汽车设计（第6版） 课件 闵海涛 第3、4章 机械式变速器设计、万向传动设计

汽车设计第三章机械式变速器设计第一节概述第二节变速器传动机构布置方案第三节变速器主要参数的选择第四节变速器的设计与计算第五节同步器设计第六节变速器操纵机构第一节概述一、功用改变转矩、转速中断动力传递使汽车获得倒退行驶能力具有动力输出功能二、组成操纵机构传动机构第一节概述三、设计要求1、保证汽车有必要的动力性和经济性2、设置空挡，用来切断动力3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶4、设置动力输出装置，需要时进行功率输出5、换挡迅速、省力、方便6、工作可靠，无跳档、乱挡、换挡冲击现象7、传动效率要高8、工作噪声低9、轮廓尺寸和质量小，成本低，维修方便第一节概述四、分类第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，易布置中间档位传动效率高，噪声低；不能设置直接档，高档工作噪声大，易损坏；受结构限制，一档速比不可能设计得很大；多用于FF布置形式。第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器图3-1：输出轴与主减速器主动齿轮一致（横/纵区别）前进档常啮合+倒档滑动（f)全同步器换档（含倒）同步器多放置输出轴（一档主动齿轮小）（d）中加辅助支承第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（2）中间轴式变速器多用于FR乘用车和RR客车。一轴的前端经轴承支承在飞轮上，花键用来从动盘，而二轴末端经花键与万向节连接。第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（2）中间轴式变速器——四档第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（2）中间轴式变速器——五档第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（2）中间轴式变速器——六档第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（2）中间轴式变速器一轴后端与常啮合主动齿轮制成一体多数二轴前段支承在一轴后端孔内（同轴/直接档）二级传动方式使一档速比较大（效率略低）多采用同步器换挡（一/倒档可能不是）多支承结构提高轴的刚度第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（3）双离合自动变速器采用两套变速器和两个离合器，一个变速器处于工作状态时另一变速器空转，通过两个离合器的切换来实现两变速器交替进入工作状态，可在动力切断时间很短的情况下完成换挡第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（3）双离合自动变速器第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2.倒档布置方案与前进档相比，倒档使用率较低，而且都是在停车状态下实现换倒档，故可采用直齿滑动齿轮方式换挡为实现倒档传动，一些方案利用在中间轴和第二轴之间加入一个中间传动传动齿轮的方式，结构简单，但中间齿轮轮齿在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态工作可利用联体齿轮方案，使其在较有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2.倒档布置方案第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2.倒档布置方案倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处在于挂倒档时驾驶员移动变速杆方向不同。为防止意外挂入倒档，其挂档力要大一些。倒档位置最好单独设置，便于挂倒档。第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析2.倒档布置方案倒档齿轮位于一二轴中心线右侧，倒挡轴受力较小第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3.其他问题由于接触应力过高，常用档位的轮齿表面易形成点蚀损坏。通过将高档齿轮布置在轴两端支承点中间区域的方式可以较少由轴的变形而引起的齿轮偏转角，进而提高齿轮寿命。使用传动比小于1的超速档，能够更充分地利用发动机功率。但是与直接档比较，使用超速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析3.其他问题传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数每分钟转数传递的功率润滑系统的有效性齿轮和壳体等零件的制造精度第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析1.齿轮形式直齿、斜齿第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析2.换档机构形式第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析3.防止自动脱档方案结构措施1：将两接合齿的啮合位置错开，在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，阻止自动脱档第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析3.防止自动脱档方案结构措施2：将啮合套齿座齿厚切薄0.3-0.6，使换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，阻止自动脱档第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析3.防止自动脱档方案结构措施3：将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力；这种方案比较有效，应用较多（将接合齿齿侧设计成台阶形状，有相似效果）第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析4.变速器轴承圆锥滚子轴承直径小、宽度大，负荷高，容量大；需要调整预紧度，装配麻烦，且磨损后轴易歪斜；不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。滚针轴承摩擦损失小、传动效率高；径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合；用于齿轮与轴有相对运动的地方；滑动轴套径向配合间隙大、易磨损；间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加。制造容易、成本低。

