汽車設(shè)計教程(1-5)

第1章汽車總體設(shè)計1.本章重點汽車類型的選擇主要尺寸參數(shù)及性能參數(shù)的確定汽車總布置設(shè)計2.1.1概述1.1.1汽車工業(yè)的發(fā)展

汽車工業(yè)的發(fā)展代表了近代工業(yè)的發(fā)展歷程，汽車最明顯的進步在于技術(shù)創(chuàng)新，制造的進步和汽車造型的變化

1、車身結(jié)構(gòu)的發(fā)展2、發(fā)動機的發(fā)展3、汽車材料的發(fā)展

1.1.2汽車設(shè)計的特點汽車的使用條件復(fù)雜、產(chǎn)量大、變形頻繁、涉及的范圍廣泛，與能源、交通、環(huán)境、安全等多方面相關(guān)。因此汽車設(shè)計要考慮的因素眾多。

3.1.1概述1.1.2汽車設(shè)計的特點1、工作環(huán)境的多樣性全球各地的氣候條件、海拔高度、路面環(huán)境、地形特征等有較大差異，為此應(yīng)在在汽車的結(jié)構(gòu)、材料和設(shè)計方面做出合理的選擇。2、堅持“三化”原則產(chǎn)品系列化、零部件通用化和零件設(shè)計的標準化。3、國家標準及行業(yè)標準4、經(jīng)濟性5、良好的人機工程特性、優(yōu)美的外部造型和協(xié)調(diào)的色彩

4.1.1概述1.1.3汽車的開發(fā)過程圖1.1汽車新產(chǎn)品開發(fā)流程5.1.1概述

1.1.3汽車的開發(fā)過程

汽車產(chǎn)品的開發(fā)概括來說可分為四個階段：決策階段、設(shè)計階段、試制試驗階段和生產(chǎn)階段。1、決策階段

(1)進行積極的市場調(diào)研和技術(shù)調(diào)研，提出準確的市場預(yù)測和技術(shù)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(yè)產(chǎn)品開發(fā)計劃。(5)編寫產(chǎn)品開發(fā)任務(wù)書或開發(fā)建議書。

6.1.1概述1.1.3汽車的開發(fā)過程2.設(shè)計階段(1)制定設(shè)計原則(2)選型和制定設(shè)計任務(wù)

A、汽車總布置設(shè)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(chǎn)品設(shè)計任務(wù)書(3)技術(shù)設(shè)計(4)工作圖設(shè)計圖1.2構(gòu)思草圖圖1.3彩色效果圖7.1.1概述1.1.3汽車的開發(fā)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(chǎn)階段生產(chǎn)階段包括定型投產(chǎn)階段和持續(xù)改進階段。8.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇

不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式以及布置形式上有區(qū)別，汽車形式對整車的使用性能、外形尺寸、整車質(zhì)量、軸荷分配和制造成本等方面的影響很大。1、軸數(shù)汽車軸數(shù)的選擇應(yīng)根據(jù)車輛的用途、總質(zhì)量、使用條件、公路車輛法規(guī)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。9.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇表1-1汽車及掛車單軸的最大允許軸荷10.1.2汽車結(jié)構(gòu)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11.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇2.驅(qū)動形式汽車的驅(qū)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(shù)字表示車輪總數(shù)，后一位數(shù)字表示驅(qū)動輪數(shù)，汽車的驅(qū)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(qū)動輪數(shù)能提高汽車的通過能力，驅(qū)動輪數(shù)越多，汽車的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，整備質(zhì)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12.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇3.布置形式汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身(或駕駛室)的相互關(guān)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(guān)參數(shù)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(fā)動機前置前輪驅(qū)動(FF)發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的布置形式在發(fā)動機排量在2.5L以下的乘用車上應(yīng)用比較廣泛，且技術(shù)已經(jīng)非常成熟。13.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇主要優(yōu)點：布置緊湊，發(fā)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(nèi)地板高度，增加了內(nèi)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(qū)動輪易打滑；制動時質(zhì)心前移，后輪易發(fā)生制動抱死引起側(cè)滑。常見的幾種前置前驅(qū)乘用車的布置方案：14.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇B、發(fā)動機前置后輪驅(qū)動(FR)

一般是將發(fā)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(xiàn)后輪驅(qū)動。主要優(yōu)點：汽車的軸荷分配均勻；增加了輪胎的使用壽命；發(fā)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(zhì)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。15.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇C、發(fā)動機后置后輪驅(qū)動(RR)發(fā)動機后置后輪驅(qū)動一般是將發(fā)動機、離合器、變速箱及主減速器等裝配成一體，無傳動軸，發(fā)動機通常位于后橋之后，因此后懸相對較大。主要優(yōu)點：發(fā)動機后置后輪驅(qū)動形式的主要優(yōu)點是減小了整車長度、降低了質(zhì)心、使地板平整。主要缺點：后軸軸荷過大，汽車的轉(zhuǎn)向和操縱性能不佳；前輪附著力過小、高速行駛時轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定、發(fā)動機冷卻不良、變速操縱機構(gòu)復(fù)雜。16.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇D、四輪驅(qū)動四輪驅(qū)動乘用車在對地面的適應(yīng)性、通過性和安全性等方面都有較好的表現(xiàn)。但是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高。(2)客車的布置形式A、發(fā)動機前置前輪驅(qū)動17.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇主要優(yōu)點：操縱方便，由于發(fā)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(gòu)；乘客區(qū)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(qū)噪聲較低。主要缺點：由于發(fā)動機前置，離合器、變速箱和主減速機構(gòu)等全部集中車身前部，轉(zhuǎn)向等機構(gòu)聚集在一起，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，布置困難；前轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的產(chǎn)量較低，價格居高不下。18.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇B、發(fā)動機前置后輪驅(qū)動

