《变速器设计》PPT课件.ppt

1,第三章 机械式变速器设计,本章主要学习 （1）变速器的基本设计要求 （2）各种形式变速器的特点 （3）变速器主要参数的选择 （4）同步器的设计 （5）各挡齿轮齿数的分配 （6）变速器操纵机构,2,第一节 概述,第一节 概述,一、功用,在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使发动机在最有利的工作范围内工作 使汽车倒退行驶 能够分离发动机和传动系间的联系,二、组成,传动机构 操纵机构,3,三、分类,第一节 概述,4,1、保证汽车有必要的动力性和经济性。 2、设置空档，用来切断动力。 3、设置倒档。 4、设置动力输出装置。 5、换档迅速、省力、方便。 6、工作可靠，无跳档、乱档、换档冲击现象。 7、传动效率要高。 8、工作噪声低。 9、尺寸小，质量小，成本低，维修方便。,四、设计要求,第一节 概述,5,第二节 变速传动机构布置方案,一、传动机构布置方案分析 1、两轴式变速器 多用于FF、RR型普通级和中级轿车 结构特点： （1）只有两根轴 （2）输出轴一般与主减速器主动齿轮成一体 （3）除倒档外，其他档均采用常啮合齿轮传动 （4）同步器多装在输出轴上 （5）各中间档位均经过一对齿轮传递动力,第二节 变速器传动机构布置方案,6,第二节 变速传动机构布置方案,一、传动机构布置方案分析 1、两轴式变速器 与中间轴式变速器相比较： 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，容易布置； 中间挡位传动效率高，噪声低； 不能设置直接挡，高挡工作噪声大，易损坏； 受结构限制，一挡速比不可能设计得很大；,第二节 变速器传动机构布置方案,7,两轴式变速器传动方案,辅助支承可提高轴的刚度，减少齿轮磨损和噪声。 倒挡传动常用滑动齿轮，f图为常啮合齿轮； 因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器多装在输出轴上，高挡的同步器可以装在输入轴后端（图d、e）；,第二节 变速器传动机构布置方案,8,2、中间轴式变速器,第二节 变速器传动机构布置方案,多用于FR、RR型客车,第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体 一般将第二轴前端经轴承支承在第一轴后端孔内，两轴轴线在同一直线上 使用直接挡时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，传动效率高，噪声低，磨损少，寿命提高 中间挡位可以获得较大的传动比 高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮可以不采用常啮合齿轮传动 除一挡以外的其它挡位，换挡机构多采用同步器或啮合套换挡（有的一挡也采用同步器或啮合套换挡） 各挡同步器或啮合套多设置在第二轴上 除直接挡外，其他挡位传动效率较低,特点：,9,中间轴式四挡变速器传动方案,a、c方案： 第二轴为三点支承 有四对常啮合齿轮 倒挡用直齿滑动齿轮换挡 a方案能提高中间轴和第二轴刚度 b方案： 第二轴为两点支承 高挡用常啮合齿轮传动 一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡,第二节 变速器传动机构布置方案,10,中间轴式五挡变速器传动方案,第二节 变速器传动机构布置方案,11,中间轴式六挡变速器传动方案,传动方案总结： 轴的支承形式不一样 常啮合齿轮对数不一样，换档方式不一样 倒档传动方案不一样 档位布置位置顺序不一样,第二节 变速器传动机构布置方案,12,两轴式与中间轴式的比较,第二节 变速器传动机构布置方案,13,3、倒挡布置方案,倒挡齿轮同时与两个齿轮进入啮合 齿轮应力状态差 倒挡双联齿轮同时与两个齿轮进入啮合 齿轮应力状态得到改善 能够获得较大的倒挡传动比 但两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难,第二节 变速器传动机构布置方案,14,3、倒挡布置方案,中间轴上一、倒挡齿轮做成一体，齿宽加长 全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更轻便,第二节 变速器传动机构布置方案,15,4、挡位的布置方案,一、倒挡齿轮应布置在靠近轴的支承处 齿轮作用力大，轴的变形大，齿轮啮合状态变差，磨损加快且工作噪声增加 按顺序布置各挡齿轮，既能保证轴的刚度，又便于装配 倒挡、一挡使用少，常将其布置在最靠近轴的支承处 将倒档布置在附加壳体内，将一挡布置在变速器壳体支承处 高挡齿轮布置在支承中部区域较为合理 轴变形的偏转角小，齿轮啮合状态较好，可以减少偏载。 超速挡的传动比小于1，仅在好路或空载时使用 能充分利用发动机功率，减少发动机转数，磨损小，燃料消耗低 与直接挡比较，传动效率低、工作噪声大,第二节 变速器传动机构布置方案,16,二、零部件结构方案分析 1、齿轮形式,第二节 变速器传动机构布置方案,17,2、换档机构形式,第二节 变速器传动机构布置方案,18,由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足、振动等原因都会导致自动脱挡，这是变速器主要故障之一。 使两接合齿啮合位置错开约13mm，挤压磨损形成凸肩； 将啮合套齿座齿厚切薄，齿后端面被齿座前端面顶住； 将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角； 将接合齿的齿侧加工成台阶形状，也可以防止自动脱挡。