第二节变速器传动机构布置方案二、零部件结构方案分析5.变速器壳体变速器壳体要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙。齿轮齿顶到变速器底部间要留有不小于15mm的间隙加强肋注油孔和放油孔（通气孔）动力输出孔第三节变速器主要参数的选择一、档数增加档数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速；在传动比范围不变的条件下，档数增加会使相邻挡位之间的传动比比值减小，使换档容易；要求相邻档位速比比值在1.8以下，该值越小换档越容易；高挡区相邻档位之间的速比比值，要比低档区的小。第三节变速器主要参数的选择一、档数但档数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增加换档难度。乘用车4~5个档位，排量大用5档；货车装载量2.0~3.5t（5档），4.0~8.0t（6档）多档变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。第三节变速器主要参数的选择二、传动比范围指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。最高档传动比是1.0（直接档）或0.7~0.8（超速档）；最低档传动比选取的影响因素有:汽车最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着力；主减速比；驱动轮的滚动半径；汽车的最低稳定行驶车速。传动比范围：乘用车：3.0~4.5；轻型商用车：5.0~8.0；其它商用车辆更大第三节变速器主要参数的选择三、中心距A是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。中心距选取的影响因素：中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小；但中心距越小，轮齿的接触应力越大；且布置轴承不方便，壳体强度差；一挡小齿轮齿数可能过少；特别是中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。应当在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小。第三节变速器主要参数的选择三、中心距A中间轴式变速器中心距的确定根据经验公式初选中心距：KA为中心距系数乘用车8.9~9.3商用车8.6~9.6多挡变速器9.5~11.0Temax为发动机最大转矩（N·m）i1为变速器1档传动比ηg为变速器传动效率，取96%

第三节变速器主要参数的选择三、中心距A乘用车变速器中心距的确定可以根据发动机排量进行初选排量越大，中心距越大中心距的范围乘用车：65~80mm；商用车：80~170mm；总质量小，则中心距也小。为了检测方便，中心距A最好取为整数。第三节变速器主要参数的选择四、外形尺寸确定横向尺寸的影响因素：齿轮直径壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙倒档齿轮的布置换档机构形式和尺寸第三节变速器主要参数的选择四、外形尺寸轴向尺寸的影响因素：挡数：乘用车四挡（3.0~3.4）A；商用车四挡（2.2~2.7）A；五挡（2.7~3.0）A；六挡（3.2~3.5）A。换挡机构型式：选用同步器多时，取上限。第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数1.

模数——选取的影响因素：第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数1.

模数——选取的一般原则：对于乘用车减少噪声有较大意义，应选用小模数；对于商用车减少质量有较大意义，应选用大模数；低档齿轮用大模数，而高档选用小模数；应符合国家标准（GB/T1357—2008）的规定。接合齿模数选取的原则：从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数1.

模数——模数的选用范围（mm）第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数2.

压力角α是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的锐角压力角选取的影响因素：第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数2.

压力角α选取α的一般原则：乘用车要加大重合度以降低噪声，应选小压力角商用车要增大齿轮承载能力，应选大压力角直齿轮28°时强度最高；斜齿轮25°时强度最高。符合国家标准的要求齿轮α=20°接合齿α=30°第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数2.

压力角α国外有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：高挡齿轮采用小压力角以减少噪声；低挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强度；齿轮采用小压力角和小模数时，必须采用大的齿高系数和大圆弧齿根，以提高弯曲强度第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.

螺旋角β——选取的影响因素：第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.

