汽车设计教程(1-5)

第1章汽车总体设计1.本章重点汽车类型的选择主要尺寸参数及性能参数的确定汽车总布置设计2.1.1概述1.1.1汽车工业的发展

汽车工业的发展代表了近代工业的发展历程，汽车最明显的进步在于技术创新，制造的进步和汽车造型的变化

1、车身结构的发展2、发动机的发展3、汽车材料的发展

1.1.2汽车设计的特点汽车的使用条件复杂、产量大、变形频繁、涉及的范围广泛，与能源、交通、环境、安全等多方面相关。因此汽车设计要考虑的因素众多。

3.1.1概述1.1.2汽车设计的特点1、工作环境的多样性全球各地的气候条件、海拔高度、路面环境、地形特征等有较大差异，为此应在在汽车的结构、材料和设计方面做出合理的选择。2、坚持“三化”原则产品系列化、零部件通用化和零件设计的标准化。3、国家标准及行业标准4、经济性5、良好的人机工程特性、优美的外部造型和协调的色彩

4.1.1概述1.1.3汽车的开发过程图1.1汽车新产品开发流程5.1.1概述

1.1.3汽车的开发过程

汽车产品的开发概括来说可分为四个阶段：决策阶段、设计阶段、试制试验阶段和生产阶段。1、决策阶段

(1)进行积极的市场调研和技术调研，提出准确的市场预测和技术可行性报告。(2)进行可行性分析。(3)对可行性报告进行评审。(4)可行性报告通过决策并批准立项，则列入企业产品开发计划。(5)编写产品开发任务书或开发建议书。

6.1.1概述1.1.3汽车的开发过程2.设计阶段(1)制定设计原则(2)选型和制定设计任务

A、汽车总布置设计B、绘制效果图C、制作缩小比例模型D、召开选型讨论会E、编写产品设计任务书(3)技术设计(4)工作图设计图1.2构思草图图1.3彩色效果图7.1.1概述1.1.3汽车的开发过程3.试制试验阶段试制试验阶段包括样机试制、样机试验和小批试制4.生产阶段生产阶段包括定型投产阶段和持续改进阶段。8.1.2汽车结构形式的选择

不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别，汽车形式对整车的使用性能、外形尺寸、整车质量、轴荷分配和制造成本等方面的影响很大。1、轴数汽车轴数的选择应根据车辆的用途、总质量、使用条件、公路车辆法规和轮胎负载能力等方面因素综合考虑。汽车及挂车单轴最大允许轴荷限值见表1-1。汽车及挂车并装轴轴荷的最大限值见表1-2。9.1.2汽车结构形式的选择表1-1汽车及挂车单轴的最大允许轴荷10.1.2汽车结构形式的选择表1-2汽车及挂车并装轴的最大允许轴荷限值11.1.2汽车结构形式的选择2.驱动形式汽车的驱动形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中前一位数字表示车轮总数，后一位数字表示驱动轮数，汽车的驱动形式常由汽车的使用条件、通过性和平顺性等条件决定。增加驱动轮数能提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和成本也随之增加，同时也使汽车的总体布置工作变得困难12.1.2汽车结构形式的选择3.布置形式汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身(或驾驶室)的相互关系和布置特点。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数外，其布置形式对使用性能也有重要影响。

(1)乘用车的布置形式

A、发动机前置前轮驱动(FF)发动机前置前轮驱动的布置形式在发动机排量在2.5L以下的乘用车上应用比较广泛，且技术已经非常成熟。13.1.2汽车结构形式的选择主要优点：布置紧凑，发动机、离合器、变速箱及主减速器等部件连成一体，省掉传动轴，同时降低了车内地板高度，增加了内部空间，坐椅布置方便，便于降低整车成本。主要缺点：前轮附着力减小，驱动轮易打滑；制动时质心前移，后轮易发生制动抱死引起侧滑。常见的几种前置前驱乘用车的布置方案：14.1.2汽车结构形式的选择B、发动机前置后轮驱动(FR)

一般是将发动机、离合器、变速箱装配成一体，位于汽车前部，通过万向传动轴将动力传至后桥的主减速器，实现后轮驱动。主要优点：汽车的轴荷分配均匀；增加了轮胎的使用寿命；发动机舱布置宽敞，爬坡能力较强。主要缺点：轴距一般较大，汽车的总长和自身质量都大，制造成本高；影响了地板的平整度和高度，坐椅布置也受到一定的影响。15.1.2汽车结构形式的选择C、发动机后置后轮驱动(RR)发动机后置后轮驱动一般是将发动机、离合器、变速箱及主减速器等装配成一体，无传动轴，发动机通常位于后桥之后，因此后悬相对较大。主要优点：发动机后置后轮驱动形式的主要优点是减小了整车长度、降低了质心、使地板平整。主要缺点：后轴轴荷过大，汽车的转向和操纵性能不佳；前轮附着力过小、高速行驶时转向不稳定、发动机冷却不良、变速操纵机构复杂。16.1.2汽车结构形式的选择D、四轮驱动四轮驱动乘用车在对地面的适应性、通过性和安全性等方面都有较好的表现。但是结构复杂，成本较高。(2)客车的布置形式A、发动机前置前轮驱动17.1.2汽车结构形式的选择主要优点：操纵方便，由于发动机、离合器、变速箱等位于车身前部，不需要长距离的操纵机构；乘客区较为宽敞，车身后半部分可以很平整，地板可以降低，方便乘客上下车辆；乘客区噪声较低。主要缺点：由于发动机前置，离合器、变速箱和主减速机构等全部集中车身前部，转向等机构聚集在一起，使结构复杂，布置困难；前转向驱动桥的产量较低，价格居高不下。18.1.2汽车结构形式的选择B、发动机前置后轮驱动