,第二节 变速器传动机构布置方案,3、防止自动脱挡的结构措施,19,20,第二节 变速器传动机构布置方案,4、变速器轴承,21,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,4、变速器轴承,22,变速器对轴承的要求： 结构紧凑、尺寸小，否则布置困难； 载荷变化大，工作时间长，要能承受高负荷，而且容量足够大； 有些轴承还要能承受轴向力。,第二节 变速器传动机构布置方案,4、变速器轴承,23,第三节 变速器主要参数的选择 一、挡数 增加挡数，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，挡数增加会使相邻挡位之间的传动比比值减小，使换挡容易； 要求相邻挡位传动比比值在1.8以下，越小换挡越容易； 高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区的小。 但挡数增多，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挡难度。 乘用车45个挡位，排量大用5挡； 货车装载量2.03.5t（5挡），4.08.0t（6挡）； 多挡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,24,二、传动比范围 指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。 最高挡传动比是1.0（直接挡）或0.70.8（超速挡）； 最低挡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； 发动机的最大转矩； 汽车的最低稳定行驶车速 传动比范围： 乘用车：3.04.5； 轻型商用车：5.08.0；,第三节 变速器主要参数的选择,25,三、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。中心距的影响因素： 变速器的外形尺寸、体积和质量； 轮齿的接触应力，齿轮寿命； 布置轴承的方便性，壳体的强度； 一挡小齿轮齿数（不能过少）； 变速器长度，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。 选取原则：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,26,三、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8.99.3；商用车8.69.6；多挡变速器=9.511.0）； Temax（Nm）；变速器传动效率g取96%。 乘用车变速器中心距的确定 可以根据发动机排量和A的统计数据进行初选 。 排量越大，中心距越大。 中心距的范围（为了检测方便，中心距A最好取为整数） 乘用车：6080mm 商用车：80170mm；总质量小，则中心距也小。,第三节 变速器主要参数的选择,27,四、变速器外形尺寸 确定横向尺寸的依据： 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 轴向尺寸的影响因素： 挡数：乘用车四挡（3.03.4）A； 商用车四挡（2.22.7）A； 五挡（2.73.0）A； 六挡（3.23.5）A。 换挡机构型式：同步器多时，取上限 齿轮形式,第三节 变速器主要参数的选择,28,五、齿轮参数 1. 模数 齿轮模数选取的影响因素：,第三节 变速器主要参数的选择,齿轮模数选取的一般原则 对于轿车，减少噪声有较大意义，因此应选用小模数； 对于货车，减少质量有较大意义，因此应选用大模数； 低档齿轮用大模数，而高档选用小模数； 应符合国家标准（GB/T13571987）的规定。,29,啮合套或同步器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。 从换挡方面考虑，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,模数的选用范围（单位：mm),30,2. 压力角 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。 压力角影响的因素：,第三节 变速器主要参数的选择,31,选取的一般原则： 轿车要加大重合度以降低噪声，因此应选用小压力角 常选取14.5、15、16、16.5等 货车要增大齿轮承载能力，因此应选用大压力角 直齿轮28时强度最佳；斜齿轮25时强度最高 符合国家标准的要求 齿轮=200 ；啮合套或同步器接合齿=300 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,第三节 变速器主要参数的选择,32,3. 螺旋角 螺旋角选取的影响因素：,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300时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮应小些，以15-25为宜； 增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮应大些； 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,33,中间轴上轴向力的平衡,为了抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力，以减少轴承负荷，提高轴承寿命，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的； 为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的,或只取两种螺旋角； 中间轴上全部齿轮一律取为右旋，第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋； 一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消（一挡、倒挡使用很少，允许），而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,34,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,中间轴上轴向力的平衡,35,螺旋角的选用范围,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,36,4.