汽車設計哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系2第1章汽車總體設計哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系3本章重點汽車類型的選擇主要尺寸參數及性能參數的確定汽車總布置設計哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系41.1

概述1.1.1

汽車工業的發展

汽車工業的發展代表了近代工業的發展歷程，汽車最明顯的進步在于技術創新，制造的進步和汽車造型的變化

1、車身結構的發展

2、發動機的發展

3、汽車材料的發展

1.1.2

汽車設計的特點

汽車的使用條件復雜、產量大、變形頻繁、涉及的范圍廣泛，與能源、交通、環境、安全等多方面相關。因此汽車設計要考慮的因素眾多。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系51.1

概述1.1.2

汽車設計的特點

1、工作環境的多樣性全球各地的氣候條件、海拔高度、路面環境、地形特征等有較大差異，為此應在在汽車的結構、材料和設計方面做出合理的選擇。

2、堅持“三化”原則產品系列化、零部件通用化和零件設計的標準化。

3、國家標準及行業標準

4、經濟性

5、良好的人機工程特性、優美的外部造型和協調的色彩

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系61.1

概述1.1.3

汽車的開發過程圖1.1

汽車新產品開發流程哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系71.1

概述

1.1.3

汽車的開發過程

汽車產品的開發概括來說可分為四個階段：決策階段、設計階段、試制試驗階段和生產階段。1、決策階段

(1)進行積極的市場調研和技術調研，提出準確的市場預測和技術可行性報告。

(2)進行可行性分析。

(3)對可行性報告進行評審。

(4)可行性報告通過決策并批準立項，則列入企業產品開發計劃。

(5)編寫產品開發任務書或開發建議書。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系81.1

概述1.1.3

汽車的開發過程2.設計階段

(1)制定設計原則

(2)選型和制定設計任務

A、汽車總布置設計

B、繪制效果圖

C、制作縮小比例模型

D、召開選型討論會

E、編寫產品設計任務書

(3)技術設計

(4)工作圖設計圖1.2構思草圖圖1.3彩色效果圖哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系91.1

概述1.1.3

汽車的開發過程

3.試制試驗階段試制試驗階段包括樣機試制、樣機試驗和小批試制

4.生產階段生產階段包括定型投產階段和持續改進階段。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系101.2汽車結構形式的選擇

不同形式的汽車，主要體現在軸數、驅動形式以及布置形式上有區別，汽車形式對整車的使用性能、外形尺寸、整車質量、軸荷分配和制造成本等方面的影響很大。1、軸數汽車軸數的選擇應根據車輛的用途、總質量、使用條件、公路車輛法規和輪胎負載能力等方面因素綜合考慮。汽車及掛車單軸最大允許軸荷限值見表1-1。汽車及掛車并裝軸軸荷的最大限值見表1-2。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系111.2汽車結構形式的選擇表1-1汽車及掛車單軸的最大允許軸荷哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系121.2汽車結構形式的選擇表1-2汽車及掛車并裝軸的最大允許軸荷限值哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系131.2汽車結構形式的選擇2.驅動形式汽車的驅動形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等，其中前一位數字表示車輪總數，后一位數字表示驅動輪數，汽車的驅動形式常由汽車的使用條件、通過性和平順性等條件決定。增加驅動輪數能提高汽車的通過能力，驅動輪數越多，汽車的結構越復雜，整備質量和成本也隨之增加，同時也使汽車的總體布置工作變得困難哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系141.2汽車結構形式的選擇3.布置形式汽車的布置形式是指發動機、驅動橋和車身(或駕駛室)的相互關系和布置特點。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關參數外，其布置形式對使用性能也有重要影響。

(1)乘用車的布置形式

A、發動機前置前輪驅動(FF)

發動機前置前輪驅動的布置形式在發動機排量在2.5L以下的乘用車上應用比較廣泛，且技術已經非常成熟。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系151.2汽車結構形式的選擇主要優點：布置緊湊，發動機、離合器、變速箱及主減速器等部件連成一體，省掉傳動軸，同時降低了車內地板高度，增加了內部空間，坐椅布置方便，便于降低整車成本。主要缺點：前輪附著力減小，驅動輪易打滑；制動時質心前移，后輪易發生制動抱死引起側滑。常見的幾種前置前驅乘用車的布置方案：哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系161.2汽車結構形式的選擇B、發動機前置后輪驅動(FR)

一般是將發動機、離合器、變速箱裝配成一體，位于汽車前部，通過萬向傳動軸將動力傳至后橋的主減速器，實現后輪驅動。主要優點：汽車的軸荷分配均勻；增加了輪胎的使用壽命；發動機艙布置寬敞，爬坡能力較強。主要缺點：軸距一般較大，汽車的總長和自身質量都大，制造成本高；影響了地板的平整度和高度，坐椅布置也受到一定的影響。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系171.2汽車結構形式的選擇C、發動機后置后輪驅動(RR)

發動機后置后輪驅動一般是將發動機、離合器、變速箱及主減速器等裝配成一體，無傳動軸，發動機通常位于后橋之后，因此后懸相對較大。主要優點：發動機后置后輪驅動形式的主要優點是減小了整車長度、降低了質心、使地板平整。主要缺點：后軸軸荷過大，汽車的轉向和操縱性能不佳；前輪附著力過小、高速行駛時轉向不穩定、發動機冷卻不良、變速操縱機構復雜。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系181.2汽車結構形式的選擇D、四輪驅動四輪驅動乘用車在對地面的適應性、通過性和安全性等方面都有較好的表現。但是結構復雜，成本較高。

