車輛工程畢業(yè)設計220重型貨車萬向傳動裝置設計說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上本科學生畢業(yè)設計重型貨車萬向傳動裝置設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 副教授 The Graduation Design for Bachelor's Degree Universal Transmission Design of Heavy Goods Vehicles Candidate：Hu BingSpecialty ：Vehicle EngineeringClass：B07-10Supervisor：Associate Prof. Yao JiayanHeilongjiang Institu

2、te of Technology 專心-專注-專業(yè)摘要 本畢業(yè)設計的任務是對解放CA1140型貨車進行萬向傳動裝置的設計、研究。在指導老師的細心指導下，通過對汽車萬向傳動裝置的了解，進一步進行萬向傳動裝置的設計。通過實際的市場調(diào)查和客觀的實際觀察，全面了解萬向傳動裝置的結構，充分了解到萬向傳動裝置的工作原理與意義，及其在汽車行駛中的重要作用。在汽車的正常工作中，是一個必不缺少的部件，也是一個不可替代的關鍵部件。對于萬向傳動裝置的研究，有很大的發(fā)展空間，具有相當大的研究意義。在充分與指導老師討論、研究后，故選此課題。在進行設計任務時，分析了萬向傳動裝置類型的，根據(jù)題目所要求的原始數(shù)據(jù)要求，確定了

3、所選用萬向傳動軸的種類。在初定各個部件的相關尺寸后，根據(jù)要求進行了計算和校核，確定了所設計部件的尺寸和參數(shù)，并選擇了零部件的材料。關鍵字：萬向節(jié),傳動軸，強度，計算，校核ABSTRACTThis graduation task is on the Jiefang CA1140 type trucks for universal transmission design. In the instructor's careful guidance, through the automotive universal drive unit, further universal design of

4、 the drive shaft. Through actual market research and objective observations, a comprehensive understanding of the structure of universal drive shaft to fully understand the universal drive unit works and significance, and its vehicle. In the car's work, is a not missing parts, is a key part. For

5、 the study of universal drive shaft, have a high potential for growth, with considerable significance. In fully and instructor to discuss, study, this issue.The design task, analyzed the universal transmission device type, under the title the required raw data requirements, decide to choose the kind

6、 of universal drive shaft. In various parts of the associated YTC sizes depending on the requirements for the calculation and check, determine the design part of dimensions and parameters, and selected parts of the material. Keywords：Universal joint, Transmission shaft, Strength,Calculation, Check目錄

7、第 2 章 設計方案選擇 4 2.6本章小結 6 3.2.1傳動軸的運動分析 8 3.2.2傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速11 3.2.3傳動軸管內(nèi)外徑確定12 3.2.4傳動軸扭矩強度校核134 480112 4.2.1十字軸式萬向節(jié)的結構方案分析 22 4.2.2十字軸式萬向節(jié)傳動不等速性分析 23244.4.21 4.4.3 十字軸萬向節(jié)的傳動效率 34556894001345第1章 緒 論 1.1選題的目的和意義 在重型貨車萬向傳動裝置的設計工作中，應充分克服傳動效率低、傳動部件壽命過短等方面的缺點，吸取在以往設計工作中的教訓，大膽開闊視野，充分發(fā)揮我們的設計創(chuàng)新能力，利用現(xiàn)有的先進設備，并爭取引進

8、更先進的硬件與軟件技術，努力與國際接軌，爭取開發(fā)一條能耗低、低成本、高效率、可靠性高的研究路線。 同時在降低成本與售價的同時，必須以保證整車性能質(zhì)量水平為前提，只能提高，不能降低。降低成本與售價， 一方面通過改進設計，簡化結構，減少零件，降好自重與材料消耗，另一方面尊通過改善經(jīng)營管理模式，提高效率，把人員減至最少，讓資金周轉(zhuǎn)最快。在設計過程中保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內(nèi)變動時，能可靠傳動扭矩。保證所連接的兩軸能均勻旋轉(zhuǎn)，使夾角變化引起的動載荷在允許范圍內(nèi)。傳動效率高、壽命長、結構簡單、制造方便。變速器或分動器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸之間普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，多采用等速萬

