、37.55、78.19mm。

（2）3、4擋同步器更改前、后數(shù)據(jù)對比。更改前單錐半徑R1、R2、R3、R錐分別為44.455、0、0、44.455mm；更改后三錐分別為40.3、38.0、35.5、113.8mm。

由（2）式及上述分析可知，在同步器材料及錐角等變速器的設計參數(shù)不改變的情況下，齒套所需的換擋力P與同步環(huán)錐面半徑的和成反比，所以理論上在其他設計參數(shù)不變的情況下，同步器結構改變前后，換擋時齒套所需的換擋力P前與P后的關系如下：

圖7 雙錐面同步器結構圖

圖8 三錐面同步器結構圖

由計算結果可知，更換同步器結構前后，變速器2個擋位的結合齒套處所需的換擋力降低。表2和表3所列為變速器設計更改前后，變速器搖臂端及選擋操縱手柄處各擋位換擋力的對比。

本文討論的換擋力P只是變速箱結合齒套處由于同步器錐面半徑不同而所需的換擋力不同，當反應到變速箱搖臂端及換擋手柄上時，由于還有其他影響換擋力的因素，如變速箱換擋操縱機構的自鎖和互鎖彈簧力、整車變速操縱機構的效率等，換擋力的降低與錐面半徑的增大并不是成簡單的線性關系［9］。

表2 變速箱搖臂端換擋力數(shù)值對比 N

表3 選換擋操縱座端換擋力數(shù)值對比 N

3 結 論

（1）通過更改變速箱內(nèi)的同步器結構，有效地解決了輕型客車變速系統(tǒng)換擋力偏大的問題。

（2）更換變速器結構前、后，讓相同的駕駛員試駕，主觀感受換擋力有明顯下降，且換擋手感較以前明顯變好，整車換擋性能大幅提升。

（3）相比于單錐面同步器，雙錐面及三錐面同步器不僅能夠有效降低變速箱換擋力，同時能夠提供更為舒適的換擋手感，對整車的換擋性能提升有很大貢獻。

［1］陳家瑞.汽車構造［M］.第4版.北京：人民交通出版社，2002：46－75.

［2］谷玉明.變速器同步器的計算方法討論［J］.機械管理開發(fā)，2011，4（2）：25－26.

［3］周同磊.汽車變速器同步器［J］.現(xiàn)代零部件，2009，4（3）：92－94.

［4］吳修義.同步器同步環(huán)及同步器彈簧設計對同步性能的影響［J］.重型汽車，2004，2（3）：16.

［5］吳修義.同步器摩擦半徑設計對同步性能的影響［J］.輕型汽車技術，2001（11）：23－24.

［6］劉 選.鎖環(huán)式雙錐面同步器的故障分析［J］.機械工程與自動化，2005，12（6）：103－104.

［7］趙軍華.汽車變速箱同步環(huán)精鍛技術的發(fā)展［J］.中國機械工程，2006（10）：154－156.

［8］郭占正.輕型汽車變速操縱系統(tǒng)及其設計［J］.拖拉機與農(nóng)用運輸車，2008，8（4）：.103－105.

［9］張炳力，張友皇，趙 韓.基于Simulink與Stateflow的自動變速器性能仿真［J］.合肥工業(yè)大學學報：自然科學版，2010，33（8）：1125－1130.

Analysis of causes of large gear shifting force on a light bus and the improvement

YUE Li－jiao， SI Zhi－ming， CHEN Jian
（Commercial Vehicle Research Institute，Anhui Jianghuai Automobile Co.，Ltd.，Hefei 230601，China）

In order to solve the problem of the large gear shifting force on a light bus，all factors affecting the gear shifting force are studied by fault tree analysis.The results of the study of bottom event of fault tree show that the fundamental reason of the problem is that the capacity of synchronizer torque is not enough and the force of self－locking spring is too big.Through the theoretical analysis and experimental verification，this problem is solved by the change of the synchronizer from one conical surface to multi－conical surface and the optimization design of the self－locking spring，and the gear shifting performance is also promoted.The study provides a technical reference for solving similar problems.

gear shifting force；transmission；synchronizer；single conical surface；multi－conical surface；self－locking spring

U463.212

A

1003－5060（2012）11－1465－04

10.3969／j.issn.1003－5060.2012.11.007

2012－04－16

岳麗姣（1986－），女，遼寧鐵嶺人，安徽江淮汽車股份有限公司助理工程師.

（責任編輯 呂 杰）