《汽车设计》课件-第2章-汽车传动系统设计

1汽车设计第二章汽车传动系统设计2第二章汽车传动系统设计返回目录2.1概述2.2离合器设计2.3机械式变速器设计2.4万向传动轴设计2.5驱动桥设计2.6汽车传动系现代设计方法3

本小节的教学重点内容：传动系统的主要组成部件有哪些？各有什么作用？第二章汽车传动系统设计第2.1节概述返回目录4传动系统的功能第2.1节概述功能变速变矩实现倒车中断动力传递减速增扭差速机械式传动系统的组成组成变速器万向传动装置驱动桥离合器动力分配装置5下一节第2.1节概述本节内容结束6第二章汽车传动系统设计返回目录2.1概述2.2离合器设计2.3机械式变速器设计2.4万向传动轴设计2.5驱动桥设计2.6汽车传动系现代设计方法7

本小节的教学重点内容：离合器的结构形式及选择、离合器主要参数的选择、离合器的设计与计算、离合器的操纵机构第二章汽车传动系统设计第2.2节离合器设计返回目录8第2.2节离合器设计概述想一想离合器由哪些部件组成？其作用是什么？

摩擦离合器主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分。

切断和实现传动系统的动力传递，保证汽车起步时发动机能够与传动系统平顺地接合，确保汽车平稳起步；

换挡时将发动机与传动系统断开，减少变速器换挡齿轮间的冲击；

工作过程中受到较大的动载荷时，能限制传动系统承受的最大转矩，防止传动系统各零部件因过载而损坏；

有效地降低传动系统中的振动和噪声。9第2.2节离合器设计概述离合器的设计要求

（1）既能可靠地传递发动机的最大转矩，又能防止传动系统过载。

（2）接合时要完全、平顺、柔和，保证汽车起步时没有剧烈抖动和冲击。

（3）分离时要迅速、彻底。

（4）工作性能稳定，即作用在摩擦片上的总压力不应因摩擦表面的磨损而有明显变化，摩擦系数在离合器工作过程中变化要尽可能小。

（5）从动部分转动惯量要尽量小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。

（6）应能避免和衰减传动系统的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力。

（7）操纵轻便。

（8）具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。

（9）通风散热性良好。

（10）结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。10一、从动盘数的选择1.单片离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

特点：结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘时也可保证接合平顺。

广泛应用于发动机的转矩不大于1000N·m的乘用车和商用车。11一、从动盘数的选择2.双片离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

优点：传递转矩的能力更大；接合更为平顺、柔和；径向尺寸较小，踏板力较小。

缺点：中间压盘通风散热条件差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至烧坏；分离行程较大，不易分离彻底；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。

一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。12一、从动盘数的选择3.多片离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

优点：多片离合器多为湿式，摩擦面数更多，接合更加平顺、柔和，摩擦片浸在油液中工作，摩擦表面温度较低，表面磨损小，使用寿命长。

缺点：分离行程大，分离不彻底，轴向尺寸和从动部分转动惯量大。

主要应用于最大总质量大于14t的商用车的行星齿轮变速器换挡机构中。13二、压紧弹簧的结构和布置形式的选择1.周布弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计14二、压紧弹簧的结构和布置形式的选择1.周布弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

优点：结构简单、制造方便。

缺点：压紧弹簧易受热回火失效；当发动机最大转速很高时，周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲，离合器传递转矩的能力也随之降低；弹簧靠在弹簧座上，导致接触部位磨损严重。

应用于各类汽车上。压紧弹簧的数目随摩擦片直径的增大而增多，且应当是分离杠杆的倍数。15二、压紧弹簧的结构和布置形式的选择2.中央弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

优点：采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，将其布置在离合器的中心。可选较大的杠杆比，使操纵轻便；压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热回火失效。

缺点：结构较复杂，轴向尺寸较大。

多用于发动机最大转矩大于400～500N·m的商用车上。16二、压紧弹簧的结构和布置形式的选择3.斜置弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

优点：斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或离合器分离时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，它具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。

应用在最大总质量大于14t的商用车上。17三、膜片弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计

（1）膜片弹簧具有较理想的非线性特性，弹簧力在摩擦片允许磨损范围内基本不变，能保持传递的转矩大致不变；离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。（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，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。（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）膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。（7）有利于大批量生产，降低制造成本。18三、膜片弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计1.膜片弹簧的分离方式分离方式推式拉式

拉式膜片弹簧离合器的膜片弹簧的安装方向与推式相反。在接合时，膜片弹簧的大端支承在离合器盖上，中部压紧在压盘上。将分离轴承向外拉离飞轮，即可实现分离。19三、膜片弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计2.膜片弹簧的支承形式——推式双支承环20三、膜片弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计2.膜片弹簧的支承形式——推式单支承环21三、膜片弹簧离合器离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计2.膜片弹簧的支承形式——推式无支承环22四、压盘的驱动方式离合器的结构形式及选择第2.2节离合器设计驱动方式窗孔式传力销式键块式传动片式23离合器主要参数的选择第2.2节离合器设计（2-1）（2-2）离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为假设摩擦片上工作压力均匀（2-3）当d/D>=0.6时c=d/D，0.53~0.7024离合器主要参数的选择第2.2节离合器设计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，即离合器的后备系数，

