1、 系统建模与仿真 题 目 汽车同步器的建模与仿真 学 院 机械工程学院 班 级 学 生 学 号 指导教师 年 月 日 系统建模与仿真 第 1 页 共 6 页 汽车同步器建模与仿真 摘 要： 基 于轻 卡车 型 的微 冲 击新 型变 速 器内 部三 四 挡同 步器 的 基本 结构 ， 介绍 锁环 式 同步 器的工作 原理 ， 并建 立了 同 步器 在 同步 过程 中 的数 学模 型 。根 据变 速 器动 力总 成 图， 分析 了 变速 器内 部 的动力 传递 过 程和 转动 惯 量， 建立 转 速和 同 步力 矩的 矩 阵表 达式 。 而后 基于 ADAMS 建立 了 三四 挡 同步 器虚拟样机
2、模型，对其进行动力学仿真，得到同步时间以及冲击力的仿真结果。 关键词： 变速器；同 步 器； ADAM S；动 力 学仿 真； 中图分类号 ： TH122 文献标 志 码： A 汽车行业的发展代表一个国家的工业化程度，如今我国已成为世界上具 有影响力的汽车生产大国。随着我国汽车行业的发展，越来越多的人们开始追求汽车驾驶的舒适性，关注汽车的换挡性能。汽车在不同的路况上行驶时，对扭矩和转速的需求也有区别。比如上坡时，需要高扭矩低转速，而在平路上行驶时则需要低扭矩高转速，变速器的作用就是使发动机输出转速更好地去迎合汽车在复杂路况下所需要的扭 矩与 转 速 1。变 速器 换 挡操 作中 ，需 要保证所
3、在挡位齿轮与欲挂入挡位齿轮转速一致，才会避免换挡冲击现象的发生。而使两挡位齿轮的转速迅速达到一致，则需要同步器来完成。因此，同步器作为变速器中关键的部件，其存在的重要性不 言而喻，对其结构的优化设计也是汽车行业一直奋斗的目标。 1 锁环式同步器工作原理 如图 1.1 所示 ，接合 齿套 、同步 环 、花键毂、接合齿圈、定位销、推块以及弹簧共同构成了锁环式同步器。 1-接合齿圈 2-同步环 3-花键毂 4-弹簧 5-定位销 6-推块 7-接合齿套 图 1. 1 同步器零件图 其中，花键毂 具有 分布在外圆柱面和内圆柱面上 的 两组花键齿， 分别 与接合齿套 和第二轴 相 连接。 同时 在花键毂上
4、均匀分布着六个凹槽，其中三个凹槽中心分别有一个圆柱孔，用来放置弹簧。放到三个凹槽圆柱孔内的弹簧分别与三个定位销和推块配合 ，起空挡定位的作用，所以又称这三个凹槽为定位槽。另外三个凹槽分别与同步环上的三个凸块配合，凹槽的宽度等于同步环凸块的宽度加上一个花键齿的齿厚，当同步环的凸块位于花键毂凹槽的正中间时，接合齿套与同步环的花键齿才能够接 合 2 。接合 齿 套内 圆柱 面 除了 花 键齿 之外， 还均匀分布有三个定位销槽， 与 定位销端部的球面 相配合。 定位销通过销孔与推块配合，底部与放置在花键毂凹槽孔内的弹簧接触，顶部 嵌入到 接合齿套内定位销槽 中 。此过程中弹簧被压缩，弹簧力通过定位销传
5、递给接合齿套，辅助接合齿套完成换挡动作。同步环内锥面 与 接合齿圈的 外锥面 配合，两锥面在换挡力作用下压紧并产生摩擦力，实现同步。 2 同步器建模 2.1 接合齿套模型 在换挡过程中，换挡力使接合齿套轴向移动分别与同步环和接合齿圈接触，完成接合因此对于换挡品质的好坏起着关键性的作用，是同步器中比较重要的零件。齿套的花键齿两端部有锁止角，与同步器和齿圈具有相同的锁止角，并且二者之间接 合 都是 首 先 通 过 锁 止角 进 行 作 用 3 。另外，作用到齿套上的轴向换挡力通过锁止斜面分解到沿同步环圆周方向的力形成拨环力矩，参与同步过程，因此锁止角必须严格控制。接合齿套内圆周面上均匀分布有三个定
