同步器齿毂结构改进及静强度分析

孙智金 葛敬广 赵娜

摘 要：通过有限元方法对齿毂和滑套进行强度分析，结合静扭试验结果对其进行改进，同时选择变速器总成静扭试验屈服扭矩最小的那组试验数据做试验仿真，得到同步器齿毂破坏的最大主应力做为判断依据，结果表明结构改进后的齿毂满足静扭试验强度要求。

关键词：齿毂和滑套；改进；试验；仿真

中图分类号：U462 文献标识码：B 文章编号：1671-7988（2018）17-37-03

Abstract： By means of finite element method， the strength analysis of the gear hub and slip sleeve is carried out， and the test data are improved by combining the results of static and torsional tests， and the maximum principal stress of the failure of the Synchronizer's hub is obtained by the test simulation， and then the maximal main stresses of the synchronizers are determined. The results show that the structural improvement of the gear hub satisfies the static and torsional test strength requirements.

Keywords： Gear hub and sliding sleeve； Improvement； experiment； simulation

CLC NO.： U462 Document Code： B Article ID： 1671-7988（2018）17-37-03

引言

同步器是手動变速器和机械自动变速器中的一个重要部件，其内部包含齿毂和滑套，在换挡过程中，它们的强度直接影响到同步器的寿命。提高它们的强度，也就提高了换挡舒适性，同时延长了变速器的寿命[1]。

本文对我公司新设计某变速器同步器齿毂和滑套系统的进行了试验理论分析，对齿毂和滑套进行了改进，对改进前后强度进行对比，并且与之前报告的安全系数做了对比。选择变速器总成静扭试验屈服扭矩最小的那组试验数据做试验仿真，得到该材料的同步器齿毂破坏的最大主应力，用此最大主应力做为判断依据。

1 原结构存在的问题及改进情况

同步器原齿毂在进行变速器三倍静扭试验时结构强度不够，试验后损坏的零件为一档和二档同步器齿毂碎裂，与其配套的同步器滑动齿套断裂，具体破坏形式见图1。

基于变速器静扭试验结果，同步器齿毂破坏部位为宽齿槽根部，因此对齿毂的以下部位进行结构改进：

（1）原宽槽13.5改为宽15的椭圆孔。

（2）弹簧孔径由Φ6.5改为Φ6.2。

（3）齿毂径向凸台由Φ60.5改为Φ62。

计算齿毂结构改进前后齿毂在三倍静扭试验条件下的静强度，分析结构改进后的齿毂强度是否满足要求。

2 齿毂有限元计算及结果

有限元模型如图2所示。将齿毂与二轴啮合齿全约束，齿毂和滑动齿套之间CONTCAT接触，摩擦系数0.1，法向硬接触。将同步器滑动齿套外圈KINEMATIC耦合在中心一点，并在这一点上施加力矩。

三倍静扭条件下齿毂结构改进前后一二档同步器齿毂及结构改进后齿毂的最大主应力云图如图3所示。

齿毂结构改进前后薄弱位置的最大主应力对比如表1所示。

齿毂结构改进后，齿毂薄弱部位应力水平明显下降，齿毂宽齿槽根部最大主应力由1398MPa降低为928MPa，低于材料抗拉强度，结构改进后的齿毂满足静扭试验强度要求。

3 变速器总成静扭试验仿真

为了得到该材料同步器齿毂破坏的最大主应力，选择变速器总成静扭试验屈服扭矩最小的那组试验数据的扭矩，将此扭矩加载于齿毂结构改进前的有限元模型中，进行计算，得到同步器齿毂的最大主应力云图如4图所示。

同步器齿毂宽齿槽根部的最大主应力最大，是同步器齿毂的薄弱部位，与变速器总成静扭试验结果一致。

齿毂宽齿槽根部的最大主应力为1035MPa，表明当该材料同步器齿毂的最大主应力达到或超过1035MPa时，齿毂会屈服或破坏，认为齿毂失效。

齿毂结构改进后的椭圆孔处最大主应力为928MPa，齿毂内花键齿根处最大主应力为956MPa，均低于齿毂的失效最大主应力1035MPa，因此可以得出结论：齿毂结构改进后满足变速器三倍静扭强度。

4 同步器滑动齿套强度分析

根据试验报告，变速器总成静扭试验一二档同步器滑动齿套断裂，因此本文对同步器滑动齿套进行强度校核。为了得到可靠度较高的校核结论，本文将试验同步器最小屈服扭矩下的滑动齿套最大主应力作为对标应力，对比同步器滑动齿套在齿毂结构改进前后的最大主应力，判断滑动齿套是否破坏。

不同工况下同步器滑动齿套的最大主应力如下图。

根据静扭试验和有限元仿真分析，对于同步器滑动齿套，当变速器总成静扭试验达到屈服扭矩时，滑动齿套花键根部最大主应力为222MPa，当变速器总成静扭试验达到破坏扭矩时，滑动齿套花键根部最大主应力达到278MPa。

同步器齿毂结构改进前，变速器总成三倍静扭输入扭矩下，滑动齿套的最大主应力达到311MPa。

对同步器齿毂结构改进后，变速器总成三倍静扭输入扭矩下，滑动齿套最大主应力为239MPa。

同步器滑动齿套在以下不同工况下的最大主应力均远远低于材料抗拉强度，变速器总成静扭试验中同步器滑动齿套断裂原因可能是：同步器齿毂首先局部破坏，导致滑动齿套啮合花键受力不均匀，部分花键受力较大，导致滑套局部应力增大而断裂。

不同工况下同步器滑动齿套最大主应力对比如下表。

5 结语

本文对同步器齿毂结构改进前后进行了变速器三倍静扭强度分析，系统的进行了试验理论分析，选择变速器总成静扭试验屈服扭矩最小的那组试验数据做试验仿真，得到同步器齿毂破坏的最大主应力，用此最大主应力做为判断依据。本文所的分析结果为后续同步器复杂模型的仿真建模，以及设计、控制和优化提供了理论依据。

参考文献

[1] 陈家瑞.汽车构造（下册）[M].北京：机械工业出版社.2009. P55-59.

[2] 傅秀通等.SIMPACK 9 实例教程[M].北京：北京联合出版公司出版.2013.