齿宽b,第三节 变速器主要参数的选择,选用范围（通常根据模数来选定齿宽）,37,第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命； 对于模数相同的各挡齿轮，低挡齿宽系数取的稍大一些。,第三节 变速器主要参数的选择,附加说明：,38,5、齿轮变位系数的选取原则 （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； 改善齿轮接触强度，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,39,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，使其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。,（2）齿轮变位的分类,第三节 变速器主要参数的选择,对齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变位,40,高挡位的c均选用较小值，以获得低噪声传动。 随着挡位降低，c应该逐渐加大，以获得高强度。,第三节 变速器主要参数的选择,（3）选取变位系数的原则,总变位系数c（ c =1 + 2）影响的因素 c齿根变薄抗弯强度但轮齿刚度 噪声 c接触应力齿轮寿命,41,六、各档齿轮齿数的分配,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。 为使齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数。,第三节 变速器主要参数的选择,1、确定一档齿轮的齿数 （已知ig、A、m(mn)、） i1= 首先计算Zh=Z7+Z8 ， 再取整； 其次分配Z7、Z8；,42,原则：尽可能使Z8取少，则Z7/Z8比值较大 在i1已定的条件下，Z2/Z1就小，于是Z1可多取些齿，便于在Z1内装第二轴的前支承，并使齿轮轮辐有足够的厚度。 考虑到第一轴轴承孔尺寸的限制， 齿轮1的齿数不能过多。 Z8的范围： Z8 =1517（乘用车） Z8 = 1217（商用车） 计算Z7=Zh-Z8,第三节 变速器主要参数的选择,43,2、修正中心距A 修正A的原因： Zh被圆整过 根据齿数和、变位系数重新计算A（精确到小数点后两位） 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（调整齿数即可） 算出精确螺旋角,第三节 变速器主要参数的选择,44,4、确定其它各档的齿数 设二档齿轮为直齿，m与一档齿轮相同，则 根据上式可求得Z5、Z6 齿数取整，计算中心距， 若有偏差，通过变位调整。,第三节 变速器主要参数的选择,45,设二档为斜齿轮，且螺旋角为6（未知），有： 可求得Z5、Z6、6 ； 齿数取整，核算传动比和中心距， 通过变位调整。 其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定,第三节 变速器主要参数的选择,46,5、确定倒档齿轮齿数 （与上述相似，但要检查运动干涉问题） 初选倒档齿轮齿数，Z10 = 2123 。 计算倒档轴与中间轴的中心距： A1 = m （ Z8 + Z10 ）/2 为防止干涉，齿轮8和9的齿顶间隙不小 于0.5mm，齿轮9的齿顶圆直径最大为： De9 = 2 A1 De8 1 根据De9选择合适的Z9 、采取变位； 最后计算倒档轴与第二轴的中心距： A2 = m （ Z7 + Z9 ）/2。,第三节 变速器主要参数的选择,47,第四节 变速器的设计与计算,一、齿轮的损坏形式 1、轮齿折断（冲击过载折断和疲劳折断） 原因：大载荷冲击、反复承载疲劳破坏 2、齿面疲劳剥落（点蚀） 原因：齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高裂缝扩大齿面表层有块状剥落形成麻点 麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷轮齿折断 3、移动换挡齿轮端部破坏 原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲击 4、齿面胶合,第四节 变速器的设计与计算,48,二、轮齿强度计算（由于使用条件、材料工艺相似，常用简化公式计算） 1、轮齿弯曲强度计算 2、轮齿接触应力计算,第四节 变速器的设计与计算,三、轴的强度和刚度计算,轴的刚度不足影响的因素：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 轴的刚度大小的选取原则：以保证齿轮有正确的啮合为前提 步骤：先初选轴的直径，然后对刚度和强度进行验算,49,1、初选轴的直径 第二轴和中间轴中部（最大）直径d0.45A； 中间轴：d/L=0.16-0.18 ； 第二轴：d/L=0.18-0.21。 （ L是支承间距离 ） 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,第四节 变速器的设计与计算,2、轴的刚度验算 轴在垂直面内的挠度和水平面内的转角对齿轮工作影响最大。 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； 水平面内的转角使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分 布不均匀， 磨损增大，寿命降低。,50,轴在垂直面内挠度的允许值fc=0.05-0.10mm； 轴在水平面挠度的允许值为fs=0.10-0.15mm； 齿轮所在平面的转角不应超过0.002弧度； 轴的全挠度 0.2mm,3、强度验算,求出在垂直面和水平面内的 支反力Fc和Fs之后，计算相 应的弯矩Mc、Ms，继而可以求出轴在转矩和弯矩同时作用下的应力 在低挡工作时，400N/mm2 ；,第四节 变速器的设计与计算,51,变速器设计实例,车 型：东方之子1.8L手动豪华车 主要参数：主减速比：4.782 最高时速：190km/h 最大扭矩：170Nm(4500r/min) 最大功率：95kw(5750r/min) 最高转速：6000r/min 车轮滚动半径：337.25mm 整车整备质量:1543kg,52,1、挡数 乘用车一般采用4-5个挡位的变速器，本设计也采用5个档位 2、传动比 (1)一挡传动比,代入数据，计算得igI =3.85,根据驱动车轮与路面的附着条件,53,（2）其他挡传动比,超速挡传动比一般为0.7-0.8，取ig=0.75,中间挡的传动比理论上按公比为：,常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配,根据上式可得出：q=1.51。,3、中心距,初选中心距A，由经验公式 确定,多挡变速器：KA=9.5-11，取10， 于是得出初始中心距A=77.08mm,54,4、轴向尺寸,轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.0-3.4）A，货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关： 四档(2.2-2.7)A 五档(2.7-3.0)A 六档(3.2-3.5)A 本次设计采用5挡手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.577.08mm=269.5mm,5、齿轮参数,（1）齿轮模数,第一轴常啮合斜齿轮的法向模数在2.75mn3.0之间，取2.75,55,一挡直齿轮的模数可通过经验公式 大致确定，通过计算，m=3,轿车变速器螺旋角大多介于25-45，又由于30时其抗弯强度急剧下降，故取=30,（2）压力角、螺旋角,压力角小有利于降低噪声；压力角大可提高抗弯强度与表面接触强度；国家规定的标准压力角为20，故取=20,6、各挡传动比及其齿轮齿数的确定,（1）确定一挡齿轮齿数,一挡传动比,Z9和Z10的齿数和Zh=2A/m=51.4 取整得Zh=51,56,当轿车变速器 时，则 ，此处取Z10=16，则可得出Z9=35。,将齿数和取整后中心距有了变化，则需修正,（2）常啮合齿轮副的齿数,又因常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，则,联立可得Z1=19,Z2=34,核算传动比：,与原传动比3.85相差不多,算出精确的螺旋角，得出=28,57,（3）确定其他挡位的齿数,二挡传动比,为工艺简单，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角设计成一样的，则,联立，解得Z7=31，Z8=22,按同样的方法可分别计算出： 三挡齿轮 五挡齿轮,58,（4）确定倒挡齿轮的齿数,一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，则倒挡传动比取3.7。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小， 取,倒挡轴齿轮Z13取21-23，此处取Z13=23。,则,可算出,故可得出中间轴与倒挡轴的中心距,倒挡轴与第二轴的中心距,最后进行校核,59,第五节 同步器设计,一、惯性式同步器 （一）锁销式同步器 1、组成和结构： 摩擦元件使转速不同的两个元件，通过摩擦作用迅速达到并保持同步； 锁止元件防止同步前换入档位； 弹性元件空挡时，使接合套保持在正确位置。,第五节 同步器设计,外锥式锁销式同步器,60,第五节 同步器设计,2、工作原理： 摩擦面接触，锁销相对接合套转动一个角度，占据锁止位置。 接合套和齿轮的转速逐渐接近直到同步。 摩擦力矩消失，接合套将锁销向后拨动一个角度，进入换档位置。,61,第五节 同步器设计,锁销式同步器： 零件数量少，转矩容量大 轴向尺寸长 多用于总质量大于6t的货车变速器,62,（二）锁环式同步器 换挡时，啮合套带动滑块和锁环移动，锁环锥面与齿轮锥面接触； 锥面上的摩擦力矩使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，锁止面相抵触，同步器处于锁止状态； 摩擦力矩使齿轮与锁环迅速同步，期间摩擦力矩总是大于拨环力矩，防止挂档； 同步后，摩擦力矩消失，拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，解除锁止状态，完成同步换挡。