6、位销槽，通过定 位销传递弹簧力到接合齿套上，参与换挡过程，并在换挡结束后帮助接合齿套回位。接合齿套外圆系统建模与仿真 第 2 页 共 6 页 柱面上开有换挡槽，换挡拨叉通过换挡槽拨动齿套，传递换挡力和实现轴向位移。按照上节介绍的绘制渐开线方法，将接合齿 套 各 个 参 数 通 过 表 达 式 形 式 导 入 到 UG中，自 动 生成 渐开 线 花键 齿 4 。最 后 完成 倒角等细节的绘制，便得到接合齿套的三维模型，如图 2.1 所示 。 图 2. 1 接合齿套示意图 2.2 花键毂模型 花键毂内外圆柱面上都分布有渐开线花键齿，外圆柱面上的花键齿与接合齿套内花 键齿 常 啮合， 将 动力 传递
7、 给 接合 齿套 ，通过花键齿带动接合齿套保 持同速旋转。内花键齿与输出轴外花键相连接，将动力传递到输出轴上，并通过差速器再传递给汽车。在花键毂上均匀分布着六个凹槽，其中三个凹槽中心分别打有一个圆柱孔，用来放置弹簧，称其为定位槽。通过定位销和推块的配合，将弹簧力传递给接合齿套，参与换挡过程。另外三个凹槽与同步环的凸块作用，通过凸块带动同步环旋转7 。将花 键毂 其 他参 数代 入 到表 达式 中，生成三维模型，如图 2. 2 所 示。 图 2. 2 花键毂示意图 2.3 同步环三维模型 同步环渐开线花键齿的齿廓与花键毂的相同，其建模过程不再赘述。同步环外部均匀分布着三个凸块 ，分别与花键毂三个
8、凹槽相配合，其尺寸确定方法在上一节中我们已经讨论过，在此不再讨论。同步环还具有另外一个特征，内表面为锥面形状。同步环所特有的内锥面结构，能够使轴向换挡力分解到摩擦锥面上正压力，使得其与接合齿圈之间产生更大的摩擦力，实现快速同步 8 。 同步环内锥面上常开有横向细牙螺纹槽和竖向卸油槽，破坏润滑油油膜，增大摩擦力。为了真实地模拟同步器的工作状态，我们在建模过程中也绘制了横向细牙螺纹槽和竖向卸油槽。本课题用同步环摩擦锥面半锥角为 9， 根 据 测 得 的 其 他 数据，我们 得到 同 步环 的三 维 模型 如 图 2.3 所示。 图 2. 3 同步环模型 2.4 接合齿圈模型 接合 齿圈 三 维模
9、型如 图 2.4 所 示，其 外锥面半锥角与同步环内锥面半锥角相同，都为 7。接合 齿 圈渐 开线 花 键齿 参 数与 同步环参数一致，可将同步环建模过程中建立的渐开线表达式导出到接合齿圈的建模过程中，避免重复建立参数表达式，直接生成花键齿渐开线。接合齿圈的外锥面与同步环的内锥面相配合，两者通过锥面之间的摩擦力完成同步过程 9 。 图 2. 4 接合齿圈示意图 2.5 推块、定位销与弹簧模型 推块、定位销和弹簧属于同步器元件中的弹性元件，起到空挡定位的作用。如图 2.5 所示 ， 推块 嵌 入到 花键 毂 的凹 槽中 ，定位销通过推块的销孔嵌入其中。弹簧放置在花键毂凹槽的内孔中，弹簧将定位销压
10、向接合齿套。推块的端部与对应同步环的一侧接触，同步环的凸块插入到花键毂凹槽中。在换挡过程中，只有当同步环凸块转动到花键毂凹槽的中间位置时，接合系统建模与仿真 第 3 页 共 6 页 齿套与同步环才能够接合 1 0 。 图 2. 5 推块、定位销和弹簧示意图 2.6 建立同步器装配模型 图 2.7 显 示 的是 装 配 好 的同 步 器 三 维模型。 图 2. 7 同步器装配模型 3 同步器换挡过程的运动仿真 3.1 碰撞参数 在 AD AMS 中 通过 冲 击函 数 法定 义 同步器换挡过程 中的接触力，需要对刚度系数、碰撞指数、最大阻尼系数和切入深度等参数进行设置。同步器工作中接合齿套和同步
11、环同时做两种运动，包括绕轴做旋转运动和轴向直线运动，其余零件都只是绕轴做旋转运动。 同步器工作时各零件之间均作用有摩擦力 。所 以在 摩 擦力（ Fr ic t io n Forc e）设 置一栏 中，选择 库 伦法（ Cou lo mb）来 定义 接触力。库伦法中需要设置的参数包括：静摩擦 系数 （ St at ic Co effic ient ）、 动 摩擦 系数（ D yna m ic Co eff ic ien t）、 静摩 擦 转变 速度（ St ic t ion Transit ion Ve l） 、摩 擦 转变 速度（ Fr ic t ion Trans it ion Ve l）