主要优点：与货车通用部件多，便于由货车改装生产；便于发动机的冷却；动力和操纵机构相对简单。主要缺点：身前部空间利用率较低，车内的噪声较大，隔热隔振比较困难；轴荷分配不理想，易引起转向沉重；传动轴过长，传动效率低，易引发共振；地板较高，一般需要二级踏步甚者三级踏步，乘客上下车不方便；空调部件布置困难。19.1.2汽车结构形式的选择C、发动机后置后轮驱动主要优点：车厢的噪声和振动较小，乘坐舒适性提高；轴荷分配合理；发动机维修方便；有较大行李舱空间；地板降低，方便乘客上下客车；车身前部空间充足，可以布置较为宽敞的乘客门。主要缺点：整车的变速操纵和动力操纵距离较长，布置较复杂；行驶中，驾驶员对于发动机的故障不易及时发现；不利于发动机散热。20.1.2汽车结构形式的选择D、发动机中置后轮驱动

主要优点：车厢的空间利用率较高，座位布置和外形受发动机的限制较小；车内噪声较小，传动轴较短。主要缺点：发动机的尺寸受到限制，需要特殊设计；发动机的冷却、保温、防尘和隔热性较差；发动机维修的接近性和方便性较差；发动机的可靠性要求比较高。21.1.2汽车结构形式的选择

(3)货车的布置形式

(a)发动机位于前轴之上，驾驶室之前(b)发动机位于前轴之上，部分深入驾驶室(c)发动机位于前轴之上，驾驶室的正下方(d)发动机位于前轴之后，驾驶室的后下方22.1.2汽车结构形式的选择A、发动机位于前轴之上、驾驶室之前

主要优点：安全系数高；发动机维修的接近性好；振动、噪声和热量对驾驶室的影响较小；发动机散热性能好；驾驶室的地板高度较低，上下车相对比较方便，驾驶室布置容易；汽车的操纵机构简单，易于布置；轴荷分配比较合理。主要缺点：车身前部较长；转弯半径较大；由于车头部分体积较大，货箱相对整车的面积利用率较低；由于车头突出，前部视野较差。23.1.2汽车结构形式的选择B、发动机位于前轴之上、部分深入驾驶室

主要优点：相对于长头车，其视野有显著提高；货箱的面积利用率提高；改善了长头车的机动性能和外形尺寸过大的问题。主要缺点：由于驾驶室前移，发动机占用了部分驾驶空间，故须抬高驾驶室地板，影响驾乘人员出入的方便性；发动机维修的接近性和维修方便性变差，发动机的振动、噪声和热量较容易传入驾驶室；驾驶室布置较困难。

24.1.2汽车结构形式的选择C、发动机位于前轴之上、驾驶室的正下方

主要优点：可以获得最短的轴距和车长；由于减少了车身的尺寸，可以降低整车整备质量；机动性和视野良好；前面驾驶区缩短，可以大大提高后货箱面积的利用率。主要缺点：驾驶室容易受到发动机的振动、噪声、热量等影响；发动机占用部分驾驶室空间，发动机罩突出于驾驶室内正副驾驶座之间，中间不易布设座位；大多数采用翻转式驾驶室，操纵机构相对复杂；驾驶室地板高，一般采用多级踏步，上下车不便。25.1.2汽车结构形式的选择D、发动机位于前轴之后、驾驶室的后下方

主要优点：改善了驾驶区的局促性，清除了发动机对坐椅布置的影响，同时发动机位置相对下移后，驾驶室比较宽敞，可以增加坐椅，驾乘人员上下车也较方便。主要缺点：为了检修方便，大多数采用翻转式驾驶室，部分采用在座位下开设检修口布置，前者操纵机构布置繁琐，后者密封性能不佳，且检修不方便。

26.1.3汽车主要参数的选择1.3.1汽车主要尺寸参数的确定

1.外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。在公路和市内行驶的汽车最大外廓尺寸受到有关法规限制，不能随意确定。参考GB1589—2005《道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值》。乘用车的总长是轴距、前悬和后悬之和。与轴距有如下关系：(1-1)式中，c为比例系数，，对前置前驱汽车，c值为0.62-0.66，对后置后驱汽车，c值为0.52-0.56。27.1.3汽车主要参数的选择1.3.1汽车主要尺寸参数的确定

乘用车的宽度尺寸由乘员空间和车门等装置来决定，同时必须保证发动机、车架、悬架、转向系统和车轮等的布置。乘用车总宽度与车辆总长之间有如下关系：

(1-2)乘用车总高度主要由轴间底部离地高度、地板及下部零件高、室内高和车顶造型高度等决定。轴间底部离地高度应大于最小离地间隙。由座位高、乘员上身长和头部及头上空间构成的室内高一般应为1120-1380mm，车顶造型高度一般为20-40mm。28.1.3汽车主要参数的选择1.3.1汽车主要尺寸参数的确定

2.轴距轴距(汽车前轮中心点到后轮中心的距离)对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径、轴荷分配等都有影响。轴距选择必须在合适的范围，轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性能和操纵稳定性变差；车身纵向振动角过大，汽车的平顺性变差；万向传动轴夹角也会增大。3.前轮距和后轮距

增大前轮距，可以使室内宽度增加，有利于增加侧倾角，但汽车总宽度和总质量会有所增加，同时会影响到最小转弯直径的变化。29.1.3汽车主要参数的选择1.3.1汽车主要尺寸参数的确定4.前悬和后悬汽车的接近角和离去角与前、后悬的长度直接相关，并直接影响汽车的通过性能。对于长头车，前悬主要受到前保险杠、散热器、风扇、发动机等部件的影响。5.货车车头长度货车车头长度指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。6.货车车厢尺寸要求货车车厢的尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。