必须大于1。离合器的基本参数：性能参数β和p0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b，结构参数摩擦面数z、离合器间隙Δt，以及摩擦系数f。25一、后备系数β第2.2节离合器设计离合器主要参数的选择后备系数

β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑以下几点：（1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；（2）要防止离合器滑磨过大；（3）要能防止传动系统过载。车型后备系数β乘用车及最大总质量小于6t的商用车1.20~1.75最大总质量为6~14t的商用车1.50~2.25挂车1.80~4.00离合器后备系数β的取值范围26二、单位压力p0第2.2节离合器设计离合器主要参数的选择

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。

对于离合器使用频繁、发动机后备系数较小、载质量大或经常在坏路面上行驶的汽车，

应取小些；

摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷，

应取小些；

后备系数较大时，可适当增大

。摩擦片单位压力p0的取值范围摩擦片材料单位压力p0/Mpa石棉基材料0.15~0.35粉末冶金材料0.35~0.60金属陶瓷材料0.70~1.5027三、摩擦片外径D、内径d和厚度b第2.2节离合器设计离合器主要参数的选择摩擦片外径轮廓尺寸质量使用寿命经验公式直径系数KD的取值范围车型直径系数KD乘用车14.6最大总质量为1.8~14.0t的商用车16.0~18.5（单片）13.5~15.0（双片）挂车最大总质量大于14.0t的商用车22.5~24.028三、摩擦片外径D、内径d和厚度b第2.2节离合器设计离合器主要参数的选择D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.53～0.70之间来确定。摩擦面积↑；传递转矩的能力↑；压力分布均匀性↓；滑磨速度差别↑；磨损不均匀↑；散热↓；扭转减振器安装性↓d↓尺寸应符合尺寸系列标准GB/T5764—2011《汽车用离合器面片》摩擦片的厚度

主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。VDmax≤65~70m/s29一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.膜片弹簧的弹性特性膜片弹簧弹性特性由碟簧决定，与碟簧的内锥高

及弹簧的钢板厚

有关。（1）碟簧弹性特性30一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.膜片弹簧的弹性特性（2）离合器接合时弹性特性31一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.膜片弹簧的弹性特性（2）离合器接合时弹性特性32一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.膜片弹簧的弹性特性（3）离合器分离时弹性特性33一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.膜片弹簧的弹性特性（3）离合器分离时弹性特性34一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算2.膜片弹簧的强度计算碟形部分的内半径B处的应力总大于其他各点，故需求B点的当量应力

，对B点进行强度校核。35一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算2.膜片弹簧的强度计算当λ1=λc时B点的当量应力最大：36一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择膜片弹簧的基本参数包括内截锥高度H膜片弹簧钢板厚度h自由状态下碟簧部分大端半径R自由状态下碟簧部分小端半径r自由状态时碟簧部分的圆锥底角α分离指数目n37一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择（1）比值H/h和h的选择比值H/h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H/h一般为1.5～2.0，板厚h为2～4mm。[,]38一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择（2）膜片弹簧工作点位置选择拐点Hλ1H=

(λ1M+λ1N)/2工作点Bλ1B=

(0.8~

1.0

)λ1H分离时工作点C尽量靠近N点39一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择（3）R及R/r的确定通常取R/r<1.5mm，一般在1.25左右。R应大于摩擦片内半径d/2，小于摩擦片外半径D/2。40一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择（4）膜片弹簧起始圆锥底角

α=arctanH/(R-r)≈H/(R-r)，汽车膜片弹簧起始圆锥底角α

约为9°~15°。41一、压紧弹簧设计计算第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.膜片弹簧基本参数的选择（5）分离指数目n的选择分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧可取为24，小尺寸膜片弹簧可取为12。42二、从动盘总成设计第2.2节离合器设计离合器的设计与计算从动盘总成摩擦片从动片减振器花键毂设计要求：（1）转动惯量应尽量小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。（2）应具有轴向弹性，使离合器接合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，减小磨损。（3）加装扭转减振器，从而避免传动系统共振，并缓和冲击。

拓展阅读扭转减振器设计43第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.摩擦片二、从动盘总成设计设计要求：（1）摩擦系数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响较小。（2）有足够的机械强度与耐磨性。（3）密度较小，以减小从动盘的转动惯量。（4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦。（5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面。（6）接合时应平顺，不产生咬合或抖动现象。（7）长期停放后，摩擦面间不发生粘着现象。44第2.2节离合器设计离合器的设计与计算2.从动片二、从动盘总成设计