螺旋角β——选取的影响因素：螺旋角选取的一般原则：轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；大于30°时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮β应小些，以15°~25°为宜；β增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮β应大些；中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角β——中间轴上轴向力的平衡抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力（减少轴承负荷，提高轴承寿命）不同挡位齿轮螺旋角不同在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的（工艺简便）中间轴上斜齿轮取右旋，第一、第二轴上斜齿轮应取为左旋一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（使用很少），此时第二轴没有轴向力作用

第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角β——中间轴上轴向力的平衡轴向力：根据得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：

第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数3.螺旋角β——选用范围当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距不等时，可以通过调整螺旋角消除第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数4.齿宽b第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数4.齿宽b若要提高斜齿轮工作平稳性，需要齿轮宽度b加大，但质量增大；螺旋角β增大，但轴向力增大，轴承寿命下降；压力角α减小（一般为标准值）。当齿轮倾斜时，大齿宽则受力不均造成偏载，可能导致磨损不均第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数4.齿宽b选用范围（通常根据模数来选定齿宽）第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；若模数相同，则挡位低的齿宽系数可取的稍大第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（1）齿轮变位的目的

消除齿轮根切现象，提高抗弯强度配凑中心距A要求中间轴、第二轴上各对齿轮的中心距必须相同在模数已定时，为满足传动比的需要，各对齿轮的中心距（齿数和）可能不相同，要配凑中心距改善接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（2）齿轮变位的分类高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（3）选取原则对齿数和多的齿轮副，采用标准齿轮传动或高度变位；对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位；为保证接触应力低，应使高档齿轮变位系数和尽可能取大；为减少传动噪声，变位系数和

c可以取得少一些；对低档齿轮，应从保证大、小轮齿危险断面齿厚相等条件来选

1和

2，其中小齿轮的

>0。齿数少、有根切时应选取正变位修正。第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数5.变位系数（4）实际应用高档位的

c均选用较小值，以获得低噪声传动。如：最高档及一轴齿轮副的

c约在-0.2~0.2。档位愈低，

c应该逐渐加大，以获得高强度。如：一档齿轮的

c可在1.0以上。第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数6.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有影响若齿顶高系数小，则重合度小、工作噪声大；但轮齿受到的弯矩减小，弯曲应力也减少规定标准齿顶高系数为1第三节变速器主要参数的选择五、齿轮参数6.齿顶高系数为了增加重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于1的细高齿制。采用细高齿制时，必须保证齿顶厚度不小于0.3m和齿轮没有根切和齿顶干涉目前尚无统一标准，由各行业自行确定1.05-1.9许多变速器的一对主从动齿轮的齿顶高系数不同第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配初选A、m和

以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以利齿面磨损均匀第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配1.确定一档齿轮的齿数一档传动比先求齿数和计算后取整，然后进行大小齿数的分配。

输入轴→i1→i2→i11→i12第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配1.确定一档齿轮的齿数若Z11取少，则Z12/Z11比值较大，则：在i1已定的条件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前轴承，并使齿轮轮辐有足够的厚度。要求齿轮1的外径要小于轴承孔直径。Z11=15~17（乘用车）；Z11=12~17（商用车）计算Z12=Zh-Z11第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配2.对中心距A进行修正修正A的原因：Zh被圆整过。根据齿数和、变位系数等重新计算A（精确到小数点后两位）。再以修正后的A作为其余各挡齿轮齿数分配的依据。第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配3.确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1、Z2根据上式求得Z1、Z2，进行圆整。再重新核算传动比和螺旋角。

第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配4.确定其他各档的齿数设二档齿轮为直齿，模数与一档齿轮相同，则根据上式可求得Z7、Z8

齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。

输入轴→i1→i2→i8→i7第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配4.确定其他各档的齿数设二档为斜齿，螺旋角β8与常啮合齿β2不同，有：中间轴上齿轮轴向力相互抵消可求得Z7、Z8、β8； 齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。

