輕型貨車傳動軸及萬向節(jié)設計【含CAD圖紙和說明書】

輕型貨車傳動軸及萬向節(jié)設計【含CAD圖紙和說明書】,含CAD圖紙和說明書,輕型,貨車,傳動軸,萬向節(jié),設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 本科畢業(yè)設計說明書 畢業(yè)設計說明書 學 院 機械學院 專業(yè)班級 學 生 姓 名 設計題目 EQ1090貨車傳動軸及萬向節(jié)設計 起 迄 日 期 設計(論文)地點 晉中學院 發(fā)任務書日期: 年 1 月 16 日  摘 要 對于后輪驅動類的汽車，由于發(fā)動機前置或者中置，因而要想將發(fā)動機變速器輸出的動力傳遞到汽車后輪就離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要用于貨車的動力傳遞。 本文根據(jù)EQ1090貨車的基本參數(shù)，完成了傳動軸及萬向節(jié)的結構設計。在設計過程中根據(jù)整車動力參數(shù)和整車布置，確定了傳動軸的尺寸參數(shù)，通過計算，確定了軸管、花鍵軸的設計參數(shù)。通過計算、選取，確定了傳動軸萬向節(jié)的形式及設計參數(shù)，確定了十字軸和萬向節(jié)叉的參數(shù)。最后對傳動軸的運動進行了運動干涉校核，保證了設計可靠性。 關鍵詞：后輪驅動；傳動軸；十字軸萬向節(jié) ；校核； Abstract: For rear-wheel drive vehicles, because of the front or middle engine, the transmission of power from the engine transmission to the rear wheel of the vehicle is inseparable from the transmission of power from the transmission shaft. The transmission shaft is mainly used for power transmission of freight cars. According to the basic parameters of EQ1090 truck, the structure design of transmission shaft and universal joint has been completed in this paper. In the design process, the dimension parameters of the transmission shaft are determined according to the power parameters and the layout of the whole vehicle. Through calculation, the design parameters of the axle tube and spline shaft are determined. Through calculation and selection, the form and design parameters of universal joint of transmission shaft are determined, and the parameters of cross shaft and universal joint fork are determined. Finally, the motion interference of the transmission shaft is checked to ensure the reliability of the design. Keywords：rear wheel drive; drive shaft; cross shaft universal joint; check;  目 錄 摘 要 2 Abstract: 3 第一章 緒 論 4 1.1 傳動軸的簡介 4 1.2 傳動軸的發(fā)展概況 4 1.3課題研究的目的與意義 7 1.4傳動軸的分類及設計要求 8 1.4.1傳動軸的分類 8 1.4.2設計要求 8 1.5 課題研究的技術路線 8 第二章 傳動軸的總體設計方案確定 10 2.1萬向節(jié)的運動分析 10 2.1.1 單節(jié)萬向節(jié)運動分析 10 2.1.2 雙節(jié)萬向節(jié)運動分析 11 2.1.3 多萬向節(jié)運動分析 12 2.2 萬向傳動載荷的確定 14 2.3萬向節(jié)的結構確定 16 2.4傳動軸的結構確定 19 2.5花鍵的結構確定 21 2.6 中間支承的結構確定 22 第三章 萬向傳動軸的結構設計與計算 24 3.1 傳動軸結構方案的分析 24 3.1.1 十字軸萬向節(jié) 24 3.1.2 準等速萬向節(jié) 24 3.2傳動軸轉矩的計算 24 3.3軸管的內外徑尺寸 26 3.4 花鍵的設計計算 26 3.5萬向節(jié)的計設計算 27 3.6 整車布置形式的確定 28 3.7運動中滑動長度的計算 33 總 結 38 致 謝 40  第一章 緒 論 1.1 傳動軸的簡介 傳動軸是貨車中不可缺少的一部分。對于后輪驅動類的汽車，由于發(fā)動機前置或者中置，因而要想將發(fā)動機變速器輸出的動力傳遞到汽車后輪就離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要用于貨車的動力傳遞，目前轎車類都為前置前驅，因此取消了傳動軸，但是在貨車或后輪驅動的轎車上離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要由凸緣、花鍵、十字軸、萬向節(jié)、軸管等組成；傳動軸的好壞直接影響整車的NVH性能。 