(2)客車的布置形式

A、發動機前置前輪驅動哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系191.2汽車結構形式的選擇主要優點：操縱方便，由于發動機、離合器、變速箱等位于車身前部，不需要長距離的操縱機構；乘客區較為寬敞，車身后半部分可以很平整，地板可以降低，方便乘客上下車輛；乘客區噪聲較低。主要缺點：由于發動機前置，離合器、變速箱和主減速機構等全部集中車身前部，轉向等機構聚集在一起，使結構復雜，布置困難；前轉向驅動橋的產量較低，價格居高不下。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系201.2汽車結構形式的選擇B、發動機前置后輪驅動

主要優點：與貨車通用部件多，便于由貨車改裝生產；便于發動機的冷卻；動力和操縱機構相對簡單。主要缺點：身前部空間利用率較低，車內的噪聲較大，隔熱隔振比較困難；軸荷分配不理想，易引起轉向沉重；傳動軸過長，傳動效率低，易引發共振；地板較高，一般需要二級踏步甚者三級踏步，乘客上下車不方便；空調部件布置困難。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系211.2汽車結構形式的選擇C、發動機后置后輪驅動主要優點：車廂的噪聲和振動較小，乘坐舒適性提高；軸荷分配合理；發動機維修方便；有較大行李艙空間；地板降低，方便乘客上下客車；車身前部空間充足，可以布置較為寬敞的乘客門。主要缺點：整車的變速操縱和動力操縱距離較長，布置較復雜；行駛中，駕駛員對于發動機的故障不易及時發現；不利于發動機散熱。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系221.2汽車結構形式的選擇D、發動機中置后輪驅動

主要優點：車廂的空間利用率較高，座位布置和外形受發動機的限制較小；車內噪聲較小，傳動軸較短。主要缺點：發動機的尺寸受到限制，需要特殊設計；發動機的冷卻、保溫、防塵和隔熱性較差；發動機維修的接近性和方便性較差；發動機的可靠性要求比較高。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系231.2汽車結構形式的選擇

(3)貨車的布置形式

(a)發動機位于前軸之上，駕駛室之前(b)發動機位于前軸之上，部分深入駕駛室(c)發動機位于前軸之上，駕駛室的正下方(d)發動機位于前軸之后，駕駛室的后下方哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系241.2汽車結構形式的選擇A、發動機位于前軸之上、駕駛室之前

主要優點：安全系數高；發動機維修的接近性好；振動、噪聲和熱量對駕駛室的影響較小；發動機散熱性能好；駕駛室的地板高度較低，上下車相對比較方便，駕駛室布置容易；汽車的操縱機構簡單，易于布置；軸荷分配比較合理。主要缺點：車身前部較長；轉彎半徑較大；由于車頭部分體積較大，貨箱相對整車的面積利用率較低；由于車頭突出，前部視野較差。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系251.2汽車結構形式的選擇B、發動機位于前軸之上、部分深入駕駛室

主要優點：相對于長頭車，其視野有顯著提高；貨箱的面積利用率提高；改善了長頭車的機動性能和外形尺寸過大的問題。主要缺點：由于駕駛室前移，發動機占用了部分駕駛空間，故須抬高駕駛室地板，影響駕乘人員出入的方便性；發動機維修的接近性和維修方便性變差，發動機的振動、噪聲和熱量較容易傳入駕駛室；駕駛室布置較困難。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系261.2汽車結構形式的選擇C、發動機位于前軸之上、駕駛室的正下方

主要優點：可以獲得最短的軸距和車長；由于減少了車身的尺寸，可以降低整車整備質量；機動性和視野良好；前面駕駛區縮短，可以大大提高后貨箱面積的利用率。主要缺點：駕駛室容易受到發動機的振動、噪聲、熱量等影響；發動機占用部分駕駛室空間，發動機罩突出于駕駛室內正副駕駛座之間，中間不易布設座位；大多數采用翻轉式駕駛室，操縱機構相對復雜；駕駛室地板高，一般采用多級踏步，上下車不便。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系271.2汽車結構形式的選擇D、發動機位于前軸之后、駕駛室的后下方

主要優點：改善了駕駛區的局促性，清除了發動機對坐椅布置的影響，同時發動機位置相對下移后，駕駛室比較寬敞，可以增加坐椅，駕乘人員上下車也較方便。主要缺點：為了檢修方便，大多數采用翻轉式駕駛室，部分采用在座位下開設檢修口布置，前者操縱機構布置繁瑣，后者密封性能不佳，且檢修不方便。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系281.3汽車主要參數的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數的確定

1.外廓尺寸汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公路和市內行駛的汽車最大外廓尺寸受到有關法規限制，不能隨意確定。參考GB1589—2005《道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限值》。乘用車的總長是軸距、前懸和后懸之和。與軸距有如下關系：

(1-1)

式中，c為比例系數，，對前置前驅汽車，c值為0.62-0.66，對后置后驅汽車，c值為0.52-0.56。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系291.3汽車主要參數的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數的確定

乘用車的寬度尺寸由乘員空間和車門等裝置來決定，同時必須保證發動機、車架、懸架、轉向系統和車輪等的布置。乘用車總寬度與車輛總長之間有如下關系：

(1-2)

乘用車總高度主要由軸間底部離地高度、地板及下部零件高、室內高和車頂造型高度等決定。軸間底部離地高度應大于最小離地間隙。由座位高、乘員上身長和頭部及頭上空間構成的室內高一般應為1120-1380mm，車頂造型高度一般為20-40mm。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系301.3汽車主要參數的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數的確定

