輕型商用車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計(共38頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 本科學生畢業(yè)設(shè)計 輕型商用車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計 系部名稱: 汽車工程系 專業(yè)班級: 車輛工程 B05-18班 學生姓名: 田 宇 指導教師: 蘇清源 職 稱: 副教授 二○○九年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Light C

2、ommercial Vehicle Transmission Shaft and Cardan Joint Candidate:Tian Yu Specialty :Vehicle Engineering Class:B05-18 Supervisor:Associate Prof. Su Qingyuan Heilongjiang Institute of Technology 2009-06·Harbin 專心---專注---專業(yè) 摘  要 汽車的萬向傳動軸是由

3、傳動軸、萬向節(jié)兩個主要部件聯(lián)接而成,在長軸距的車輛中還要加裝中間支承。萬向傳動軸主要用于工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。在本世紀初萬向節(jié)與傳動軸的發(fā)明與使用,在汽車工業(yè)的發(fā)展中起到了極其重要的作用。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展,現(xiàn)代汽車對萬向節(jié)與傳動軸的效率、強度、耐久性和噪聲等性能方面的設(shè)計及計算校核要求也越來越嚴格。本畢業(yè)設(shè)計將依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型(CA1041)的萬向傳動裝置作為設(shè)計原型。在給定整車主要技術(shù)參數(shù)以及發(fā)動機、變速器等主要總成安裝位置確定的條件下,對整車結(jié)構(gòu)進行了分析,確定了傳動軸布置方案,采用兩軸三萬向節(jié)帶中間支承的布置形式。在確定了傳動方案后,對傳動軸

4、、萬向節(jié)總成、中間支承總成進行設(shè)計,使該總成能夠在正常使用的情況及規(guī)定的使用壽命內(nèi)不發(fā)生失效。 關(guān)鍵字:傳動軸;萬向節(jié);中間支承;設(shè)計;校核 ABSTRACT The universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotat

5、ion movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand tha

6、t the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip th

7、e conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined.

8、 Two shaft-three cardin joints is adapted. After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure. Keywords:Transmissi

9、on shaft;Cardin joint;Middle supporting;Design ;Verification 目  錄 第1章 緒  論 1.1 選題的目的和意義 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為發(fā)展趨勢,對汽車節(jié)能、舒適與輕量化的要求越來越高。而傳動軸及萬向節(jié)的設(shè)計裝配不良將產(chǎn)生振動和噪聲,增添未能估算在內(nèi)的符加動載荷,還可能導致傳動系不能正常運轉(zhuǎn)和早期破壞,萬向

10、傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一[1]。傳動軸選用與設(shè)計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設(shè)計不當會給傳動系增添不必要的和設(shè)計未能估算在內(nèi)的附加負荷,可能導致傳動系不能正常運轉(zhuǎn),因此該總成設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢 傳動軸普遍采用具有較高的強度的薄鋼板卷焊而成的空心軸,超重型貨車的傳動軸則直接采用無縫鋼管制成。近年來由于對汽車低能耗,低成本的要求越來越高,汽車必須輕量化,汽車變得更易產(chǎn)生振動和噪聲。因此對傳動系重要組成部分萬向節(jié)振動特性必須進行分析[2]。目前國內(nèi)外都將以NVH(噪音,振動,嘯聲)為設(shè)計目標,為了滿足這類要求,汽車制造廠對

11、該總成的設(shè)計要求越來越嚴格。隨著Matlabl軟件的開發(fā),國內(nèi)對傳動軸的設(shè)計己從傳統(tǒng)設(shè)計向模糊可靠性設(shè)計發(fā)展?;痉椒ㄊ前褌鹘y(tǒng)設(shè)計公式中的參量看作隨機變量,進行概率計算,從中找出規(guī)律,得出合理的校核強度和截面參數(shù)。汽車和工程機械用傳動軸在高速轉(zhuǎn)動時要產(chǎn)生彎曲振動。因此導致共振現(xiàn)象使傳動軸斷裂.尤其是高速軸。為避免共振產(chǎn)生應進行振動計算。確定其臨界轉(zhuǎn)速.常規(guī)優(yōu)化設(shè)計是為了使傳動軸在工作時不出現(xiàn)共振現(xiàn)象.使傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速盡量避開其實際最高轉(zhuǎn)速。因載荷的隨機性及切削加下時下件表而凹凸不平及材料軟硬不均。臨界轉(zhuǎn)速具有離散性。它不是一個點,而是一個區(qū)域。而模糊可靠性設(shè)計理論應用于具有振動的傳動軸的優(yōu)化

