1 問題的提出

　　隨著汽車逐漸走入各個家庭，人們對汽車的舒適性要求越來越高。汽車變速器的靜態(tài)換檔舒適性是人們對變速器乃至汽車的性能最初步也最為直觀的評價之一。時至今日，按引進技術(shù)生產(chǎn)的汽車變速器，其靜態(tài)換檔力指標即使達到原進口變速器總成的技術(shù)要求，往往仍然不能滿足國內(nèi)用戶日益提高的舒適性要求。用戶對某商用車變速器靜態(tài)換檔力提出了新的要求(見表1)，在具體數(shù)值上減小很多，比進口的標桿箱實測值還要小。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，從而采取相應的改善措施。

　　表1 某變速器靜態(tài)換檔力指標要求(以六檔為例)

　　2 靜態(tài)換檔力構(gòu)成因素分析與定量計算

　　2.1 靜態(tài)換檔過程分析

　　該變速器的換檔結(jié)構(gòu)和大部分手動變速器的換檔結(jié)構(gòu)類似，由內(nèi)選臂，換檔頭、阻尼銷、彈簧、撥塊、撥叉、撥叉軸、同步器、換檔軸、自鎖機構(gòu)、擺臂等零部件組成。其六檔換檔機構(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)換檔過程中運動和力的傳遞過程為：內(nèi)選臂轉(zhuǎn)動→換檔頭(壓縮阻尼銷)移動→換檔軸和換檔頭一起轉(zhuǎn)動→擺臂轉(zhuǎn)動→撥塊移動→撥叉軸(壓縮自鎖彈簧)移動→撥叉移動→齒套移動→滑塊移動→壓縮同步器彈簧。

　　在靜態(tài)換六檔的過程中，涉及各個零部件的緊密接觸、相對運動、支承作用等，這將在支承處產(chǎn)生支承力和摩擦力，彈簧壓縮時產(chǎn)生作用力和反作用力。

　　2.2 靜態(tài)換檔力分析與計算

　　以上諸力，構(gòu)成一個復雜的空間力系。結(jié)合換檔零部件的特點，為便于進行力學分析與計算，靜態(tài)換檔力的計算時忽略零部件的質(zhì)量、換檔軸旋轉(zhuǎn)時在支承處的摩擦阻力矩。

　　2.2.1計算撥叉對齒套的作用力分析與計算

       根據(jù)以上換檔過程的運動分析，同步器彈簧壓縮時將對滑塊產(chǎn)生作用力，同時，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為滑塊的移動方向， F為齒套對滑塊作用力，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。

　　撥叉對齒套的作用力F ₁為：F ₁=3·F =159.6N。

　　2.2.2擺臂對換擋頭的作用力分析與計算

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

　　在圖3中，O、B點分別為撥塊和撥叉的軸向位置;A、C點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為齒套對撥叉的反作用力;N^↑ _a、N^→ _a、μ _a·N ^a分別為A點的垂直支承力、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、自由長度L ₀、安裝尺寸L及撥叉軸自鎖槽的角度β，對鋼球進行受力分析可以求出：N=92.5N、N ’ =77.62N。

　　對圖3從水平方向受力、垂直方向受力、軸向受力進行分析，并對A點在垂直面內(nèi)、C點在水平面內(nèi)彎矩進行分析，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，通過對以上方程組的分析可知，其中有5個未知數(shù)，且最終可以化簡成含一個未知數(shù)(如N^↑ _c)的無理方程。通過設(shè)定一定的求解精度，運用牛頓迭代法，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算

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

       對阻尼銷在選六檔時的壓縮狀態(tài)下進行受力分析，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。

　　換檔軸的運動形式是轉(zhuǎn)動，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。只需對系統(tǒng)進行力矩分析即可，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

　　通過以上分析計算，可以得出，當同步器彈簧力為12N，各處摩擦系數(shù)取0.1時，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。

　　通過對靜態(tài)換檔力的力學分析和計算，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)合計算過程，可以按各阻力對靜態(tài)換檔力的貢獻度進行分析，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靜態(tài)換檔力的貢獻度達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。

　　同步器彈簧力對靜態(tài)換檔力的貢獻度很大，在其它條件不變的情況下，通過分析得出同步器彈簧力分別為8N、10N、14N時的六檔靜態(tài)換檔力，如表3?？梢酝ㄟ^適當減小同步器彈簧力來減小靜態(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)換檔力對比

　　鎖球彈簧的力沿撥叉軸的軸向分力影響靜態(tài)換檔力，適當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。

　　摩擦因素對靜態(tài)換檔力的影響不可避免。很多汽車變速器的選換檔零部件通過改善零件的表面狀況(如粗糙度、硬度、過渡圓角等)、在撥叉軸的支承處采用直線軸承或減磨襯套(本文所涉及的支承處無此結(jié)構(gòu))，以降低摩擦系數(shù)。一般滑動軸承的摩擦系數(shù)為0.08～0.12，而滾動軸承的摩擦系數(shù)為0.001～0.005?？梢姡诳臻g允許的情況下，支承處采用滾動摩擦代替滑動摩擦，會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)換檔力改善效果驗證

　　以上述分析為指導，通過對該商用車變速器的同步器彈簧及鎖球彈簧進行重新設(shè)計，并按一定的組合方式進行驗證，改善前后靜態(tài)換檔力的實測值見表4。

　　表4 某變速器改善前后的靜態(tài)換檔力(以六檔為例)

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

　　5 結(jié)束語

　　改善汽車變速器的靜態(tài)換檔力，需要做大量的實踐工作，在靜態(tài)換檔力影響因素的分析中所提出的一些措施，需要在實踐中加以驗證。本文通過對靜態(tài)換檔力影響因素進行分析和計算，在對該變速器靜態(tài)換擋力的改善過程中起到指導作用，經(jīng)驗證收到了預期的效果。在沒有大量的統(tǒng)計數(shù)據(jù)的情況下，汽車變速器靜態(tài)換檔力指標的制定需要進行必要的理論分析，本文對此提供了一定的分析思路。