2.軸距軸距(汽車前輪中心點到后輪中心的距離)對整備質量、汽車總長、最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑、軸荷分配等都有影響。軸距選擇必須在合適的范圍，軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長；上坡或制動時軸荷轉移過大，汽車制動性能和操縱穩定性變差；車身縱向振動角過大，汽車的平順性變差；萬向傳動軸夾角也會增大。

3.前輪距和后輪距

增大前輪距，可以使室內寬度增加，有利于增加側傾角，但汽車總寬度和總質量會有所增加，同時會影響到最小轉彎直徑的變化。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系311.3汽車主要參數的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數的確定

4.前懸和后懸汽車的接近角和離去角與前、后懸的長度直接相關，并直接影響汽車的通過性能。對于長頭車，前懸主要受到前保險杠、散熱器、風扇、發動機等部件的影響。

5.貨車車頭長度貨車車頭長度指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。

6.貨車車廂尺寸要求貨車車廂的尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝足額定噸數。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系321.3汽車主要參數的選擇1.3.2汽車質量參數的確定

1.整車整備質量整車整備質量是指車上帶有全部裝備(包括備胎，隨車工具等)，加滿燃料、冷卻水等，但沒有裝載貨物和人時的整車質量。

2.汽車的載客量和裝載質量

(1)、汽車的載客量

乘用車的載客量以座位數表示。

(2)、汽車的裝載質量指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定裝載質量。不同路面，裝載質量會有所浮動。

(3)、質量系數指汽車裝載質量與整車整備質量的比值。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系331.3汽車主要參數的選擇1.3.2汽車質量參數的確定

(4)、汽車的總質量

汽車在裝備齊全并按規定載滿乘客或貨物時的汽車質量。

(5)、軸荷分配汽車在水平、靜止狀態下，各車軸對支撐平面的垂直載荷。通常用空載或滿載情況下占總質量的百分比來表示。在計算時分空載荷和滿載荷兩種情況。1.3.3汽車性能參數的確定

1.動力性參數

(1)最高車速汽車在平直的良好的路面上行駛時所能達到的最高速度。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系341.3汽車主要參數的選擇1.3.3汽車性能參數的確定

(2)加速時間汽車以廠定最大總質量狀態，在風速≤3m/s的條件下，在干燥、清潔、平坦的混凝土或瀝青路面上，由某一低速或起步加速到某一高速所需的時間。

(3)爬坡能力最大爬坡度是指汽車滿載，在良好的混凝土或瀝青路面的坡道上，汽車以最低前進擋能夠爬上的最大坡度。

(4)比功率和比扭矩比功率是汽車所裝發動機的標定最大功率與汽車最大總質量之比，它可以綜合反映汽車的動力性；比扭矩是汽車發動機的最大轉矩與汽車總質量之比，它能反映汽車的牽引能力。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系351.3汽車主要參數的選擇1.3.3汽車性能參數的確定

2.燃油經濟性參數我國規定，汽車的燃油經濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經濟車況或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量(L/100km)來評價。該值越小燃油經濟性越好。

3.最小轉彎直徑

轉向盤轉至極限位置時，汽車前外轉向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑稱為最小轉彎直徑。

4.通過性幾何參數

(1)最小離地間隙汽車除車輪之外的最低點與路面之間的距離。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系361.3汽車主要參數的選擇1.3.3汽車性能參數的確定

(2)接近角和離去角接近角和離去角表征了汽車接近或離開障礙物(如小丘、溝洼地等)時，不發生碰撞的能力。

(3)縱向通過半徑縱向通過半徑表征汽車可無碰撞地通過小丘、拱橋等障礙物的能力。

5.操縱穩定性參數

(1)轉向特性參數汽車應具有一定程度的不足轉向。

(2)車身側傾角車輛轉彎時車身重心產生偏移，車身軸線與自由狀態下軸線的夾角，稱為車身側傾角。

(3)制動前俯角哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系371.3汽車主要參數的選擇1.3.3汽車性能參數的確定

6.制動性參數汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內停車且保持方向穩定，下長坡時能維持較低的安全車速并有在一定坡道上長期駐車的能力。

7.舒適性汽車應為乘員提供舒適的乘坐環境和方便的操作條件，稱之為舒適性。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系381.4發動機的選擇1.4.1發動機形式的選擇汽車用發動機的分類哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系391.4發動機的選擇1.4.1發動機形式的選擇

1．汽油機與柴油機的選用

一般說來，目前，對動力性要求比較高，乘坐舒適性良好的乘用車、微型客車或一些小貨車上大多數采用汽油機；總質量較大的車輛上一般采用柴油機。

2．汽缸排列形式與冷卻方式的選用發動機汽缸有直列、水平對置和V形三種排列形式。發動機冷卻方式有水冷和風冷兩種。

3．其他發動機的選型哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系401.4發動機的選擇1.4.2發動機主要性能指標的選擇

1.發動機最大功率和相應轉速根據所設計汽車應達到的最高車速(km/h)，用下式估算發動機最大功率：

(1-11)2.發動機最大轉矩和相應轉速

(1-12)哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系411.5輪胎的選擇1.5.1輪胎也車輪應滿足的基本要求輪胎及車輪部件應滿足下述基本要求：足夠的負荷能力和速度能力；較小的滾動阻力和行駛噪聲；良好的均勻性和質量平衡性；耐磨損、耐老化、抗刺扎和良好的氣密性；質量小、價格低、拆裝方便、互換性好。1.5.2輪胎的分類哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系421.5輪胎的選擇1.5.3輪胎的特點與選用子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和胎面附著性能都比斜交輪胎要好，裝車后油耗低、耐磨損壽命長、高速性能好。子午線輪胎也有制造困難、造價不如斜交輪胎低和不易翻修等缺點。低斷面輪胎的胎面寬平、側面剛性大、附著能力強、散熱良好、高速行駛穩定性好。無內胎輪胎的平衡性良好、發熱少、刺扎后不易快速失氣、高速行駛安全性能良好。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系431.6汽車總布置設計1.6.1總布置設計圖的圖面要求