主要優(yōu)點：與貨車通用部件多，便于由貨車改裝生產(chǎn)；便于發(fā)動機的冷卻；動力和操縱機構(gòu)相對簡單。主要缺點：身前部空間利用率較低，車內(nèi)的噪聲較大，隔熱隔振比較困難；軸荷分配不理想，易引起轉(zhuǎn)向沉重；傳動軸過長，傳動效率低，易引發(fā)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(diào)部件布置困難。19.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇C、發(fā)動機后置后輪驅(qū)動主要優(yōu)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(fā)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(fù)雜；行駛中，駕駛員對于發(fā)動機的故障不易及時發(fā)現(xiàn)；不利于發(fā)動機散熱。20.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇D、發(fā)動機中置后輪驅(qū)動

主要優(yōu)點：車廂的空間利用率較高，座位布置和外形受發(fā)動機的限制較?。卉噧?nèi)噪聲較小，傳動軸較短。主要缺點：發(fā)動機的尺寸受到限制，需要特殊設(shè)計；發(fā)動機的冷卻、保溫、防塵和隔熱性較差；發(fā)動機維修的接近性和方便性較差；發(fā)動機的可靠性要求比較高。21.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇

(3)貨車的布置形式

(a)發(fā)動機位于前軸之上，駕駛室之前(b)發(fā)動機位于前軸之上，部分深入駕駛室(c)發(fā)動機位于前軸之上，駕駛室的正下方(d)發(fā)動機位于前軸之后，駕駛室的后下方22.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇A、發(fā)動機位于前軸之上、駕駛室之前

主要優(yōu)點：安全系數(shù)高；發(fā)動機維修的接近性好；振動、噪聲和熱量對駕駛室的影響較??；發(fā)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(gòu)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(zhuǎn)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。23.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇B、發(fā)動機位于前軸之上、部分深入駕駛室

主要優(yōu)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(fā)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(fā)動機維修的接近性和維修方便性變差，發(fā)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。

24.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇C、發(fā)動機位于前軸之上、駕駛室的正下方

主要優(yōu)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(zhì)量；機動性和視野良好；前面駕駛區(qū)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(fā)動機的振動、噪聲、熱量等影響；發(fā)動機占用部分駕駛室空間，發(fā)動機罩突出于駕駛室內(nèi)正副駕駛座之間，中間不易布設(shè)座位；大多數(shù)采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室，操縱機構(gòu)相對復(fù)雜；駕駛室地板高，一般采用多級踏步，上下車不便。25.1.2汽車結(jié)構(gòu)形式的選擇D、發(fā)動機位于前軸之后、駕駛室的后下方

主要優(yōu)點：改善了駕駛區(qū)的局促性，清除了發(fā)動機對坐椅布置的影響，同時發(fā)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(shù)采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室，部分采用在座位下開設(shè)檢修口布置，前者操縱機構(gòu)布置繁瑣，后者密封性能不佳，且檢修不方便。

26.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數(shù)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(nèi)行駛的汽車最大外廓尺寸受到有關(guān)法規(guī)限制，不能隨意確定。參考GB1589—2005《道路車輛外廓尺寸、軸荷及質(zhì)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(guān)系：(1-1)式中，c為比例系數(shù)，，對前置前驅(qū)汽車，c值為0.62-0.66，對后置后驅(qū)汽車，c值為0.52-0.56。27.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數(shù)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(fā)動機、車架、懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和車輪等的布置。乘用車總寬度與車輛總長之間有如下關(guān)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(nèi)高和車頂造型高度等決定。軸間底部離地高度應(yīng)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(gòu)成的室內(nèi)高一般應(yīng)為1120-1380mm，車頂造型高度一般為20-40mm。28.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數(shù)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(zhì)量、汽車總長、最小轉(zhuǎn)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(zhuǎn)移過大，汽車制動性能和操縱穩(wěn)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(nèi)寬度增加，有利于增加側(cè)傾角，但汽車總寬度和總質(zhì)量會有所增加，同時會影響到最小轉(zhuǎn)彎直徑的變化。29.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.1汽車主要尺寸參數(shù)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(guān)，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(fēng)扇、發(fā)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(shù)。