9、向傳動軸。當后驅(qū)動橋為獨立的彈性元件，采用萬向傳動裝置。同時也為了綜合運用“汽車構造”，“汽車理論”，“汽車設計”等設計專用知識，學習查閱和應用國家標準，培養(yǎng)按國家標準設計應用系統(tǒng)的習慣，熟練掌握汽車結構設計的方法和特點，尤其是萬向傳動裝置設計的方法和特點，為進一步掌握萬向傳動裝置結構設計的一般步驟打下堅實基礎。 如何最優(yōu)最好的把萬向傳動裝置設計好是我們汽車人需要面對的問題，而其中的基礎技術，專利水平則是更需要大力提高的，如果解決重型貨車萬向傳動裝置的技術瓶頸，將會大大提高我國的汽車技術水平，不在受制于外國，走自主發(fā)展的道路。在當前我國汽車工業(yè)還處于以技術引進，加工制造為主的階段，這要求我們在

10、設計時既要具有前瞻性，又要與實際情況相結合。要有自主開發(fā)的能力與信心，以更扎實的理論基礎，更專業(yè)的基礎知識，更強的動手實踐能力，更高的綜合素質(zhì)來完實現(xiàn)設計的最終完成。 通過畢業(yè)設計來強化我們對基本知識和基本技能的理解和掌握,培養(yǎng)學生收集資料和調(diào)查研究的能力,一定的方案比較、論證的能力,一定的理論分析與設計運算能力,進一步提高應用計算機繪圖的能力以及設計計算能力。同時通過重型貨車萬向傳動裝置的設計,培養(yǎng)我們綜合運用所學知識設計汽車整車及零部件的能力,使我們能熟練掌握重型貨車萬向傳動裝置的設計過程；掌握資料的收集和分析、相關參數(shù)標準的選擇和運用；掌握參數(shù)的確定、萬向傳動裝置的布置和計算、設計方案的

11、選擇、裝配圖，零件圖的繪制以及設計答辯的全過程。另外對培養(yǎng)我們獨立思考問題和解決問題的能力有著極大的幫助,為今后工作做好技術儲備,都具有十分重要意義。 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢當今，汽車萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還需加裝中間支承。主要是實現(xiàn)汽車上任何一對軸線相交且相對位置經(jīng)常變化的轉(zhuǎn)軸之間的動力傳遞。萬向傳動裝置除用于汽車的傳動系統(tǒng)外，還可用于動力輸出裝置和轉(zhuǎn)向操縱裝置。萬向傳動裝置設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置的不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內(nèi)的附加動負荷，可能導致傳動系不能正常運轉(zhuǎn)和早期損壞，只有合理的設計，才能保證汽車在各種工況和路面

12、條件情況下可靠的傳遞動力。并且汽車萬向傳動裝置是汽車底盤傳動系的主要總成之一，在工作中承受著巨大的轉(zhuǎn)矩和動負荷。經(jīng)長期使用后，技術狀況會發(fā)生變化，從而將直接影響發(fā)動機動力的傳遞，降低傳動效率，加劇燃料消耗，加速輪胎磨損，同時還會影響變速器和驅(qū)動橋的正常工作。萬向傳動裝置的類型可分為閉式和開式兩種。閉式萬向傳動裝置采用單萬向節(jié),傳動軸被封閉在套管中,套管與車架做球鉸連接,而與驅(qū)動橋固定連接。其最大特點是傳動著外殼作為推力管來傳遞汽車的縱向力,從而使傳動軸外殼起到了懸架系統(tǒng)導向機構中縱向擺臂的作用,這對于其后懸架拆用螺旋彈簧作為彈性元件是十分必要的。而開式萬向傳動裝置結構簡單,重量輕,現(xiàn)代汽車廣泛

13、應用開式萬向傳動裝置。根據(jù)在扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力，又分成不等速萬向節(jié)，準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)；撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。而萬向傳動裝置則是重型貨車的關鍵部件之一，也是汽車國產(chǎn)化技術難度較大的部件之一，沒有高技術的設備是很難達到要求的。它是汽車前后動力的傳動裝置，是汽車正常行駛不可或缺的一部分。隨著汽車工業(yè)100多年的發(fā)展歷史，萬向傳動軸的設計形式也得到了很快的發(fā)展。目前，國內(nèi)只有少數(shù)合資企業(yè)能夠具備這樣的生產(chǎn)能力，多數(shù)國內(nèi)企業(yè)是在根據(jù)國外的樣件進行開發(fā)生產(chǎn)，基本上沒有自主的設計開發(fā)能力。主