1.坐標系繪制總布置設計圖時，通常以車架上平面或車身地板主平面為XY面；以過前輪中心線且垂直于XY面的面為YZ面；以汽車的縱向對稱面為XZ面。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系441.6汽車總布置設計1.6.1總布置設計圖的圖面要求

2.總布置圖格式客車總布置設計圖

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系451.6汽車總布置設計1.6.1總布置設計圖的圖面要求

3.校對圖

校對圖是對各系統設計師完成的設計圖進行圖面上的總裝，相當于模擬組裝一輛汽車，以確認總布置設計是否合理及各設計是否符合計劃圖的要求。1.6.2各部件的布置

1.發動機的布置在布置發動機時，一般以發動機的曲軸中心線、曲軸中心線與缸體前(后)端面的交點Oe和缸體中心平面為基準，將其固定在整車坐標系中。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系461.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

2.傳動系的布置由于發動機、離合器、變速器裝成一體，所以在發動機位置確定以后，包括發動機、離合器、變速器在內的動力總成位置也隨之而定。

3.轉向裝置的布置

(1)轉向盤的位置應注意轉向盤平面與水平面之間的夾角，并以取得轉向盤前部盲區距離最小為佳，同時轉向盤又不應當影響駕駛員觀察儀表，還要照顧到轉向盤周圍(如擋風玻璃等)有足夠的空間。

(2)轉向器的位置應綜合考慮方便性、安全性和布置的合理性，還要保證有較高的傳動效率。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系471.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

4.懸架的布置貨車的前、后懸架和一些乘用車的前、后懸架，多采用縱置半橢圓形鋼板彈簧。減振器應盡可能布置成直立狀，以充分利用其有效行程；空間不允許時才布置成斜置狀。

5.制動系布置制動踏板應布置在更靠近駕駛員處，并且還要做到腳制動踏板和手制動操縱輕便；布置制動管路時要注意安全可靠，整齊美觀。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系481.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

6.踏板的布置離合器踏板、制動踏板和油門踏板，布置在地板凸包與車身內側壁之間。

7.油箱、備胎、行李箱和蓄電池等附件的布置

(1)油箱油箱應遠離消聲器和排氣管(乘用車要求油箱距排氣管距離大于300mm，否則應加裝有效的隔熱裝置；油箱距裸露的電器接頭及開關距離不得小于200mm)，更不應該布置在發動機艙內。

(2)備胎乘用車一般將備胎臥置或立置于后備箱內，此時要求后備箱內必須有足夠的空間。貨車備胎一般置于車架尾部下方，通常采用懸鏈式。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系491.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

(3)行李箱

(4)蓄電池蓄電池的布置應該盡量靠近啟動機，一般采用負極(陰極)搭鐵，這有利于車身防腐和安全。

8.車身內部布置車身內部布置必須考慮有良好的乘坐舒適性和足夠的安全性，車身內部布置一般以第95百分位的人體模型的胯骨軸心(H點)和眼橢圓為基準，通過調整坐椅和方向盤的位置來適應其余5%的人體模型。在設計中一般采用SAE標準的人體軀干模型。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系501.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置駕駛區布置圖SAE標準的人體軀干模型哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系511.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

(1)貨車駕駛室布置貨車駕駛室的布置，以地板主平面和前安裝固定點為基準。貨車駕駛室內部布置尺寸

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系521.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

(2)客車駕駛區布置

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系531.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

(3)客車乘客區布置客車乘客區車廂內部布置客車乘客區坐椅布置

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系541.6汽車總布置設計1.6.2各部件的布置

(4)乘用車內部布置乘用車內部布置哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系551.7運動校核1.6.2各部件的布置

9.安全帶的位置安全帶對乘員的保護作用主要體現在正面撞車時，它能減小撞車瞬間人體運動的加速度值，從而降低了引起二次碰撞的相對速度和位移，使傷害指數下降。

在進行總布置設計時，進行運動檢查有兩方面的內容：從整車角度出發進行運動學正確性的檢查；對于有相對運動的部件或零件進行運動干涉檢查。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系56第2章離合器設計哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系572.1概述

現代汽車一般都以內燃機為動力，其傳動系中離合器處于首端，它具有如下基本功用：

(1)在汽車起步時，通過離合器主動部分(與發動機曲軸相連)和從動部分(與變速器第一軸相接)之間的滑磨，轉速逐漸接近，使旋轉著的發動機和原為靜止的傳動系平穩地接合。

(2)當變速器換擋時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋。

(3)當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大轉矩(即離合器的最大摩擦力矩)時，其主、從動部分將產生滑磨。這樣，離合器就起著防止傳動系過載的作用。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系582.2離合器的結構形式