30.1.3汽车主要参数的选择1.3.2汽车质量参数的确定1.整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部装备(包括备胎，随车工具等)，加满燃料、冷却水等，但没有装载货物和人时的整车质量。2.汽车的载客量和装载质量(1)、汽车的载客量乘用车的载客量以座位数表示。(2)、汽车的装载质量指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载质量。不同路面，装载质量会有所浮动。(3)、质量系数指汽车装载质量与整车整备质量的比值。31.1.3汽车主要参数的选择1.3.2汽车质量参数的确定(4)、汽车的总质量汽车在装备齐全并按规定载满乘客或货物时的汽车质量。(5)、轴荷分配汽车在水平、静止状态下，各车轴对支撑平面的垂直载荷。通常用空载或满载情况下占总质量的百分比来表示。在计算时分空载荷和满载荷两种情况。1.3.3汽车性能参数的确定1.动力性参数(1)最高车速汽车在平直的良好的路面上行驶时所能达到的最高速度。32.1.3汽车主要参数的选择1.3.3汽车性能参数的确定(2)加速时间汽车以厂定最大总质量状态，在风速≤3m/s的条件下，在干燥、清洁、平坦的混凝土或沥青路面上，由某一低速或起步加速到某一高速所需的时间。(3)爬坡能力最大爬坡度是指汽车满载，在良好的混凝土或沥青路面的坡道上，汽车以最低前进挡能够爬上的最大坡度。(4)比功率和比扭矩比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以综合反映汽车的动力性；比扭矩是汽车发动机的最大转矩与汽车总质量之比，它能反映汽车的牵引能力。33.1.3汽车主要参数的选择1.3.3汽车性能参数的确定2.燃油经济性参数我国规定，汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车况或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L/100km)来评价。该值越小燃油经济性越好。3.最小转弯直径

转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径称为最小转弯直径。4.通过性几何参数(1)最小离地间隙汽车除车轮之外的最低点与路面之间的距离。

34.1.3汽车主要参数的选择1.3.3汽车性能参数的确定(2)接近角和离去角接近角和离去角表征了汽车接近或离开障碍物(如小丘、沟洼地等)时，不发生碰撞的能力。(3)纵向通过半径纵向通过半径表征汽车可无碰撞地通过小丘、拱桥等障碍物的能力。5.操纵稳定性参数(1)转向特性参数汽车应具有一定程度的不足转向。(2)车身侧倾角车辆转弯时车身重心产生偏移，车身轴线与自由状态下轴线的夹角，称为车身侧倾角。(3)制动前俯角35.1.3汽车主要参数的选择1.3.3汽车性能参数的确定6.制动性参数汽车制动性是指汽车在制动时，能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定，下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。7.舒适性汽车应为乘员提供舒适的乘坐环境和方便的操作条件，称之为舒适性。

36.1.4发动机的选择1.4.1发动机形式的选择汽车用发动机的分类37.1.4发动机的选择1.4.1发动机形式的选择1．汽油机与柴油机的选用

一般说来，目前，对动力性要求比较高，乘坐舒适性良好的乘用车、微型客车或一些小货车上大多数采用汽油机；总质量较大的车辆上一般采用柴油机。

2．汽缸排列形式与冷却方式的选用发动机汽缸有直列、水平对置和V形三种排列形式。发动机冷却方式有水冷和风冷两种。

3．其他发动机的选型38.1.4发动机的选择1.4.2发动机主要性能指标的选择1.发动机最大功率和相应转速根据所设计汽车应达到的最高车速(km/h)，用下式估算发动机最大功率：(1-11)2.发动机最大转矩和相应转速(1-12)39.1.5轮胎的选择1.5.1轮胎也车轮应满足的基本要求轮胎及车轮部件应满足下述基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。1.5.2轮胎的分类40.1.5轮胎的选择1.5.3轮胎的特点与选用子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和胎面附着性能都比斜交轮胎要好，装车后油耗低、耐磨损寿命长、高速性能好。子午线轮胎也有制造困难、造价不如斜交轮胎低和不易翻修等缺点。低断面轮胎的胎面宽平、侧面刚性大、附着能力强、散热良好、高速行驶稳定性好。无内胎轮胎的平衡性良好、发热少、刺扎后不易快速失气、高速行驶安全性能良好。41.1.6汽车总布置设计1.6.1总布置设计图的图面要求1.坐标系绘制总布置设计图时，通常以车架上平面或车身地板主平面为XY面；以过前轮中心线且垂直于XY面的面为YZ面；以汽车的纵向对称面为XZ面。42.1.6汽车总布置设计1.6.1总布置设计图的图面要求2.总布置图格式客车总布置设计图

43.1.6汽车总布置设计1.6.1总布置设计图的图面要求3.校对图

校对图是对各系统设计师完成的设计图进行图面上的总装，相当于模拟组装一辆汽车，以确认总布置设计是否合理及各设计是否符合计划图的要求。1.6.2各部件的布置1.发动机的布置在布置发动机时，一般以发动机的曲轴中心线、曲轴中心线与缸体前(后)端面的交点Oe和缸体中心平面为基准，将其固定在整车坐标系中。44.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置2.传动系的布置由于发动机、离合器、变速器装成一体，所以在发动机位置确定以后，包括发动机、离合器、变速器在内的动力总成位置也随之而定。3.转向装置的布置

(1)转向盘的位置应注意转向盘平面与水平面之间的夹角，并以取得转向盘前部盲区距离最小为佳，同时转向盘又不应当影响驾驶员观察仪表，还要照顾到转向盘周围(如挡风玻璃等)有足够的空间。(2)转向器的位置应综合考虑方便性、安全性和布置的合理性，还要保证有较高的传动效率。45.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置4.悬架的布置货车的前、后悬架和一些乘用车的前、后悬架，多采用纵置半椭圆形钢板弹簧。减振器应尽可能布置成直立状，以充分利用其有效行程；空间不允许时才布置成斜置状。5.制动系布置制动踏板应布置在更靠近驾驶员处，并且还要做到脚制动踏板和手制动操纵轻便；布置制动管路时要注意安全可靠，整齐美观。