14、要問題是制造門檻低，技術含量要求不高，制造水平參差不齊。重型貨車的配置幾乎都沒達到皮卡的水平，絕大多數(shù)功率還不到350N·m，排放高，燃油經(jīng)濟性差。而國外重型卡車不僅技術含量很高，甚至有的還高于乘用車水平，同時具備大功率，低排放和比較出色的燃油經(jīng)濟性。展望未來5年，我國經(jīng)濟將繼續(xù)保持高增長速度，我國的經(jīng)濟轉(zhuǎn)型也將繼續(xù)向前推動，國家對基本建設投資的力度加大，尤其是重型汽車生產(chǎn)企業(yè)。近幾年，隨著國內(nèi)重型載貨汽車生產(chǎn)企業(yè)與國外重型載貨汽車生產(chǎn)企業(yè)技術交流、合資合作的加強及發(fā)展，以及國內(nèi)重型載貨汽車生產(chǎn)企業(yè)為適應市場競爭的需要，研發(fā)工作受到廣泛重視，在汽車舒適性、安全性、動力性、經(jīng)濟性、可靠

15、性和環(huán)保性等方面取得了一定進步。據(jù)統(tǒng)計，全國主要25家重卡車企的產(chǎn)能已經(jīng)達到100萬輛以上,在3-5年之后,預計國產(chǎn)重卡的產(chǎn)銷量將膨脹達到150200萬輛,市場將飽和過剩，競爭將變得更加慘烈，屆時將會有一半的重卡車企遭到淘汰。隨著公路和鐵路建設，現(xiàn)代物流業(yè)和節(jié)能減排工程以及民生工程的實施到位，必將為緊系國民經(jīng)濟建設的重卡產(chǎn)業(yè)帶來新的發(fā)展機遇。無數(shù)的事實證明，如果我們沒有自主創(chuàng)新的最終結果就是企業(yè)的發(fā)展強烈的依賴別人，落得極為被動的局面，因此我們應該清楚地認識到：在經(jīng)濟全球化的今天，技術并不能全球化，核心技術是買不來的，尤其像萬向傳動裝置等技術，我們基本處于引進來照著搬的套路來的，在大量引進的同

16、時，也失去了很多自主發(fā)展的機會,我國應掌握萬向傳動裝置的核心技術，提高制造核心部件的能力，降低損耗，成本和投資風險。所以，必須把提高自主創(chuàng)新能力放在首位，加強我們的自己技術水平，努力做到最好。 第2章 方案的選擇 2.1萬向傳動裝置基本組成的選擇 選定CA1140重型貨車車為前置后驅(qū)的布置形式，平頭駕駛室。因其用途一般，則軸數(shù)根據(jù)其特點確定為兩軸，驅(qū)動形式：42，后輪驅(qū)動。在汽車行駛過程中，由于發(fā)動機的振動及不平路面的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動，使變速器的輸出軸和驅(qū)動橋的輸入軸相對位置經(jīng)常變化，故兩根軸不能剛性地連接，而必須采用一般由兩個十字軸萬向節(jié)和傳動軸組成的萬向傳動裝置。在變速器與

17、驅(qū)動橋之間距離較遠的情況下，應將傳動軸分成兩段，并用三個十字軸式剛性萬向節(jié)連接起來，且在中間傳動軸后端加裝中間支承。為了避免運動干涉,在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現(xiàn)傳動軸長度的變化?？招膫鲃虞S具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。根據(jù)給定的發(fā)動機功率、變速器最大傳動動比、主速器傳動動比計算出最大剪應力和彎曲應力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動軸臨界轉(zhuǎn)速的校核。 圖2.1傳動裝置的布置 2.2萬向節(jié)類型的選擇對萬向節(jié)類型及其結構進行分析，并結合CA1140技術要求選擇合適的萬向節(jié)類型?？紤]到本畢業(yè)設計所針對的車型

18、為重型貨車，對其萬向傳動軸的設計應滿足：制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強，使用壽命長，結構簡單，調(diào)整維修方便等要求，且傳動可靠,效率較高，目前允許兩傳動軸之間的交角一般為15°20°，在連接角較小時大都使用這種萬向節(jié)。本設計選用十字軸式剛性萬向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動軸。2.3十字軸式萬向節(jié)結構方案分析 采用十字軸萬向傳動軸，為了避免運動干涉,在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現(xiàn)傳動軸長度的變化?？招膫鲃虞S具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、主動叉