離合器按轉遞轉矩的方式不同，可分為摩擦式、液力式、電磁式和綜合式四種，其中摩擦式離合器應用最為廣泛。2.2.1從動盤數的選擇1.單片離合器單片離合器只有一個從動盤，單片離合器的特點是：結構簡單，散熱良好，軸向尺寸緊湊，維修調整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能夠保證分離徹底哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系592.2離合器的結構形式2.2.1從動盤數的選擇2.雙片離合器雙片離合器有兩個從動盤，與單片離合器相比，由于摩擦面數增多，因而傳遞轉矩的能力較大，且接合更加平順、柔和，在傳遞相同轉矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力也較小。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系602.2離合器的結構形式2.2.1從動盤數的選擇3.多片離合器多片離合器有兩個以上從動盤，多為濕式，接合平順柔和，由于在油中工作，摩擦表面溫度低、磨損小，使用壽命長。但是分離行程大，分離不徹底，軸向尺寸和質量較大，從動部分轉動慣量也很大。2.2.2壓緊彈簧的形式及布置1.周置彈簧離合器周置彈簧離合器的壓緊彈簧采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系612.2離合器的結構形式2.2.2壓緊彈簧的形式及布置2.中央彈簧離合器中央彈簧離合器采用1-2個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐螺旋彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心，壓緊彈簧與從動盤的軸線相同。3.斜置彈簧離合器斜置彈簧離合器是用在重型汽車上的一種新結構形式，彈簧的軸線與離合器的軸線成一個夾角。4.膜片彈簧離合器膜片彈簧是一種由彈簧鋼制成的具有特殊結構的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系622.2離合器的結構形式2.2.2壓緊彈簧的形式及布置膜片彈簧離合器與其他形式的離合器相比具有如下一系列優點：

(1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系632.2離合器的結構形式2.2.2壓緊彈簧的形式及布置

(2)膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結構簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數目少，質量小。

(3)高速旋轉時，彈簧壓緊力降低的程度較周置圓柱彈簧離合器明顯減小，所以摩擦力矩降低很少，性能穩定。

(4)膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻。

(5)易于實現良好的通風散熱，使用壽命長。

(6)膜片彈簧中心線與離合器中心線重合，平衡性好。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系642.2離合器的結構形式2.2.3膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧支承結構按支承環數目不同分為三種。

推式膜片彈簧雙支承環形式推式膜片彈簧單支承環形式哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系652.2離合器的結構形式2.2.3膜片彈簧的支承形式

推式膜片彈簧無支承環形式拉式膜片彈簧支承環形式哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系662.2離合器的結構形式2.2.4壓盤的驅動方式

壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機轉矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉動，所以它應與飛輪連接在一起，但這種連接應允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。壓盤的驅動方式主要有凸塊

–

窗孔式、傳力銷式、鍵塊式和彈性傳動片式等多種。2.2.5分離杠桿和分離軸承在周置彈簧離合器中一般采用3～6個分離杠桿(簡稱分離桿)；在膜片彈簧離合器中，分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來完成；在中央彈簧離合器中則只有彈性壓桿而沒有分離杠桿；在斜置彈簧離合器中也只有壓桿。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系672.2離合器的結構形式2.2.6離合器的散熱通風在離合器分離和接合過程中，由于摩擦會產生大量的熱。如果不解決好通風散熱問題，會使壓盤溫度過高，導致摩擦片過度磨損。改善離合器散熱通風的結構措施有：在壓盤上設散熱筋或鼓風筋；在離合器蓋上開較大的通風孔；在離合器外殼上設通風窗；在雙盤離合器的中間壓盤內鑄出通風槽；在離合器外殼內裝一導流罩，加強通風。2.2.7從動盤從動盤由摩擦片、從動鋼片、減振器和花鍵等組成。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系682.2離合器的結構形式2.2.7從動盤摩擦片在性能上應滿足如下要求：摩擦系數較穩定；足夠的機械強度和耐磨性；磨合性好；密度小；有利于接合平順；長期停放，摩擦表面不發生“粘合”。摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘結兩種。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系692.3離合器基本參數的選擇2.3.1摩擦離合器轉矩摩擦離合器是靠存在于主、從動部分摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發動機轉矩的。離合器的靜摩擦力矩為設為摩擦面承受的單位壓力，且壓力分布均勻，則單元摩擦面積上產生的單元摩擦力矩為整個摩擦面上產生的摩擦力矩為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系702.3離合器基本參數的選擇2.3.1摩擦離合器轉矩摩擦面承受的單位壓力為對于具有個摩擦面的離合器，其摩擦力矩為帶入得可以得到摩擦片平均摩擦半徑為

當時，可由下式相當準確地計算哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系712.3離合器基本參數的選擇2.3.1摩擦離合器轉矩為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機的最大轉矩，設計時應大于發動機最大轉矩，即2.3.2后備系數后備系數是離合器設計中的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系722.3離合器基本參數的選擇2.3.3單位壓力單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件、發動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。

摩擦片單位壓力的取值范圍哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系732.3離合器基本參數的選擇2.3.4摩擦片外徑、內徑和厚度當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發動機最大轉矩已知，可估算出摩擦片外徑：摩擦片外徑也可根據發動機最大轉矩按如下經驗公式選取：

直徑系數的取值范圍哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系742.3離合器基本參數的選擇2.3.5摩擦因數、摩擦面數和離合器間隙摩擦片的摩擦因數取決于摩擦片所用的材料及其工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素。

離合器間隙是指離合器處于正常接合狀態，分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內端之間留有的間隙，該間隙一般為3-4mm。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系752.4離合器的設計與計算2.4.1圓柱螺旋彈簧在周置彈簧離合器中，設彈簧數為，每個彈簧的工作壓力為彈簧的工作應力為選好旋繞比，計算出，再選好工作壓力，則有彈簧工作圈數可根據剛度條件和、確定哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系762.4離合器的設計與計算2.4.2圓錐螺旋彈簧1.圓錐螺旋彈簧的特性計算

(1)第一圈觸合前()彈簧的變形(mm)為

(2)第一圈觸合時作用在彈簧上的力為

(3)第一圈觸合時()彈簧的變形為

(4)各圈完全觸合時的極限力為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系772.4離合器的設計與計算2.4.2圓錐螺旋彈簧