从动片要求质量轻，具有轴向弹性，硬度和平面度要求高。

材料常用中碳钢板（如50钢）或低碳钢板（如10钢），一般厚度为1.3~2.5mm，表面硬度为35~40HRC。

波形片一般采用65Mn，厚度小于1mm，硬度为40~46HRC，并经过表面发蓝处理。

减振弹簧常采用60Si2MnA、50CrVA、65Mn等弹簧钢丝。45第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.花键毂二、从动盘总成设计

花键毂是离合器中承受载荷最大的零件，它装在变速器输入轴前端的花键上。一般采用齿侧对中的矩形花键，花键轴与孔采用动配合。

花键毂轴向长度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取花键轴直径的1.0~1.4倍。

花键毂一般采用锻钢（如45钢，40Cr等），表面和芯部硬度一般在26~32HRC。

为提高花键内孔表面硬度和耐磨性，可采用镀铬工艺。对减振弹簧窗口及与从动片配合处应进行高频处理。46第2.2节离合器设计离合器的设计与计算1.离合器盖三、离合器盖总成设计设计要求：（1）具有足够的刚度，以免影响离合器的工作特性。（2）与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。（3）盖的膜片弹簧支承处应保证足够的尺寸精度。（4）便于通风散热，防止摩擦表面温度过高。47第2.2节离合器设计离合器的设计与计算2.压盘三、离合器盖总成设计设计要求：（1）具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎。（2）具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形。（3）与飞轮保持良好的对中，必须进行静平衡。（4）压盘高度尺寸（从承压点到摩擦面的距离）的公差要小。48第2.2节离合器设计离合器的设计与计算3.传动片三、离合器盖总成设计

传动片的作用是：在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；分离时，又可利用它的弹性来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

传动片常用3~4组，每组2~4片，每片厚度为0.5~1.0mm，一般由弹簧钢带65Mn制成。49第2.2节离合器设计离合器的设计与计算4.分离杠杆三、离合器盖总成设计设计要求：（1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度。（2）使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉。（3）分离杠杆内端高度应能调整。（4）分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承。（5）应避免在高速旋转时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力。（6）为了提高通风散热能力，可将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。50第2.2节离合器设计离合器的设计与计算5.支承环三、离合器盖总成设计

支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3.0~4.0mm的碳素弹簧钢丝。

51第2.2节离合器设计离合器的操纵机构离合器的操纵机构设计要求：（1）踏板力要小，轿车一般在80~150N范围内，货车不大于150~200N。（2）踏板行程对轿车一般在80~150mm范围内，对货车最大不超过180mm。（3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。（4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏。（5）应具有足够的刚度。（6）传动效率要高。（7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。52第2.2节离合器设计离合器的操纵机构1.操纵机构结构形式的选择结构形式机械式液压式杆系绳索结构简单，工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质量大，机械效率低，车架和驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵时布置较困难可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高，多用于轻型轿车上传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合柔和等优点。此形式广泛应用于各种形式的汽车中53第2.2节离合器设计离合器的操纵机构2.操纵机构的设计计算踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成S0f为分离轴承自由行程，一般为1.5～3.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为20～30mm；d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；△S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：△S=0.85～1.30mm，双片：△S=0.75～0.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸踏板力Ff可按下式计算54下一节第2.2节离合器设计本节内容结束55第二章汽车传动系统设计返回目录2.1概述2.2离合器设计2.3机械式变速器设计2.4万向传动轴设计2.5驱动桥设计2.6汽车传动系现代设计方法56

本小节的教学重点内容：变速器传动机构布置方案、变速器主要参数的选择、变速器的设计与计算第二章汽车传动系统设计第2.3节机械式变速器设计返回目录57第2.3节机械式变速器设计概述想一想机械式变速器由哪些部件组成？其作用是什么？

变速器由变速传动机构和操纵机构组成。

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，其目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡，需要时变速器还有动力输出功能。58第2.3节机械式变速器设计概述变速器的设计要求

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。

（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

（5）换挡迅速，省力，方便。

（6）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。

（7）工作效率高。

（8）工作噪声低。59第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案前进挡位数四挡变速器五挡变速器多挡变速器三挡变速器轴的形式固定轴式旋转轴式AT中间轴式双中间轴式两轴式FFFR变速器的类型60第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案一、两轴式变速器

与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。

两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。

受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。61第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案一、两轴式变速器变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体倒挡采用滑动齿轮常啮合传动倒挡常啮合传动、同步器换挡辅助支承，提高轴的刚度62第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案中间轴式变速器传动方案的共同特点是：