12、設(shè)計中,提出傳動軸的模糊可靠性優(yōu)化設(shè)計方法,建立了在滿足給定模糊可靠要求設(shè)計條件下優(yōu)化設(shè)計數(shù)學模型。傳動軸模糊可靠性優(yōu)化設(shè)計在設(shè)計中,既考慮設(shè)計參數(shù)的隨機性和模糊性,又能進行多參數(shù)設(shè)計,使設(shè)計方案最優(yōu),且在設(shè)計后能預測新產(chǎn)品的可靠度[3]。這是可靠性和最優(yōu)化設(shè)計的有機結(jié)合。 萬向節(jié)是實現(xiàn)萬向傳動的關(guān)鍵,萬向節(jié)性能的優(yōu)劣直接影響到整車的行駛性能、動力性、舒適性。從19世紀初虎克式萬向節(jié)在汽車上應用以來,經(jīng)過100多年的發(fā)展己經(jīng)有十幾種形式??煞譃殄幮匀f向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)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)。等速萬向節(jié)因其加工制造精度高、難度大,需成套引進國外專用加工生產(chǎn)設(shè)備

13、,且投資費用大、價格高,已成為實現(xiàn)國產(chǎn)化的關(guān)鍵問題之一。由于等速萬向節(jié)傳動軸應是用橡膠護套來密封的,橡膠護套的壽命從很大程度上決定了傳動軸總成的使用壽命,因此橡膠護套設(shè)計和考核試驗也成了等速萬向節(jié)設(shè)計的重要環(huán)節(jié)之一。由于近年來Pro/E、CATIA、Matlab等軟件的開發(fā)與應用,國內(nèi)的企業(yè)、科研單位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真設(shè)計,從而大大提高了我國對萬向節(jié)的設(shè)計、制造水平。 綜合以上國內(nèi)外文獻和相關(guān)書籍可以看出:隨著計算機的發(fā)展、各種計算機輔助軟件的設(shè)計開發(fā),如:Pro/E、CAD、CATIA等以及有限元分析等設(shè)計理論的發(fā)展,必然會給萬向節(jié)的設(shè)計、研發(fā)帶來日新月異的

14、進展,萬向節(jié)及傳動軸的設(shè)計己逐步實現(xiàn)自動化,集成化,智能化。 1.3 研究內(nèi)容及方法 1.3.1 傳動軸方案的選擇及主要參數(shù)的確定 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,并用三個十字軸式萬向節(jié)連接起來,且在中間傳動軸后端加裝中間支承。 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

15、臨界轉(zhuǎn)速的校核。 1.3.2 萬向節(jié)類型的選擇 對萬向節(jié)類型及其結(jié)構(gòu)進行分析,并結(jié)合(CA1041)技術(shù)要求選擇合適的萬向節(jié)類型??紤]到本畢業(yè)設(shè)計所針對的車型為中輕型貨車,對其萬向傳動軸的設(shè)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(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整維修方便等要求,本設(shè)計選用十字軸式萬向節(jié),帶中間支承的兩段式傳動軸。 1.3.3 十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析 十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造,一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。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,在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后,將套筒固

16、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[4]。 1.3.4 萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核 1、十字軸 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損,十字軸軸頸的滾針軸承帽工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下,當磨損或壓痕超過0.15mm時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂,所以設(shè)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(jié)構(gòu)分析:汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多,但就滾針來

17、說、主要有三種型式:錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運輸及安裝過程中掉針,國內(nèi)的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針[5]。這種結(jié)構(gòu)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、聯(lián)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