(5)作用力為時彈簧的變形為2.圓錐螺旋彈簧的強度計算矩形斷面的圓錐螺旋彈簧受力變形時，其斷面將發生翹曲，截面長邊中點的剪應力為最大剪應力(MPa)

矩形截面圓錐螺旋彈簧的應力、變形及剛度的算法如下哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系782.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧1.膜片彈簧的載荷與變形之間的關系通過支撐環和壓盤施加在膜片彈簧上的沿圓周分布的載荷，假想集中在加載點上，用表示，加載點之間的相對軸向變形為。壓緊力與變形之間的關系式為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系792.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧在分離與壓緊兩種狀態下，只要膜片彈簧變形到相同的位置，其子午斷面從自由狀態也轉過相同的轉角，便有如下的對應關系(a)自由狀態(b)壓緊狀態(c)分離狀態

膜片彈簧在不同工作狀態時的變形哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系802.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧在此假定是一個小角度，上式實際上是一個杠桿關系。所以膜片彈簧的變形可以是由引起，也可以是由引起。當滿足如下關系時，由兩者引起的膜片彈簧變形是相同的。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系812.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧

設是從離合器接合狀態算起的膜片彈簧與壓盤接觸點的變形量，則根據杠桿關系有哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系822.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧應該指出，不包括分離指在載荷作用下所產生的彈性體變形。如果考慮這種彈性體變形，分離軸承的總移動行程為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系832.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧2.膜片彈簧的強度計算斷面上任意點(x，y)的切向應力為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系842.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧分析表明，膜片彈簧的碟簧部分B點處的切向壓應力最大。把B點的坐標和代入前式，則得到B點的切向壓應力令，可以求出切向壓應力達到極大值時的轉角哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系852.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧

B點作為分離指根部的一點，在分離軸承推力作用下還受有彎曲應力，其表達式

根據最大剪應力理論，B點的當量應力3.膜片彈簧主要參數的選擇(1)比值和板厚的選擇。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系862.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧

(2)比值和、的選擇。研究表明，越大，彈簧材料利用率越低，彈簧越硬，彈性特性曲線受直徑誤差的影響越大，且應力越高。

(3)的選擇。膜片彈簧自由狀態下圓錐底角與內截錐高度關系密切哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系872.4離合器的設計與計算2.4.3膜片彈簧

(4)膜片彈簧工作點位置的選擇。膜片彈簧的工作點為B，一般取在凸點M和拐點H之間，一般

(5)分離指數的選取。分離指數常取為18，大尺寸膜片彈簧可取24，小尺寸彈簧可取12。

(6)膜片彈簧小端半徑，及分離軸承作用半徑的確定。由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵的外徑。應大于。

(7)切槽寬度、及半徑。mm，mm，的取值應滿足的要求。

(8)壓盤加載半徑和支撐環加載點半徑的確定。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系882.5扭轉減震器設計

扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振。1.扭轉減振器極限轉矩減振器在消除了限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。一般可取哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系892.5扭轉減震器設計2.扭轉減振器角剛度為了避免引起傳動系統的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度，使共振現象不發生在發動機常用的工作轉速范圍內。設減振彈簧分布在半徑為的圓周上，當從動片相對從動盤轂轉過(rad)時，彈簧相應變形量為。此時所需加在從動片上的轉矩為根據扭轉剛度的定義，，則設計時，可按經驗初選為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系902.5扭轉減震器設計3.扭轉減振器阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機轉速范圍內最有效的消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩。一般可按下式初選為4.預緊轉矩減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。5.減振彈簧的位置半徑哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系912.5扭轉減震器設計6.減振彈簧個數7.減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙或被消除，減振彈簧傳遞的轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為：8.極限轉角減振器從預緊轉矩增大到極限轉矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉角為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系922.6雙質量飛輪

汽車傳動系通常會有一兩個固有頻率(一般為2-3階)落在發動機常用轉速范圍之內，這是引起變速器噪聲和車內噪聲的主要原因。研究表明，要降低這兩階容易造成傳動系共振的固有頻率，只有在變速器和離合器之間增加轉動慣量。要做到在變速器和離合器之間增加轉動慣量，最好的也是唯一的辦法，是在結構設計上把原先裝在離合器從動盤上的扭轉減振器移至飛輪處，把飛輪分成兩部分，這就是雙質量飛輪我理論依據。第1質量飛輪和第2質量飛輪。第1質量飛輪直接裝在曲軸上，起原來飛輪的作用；第2質量飛輪獨立于第1質量飛輪，這兩者之間裝有大容量扭矩的扭轉減振器，通過該扭轉減振器將第l質量飛輪和第2質量飛輪相聯系，第2質量飛輪起附加質量的作用。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系932.6雙質量飛輪哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系942.6雙質量飛輪

對比裝有普通扭轉減振器及雙質量飛輪傳動系統可得雙質量飛輪的優點：

(1)防止變速器在怠速乃至在汽車整個行駛速度范圍(驅動模式和滑行模式)出現齒輪噪聲。

(2)雙質量飛輪相當于一個機械低通濾波器，改善了隔振效果，這樣就可以在變速器中采用低黏度的齒輪油而不會有齒輪噪聲。

(3)改善車內的噪聲水平。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系952.7離合器的操縱機構2.7.1設計要求離合器的操縱比較頻繁，除自動離合器外，離合器都是由司機左腳踩踏板操縱。為減輕駕駛員的疲勞，要求踏板力盡可能小。此外，操縱機構的傳動效率要高，具有足夠的剛度。2.7.2操縱機構結構形式選擇1、機械式操縱機構機械式操縱機構有桿系和繩索兩種形式。2、液壓式操縱機構