1.2 傳動軸的發(fā)展概況 汽車上的傳動軸主要用來在工作過程中傳遞扭矩與轉速，同時對于相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力，保證整車的行駛性能。 而汽車能夠實現(xiàn)在道路上行駛，主要使靠傳遞動力的傳動軸去實現(xiàn)的，但是如何降低動力的損失，降低整車的噪音，提升整車的NVH性能這是進行汽車設計時必須要考慮的問題，同時對于購車的人來說，這也是他們選擇汽車的主要性能指標。隨著社會的發(fā)展，近幾年以來人民大眾經濟都好起來，對汽車的舒適性方面和動力性方面等要求非常高。 目前，我國自主汽車的行業(yè)發(fā)展已到達一定的階段，針對主要性能零部件已完成了自主研發(fā)及批量生產。而且隨著近些年汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，國內主要汽車零部件也競爭激烈。針對傳動軸就是其中很重要的一部分，因為傳動軸關系著整車的性能及運動安全性，因此我國為提升自主研發(fā)汽車的成本，近幾年對于傳動軸的自主生產及加工已經有了很大的成績。 在國外，一方面汽車行駛的路況越來越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對環(huán)境的污染意識使得發(fā)動機正向著大轉矩的方向發(fā)展。為適應以上情況，對傳動軸的動平衡要求以及直線度的要求就非常的高。因此在國外一些高尖端精加工數(shù)控機床被廣泛應用于汽車傳動軸的加工與校核。 汽車上的萬向節(jié)傳動常由萬向節(jié)和傳動軸組成，主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力。 在發(fā)動機前置后輪驅動(或全輪驅動)的汽車上，由于工作時懸架變形，驅動橋主減速器輸入軸與變速器(或分動器)輸出軸間經常有相對運動，普遍采用萬向節(jié)傳動(圖1—1a、b)。當驅動橋與變速器之間的距離不大時，常采用兩個萬向節(jié)和一根傳動軸的結構。當驅動橋與變速器相距較遠，使得傳動軸的長度超過1.5m時，為提高傳動軸的臨界轉速以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根(或三根)，萬向節(jié)用三個(或四個)。此時，必須在中間傳動軸上加設中間支承。萬向節(jié)所連兩軸之間的夾角，對一般貨車，最大可達15°—20°，對于4x 4越野汽車(特別是短軸距的)，最大可達30°。 在轉向驅動橋中，由于驅動輪又是轉向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用球叉式和球籠式等速萬向節(jié)傳動(圖1—1c)，其最大夾角(相應為車輪最大轉角)可達30°—42°。當后驅動橋為獨立懸架結構時也必須采用萬向節(jié)傳動(圖1—1d)。 如果由于總布置的需要，變速器與離合器(或分動器)不直接連接而離開一定距離，為避免因安裝不準確和車架變形在傳動機構中引起附加載荷，也需要采用萬向節(jié)傳動(參看圖1—1b)。此時多用普通十字軸萬向節(jié)或柔性萬向節(jié)，其工作角度一般不大于2°—3°。 萬向節(jié)按扭轉方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和柔性萬向節(jié)兩類。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)(常用的為普通十字軸式)，等速萬向節(jié)(球叉式，球籠式等)，準等速萬向節(jié)(雙聯(lián)式，凸塊式，三銷軸式等)。 萬向節(jié)傳動應保證所連接兩軸的相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力，保證所連接兩軸盡可能同步(等速)運轉，由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內。 圖1—1 萬向節(jié)傳動在汽車傳動系中的應用 萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動時．能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉。由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷 應在允許范圍內。 3)傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 十字軸萬向節(jié) 典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。 目前常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式(圖1—2a、b)、卡環(huán)式(圖1—2c、d)、瓦蓋固定式(圖1—2e)和塑料環(huán)定位式(圖1—2f)等。 蓋板式軸承軸向定位方式的一般結構(圖1—2a)是用螺栓1和蓋板3將套筒5固定在萬向節(jié)叉4上，并用鎖片2將螺栓鎖緊。它工作可靠、拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時將彈性蓋板6點焊于軸承座7底部(圖1—2b)，裝配后，彈性蓋校對軸承座底部有一定的預壓力，以免高速轉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，從而避免了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞。 卡環(huán)式可分為外卡式(圖1—2c)和內卡式(圖1—2d)兩種。它們具有結構簡單、工作可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結構(圖1—2e)中的萬向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個整體，而是分成兩半用螺釘聯(lián)接起來。