[摘要] 隨著整車(chē)品質(zhì)的提升，用戶(hù)對(duì)汽車(chē)變速器的靜態(tài)操縱性能也提出了很高的要求，并對(duì)汽車(chē)變速器的靜態(tài)換檔力提出了更為嚴(yán)格的指標(biāo)。本文以某變速器六檔靜態(tài)換檔力為例，建立計(jì)算模型，通過(guò)定量的計(jì)算，分析出影響靜態(tài)換檔力的主要因素是同步器彈簧力和鎖球彈簧力，找出改善點(diǎn)，并據(jù)此進(jìn)行實(shí)踐驗(yàn)證，達(dá)到了預(yù)期的效果，以期同行們?cè)趯?duì)靜態(tài)換檔力的指標(biāo)制定及改善時(shí)起到一定的借鑒作用。 

關(guān)鍵詞：靜態(tài)換檔力，同步器彈簧，自鎖彈簧，摩擦系數(shù)

1 問(wèn)題的提出

隨著汽車(chē)逐漸走入各個(gè)家庭，人們對(duì)汽車(chē)的舒適性要求越來(lái)越高。汽車(chē)變速器的靜態(tài)換檔舒適性是人們對(duì)變速器乃至汽車(chē)的性能最初步也最為直觀(guān)的評(píng)價(jià)之一。時(shí)至今日，按引進(jìn)技術(shù)生產(chǎn)的汽車(chē)變速器，其靜態(tài)換檔力指標(biāo)即使達(dá)到原進(jìn)口變速器總成的技術(shù)要求，往往仍然不能滿(mǎn)足國(guó)內(nèi)用戶(hù)日益提高的舒適性要求。用戶(hù)對(duì)某商用車(chē)變速器靜態(tài)換檔力提出了新的要求（見(jiàn)表1），在具體數(shù)值上減小很多，比進(jìn)口的標(biāo)桿箱實(shí)測(cè)值還要小。為減小變速器的靜態(tài)換檔力，需要找出影響它的主要因素，從而采取相應(yīng)的改善措施。

表1  某變速器靜態(tài)換檔力指標(biāo)要求（以六檔為例）

單位：N

2 靜態(tài)換檔力構(gòu)成因素分析與定量計(jì)算

 

2.1  靜態(tài)換檔過(guò)程分析

該變速器的換檔結(jié)構(gòu)和大部分手動(dòng)變速器的換檔結(jié)構(gòu)類(lèi)似，由內(nèi)選臂，換檔頭、阻尼銷(xiāo)、彈簧、撥塊、撥叉、撥叉軸、同步器、換檔軸、自鎖機(jī)構(gòu)、擺臂等零部件組成。其六檔換檔機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖1，撥叉軸、換檔軸由上蓋的孔支承，靜態(tài)換檔過(guò)程中運(yùn)動(dòng)和力的傳遞過(guò)程為：內(nèi)選臂轉(zhuǎn)動(dòng)è換檔頭(壓縮阻尼銷(xiāo))移動(dòng)è換檔軸和換檔頭一起轉(zhuǎn)動(dòng)è擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)è撥塊移動(dòng)è撥叉軸(壓縮自鎖彈簧)移動(dòng)è撥叉移動(dòng)è齒套移動(dòng)è滑塊移動(dòng)è壓縮同步器彈簧。

在靜態(tài)換六檔的過(guò)程中，涉及各個(gè)零部件的緊密接觸、相對(duì)運(yùn)動(dòng)、支承作用等，這將在支承處產(chǎn)生支承力和摩擦力，彈簧壓縮時(shí)產(chǎn)生作用力和反作用力。

2.2 靜態(tài)換檔力分析與計(jì)算

以上諸力，構(gòu)成一個(gè)復(fù)雜的空間力系。結(jié)合換檔零部件的特點(diǎn)，為便于進(jìn)行力學(xué)分析與計(jì)算，靜態(tài)換檔力的計(jì)算時(shí)忽略零部件的質(zhì)量、換檔軸旋轉(zhuǎn)時(shí)在支承處的摩擦阻力矩。

2.2.1計(jì)算撥叉對(duì)齒套的作用力分析與計(jì)算

根據(jù)以上換檔過(guò)程的運(yùn)動(dòng)分析，同步器彈簧壓縮時(shí)將對(duì)滑塊產(chǎn)生作用力，同時(shí)，滑塊又受到齒套斜面的作用力，滑塊的受力分析如圖2。