设有直接挡；

一挡有较大的传动比；

高挡齿轮采用常啮合齿轮传动，低挡齿轮（一挡）可/不采用常啮合齿轮传动；

除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；

除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。二、中间轴式变速器63第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案中间轴式四挡变速器传动方案：二、中间轴式变速器四对常啮合齿轮传动倒挡采用直齿滑动齿轮三点支承两点支承三点支承64第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案中间轴式五挡变速器传动方案：二、中间轴式变速器常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。65第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案常见的倒挡布置方案：三、倒挡的布置66第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案四、部件结构方案分析1.齿轮形式齿轮形式斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮低挡和倒挡常啮合优点使用寿命长，工作时噪声低缺点制造时稍复杂，工作时有轴向力67第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案四、部件结构方案分析2.换挡机构形式

拓展阅读同步器设计换挡机构形式同步器换挡直齿滑动齿轮换挡一挡、倒挡广泛应用啮合套换挡重型货车变速器这几种换挡机构形式各有什么特点？思考68第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案

将两接合齿的啮合位置错开，使啮合时接合齿端部超过被接合齿1~3mm。

四、部件结构方案分析3.防止自动脱挡的措施69第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案

将啮合套座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3~0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而防止自动脱挡。四、部件结构方案分析3.防止自动脱挡的措施70第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案

将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2°~3°），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。四、部件结构方案分析3.防止自动脱挡的措施71第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案四、部件结构方案分析4.变速器轴承的选择及对中轴承形式滚针轴承球轴承第一轴常啮合齿轮的内腔圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承滑动轴套尺寸大尺寸小第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承按直径按直径72第2.3节机械式变速器设计变速器传动机构布置方案四、部件结构方案分析5.密封和润滑

变速器的轴承和齿轮经常高速转动，在箱体中应加注润滑油，用以润滑齿轮和轴承以减小其摩擦和磨损。

为防止变速器漏油，要注意密封。密封分为两种状态：静态和动态。两个不动的静止件之间（如箱体与盖间）的密封属静态密封，若构件间有相对运动（如转动的轴与变速器箱体之间）就为动态密封。73第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择一、挡数

挡数↑，结构复杂，尺寸轮廓和质量大，同时操纵机构复杂，使用时换挡频率也高

在最低挡传动比不变的前提下，增加变速器的挡数会使变速器相邻两个挡位之间传动比比值减小，使换挡工作容易进行变速器挡数

挡数↑，动力性↑、经济性↑一般轿车相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区的小4~5个挡位高级轿车多用5挡载质量在2~3.5t的货车载质量在4~8t的货车6个挡位重型货车或越野车多个挡位74第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择二、传动比范围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。传动比范围最高车速发动机参数使用条件轿车3~4之间轻型货车5~6之间其他货车更大75第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择三、中心距A轮齿的接触强度外形尺寸、体积和质量中心距

中心距↓，接触应力↑、齿轮寿命↓最小允许中心距由保证齿轮有必要的接触强度来确定中心距↑安装、维修方便轴承的布置壳体的强度一挡小齿轮齿数轿车8.9～9.3轿车8.9～9.3多挡9.5～11.0轿车65~80mm货车80~170mm76第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择四、外形尺寸横向外形尺寸倒挡中间（过渡）齿轮齿轮直径换挡机构纵向外形尺寸换挡机构形式挡数齿轮形式车型变速器壳体轴向尺寸轿车四挡（2.0~3.4）A货车四挡（2.2~2.7）A货车五挡（2.7~3.0）A货车六挡（2.2~3.3）A77第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择五、轴的直径变速器轴若刚度不足，会产生什么不良影响？思考最大直径中部直径第二轴和中间轴d≈0.45A中间轴第二轴d/L≈0.16~0.18d/L≈0.18~0.21第一轴花键部分直径经验系数K：4.0~4.678第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数1.模数

模数是齿轮的一个重要参数，并且影响其选取的因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵守的原则为：

为减少噪声，应合理减小模数，同时增加齿宽；

为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；

从工艺方面考虑，各挡齿轮应选同一模数；

从强度方面考虑，各挡齿轮应用不同的模数。

轿车：减小齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此其齿轮模数应选得小些

货车：减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用较大的模数79第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数1.模数

一般情况下，变速器的低挡齿轮选用较大的模数，其他挡位选用较小模数。少数情况下汽车变速器的各挡齿轮均选用相同的模数。车型模数微轿2.25~2.75中轿2.75~3.0中货3.5~4.5重货4.5~6.0

啮合套和同步器的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺考虑，同一变速器的接合齿模数相等。轿车和轻、中型货车取2~3.5mm；重型货车取3.5~5mm。选取较小的模数值可使接合齿数增多，有利于换挡。80第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数2.压力角α

压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度

压力角α

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低因国家规定的标准压力角为20°，变速器齿轮普遍采用压力角为20°。啮合套和同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力角采用两种压力角：高挡齿轮采用小些的压力角以减少噪声；而低挡和倒挡齿轮采用较大的压力角，以增加强度。81第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数3.螺旋角β