這種結構具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工工藝較復雜。塑料環(huán)定位結構(圖1—2f)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。當跟針軸承動配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(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，表明塑料已充滿環(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的端隙始終為零，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著十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來越高的使用要求。結構較復雜的雙刃口復合油封(圖1—2a)，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。當向十字軸內腔注入潤滑油時，陳油、磨損產物及多余的潤滑油便從橡膠油封內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，萬向節(jié)壽命可顯著提高。圖1—2b為一轎車上采用的多刃口油封，安裝在無潤滑油流通系統(tǒng)且一次潤滑的萬向節(jié)上。 十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的l/4。 圖1—2 滾針軸承軸向定位方式 a）普通蓋板式 b）彈性蓋板式 c）外卡式 d）內卡式 e）瓦蓋固定式 f）內卡環(huán) 1 螺栓 2 鎖片 3 蓋板 4 萬向節(jié)叉 5 套筒 6 彈性蓋板 7 軸承座 8 外卡環(huán) 9 內卡環(huán) 1.3課題研究的目的與意義 傳動軸是發(fā)動機前置后驅汽車的動力傳遞重要組成部分，本設計注重實際運用，是建立在參考國內輕卡中卡貨車的動力設計的基礎之上，考慮整車的總體布置，改進了一些設計方法，力求整車結構及性能更為合理，使用壽命更長，振動噪聲更小。 本設計中的傳動軸是兩節(jié)的，由十字軸萬向節(jié)連接。傳動軸是由軸管、伸縮花鍵套和萬向節(jié)組成。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實現(xiàn)兩軸的動力傳輸。萬向節(jié)是由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響。在傳動軸的設計中，主要考慮傳動軸的臨界轉速，分析出傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉強度和臨界轉速，確定出合適的安全系數(shù)，更合理優(yōu)化了軸與軸之間的角度。采用新方法計算花鍵的伸縮滑動量。 1.4傳動軸的分類及設計要求 1.4.1傳動軸的分類 萬向節(jié)根據(jù)扭轉方向的不同及彈性的不同可以分為以下兩類：剛性萬向節(jié)和柔性萬向節(jié)。而對于剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)等三種。 1.4.2設計要求 萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動時．能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉。由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷 應在允許范圍內。 3) 傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 1.5 課題研究的技術路線 （1）通過圖書館及電子閱覽等進行傳動軸的資料查閱，了解傳動軸設計的基本步驟，為后期的設計奠定基礎； （2）通過4S店及汽車修理廠的學習了解傳動軸的結構及工作原理與特性，為后期的模型建立奠定基礎； （3）總體方案設計，根據(jù)已給數(shù)據(jù)進行整車性能計算，選擇確定傳動軸結構的形式； （4）傳動軸花鍵及萬向節(jié)設計，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)計算確定尺寸參數(shù)，并用CAD軟件繪制二維工程圖； （5）根據(jù)前面的設計計算及二維圖紙的過程完成設計說明書的編制； 貨車傳動軸及萬向節(jié)設計的主要技術規(guī)格： 汽車發(fā)動機的排量：5.6L； 汽車的自重：4000kg,載重量5000kg； 發(fā)動機最大轉矩：392N.m(1200～1400r/min)； 最大功率：105kw（3000r/min）； 最高車速：100km/h。 第二章 傳動軸的總體設計方案確定 2.1萬向節(jié)的運動分析 2.1.1 單節(jié)萬向節(jié)運動分析 圖2—1 十字軸萬向節(jié) 如圖2—1所示，普通十字軸萬向節(jié)的主動軸與從動軸轉角間的關系式為 （2.1） 式中，為主動軸轉角，定義為萬向節(jié)主動叉所在平面與萬向節(jié)主、從動軸所在平面的夾角；為從動軸轉角；為主動軸與從動軸之間的夾角。 設萬向節(jié)的夾角保持不變，將式（2.1）對時間求導，并把用表示，則得 （2.2） 由于是周期為的周期函數(shù)，所以保持不變的條件下，轉速比也是一個周期為的函數(shù)。如果保持不變，則每周變化兩次。因此主動軸以等角速度轉動時，從動軸時快時慢，此即普通十字軸傳動的不等速性。 