18、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。 1.3.5 中間支承的設(shè)計與校核 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(shè)中間支承。在設(shè)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1000~2000r/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

19、衡引起的共振轉(zhuǎn)速1000~2000r/mim,而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500~1000r/min,這樣就避免了中間支承與傳動軸的諧振[6]。 第2章 傳動軸總成的設(shè)計 2.1 萬向傳動軸總體概述 萬向傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設(shè)計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設(shè)計不當會給傳動系增添不必要的和設(shè)計未能估算在內(nèi)的附加負荷,可能導致傳動系不能正常運轉(zhuǎn)..。 傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)知經(jīng)分動器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動機構(gòu),轉(zhuǎn)速達3000~7000r/min,振動是傳動軸總成設(shè)計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術(shù)來減小滑移阻力,但產(chǎn)生的滑

20、移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40倍,而滑移阻力將產(chǎn)生振動。為選型設(shè)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。 2.2 傳動布置型式的選擇 萬向節(jié)傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設(shè)計布置的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置不當會給傳動系增添不必要的和設(shè)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。 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)。

21、有的裝載機在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機在轉(zhuǎn)向時均會使變速箱與驅(qū)動橋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[7]。圖2.1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2.1 汽車的萬向傳動方案[7] 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2.85米

22、,故選取如圖b的傳動方案。 2.3 傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 2.3.1 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(shè)計決定。設(shè)計時應保證在傳動軸長度處在最大值時,套管叉與花鍵軸有中夠的配合長度;而在長度處于最小時,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2.2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

23、量(初撓度)a,如果再考慮到軸與孔的間隙,傳動軸質(zhì)量的不均勻,則a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,這個別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)速即稱為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。 圖2.2 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

24、點數(shù)目有關(guān)。設(shè)傳動軸轉(zhuǎn)速為。作用在傳動軸上的離心力則為: (2.1) 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: (2.2) 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(m); I—軸剖面對其對稱軸線(直徑)的轉(zhuǎn)動慣量(m4); 系數(shù)c與受載情況、支承型式有關(guān),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

25、下,對兩端固定支架支承的梁; P—材料彈性力 由平衡條件得: (2.3) 解得: (2.4) 式中:a—初撓度; Y—附加撓度; ω—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: (2.5) 對于直徑為D的實心軸,由力學得知 ,

26、 (2.6) 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 (2.7) 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/min (2.8) 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

27、 (2.9) 對兩端固定支承的軸,則: r/min (2.10) 以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位(厘米)。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。當傳動軸外徑相同時,空心軸的臨界轉(zhuǎn)速比實心的要高。

28、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1.85~2.50mm;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)。 (2.11) 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)

29、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2.1為某載重汽車的實驗數(shù)據(jù),表示傳動軸破壞轉(zhuǎn)速[8]。 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,3000~6000r/min時不大于1~2N·mm;對5t以上的貨車,在1000~4000r/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0.5~0.8mm。由公式2.10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

30、根萬向傳動軸,且在它們的聯(lián)接處(在前傳動軸后端)需設(shè)置固定在車架車身上的中間支承。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2.1 某載重汽車傳動軸的破壞轉(zhuǎn)速與行駛里程的關(guān)系[8] 行駛里程(km) 0 17000 在重心平面上的振擺(mm) 1.15 1.58 2.75 破壞轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速之比() 0.92 0.86 0.69 2.3.2 傳動軸斷面尺寸的計算與校核 本設(shè)計傳動方式為開式、兩軸三萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ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

31、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/min 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2.2給出外徑D=60~95mm的標準參數(shù)值。 表2.2 60—95mm電焊鋼管YB242-63 (mm) 外徑 鋼 管 厚 度 60 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 63.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、

32、3.2、3.5 70 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 75 1.4、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 83 1.4、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 89 1.4、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 95 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2

33、、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2.9計算。設(shè)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,mm,mm代入2.9得: r/min 經(jīng)計算主傳動軸符合臨界轉(zhuǎn)速設(shè)計要求。 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α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α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:

34、 (2.12) 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: (2.13) 式中:—許用扭轉(zhuǎn)應力,MPa 傳動軸計算扭計算公式如下: (2.14) 式中:—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N·mm),N·mm; N—計算驅(qū)動橋數(shù),CA1041為后橋驅(qū)動車輛,所以取; —變速器一擋傳動比,CA1041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,取; —猛接

35、離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù),液力自動變速器,具有手動操縱的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CA1041技術(shù)參數(shù)查得:Kg,N·m。代入得: ,,取。 將N·mm、、、、代入公式2.14得: N·mm 將傳動軸計算扭矩N·mm,傳動軸管外徑N·mm,內(nèi)徑N·mm代入公式2.13得: MPa 經(jīng)計算主傳動軸軸管符合設(shè)計要求,能保證在各種工況下有效的傳遞轉(zhuǎn)

36、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。 2.4 主傳動軸滑動花鍵的設(shè)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(shè)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。滑動花鍵有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設(shè)計選矩形花鍵,其主要參數(shù)可按照《機械設(shè)計手冊》選取[9]。下表2.3給出了部分輕系列花鍵的基本尺寸:初選花鍵斷面基本尺寸N×d×D×B 為8×46×50×9。 矩形花鍵主要有下圖2.3所示四種形式:由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2.4給出了部分

37、矩形內(nèi)花鍵長度: 根據(jù)表2.4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2.3 矩形花鍵基本尺寸系列(摘自GB/T 1144-2001) (mm) 小徑d 輕系列規(guī)格 N×d×D×B 輕系列r 輕系列c 28 6×23×26×6 0.2 0.1 32 8×32×36×6 0.3 0.2 36 8×36×40×7 0.3 0.2 42 8×42×46×8 0.3 0.2 46 8×46×50×9 0.3 0.2 52

38、8×52×58×10 0.4 0.3 注:表中 N-鍵齒數(shù);D-花鍵大徑;B-鍵寬;r-倒角;c-倒角 表2.4 矩形內(nèi)花鍵長度很系列(摘自GB/T 10081-1988) (mm) 花鍵小徑d 36~52 花鍵長度或 22~120 孔的最大長度L 200 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:

39、 (2.15) 式中:T—傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩(N·mm); d—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2.15得: MPa 經(jīng)校核主傳動軸花鍵的齒根扭轉(zhuǎn)應力符合設(shè)計要求。 傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力MPa計算公式如下: (2.16) 圖2.3 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),,??;

40、 、—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(2.16)得: MPa 經(jīng)校核主傳動軸花鍵齒側(cè)擠壓應力符合設(shè)計要求。 當傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時,產(chǎn)生的軸向阻力為: (2.17) 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2.17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

41、磷化處理或噴涂尼龍層,有的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(jié)構(gòu)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[10]。 2.5 中間傳動軸花鍵的設(shè)計 由于所所設(shè)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

42、力的傳遞。 選取中間傳動軸花鍵鍵型為矩型花鍵,主要尺寸參照表2.3:初選花鍵小徑mm,大徑mm,鍵齒數(shù)N=8,鍵寬B=7mm。參照表2.4,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: (2.18) 將、代入公式2.18得: MPaMPa 經(jīng)校核中間傳動軸齒根扭轉(zhuǎn)應力符合設(shè)計要求。 中間傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應力MPa應滿足:

43、 (2.19) 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); 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(2.19)得: MPa 經(jīng)校核中間傳動軸花鍵齒側(cè)擠壓應力符合設(shè)計要求。 2.6 本章小結(jié) 本章完成了對中間傳動軸、主傳動軸的設(shè)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

44、行成傳動軸的折斷。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(shè)計也是這一章的重中這重。本設(shè)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3章 萬向節(jié)總成的設(shè)計 3.1 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

45、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)和等速萬向節(jié)三種形式[11]。 不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接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(shè)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3.1所示: 萬向節(jié) 剛性萬向節(jié) 不等速萬向節(jié)

46、 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3.1 萬向節(jié)的分類 由于十字軸式萬向節(jié)具有結(jié)構(gòu)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(shè)計適用的車型,選用十字軸式萬向節(jié)。 3.2 十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析 十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造,一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。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,將將套筒固定在萬向節(jié)叉上,以防止軸承在離心