12、 。对 各 项碰 撞摩擦力的参数设置如图 3.1 所示。 图 3.1 接触力参数设置 碰撞 指数 （ Forc e Expon ent ） 反应 的 是材料的非线性程度，对于碰撞指数的确定有经验值：金属材料之间的碰撞指数一般设置为 1.5， 橡 胶材 料 一般 选择 2。 同步 器动力学仿真中，碰撞物体为钢与钢、钢与黄铜的碰撞，因此此处碰撞指数选 1.5。 最大 阻尼 系 数（ Da mp in g）代 表物 体 由于碰撞所损失能量的程度，一般由刚度系数来确定。最大阻尼系数的选取范围最小值应不低于刚度系 数的千分之一，其最大值应不超过刚度系数的百分之一 1 1 。 切入 深度 （ P ene
13、trat ion De pth ）代 表 零件在最大阻尼时的切入深度。在两碰撞物体刚 刚接 触 时无 阻尼 力， 当切 入 深度 增大 ，其阻尼力也会随之增大，直至达到最大的阻尼力。切入深度的经验值为 0.1。 3.2 积分器的选择 由上一章分析可知，本课题研究用变速器 自由 度 为 3。当一 个运 动 系统 的 自由 度大于 等于 1 时 为 动力 学仿 真 ，所 以 仿真 类型选 择为 动 力学 仿真 。积 分 器（ Int egr ator）、积分 格式（ F ormu lat io n）和 积分 误 差（ Error ）的选择如图 3.2 所示 。 图 3.2 积分器设置图 仿真 步数
14、（ Steps）和 校正 器（ Correc tor ）的设置如图 3.3 所示 。 系统建模与仿真 第 4 页 共 6 页 图 3.3 仿真步数设置图 仿真步数（ Step s）反应的是求解动力学方程的稳定性，仿真步数越多，稳定性越高，但是计算时间也会相应地增加。所以要根据仿真模型合理地选择仿真步数，该同步器动力学仿真过程中仿真步数选择为 1000 步，终止时 间选 择 1 秒。 校正 器（ Correc tor ）与 求解 动 力学 方 程过程 中 对迭 代 收敛 的判 定 有关 系 ， AD AMS一共 有 Or ig in a l 和 Mo d if ied 两种 校 正器 ，其中 O
15、r ig ina l 校正器比 Mod if ied 校 正器 相对迭代收敛的判定要严格，为系统默认的校 正 器 ， 本 课 题 的 仿 真 运 动 同 样 选 择Original 校正 器 。 3.3 换挡力设置 本文主要研究的是同步器从空挡位置挂入四挡的工作过程，所以施加的换挡力需要将接合齿套从花键毂中间位置拨向与四挡齿轮连接在一起的接合齿圈，并完成二者 的接 合。通 过对 AMT 换挡 规 律的 研究 ，在换挡过程中，换挡力是从零逐渐递增至常规换挡力的。在典型换挡力中，除了常规换挡力外，还有一个比 较重要的因素就是最大换挡力。最大换挡力是评价变速器换挡平顺性的一个关键因素，对于一个性能优
16、良的同步器，其最大换挡力不会超过常规换挡力的 1.3 倍 1 2 。 为了比较真实地模拟同步器的工作过程，本文在对同步器动力学仿真模型中施加的轴向换挡力简化为阶跃函数，并忽略了 最大 换 挡 力 。 通过 STEP 函 数 生成 换 挡力，施加到齿套上，如图 3.4 所 示。 图 3 .4 轴向换挡力图 设置 ST EP 函数表达式为 STEP（ t im e,0,0,0.1,1 50 ），表 示 从 0 到 0. 1 秒内换挡 力 从 0 递增 至 150 N 之 后 不再 变 化直 至运动结束。 3.4 约束条件设置 本同步器模拟的是从三挡挂入四挡的换挡过程，为了使同步器运动仿真的结果更接