46.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置6.踏板的布置离合器踏板、制动踏板和油门踏板，布置在地板凸包与车身内侧壁之间。7.油箱、备胎、行李箱和蓄电池等附件的布置(1)油箱油箱应远离消声器和排气管(乘用车要求油箱距排气管距离大于300mm，否则应加装有效的隔热装置；油箱距裸露的电器接头及开关距离不得小于200mm)，更不应该布置在发动机舱内。(2)备胎乘用车一般将备胎卧置或立置于后备箱内，此时要求后备箱内必须有足够的空间。货车备胎一般置于车架尾部下方，通常采用悬链式。47.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置(3)行李箱(4)蓄电池蓄电池的布置应该尽量靠近启动机，一般采用负极(阴极)搭铁，这有利于车身防腐和安全。8.车身内部布置车身内部布置必须考虑有良好的乘坐舒适性和足够的安全性，车身内部布置一般以第95百分位的人体模型的胯骨轴心(H点)和眼椭圆为基准，通过调整坐椅和方向盘的位置来适应其余5%的人体模型。在设计中一般采用SAE标准的人体躯干模型。48.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置驾驶区布置图SAE标准的人体躯干模型49.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置(1)货车驾驶室布置货车驾驶室的布置，以地板主平面和前安装固定点为基准。货车驾驶室内部布置尺寸

50.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置(2)客车驾驶区布置

51.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置(3)客车乘客区布置客车乘客区车厢内部布置客车乘客区坐椅布置

52.1.6汽车总布置设计1.6.2各部件的布置(4)乘用车内部布置乘用车内部布置53.1.7运动校核1.6.2各部件的布置9.安全带的位置安全带对乘员的保护作用主要体现在正面撞车时，它能减小撞车瞬间人体运动的加速度值，从而降低了引起二次碰撞的相对速度和位移，使伤害指数下降。

在进行总布置设计时，进行运动检查有两方面的内容：从整车角度出发进行运动学正确性的检查；对于有相对运动的部件或零件进行运动干涉检查。54.第2章离合器设计55.2.1概述

现代汽车一般都以内燃机为动力，其传动系中离合器处于首端，它具有如下基本功用：(1)在汽车起步时，通过离合器主动部分(与发动机曲轴相连)和从动部分(与变速器第一轴相接)之间的滑磨，转速逐渐接近，使旋转着的发动机和原为静止的传动系平稳地接合。(2)当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换挡时轮齿间的冲击，便于换挡。(3)当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大转矩(即离合器的最大摩擦力矩)时，其主、从动部分将产生滑磨。这样，离合器就起着防止传动系过载的作用。56.2.2离合器的结构形式离合器按转递转矩的方式不同，可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种，其中摩擦式离合器应用最为广泛。2.2.1从动盘数的选择1.单片离合器单片离合器只有一个从动盘，单片离合器的特点是：结构简单，散热良好，轴向尺寸紧凑，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能够保证分离彻底57.2.2离合器的结构形式2.2.1从动盘数的选择2.双片离合器双片离合器有两个从动盘，与单片离合器相比，由于摩擦面数增多，因而传递转矩的能力较大，且接合更加平顺、柔和，在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力也较小。58.2.2离合器的结构形式2.2.1从动盘数的选择3.多片离合器多片离合器有两个以上从动盘，多为湿式，接合平顺柔和，由于在油中工作，摩擦表面温度低、磨损小，使用寿命长。但是分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和质量较大，从动部分转动惯量也很大。2.2.2压紧弹簧的形式及布置1.周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧采用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上59.2.2离合器的结构形式2.2.2压紧弹簧的形式及布置2.中央弹簧离合器中央弹簧离合器采用1-2个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥螺旋弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，压紧弹簧与从动盘的轴线相同。3.斜置弹簧离合器斜置弹簧离合器是用在重型汽车上的一种新结构形式，弹簧的轴线与离合器的轴线成一个夹角。4.膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。

60.2.2离合器的结构形式2.2.2压紧弹簧的形式及布置膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比具有如下一系列优点：(1)膜片弹簧具有较理想的非线性特性61.2.2离合器的结构形式2.2.2压紧弹簧的形式及布置(2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。(3)高速旋转时，弹簧压紧力降低的程度较周置圆柱弹簧离合器明显减小，所以摩擦力矩降低很少，性能稳定。(4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。(5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长。(6)膜片弹簧中心线与离合器中心线重合，平衡性好。62.2.2离合器的结构形式2.2.3膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧支承结构按支承环数目不同分为三种。推式膜片弹簧双支承环形式推式膜片弹簧单支承环形式63.2.2离合器的结构形式2.2.3膜片弹簧的支承形式推式膜片弹簧无支承环形式拉式膜片弹簧支承环形式64.2.2离合器的结构形式2.2.4压盘的驱动方式

压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动，所以它应与飞轮连接在一起，但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由地作轴向移动。压盘的驱动方式主要有凸块

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窗孔式、传力销式、键块式和弹性传动片式等多种。2.2.5分离杠杆和分离轴承在周置弹簧离合器中一般采用3～6个分离杠杆(简称分离杆)；在膜片弹簧离合器中，分离杠杆的作用由膜片弹簧本身形成的弹性杠杆来完成；在中央弹簧离合器中则只有弹性压杆而没有分离杠杆；在斜置弹簧离合器中也只有压杆。65.2.2离合器的结构形式2.2.6离合器的散热通风在离合器分离和接合过程中，由于摩擦会产生大量的热。如果不解决好通风散热问题，会使压盘温度过高，导致摩擦片过度磨损。改善离合器散热通风的结构措施有：在压盘上设散热筋或鼓风筋；在离合器盖上开较大的通风孔；在离合器外壳上设通风窗；在双盘离合器的中间压盘内铸出通风槽；在离合器外壳内装一导流罩，加强通风。2.2.7从动盘从动盘由摩擦片、从动钢片、减振器和花键等组成。66.2.2离合器的结构形式2.2.7从动盘摩擦片在性能上应满足如下要求：摩擦系数较稳定；足够的机械强度和耐磨性；磨合性好；密度小；有利于接合平顺；长期停放，摩擦表面不发生“粘合”。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘结两种。67.2.3离合器基本参数的选择2.3.1摩擦离合器转矩摩擦离合器是靠存在于主、从动部分摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩为设为摩擦面承受的单位压力，且压力分布均匀，则单元摩擦面积上产生的单元摩擦力矩为整个摩擦面上产生的摩擦力矩为68.2.3离合器基本参数的选择2.3.1摩擦离合器转矩摩擦面承受的单位压力为对于具有个摩擦面的离合器，其摩擦力矩为带入得可以得到摩擦片平均摩擦半径为

