简单分析变速器静态换档力影响因素与改善

随着整车质量的提高，用户对汽车变速器的静态操纵性能也提出了很高的要求，并对汽车变速器的静态换档力提出了更为严格的指标。本文以某变速器六档静态换档力为例，建立计算模型，通过定量的计算，分析出影响静态换档力的主要因素是同步器弹簧力和锁球弹簧力，找出改善点，并据此进行实践验证，达到了预期的效果，以期同行们在对静态换档力的指标制定及改善时起到一定的借鉴作用。

1 问题的提出

随着汽车逐渐走入各个家庭，人们对汽车的舒适性要求越来越高。汽车变速器的静态换档舒适性是人们对变速器乃至汽车的性能最初步也最为直观的评价之一。时至今日，按引进技术生产的汽车变速器，其静态换档力指标即使达到原进口变速器总成的技术要求，往往仍然不能满足国内用户日益提高的舒适性要求。用户对某商用车变速器静态换档力提出了新的要求（见表1），在具体数值上减小很多，比进口的标杆箱实测值还要小。为减小变速器的静态换档力，需要找出影响它的主要因素，从而采取相应的改善措施。


表1 某变速器静态换档力指标要求（以六档为例）

2 静态换档力构成因素分析与定量计算

2.1 静态换档过程分析

该变速器的换档结构和大部分手动变速器的换档结构类似，由内选臂，换档头、阻尼销、弹簧、拨块、拨叉、拨叉轴、同步器、换档轴、自锁机构、摆臂等零部件组成。其六档换档机构的结构如图1，拨叉轴、换档轴由上盖的孔支承，静态换档过程中运动和力的传递过程为：内选臂转动è换档头(压缩阻尼销)移动è换档轴和换档头一起转动è摆臂转动è拨块移动è拨叉轴(压缩自锁弹簧)移动è拨叉移动è齿套移动è滑块移动è压缩同步器弹簧。



在静态换六档的过程中，涉及各个零部件的紧密接触、相对运动、支承作用等，这将在支承处产生支承力和摩擦力，弹簧压缩时产生作用力和反作用力。

2.2 静态换档力分析与计算

以上诸力，构成一个复杂的空间力系。结合换档零部件的特点，为便于进行力学分析与计算，静态换档力的计算时忽略零部件的质量、换档轴旋转时在支承处的摩擦阻力矩。

2.2.1计算拨叉对齿套的作用力分析与计算

根据以上换档过程的运动分析，同步器弹簧压缩时将对滑块产生作用力，同时，滑块又受到齿套斜面的作用力，滑块的受力分析如图2。图2中，V为滑块的移动方向， F为齿套对滑块作用力，f为摩擦力，P为同步器的弹簧力。



则有：



根据零件图中的要求, P =12N, α=50°；取静摩擦系数μ 1=0.1，可以求出：F =53.2 N。
拨叉对齿套的作用力F 1为：F 1=3·F =159.6N。

2.2.2摆臂对换挡头的作用力分析与计算

以拨叉、拨叉轴、拨块为系统，进行受力分析。系统的受力分析如图3。



在图3中，O、B点分别为拨块和拨叉的轴向位置；A、C点分别为拨叉轴在上盖的支承位置。其中：OO 1=22.5mm、OO 2=33.7mm、OA=52.8mm、OB=111.3mm、OC=158.9mm、BB 1=111.3mm、BB 2=51.76mm。
F’1为齿套对拨叉的反作用力；N↑ a、N→ a、μ a·N a分别为A点的垂直支承力、水平支承力和摩擦力，其中N a为N↑ a、N→ a的合力；N↑ c、N→ c、μ c·N c分别为C点的垂直支承力、水平支承力和摩擦力，其中N c为N↑ c、N→ c的合力；F 2为摆臂对拨块的作用力；N、N ’ 为自锁弹簧力的垂直、水平分力。
根据自锁弹簧的刚度k、自由长度L 0、安装尺寸L及拨叉轴自锁槽的角度β，对钢球进行受力分析可以求出：N=92.5N、N ’ =77.62N。

对图3从水平方向受力、垂直方向受力、轴向受力进行分析，并对A点在垂直面内、C点在水平面内弯矩进行分析，取摩擦系数为μ c 、μ a 均为0.1，可以列出以下方程组：



