CN111114309A - 一种客车传动系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种客车传动系统，其属于汽车技术领域；该客车传动系统，适用于八至九米公路客车，客车传动系统包括六档变速箱和马力不小于二百六十马力的发动机，且六档变速箱能够匹配安装缓速器，客车传动系统还包括：传动轴，其输入端设有传动轴输入端法兰，输出端设有传动轴输出端法兰，六档变速箱的输出端设有变速箱输出法兰，传动轴输入端法兰与变速箱输出法兰连接，缓速器与变速箱输出法兰连接，且缓速器和变速箱输出法兰连接的端面和传动轴输入端法兰与变速箱输出法兰连接的端面为同一端面；驱动后桥，其输入端设有后桥法兰，传动轴输出端法兰与后桥法兰连接。本发明提出的客车传动系统，动平衡性能更好，且能够节约布置空间。

Description

一种客车传动系统

技术领域

本发明涉及汽车技术领域，尤其涉及一种客车传动系统。

背景技术

在8-9米公路客车上，为了降低后桥速比，使发动机工作在经济转速，一般会配置260马力以上的大马力发动机、六档变速箱带缓速器结构的传动系统。

在现有技术中，由于法规和车型长度的限制，上述的传动系统在匹配了260马力以上的大马力发动机、六档变速箱带缓速器结构后，传动系统的布置异常艰难甚至难以布置在整车结构中。为了能够在较短的空间内布置整车的传动系统，一般厂家都采用单法兰的技术方案，即只在传动轴的一端设置有连接法兰，另一端不设置连接法兰来节省布置空间。

采用上述的单法兰的技术方案，传动轴的一端设有连接法兰，另一端未设有连接法兰，其动平衡不易控制，其为了布置结构而牺牲了性能，导致传动系统的动平衡较差，对整车的性能，如整车噪声控制，有着非常不利的影响，进而影响8-9米公路客车的驾乘体验。

发明内容

本发明的目的在于提供一种客车传动系统，布置结构紧凑，动平衡性能良好。

如上构思，本发明所采用的技术方案是：

一种客车传动系统，所述客车传动系统适用于八至九米公路客车，所述客车传动系统包括六档变速箱和马力不小于二百六十马力的发动机，且所述六档变速箱能够匹配安装缓速器，所述客车传动系统还包括：

传动轴，其输入端设有传动轴输入端法兰，输出端设有传动轴输出端法兰，所述六档变速箱的输出端设有变速箱输出法兰，所述传动轴输入端法兰与所述变速箱输出法兰连接，所述缓速器与所述变速箱输出法兰连接，且所述缓速器和所述变速箱输出法兰连接的端面和所述传动轴输入端法兰与所述变速箱输出法兰连接的端面为同一端面；

驱动后桥，其输入端设有后桥法兰，所述传动轴输出端法兰与所述后桥法兰连接。

可选地，所述传动轴包括：

花键轴，所述传动轴输入端法兰与所述花键轴连接；

花键套管，所述花键套管与所述花键轴直接连接，所述传动轴输出端法兰与所述花键套管连接。

可选地，所述花键轴上设有花键轴叉，所述花键轴叉与所述传动轴输入端法兰通过第一十字轴万向节连接。

可选地，所述第一十字轴万向节的工作极限夹角为25°。

可选地，所述花键轴叉焊接于所述花键轴上。

可选地，所述花键套管上设有花键焊接叉，所述花键焊接叉与所述传动轴输出端法兰通过第二十字轴万向节连接。

可选地，所述第二十字轴万向节的的工作极限夹角为25°。

可选地，所述变速箱输出法兰凸出所述六档变速箱的长度为100mm。

可选地，所述客车传动系统的额定工作扭矩不小于6500N·m。

可选地，所述传动轴输入端法兰上设置有四个传动轴输入端法兰连接孔，所述传动轴输出端法兰上设置有六个传动轴输出端法兰连接孔。

本发明提出的客车传动系统，传动轴的两端均设有法兰，双法兰的连接方案，能够避免传动轴在传动过程中出现的松、旷等质量问题，使得传动系统的传动性能始终保持良好；同时动平衡性能更好，更加方便后期的使用和维护；同时缓速器和变速箱输出法兰连接的端面和传动轴输入端法兰与变速箱输出法兰连接的端面为同一端面，能够节省客车传动系统的布置空间。