,第五节 同步器设计,63,二、同步器主要参数的确定,1、摩擦因数f 对同步环的要求：使用寿命长、材料的摩擦因数大而且性能稳定 影响摩擦因数的因素：材料、工作面表面粗糙度、润滑油种类、温度等 材料：黄铜合金，在油中工作的摩擦因数取为0.1 表面粗糙度：保证在使用过程中摩擦因数变化小；该值大，则在使用初期会损坏同步环锥面,第五节 同步器设计,摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短,64,2、锁环式同步器主要尺寸的确定 接近尺寸b：摩擦锥面相接触但接合套还没有相对滑块轴向 移动时，接合套与锁环接合齿倒角间的轴向距离 分度尺寸a：滑块与锁环缺口侧边接触时，接合套接合齿与锁 环接合齿中心线间的距离,a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸。 尺寸b应大于零，取b=0.2-0.3mm 尺寸a应等于1/4接合齿齿距,第五节 同步器设计,65,滑块转动距离c ：滑块在锁环缺口内转动的距离，它影响分度尺寸a； 它与滑块宽度d、缺口宽度尺寸E有如下关系：E=d+2c； c与接合齿齿距t的关系： R1锁环缺口外半径 R2锁环接合齿分度圆半径,第五节 同步器设计,66,滑块端隙1：空挡位置时，滑块端面与锁环缺口端面之间的间 隙；接合套端面与锁环端面的间隙为2。 要求21 （即b0），否则同步器失去锁止作用 通常取1=0.5mm左右,后备行程3 ：锁环端面与齿轮接合齿端面之间的间隙 3为零，摩擦锥面间将会失去摩擦力矩 一般应取3=1.2-2.0mm,空挡位置处，锁环锥面的轴向 间隙应保持在0.2-0.5mm,第五节 同步器设计,67,3、同步环主要尺寸的确定 （1）同步环锥面螺纹槽的尺寸 螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；但过窄会使磨损加快 不宜过大，齿顶磨损后摩擦因数降低较多，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612个，槽宽34mm。,第五节 同步器设计,68,（2）锥面半锥角 越小，摩擦力矩越大；但过小则摩擦锥面将产生自锁 避免自锁的条件是tgf 。一般取=68 （3）摩擦锥面平均半径R R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； （4）锥面工作长度b b小，可缩短变速器轴向长度， 但减少了锥面的工作面积， 增加了单位压力并使磨损加速。,第五节 同步器设计,69,（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货车小 （6）锁止角 正确选择，可以保证只有在同步时才能进行换挡； 选取的影响因素：f、R、和锁止面平均半径r。 在26 42范围内变化。,第五节 同步器设计,70,（7）同步时间 同步时间越短越好 影响因素包括： 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0.150.30s，低挡0.500.80s； 货 车：高挡0.300.80s，低挡1.001.50s。,第五节 同步器设计,71,1、摩擦力矩和同步时间的计算,e发动机转动角速度； a换挡前（第k挡）的挡位齿轮角速度； b换挡后（第k+1挡）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。,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：,三、同步器的设计计算,72,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=Fsigs；,若想在时间t内实现同步，则需有： 即： 得到所需的同步时间：,73,4、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 。,74,要想保证同步时换挡，必须正确选取、使之满足上式条件。,根据,得到：,锁止条件：,75,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 换档只能挂入一个档位； 换档后保证齿轮在全齿长上啮合； 防止自动脱档，自动挂档； 防止误挂倒档； 换档轻便。,第六节 变速器操纵机构,76,三、操纵机构分类手动换档机构 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。,第六节 变速器操纵机构,77,三、操纵机构分类电控自动换档机构,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。,第六节 变速器操纵机构,78,第七节 自动变速器,一、液力自动变速器（AT）,第七节 自动变速器,79,液力自动变速器控制原理,第七节 自动变速器,80,二、电控机械式自动变速器（AMT）,第七节 自动变速器,81,第七节 自动变速器,电控机械式自动变速器控制原理,82,三、无级自动变速器（CVT）,第七节 自动变速器,83,CVT的优、缺点,与采用液力变矩器（AT）的汽车相比较： 燃油经济性能提高6%-17%； 汽车加速时间短，动力性获得改善； 驾驶平顺性好 传动效率高（92%-96%）； 零件数量少，使用可靠,寿命长。 与机械式有级变速器（MT）相比较： 速比变化范围较宽，发动机可以工作在最佳工况下，有害物排放明显减少。 燃油经济性提高不明显，传动效率不及MT式； 制造成本高。 传动带容易损坏，无法承受较大的载荷,第七节 机械式无极变速器（CVT）,84,四、双离合器自动变速器（DCT）,第七节 自动变速器,1,3,4,2,5,6,R,能在不切断动力的情况下完成换挡,85,86,87,88,89,模数：分度圆上的比值p/人为地规定成标准数值，用 m表示,