大于30°时，抗弯强度骤然下降，接触强度仍继续上升

影响工作噪声、轮齿强度和轴向力大小

β

↑，齿轮啮合的重合度增加，工作平稳、噪声降低，且轮齿的接触强度↑从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度考虑，应选用较大螺旋角汽车变速器锥齿轮螺旋角及螺旋方向该如何确定？思考82第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数3.螺旋角β

为保证轴向力平衡，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角是不相等的。

如果中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。

一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），此时第二轴没有轴向力作用。83第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数3.螺旋角β变速器类型β/(°)轿车变速器

两轴式变速器20~25

中间轴式变速器22~34货车变速器18~2684第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数4.齿宽b齿轮工作平稳性变速器的轴向尺寸齿宽齿轮的接触强度齿轮工作时的受力

因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。齿宽

齿宽小，变速器的轴向尺寸缩短、质量减小。但传动趋于不平稳，齿轮的工作应力增加。

根据齿轮模数

来确定齿宽

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，提高传动平稳性和齿轮寿命85第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数5.变位系数的选择原则配凑中心距避免齿轮产生根切变位原因提高齿轮的强度和使用寿命降低齿轮的传动噪声角度变位高度变位变位类型

一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度。

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，又避免了其缺陷。86第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择六、齿轮参数5.变位系数的选择原则

高挡齿轮：应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，总变位系数应取大些。

低挡齿轮：为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。

总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数ζc要选用较小一些的数值。

一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的ζc=

-0.2~0.2。随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。一挡可以选用1.0以上。87第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择七、各挡齿轮齿数的分配

初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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，以使齿面磨损均匀。88第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择1.确定一挡齿轮的齿数七、各挡齿轮齿数的分配一挡传动比如果z7和z8的齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7、z8的齿数，先求其齿数和zh计算后zh取整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。

乘用车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在15～17之间选取；货车z8可在12～17之间选取。

一挡大齿轮齿数用z7=zh-z8计算求得。

89第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择2.对中心距进行修正七、各挡齿轮齿数的分配

因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A

作为各挡齿轮齿数分配的依据。90第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择3.确定常啮合传动齿轮副的齿数七、各挡齿轮齿数的分配常啮合齿轮传动比常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等求z1与z2，求出的z1、z2都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（2-31）算出精确的螺旋角值。（2-31）91第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择4.确定其他各挡的齿数七、各挡齿轮齿数的分配若二挡齿轮为直齿齿轮，模数与一挡齿轮相等解两方程式求出z5、z6。用取整数后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。92第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择4.确定其他各挡的齿数七、各挡齿轮齿数的分配二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时从抵消或减小中间轴上的轴向力出发联立可解z5、z6和β6三个参数。可采用比较方便的试凑法。93第2.3节机械式变速器设计变速器主要参数的选择5.确定倒挡齿轮齿数七、各挡齿轮齿数的分配倒挡齿轮z10的齿数，一般在21～23之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距为保证倒挡齿轮的啮合及不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径根据求得的De9，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使De9符合式（2-39）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。

（2-39）94第2.3节机械式变速器设计变速器的设计与计算1.齿轮结构一、变速器齿轮

变速器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用花健、过盈配合或者滑动支承等方式与轴连接。

齿轮尺寸小又与轴分开时，其内孔直径到齿根圆处的厚度b影响齿轮强度。95第2.3节机械式变速器设计变速器的设计与计算2.齿轮的损坏形式一、变速器齿轮

轮齿折断

齿面疲劳剥落（点蚀）

移动换挡齿轮端部损坏96第2.3节机械式变速器设计变速器的设计与计算2.齿轮强度计算一、变速器齿轮轮齿弯曲强度计算轮齿接触应力计算轮齿强度计算直齿轮斜齿轮97第2.3节机械式变速器设计变速器的设计与计算1.

轴的结构二、变速器轴2.

轴的强度计算98第2.3节机械式变速器设计变速器的设计与计算三、变速器壳体

变速器壳体的尺寸要尽可能小，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。

变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当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，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。

齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。99第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计一、变速器操纵机构设计中主要应考虑的问题

变速器在任何情况下，只允许挂一个挡，变速器的互锁机构能可靠地保证实现这一要求。100第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计一、变速器操纵机构设计中主要应考虑的问题

换入挡位的拨叉应能保持在所指定的位置，不能自动脱挡。

防止驾驶员在换挡操作过程中误挂入倒挡。101第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计一、变速器操纵机构设计中主要应考虑的问题

汽车在倒车时必须有倒车灯和蜂鸣器，以提醒周围的人们加以注意，因此在设计中必须考虑装倒车指示开关。

对于平头可翻驾驶室的汽车，发动机维修后可在车下起动，因此为了安全，必须保证只有变速器在空挡防时才能起动发动机，故在设计中要留有装空挡开关的位置。

变换挡过程中，拨叉受到很大的力，因此在变速叉的设计中要充分考虑它的强度和刚度。

变速器在结构尺寸布置完成后，应对操纵机构的有关零件进行运动校核，以避免运动中出现干涉或其他问题。102第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计1.