附图说明

图1是现有技术中变速箱、缓速器和传动轴的连接示意图；

图2是本发明实施例提供的六档变速箱、缓速器和传动轴输入端法兰的连接处的剖视图；

图3是本发明实施例提供的客车传动系统的示意图；

图4是本发明实施例提供的传动轴与变速箱的连接示意图；

图5是图4中的传动轴与变速箱的连接处的放大图；

图6是本发明实施例提供的传动轴与变速箱的连接结构的剖视图；

图7是本发明实施例提供的传动轴的结构示意图；

图8是本发明实施例提供的客车传动系统实际工况上、下跳动极限的校核图。

图1中：

1’、变速箱；11’、变速箱输出法兰；

3’、传动轴；31’、传动轴输入端法兰；

6’、缓速器；

图2-8中：

1、六档变速箱；11、变速箱输出法兰；

2、驱动后桥；

3、传动轴；31、花键轴；311、花键轴叉；32、花键套管；321、花键焊接叉；33、第一十字轴万向节；34、第二十字轴万向节；

4、传动轴输入端法兰；5、传动轴输出端法兰；

6、缓速器；61、缓速器法兰；62、缓速器法兰固定螺栓；63、缓速器安装支架。

具体实施方式

为使本发明解决的技术问题、采用的技术方案和达到的技术效果更加清楚，下面结合附图并通过具体实施方式来进一步说明本发明的技术方案。可以理解的是，此处所描述的具体实施例仅仅用于解释本发明，而非对本发明的限定。另外还需要说明的是，为了便于描述，附图中仅示出了与本发明相关的部分而非全部。

在本发明的描述中，需要说明的是，术语“中心”、“上”、“下”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。此外，术语“第一”、“第二”、仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性。其中，术语“第一位置”和“第二位置”为两个不同的位置。

在本发明的描述中，需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

八至九米公路客车，在汽车行业中也叫做8-9米公路客车，指车身长为八米至九米的客运客车。

8-9米公路客车在采用260马力及以上大马力发动机后，降低后桥速比，使发动机工作在经济转速，是客车行业兼顾动力性和经济性的一种新的技术发展趋势。但由于法规和车型长度的限制，在匹配了大马力发动机之后，动力传动系统的布置异常艰难，甚至布置不下。这个难题成为大马力发动机布置所面临的最大的技术瓶颈。

为解决上述问题，本实施例提供一种客车传动系统，其能够解决8-9米公路客车匹配260马力以上大马力发动机后传动系统布置空间不足的技术问题，保证传动系统中各个部件间在安装空间内连接紧凑。

具体地，本实施例中，公路客车的车型采用260-270大马力的六缸柴油发动机、六档变速器带缓速器结构、九吨承载后桥。具体地，客车传动系统的额定工作扭矩不小于6500N·m。260-270大马力的六缸柴油发动机指的是该六缸柴油发动机的马力为260匹到270匹之间。

参见图2-图8，本实施例提供的客车传动系统包括六档变速箱1和驱动后桥2。

具体地，本实施例提供的客车传动系统适用于八至九米公路客车，客车传动系统包括六档变速箱1和马力不小于二百六十马力的发动机，且六档变速箱1能够匹配安装缓速器6，具体地。发动机为六缸柴油发动机。

进一步地，客车传动系统还包括传动轴3和驱动后桥2。

具体参见图4，其中，传动轴3的输入端设有传动轴输入端法兰4，传动轴3的输出端设有传动轴输出端法兰5；六档变速箱1的输出端设有变速箱输出法兰11，传动轴输入端法兰4与变速箱输出法兰11连接，缓速器6与变速箱输出法兰11连接，且缓速器6和变速箱输出法兰11连接的端面与传动轴输入端法兰4与变速箱输出法兰11连接的端面为同一端面。驱动后桥2的输入端设有后桥法兰，传动轴输出端法兰5与后桥法兰连接。

具体参见图2和图3，传动轴3伸入到缓速器6的内环从而与变速箱输出法兰11连接。从连接结构上看，传动轴3与缓速器6为并联的连接结构。

参见图1，在现有技术中，传动轴3’与缓速器6’为串联式的连接结构，即缓速器6’与变速箱1’的变速箱输出法兰11’连接，传动轴3’的传动轴输入端法兰31’再与缓速器6’的缓速器法兰连接，为了能够实现缓速器6’与传动轴3’的连接，一般缓速器6’的厚度比较大，进而需要占用客车传动系统的布置空间。