输入轴→i1→i2→i8→i7第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配4.确定其他各档的齿数其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。三档：输入轴→i1→i2→i6→i5四档：输入轴→输出轴（无需配齿）五档：输入轴→i1→i2→i4→i3第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配5.确定倒档齿轮的齿数倒档齿轮模数与一档相近。初选倒档齿数Z10=21-23计算倒档轴与中间轴距离：A’=m(Z9+z10)/2选择齿轮13合适的齿数Z13计算倒档轴与中间轴距离：A”=m(Z12+z13)/2输入轴→i1→i2→i9→i10→i13→i12第四节变速器的设计计算一、齿轮的损坏形式轮齿折断齿面疲劳剥落(点蚀)移动换挡齿轮端部破坏齿面胶合第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算1.轮齿抗弯强度计算（1）直齿弯曲应力σW

F1——圆周力，F1=2Tg/d（Tg—计算载荷，d—节圆直径,d=mz）Kσ——应力集中系数，可近似取Kσ=1.65；Kf——摩擦力影响系数，Kf=1.1（主动）或

=0.9（从动）；b——齿宽,b=kcm；t——端面齿距，t=πm，

m为模数；y——齿形系数。

第四节变速器的设计计算

第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算2.轮齿接触应力计算公式

F——法向力，F=F1/(cos

cosβ)，F1为圆周力，F1=2Tg/d；Tg为计算载荷；d为节圆直径E——弹性模量b——齿轮接触实际宽度（斜齿轮用b/cosβ）ρz、ρb——主、从动齿轮节点处曲率半径。

第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算2.轮齿接触应力曲率半径ρ=rsinα（直齿轮）或ρ=(rsinα)/cos2β（斜齿轮）计算载荷按第一轴上载荷为Temax/2计算。变速器齿轮的许用接触应力：第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算影响因素使用条件齿轮材料（低碳合金钢：20CrMnTi/15MnCr5等）热处理渗碳淬火表面58-63HRC心部33-48HRC其它处理强化：喷丸、加大齿根圆弧半径、加大压力角加工工艺：剃齿→磨齿第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算影响因素精度级别运动精度、平稳性精度、接触精度、齿侧间隙精度不低于7级齿面粗糙度1.6齿根粗糙度3.2效率98%支承方式（两点/三点）第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算轮齿修形齿向修形：沿齿线方向修削齿面齿端修薄鼓形修整螺旋角修整齿端修薄与鼓形修整的综合应用第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算轮齿修形齿廓修形：微量修削齿廓（减缓啮入和啮出冲击）修缘修根挖根第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算轮齿修形齿端修薄：对齿轮轮齿的一端或两端，在一小段齿宽范围内，按照对轮齿齿端逐渐加大削薄量的要求，将齿厚给予削薄称齿端修薄。齿端修薄的轮齿亦称卸载齿齿端修薄可以减小齿向方向的载荷集中，从而减小载荷分布不均匀系数直线修薄/曲线修薄第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算概述输入轴、输出轴、中间轴第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算概述齿轮上存在圆周力、径向力、轴向力，变速器轴受到转矩和弯矩的共同作用要求轴应有足够刚度和强度刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，影响齿轮的强度、耐磨性和工作噪声

第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算（一）初选轴的直径第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A最大直径dm和支承间距l之比第一轴与中间轴：dm/L=0.16~0.18第二轴：dm/L=0.18~0.21第一轴花键部分直径d（mm）可按经验公式初选：经验系数K=4.0~4.6，Temax的单位是Nm。

第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算（二）轴的刚度验算关键参数：轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀，磨损增大，寿命降低。第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算（二）轴的刚度验算变速器轴挠度和转角的计算Ft—圆周力，Fr—径向力，Fa—轴向力。轴在垂直面挠度允许值[fc]=0.05~0.10mm；轴在水平面挠度允许值[fs]=0.10~0.15mm；齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad；轴的全挠度f≤0.2mm