30.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定1.整車整備質(zhì)量整車整備質(zhì)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(zhì)量。2.汽車的載客量和裝載質(zhì)量(1)、汽車的載客量乘用車的載客量以座位數(shù)表示。(2)、汽車的裝載質(zhì)量指在硬質(zhì)良好路面上行駛時所允許的額定裝載質(zhì)量。不同路面，裝載質(zhì)量會有所浮動。(3)、質(zhì)量系數(shù)指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值。31.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定(4)、汽車的總質(zhì)量汽車在裝備齊全并按規(guī)定載滿乘客或貨物時的汽車質(zhì)量。(5)、軸荷分配汽車在水平、靜止狀態(tài)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(zhì)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(shù)的確定1.動力性參數(shù)(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。32.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.3汽車性能參數(shù)的確定(2)加速時間汽車以廠定最大總質(zhì)量狀態(tài)，在風(fēng)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(fā)動機的標定最大功率與汽車最大總質(zhì)量之比，它可以綜合反映汽車的動力性；比扭矩是汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比，它能反映汽車的牽引能力。33.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.3汽車性能參數(shù)的確定2.燃油經(jīng)濟性參數(shù)我國規(guī)定，汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經(jīng)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(jīng)濟性越好。3.最小轉(zhuǎn)彎直徑

轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓的直徑稱為最小轉(zhuǎn)彎直徑。4.通過性幾何參數(shù)(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。

34.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.3汽車性能參數(shù)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(fā)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(wěn)定性參數(shù)(1)轉(zhuǎn)向特性參數(shù)汽車應(yīng)具有一定程度的不足轉(zhuǎn)向。(2)車身側(cè)傾角車輛轉(zhuǎn)彎時車身重心產(chǎn)生偏移，車身軸線與自由狀態(tài)下軸線的夾角，稱為車身側(cè)傾角。(3)制動前俯角35.1.3汽車主要參數(shù)的選擇1.3.3汽車性能參數(shù)的確定6.制動性參數(shù)汽車制動性是指汽車在制動時，能在盡可能短的距離內(nèi)停車且保持方向穩(wěn)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(yīng)為乘員提供舒適的乘坐環(huán)境和方便的操作條件，稱之為舒適性。

36.1.4發(fā)動機的選擇1.4.1發(fā)動機形式的選擇汽車用發(fā)動機的分類37.1.4發(fā)動機的選擇1.4.1發(fā)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(shù)采用汽油機；總質(zhì)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(fā)動機汽缸有直列、水平對置和V形三種排列形式。發(fā)動機冷卻方式有水冷和風(fēng)冷兩種。

3．其他發(fā)動機的選型38.1.4發(fā)動機的選擇1.4.2發(fā)動機主要性能指標的選擇1.發(fā)動機最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速根據(jù)所設(shè)計汽車應(yīng)達到的最高車速(km/h)，用下式估算發(fā)動機最大功率：(1-11)2.發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和相應(yīng)轉(zhuǎn)速(1-12)39.1.5輪胎的選擇1.5.1輪胎也車輪應(yīng)滿足的基本要求輪胎及車輪部件應(yīng)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(zhì)量平衡性；耐磨損、耐老化、抗刺扎和良好的氣密性；質(zhì)量小、價格低、拆裝方便、互換性好。1.5.2輪胎的分類40.1.5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(cè)面剛性大、附著能力強、散熱良好、高速行駛穩(wěn)定性好。無內(nèi)胎輪胎的平衡性良好、發(fā)熱少、刺扎后不易快速失氣、高速行駛安全性能良好。41.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.1總布置設(shè)計圖的圖面要求1.坐標系繪制總布置設(shè)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?qū)ΨQ面為XZ面。42.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.1總布置設(shè)計圖的圖面要求2.總布置圖格式客車總布置設(shè)計圖

43.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.1總布置設(shè)計圖的圖面要求3.校對圖

校對圖是對各系統(tǒng)設(shè)計師完成的設(shè)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(shè)計是否合理及各設(shè)計是否符合計劃圖的要求。1.6.2各部件的布置1.發(fā)動機的布置在布置發(fā)動機時，一般以發(fā)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。44.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.2各部件的布置2.傳動系的布置由于發(fā)動機、離合器、變速器裝成一體，所以在發(fā)動機位置確定以后，包括發(fā)動機、離合器、變速器在內(nèi)的動力總成位置也隨之而定。3.轉(zhuǎn)向裝置的布置

(1)轉(zhuǎn)向盤的位置應(yīng)注意轉(zhuǎn)向盤平面與水平面之間的夾角，并以取得轉(zhuǎn)向盤前部盲區(qū)距離最小為佳，同時轉(zhuǎn)向盤又不應(yīng)當影響駕駛員觀察儀表，還要照顧到轉(zhuǎn)向盤周圍(如擋風(fēng)玻璃等)有足夠的空間。(2)轉(zhuǎn)向器的位置應(yīng)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。45.1.6汽車總布置設(shè)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(yīng)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(yīng)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。

46.1.6汽車總布置設(shè)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(nèi)側(cè)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(yīng)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(yīng)加裝有效的隔熱裝置；油箱距裸露的電器接頭及開關(guān)距離不得小于200mm)，更不應(yīng)該布置在發(fā)動機艙內(nèi)。(2)備胎乘用車一般將備胎臥置或立置于后備箱內(nèi)，此時要求后備箱內(nèi)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。47.1.6汽車總布置設(shè)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(yīng)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(nèi)部布置車身內(nèi)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(nèi)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(diào)整坐椅和方向盤的位置來適應(yīng)其余5%的人體模型。在設(shè)計中一般采用SAE標準的人體軀干模型。48.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.2各部件的布置駕駛區(qū)布置圖SAE標準的人體軀干模型49.1.6汽車總布置設(shè)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(nèi)部布置尺寸