当时，可由下式相当准确地计算69.2.3离合器基本参数的选择2.3.1摩擦离合器转矩为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即2.3.2后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。70.2.3离合器基本参数的选择2.3.3单位压力单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。摩擦片单位压力的取值范围71.2.3离合器基本参数的选择2.3.4摩擦片外径、内径和厚度当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，可估算出摩擦片外径：摩擦片外径也可根据发动机最大转矩按如下经验公式选取：直径系数的取值范围72.2.3离合器基本参数的选择2.3.5摩擦因数、摩擦面数和离合器间隙摩擦片的摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。

离合器间隙是指离合器处于正常接合状态，分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙，该间隙一般为3-4mm。

73.2.4离合器的设计与计算2.4.1圆柱螺旋弹簧在周置弹簧离合器中，设弹簧数为，每个弹簧的工作压力为弹簧的工作应力为选好旋绕比，计算出，再选好工作压力，则有弹簧工作圈数可根据刚度条件和、确定74.2.4离合器的设计与计算2.4.2圆锥螺旋弹簧1.圆锥螺旋弹簧的特性计算(1)第一圈触合前()弹簧的变形(mm)为(2)第一圈触合时作用在弹簧上的力为(3)第一圈触合时()弹簧的变形为(4)各圈完全触合时的极限力为75.2.4离合器的设计与计算2.4.2圆锥螺旋弹簧(5)作用力为时弹簧的变形为2.圆锥螺旋弹簧的强度计算矩形断面的圆锥螺旋弹簧受力变形时，其断面将发生翘曲，截面长边中点的剪应力为最大剪应力(MPa)矩形截面圆锥螺旋弹簧的应力、变形及刚度的算法如下76.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧1.膜片弹簧的载荷与变形之间的关系通过支撑环和压盘施加在膜片弹簧上的沿圆周分布的载荷，假想集中在加载点上，用表示，加载点之间的相对轴向变形为。压紧力与变形之间的关系式为77.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧在分离与压紧两种状态下，只要膜片弹簧变形到相同的位置，其子午断面从自由状态也转过相同的转角，便有如下的对应关系(a)自由状态(b)压紧状态(c)分离状态膜片弹簧在不同工作状态时的变形78.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧在此假定是一个小角度，上式实际上是一个杠杆关系。所以膜片弹簧的变形可以是由引起，也可以是由引起。当满足如下关系时，由两者引起的膜片弹簧变形是相同的。79.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧

设是从离合器接合状态算起的膜片弹簧与压盘接触点的变形量，则根据杠杆关系有80.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧应该指出，不包括分离指在载荷作用下所产生的弹性体变形。如果考虑这种弹性体变形，分离轴承的总移动行程为81.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧2.膜片弹簧的强度计算断面上任意点(x，y)的切向应力为82.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧分析表明，膜片弹簧的碟簧部分B点处的切向压应力最大。把B点的坐标和代入前式，则得到B点的切向压应力令，可以求出切向压应力达到极大值时的转角83.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧B点作为分离指根部的一点，在分离轴承推力作用下还受有弯曲应力，其表达式

根据最大剪应力理论，B点的当量应力3.膜片弹簧主要参数的选择(1)比值和板厚的选择。84.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧(2)比值和、的选择。研究表明，越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。(3)的选择。膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度关系密切85.2.4离合器的设计与计算2.4.3膜片弹簧(4)膜片弹簧工作点位置的选择。膜片弹簧的工作点为B，一般取在凸点M和拐点H之间，一般(5)分离指数的选取。分离指数常取为18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸弹簧可取12。(6)膜片弹簧小端半径，及分离轴承作用半径的确定。由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。应大于。(7)切槽宽度、及半径。mm，mm，的取值应满足的要求。(8)压盘加载半径和支撑环加载点半径的确定。86.2.5扭转减震器设计扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。1.扭转减振器极限转矩减振器在消除了限位销与从动盘毂缺口之间的间隙时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。一般可取87.2.5扭转减震器设计2.扭转减振器角刚度为了避免引起传动系统的共振，要合理选择减振器的扭转角刚度，使共振现象不发生在发动机常用的工作转速范围内。设减振弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过(rad)时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为根据扭转刚度的定义，，则设计时，可按经验初选为88.2.5扭转减震器设计3.扭转减振器阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机转速范围内最有效的消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩。一般可按下式初选为4.预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定的预紧。5.减振弹簧的位置半径89.2.5扭转减震器设计6.减振弹簧个数7.减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙或被消除，减振弹簧传递的转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为：8.极限转角减振器从预紧转矩增大到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为90.2.6双质量飞轮汽车传动系通常会有一两个固有频率(一般为2-3阶)落在发动机常用转速范围之内，这是引起变速器噪声和车内噪声的主要原因。研究表明，要降低这两阶容易造成传动系共振的固有频率，只有在变速器和离合器之间增加转动惯量。要做到在变速器和离合器之间增加转动惯量，最好的也是唯一的办法，是在结构设计上把原先装在离合器从动盘上的扭转减振器移至飞轮处，把飞轮分成两部分，这就是双质量飞轮我理论依据。第1质量飞轮和第2质量飞轮。第1质量飞轮直接装在曲轴上，起原来飞轮的作用；第2质量飞轮独立于第1质量飞轮，这两者之间装有大容量扭矩的扭转减振器，通过该扭转减振器将第l质量飞轮和第2质量飞轮相联系，第2质量飞轮起附加质量的作用。