第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算（三）轴的强度验算轴在转矩和弯矩同时作用下其等效弯矩和应力为：在低挡工作时，[σ]≤400MPa；应验算轴上花键的齿面挤压应力T转矩,ψ载荷不均匀系数(0.7-0.8),z齿数,h工作高,l工作高,d平均直径变速器的轴用与齿轮相同的材料制造

第五节同步器设计一、惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求按结构形式，惯性式同步器可分为锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式它们都包括摩擦元件、锁止元件和弹性元件第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器1.基本结构RingSynchronizer第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器2.工作原理工作可靠、零件耐用第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器3.主要尺寸的确定（1）接近尺寸：同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸尺寸b应大于零，取b=0.2-0.3mm第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器3.主要尺寸的确定（2）分度尺寸：滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁坏接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸尺寸a应等于1/4接合齿齿距第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器3.主要尺寸的确定（3）滑块转动距离c：滑块在锁坏缺口内转动的距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系有：E=d+2c滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系：c=R1t/4R2R1为滑块轴向移动后的外半径，R2为接合齿分度圆半径第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器3.主要尺寸的确定（4）滑块端隙δ1：δ1

指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙。同时啮合套端面与锁环端面的间隙为δ2，要求δ2>δ1

。若δ2<

δ1

，则b<0，在换挡时会使同步器失去锁止作用第五节同步器设计一、惯性式同步器（一）锁环式同步器3.主要尺寸的确定（5）后备行程δ3：指锁环端面与齿轮接合齿端面的间隙。预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损增加，这种移动也逐渐增多，导致间隙δ3逐渐减少直至为零。此后摩擦锥面会出现间隙和失去摩擦力矩一般取1.2-2.0第五节同步器设计一、惯性式同步器（二）多锥式同步器锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入辅助同步锥由于锥表面的有效摩擦面积成倍增加，同步转矩也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷第五节同步器设计二、主要参数的确定1.摩擦因数f为了获得较大的摩擦力矩，要求摩擦因数大且稳，锁环常选用黄铜合金（如：锰黄铜）制造；黄铜合金——钢材摩擦副在油中工作的摩擦因数取为0.1；对锥面的表面粗糙度要求较高，保证在使用过程中摩擦因数变化小；摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短；在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及泄油槽，以保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定2.同步环主要尺寸（1）锥面螺纹槽的尺寸螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快，摩擦系数降低，换挡费力；螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。轴向泄油槽通常为6~12个，槽宽3~4mm。轻、中型汽车总质量大些的货车第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定2.同步环主要尺寸（2）锥面半锥角αα越小，摩擦力矩越大；但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象；避免自锁的条件是tanα≥f。一般取α=6°~8°。（3）摩擦锥面平均半径RR越大，则摩擦力矩越大；原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些；R会受到中心距A和相关零件尺寸（如：同步环径向厚度）和布置的限制；第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定2.同步环主要尺寸（4）锥面工作长度bb小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。p——摩擦面的许用压力Mm——摩擦力矩第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定2.同步环主要尺寸（5）同步环径向厚度受结构布置的限制（中心距A、锥面平均半径R等）不易取厚，但必须保证同步环有足够的强度；乘用车同步环厚度较小，选用锰黄铜等材料采用锻造工艺加工，能提高材料的屈服强度和疲劳寿命；货车同步环用铝黄铜等材料压铸加工；钢—钼摩擦副（钢或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼）比铜环的强度高、耐磨损；第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定3.锁止角β正确选择β，可以保证只有同步时才能进行换挡；选取β的影响因素：f、R、α和锁止面平均半径r。β在26°~42°范围内变化。第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定4.同步时间：越短越好影响因素同步器的结构尺寸；转动惯量；接合零件的角速度差；摩擦锥面上的轴向力：轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。同步时间乘用车：高挡0.15~0.30s，低挡0.50~0.80s；货车：高挡0.30~0.80s，低挡1.00~1.50s。第五节同步器设计二、同步器主要参数的确定5.转动惯量的计算换挡过程中依靠同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将其分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量第五节同步器设计三、同步器的计算1.计算目的计算摩擦力矩，核算同步时间；计算摩擦锥面和锁止面的角度，确定锁止条件。2.输入端转动惯量Jr的计算输入端：换挡过程中依靠同步器改变转速的零件。包括第一轴及离合器从动盘、中间轴及其齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮；计算转动惯量时，首先求出各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上；可以用扭摆测量等实测或用数学公式计算。