50.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.2各部件的布置(2)客車駕駛區(qū)布置

51.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.2各部件的布置(3)客車乘客區(qū)布置客車乘客區(qū)車廂內(nèi)部布置客車乘客區(qū)坐椅布置

52.1.6汽車總布置設(shè)計1.6.2各部件的布置(4)乘用車內(nèi)部布置乘用車內(nèi)部布置53.1.7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(xiàn)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(shù)下降。

在進行總布置設(shè)計時，進行運動檢查有兩方面的內(nèi)容：從整車角度出發(fā)進行運動學(xué)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。54.第2章離合器設(shè)計55.2.1概述

現(xiàn)代汽車一般都以內(nèi)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(fā)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(zhuǎn)速逐漸接近，使旋轉(zhuǎn)著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)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(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩(即離合器的最大摩擦力矩)時，其主、從動部分將產(chǎn)生滑磨。這樣，離合器就起著防止傳動系過載的作用。56.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式離合器按轉(zhuǎn)遞轉(zhuǎn)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(yīng)用最為廣泛。2.2.1從動盤數(shù)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(jié)構(gòu)簡單，散熱良好，軸向尺寸緊湊，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，在使用時能夠保證分離徹底57.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.1從動盤數(shù)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(shù)增多，因而傳遞轉(zhuǎn)矩的能力較大，且接合更加平順、柔和，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，徑向尺寸較小，踏板力也較小。58.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.1從動盤數(shù)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(zhì)量較大，從動部分轉(zhuǎn)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59.2.2離合器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的碟形彈簧，主要由碟簧部分和分離指部分組成。

60.2.2離合器的結(jié)構(gòu)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(yōu)點：(1)膜片彈簧具有較理想的非線性特性61.2.2離合器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小。(3)高速旋轉(zhuǎn)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(wěn)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(xiàn)良好的通風(fēng)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。62.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.3膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧支承結(jié)構(gòu)按支承環(huán)數(shù)目不同分為三種。推式膜片彈簧雙支承環(huán)形式推式膜片彈簧單支承環(huán)形式63.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.3膜片彈簧的支承形式推式膜片彈簧無支承環(huán)形式拉式膜片彈簧支承環(huán)形式64.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.4壓盤的驅(qū)動方式

壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它應(yīng)與飛輪連接在一起，但這種連接應(yīng)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(qū)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。65.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.6離合器的散熱通風(fēng)在離合器分離和接合過程中，由于摩擦?xí)a(chǎn)生大量的熱。如果不解決好通風(fēng)散熱問題，會使壓盤溫度過高，導(dǎo)致摩擦片過度磨損。改善離合器散熱通風(fēng)的結(jié)構(gòu)措施有：在壓盤上設(shè)散熱筋或鼓風(fēng)筋；在離合器蓋上開較大的通風(fēng)孔；在離合器外殼上設(shè)通風(fēng)窗；在雙盤離合器的中間壓盤內(nèi)鑄出通風(fēng)槽；在離合器外殼內(nèi)裝一導(dǎo)流罩，加強通風(fēng)。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。66.2.2離合器的結(jié)構(gòu)形式2.2.7從動盤摩擦片在性能上應(yīng)滿足如下要求：摩擦系數(shù)較穩(wěn)定；足夠的機械強度和耐磨性；磨合性好；密度??；有利于接合平順；長期停放，摩擦表面不發(fā)生“粘合”。摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘結(jié)兩種。67.2.3離合器基本參數(shù)的選擇2.3.1摩擦離合器轉(zhuǎn)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(fā)動機轉(zhuǎn)矩的。離合器的靜摩擦力矩為設(shè)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(chǎn)生的單元摩擦力矩為整個摩擦面上產(chǎn)生的摩擦力矩為68.2.3離合器基本參數(shù)的選擇2.3.1摩擦離合器轉(zhuǎn)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69.2.3離合器基本參數(shù)的選擇2.3.1摩擦離合器轉(zhuǎn)矩為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，即2.3.2后備系數(shù)后備系數(shù)是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的可靠程度。70.2.3離合器基本參數(shù)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(yīng)考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。摩擦片單位壓力的取值范圍71.2.3離合器基本參數(shù)的選擇2.3.4摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度當離合器結(jié)構(gòu)形式及摩擦片材料已選定，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，可估算出摩擦片外徑：摩擦片外徑也可根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩按如下經(jīng)驗公式選?。褐睆较禂?shù)的取值范圍72.2.3離合器基本參數(shù)的選擇2.3.5摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)和離合器間隙摩擦片的摩擦因數(shù)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(tài)，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(nèi)端之間留有的間隙，該間隙一般為3-4mm。