19、、從動叉、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失，提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。重型汽車有時采取較粗的滾針并分成兩段以提高其壽命，也有以滾柱代替滾針的結構。然后，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內(nèi)脫出引起十字軸軸向竄動及避免摩擦發(fā)熱，有的在十字軸軸端和軸承碗之間加裝端面滾針軸承。這樣，當主動軸轉(zhuǎn)動時，從動軸既可隨之轉(zhuǎn)動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前，最常見的滾針軸承軸向定位方式有普通蓋板式、彈性蓋板式、外卡式、內(nèi)卡式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等。2.4十字軸萬向節(jié)

20、總成尺寸的確定與強度校核1、十字軸車輛行駛時，由于扭矩傳遞的方向一致，十字軸的受力方向也一致。久而久之，造成十字軸軸頸的單邊磨損，隨著時間的推移，十字軸受力的一面便會磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響?？梢圆扇⑹州S在相對于原先位置轉(zhuǎn)動90°再使用，這樣可以延長使用時間。在組裝時應注意將有油嘴的一面朝向傳動軸，萬向節(jié)叉應在十字軸上轉(zhuǎn)動自如，不應有卡滯現(xiàn)象，也不應出現(xiàn)有軸向的間隙。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。 2、十字軸滾針軸承滾針軸承的結構分析：汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，但就滾針來說，主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為

21、了防止在運輸及安裝過程中掉針，大多都采用錐頭滾針。這種結構的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針。3、連接螺栓 在發(fā)動機前置后驅(qū)動的汽車中，連接變速器與驅(qū)動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅(qū)動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉(zhuǎn)矩的，由于螺栓聯(lián)接工作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓強度。4、萬向節(jié)叉萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，應對其彎曲應力和扭應力進行校核。 5、連接花鍵 傳動軸

22、上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不易過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅(qū)動橋，應靠近中間支承或變速器，以減小其軸向阻力和摩擦。2.5中間支承結構分析與設計 在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動軸分段。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動看特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當傳動軸分段時，需加設中間支承。中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛在行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架等變形所引起的位移。

23、目前廣泛采用的橡膠彈性中間支承，其結構中采用單列球軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸因不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對應的臨界轉(zhuǎn)速 r/min盡可能低于傳動軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉(zhuǎn)速為10002000r/min，對于乘用車，取下限。當中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時，由于傳動軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速10002000r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為5001000r/min，這樣就避免了中間

24、支承與傳動軸的共振。 2.6本章小結通過本章方案的選擇，能初步確定萬向傳動軸的方案及主要參數(shù)，選用開式兩軸傳動，根據(jù)萬向節(jié)的類型選取適合本設計的萬向節(jié)形式及連接方式，選用三個萬向節(jié)十字軸式，同時也確定了萬向節(jié)總成主要參數(shù)，最后分析傳動過程的振動,確定中間支承的選擇方案后選定支承方式，對總體的設計有了初步的方向和把握。第3章 萬向傳動軸總成的設計 3.1萬向傳動軸總體概述及傳動布置型式的選擇萬向傳動軸與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成。中間部分可分為實心軸或者為空心的軸管?？招牡妮S管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩和更高的臨界轉(zhuǎn)速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。

25、傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動機構，轉(zhuǎn)速達30007000r/min，振動是傳動軸總成設計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術來減小滑移阻力，但產(chǎn)生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的1040倍，而滑移阻力將產(chǎn)生振動。為選型設計提供依據(jù)，傳動軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產(chǎn)生滑移)、BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。車輛的萬向節(jié)傳動，主要應用于非同心軸間和工作中相對位置不斷改變的兩軸之間的動力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅(qū)動橋的動力輸入軸不在一個平面內(nèi)。有的汽車根據(jù)總布置要求需將離合器與變速器分開一段距離，變速箱與驅(qū)動橋

26、之間的相對位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時常采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動。下圖3.1為用于汽車變速箱與驅(qū)動橋之間的不同萬向傳動方案。 （a）單軸雙萬向節(jié)式 （b）兩軸三萬向節(jié)式 圖3.1 汽車的萬向傳動方案 如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(jié)傳動的連接。由于參考車型軸距為4.75米，故選取如圖b的傳動方案。 3.2傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 3.2.1傳動軸的運動分析傳動軸的長度和夾角及它們變化范圍，由汽車總布置設計決定。設計時應保證在傳動軸長度處在最大值時，套管叉與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最