第五节同步器设计三、同步器的计算3、摩擦力矩和同步时间的计算整车惯量Jc很大，可认为其速度基本不变。要想在时间t内同步，所需的摩擦力矩：ωe——发动机转动角速度；ωa、ωb——换挡前\后的挡位齿轮角速度；ik、ik+1——变速器低速档和高速档的传动比。

第五节同步器设计三、同步器的设计计算3.摩擦力矩和同步时间的计算换档时，实际作用在同步器上的摩擦力矩：F——作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，F=Fsigsη；若想在时间t内实现同步，则需有：得到所需的同步时间：

第五节同步器设计三、同步器的计算4.锁止条件的计算为防止同步前换入档位，必须保证在锁环锁止面上由摩擦力矩Mm2产生的圆周力F1

应大于拨环力矩产生的圆周力F2

。第五节同步器设计三、同步器的计算4.锁止条件的计算要想保证同步时换挡，必须正确选取α、β使之满足:

第六节变速器操纵机构一、操纵机构的功用和组成根据汽车使用条件的需要完成选挡、换挡或退到空挡。由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及安全装置组成。二、操纵机构的设计要求（1）换挡时只能挂入一个挡位，通过互锁装置实现。（2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，并防止自动脱挡或自动挂挡，通过自锁装置实现。（3）防止误挂倒挡，通过倒挡锁来实现第六节变速器操纵机构三、操纵机构分类直接操纵式单轨式操纵机构减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，简化了操纵机构，但要求各挡换挡行程相等。远距离操纵式要求系统有足够的刚性，各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显；变速杆支座应固定在受车架振动、变形影响较小的地方，以避免对操纵有不利影响。电控操纵式没有变速杆、离合器踏板，驾驶员通过控制油门踏板实现换档。汽车设计第四章万向传动轴设计第一节概述第二节万向节结构方案分析第三节万向传动的运动和受力分析第四节万向节的设计计算第五节传动轴和中间支承结构分析与设计第一节概述一、功用相对位置不断改变的两轴间动力与运动传递二、组成万向节传动轴管伸缩花键中间支承（长轴距）第一节概述三、基本设计要求1）保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，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运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许的范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象。3）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。第一节概述四、万向节的应用(a)变速器与驱动桥之间(b)多轴汽车分动器与驱动桥间或驱动桥与驱动桥之间(c)发动机与变速器之间（由于车架的变形造成轴线间相互位置变化的两传动部件）