十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉速不均勻系數(shù)K表示 （2.3） 2.1.2 雙節(jié)萬向節(jié)運動分析 當輸入軸與輸出軸之間存在夾角時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對于輸入軸是不等速旋轉的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉，可采用雙萬向節(jié)傳動。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軸的支承反力平衡。當輸入軸與輸出軸平行時(圖2—2a)，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖2—2b中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動，當輸入軸與輸出軸相交時(圖2—2c)，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能被此平衡，傳動軸發(fā)生如圖2—2d中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而對兩端的十字軸產生大小相等、方向相反的徑向力、此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。 圖2—1 附加彎矩對傳動軸的作用 為使處于同一個平面內的輸入與輸出軸等速旋轉，在汽車傳動系中常采用雙萬向節(jié)傳動。如圖2—2a、2—2c所示給出兩種通常采用的方案，共同特點如下： （1）與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一個平面內。 （2）兩萬向節(jié)與傳動軸的夾角相等，即 。 這樣布置，，即 （2.4） 這樣可以保持等角速度傳動。 2.1.3 多萬向節(jié)運動分析 多萬向節(jié)傳動的運動分析是建立在但萬向節(jié)運動分析的基礎的。下面分析三萬向節(jié)傳動的等速條件，如圖2—3 圖2—3多萬向節(jié)傳動 圖2—3a所示方案中， （2.5） （2.6） （2.7） （2.8） 圖2—3b所示方案中， （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉角差的計算公式與但萬向節(jié)的相似，可以寫成 （2.13） 式中，為多萬向節(jié)的當量夾角；為主動叉的初相位角；為主動叉轉角。上式表明多萬向節(jié)傳動軸輸出軸與輸入軸的運動關系，如同具有夾角。 假設多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，各傳動軸兩端的萬向節(jié)叉平面的夾角為0或，則當量夾角為 （2.14） 式中，等為各萬向節(jié)的夾角。正負號的確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸線所在平面內，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。 為使多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸等速，應使0。 萬向節(jié)傳動輸出與輸入軸的轉角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲級駕駛室內的諧振噪聲。因此在設計多萬向節(jié)傳動時，總希望其當量夾角盡可能小。一般設計時，應使空載和滿載兩種工況下不大于，另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。 表2—1 各種轉速下推薦采用的最大夾角值 傳動軸轉速（r/min） 6000 4500 3500 3000 2500 2000 1500 夾角 （°） 3 4 5 6 7 9 12 表2—2 傳動軸長度、夾角及安全工作轉速的關系 傳動軸長度 （mm） 0--1140 1140--1520 1520--1830 夾角 （°） 0--6 0--6 0—6 6 安全工作轉速（r/min） 0.90 0.85 0.80 0.65 2.2 萬向傳動載荷的確定 萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。計算載荷的計算方法主要有三種，見表2—3。 表2—3 萬向傳動軸計算載荷 用于變速器與驅動橋之間 用于轉向驅動橋 按發(fā)動機最大轉矩和擋傳動比來確定 按驅動輪打滑來確定 按日常平均使用轉矩來確定 表2—3各式中，T為發(fā)動機最大轉矩，n為計算驅動橋數(shù)，取法見表2—4，為變速器一擋傳動比，為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)， ，為最大變矩系數(shù)，為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷(N)，為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，轎車：＝1.2—1.4，貨車：＝1.1—1.2；為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路面上，可取0.85，對于安裝防側滑輪胎的轎車，可取1.25，對于越野車，值變化較大，一般取1，為車輪滾動半徑(m)，為主減速器傳動化。為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，為滿載狀態(tài)下轉向驅動橋上的靜載荷(N)。