73.2.4離合器的設(shè)計與計算2.4.1圓柱螺旋彈簧在周置彈簧離合器中，設(shè)彈簧數(shù)為，每個彈簧的工作壓力為彈簧的工作應(yīng)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(shù)可根據(jù)剛度條件和、確定74.2.4離合器的設(shè)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75.2.4離合器的設(shè)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(fā)生翹曲，截面長邊中點的剪應(yīng)力為最大剪應(yīng)力(MPa)矩形截面圓錐螺旋彈簧的應(yīng)力、變形及剛度的算法如下76.2.4離合器的設(shè)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(guān)系通過支撐環(huán)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(guān)系式為77.2.4離合器的設(shè)計與計算2.4.3膜片彈簧在分離與壓緊兩種狀態(tài)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(tài)也轉(zhuǎn)過相同的轉(zhuǎn)角，便有如下的對應(yīng)關(guān)系(a)自由狀態(tài)(b)壓緊狀態(tài)(c)分離狀態(tài)膜片彈簧在不同工作狀態(tài)時的變形78.2.4離合器的設(shè)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(guān)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(guān)系時，由兩者引起的膜片彈簧變形是相同的。79.2.4離合器的設(shè)計與計算2.4.3膜片彈簧

設(shè)是從離合器接合狀態(tài)算起的膜片彈簧與壓盤接觸點的變形量，則根據(jù)杠桿關(guān)系有80.2.4離合器的設(shè)計與計算2.4.3膜片彈簧應(yīng)該指出，不包括分離指在載荷作用下所產(chǎn)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81.2.4離合器的設(shè)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(yīng)力為82.2.4離合器的設(shè)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(yīng)力最大。把B點的坐標和代入前式，則得到B點的切向壓應(yīng)力令，可以求出切向壓應(yīng)力達到極大值時的轉(zhuǎn)角83.2.4離合器的設(shè)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(yīng)力，其表達式

根據(jù)最大剪應(yīng)力理論，B點的當量應(yīng)力3.膜片彈簧主要參數(shù)的選擇(1)比值和板厚的選擇。84.2.4離合器的設(shè)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(yīng)力越高。(3)的選擇。膜片彈簧自由狀態(tài)下圓錐底角與內(nèi)截錐高度關(guān)系密切85.2.4離合器的設(shè)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(shù)的選取。分離指數(shù)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(jié)構(gòu)決定，其最小值應(yīng)大于變速器第一軸花鍵的外徑。應(yīng)大于。(7)切槽寬度、及半徑。mm，mm，的取值應(yīng)滿足的要求。(8)壓盤加載半徑和支撐環(huán)加載點半徑的確定。86.2.5扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度，從而降低傳動系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避開由發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量激勵引起的共振。1.扭轉(zhuǎn)減振器極限轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩，即限位銷起作用時的轉(zhuǎn)矩。一般可取87.2.5扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計2.扭轉(zhuǎn)減振器角剛度為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)角剛度，使共振現(xiàn)象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。設(shè)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(zhuǎn)過(rad)時，彈簧相應(yīng)變形量為。此時所需加在從動片上的轉(zhuǎn)矩為根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，，則設(shè)計時，可按經(jīng)驗初選為88.2.5扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計3.扭轉(zhuǎn)減振器阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于減振器扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)及發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制，不可能很低，故為了在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)矩。一般可按下式初選為4.預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時都有一定的預(yù)緊。5.減振彈簧的位置半徑89.2.5扭轉(zhuǎn)減震器設(shè)計6.減振彈簧個數(shù)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(zhuǎn)矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為：8.極限轉(zhuǎn)角減振器從預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增大到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為90.2.6雙質(zhì)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(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍之內(nèi)，這是引起變速器噪聲和車內(nèi)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(zhuǎn)動慣量。要做到在變速器和離合器之間增加轉(zhuǎn)動慣量，最好的也是唯一的辦法，是在結(jié)構(gòu)設(shè)計上把原先裝在離合器從動盤上的扭轉(zhuǎn)減振器移至飛輪處，把飛輪分成兩部分，這就是雙質(zhì)量飛輪我理論依據(jù)。第1質(zhì)量飛輪和第2質(zhì)量飛輪。第1質(zhì)量飛輪直接裝在曲軸上，起原來飛輪的作用；第2質(zhì)量飛輪獨立于第1質(zhì)量飛輪，這兩者之間裝有大容量扭矩的扭轉(zhuǎn)減振器，通過該扭轉(zhuǎn)減振器將第l質(zhì)量飛輪和第2質(zhì)量飛輪相聯(lián)系，第2質(zhì)量飛輪起附加質(zhì)量的作用。

91.2.6雙質(zhì)量飛輪92.2.6雙質(zhì)量飛輪對比裝有普通扭轉(zhuǎn)減振器及雙質(zhì)量飛輪傳動系統(tǒng)可得雙質(zhì)量飛輪的優(yōu)點：(1)防止變速器在怠速乃至在汽車整個行駛速度范圍(驅(qū)動模式和滑行模式)出現(xiàn)齒輪噪聲。(2)雙質(zhì)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(nèi)的噪聲水平。93.2.7離合器的操縱機構(gòu)2.7.1設(shè)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(gòu)的傳動效率要高，具有足夠的剛度。2.7.2操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式選擇1、機械式操縱機構(gòu)機械式操縱機構(gòu)有桿系和繩索兩種形式。2、液壓式操縱機構(gòu)