伸缩变速拉杆式二、远距离操纵机构结构分类103第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计2.

单杆操纵式二、远距离操纵机构结构分类104第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计3.

双杆操纵式二、远距离操纵机构结构分类105第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计三、远距离操纵系统需满足的条件

保证变速器能准确地换挡。

操纵应轻便。

手感好，以适当的力平稳地操作。

有足够的强度。

系统刚性好。106第2.3节机械式变速器设计变速器操纵机构设计四、设计时应注意的事项

拓展阅读自动变速器

尽量采用直的变速拉杆，使拉杆刚性好，换挡效率高，行程损失小；各零件的刚性要好，受力时变形小，以获得良好的手感。

尽可能减小换挡机构质量，使换挡轻便。

选择适当的传动比。传动比的选择应从换挡力和换挡行程两方面综合考虑。

布置合理。

变速杆的布置应从人体工程学考虑，确保各种驾驶员都能舒适地进行换挡。107下一节第2.3节机械式变速器设计本节内容结束108第二章汽车传动系统设计返回目录2.1概述2.2离合器设计2.3机械式变速器设计2.4万向传动轴设计2.5驱动桥设计2.6汽车传动系现代设计方法109

本小节的教学重点内容：万向节结构方案分析、万向节传动的运动和受力分析、传动轴结构分析与设计第二章汽车传动系统设计第2.4节万向传动轴设计返回目录110第2.4节万向传动轴设计概述想一想万向传动轴由哪些部件组成？其作用是什么？

万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。

万向传动轴主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。111第2.4节万向传动轴设计概述

（1）保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。

（2）保证所连接两轴尽可能地等速传动，且保证因万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声在允许范围内。

（3）传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。万向传动轴设计应满足以下基本要求112第2.4节万向传动轴设计概述万向节的类型万向节刚性万向节挠性万向节不等速万向节（十字轴式）准等速万向节（双联式）不等速万向节（球叉式）什么是不等速万向节、准等速万向节、等速万向节？思考113第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析一、十字轴万向节

十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。

十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4°增至16°时，十字轴万向节滚针轴承的寿命约下降至原来的1/4。114第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析二、准等速万向节1.双联式万向节

双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。

双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50°，偏心十字轴双联式万向节可达60°），轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。用于转向驱动桥时有什么问题？思考115第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析二、准等速万向节2.凸块式万向节

应用于中型以上越野车的转向驱动桥。116第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析二、准等速万向节3.三销轴式万向节

应用于总质量较大的越野车转向驱动桥。117第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析1.球叉式万向节

球叉式万向节按其钢球滚道形状的不同可分为圆弧槽滚道型和直槽滚道型两种形式。三、等速万向节118第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析1.球叉式万向节

圆弧槽滚道型的球叉式万向节由两个万向节叉、四个传力钢球和一个定心钢球组成。三、等速万向节

双球叉上的圆弧槽中心线是以O1和O2为圆心、半径相等的圆，则O1、O2到万向节中心O的距离相等。当万向节两轴绕定心钢球中心O转动任何角度时，传力钢球中心始终在滚道中心线即两圆弧的交点上，从而保证输出轴与输入轴等速转动。这种球叉式万向节结构较简单，可以在夹角为32°~33°及以下的条件下正常工作。

应用于轻、中型越野车转向驱动桥。119第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析1.球叉式万向节

直槽滚道型的球叉式万向节由两个万向节叉、四个传力钢球组成。三、等速万向节

直槽滚道型球叉式万向节的两个球叉上的直槽与轴的中心线倾斜相同的角度，彼此对称。在两球叉间的槽中装有四个钢球，由于两球叉中的槽所处的位置是对称的，这便保证了四个钢球的中心处于两轴夹角的平分面上。这种万向节加工比较容易，但允许的轴间夹角不超过20°，且在两叉间允许有一定量的轴间滑动。

应用于断开式驱动桥。120第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析2.球笼式万向节

球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。三、等速万向节Rzeppa型球笼式万向节1—球形壳2—钢球3—星形套4—球笼5—导向盘6—分度杆

Rzeppa型球笼式万向节带分度杆，六个传力钢球2由球笼4保持在同一平面内。当万向节两轴之间的夹角变化时，靠比例合适的分度杆6拨动导向盘5，并带动球笼4使六钢球2处于轴间夹角的平分面上。两轴夹角可达35~37°。

应用于转向驱动桥，较少。121第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析2.球笼式万向节

球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。三、等速万向节

Birfield型球笼式万向节它取消了分度杆，球形壳和星形套的滚道不同心，令其圆心对称地偏离万向节中心。即使轴间夹角为0°，靠内、外子午滚道的交叉也能将钢球定在正确位置。这种万向节允许的工作角可达42°