(d)采用独立悬架的汽车差速器之间

(e)转向驱动车桥的差速器与车轮之间(f)汽车的动力输出装置和转向操纵机构中第二节万向节结构方案分析一、万向节分类第二节万向节结构方案分析二、十字轴式万向节由万向节叉、十字轴、油封、滚针轴承及其轴向定位件和密封件等组成。两万向节叉上的孔分别活套在十字轴的两对轴颈上。当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动第二节万向节结构方案分析二、十字轴式万向节滚针轴承的润滑和密封毛毡油封：因防漏油、防水、防尘效果差，已淘汰双刃口复合油封：防漏油、防水、防尘效果好。在灰尘较多的环境中万向节寿命显著提高。多刃口油封：防漏油、防水、防尘效果更好。第二节万向节结构方案分析二、十字轴式万向节滚针轴承的润滑和密封滚针直径差值应控制在0.003mm以内滚针轴承径向间隙0.009~0.095mm滚针周向总间隙取0.08~0.30mm为宜重型汽车有时采用较粗的滚针并分成两段以提高其寿命，也有以滚柱代替滚针的结构。为防止十字轴轴向窜动及避免摩擦发热，有的在十字轴轴端和轴承碗之间加装端面滚针轴承。第二节万向节结构方案分析二、十字轴式万向节滚针轴承的轴向定位方式内卡式、外卡式、翼型式第二节万向节结构方案分析二、十字轴式万向节结构简单，工作可靠，传动效率高，生产成本低；且允许相邻两传动轴之间有一定交角，故应用普遍。但当所连接的两轴夹角由4°增至16°，万向节中滚针轴承的寿命下降为原来的1/4。万向节安装位置或相连接总成α不大于离合器-变速器；变速器-分动器（相连接总成均安装在车架上）1°~3°驱动桥传动轴汽车满载静止夹角一般汽车6°越野汽车12°行驶中的极限夹角一般汽车15°~20°越野汽车30°第二节万向节结构方案分析三、双联式万向节将传动轴长度减缩至最小的双十字轴式万向节传动装置不带定心机构第二节万向节结构方案分析三、双联式万向节带定心机构：为了保证双联式万向节连接的轴工作转速趋于相等，用分度机构实现定心，以确保所连接的两轴接近等速转动第二节万向节结构方案分析三、双联式万向节现在的双联式万向节多采用偏心式结构，即使万向节中心与转向中心偏离一定距离（一般偏离1.0～3.5mm），从而使输入轴与输出轴的角速度接近相等第二节万向节结构方案分析三、双联式万向节两轴夹角大（一般50°，偏心式可达60°）密封性好，传动效率高，工作可靠，制造方便尺寸大，零件多，结构较复杂，传递转矩有限当应用于转向驱动桥中，由于轴向尺寸大，为使主销轴线的延长线与地面交点到轮胎的印迹中心偏离不大，需要较大的主销内倾角第二节万向节结构方案分析四、等速万向节1.球笼式万向节（1）固定型球笼式万向节星形套7以内花键与主动轴1相连，其外表面设置有6条凹槽（形成内滚道）。球形壳8的内表面设置有对应的6条凹槽（形成外滚道）。6个钢球分别嵌装在6条滚道中，并由保持架4使之保持在同一平面内。动力由主动轴1经过钢球6、球形壳8输出。第二节万向节结构方案分析四、等速万向节1.球笼式万向节（1）固定型球笼式万向节RF型滚道为圆形，钢球与滚道为两点接触BJ型滚道为椭圆形，钢球与滚道为四点接触第二节万向节结构方案分析四、等速万向节1.球笼式万向节（1）固定型球笼式万向节两轴交角范围较大，通常在45°~50°范围之内在工作时，无论传动方向如何，6个钢球全部参与传递动力具有承载能力强、结构紧凑、拆装方便等优点，应用较为广泛第二节万向节结构方案分析四、等速万向节1.球笼式万向节（2）伸缩型球笼式万向节内外滚道采用圆筒形直槽，在传动动力过程中，星形套2和筒形壳4可沿轴向相对移动第二节万向节结构方案分析四、等速万向节1.球笼式万向节（2）伸缩型球笼式万向节两轴交角范围约为20°~25°，相较十字轴式万向节相邻两轴的交角范围有所增大，但要小于固定型球笼式万向节多用于前置前驱且采用独立悬架的乘用车转向驱动桥靠近主减速器侧第二节万向节结构方案分析四、等速万向节2.三枢轴式万向节主要由筒形壳、球面滚轮、滚针、三枢轴、弹性挡圈、卡簧等元件组成