3、自動操縱機構(gòu)94.2.7離合器的操縱機構(gòu)2.7.3離合器操縱機構(gòu)的設(shè)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95.2.7離合器的操縱機構(gòu)2.7.3離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算(1)機械式操縱機構(gòu)的總傳動比和總行程(2)液壓式操縱機構(gòu)的總傳動比和總行程2離合器徹底分離時的踏板力96.2.7離合器的操縱機構(gòu)2.7.3離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算分離離合器所作的功(忽略回位彈簧等)為97.第3章機械式變速器設(shè)計98.3.1概述變速器用來改變在不同的使用條件下發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，還應(yīng)保證汽車能夠在倒退行駛、滑行或停車時，使發(fā)動機和傳動系分離；需要時還應(yīng)有動力輸出的功能。99.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析機械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在各種形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。3.2.1變速傳動機構(gòu)的方案分析1.兩軸式變速器100.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.1變速傳動機構(gòu)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(fā)動機縱置時采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動；發(fā)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。101.3.2變速傳動機構(gòu)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(fā)動機前置后輪驅(qū)動和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。

102.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析103.3.2變速傳動機構(gòu)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(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。104.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析4.其他結(jié)構(gòu)方案雙中間軸式變速器示意圖三中間軸式變速器示意圖105.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.2零部件結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造復(fù)雜，工作時產(chǎn)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(gòu)形式變速器換擋機構(gòu)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106.3.2變速傳動機構(gòu)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

107.3.2變速傳動機構(gòu)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108.3.2變速傳動機構(gòu)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(shè)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(jié)構(gòu)以及裝配時螺栓的扭緊程度有關(guān)。109.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.3組合變速器結(jié)構(gòu)方案分析重型貨車使用條件復(fù)雜，需要的傳動比范圍大。如果變速器的擋數(shù)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110.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.3組合變速器結(jié)構(gòu)方案分析(2)后置副變速器(3)主變速器前、后各設(shè)置一個副變速器111.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.3組合變速器結(jié)構(gòu)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(diào)變化的傳動比序列。112.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.3組合變速器結(jié)構(gòu)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。113.3.2變速傳動機構(gòu)布置方案分析3.2.3組合變速器結(jié)構(gòu)方案分析（3)綜合式插入式和分段式的結(jié)合，使傳動比范圍進一步擴大（4）其它114.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.1擋數(shù)變速器的擋數(shù)及其傳動比由總布置設(shè)計確定。增加擋數(shù)，有利于提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃油經(jīng)濟性和平均車速。但會使變速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、操縱復(fù)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(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比(比功率)。

115.3.3變速器主要參數(shù)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(yīng)力為齒面上的法向力(N)，表示為

為圓周力(N)，表示為116.3.3變速器主要參數(shù)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(jù)下述經(jīng)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(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選117.3.3變速器主要參數(shù)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(jù)齒輪直徑以及倒擋中間(過渡)齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。3.3.5軸的設(shè)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118.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.5軸的設(shè)計計算2.軸的剛度驗算119.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.5軸的設(shè)計計算2.軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算。

120.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.軸的強度計算在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，軸的應(yīng)力用下式計算

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

121.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)的確定(1)直齒輪直齒輪彎曲應(yīng)力為直齒輪模數(shù)與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系：

(2)斜齒輪斜齒輪彎曲應(yīng)力為122.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)的確定將有關(guān)參數(shù)代人式，整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為:斜齒輪法向模數(shù)與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系

汽車變速器齒輪的法向模數(shù)123.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)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(wěn)，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(shù)124.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)的確定3.螺旋角在選取斜齒輪的螺旋角時應(yīng)注意下列問題：(1)增大螺旋角，可以使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加，工作平穩(wěn)、噪聲降低。(2)斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時要產(chǎn)生軸向力。125.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)的確定4.齒寬齒寬的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要求。齒寬大，工作平穩(wěn)，但變速器質(zhì)量大。齒寬太小會使輪齒的工作應(yīng)力過大。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m來選定齒寬。對直齒：，為齒寬系數(shù)，取4.5-8.0；對斜齒：，取6.0-8.5。5.齒輪變位系數(shù)的選擇采用變位齒輪，可以避免齒輪產(chǎn)生干涉、根切和配湊中心距。126.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.6齒輪參數(shù)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(shù)之和等于零。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。6.齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)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(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼。127.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。1.確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比為128.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配2.對中心距進行修正當計算出的不是整數(shù)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(shù)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(lián)立可求出和129.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配4.確定其他各擋的齒數(shù)如果二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)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(fā)，齒輪還須滿足下列關(guān)系130.3.3變速器主要參數(shù)選擇與計算3.3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配5.確定倒擋齒輪齒數(shù)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(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為：131.3.4同步器設(shè)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(jié)構(gòu)132.3.4同步器設(shè)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(huán)2，使得同步器離開中間位置，做軸向移動并使同步環(huán)2的內(nèi)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(jīng)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(zhuǎn)速達到相等，即達到同步,從而使鎖止元件解除鎖止狀態(tài)。滑動齒套與齒輪3上的接合齒進入嚙合。133.3.4同步器設(shè)計3.4.1慣性式同步器2.鎖環(huán)式同步器(1)鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)134.3.4同步器設(shè)計3.4.1慣性式同步器(2)鎖環(huán)式同步器工作原理(a)同步器鎖止位置(b)同步器換擋位置135.3.4同步器設(shè)計3.4.1慣性式同步器(3)鎖環(huán)式同步器的主要尺寸