27、小時，兩者不頂死。傳動軸夾角的大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。當傳動軸長度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強度，并能承受相當?shù)霓D(zhuǎn)速。其許用的傳動軸轉(zhuǎn)速，不應超過臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，即當某個長度為L的傳動軸，在兩支點中旋轉(zhuǎn)時，如圖3.2所示，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質(zhì)量中心）相對軸線有一偏移量（初撓度）e，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動軸質(zhì)量的不均勻，則e將再增大。當此軸旋轉(zhuǎn)時，在質(zhì)量中心必有離心力的作用，這個離心力又將引起傳動軸的進一步彎曲，產(chǎn)生附加撓度y。由于重力的大小和方向是不變的，而離心力的大小與方向是改變的，故使傳動軸的彎曲

28、力（垂直力與離心力的向量和）也周期性的變化著，從而傳動軸的撓度也隨時在變化。即傳動軸的旋轉(zhuǎn)，將伴隨有彎曲振動，它的頻率即等于傳動軸的轉(zhuǎn)速。當傳動軸的轉(zhuǎn)速接近于它的彎曲自然振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，振幅（撓度）急劇增加，致使傳動軸折斷，這一轉(zhuǎn)速即為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。圖3.2 萬向節(jié)傳動軸的彎曲振動傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速與軸的直徑、長度和支承點數(shù)目有關。設傳動軸轉(zhuǎn)速為。作用在傳動軸上的離心力則為： （3.1）式中:m傳動軸的質(zhì)量。這時離心力被與長度成正比的材料彈性力p所平衡，由材料力學得知： （3.2）式中：E傳動軸材料的抗拉彈性模數(shù)，N/mm2；L支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距離（mm）；I軸剖面對其

29、對稱軸線（直徑）的轉(zhuǎn)動慣量（m4）；系數(shù)c與受載情況、支承型式有關，當載荷在兩端自由支承的梁上沿長度平均分布時，而在同樣受載情況下，對兩端固定支架支承的梁；P材料彈性力。由平衡條件得： （3.3）解得： （3.4）式中：e初撓度；y附加撓度；傳動軸角速度。當時，軸的撓度y趨于無窮大，即若軸以與此相應的角速度旋轉(zhuǎn)時必將折斷。這時： （3.5） 對于直徑為D的實心軸，由力學得知 ， （3.6） 式中：傳動軸材料單位體積重量。由此，對于兩端自由支承（開式傳動軸），且載荷沿軸長平均分布的軸，其臨界轉(zhuǎn)速為： r/min （3.7）對于兩端有固定支承的軸（軸封閉于傳動軸套管中的閉式傳動軸），則： r/mi

30、n （3.8） 對于大量采用的空心軸，若其剖面外徑D，內(nèi)徑為d，則：于是兩端自由支承的軸：r/min （3.9）對兩端固定支承的軸，則：r/min （3.10）以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位（毫米）。對于絕大多數(shù)開式傳動軸，可按兩端自由支承的軸來計算，工作長度L可取兩萬向節(jié)中心間距離。如為閉式傳動軸，可按兩端固定支承的軸承計算，工作長度L可取兩軸承中心間距離。從上面公式可以看出：當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速比實心的要高。這就是為什么傳動軸廣泛采用空心軸的原因之一。同時還可看出當L增加，下降，為了提高可縮短傳動軸長度，增大軸管內(nèi)外徑。所以當mm時，常采用中間支承。當傳動軸外徑相同

31、時，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速比實心的要高。為了提高在制造方面采取的主要措施是；用質(zhì)量分面比較均勻的焊接鋼管代替無縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取1.53.0mm；對每根傳動軸總成應進行動平衡檢驗，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內(nèi)，如果不合格應進行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內(nèi)。在確定傳動軸截面尺寸時，一定要使傳動軸的實際最大轉(zhuǎn)速小于其臨界轉(zhuǎn)速，其安全系數(shù)k應在以下范圍內(nèi)。 （3.11）式中：為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉(zhuǎn)速。如果傳動軸的動平衡很好，而且花鍵連接制造精度很高，此時臨界轉(zhuǎn)速的安全系數(shù)，可取較小值。當傳動軸質(zhì)量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動軸就能在低于臨界轉(zhuǎn)速下發(fā)生破壞。表