。由于传递转矩时六个钢球均同时参与工作，其承载能力和耐冲击能力强，效率高，结构紧凑，安装方便；但滚道的制造精度高，成本较高。

应用于具有独立悬架的转向驱动桥。122第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析2.球笼式万向节

球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。三、等速万向节

伸缩型球笼式万向节的结构与一般球笼式相近，但其外滚道为直槽。结构简单，滚动阻力小，传动效率高。这种万向节允许的最大工作夹角为20°。

应用于具有独立悬架的转向驱动桥。123第2.4节万向传动轴设计万向节结构方案分析

挠性万向节依靠其中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。四、挠性万向节124第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角α时，主动轴的角速度ω1与从动轴的角速度ω2之间存在如下关系（2-50）cosφ1是周期为2π的周期函数，故ω2/ω1也为同周期的周期函数。当φ1=0、π，ω2达最大值ω2max=ω1/cosα；当φ1=π/2、3π/2时，ω2有最小值ω2min=ω1cosα。

当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。125第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数k来表示，有（2-51）

主动轴转矩T1和从动轴转矩T2之间有如下关系（2-52）当ω2/ω1最小时，从动轴上的转矩最大T2max

=T1/cosα；当ω2/ω1最大时，从动轴上的转矩最小T2min

=T1cosα。T1与α一定时，T2在其最大值与最小值之间每一转变化两次。126第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

具有夹角α的十字轴万向节，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是不能平衡的。思考为什么？怎样才能平衡？127第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

下面讨论主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力偶矩的大小及变化特点：T1’=0；必有T2’存在从动叉上的附加弯矩T2’=T1sinα主动叉φ1处于0和π位置128第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

下面讨论主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力偶矩的大小及变化特点：T2’=0；必有T1’存在主动叉上的附加弯矩T1’=T1tanα主动叉φ1处于π/2和3π/2位置

附加弯矩的大小是在零与上述两最大值之间变化，其变化周期为π

，即每一转变化两次。129第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动

附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，可在万向节主、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。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴间的夹角过大，一般控制在7°以内，动态跳动过程不要超过20°，极限不要超过30°。130第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析二、双十字轴万向节传动使用十字轴式万向节，怎样可以实现等角速传动？思考131第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析二、双十字轴万向节传动双十字轴式万向节传动的附加弯矩是怎样的？思考

拓展阅读多十字轴万向节传动132第2.4节万向传动轴设计万向节传动的运动和受力分析三、等速万向节传动目前在轿车上广泛采用的Birfied型球笼式等速万向节的等速传动原理如图所示，球形壳的内表面有六条凹槽，形成外滚道；星形套外表面有相应的六条凹槽，形成内滚道。外滚道中心A与内滚道中心B分别位于万向节中心O的两边，且OA=OB。此外，钢球中心C到A、B两点的距离也相等，保持架的内、外球面也以万向节中心为球心，两轴相交任意交角时，传力钢球都位于交角平分面上。此时钢球中心到主、从动轴的距离相等，从而保证了从动轴与主动轴以相等的角速度旋转。133第2.4节万向传动轴设计万向节设计一、十字轴万向节设计各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为十字轴轴颈根部的弯曲应力应满足十字轴轴颈的切应力应满足滚针轴承的接触应力为十字轴万向节的传动效率134第2.4节万向传动轴设计万向节设计二、球笼式万向节设计假定球笼式万向节在传递转矩时六个传力钢球均匀受载，则钢球的直径可按下式确定：球笼式万向节中钢球的直径

确定后，其球笼、星形套等零件及有关结构尺寸可参考表2-8确定。135第2.4节万向传动轴设计万向节设计二、球笼式万向节设计参数与d的关系钢球中心分布圆半径R=1.71d星形套宽度B=1.8d球笼宽度B1=1.8d星形套滚道底径D1=2.5d万向节外径D=4.9d球笼厚度b=0.185d球策槽宽度b1=d球笼槽长度L=（1.33~1.80）d（普通型取下限，长型取上限）滚道中心偏移距h=0.18d轴颈直径d'>=1.4d星形套花键外径D2>=1.55d球形壳外滚道长度L1=2.4d中心偏移角δ>=6°136第2.4节万向传动轴设计传动轴结构分析与设计传动轴的结构

传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。

设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；且在长度最小值时不顶死。

长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。思考临界转速为什么要足够高？137第2.4节万向传动轴设计传动轴结构分析与设计

所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时（即出现共振现象），以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为思考怎样提高传动轴的临界转速？

在设计传动轴时，取安全系数K=nk/nmax=1.2—2.0传动轴的临界转速138第2.4节万向传动轴设计传动轴结构分析与设计

传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力应满足[τc]为许用扭转切应力，取300Mpa传动轴的扭转强度