17、近于实际工况，对装配好的同步器模型添加各种约束副，以及对初始状态进行设置。 对同步器零件添加约束副之前，对各个零件在换挡过程中运动状态进行分析。本仿真运动模拟的是同步器从三挡状态挂入四挡，所以此过程中花键毂与第二轴通过接合齿连接在一起，花键毂绕自己的回转中心做旋转运动，其角速度与第二轴的角速度相同。接合齿圈与第四挡齿轮通过花键齿连接在一起，四挡齿轮与第二轴之间安装有滚柱轴承，所以接合齿圈与四挡齿轮绕自己的回转中心做旋转运动 ，二者空转于第二轴上，其角速度与第二轴角速度无关。接合齿套通过花键齿与花键毂连接，二者的转速一致，另外换挡过程中齿套需要在换挡力作用下轴向移动分别与同步环和接合齿圈接合，所
18、以齿套除了绕自己的回转中心旋转外，还有轴向的直线运动 1 3 。同 理 ， 同 步 环除 了 在 花 键毂 带 动 下绕自己的回转中心做旋转运动之外，还会受到推块的推力做轴向移动。通过分析同步器换挡过程，放置在花键毂凹槽孔内的弹簧和定位销接触，定位销和推块通过销孔装配，定位销顶在接合齿套的销槽内将弹簧力传递给接合齿套。 综合上述分析，对接合齿圈和花键毂添加旋转副， 同步环和齿套添加圆柱副，接合齿圈和四挡齿轮添加固定副，推块添加移 动副 。对 同步 器 各零 件赋 予 材料 属性 ，分别对接合齿套、花键毂、接合齿圈、四挡齿 轮、 定位 销和 推 块选 择材 料 属性 为钢 ，选择同步环的材料属性
19、为黄铜。弹簧通过自定义模块自动生成，其材料属性选择默认。分别 赋 予花 键毂 转 动惯 量 4.9 32k gm2，初始 角速 度 为 7 631 7.98d eg/s 。赋 予 四挡 齿轮转 动惯 量 0.875 kgm2， 并 赋予 接 合齿 圈初始 角速 度 986 06.52 deg /s。 最后 对 同步 器输入输出端添加阻力矩，分别赋予接合齿圈输 入端 阻 力矩 5.68 N，花 键 毂输 出 端 阻力矩 8.5 N。 对装 配 模型 添加 约 束条 件 之后 的模型如图 3.5 所示。 系统建模与仿真 第 5 页 共 6 页 图 3.5 同步器动力学模型 3.5 仿真结果分析 截
20、取同步环质心位移的仿真曲线图进行分析，如图 3.6 所 示。 图 3.6 同步环质心位移图 由图 3.6 可以 看出 ，推 块推 动 同步 环 向接合 齿圈 方 向移 动，在 0 秒到 0.0 9 秒 之间 ，同步 环质 心 在 Z 轴方 向上 移 动， 位 移量 为0.3mm。从 0.09 秒之 后同 步 环位 移 不再 发生变化。这是因为同步环与接合齿圈完全接触，预留间隙变为 0。 截取接合齿套与同步环碰撞力的仿真曲线图进行分析，如图 3.7 所示。 图 3.7 齿套 与同步环碰撞 力 （ Z 方向 ） 由图 3.7 可以 看出 ，从 0 秒到 0.3 1 秒，齿套与同步环没有接触，所以它
21、们之间的接触 力 为 0N。在 0.31 秒 时，接合 齿 套与 同步环 出现 冲 击， 峰值 为 12 N。从 0.31 秒之后接 合齿 套 与同 步环 完 成接 合 ，其 在 Z 轴方向上的接触力变为 0N。 截取接合齿套与齿圈碰撞力的仿真曲线图进行分析，如图 3.8 所示 图 3.8 齿套与接合齿圈碰撞力（ Z 方 向） 由图 3.8 所示，由 于同 步器 输 入端 输 出端达到同步后，接合齿套与接合齿圈在短时间内以各自的角速度独自运转，接合齿套与接合齿圈会再次发生碰撞，产生二次冲击 。在 0.7 秒 时 ，分 别以 各 自转 速 运动 的接合齿套与接合齿圈接触，二者在接触的瞬间 产生
22、冲 击力 。在 0. 71 秒 时冲 击 力出 现峰值 70N 后 减为 30N，这 段 时间 内 齿套 与接合 齿圈 试 图完 成接 合 ，碰 撞 力在 30N 处波动 。在 0.7 5 秒 之 后 ，冲 击力 逐 渐减 为零 ，在 0.85 秒 接合 齿 套与 接合 齿 圈完 成 接合 ，其在 Z 方向上的碰 撞 力为 0N。 截取花键毂与接合齿圈角速度变化的仿真曲线图进行分析，如图 3.9 所示 。 图 3.9 花键毂与接合齿圈角速度变化图 由图 3.9 可以 看到 ，因 施加 的 换挡 力 采用 STEP（ t ime,0,0,0.1, 150 ）， 在 0 到 0.1秒之间随 着换挡