现有技术中的缓速器6’和传动轴3’在空间上的位置为串联式的连接关系，其占用的空间要大于本方案中的并联连接结构。

参见图2，图2为本实施例中六档变速箱1、缓速器6和传动轴输入端法兰4的连接处的剖视图，由图2可知，缓速器6安装于六档变速箱1上的缓速器安装支架63上，缓速器法兰61通过缓速器法兰固定螺栓62与变速箱输出法兰11连接，传动轴输入端法兰4与变速箱输出法兰11连接，且缓速器6和变速箱输出法兰11连接的端面与传动轴输入端法兰4与变速箱输出法兰11连接的端面为同一端面，以图2方向为例，缓速器6和变速箱输出法兰11的左侧端面连接，传动轴输入端法兰4与变速箱输出法兰11的左侧端面连接。在采用本方案的并联的连接结构后，能够使得缓速器6的厚度减薄25.5mm，进而能够节约25.5mm的安装空间。

本实施例提供的客车传动系统，在节约客车传动系统布置空间的同时，在传动轴3的两端均设置了法兰结构，双法兰的连接方案，能够避免传动轴3在传动过程中出现的松、旷等质量问题；同时动平衡性能更好，更加方便后期的使用和维护。

可选地，具体地，传动轴输入端法兰4上设置有四个传动轴输入端法兰连接孔，变速箱输出法兰11上设有八个连接孔，传动轴输入端法兰4上的四个传动轴输入端法兰连接孔与变速箱输出法兰11上的八个连接孔中的四个连接孔连接，缓速器与其余四个连接孔连接。即变速箱输出法兰11上的八个连接孔绕变速箱输出法兰11的轴线等间隔分布，相邻的两个连接孔之间的夹角为45°。传动轴输入端法兰4上的四个传动轴输入端法兰连接孔绕传动轴输入端法兰4的轴线等间隔分布，相邻的两个传动轴输入端法兰连接孔之间的夹角为90°。将四个传动轴输入端法兰连接孔与变速箱输出法兰11上的八个连接孔中的四个对中连接，缓速器6与另外四个连接孔对中连接。

进一步地，本实施例中，传动轴输入端法兰4上设置有四个传动轴输入端法兰连接孔，传动轴输出端法兰5上设置有六个传动轴输出端法兰连接孔，如此，形成了传动轴3与驱动后桥2的连接端具有六个连接孔位、与六档变速箱1的连接端具有四个连接孔位的结构，能够稳定传递工作扭矩。

进一步地，本实施例中，变速箱输出法兰11凸出六档变速箱1的长度为100mm。现有技术中，变速箱输出法兰11’凸出变速箱1’的长度为130.5mm。与传统结构相比，本实施例的改动能够为客车传动系统增加30.5mm的布置空间。

在现有技术中，传动轴3’一般包括轴管、花键套管和花键轴，轴管连接于花键套管远离花键轴的一端，轴管的存在占用传动轴的布置空间。

本实施例中，传动轴3包括套接的花键轴31和花键套管32，花键轴31能够部分套设于花键套管35内即花键套管32与花键轴31直接连接，且取消掉现有技术中的轴管。其中，花键套管32位于传动轴3的输出端，即与驱动后桥2连接；花键轴31位于传动轴3的输入端，即与六档变速箱6连接。

进一步地，传动轴输入端法兰4与花键轴31连接。进一步地，花键轴31上设有花键轴叉311，花键轴叉311与传动轴输入端法兰4通过第一十字轴万向节33连接。进一步地，传动轴输入端法兰4上设有与第一十字轴万向节33连接的传动轴输入端法兰凸缘叉。第一十字轴万向节33的十字轴直径为47mm。

优选地，本实施例中，花键轴叉311焊接于花键轴31上。

优选地，本实施例中，第一十字轴万向节33的工作极限夹角为25°。在现有技术中，传动轴的输入端的第一十字轴万向节的工作极限夹角为38°，本实施例将第一十字轴万向节33的工作极限夹角优化为25°，既能够满足20°最大工作工况的夹角要求，同时又减小了第一十字轴万向节33的中心与传动轴输入端法兰4的端面的距离。现有技术中，第一十字轴万向节的中心与传动轴输入端法兰的端面的距离为90mm，而本实施例中第一十字轴万向节33的中心与传动轴输入端法兰4的端面的距离为78mm，经过本实施例的改动，又为客车传动系统增加了12mm的布置空间。优选地，传动轴输入端法兰凸缘叉的夹角为25°。