為汽車最大加速度時的前軸負荷轉移系數(shù)，轎車：＝0.80—0.85，貨車：=0.75—0.90；為日常平均牽引力(N)；為分動器傳動比，取法見表2—4；為猛接離合器所產生的動載系數(shù)，對于液力自動變速器，＝l，對于具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車，＝3，對于性能系數(shù)＝0的汽車(一般貨車、礦用汽車和越野車)，＝1，對于＞0的汽車，＝2或由經驗選定。性能系數(shù)由下式計算 （2.15） 式中，為汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量）（kg）。 表2—4 與的選取 車型 高檔傳動比與低擋傳動比關系 1 2 2 3 對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取和的最小值，或取和的最小值，即或，安全系數(shù)一般取2.5—3.0。當對萬向傳動軸進行疲勞壽命計算時，計算載荷、取。 2.3萬向節(jié)的結構確定 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂，所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 設滾針對十字軸軸頸的作用力合力為F，如圖2—4所示，則 （2.16） 式中，T為傳動軸計算轉矩（N），取在發(fā)動機最大轉矩下且變速器處于一檔是的轉矩和滿載汽車的驅動輪最大附著力矩（）的換算轉矩兩者中的較小值；r為合力作用線與十字軸中心之間的距離（mm）；為萬向節(jié)的最大夾角（°）。十字軸軸頸根部的彎曲應力和剪切應力為 （2.17） （2.18） 式中，為十字軸軸頸直徑（mm）；為十字軸油道孔直徑（mm）；s為力作用點到軸頸根部的距離（mm）；為彎曲應力許用值，為切應力許用值。 圖2—4 十字軸受力圖 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎，而且差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在0.003mm以內。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時，有可能出現(xiàn)受熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009—0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08—0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙一般不應超過0.2—0.4mm。 圖 2—5 十字軸彎曲應力應不大于250—350N/mm2；剪切應力不大于80—120N/mm2。十字軸滾針軸承的接觸應力為 （2.19） 式中，d為滾針直徑（mm）；L為滾針工作長度（mm）；d1為十字軸軸頸直徑（mm）；為在力F作用下一個滾針所受最大載荷（N）。 （2.20） 式中，為滾針列數(shù)；Z為每列中的滾針數(shù)。 萬向節(jié)叉與十字軸軸頸組成連接支承，在力作用下產生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成45°的截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力和扭應力應滿足 （2.21） （2.22） 式中，W、Wt分別為截面B—B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面：，；橢圓形截面：，；h、b分別為矩形截面的高度和寬或橢圓形截面的長軸和短軸；k是與h/b有關的系數(shù)，按照表2—5選取；e、a如圖2—5所示；彎曲應力的許用值為50—80MPa，扭應力的許用值為80—160MPa。 表2—5 系數(shù)k的選取 h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結構和材料、加工、裝配精度以及潤滑條件等有關。當時，可按下式計算 （2.23） 式中，為十字軸萬向節(jié)傳動效率；為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：=1.15—0.20，滾動軸承：=0.05—0.10；其他符號意義同前。 通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為97%—99%。 十字軸常用材料為20CrMnTi、20Cr、20MnvB等低碳合金鋼，軸頸表面進行滲碳淬火處理。滲碳層深度為0．8—1．2mm，表面使度為58—64HRC，軸頸端面硬度不低于55HRC，芯部硬度為33—48HRC。萬向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼．調質處理，硬度為18—33HRC，該針軸承碗材料一般采用GCrl5。 2.4傳動軸的結構確定 傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實現(xiàn)傳動長度的變化。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；有的則在花鍵槽中放人滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，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，以免裝錯破壞傳動軸總成的動平衡。傳動軸的長度和夾角及它們的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，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉的不均勻性。 