3、自動操縱機構哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系962.7離合器的操縱機構2.7.3離合器操縱機構的設計計算1.總傳動比和總行程的計算踏板總行程由自由行程和工作行程兩部分組成，即哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系972.7離合器的操縱機構2.7.3離合器操縱機構的設計計算

(1)機械式操縱機構的總傳動比和總行程

(2)液壓式操縱機構的總傳動比和總行程2離合器徹底分離時的踏板力哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系982.7離合器的操縱機構2.7.3離合器操縱機構的設計計算分離離合器所作的功(忽略回位彈簧等)為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系99第3章機械式變速器設計哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1003.1概述

變速器用來改變在不同的使用條件下發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發動機在最有利的工況范圍內工作。此外，還應保證汽車能夠在倒退行駛、滑行或停車時，使發動機和傳動系分離；需要時還應有動力輸出的功能。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1013.2變速傳動機構布置方案分析

機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優點，故在各種形式的汽車上得到廣泛應用。3.2.1變速傳動機構的方案分析1.兩軸式變速器哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1023.2變速傳動機構布置方案分析3.2.1變速傳動機構的方案分析兩軸式變速器的特點如下：(1)變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發動機縱置時采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動；發動機橫置時用圓柱齒輪傳動。(2)倒擋傳動常采用滑動齒輪，其他擋位采用常嚙合齒輪。(3)各擋同步器多裝在輸出軸上。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1033.2變速傳動機構布置方案分析2.中間軸式變速器中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動和發動機后置后輪驅動的汽車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節連接。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1043.2變速傳動機構布置方案分析哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1053.2變速傳動機構布置方案分析3.倒擋形式與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態下實現換倒擋，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1063.2變速傳動機構布置方案分析4.其他結構方案

雙中間軸式變速器示意圖三中間軸式變速器示意圖哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1073.2變速傳動機構布置方案分析3.2.2零部件結構方案分析1.齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長、運轉平穩、工作噪聲低等優點；缺點是制造復雜，工作時產生軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.換擋機構形式變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。3.防脫擋措施哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1083.2變速傳動機構布置方案分析(1)將兩接合齒的嚙合位置錯開

(2)將嚙合套做得較長

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1093.2變速傳動機構布置方案分析(3)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄

(4)將接合齒的工作面加工成斜面哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1103.2變速傳動機構布置方案分析4.軸承形式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。5.各擋齒輪的布置對于典型的中間軸式變速器，其一擋常布置在靠近第二軸和中間軸的后支承處。6.裝配孔設計7.變速器整體剛性變速器只有具有足夠的整體剛性才能保證正常工作。整體剛性與軸、殼體的結構以及裝配時螺栓的扭緊程度有關。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1113.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析重型貨車使用條件復雜，需要的傳動比范圍大。如果變速器的擋數少，則相鄰擋位的傳動比間隔就會增大，造成換擋困難。為解決這個問題，可采用多擋變速器。1.組合方案

(1)前置副變速器哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1123.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析

(2)后置副變速器

(3)主變速器前、后各設置一個副變速器哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1133.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析2.傳動比的搭配方式組合式多擋變速器傳動比的搭配方式也有多種形式

(1)插入式主變速器擋位間公比較大，副變速器的傳動比均勻地插入主變速器各擋傳動比之間，兩者交替換擋，共同組成一個單調變化的傳動比序列。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1143.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析（2)分段式主變速器擋位間公比較小，副變速器傳動比范圍較大時，副變速器高、低擋傳動比分別與主變速器各擋搭配，組成高、低傳動比兩段范圍。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1153.2變速傳動機構布置方案分析3.2.3組合變速器結構方案分析（3)綜合式插入式和分段式的結合，使傳動比范圍進一步擴大（4）其它哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1163.3變速器主要參數選擇與計算3.3.1擋數變速器的擋數及其傳動比由總布置設計確定。增加擋數，有利于提高發動機的功率利用率、汽車的燃油經濟性和平均車速。但會使變速器結構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、操縱復雜、成本高。3.3.2傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值，取決于汽車行駛的道路條件和發動機的功率與汽車質量之比(比功率)。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1173.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A

中心距A是指兩軸中心線之間或兩相嚙合齒輪中心線之間的距離，對中間軸式變速器，將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。1.輪齒接觸應力為齒面上的法向力(N)，表示為

為圓周力(N)，表示為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1183.3變速器主要參數選擇與計算3.3.3中心距A2.中間軸式變速器中心距的確定可根據下述經驗公式計算中心距3.兩軸式變速器中心距的確定其中心距也可以根據發動機排量與變速器中心距的統計數據初選哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1193.3變速器主要參數選擇與計算3.3.4變速器外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間(過渡)齒輪和換擋機構的布置初步確定。3.3.5軸的設計計算1.初選軸的直徑中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑；軸的最大直徑與支承間距的比值，對中間軸0.16-0.18；對第二軸0.18-0.21。第一軸花鍵部分直徑(mm)可按下式初選哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1203.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算2.軸的剛度驗算哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1213.3變速器主要參數選擇與計算3.3.5軸的設計計算2.軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1223.3變速器主要參數選擇與計算3.軸的強度計算在轉矩和彎矩的同時作用下，軸的應力用下式計算

按第三強度理論(最大剪應力理論)計算當量彎矩為抗彎截面系數按下式計算3.3.6齒輪參數的確定1.模數要保證齒輪有足夠的強度，同時兼顧對噪聲和質量的影響。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1233.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定