91.2.6双质量飞轮92.2.6双质量飞轮对比装有普通扭转减振器及双质量飞轮传动系统可得双质量飞轮的优点：(1)防止变速器在怠速乃至在汽车整个行驶速度范围(驱动模式和滑行模式)出现齿轮噪声。(2)双质量飞轮相当于一个机械低通滤波器，改善了隔振效果，这样就可以在变速器中采用低黏度的齿轮油而不会有齿轮噪声。(3)改善车内的噪声水平。93.2.7离合器的操纵机构2.7.1设计要求离合器的操纵比较频繁，除自动离合器外，离合器都是由司机左脚踩踏板操纵。为减轻驾驶员的疲劳，要求踏板力尽可能小。此外，操纵机构的传动效率要高，具有足够的刚度。2.7.2操纵机构结构形式选择1、机械式操纵机构机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。2、液压式操纵机构

3、自动操纵机构94.2.7离合器的操纵机构2.7.3离合器操纵机构的设计计算1.总传动比和总行程的计算踏板总行程由自由行程和工作行程两部分组成，即95.2.7离合器的操纵机构2.7.3离合器操纵机构的设计计算(1)机械式操纵机构的总传动比和总行程(2)液压式操纵机构的总传动比和总行程2离合器彻底分离时的踏板力96.2.7离合器的操纵机构2.7.3离合器操纵机构的设计计算分离离合器所作的功(忽略回位弹簧等)为97.第3章机械式变速器设计98.3.1概述变速器用来改变在不同的使用条件下发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，还应保证汽车能够在倒退行驶、滑行或停车时，使发动机和传动系分离；需要时还应有动力输出的功能。99.3.2变速传动机构布置方案分析机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在各种形式的汽车上得到广泛应用。3.2.1变速传动机构的方案分析1.两轴式变速器100.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.1变速传动机构的方案分析两轴式变速器的特点如下：(1)变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动；发动机横置时用圆柱齿轮传动。(2)倒挡传动常采用滑动齿轮，其他挡位采用常啮合齿轮。(3)各挡同步器多装在输出轴上。101.3.2变速传动机构布置方案分析2.中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的汽车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。

102.3.2变速传动机构布置方案分析103.3.2变速传动机构布置方案分析3.倒挡形式与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。104.3.2变速传动机构布置方案分析4.其他结构方案双中间轴式变速器示意图三中间轴式变速器示意图105.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.2零部件结构方案分析1.齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造复杂，工作时产生轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2.换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。3.防脱挡措施106.3.2变速传动机构布置方案分析(1)将两接合齿的啮合位置错开(2)将啮合套做得较长

107.3.2变速传动机构布置方案分析(3)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄

(4)将接合齿的工作面加工成斜面108.3.2变速传动机构布置方案分析4.轴承形式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。5.各挡齿轮的布置对于典型的中间轴式变速器，其一挡常布置在靠近第二轴和中间轴的后支承处。6.装配孔设计7.变速器整体刚性变速器只有具有足够的整体刚性才能保证正常工作。整体刚性与轴、壳体的结构以及装配时螺栓的扭紧程度有关。109.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.3组合变速器结构方案分析重型货车使用条件复杂，需要的传动比范围大。如果变速器的挡数少，则相邻挡位的传动比间隔就会增大，造成换挡困难。为解决这个问题，可采用多挡变速器。1.组合方案(1)前置副变速器110.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.3组合变速器结构方案分析(2)后置副变速器(3)主变速器前、后各设置一个副变速器111.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.3组合变速器结构方案分析2.传动比的搭配方式组合式多挡变速器传动比的搭配方式也有多种形式(1)插入式主变速器挡位间公比较大，副变速器的传动比均匀地插入主变速器各挡传动比之间，两者交替换挡，共同组成一个单调变化的传动比序列。112.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.3组合变速器结构方案分析（2)分段式主变速器挡位间公比较小，副变速器传动比范围较大时，副变速器高、低挡传动比分别与主变速器各挡搭配，组成高、低传动比两段范围。113.3.2变速传动机构布置方案分析3.2.3组合变速器结构方案分析（3)综合式插入式和分段式的结合，使传动比范围进一步扩大（4）其它114.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.1挡数变速器的挡数及其传动比由总布置设计确定。增加挡数，有利于提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性和平均车速。但会使变速器结构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、操纵复杂、成本高。3.3.2传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，取决于汽车行驶的道路条件和发动机的功率与汽车质量之比(比功率)。

115.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.3中心距A中心距A是指两轴中心线之间或两相啮合齿轮中心线之间的距离，对中间轴式变速器，将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距。1.轮齿接触应力为齿面上的法向力(N)，表示为

为圆周力(N)，表示为116.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.3中心距A2.中间轴式变速器中心距的确定可根据下述经验公式计算中心距3.两轴式变速器中心距的确定其中心距也可以根据发动机排量与变速器中心距的统计数据初选117.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.4变速器外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间(过渡)齿轮和换挡机构的布置初步确定。3.3.5轴的设计计算1.初选轴的直径中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径；轴的最大直径与支承间距的比值，对中间轴0.16-0.18；对第二轴0.18-0.21。第一轴花键部分直径(mm)可按下式初选118.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.5轴的设计计算2.轴的刚度验算119.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.5轴的设计计算2.轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算。

120.3.3变速器主要参数选择与计算3.轴的强度计算在转矩和弯矩的同时作用下，轴的应力用下式计算

按第三强度理论(最大剪应力理论)计算当量弯矩为抗弯截面系数按下式计算3.3.6齿轮参数的确定1.模数要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪声和质量的影响。

121.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定(1)直齿轮直齿轮弯曲应力为直齿轮模数与弯曲应力之间有如下关系：