由于N c、 N a为合力，通过对以上方程组的分析可知，其中有5个未知数，且最终可以化简成含一个未知数（如N↑ c）的无理方程。通过设定一定的求解精度，运用牛顿迭代法，在Excel里利用函数公式，可以求出：

N↑ a=324.177N、 N→ a=174.099N、 N a=367.969N、
N↑ c=231.677N、 N→ c=174.099N、 N c=289.801N、
F 2=302.997N。

即：拨块对摆臂的反作用力F' 2为302.997N。摆臂将该力传递给换挡头，摆臂杠杆比为43：37.8，故摆臂对换档头的作用力F 3为：
F 3 = F' 2*(43/37.8)= 344.679N

2.2.3 换档轴的受力分析与计算

以换档头、换档轴组成的系统为研究对象，该系统受到摆臂对换档头的作用力F 3，阻尼销对换档头的作用力F 4，内选臂对换档头的作用力F 5，操纵者对换档轴的作用力（即静态换档力）F 6。

对阻尼销在选六档时的压缩状态下进行受力分析，可以求出：F 4=65.186N。由换档头轴向受力平衡关系，可以得出F 5=F 4。
换档轴的运动形式是转动，以上诸力中，轴向力F 4、F 5在换档头处分别产生摩擦阻力矩M 4、M 5，力臂分别为28.53mm、20mm；F 3、F 6为切向力，直接产生力矩M 3、M 6，力臂分别为45mm、100mm。只需对系统进行力矩分析即可，如图4。



由图4，可得： M 6= M 3+M 4+M 5
即：F 6*100=344.679*45+0.1*65.186*28.53+0.1*65.186*20
F 6=158.269N

通过以上分析计算，可以得出，当同步器弹簧力为12N，各处摩擦系数取0.1时，六档静态换档力为158.269N。如考虑同步器弹簧、自锁弹簧、阻尼弹簧、定位弹簧等弹簧力及自锁槽角度的公差，按以上分析方法可以求出六档静态换档力的范围，此处不再赘述。

通过对静态换档力的力学分析和计算，可以看出静态换档力的构成因素如图5。



3 静态换档力影响因素的分析与改善措施

结合计算过程，可以按各阻力对静态换档力的贡献度进行分析，找出静态换档力的影响因素。从表2中,可以看出：同步器弹簧阻力及锁球弹簧阻力对静态换档力的贡献度达76.72%，可以确定为主要影响因素；其次因素是支承处的摩擦阻力；最次因素是选档产生的阻力。

同步器弹簧力对静态换档力的贡献度很大，在其它条件不变的情况下，通过分析得出同步器弹簧力分别为8N、10N、14N时的六档静态换档力，如表3。可以通过适当减小同步器弹簧力来减小静态换档力。


表2 影响静态换档力的因素分析表


表3 静态换档力对比

锁球弹簧的力沿拨叉轴的轴向分力影响静态换档力，适当减小锁球弹簧力或改变拨叉轴槽的角度可以减小静态换档力。摩擦因素对静态换档力的影响不可避免。很多汽车变速器的选换档零部件通过改善零件的表面状况（如粗糙度、硬度、过渡圆角等）、在拨叉轴的支承处采用直线轴承或减磨衬套（本文所涉及的支承处无此结构），以降低摩擦系数。一般滑动轴承的摩擦系数为0.08～0.12，而滚动轴承的摩擦系数为0.001～0.005。可见，在空间允许的情况下，支承处采用滚动摩擦代替滑动摩擦，会大大地减小拨叉轴所受的摩擦力，从而减小静态换档力。

4 静态换档力改善效果验证

以上述分析为指导，通过对该商用车变速器的同步器弹簧及锁球弹簧进行重新设计，并按一定的组合方式进行验证，改善前后静态换档力的实测值见表4。


表4 某变速器改善前后的静态换档力（以六档为例）

从表4中，可以看出，通过改善主要影响因素后，该变速器的静态换档力降低很多，达到了用户提出的指标要求。

5 总结

改善汽车变速器的静态换档力，需要做大量的实践工作，在静态换档力影响因素的分析中所提出的一些措施，需要在实践中加以验证。本文通过对静态换档力影响因素进行分析和计算，在对该变速器静态换挡力的改善过程中起到指导作用，经验证收到了预期的效果。在没有大量的统计数据的情况下，汽车变速器静态换档力指标的制定需要进行必要的理论分析，本文对此提供了一定的分析思路。