(1)直齒輪直齒輪彎曲應力為直齒輪模數與彎曲應力之間有如下關系：

(2)斜齒輪斜齒輪彎曲應力為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1243.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定將有關參數代人式，整理后得到斜齒輪彎曲應力為:

斜齒輪法向模數與彎曲應力之間有如下關系

汽車變速器齒輪的法向模數哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1253.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定2.壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大，并降低了輪齒剛度，減少了進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。汽車變速器常用齒輪模數哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1263.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定3.螺旋角在選取斜齒輪的螺旋角時應注意下列問題：

(1)增大螺旋角，可以使齒輪嚙合的重合系數增加，工作平穩、噪聲降低。

(2)斜齒輪傳遞轉矩時要產生軸向力。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1273.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定4.齒寬齒寬的選擇應滿足既能減輕變速器質量，同時又能保證齒輪工作平穩的要求。齒寬大，工作平穩，但變速器質量大。齒寬太小會使輪齒的工作應力過大。通常根據齒輪模數m來選定齒寬。對直齒：，為齒寬系數，取4.5-8.0；對斜齒：，取6.0-8.5。5.齒輪變位系數的選擇采用變位齒輪，可以避免齒輪產生干涉、根切和配湊中心距。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1283.3變速器主要參數選擇與計算3.3.6齒輪參數的確定變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。6.齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。7.齒輪材料的選取為提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力，現代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1293.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據預先確定的變速器擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。1.確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比為哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1303.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配2.對中心距進行修正當計算出的不是整數時，要將其取整，從式或可知，中心距有了變化。3.確定常嚙合傳動齒輪副的齒數已知：而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即：

聯立可求出和哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1313.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配4.確定其他各擋的齒數如果二擋齒輪是直齒輪，模數與一擋齒輪相同，則如果二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同，此時有而從消除或減少中間軸上的軸向力出發，齒輪還須滿足下列關系哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1323.3變速器主要參數選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數的分配5.確定倒擋齒輪齒數初選以后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距為為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為：哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1333.4同步器設計3.4.1慣性式同步器1.鎖銷式同步器

(1)鎖銷式同步器結構哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1343.4同步器設計3.4.1慣性式同步器

(2)鎖銷式同步器的工作原理同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段，司機用手推換擋手柄，通過換擋撥叉把力F傳給滑動齒套，再通過彈簧—鋼球5—銷6傳給同步環2，使得同步器離開中間位置，做軸向移動并使同步環2的內錐面壓靠在齒輪3的外錐面上。第二階段，司機用力推換擋手柄，通過換擋撥叉把力F傳給滑動齒套，再經過鎖止元件作用在摩擦面上。

第三階段，滑動齒套1和齒輪3的轉速達到相等，即達到同步,從而使鎖止元件解除鎖止狀態。滑動齒套與齒輪3上的接合齒進入嚙合。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1353.4同步器設計3.4.1慣性式同步器2.鎖環式同步器

(1)鎖環式同步器的結構哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1363.4同步器設計3.4.1慣性式同步器(2)鎖環式同步器工作原理(a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1373.4同步器設計3.4.1慣性式同步器

(3)鎖環式同步器的主要尺寸

接近尺寸和分度尺寸滑塊移動距離哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1383.4同步器設計3.4.1慣性式同步器滑塊端隙哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1393.4同步器設計3.4.1慣性式同步器3.多錐式同步器4.慣性增力式同步器哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1403.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立同步器鎖止條件建立的過程即確定摩擦錐面和鎖止面的角度的過程。這些角度要滿足在連接件角速度完全相等以前，不能進行換擋。這些角度還用來計算摩擦力矩和同步時間。換擋時為保證沒有沖擊地將齒輪和軸連接起來，必須使它們的轉動角速度相等。此時同步器必需的摩擦力矩可用下式表示則作用在同步器摩擦面上的軸向力為

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1413.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1423.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立摩擦錐面上的法向合力為可得摩擦面上的摩擦力矩為得到換擋時的摩擦力矩方程式為

為防止連接件在轉動角速度相等以前接合換擋，就要滿足如下關系式：哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1433.4同步器設計3.4.2同步器鎖止條件的建立于是由：可得：

即欲保證同步前滑動齒套不能繼續移動，必須滿足3.4.3轉動慣量的計算換擋過程中，依靠同步器改變轉速的零件通稱為輸入端零件。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1443.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算輸入端零件轉動慣量一般采用如下方法計算：

(1)求出各零件的轉動慣量。

(2)把這些轉動慣量按不同的傳動比轉換到被同步零件上。哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1453.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算轉動慣量轉換前、后系統的能量保持相等，即而所以3.4.4同步器主要參數的確定1.摩擦因數哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1463.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算摩擦因數大，則換擋省力，達到同步的時間較短，因此保證較大的摩擦因數對同步器工作有利。摩擦因數與摩擦副材料、工作表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關。2.摩擦錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。為增大同步器容量，值應取小些；但也不能太小，否則摩擦錐面將產生自鎖現象。3.同步環錐面上的螺紋槽哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1473.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算為保持摩擦因數，在摩擦錐面上制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽。4.摩擦錐面平均半徑在、、一定的情況下增大，可以增大摩擦力矩，縮短同步時間。

哈爾濱工業大學汽車工程學院車輛工程系1483.4同步器設計3.4.3轉動慣量的計算5.錐面工作長度同步環摩擦錐面工作長度b的選擇與摩擦材料、表面壓力、表面形狀等因素有關。設計時可根據下式計算確定6.同步環徑向厚度同步環的徑向厚度要受結構布置上的限制，包