圖2中，V為滑塊的移動(dòng)方向， F為齒套對(duì)滑塊作用力，f為摩擦力，P為同步器的彈簧力。

則有：

根據(jù)零件圖中的要求, P =12N, α=50°；取靜摩擦系數(shù)μ   1=0.1，可以求出：F =53.2 N。

撥叉對(duì)齒套的作用力F  1為：F  1=3·F =159.6N。

2.2.2擺臂對(duì)換擋頭的作用力分析與計(jì)算

以撥叉、撥叉軸、撥塊為系統(tǒng)，進(jìn)行受力分析。系統(tǒng)的受力分析如圖3。

在圖3中，O、B點(diǎn)分別為撥塊和撥叉的軸向位置；A、C點(diǎn)分別為撥叉軸在上蓋的支承位置。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為齒套對(duì)撥叉的反作用力；N↑ a、N→ a、μ a·N a分別為A點(diǎn)的垂直支承力、水平支承力和摩擦力，其中N a為N↑ a、N→ a的合力；N↑ c、N→ c、μ c·N c分別為C點(diǎn)的垂直支承力、水平支承力和摩擦力，其中N c為N↑ c、N→ c的合力；F 2為擺臂對(duì)撥塊的作用力；N、N ’  為自鎖彈簧力的垂直、水平分力。

根據(jù)自鎖彈簧的剛度k、自由長(zhǎng)度L  0、安裝尺寸L及撥叉軸自鎖槽的角度β，對(duì)鋼球進(jìn)行受力分析可以求出：N=92.5N、N ’  =77.62N。

對(duì)圖3從水平方向受力、垂直方向受力、軸向受力進(jìn)行分析，并對(duì)A點(diǎn)在垂直面內(nèi)、C點(diǎn)在水平面內(nèi)彎矩進(jìn)行分析，取摩擦系數(shù)為μ c 、μ a 均為0.1，可以列出以下方程組：

由于N c、 N a為合力，通過(guò)對(duì)以上方程組的分析可知，其中有5個(gè)未知數(shù)，且最終可以化簡(jiǎn)成含一個(gè)未知數(shù)（如N↑ c）的無(wú)理方程。通過(guò)設(shè)定一定的求解精度，運(yùn)用牛頓迭代法，在Excel里利用函數(shù)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：撥塊對(duì)擺臂的反作用力F' 2為302.997N。擺臂將該力傳遞給換擋頭，擺臂杠桿比為43：37.8，故擺臂對(duì)換檔頭的作用力F 3為：

F 3 = F' 2*(43/37.8)= 344.679N

2.2.3 換檔軸的受力分析與計(jì)算

以換檔頭、換檔軸組成的系統(tǒng)為研究對(duì)象，該系統(tǒng)受到擺臂對(duì)換檔頭的作用力F 3，阻尼銷(xiāo)對(duì)換檔頭的作用力F 4，內(nèi)選臂對(duì)換檔頭的作用力F 5，操縱者對(duì)換檔軸的作用力（即靜態(tài)換檔力）F 6。

對(duì)阻尼銷(xiāo)在選六檔時(shí)的壓縮狀態(tài)下進(jìn)行受力分析，可以求出：F 4=65.186N。由換檔頭軸向受力平衡關(guān)系，可以得出F 5=F 4。

換檔軸的運(yùn)動(dòng)形式是轉(zhuǎn)動(dòng)，以上諸力中，軸向力F 4、F 5在換檔頭處分別產(chǎn)生摩擦阻力矩M 4、M 5，力臂分別為28.53mm、20mm；F 3、F 6為切向力，直接產(chǎn)生力矩M 3、M 6，力臂分別為45mm、100mm。只需對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行力矩分析即可，如圖4。

由圖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

通過(guò)以上分析計(jì)算，可以得出，當(dāng)同步器彈簧力為12N，各處摩擦系數(shù)取0.1時(shí)，六檔靜態(tài)換檔力為158.269N。如考慮同步器彈簧、自鎖彈簧、阻尼彈簧、定位彈簧等彈簧力及自鎖槽角度的公差，按以上分析方法可以求出六檔靜態(tài)換檔力的范圍，此處不再贅述。