32、3.1為某載重汽車的實驗數(shù)據(jù)，表示傳動軸破壞轉(zhuǎn)速。 傳動軸總成應進行動平衡試驗，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，30006000r/min時不大于12N·mm；對5t以上的貨車，在10004000r/min時不大于10N·mm。十字軸端面磨損會使其軸向間隙及竄動增大而影響動平衡，因此應嚴格控制該間隙或采用彈性蓋板，有的可加裝端面滾針軸承，傳動軸總成的徑向全跳動動應不大0.50.8mm。由公式3.10可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果它小于汽車總布置所要求的傳動軸尺寸，則需在變速器和后驅(qū)動橋之間安置兩根萬向傳動軸，且在它們的聯(lián)接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架車身

33、上的中間支承。在某些轎車上，為了縮短傳動軸的長度而采用加長的變速器。表3.1 某載重汽車傳動軸的破壞轉(zhuǎn)速與行駛里程的關系行駛里程（km）017000在重心平面上的振擺（mm）1.151.582.75破壞轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速之比（）0.920.860.693.2.2傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速 本設計傳動方式為開式、兩軸，三個萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1140重型載貨汽車主要技參數(shù)見附錄。由安全系數(shù)，得計算臨界轉(zhuǎn)，取k=1.5，轉(zhuǎn)速為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉(zhuǎn)速 式中：發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速r/min；變速器最高檔傳動比；則：r/min。將 r/min代入得：r/min取r/min3.2.3傳動軸

34、管內(nèi)外徑確定選取主傳動軸進行計算：電焊管參數(shù)應按冶金部標準YB242-63選取。表3.2給出外徑D=6095mm的標準參數(shù)值。 表3.2 6095mm電焊鋼管YB242-63 （mm）外徑（mm）鋼管厚度（mm）601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、63.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、751.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、

35、4.2、4.5831.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5 891.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8951.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8 由于傳動軸為開式，兩端自由支承所以臨界轉(zhuǎn)速按公式3.9計算。設主傳動軸外徑為，內(nèi)徑為，傳動軸管厚度為B。初選傳動軸管外徑mm，厚度mm，則mm將r/min，主傳動軸長度mm，外徑mm，內(nèi)徑mm代入3.

36、9得：經(jīng)計算主傳動軸符合臨界轉(zhuǎn)速設計要求。3.2.4傳動軸扭矩強度校核在按臨界轉(zhuǎn)速初選軸管斷面尺寸以后，還需要進行扭轉(zhuǎn)強度驗算，由于傳動軸夾角引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計算簡單，將不考慮由于夾角而引起的附加扭矩和彎矩，只按純扭矩計算其扭轉(zhuǎn)應力。傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應力(MPa)可按下式計算： （3.12）式中：傳動軸的計算扭矩，N·mm；W抗扭斷面模量，對空心軸。將W代入上式，則傳動軸扭轉(zhuǎn)強度應滿足以下要求： （3.13）式中：許用扭轉(zhuǎn)應力，MPa傳動軸計算扭計算公式如下: （3.14）式中：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N·mm)，N·mm；計算驅(qū)動橋數(shù)，CA1140為后

37、橋驅(qū)動車輛，所以取；變速器一擋傳動比，CA1140裝配的變速器一擋傳動比；發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，??；猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，液力自動變速器，具有手動操縱機械變速器的高性能賽車，性能系數(shù) 的汽車：，的汽車：或由經(jīng)驗選定。性能系數(shù)計算由下式計算： 當時 當時式中：汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量），kg；由CA1140技術參數(shù)查得：Kg，N·m。代入得：，取。將N·mm、代入公式3.14得： N·mm將傳動軸計算扭矩N·mm，傳動軸管外徑mm，內(nèi)徑mm代入公式3.13得：MPa 經(jīng)計算主傳動軸軸管符合設計要求，能保證在各種工況下有效的

38、傳遞轉(zhuǎn)矩。 由于中間傳動軸比主傳動軸短，所以主傳動軸軸管的外徑和管壁厚度同樣適用于中間傳動軸。 3.3連接花鍵的設計3.3.1主傳動軸滑動花鍵的設計汽車行駛過程中，變速器與驅(qū)動橋的相對位置經(jīng)常變化。為避免運動干涉，傳動軸中設有由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來以實現(xiàn)傳動軸長度的變化?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設計選矩形花鍵，用于補償由于汽車行駛時傳動軸兩端萬向節(jié)之間的長度變化。為減小滑動花鍵的軸向滑動阻力及磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，外層設有防塵罩，間隙小一些，以免引起傳動軸的振動。有的則是在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩

39、擦，從而提高傳動效率。花鍵齒與鍵槽按對應標記裝配，以保持傳動軸總成的動平衡。動平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補償。裝車時傳動軸的伸縮花鍵一端應靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損。其結構圖如圖3.3所示:圖 3.3 萬向傳動軸花鍵軸結構簡圖 1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-花鍵套； 7-滑動花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管其主要參數(shù)可按照機械設計手冊選取。下表3.3給出了部分系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸N×d×D×B 為16×62×72×6。矩形花鍵主要有下圖3.4所示四種形式：由

40、于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動，所以選A型花鍵。表3.4給出了部分矩形內(nèi)花鍵長度：根據(jù)表3.4所給出的長度，初選花鍵長度mm，花鍵軸孔長度mm。在選定花鍵尺寸后，還應對作用在花鍵軸上的扭轉(zhuǎn)應力(MPa)和作用在齒側(cè)的擠壓應力(MPa)進行校核。表3.3 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm） 規(guī)格N×D×d×N 鍵數(shù) N 大徑 D 小徑 d 鍵寬 N10×103×93×14 10102921410×113×103×161121021610×125×11

41、3×181251121810×140×125×201401252010×160×145×221601452216×50×43×5 165043516×60×53×56052516×73×63×67262616×83×73×782727注：表中 N-鍵齒數(shù)；D-花鍵大徑；d-花鍵小徑；B-鍵寬；表3.4 矩形內(nèi)花鍵長度系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）花鍵小徑d3652花鍵長度或22120孔

42、的最大長度L200花鍵長度或系列10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算扭轉(zhuǎn)應力(MPa)，的計算公式如下： （3.15）式中：T傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm）；許用應力，按安全系數(shù)確定，取，則：MPa；將N.mm、mm代入公式3.15得：MPa 經(jīng)校核主傳動軸花鍵的齒根扭轉(zhuǎn)應力符合設計要求。傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力MPa計算公式如下： （3.16） 圖3.4

43、矩形花鍵的主要形式 式中：T傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，?。?、分別為花鍵外徑和內(nèi)徑（mm）；花鍵的有效工作長度（mm）；N花鍵齒數(shù)；許用擠壓應力(MPa)。當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，滑動花鍵MPa。將N·mm、mm、mm、mm、代入公式（3.16）得：MPa 經(jīng)校核主傳動軸花鍵齒側(cè)擠壓應力符合設計要求。當傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力為： （3.17）式中：傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nmm；r滑動花鍵齒側(cè)工作表面的中徑，mm；f摩因數(shù)，取。代入公式3.17得：N為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，有的

44、則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，從而提高傳動效率。但這種結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。 3.3.2中間傳動軸連接花鍵的設計 由于所設計的傳動軸為兩段，為中間傳動軸和主傳動軸，所以要考慮兩段軸的連接問題。通常將中間傳動軸加工出一段花鍵和一段螺紋，花鍵與中間傳動軸凸緣叉組成花鍵副，再用一個開槽螺母將凸緣叉軸向定位，防止凸緣叉軸向竄動，再將凸緣叉與萬向節(jié)叉相連實現(xiàn)動力的傳遞。 選取中間傳動軸花鍵鍵型為矩型花

45、鍵，主要尺寸參照表3.3：初選花鍵小徑mm，大徑mm，鍵齒數(shù)N=16，鍵寬B=5mm。參照表3.4，取鍵長 mm。 選定花鍵尺寸后，對作用在花鍵軸上的扭轉(zhuǎn)應力(MPa)和作用在齒側(cè)的擠壓應力(MPa)進行校核。對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)應力MPa，其許用應力同上， MPa。的計算公式如下： （3.18）將、代入公式3.18得：MPaMPa 經(jīng)校核中間傳動軸齒根扭轉(zhuǎn)應力符合設計要求。中間傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力MPa應滿足： （3.19）式中：T傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）； 花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，?。?、分別為花鍵外徑和內(nèi)徑（mm）； 花鍵的有效工作長度（mm）；

46、N花鍵齒數(shù)； 許用擠壓應力。當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，非滑動花鍵許用擠壓應力 MPa，取MPa。將N.mm、mm、mm、mm、代入公式（3.19）得：MPa 經(jīng)校核中間傳動軸花鍵齒側(cè)擠壓應力符合設計要求。 3.4本章小結本章完成了對中間傳動軸、主傳動軸的設計。在給定了發(fā)動機轉(zhuǎn)矩、變速器低擋傳動比的情況下確定了中間傳動軸與主傳動軸的內(nèi)、外徑，保證發(fā)動機在各工況工作時傳動軸不發(fā)生共振形成傳動軸的折斷。在確定了傳動軸尺寸后對其扭轉(zhuǎn)應力進行了校核，使傳動軸在各種工況以及沖載荷情況下不會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。兩段傳動軸間轉(zhuǎn)矩是靠主傳動軸花鍵與中間傳動軸花鍵傳遞的，這兩處花鍵的設計也是這一章的重中之重。本