(2)斜齿轮斜齿轮弯曲应力为122.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定将有关参数代人式，整理后得到斜齿轮弯曲应力为:斜齿轮法向模数与弯曲应力之间有如下关系

汽车变速器齿轮的法向模数123.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定2.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，减少了进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。汽车变速器常用齿轮模数124.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定3.螺旋角在选取斜齿轮的螺旋角时应注意下列问题：(1)增大螺旋角，可以使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。(2)斜齿轮传递转矩时要产生轴向力。125.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定4.齿宽齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。齿宽大，工作平稳，但变速器质量大。齿宽太小会使轮齿的工作应力过大。通常根据齿轮模数m来选定齿宽。对直齿：，为齿宽系数，取4.5-8.0；对斜齿：，取6.0-8.5。5.齿轮变位系数的选择采用变位齿轮，可以避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距。126.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.6齿轮参数的确定变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。6.齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。7.齿轮材料的选取为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力，现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢。127.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.7各挡齿轮齿数的分配初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。1.确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为128.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.7各挡齿轮齿数的分配2.对中心距进行修正当计算出的不是整数时，要将其取整，从式或可知，中心距有了变化。3.确定常啮合传动齿轮副的齿数已知：而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即：

联立可求出和129.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.7各挡齿轮齿数的分配4.确定其他各挡的齿数如果二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同，则如果二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同，此时有而从消除或减少中间轴上的轴向力出发，齿轮还须满足下列关系130.3.3变速器主要参数选择与计算3.3.7各挡齿轮齿数的分配5.确定倒挡齿轮齿数初选以后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距为为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为：131.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器1.锁销式同步器(1)锁销式同步器结构132.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器(2)锁销式同步器的工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段，司机用手推换挡手柄，通过换挡拨叉把力F传给滑动齿套，再通过弹簧—钢球5—销6传给同步环2，使得同步器离开中间位置，做轴向移动并使同步环2的内锥面压靠在齿轮3的外锥面上。第二阶段，司机用力推换挡手柄，通过换挡拨叉把力F传给滑动齿套，再经过锁止元件作用在摩擦面上。

第三阶段，滑动齿套1和齿轮3的转速达到相等，即达到同步,从而使锁止元件解除锁止状态。滑动齿套与齿轮3上的接合齿进入啮合。133.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器2.锁环式同步器(1)锁环式同步器的结构134.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器(2)锁环式同步器工作原理(a)同步器锁止位置(b)同步器换挡位置135.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器(3)锁环式同步器的主要尺寸

接近尺寸和分度尺寸滑块移动距离136.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器滑块端隙137.3.4同步器设计3.4.1惯性式同步器3.多锥式同步器4.惯性增力式同步器138.3.4同步器设计3.4.2同步器锁止条件的建立同步器锁止条件建立的过程即确定摩擦锥面和锁止面的角度的过程。这些角度要满足在连接件角速度完全相等以前，不能进行换挡。这些角度还用来计算摩擦力矩和同步时间。换挡时为保证没有冲击地将齿轮和轴连接起来，必须使它们的转动角速度相等。此时同步器必需的摩擦力矩可用下式表示则作用在同步器摩擦面上的轴向力为

139.3.4同步器设计3.4.2同步器锁止条件的建立140.3.4同步器设计3.4.2同步器锁止条件的建立摩擦锥面上的法向合力为可得摩擦面上的摩擦力矩为得到换挡时的摩擦力矩方程式为

为防止连接件在转动角速度相等以前接合换挡，就要满足如下关系式：141.3.4同步器设计3.4.2同步器锁止条件的建立于是由：可得：

即欲保证同步前滑动齿套不能继续移动，必须满足3.4.3转动惯量的计算换挡过程中，依靠同步器改变转速的零件通称为输入端零件。142.3.4同步器设计3.4.3转动惯量的计算输入端零件转动惯量一般采用如下方法计算：(1)求出各零件的转动惯量。(2)把这些转动惯量按不同的传动比转换到被同步零件上。143.3.4同步器设计3.4.3转动惯量的计算转动惯量转换前、后系统的能量保持相等，即而所以3.4.4同步器主要参数的确定1.摩擦因数144.3.4同步器设计3.4.3转动惯量的计算摩擦因数大，则换挡省力，达到同步的时间较短，因此保证较大的摩擦因数对同步器工作有利。摩擦因数与摩擦副材料、工作表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。2.摩擦锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。为增大同步器容量，值应取小些；但也不能太小，否则摩擦锥面将产生自锁现象。3.同步环锥面上的螺纹槽145.3.4同步器设计3.4.3转动惯量的计算为保持摩擦因数，在摩擦锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽。4.摩擦锥面平均半径在、、一定的情况下增大，可以增大摩擦力矩，缩短同步时间。

146.3.4同步器设计3.4.3转动惯量的计算5.锥面工作长度同步环摩擦锥面工作长度b的选择与摩擦材料、表面压力、表面形状等因素有关。设计时可根据下式计算确定6.同步环径向厚度同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。7.锁止角8.同步时间147.3.5变速器操纵机构3.5.1操纵方式1.直接操纵手动换挡变速器

变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。

2.远距离操纵手动换挡变速器148.3.5变速器操纵机构3.电控自动换挡变速器149.3.5变速器操纵机构3.5.2锁止装置1.互锁装置(1)互锁销式150.3.5变速器操纵机构3.5.2锁止装置1.互锁装置(2)摆动锁块式151.3.5变速器操纵机构3.5.2锁止装置1.互锁装置(3)转动钳口式152.3.5变速器操纵机构3.5.2锁止装置1.自锁装置自锁装置的作用是防止因汽车振动或有小的轴向力作用而导致脱挡，保证啮合齿轮在全齿长上进行啮合，并使驾驶员有换入挡位的感觉。3.倒挡锁153.第4章万向传动轴设计154.本章