传动轴输出端法兰5与花键套管32连接。具体地，花键套管32上设有花键焊接叉321，花键焊接叉321与传动轴输出端法兰5通过第二十字轴万向节34连接。

进一步地，传动轴输出端法兰5上设有与第二十字轴万向节34连接的传动轴输出端法兰凸缘叉。

优选地，本实施例中，第二十字轴万向节34的工作极限夹角为25°。在现有技术中，传动轴的输出端的第二十字轴万向节的工作极限夹角为38°，本实施例将第二十字轴万向节34的工作极限夹角优化为25°，既能够满足20°最大工作工况的夹角要求，同时又减小了第二十字轴万向节34的中心与传动轴输出端法兰5的端面的距离。现有技术中，第二十字轴万向节34的中心与传动轴输出端法兰的端面的距离为90mm，而本实施例中，第二十字轴万向节34的中心与传动轴输出端法兰5的端面的距离为78mm，经过本实施例的改动，又为客车传动系统增加了12mm的布置空间。第二十字轴万向节34的十字轴直径为47mm。

进一步地，本实施例中，客车传动系统的额定工作扭矩不小于6500N·m，而传动轴3与驱动后桥2的连接端具有六个连接孔位、与六档变速箱1的连接端具有四个连接孔位的结构能够满足6500N·m的大扭矩传递。

本实施例提供的客车传动系统，具有以下优势:

(1)传动轴3的两端分别具有传动轴输入端法兰4和传动轴输出端法兰5，与现有技术中仅传动轴一端具有法兰的方案相比，客车传动系统的动平衡性能良好；

(2)取消传统传动轴的轴管，减小了传动轴总成的长度，即减小了客车传动系统的布置长度；

(3)将第一十字轴万向节33和第二十字轴万向节34的工作极限夹角均设置为25°，为客车传动系统节约了24mm的布置空间；具体地，本实施例中，卡采用加长十字轴的高度来实现第一十字轴万向节33和第二十字轴万向节34的工作极限夹角的控制；

(4)六档变速箱1、缓速器6及传动轴3采用并联的连接方式，为客车传动系统节约了25.5mm的布置空间；

(5)变速箱输出法兰11凸出六档变速箱1的长度为100mm，为客车传动系统节约了30.5mm的布置空间。

进一步地，本实施例中，还可以采用下述方法减小传动轴总成的布置长度，如改变润滑油嘴的位置，压缩花键轴中非配合长度的尺寸；或者减短与第一十字轴万向节33和第二十字轴万向节34连接的凸缘叉的轴线长度尺寸。

具体地，本实施例中，压缩花键轴31中非配合长度的尺寸，具体可压缩28.5mm。具体地，非配合长度为花键轴31外露与花键轴套的部位。减短与第一十字轴万向节33和第二十字轴万向节34连接的凸缘叉的轴线长度尺寸，具体可压缩80+80-74-61＝25mm。

通过校核客车传动系统实际工况上、下跳动位置极限，该客车传动系统满足实际的使用工况要求。

通过核算传动轴3的上下跳的极限位置，以及最小配合长度，能够确定最佳的花键轴及花键套管的长度。

示例性的，以图8所示的客车传动系统实际工况上、下跳动位置极限的校核图为例来说明该客车传动系统满足实际的使用工况要求，在该校核图中，能够校核传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角、空载时万向节传动的夹角和传动轴花键连接处的伸缩量。需要说明的是，传动轴跳动角度校核的适用条件为：1.纵置钢板弹簧悬架；2.左右钢板弹簧对称或不对称度小于10％；3.弹簧主片中部与后桥夹紧的部分与后桥一起在车轮上下跳动时作前后平移运动。

以对设计的某传动轴的校核为例对图8进行说明。由图8可知，可以满足传动轴3极限满载的布置长度L为：436mm。

由图8可知，传动轴3上跳极限位置时的传动轴长度及夹角:

a+e+f＝283+78+78＝438mm α＝18°；

传动轴3下跳极限位置时的传动轴3长度及夹角:

b+e+f＝332+78+78＝488mm β＝19°；

汽车满载时传动轴3长度:

c+e+f＝277+78+78＝433mm

汽车空载时传动轴3长度:

d+e+f＝280+78+78＝436mm

最短传动轴长度：277+78+78＝433mm:

最大传动轴长度：332+78+78＝488mm:

