1 問題的提出

　　隨著汽車逐漸走入各個(gè)家庭，人們對(duì)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(duì)變速器乃至汽車的性能最初步也最為直觀的評(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，往往仍然不能滿足國(guó)內(nèi)用戶日益提高的舒適性要求。用戶對(duì)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(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)

　　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(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)換檔過程中運(yùn)動(dòng)和力的傳遞過程為：內(nèi)選臂轉(zhuǎn)動(dòng)→換檔頭(壓縮阻尼銷)移動(dòng)→換檔軸和換檔頭一起轉(zhuǎn)動(dòng)→擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)→撥塊移動(dòng)→撥叉軸(壓縮自鎖彈簧)移動(dòng)→撥叉移動(dòng)→齒套移動(dòng)→滑塊移動(dòng)→壓縮同步器彈簧。

　　在靜態(tài)換六檔的過程中，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)的無理方程。通過設(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。可以通過適當(dāng)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(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(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，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)，通過對(duì)該商用車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(dá)到了用戶提出的指標(biāo)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(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。在沒有大量的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的情況下，汽車變速器靜態(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。