傳動軸的設計主要內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的臨界轉速、扭轉剛度。 所謂傳動軸的臨界轉速是指旋轉軸失去穩(wěn)定性的最低轉速，它決定與傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。假設傳動軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁，如圖2—6所示。 圖2—6 傳動軸臨界轉速計算簡圖 設軸的質量m集中于O點，且O點偏離旋轉軸線的量為e，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為 （2.24） 式中，為軸在離心力作用下產生的撓度。 與離心力相平衡的彈性力為 （2.25） 式中，為軸的側向剛度，對于質量分布均勻且兩端自由支承于球形鉸接的軸，；E為材料的彈性模量，可??；J為軸管截面的抗彎慣性矩， 。 （2.26） （2.27） 認為在達到臨界轉速的角速度時傳動軸將破壞，即，則有 （2.28） （2.29） 對于傳動軸管有 式中D、d為傳動軸管的外徑及內徑（mm）；L為傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距（mm）；為軸管材料的密度，對于鋼=。 （2.30） 則得傳動軸的臨界轉速（r/min）為 （2.31） 在D、L一定時，空心軸的臨界轉速要比實心軸的高，并且節(jié)省材料。 在設計傳動軸時，要使傳動軸的最高轉速小于0.7，這樣一般可獲得滿意的結果。 傳動軸軸管的斷面尺寸還應保證有足夠的扭轉剛度。軸管的扭轉應力應滿足 （2.32） 式中，T為傳動軸的計算轉矩（N）；為許用扭轉應力。 2.5花鍵的結構確定 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力（MPa）應滿足 （2.33） 式中，為花鍵軸的花鍵內徑（mm）。 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力應滿足 （2.34） 式中，為花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)，=1.3—1.4；、為花鍵外徑和內徑（mm）；為花鍵有效工作長度（mm）；花鍵齒數(shù)；為許用擠壓應力（MPa）。 2.6 中間支承的結構確定 在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉速、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。在轎車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度、改善傳動系彎曲振動特性、減小噪聲、也將傳動軸分成兩段。傳動軸分段時，需加設中間支承。 圖2—8 橡膠彈性中間支承 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行駛過程中由于發(fā)動機竄動或車架等變形所引起的位移。圖為日前廣泛采用的橡膠彈性中間支承，其結構中采用單列滾珠軸承。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。當這些周期性變化的作用力的頻率等于彈性中間支承的固有頻率時，便發(fā)生共振。圖為擺臂式中間支承，擺臂機構能適應中間傳動軸軸線在縱向平面的位置變化改善了軸承的受力狀況，橡膠襯套能適應傳動軸軸線在橫向平面內少量的位置變化。 中間支承的固有頻率可按下式計算， （2.45） 式中，為中間支承的固有頻率(Hz)；為中間支承橡膠元件的徑向剛度(N／mm)；m為中間支承的懸置質量(kg)，它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質量與中間支承軸承及其座所受質量之和。在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，使固有額率對應的臨界轉速n＝60盡可能低于傳動軸的常用轉速范圍，以免共振，保證隔振效果好。一般許用臨界轉速為1000—2000 r／min，轎車取下限。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速為1000—2000r／min，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉速為500—1000r／min。 圖2—9 橡膠彈性中間支承剖面圖 傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉時，將產生明顯的振動和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸滑動花鍵中的間隙、傳動釉總成兩端連接處的定心精度、高速回轉時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點焊平衡片時的熱影響等因素，都能改變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動軸長度增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點焊平衡片的熱影響，應在冷卻后再進行動平衡檢驗。傳動軸的不平衡度，對于轎車，在3000—6000r／min時應不大于25—35g·cm；對于貨車，在1000—4000r／min時不大于50—100g·cm。另外，傳動軸總成徑向全跳動應不大于0.5—0.8mm。 第三章 萬向傳動軸的結構設計與計算 3.1 傳動軸結構方案的分析 3.1.1 十字軸萬向節(jié) 典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的1/4。 