拉伸量：488-433＝55mm，传动轴总拉伸量为70mm，70mm＞55mm满足设计要求。

传动轴的最大工作夹角：19°。本实施例中传动轴3的极限工作夹角25°，25°﹥19°，满足设计要求。

由校核图图8可知，本实施例提供的客车传动系统的传动轴的几何尺寸满足传动轴的跳动校核要求。

传动轴3的回转角加速度是传动轴扭转振动的主要原因。共振的产生会影响驾驶员和乘客的乘坐舒适性。因此传动轴的角加速度幅值θ₁ ²ω²应该限制在一定的范围内示例性地，传动轴角加速度计算校核可采用下述的方法：

α＝θ₁ ²ω²

α：角加速度(rad/s2)

ω：角速度(rad/s)

ω＝2πn/60itp

n：发动机最高转速(rpm)

itp：变速箱最高档速比

Z：传动轴夹角(deg)

θ：传动轴夹角(rad)

θ＝Z(π/180)

如表1所示，其为传动轴布置角加速度的计算

表1-传动轴布置角加速度计算

角加速度值：329＜500rad/s²以下,满足要求。

传动轴3的长度、断面尺寸应保证传动轴3有足够高的临界转速。

示例性地，可采用下述的方法对传动轴的临界转速进行校核。

式中：n_k——传动轴计算临界转速，r/min

L——传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距；mm

d、D——分别为传动轴轴管的内﹑外径；mm

传动轴最高工作转速：

式中：n_emax——发动机额定转速，r/min

i_g——变速箱最高档速比

由于传动轴动平衡的误差的影响，实际临界转速要低于计算值，因此引进安全系数K,传动轴转速安全系数范围1.2～2.0,所需的计算临界转速:

n_k1＝n_max×K＝3108×2＝6216r/min

n_k≥n_k1，传动轴总成临界转数满足要求。

以上实施方式只是阐述了本发明的基本原理和特性，本发明不受上述实施方式限制，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还有各种变化和改变，这些变化和改变都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。

Claims (10)

1.一种客车传动系统，其特征在于，所述客车传动系统适用于八至九米公路客车，所述客车传动系统包括六档变速箱(1)和马力不小于二百六十马力的发动机，且所述六档变速箱(1)能够匹配安装缓速器(6)，所述客车传动系统还包括：

传动轴(3)，其输入端设有传动轴输入端法兰(4)，输出端设有传动轴输出端法兰(5)，所述六档变速箱(1)的输出端设有变速箱输出法兰(11)，所述传动轴输入端法兰(4)与所述变速箱输出法兰(11)连接，所述缓速器(6)与所述变速箱输出法兰(11)连接，且所述缓速器(6)和所述变速箱输出法兰(11)连接的端面和所述传动轴输入端法兰(4)与所述变速箱输出法兰(11)连接的端面为同一端面；

驱动后桥(2)，其输入端设有后桥法兰，所述传动轴输出端法兰(5)与所述后桥法兰连接。

2.根据权利要求1所述的客车传动系统，其特征在于，所述传动轴(3)包括：

花键轴(31)，所述传动轴输入端法兰(4)与所述花键轴(31)连接；

花键套管(32)，所述花键套管(32)与所述花键轴(31)直接连接，所述传动轴输出端法兰(5)与所述花键套管(32)连接。

3.根据权利要求2所述的客车传动系统，其特征在于，所述花键轴(31)上设有花键轴叉(311)，所述花键轴叉(311)与所述传动轴输入端法兰(4)通过第一十字轴万向节(33)连接。

4.根据权利要求3所述的客车传动系统，其特征在于，所述第一十字轴万向节(33)的工作极限夹角为25°。

5.根据权利要求3所述的客车传动系统，其特征在于，所述花键轴叉(311)焊接于所述花键轴(31)上。

6.根据权利要求2所述的客车传动系统，其特征在于，所述花键套管(32)上设有花键焊接叉(321)，所述花键焊接叉(321)与所述传动轴输出端法兰(5)通过第二十字轴万向节(34)连接。

7.根据权利要求6所述的客车传动系统，其特征在于，所述第二十字轴万向节(34)的的工作极限夹角为25°。

8.根据权利要求1所述的客车传动系统，其特征在于，所述变速箱输出法兰(11)凸出所述六档变速箱(1)的长度为100mm。

9.根据权利要求1所述的客车传动系统，其特征在于，所述客车传动系统的额定工作扭矩不小于6500N·m。

10.根据权利要求1所述的客车传动系统，其特征在于，所述传动轴输入端法兰(4)上设置有四个传动轴输入端法兰连接孔，所述传动轴输出端法兰(5)上设置有六个传动轴输出端法兰连接孔。

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