23、力慢慢变大，同步环与接合齿 圈逐 渐 接触 。在 0. 01 秒 时， 同 步环 与接合齿圈的角速度开始变化。在摩擦力的作用下，二者的角速度也逐渐发生变化。接合齿圈的角速度减小，同步环的角速度增大，由于同步环由花键毂带动运动，为同步器输入端，连接的整车的转动惯量远远大于接合齿圈端的转动惯量，所以同步环角速度变化的幅度相比接合齿圈而言要小的 多 。到 0.2 秒时 ，同步 环 和接 合 齿圈 的角速 度达 到 一致 。所 以在 0.01 秒到 0.2 秒的时 间段 为 同步 时间 0. 19 秒 。第 二 章中 我们已 经 分析 过 AMT 要求 同 步时 间 为 0.1 2秒， 本次 仿 真结
24、 果 0.19 秒不能 达 到 要求 ，所以需要对同步器进行优化设计，以满足AMT 的换挡需求 。 4 结语 本文 首先 用 UG 对同 步 器进 行建 模 ，并将计 算 结果 赋 予 AD AMS 中 的同 步器 动 力学模型。对动力学参数进行分析，选择适合本 课题 动 力学 仿真 的 积分 器、 积分 格式 、积分 误差 以 及校 正器 ，根 据 AMT 的 换挡 力特点 ，选 择 ST EP 函数 对 换挡 力进 行 设置 。最后对同步器动力学模型添加各种约束之后，进行动力学仿真，并对仿真结果进行分析。 参考文献： 1李靖 . 机械式变速器用同步器同步性能测试系统建模与仿真 第 6 页
25、共 6 页 试验台的设计与研究 D. 武汉 : 武汉理工大 学 , 2011. 2 刘惟信 . 汽车设计 (第 2 版 ) M . 北京 : 清华大学出版社 , 2001. 3 王勇 . 汽车同步器锁止角加工过程的设计与仿真研究 D. 天津 : 天津大学 , 2005. 4 张进 , 沈安文 . 纯电动汽车自动同步换挡系统设计 J. 计算技术与自动化 , 2011, (4): 50-54. 5 NOWAK T, FUGGER M , KOBLER A. On t he p erformance of a ret ransmission -b ased sy nchroniz erJ. T he
26、oret ical Comp ut er Science, 2012, 4(2): 19-12. 6 王传金 . CVX 轿车同步器换 档性 能研 究 与试验分析 D. 长沙 : 中南大学 , 2009. 7 李建峰，于国华 . 变速器用同步器知识综述J. 汽车与配件 , 2012, (27): 48-49. 8 黄旦中 . 轿车变速器同步器设计和研究 D. 上海 : 同济大学 , 2002. 9 GOET Z M . Int egrat ed p owert rain cont rol for t win c lut c h t ra nsm issi onsD . Le eds, U ni
27、 ve rsit y of Leeds, 2005. 10 王海洋 . 基于 UG 的汽车差速器建 模及 运 动仿真研究 D. 北京 : 华北电力大学 , 2013. 11 LOVAS L, PLAY D, M ARIALIGET I J, et al. M echanical behaviour simulat ion for sy nchronous mechanism imp rovement sJ. Aut omobile Engineeri n g: 2006, 22: 17-19. 12 李群 . 汽车双离合器自动变速器的换挡规律与控制逻辑研究 D. 武汉 : 武汉理工大学 , 2011. 13 杨波 . 重型汽车传动系统结构分析与优化设计 D. 武汉 : 武汉理工大学汽车工程学院 , 2006.