47、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[12]。 最普通的蓋板式軸承軸向定位結(jié)構(gòu)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。[13]卡環(huán)式又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可

48、靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)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。這各結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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,十字軸的端間隙始終為零,有的結(jié)構(gòu)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

49、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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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。 3.3 萬向節(jié)的受力

50、分析 3.3.1 單十字軸萬向節(jié)的受力分析 第4章 中間支承的設(shè)計 4.1 中間支承的結(jié)構(gòu)分析與選擇 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(shè)中間支承[19]。 中間支承能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,以及車車輛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。目前中間支承主要有橡膠彈性中間支承和擺臂式中間支承兩種形式。橡膠彈性中間支承在其結(jié)構(gòu)中采用單列

51、滾子軸承,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。 蜂窩軟墊式中間支承與車架橫梁相連接。單列球軸承可在軸承座內(nèi)滑動。由于蜂窩形橡膠墊的彈性作用,能適應上述安裝誤差和行駛中出現(xiàn)的位移。此外還可吸收振動并減少噪聲。單列球軸承通過油嘴加入的潤滑脂來實現(xiàn),并在球軸承兩端安裝油封加以密封。蜂窩軟墊式結(jié)構(gòu)簡單,效果良好,應用廣泛。 雙列圓錐滾子軸承中間支承,其特點是雙列圓錐滾子軸承可承受較大的軸向力,且便于調(diào)整,使用壽命長。 有的汽車采用擺式中間支承。整個中間支承通過螺栓固定在支

52、架和車架橫梁上。當發(fā)動機軸向竄動時,擺臂可繞支承軸擺動,適應中間傳動軸的軸線在縱向平面的位置變化,改善了軸承的受力狀況。此外橡膠襯套能適應傳動軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。 綜上所述,由于本設(shè)計適用車型CA1041載重小,行駛時傳動軸承受沖擊載荷小,而擺動式中間支承具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕、制造容易、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點,故本設(shè)計選用擺動式中間支承,其結(jié)構(gòu)如圖4.1。 單列深溝球軸承套裝在中間傳動軸上,內(nèi)圈由凸緣叉和軸肩軸向定位,外圈由兩個卡環(huán)固定在軸承座孔上使之不能在軸向滑動。兩個支承銷管由兩個擋圈通過銷聯(lián)接在一起;銷管分別與軸承座和支架焊接,支架由螺栓固定在車架橫梁上。 由于擺動式中間

53、支承的結(jié)構(gòu)特點,作用在軸承上的軸向力和徑向力都較小,故選用單列深溝球軸承。中間傳動軸花鍵大徑D=40mm,所以取軸承內(nèi)徑d=45mm,初選軸承外徑D=85mm,軸承寬度B=19mm。選定軸承型號后需對其使用壽命進行校核。 圖4.1 擺動式中間支承 4.2 軸承的選取 由機械設(shè)計手冊查得:對于每日8小時工作的機械(利用率不高),預期使用壽命=12000~2000h;每日8小時工作(利用率較高),預期使壽命=20000~30000h。取預期使用壽命[]=20000h計算[20]。 計算公式(以小時數(shù)表示)如下: (

54、4.1) 式中:n—軸承轉(zhuǎn)速(r/min),取n=2500r/min; ε—壽命指數(shù),對球軸承; C—基本額定動載荷,C=20500N; P—當量動載荷; Ft—溫度系數(shù),工作溫時, 當量動載荷P的一般計算公式為: (4.2) 式中:—考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù),??; X、Y—徑向,軸向載荷系數(shù); —軸承徑向載荷; —軸承軸向載荷,取N 軸承徑向載荷可按如下公式計算: N (4.3) 式中:F—滑動花鍵滑動時的阻力,F(xiàn)=3030N; a—傳動軸工作時兩萬向節(jié)的夾角; —傳動軸重力作用在軸承上的分