重点万向传动轴的分类和工作原理

万向传动的运动和受力分析

万向节设计

传动轴结构分析和设计155.4.1概述汽车上的万向传动轴，由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。在工作过程中，在汽车上有些轴之间的相对位置不断发生变化。万向节按其在扭转方向是否有明显的弹性变形，可以分为刚性万向节和柔性万向节。对万向节传动的要求如下：(1)当两轴的相对位置在预计的范围内变动时，能可靠而稳定地传递动力。(2)保证所连接的两轴尽可能等速旋转。(3)由万向节传动引起的振动、噪音以及附加载荷在允许范围内。156.4.1概述(4)传动效率高，使用寿命长。(5)结构简单、制造方便、维修容易。万向节传动在汽车传动系中的应用157.4.2万向节结构方案分析1.十字轴式万向节由两个万向节叉及与它们相连的十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和油封等组成。158.4.2万向节结构方案分析1.十字轴式万向节十字轴轴颈通过滚针轴承装在万向节叉的孔中，由于滚针轴承不能承受轴向力，所以在结构上要采取轴向定位措施。为延长寿命，要进行润滑。塑料环定位结构具有弹性盖板的定位结构复合油封一次润滑的多刃油封159.4.2万向节结构方案分析2.准等速万向节(1)双联式万向节双联式万向节实际上是由两个十字轴万向节组合而成。轴承密封性能好，效率高，工作可靠；不需特殊的工艺设备，但外形尺寸较大，零件数目多。由于双联式万向节滚针轴承的挤压应力受到限制，因此它传递的转矩也有一定的局限性。

160.4.2万向节结构方案分析2.准等速万向节(2)凸块式万向节

凸块式万向节是一种双联式万向节。它主要由两个万向节叉1和4以及两个不同形状的特殊凸块2和3组成。161.4.2万向节结构方案分析2.准等速万向节(3)三销轴式万向节

三销轴式万向节由2个偏心轴叉、2个三销轴和6个滚针轴承组成。三销轴式万向节所允许的最大夹角为45°，在转向驱动桥中采用这种万向节可使汽车获得较小的转弯直径，提高汽车的机动性。162.4.2万向节结构方案分析2.准等速万向节(3)球面滚轮式万向节163.4.2万向节结构方案分析3.等速万向节(1)球叉式万向节根据其钢球滚道的形状可分为圆弧槽式和直槽式两种。

圆弧槽球叉式直槽球叉式164.4.2万向节结构方案分析3.等速万向节(2)球笼式万向节球笼式万向节是目前应用最为广泛的一种等速万向节，可分为带分度机构和不带分度机构两种。主要有Rzeppa型、Birtleld型和伸缩型等三种球笼式万向节。A、Rzeppa型等速万向节165.4.2万向节结构方案分析3.等速万向节B、Birfield型球笼等速万向节C、伸缩型球笼万向节

Birfield型球笼式万向节伸缩型球笼式万向节

166.4.2万向节结构方案分析4.挠性万向节挠性万向节依靠橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈等多种形状和类型橡胶弹性元件的弹性变形，来保证在相交两轴(两轴夹角不大或有一定轴向位移)间传动时不发生干涉。具有球面对中机构的挠性万向节具有轴向变形的挠性万向节

167.4.3万向节传动的运动分析4.3.1单万向节传动(普通十字轴式万向节)普通十字轴万向节的主动轴与从动轴转角间的关系式为

设万向节夹角保持不变，将式上式对时间求导，并且把用表示，则得主动轴转矩和从动轴转矩之间的关系。如果不计万向节里的摩擦损失，应该保持功率平衡，即：168.4.3万向节传动的运动分析4.3.1单万向节传动(普通十字轴式万向节)由力偶矩平衡原理可知，在工作时，万向节的力偶矩是平衡的。因此，除和外，万向节十字轴上必然还作用有另外的力偶矩－附加弯矩。附加弯矩(又称为二阶弯矩)是周期性变化的，它可激起与万向节相连机件的弯曲振动。从动叉轴的角加速度：可见，当输入轴转速很高，且输入、输出轴之间夹角较大时，由于从动叉轴旋转的不均匀加剧所产生的惯性力矩可能会超过结构许用值，应采取有效方法降低惯性力矩。169.4.3万向节传动的运动分析4.3.2双万向节传动(普通十字轴式万向节)为克服单万向节传动代来的缺点，出现了双万向节传动，使得处于同一个平面内的输出轴与输入轴等速旋转。要满足如下条件：(1)与传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面内。(2)两万向节与传动轴的夹角相等170.4.3万向节传动的运动分析4.3.2双万向节传动(普通十字轴式万向节)在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。171.4.3万向节传动的运动分析4.3.3多万向节传动（普通十字轴式万向节）多万向节传动的运动分析，是建立在单万向节运动分析的基础上的。172.4.3万向节传动的运动分析4.3.3多万向节传动（普通十字轴式万向节）多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差(rad)的计算公式与单万向节相似，可写成假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为0或/2，则当量夹角为

式中的正负号的确定：当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。173.4.4万向节的设计计算十字轴的主要失效形式是轴颈根部断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设滚针对十字轴轴颈的作用力合力为174.4.4万向节的设计计算十字轴轴颈根部的弯曲应力和剪切应力为十字轴滚针轴承的接触应力为力作用下一个滚针所受的最大载荷(N)。万向节叉承受弯曲和扭转载荷，弯曲应力和扭应力应满足175.4.5传动轴的设计传动轴设计的主要内容是选择传动轴长度和断面尺寸。在选择传动轴长度和断面尺寸时，要着重考虑使传动轴有足够高的临界转速、扭转强度。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定性的最低转速。假设传动轴为断面均匀一致，两端自由支承的弹性梁(简支弹性梁)，则离心力为：176.4.5传动轴的设计

与离心力相平衡的弹性力为又因为故有认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有对于传动轴管，有177.4.5传动轴的设计