3.1.2 準等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式萬向節(jié)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(jié)連接的軸工作轉速趨于相等，可設有分度機構。偏心十字軸雙聯(lián)式萬向節(jié)取消了分度機構，也可確保輸出軸與輸入軸接近等速。雙聯(lián)式萬向節(jié)的主要優(yōu)點是允許兩軸間的夾角較大（一般可達50°，偏心十字軸雙聯(lián)式萬向節(jié)可達60°），軸承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺點是結構較復雜，外形尺寸較大，零件數(shù)目較多。 綜上考慮成本、傳遞扭矩的大小、等速要求等選擇十字軸萬向節(jié)。 此外當傳動軸長度超過1.5m時，為了提高以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根，萬向節(jié)用三個，而在中間傳動軸上加設中間支承。 3.2傳動軸轉矩的計算 根據(jù)整車設計參數(shù)： EQ1090貨車傳動軸及萬向節(jié)設計的主要技術規(guī)格： 汽車發(fā)動機的排量：5.6L； 汽車的自重：4000kg,載重量5000kg； 發(fā)動機最大轉矩：392N.m(1200～1400r/min)； 最大功率：105kw（3000r/min）； 最高車速：100km/h。 傳動軸轉矩T1根據(jù)發(fā)動機-傳動系最大轉矩Tse1和驅動輪打滑轉矩Tss1來校核； Tss1=KdTemaxKi1ifηn Kd為離合器猛接動載系數(shù)，根據(jù)fj確定； fj=110016-0.195maTemax，當0.195maTemax<16時 0 ，當0.195maTemax≥16時 ma為整車質量，ma= 4485kg； Temax為發(fā)動機最大轉矩，Temax=280N·m； i1為變速器一擋傳動比，i1=4.717； if為分動器傳動比，該車無分動器，故if=1； η為發(fā)動機至傳動軸的傳動效率，取η=0.85； n為驅動橋數(shù)目，單橋車輛取n=1； K為液力變矩器系數(shù)，取 K=1； 由： 0.195maTemax=0.195×4485280=3.12<16； 有： fj=110016-0.195maTemax=110016-0.1954485280=0.13>0； 根據(jù)性能系數(shù)fj， fj=0，Kd=1；fj>0，Kd=2；； 離合器的突然結合動載系數(shù)Kd=2； Tss1=2×280×4.717×0.851=2245.292N·m Tse1=G2m2’φrri0imηm G2為滿載狀態(tài)下單個驅動橋的靜載荷，G2=31400N； m2'為車輛最大加速度下后橋的載荷轉移系數(shù)，對于商用車m2'=1.1~1.2； φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，取φ=0.85； rr為車輪的滾動半徑，取rr=0.385； im為主減速器從動齒輪至驅動輪間的傳動比，對于不設輪邊減速器車輛im=1； i0為主減速器傳動比，i0=7.02； ηm為主減速器主動齒輪至驅動輪間的效率，取ηm=0.85； Tse1=31400×1.2×0.85×0.3857.02×08.5=2066.50N·m 傳動軸轉矩T1=min [Tss1，Tse1]=2066.50N·m 3.3軸管的內外徑尺寸 傳動軸最高轉速 nmax=3600r/min 臨界轉速 由 得 初選取D=60mm，d=52mm； nk=1.2×108×602+52215002=4235r/min K=nknmax=42353600=1.17 應力強度 τ=16DT1π（D4-d4）=16×60×2066500π×（604-524）=111.85MPa 根據(jù)許用切應力 ，滿足強度要求。 3.4 花鍵的設計計算 花鍵內徑選取，通過最大扭矩求內徑 由得 初選花鍵尺寸： 內徑 外徑 齒數(shù) n=16 鍵寬 5mm 驗證齒側工作擠壓強度 （取轉矩分布不均勻系數(shù)） 其中取在載荷作用下移動的動聯(lián)接許用擠壓應力=13Mpa 由此推算花鍵長度 花鍵過長重選花鍵尺寸 外徑 內徑 齒數(shù) 此時花鍵長度 3.5萬向節(jié)的計設計算 滾針對十字軸頸的作用合力F，取r=30mm，α=8°； F=T12rcosα=20665002×30×cos8°=34780N 取d1=25mm，d2=4mm，s=8mm； 十字軸軸頸根部的彎曲應力 十字軸軸頸根部的剪切應力 十字軸滾針的接觸應力 其中 取 一個滾針所受最大載荷 軸承的接觸應力為 3.6 整車布置形式的確定 前后跨度3000mm，減去兩端十字軸叉長度160mm，傳動軸分成兩節(jié)，取前節(jié)1500mm，后節(jié)1340mm。 角度如圖3—1 圖3—1 靜擾度=63mm； 空載高度差：241mm； 滿載高度差： 由角度關系得方程1 （變速箱輸出軸水平，驅動橋輸入與水平夾角成1°） 由多十字軸萬向節(jié)傳動等速條件得方程（2） 用表示、 由于旋轉不均勻而產生的慣性力矩很大，考慮滿載比空載傳動軸的負荷大，滿載時傳動軸、主減速器等工況最為惡劣，首先滿足滿載等速條件，不是把完全等速點設計在滿載與空載之間，故設計安排此時傳動軸的輸出與輸入完全等速。 再根據(jù)高度列出方程（3）： （3） 把代入（3）式，得 的值隨著變化的曲線圖： 圖3—2 表3—1 （°） 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.1 1.2 1.3 空載高度（mm） 15 18 22 24 25 24 19 5 -49 194 141 127 （°） 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 空載高度（mm） 122 121 122 124 127 131 134 138 142 146 151 155 （°） 2.6 2.7 2.8 2.9 3.0 3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 空載高度（mm） 159 164 169 173 178 182 187 192 197 201 206 211 從曲線圖可以看出有三個解符合，進一步精確可得出=1.0029°、1.12°、3.0°。 （1）=1.0029°時 滿載 =173.4° 當量夾角 空載 ° ° 當量夾角 （2）=1.12°時 滿載 ° ° 當量夾角 空載 ° ° 當量夾角 ° （3）=3.0°時 滿載 =1.3° -3.3° 當量夾角 ° 空載 =4.0° ° 當量夾角 ° 綜合考慮以上三個解，匯總于表3—2 表3—2 =1.0029° =1.12° =3.0° 滿載 空載 滿載 空載 滿載 空載 173.4° 8.2° 5.2° 8.7° 1.3° 4.0° 173.4° 8.2° 5.3° 8.8° 3.3° 6.0° 1.00° 1.00° 0.45° 0.73° 0.2° 3.28° （1）、（2）兩種情況下，空載和滿載時的當量夾角 很小，但是萬向節(jié)2和3夾角過大，會造成動力總成支承和懸掛彈性元件的振動載荷，引起它們的振動。此外軸間不等速特別嚴重，還能引起齒輪的沖擊和噪聲。 方案選取第三種情況，此時空載的當量夾角3.28°雖然大于3°，考慮到此時車子的空載，負荷很小，動載荷很低，對傳動系破壞很小。 此時的角加速度幅值 遠小于600。 3.7運動中滑動長度的計算 圖3—3 后橋跳動時傳動軸運動分析 圖3—3為后橋跳動時傳動軸運動分析的幾何示意圖。圖3—3中，點D是后橋的轉動圓心，即圓心D在比主卷耳中心高(為主片中心線處的卷耳半徑)、比主卷耳中心后移(為板簧的半長)位置處；點O是傳動軸輸入端的萬向節(jié)中心；點是初始位置時傳動軸輸出端的萬向節(jié)中心；點是后橋跳動位移h后傳動軸輸出端的萬向節(jié)中心；點是初始位置時第1片鋼板彈簧中心；點是后橋跳動位移h后的第1片鋼板彈簧中心。 為了分析后橋跳動對傳動軸參數(shù)的影響規(guī)律,建立坐標系如圖3—3所示，即以傳動軸輸入端的萬向節(jié)中心點O為坐標系的原點；過點O向前為x軸(平行于變速器輸出軸的軸線)的正向；y軸為過點O且垂直于x軸，以向上為正向。分析過程中，認為各構件均為剛體，不存在變形和間隙。當懸架為鋼板彈簧時，后橋殼在車輪上、下跳動時作平移運動，因此，分析后橋跳動對傳動軸振動影響時，只考慮后橋質心的上、下平動即可。當后橋跳動h后，圖中點以為半徑、以點D為圓心運動到點。在后橋上跳期間，由于點和點處于同一個剛體，所以其夾角r保持不變。 為了求出運動關系，假設在后橋上跳期間十字軸的各部分長度相等，均為r。初始位置時，傳動軸的輸入角為，輸出角為；后橋跳動h后，傳動軸的輸入角為，輸出角為。 初始時刻矢量分析模型中各點求解: 求點 規(guī)定傳動軸輸入角是傳動軸軸線和水平線之間的夾角。點到O點距離保持不變，即。向量和x軸之間的夾角為，即 由以上條件得到方程組如下: （3.1） 由圖3—3可知, 求點 規(guī)定后橋俯仰角是后橋輸入軸軸線和傳動軸軸線之間的夾角。 點到點距離保持不變, 即 。 為向量和向量之間的夾角, 即 （3.2） 由以上條件得到方程組： （3.3） 求點 規(guī)定角度γ是后橋輸入軸軸線和矢量之間的夾角。 點到點距離保持不變, 即 。 向量和向量之間的夾角保持不變, 即 （3.4） 由以上條件得到方程組: （3.5） 求點 規(guī)定角度是矢量和矢量之間的夾角。 點到點距離保持不變，即 向量和向量之間的夾角保持不變，即 （3.6） 由以上條件得到方程組： （3.7） 后橋上跳h時各點求解 求點 由于后橋平動，所以點到點垂直距離等于后橋質心上跳量，即 。 點到點距離保持不變，即 由以上條件得方程組： （3.8） 求點 點到點距離保持不變，即 后橋平動，所以點到點垂直距離等于后橋上跳量，即 由以上條件得方程組： （3.9） 求點 點到點距離保持不變，即 由于后橋平動，所以向量和向量之間的夾角保持不變，即 由以上條件得方程組： （3.10） 傳動軸的長度變化量，也即是花鍵的滑動量，用表示， （3.11） 伸長為正，縮短為負。后橋向上跳動時，h為正，向下跳動h為負。 滿載狀態(tài)下的相關參數(shù)值為: , , 。將以上參數(shù)代入進行計算, 得到傳動軸的長度變化見表4—2所列。 表3—3 傳動軸長度變化 （mm） 后橋跳動高度 -40 -60 -80 -100 傳動軸伸縮變化（伸長為正） 4.5 6.4 8.1 9.7 后橋跳動高度 40 60 80 100 傳動軸伸縮變化（縮短為負） -5.3 -8.2 -11.4 -14.8 總 結 經這幾個月的的時間，我的畢業(yè)設計完成，其中包括說明書的詳細記錄，還有圖紙的繪制，都讓我學習到了很多東西，也感觸頗深。此次設計完全是依據(jù)汽車整車狀態(tài)，選擇其中一個零部件進行設計，不僅僅能夠應用在實際生活中，也將我從書本中學習到的理論知識與現(xiàn)實的實際生活緊密的聯(lián)系在一起，真正的做到理論與實際相結合。 從我接到畢業(yè)設計起，自己心里面都在打鼓，現(xiàn)在是驗證自己在大學期間學習內容的時候。從設計最初的構思到論文的逐步成型，從零件圖的繪制到零件的三維模型的建立，讓自己在制作過程中將學習到的內容更加的深入的了解。也讓自己明白了自己的不足之處。 在論文的書寫過程中，從零部件的材料選擇，到零件的尺寸設計，到零件的最終確定，自己都是進行逐一的分析，這段時間內也是長時間泡在圖書館，不斷地去查找相關的資料，不斷的學習，吸收新的知識，對論文的修改也是一次一次的進行。很多時候，遇到自己不懂不明白的地方，往往都在一瞬間想放棄的時候，還是被自己一次次的說服，想著不能就這么就放棄，這樣，讓自己一步步的堅持下來了?？粗约和瓿傻恼撐模瑘D紙，猶如自己的榮譽一般，很開心自己在這段時間