55、力 由機械設(shè)計手冊查得:X=0.56,Y=2.07。將,X=0.56,Y=2.07,N,N代入公式4.2得: N 將n=2500r/min,,,C=20500N,代入公式4.1得: 經(jīng)計算軸承壽命符合設(shè)計要求。 另外,還應考慮中間支承的固有頻率,計算公式如下: (4.4) 式中:—中間支承的固有頻率(Hz); —中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度(N/mm); m—中間支承懸置質(zhì)量(Kg),等于傳動軸落在中間支承上的一部分質(zhì)與中間支承軸承及其軸承座所陰承受的質(zhì)量之和。 在設(shè)計中間支承時,應合理

56、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1000~2000r/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1000~2000r/min ,而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500~1000r/min,這樣就避免了中間支承與傳動軸的諧振。 4.3 本章小結(jié) 本章完成了中間支承總成的設(shè)計。擺動式中間支承具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕、制造容易、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點。當發(fā)動機軸向竄動時,擺臂可繞支承軸擺動,適應中間傳動軸的軸線在縱向平面的位置變化,改善了軸承的受

57、力狀況。橡膠襯套可以大大吸收、減小由于傳動軸引起的振動,進而減小車輛行駛時的噪聲和振動。此外,還選擇了軸承的型號并對軸承的使用壽命進行校核;設(shè)計了合理有效的潤滑及密封型式,從而提高了總成的使用壽命。 結(jié) 論 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車輛的多樣化、輕量化己成為發(fā)展趨勢,對車輛的操控性、行駛穩(wěn)定性、乘坐舒適性的要求也越來越高。而傳動軸及萬向節(jié)的布置、設(shè)計裝配不良將產(chǎn)生振動和噪聲,影響車輛的行駛性和舒適性。因此該總成設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。本題是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動裝置作為設(shè)計原型,在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下,設(shè)計出符合要求的萬向傳動裝

58、置,著重設(shè)計了傳動軸、花鍵;萬向節(jié)總成及中間支承總成并對其進行了校核計算。 在對各種結(jié)構(gòu)件進行了分析計算后,進行了合理的總體布置,該總成己基本符合了設(shè)計要求。此外,在主傳動軸、十字軸滾針軸承、中間傳動軸總成上均采用了較先進的潤滑及密封形式,從而保證了傳動軸總成工作的可靠性,并提高了使用壽命;主傳動軸滑動花鍵采用了直齒矩形花鍵,提高了定心精度,而使傳動軸的運轉(zhuǎn)更加平穩(wěn),行駛時產(chǎn)生的振動的噪聲更小。在過去,國內(nèi)十字軸萬向節(jié)一般應用在轉(zhuǎn)速相對不高的車輛上,而且十字軸上都設(shè)計有注油嘴,要求定期對十字軸軸承碗補充潤滑脂。隨著高檔商務車輛如豐田考斯特在國內(nèi)的推出,同時一些廠家要求在十字軸上取消注油嘴實現(xiàn)

59、免維護的越來越多,因此高速免維護十字軸萬向節(jié)應用日益廣泛,也必將成為十字軸萬向節(jié)的發(fā)展趨勢。 本設(shè)計中也存在一些缺點和不足,由于采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法,在設(shè)計上不可避免的會有設(shè)計精度不高、和資源、材料的浪費。 展望:隨著計算機技術(shù)的發(fā)展、各種電腦輔助設(shè)計軟件的開發(fā)如: Pro\E、CAD、CATIA、等軟件的開發(fā)和對力學問題的有限元算法的普及,萬向傳動軸的設(shè)計的自動化,集成化,智能化己成為萬向傳動軸設(shè)計的發(fā)展趨勢,也使設(shè)計更加精確定可靠、更加節(jié)省材料。 參考文獻 [01] 吳修義.汽車萬向節(jié)傳動軸的選擇和應用[J].重型汽車,1999.6. [02] 盧曦,周萍,孫