第二节万向节结构方案分析四、等速万向节2.三枢轴式万向节

三枢轴式万向节能允许最大轴间交角为43°具有体积小、质量轻、润滑好、散热快、承载大、结构简单、工作可靠、布置紧凑、运转平稳、工艺性突出等特点广泛应用在汽车驱动桥中，特别是采用轻量化设计和布置较为困难的中小排量乘用车中第二节万向节结构方案分析五、挠性万向节依靠橡胶弹性元件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生干涉。弹性元件可以是橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈等多种形状第二节万向节结构方案分析五、挠性万向节挠性万向节能减小传动系扭转振动、动载荷和噪声，结构简单，使用中不需润滑，一般用于两轴间夹角不大（一般为3°~5°）和有很小轴向位移的万向传动场合橡胶应具有的力学特性：抗拉强度不小于15MPa；相对伸长率不小于350%；肖氏硬度为65～75HS；最大挤压应力为7.5～8.0MPa；切变模量G=0.85MPa；工作温度为-45～80℃第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动1.单十字轴式万向节传动

转速不均匀系数第三节万向传动的运动和受力分析

第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动1.单十字轴式万向节传动十字轴万向节的力矩平衡

第三节万向传动的运动和受力分析

第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动1.单十字轴式万向节传动十字轴万向节的力矩平衡附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，在万向节主、从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动1.单十字轴式万向节传动如果十字轴万向节的主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速、减速旋转，产生的惯性力矩为

第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动2.双十字轴式万向节传动①第一万向节两轴间夹角α1与第二万向节两轴间夹角α2相等②第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉处于同一平面内第三节万向传动的运动和受力分析一、十字轴万向节传动3.多十字轴式万向节传动从动叉相对主动叉的转角叉与单万向节相似：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零或π/2，则当量夹角

第三节万向传动的运动和受力分析二、双联式万向节传动偏心式双联式万向节

第三节万向传动的运动和受力分析三、球笼式万向节传动等速原理第三节万向传动的运动和受力分析三、球笼式万向节传动钢球是主要的传力部件，钢球的运动对万向节的工作能力和使用性能有着重要的作用当主、从动轴之间夹角为零时，钢球的运动平面与传动轴垂直，此时钢球的运动轨迹为圆当主动轴与从动轴之间存在夹角α之后，钢球三种运动：绕轴线的旋转运动，其运动轨迹为椭圆；平行于轴线的往复直线运动，每转动一周中钢球往返一次垂直于轴线的往复直线运动，每转动一周中钢球往返两次因此在某一夹角α下高速转动时，钢球将产生很大的轴向力第四节万向节的设计计算一、计算载荷1.起动转矩

第四节万向节的设计计算一、计算载荷2.附着转矩

第四节万向节的设计计算一、计算载荷3.日常行驶平均转矩

日常汽车行驶的平均牵引力道路滚动阻力系数平均爬坡能力系数性能系数第四节万向节的设计计算一、计算载荷第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算损坏形式滚针轴承和十字轴轴颈的磨损过度磨损后，滚针轴承碗和十字轴轴颈工作表面将出现压痕和剥落一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时便应报废滚针直径不小于1.6mm，公差带0.003mm合适间隙0.009-0.095长度不超过轴颈第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算滚针轴承接触应力

第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算十字轴失效：轴颈根部断裂轴颈应力

T1计算转矩rF到十字轴中心距

α最大夹角d1轴颈直径d2油道直径sF到轴颈根部距离第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算万向节叉

h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312

第四节万向节的设计计算

第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算十字轴十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等低碳合金钢轴颈表面进行渗碳淬火处理表面硬度为58～64HRC轴颈端面硬度不低于55HRC>-183050<=183050-有效硬化层深度mm0.6~1.00.8~1.21.0~1.41.1~1.5心部硬度HRC35~4833~4830~4525~40第四节万向节的设计计算二、十字轴式万向节设计计算十字轴轴颈表面表面粗糙度不超过0.4μm轴颈端面表面粗糙度不超过0.8μm轴颈根部圆弧表面粗糙度不超过1.6μm其它非磨加工处表面粗糙度不超过3.2μm第四