47、設計中選用了相對漸開線花鍵定心精度更高、加工更容易的矩型花鍵，這種形式提高了傳動軸高速轉(zhuǎn)動時的穩(wěn)定性，也減少了花鍵的磨擦從而提高了傳動軸整體的使用壽命。由于花鍵配合間隙小，減小了車輛行駛時的振動的噪聲，提高了駕駛舒適性。第4章 萬向節(jié)總成的設計 4.1萬向節(jié)類型的選擇萬向節(jié)是轉(zhuǎn)軸和轉(zhuǎn)軸之間實現(xiàn)變角度傳遞動力的基本部件，按其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)的動力是靠零件之間的鉸鏈式連接傳遞的；而撓性萬向節(jié)的動力則靠彈性零件傳遞的，且有一定的緩沖減振作用。剛性萬向節(jié)根據(jù)其運動特點又可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)三種形式。不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接

48、的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度相等的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設計角度下以相等的瞬時角速度傳遞運動，而在其他角度下以近似相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以始終相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。萬向節(jié)分類如下圖4.1所示： 萬向節(jié)剛性萬向節(jié)不等速萬向節(jié)十字軸式準等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式 凸塊式三銷軸式球面滾輪式樣等速萬向節(jié) 球叉式 球籠式 撓性萬向節(jié)圖4.1 萬向節(jié)的分類由于十字軸式萬向節(jié)具有結構簡單、傳動可靠、效率高、且制造成本低，被廣泛應用于各類汽車的傳動系統(tǒng)中。根據(jù)本設計適用的車型，選用十字軸式萬向節(jié)。 4.2十

49、字軸式萬向節(jié)的結構方案與傳動不等速性分析4.2.1十字軸式萬向節(jié)的結構方案分析十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、主動叉、從動叉、滾針軸承等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失、提高效率、在十字軸軸頸和萬向節(jié)間有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內(nèi)脫出。這樣，當主動軸轉(zhuǎn)動時，從動軸既可隨之轉(zhuǎn)動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前，最常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等。最普通的蓋板式軸承軸向定位結構是用螺栓和蓋板將套筒固定在萬向節(jié)叉上，并用鎖片將螺栓鎖緊。它工

50、作可靠，拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時將彈性蓋板點焊于軸承座底部，裝配后，彈性蓋板對軸承座底部有一定的預壓力，用來防止高速轉(zhuǎn)動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動，并避免了由于這種竄動所造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞?？ōh(huán)式又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種。它們具有結構簡單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結構中的萬向節(jié)叉與十字軸頸配合的圓孔不是一個整體，而分成兩半，再用螺釘連接起來。這種結構具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工藝復雜。塑料環(huán)定位結構是在軸承碗外圓和萬向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽，當滾針軸承動配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經(jīng)萬向節(jié)叉上的

51、小孔壓注到環(huán)槽中，待萬向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時，表明塑料己充滿環(huán)槽。這種結構軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動和發(fā)熱，保證在任何工況下，十字軸軸端面間隙始終為零，有的結構在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，故應用己越來越少。在結構較復雜的雙刃口復合油封中反裝的單刃口橡膠油封，用作徑向密封；另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當向十字軸內(nèi)腔注入潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤滑油便從橡膠油封內(nèi)圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出，不需安裝安全閥，防塵、防水效果良好。在灰塵較多的條件下使用時，可顯著提高萬向節(jié)壽命。十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低；但所連接的兩軸夾角不宜過大。當夾角由增至于時，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降到原來壽命的1/4。 表4.1十字軸萬向節(jié)夾角的范圍萬向節(jié)安裝位置或相聯(lián)兩總成夾角不大于離合器與變速器；變速器與分動器（相聯(lián)總成均裝在車架上） 13驅(qū)動橋傳動軸汽車滿載靜止時一般汽車 6 越野汽車 12行駛中極限夾角 一般汽車 1520 短軸距越野汽車 304.2.2十字軸式萬向節(jié)傳動不等速性分析 單個十字