60、躍東.汽車等速萬向節(jié)的現(xiàn)狀與發(fā)展[J].機械設(shè)計與制造,2002.6. [03] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京機械工業(yè)出版社,2005.1. [04] F.Schmelz,Graf von H.-Cseherr-Thoss.北京理工大學出版社,萬向節(jié)與傳動軸[M],1997.12. [05] 張立,王麗娟.PLC在汽車傳動軸涂敷系統(tǒng)中的應用[J].西安工業(yè)大學學報,. [06] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].清華大學出版社,2001.7. [07] 肖生發(fā),伍德榮.一種新型等速萬向節(jié)的設(shè)計[J].機械工程師,2002.7 [08] Joachim Quarg,Das Verbrauc

61、hsminimierte Automobil,ATZ,1996. [09] 任少云,朱正禮,張建武.雙十字軸萬向節(jié)傳動力學建模與仿真[J].上海交通大學學報,2004.11. [10] 王望予,汽車設(shè)計[M],機械工業(yè)出版社,2004.8. [12] 何西冷.萬向節(jié)機構(gòu)的運動學分析[J].起重運輸機械,2001.6. [13] 康健,管迪華.萬向節(jié)運動傳遞非等速特性研究[J].清華大學學報,1999年,第39卷,第8期. [14] 華同曙,沈雪瑾,陳曉陽.虎克萬向節(jié)節(jié)叉軸承滾針的凸度設(shè)計[J].華南理工大學學報(自然科學版),2006.7. [15] French,M.J.Conc

62、eptual Design for Engineers(Third Edition).London.The Design concil,1999. [16] 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑[J].AUTO MAINTENANCE,2000.12. [17] 吳家洲,吳波,楊叔子.球籠式萬向節(jié)快速設(shè)計CAD系統(tǒng)研究[J].機床與液壓,2001.6. [18] 龔微寒,汽車現(xiàn)代設(shè)計制造[M],人民交通出版社,2001.6. [19] 諸文農(nóng).底盤設(shè)計[M].機械工業(yè)出版社,1999.8. [20] 五之煦,許杏根.機械設(shè)計手冊[M].機械工業(yè)出版社,2001.6. 致 謝

63、本人的畢業(yè)設(shè)計是在導師蘇清源副教授的悉心指導和熱切關(guān)懷下完成的。從設(shè)計的選題到研究,從資料的收集到構(gòu)思,從思路的形成到設(shè)計,一步一步的進展,一點一點的收獲都傾注著指導老師大量的心血。蘇老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和精益求精的務實精神讓我獲益很多,指導老師淵博的知識和對問題敏銳的洞察力更成了我終身追求的目標。蘇老師為人謙虛誠懇,做事嚴謹認真,治學一絲不茍,深深地影響著我,并將使我在未來的工作崗位上展現(xiàn)出更好的工作能力和工作表現(xiàn)。在此,對蘇老師的辛勤培養(yǎng)致以崇高的敬意和衷心的感謝。我一定會遵照您的教導,在學習工作和生活的道路上繼續(xù)努力。 感謝汽車工程師系系主任及各級領(lǐng)導,為我們提供了良好的教學設(shè)施、學習環(huán)

64、境和學術(shù)氛圍。對我們在畢業(yè)設(shè)計中遇到的各種困難給予了理解和支持。另外,還要感謝車輛工程教研室、基礎(chǔ)教研室、實驗室的各位老師在我大學期間的幫助和指導。從他們那里,我學到了很多書本上學不到的經(jīng)驗和解決問題的思想。 在本設(shè)計的完成過程中得到羅輝、施奇等同學的幫助,感謝他們在做設(shè)計過程中給予我的無私的幫助。 附 錄 Cross-axis gimbal assembly Failure Analysis The main function of joints in different axis passing between the rotating shaft t

65、orque, it has been widely used in various types of truck axle shaft connected between the cross section, usually in the course of cross-axis universal joint of the Needle Roller Bearings for rotary movement is not, but for the rotation of the swing movement, the load cycle changes submitted. Based o

66、n the heavy-duty vehicle WX0082 Cross-axis gimbal assembly of less than life pieces of the failure mode of failure, failure, structural parameters and materials used and the performance of finite element analysis and other methods to conduct a comprehensive comparative analysis of product performance a design improvement. ? 1. Oblique imprint The author of a company from the provision of three packs of the three packs of Service returned failure cases observed that the cross-axis oblique jour

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