通過(guò)對(duì)靜態(tài)換檔力的力學(xué)分析和計(jì)算，可以看出靜態(tài)換檔力的構(gòu)成因素如圖5。

3 靜態(tài)換檔力影響因素的分析與改善措施

結(jié)合計(jì)算過(guò)程，可以按各阻力對(duì)靜態(tài)換檔力的貢獻(xiàn)度進(jìn)行分析，找出靜態(tài)換檔力的影響因素。從表2中,可以看出：同步器彈簧阻力及鎖球彈簧阻力對(duì)靜態(tài)換檔力的貢獻(xiàn)度達(dá)76.72%，可以確定為主要影響因素；其次因素是支承處的摩擦阻力；最次因素是選檔產(chǎn)生的阻力。

同步器彈簧力對(duì)靜態(tài)換檔力的貢獻(xiàn)度很大，在其它條件不變的情況下，通過(guò)分析得出同步器彈簧力分別為8N、10N、14N時(shí)的六檔靜態(tài)換檔力，如表3?？梢酝ㄟ^(guò)適當(dāng)減小同步器彈簧力來(lái)減小靜態(tài)換檔力。

表2  影響靜態(tài)換檔力的因素分析表

表3  靜態(tài)換檔力對(duì)比

鎖球彈簧的力沿?fù)懿孑S的軸向分力影響靜態(tài)換檔力，適當(dāng)減小鎖球彈簧力或改變撥叉軸槽的角度可以減小靜態(tài)換檔力。

摩擦因素對(duì)靜態(tài)換檔力的影響不可避免。很多汽車(chē)變速器的選換檔零部件通過(guò)改善零件的表面狀況（如粗糙度、硬度、過(guò)渡圓角等）、在撥叉軸的支承處采用直線(xiàn)軸承或減磨襯套（本文所涉及的支承處無(wú)此結(jié)構(gòu)），以降低摩擦系數(shù)。一般滑動(dòng)軸承的摩擦系數(shù)為0.08～0.12，而滾動(dòng)軸承的摩擦系數(shù)為0.001～0.005。可見(jiàn)，在空間允許的情況下，支承處采用滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，會(huì)大大地減小撥叉軸所受的摩擦力，從而減小靜態(tài)換檔力。

4 靜態(tài)換檔力改善效果驗(yàn)證

以上述分析為指導(dǎo)，通過(guò)對(duì)該商用車(chē)變速器的同步器彈簧及鎖球彈簧進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，并按一定的組合方式進(jìn)行驗(yàn)證，改善前后靜態(tài)換檔力的實(shí)測(cè)值見(jiàn)表4。

表4  某變速器改善前后的靜態(tài)換檔力（以六檔為例）

單位：N

從表4中，可以看出，通過(guò)改善主要影響因素后，該變速器的靜態(tài)換檔力降低很多，達(dá)到了用戶(hù)提出的指標(biāo)要求。

5 結(jié)束語(yǔ)

改善汽車(chē)變速器的靜態(tài)換檔力，需要做大量的實(shí)踐工作，在靜態(tài)換檔力影響因素的分析中所提出的一些措施，需要在實(shí)踐中加以驗(yàn)證。本文通過(guò)對(duì)靜態(tài)換檔力影響因素進(jìn)行分析和計(jì)算，在對(duì)該變速器靜態(tài)換擋力的改善過(guò)程中起到指導(dǎo)作用，經(jīng)驗(yàn)證收到了預(yù)期的效果。在沒(méi)有大量的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的情況下，汽車(chē)變速器靜態(tài)換檔力指標(biāo)的制定需要進(jìn)行必要的理論分析，本文對(duì)此提供了一定的分析思路。

參考文獻(xiàn) 

1  李樹(shù)煥等主編.理論力學(xué)(上).第一版,北京：北京理工大學(xué)出版社，2000.2：186-203.

2  王興華，韓丹夫.Newton迭代的區(qū)域估計(jì)和點(diǎn)估計(jì)，計(jì)算數(shù)學(xué)，1990.1：47-53.

3  倪健，馬昌鳳.解非線(xiàn)性方程牛頓迭代法的一種新的加速技巧.廣西科學(xué)院學(xué)報(bào),2010，26(1).

4  全國(guó)專(zhuān)業(yè)技術(shù)人員計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力考試專(zhuān)家委員會(huì)編著.Excel 2003中文電子表格.第一版，遼寧：遼寧人民出版社，2005.11：68-73.

5  長(zhǎng)春汽車(chē)研究所編著.手動(dòng)變速器的同步器.國(guó)外汽車(chē)：1992.6.

6  C&UR  主編.滾動(dòng)軸承 綜合樣本.上海：人本集團(tuán)有限公司出版，2009.4：90-91.

7  機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)編著.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第1卷）.第三版，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.8：1-23 - 1-24.