接近尺寸和分度尺寸滑塊移動距離136.3.4同步器設(shè)計3.4.1慣性式同步器滑塊端隙137.3.4同步器設(shè)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138.3.4同步器設(shè)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(zhuǎn)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

139.3.4同步器設(shè)計3.4.2同步器鎖止條件的建立140.3.4同步器設(shè)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(zhuǎn)動角速度相等以前接合換擋，就要滿足如下關(guān)系式：141.3.4同步器設(shè)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(xù)移動，必須滿足3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算換擋過程中，依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件通稱為輸入端零件。142.3.4同步器設(shè)計3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算輸入端零件轉(zhuǎn)動慣量一般采用如下方法計算：(1)求出各零件的轉(zhuǎn)動慣量。(2)把這些轉(zhuǎn)動慣量按不同的傳動比轉(zhuǎn)換到被同步零件上。143.3.4同步器設(shè)計3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換前、后系統(tǒng)的能量保持相等，即而所以3.4.4同步器主要參數(shù)的確定1.摩擦因數(shù)144.3.4同步器設(shè)計3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算摩擦因數(shù)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(shù)對同步器工作有利。摩擦因數(shù)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(guān)。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(yīng)取小些；但也不能太小，否則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。3.同步環(huán)錐面上的螺紋槽145.3.4同步器設(shè)計3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算為保持摩擦因數(shù)，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。

146.3.4同步器設(shè)計3.4.3轉(zhuǎn)動慣量的計算5.錐面工作長度同步環(huán)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(guān)。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定6.同步環(huán)徑向厚度同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。7.鎖止角8.同步時間147.3.5變速器操縱機構(gòu)3.5.1操縱方式1.直接操縱手動換擋變速器

變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。

2.遠距離操縱手動換擋變速器148.3.5變速器操縱機構(gòu)3.電控自動換擋變速器149.3.5變速器操縱機構(gòu)3.5.2鎖止裝置1.互鎖裝置(1)互鎖銷式150.3.5變速器操縱機構(gòu)3.5.2鎖止裝置1.互鎖裝置(2)擺動鎖塊式151.3.5變速器操縱機構(gòu)3.5.2鎖止裝置1.互鎖裝置(3)轉(zhuǎn)動鉗口式152.3.5變速器操縱機構(gòu)3.5.2鎖止裝置1.自鎖裝置自鎖裝置的作用是防止因汽車振動或有小的軸向力作用而導(dǎo)致脫擋，保證嚙合齒輪在全齒長上進行嚙合，并使駕駛員有換入擋位的感覺。3.倒擋鎖153.第4章萬向傳動軸設(shè)計154.本章

重點萬向傳動軸的分類和工作原理

萬向傳動的運動和受力分析

萬向節(jié)設(shè)計

傳動軸結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計155.4.1概述汽車上的萬向傳動軸，由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。在工作過程中，在汽車上有些軸之間的相對位置不斷發(fā)生變化。萬向節(jié)按其在扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性變形，可以分為剛性萬向節(jié)和柔性萬向節(jié)。對萬向節(jié)傳動的要求如下：(1)當兩軸的相對位置在預(yù)計的范圍內(nèi)變動時，能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。(2)保證所連接的兩軸盡可能等速旋轉(zhuǎn)。(3)由萬向節(jié)傳動引起的振動、噪音以及附加載荷在允許范圍內(nèi)。156.4.1概述(4)傳動效率高，使用壽命長。(5)結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、維修容易。萬向節(jié)傳動在汽車傳動系中的應(yīng)用157.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析1.十字軸式萬向節(jié)由兩個萬向節(jié)叉及與它們相連的十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和油封等組成。158.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析1.十字軸式萬向節(jié)十字軸軸頸通過滾針軸承裝在萬向節(jié)叉的孔中，由于滾針軸承不能承受軸向力，所以在結(jié)構(gòu)上要采取軸向定位措施。為延長壽命，要進行潤滑。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)具有彈性蓋板的定位結(jié)構(gòu)復(fù)合油封一次潤滑的多刃油封159.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析2.準等速萬向節(jié)(1)雙聯(lián)式萬向節(jié)雙聯(lián)式萬向節(jié)實際上是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。軸承密封性能好，效率高，工作可靠；不需特殊的工藝設(shè)備，但外形尺寸較大，零件數(shù)目多。由于雙聯(lián)式萬向節(jié)滾針軸承的擠壓應(yīng)力受到限制，因此它傳遞的轉(zhuǎn)矩也有一定的局限性。

160.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析2.準等速萬向節(jié)(2)凸塊式萬向節(jié)