花键轴上的应力也需校核139第2.4节万向传动轴设计传动轴结构分析与设计

传动轴总成不平衡是传动系统弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。

传动轴的不平衡度，对于轿车，在3000~6000r/min时应不大于25~35g·cm；对于货车，在1000~4000r/min时应不大于50~100g·cm。此外，传动轴总成径向全跳动应不大于0.5~0.8mm。传动轴的不平衡度怎样减小传动轴的不平衡度？思考140下一节第2.4节万向传动轴设计本节内容结束141第二章汽车传动系统设计返回目录2.1概述2.2离合器设计2.3机械式变速器设计2.4万向传动轴设计2.5驱动桥设计2.6汽车传动系现代设计方法142

本小节的教学重点内容：驱动桥结构方案分析、主减速器设计、差速器设计、车轮传动装置设计、驱动桥壳设计第二章汽车传动系统设计第2.5节驱动桥设计返回目录143143第2.5节驱动桥设计概述想一想驱动桥由哪些部件组成？其作用是什么？

驱动桥处于动力传动系统的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，以及承受路面和车架（或车身）间的垂直力和侧向力。

驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。144144第2.5节驱动桥设计概述

（1）选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。

（2）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。

（3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。

（4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

（5）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车的平顺性。

（6）与悬架导向机构运动协调，转向驱动桥还应与转向机构运动协调。

（7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。驱动桥设计应满足以下基本要求145145第2.5节驱动桥设计驱动桥结构方案分析非断开式（整体式）驱动桥

当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式），即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。146146第2.5节驱动桥设计驱动桥结构方案分析非断开式（整体式）驱动桥

优点：具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易。

缺点：整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车的平顺性和降低动载荷不利。

应用于各种载货汽车、货车及多数的越野车和部分小轿车。147147第2.5节驱动桥设计驱动桥结构方案分析断开式驱动桥

当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架（或车身）上，两侧驱动车轮则与车架（或车身）作弹性连接，并可彼此独立地分别相对于车架（或车身）作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。148148第2.5节驱动桥设计驱动桥结构方案分析断开式驱动桥

优点：大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。

缺点：结构较复杂，成本较高。

应用于轿车和高通过性的越野车。149149第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析齿轮类型弧齿锥齿轮双曲面齿轮圆柱齿轮蜗轮蜗杆减速器形式单级主减速器双级主减速器双速主减速器贯通式主减速器150150第2.5节驱动桥设计主减速器设计

主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。一、主减速器的结构方案分析1.主减速器的齿轮类型151151第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—弧齿锥齿轮

优点：主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。

缺点：工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。152152第2.5节驱动桥设计主减速器设计

主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离

，此距离称为偏移距。一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—双曲面齿轮

由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角β1大于从动齿轮螺旋角β2，β1与β2之差称为偏移角ε。什么是螺旋角？双曲面齿轮齿面上的螺旋角是否都相等？思考153153第2.5节驱动桥设计主减速器设计根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—双曲面齿轮双曲面齿轮的传动比为154154第2.5节驱动桥设计主减速器设计令K=cosβ2/cosβ1。∵β1＞β2，∴K＞1，一般为1.25~1.50，这说明：一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—双曲面齿轮

1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

2）当传动比一定、从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有更大的直径、更高的轮齿强度以及更大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3）当传动比一定、主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮更小，因而有更大的离地间隙。155155第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析双曲面齿轮VS弧齿锥齿轮优点1）在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2）由于存在偏移距，双曲面齿轮副主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。3）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮更大，其结果使齿面的接触强度提高。4）双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5）双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘、刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6）双曲面主动齿轮轴若布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大了传动轴的离地高度；若布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。156156第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析双曲面齿轮VS弧齿锥齿轮缺点1）沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副的传动效率约为96%，而螺旋锥齿轮副的传动效率约为99%。2）齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷也较大。4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。157157第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析思考双曲面齿轮VS弧齿锥齿轮，该如何选择？i0>4.5轮廓尺寸有限双曲面齿轮传动i0<2弧齿锥齿轮传动中等传动比两者皆可158158第2.5节驱动桥设计主减速器设计一般采用斜齿轮，广泛地应用于：发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥；双级主减速器贯通式驱动桥。一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—圆柱齿轮159159第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析1.齿轮类型—蜗轮蜗杆

优点：1）在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）。2）在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3）便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4）能传递较大载荷，使用寿命长。5）结构简单，拆装方便，调整容易。

缺点：由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，成本较高；另外，传动效率较低。

应用于个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车。160160第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析2.主减速器的形式—单级主减速器

优点：单级主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用方便等优点。

缺点：主传动比i0较小（i0≤7），进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。

应用于轿车和轻、中型货车驱动桥。161161第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析2.主减速器的形式—双级主减速器

优点：在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。

缺点：尺寸、质量均较大，成本也较高。

应用于中、重型货车、越野车和大客车上。162162第2.5节驱动桥设计主减速器设计一、主减速器的结构方案分析2.主减速器的形式—双级主减速器整体式