凸塊式萬向節(jié)是一種雙聯(lián)式萬向節(jié)。它主要由兩個萬向節(jié)叉1和4以及兩個不同形狀的特殊凸塊2和3組成。161.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析2.準等速萬向節(jié)(3)三銷軸式萬向節(jié)

三銷軸式萬向節(jié)由2個偏心軸叉、2個三銷軸和6個滾針軸承組成。三銷軸式萬向節(jié)所允許的最大夾角為45°，在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中采用這種萬向節(jié)可使汽車獲得較小的轉(zhuǎn)彎直徑，提高汽車的機動性。162.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析2.準等速萬向節(jié)(3)球面滾輪式萬向節(jié)163.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析3.等速萬向節(jié)(1)球叉式萬向節(jié)根據(jù)其鋼球滾道的形狀可分為圓弧槽式和直槽式兩種。

圓弧槽球叉式直槽球叉式164.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析3.等速萬向節(jié)(2)球籠式萬向節(jié)球籠式萬向節(jié)是目前應(yīng)用最為廣泛的一種等速萬向節(jié)，可分為帶分度機構(gòu)和不帶分度機構(gòu)兩種。主要有Rzeppa型、Birtleld型和伸縮型等三種球籠式萬向節(jié)。A、Rzeppa型等速萬向節(jié)165.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析3.等速萬向節(jié)B、Birfield型球籠等速萬向節(jié)C、伸縮型球籠萬向節(jié)

Birfield型球籠式萬向節(jié)伸縮型球籠式萬向節(jié)

166.4.2萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析4.撓性萬向節(jié)撓性萬向節(jié)依靠橡膠盤、橡膠金屬套筒、鉸接塊、六角環(huán)形橡膠圈等多種形狀和類型橡膠彈性元件的彈性變形，來保證在相交兩軸(兩軸夾角不大或有一定軸向位移)間傳動時不發(fā)生干涉。具有球面對中機構(gòu)的撓性萬向節(jié)具有軸向變形的撓性萬向節(jié)

167.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.1單萬向節(jié)傳動(普通十字軸式萬向節(jié))普通十字軸萬向節(jié)的主動軸與從動軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為

設(shè)萬向節(jié)夾角保持不變，將式上式對時間求導(dǎo)，并且把用表示，則得主動軸轉(zhuǎn)矩和從動軸轉(zhuǎn)矩之間的關(guān)系。如果不計萬向節(jié)里的摩擦損失，應(yīng)該保持功率平衡，即：168.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.1單萬向節(jié)傳動(普通十字軸式萬向節(jié))由力偶矩平衡原理可知，在工作時，萬向節(jié)的力偶矩是平衡的。因此，除和外，萬向節(jié)十字軸上必然還作用有另外的力偶矩－附加彎矩。附加彎矩(又稱為二階彎矩)是周期性變化的，它可激起與萬向節(jié)相連機件的彎曲振動。從動叉軸的角加速度：可見，當輸入軸轉(zhuǎn)速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時，由于從動叉軸旋轉(zhuǎn)的不均勻加劇所產(chǎn)生的慣性力矩可能會超過結(jié)構(gòu)許用值，應(yīng)采取有效方法降低慣性力矩。169.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.2雙萬向節(jié)傳動(普通十字軸式萬向節(jié))為克服單萬向節(jié)傳動代來的缺點，出現(xiàn)了雙萬向節(jié)傳動，使得處于同一個平面內(nèi)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)。要滿足如下條件：(1)與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)。(2)兩萬向節(jié)與傳動軸的夾角相等170.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.2雙萬向節(jié)傳動(普通十字軸式萬向節(jié))在雙萬向節(jié)傳動中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。171.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.3多萬向節(jié)傳動（普通十字軸式萬向節(jié)）多萬向節(jié)傳動的運動分析，是建立在單萬向節(jié)運動分析的基礎(chǔ)上的。172.4.3萬向節(jié)傳動的運動分析4.3.3多萬向節(jié)傳動（普通十字軸式萬向節(jié)）多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉(zhuǎn)角差(rad)的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成假如多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為0或/2，則當量夾角為

式中的正負號的確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負。173.4.4萬向節(jié)的設(shè)計計算十字軸的主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸頸有足夠的抗彎強度。設(shè)滾針對十字軸軸頸的作用力合力為174.4.4萬向節(jié)的設(shè)計計算十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力為十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力為力作用下一個滾針所受的最大載荷(N)。萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，彎曲應(yīng)力和扭應(yīng)力應(yīng)滿足175.4.5傳動軸的設(shè)計傳動軸設(shè)計的主要內(nèi)容是選擇傳動軸長度和斷面尺寸。在選擇傳動軸長度和斷面尺寸時，要著重考慮使傳動軸有足夠高的臨界轉(zhuǎn)速、扭轉(zhuǎn)強度。所謂傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定性的最低轉(zhuǎn)速。假設(shè)傳動軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁(簡支彈性梁)，則離心力為：176.4.5傳動軸的設(shè)計

與離心力相平衡的彈性力為又因為故有認為在達到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時傳動軸將破壞，即，則有對于傳動軸管，有177.4.5傳動軸的設(shè)計