車輛工程畢業(yè)設計（論文）HGC1050萬向傳動軸結構設計【三維】

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1、 本科學生畢業(yè)設計HGC1050 萬向傳動軸結構設計 系部名稱： 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 Bachelors DegreeHGC1050 Universal Shafts Structure DesignCandidate： Specialty： Vehicle EngineeringClass： B07-2Supervisor：Associate Prof.Heilongjiang Institute of Technology I摘摘 要要萬向傳動裝置是汽車傳動系統(tǒng)中的重要組成部

2、分，萬向傳動裝置位于變速箱和驅動橋之間，一般由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。萬向節(jié)能實現變角度動力傳遞；傳動軸把變速器的轉矩傳遞到驅動橋上；中間支承能補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差和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。萬向傳動裝置的功用是在汽車行駛過程中，在軸間夾角及相互位置經常發(fā)生變化的兩個轉軸之間傳遞動力。本文主要是對汽車的十字軸式萬向傳動裝置進行設計。根據車輛使用條件和車輛參數，按照傳動系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數主要為：十字軸、萬向節(jié)、傳動軸、中間支承的參數確定，并進行了總成設計主要為：十字軸的設計，萬向節(jié)的設計、傳動軸的設計以及中間

3、支承的設計等。并通過 Pro/E建模和有限元 ANSYS 軟件對設計萬向傳動裝置進行結構分析，根據分析結果對萬向傳動裝置進行改進設計得出合理的設計方案。全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706153893706關鍵詞：萬向傳動裝置；十字軸；萬向節(jié)；傳動軸；有限元分析 II ABSTRACTThe automobile universal transmission device is in the automobile transmission system important constituent,is located between the gear box and the drivi

4、ng axle . Generally by the universal joint, the drive shaft and the middle supporting is composed. The universal joint energy conservation realization changes the angle power transmission;Transmit the torque of the gear box to the transaxle with drive shaft;The middle supporting can compensate the d

5、rive shaft axial and the angle direction in the wiring error and the vehicles travel process because the engine flees moves the displacement which or distortions and so on frame causes. The rotary transmission device function is in the automobile travel process, the included angle and the mutual pos

6、ition changes between the revolution axis in the axis between to transmit the power frequently.This article mainly is carries on the design to the automobile cross shaft type rotary transmission device. According to vehicles exploitation conditions and vehicles parameter, according to transmission s

7、ystem design procedure and request, Mainly has carried on following work: Mainly has carried on following work choice correlation design variable mainly is: Cross axle, universal joint, drive shaft, middle supporting parameter determination, and has carried on the unit design mainly is: Cross axle d

8、esign, universal joint design, drive shaft design as well as middle supporting design and so on. And to designs the rotary transmission device through the finite element Pro/E and ANSYS software to carry on the structure analysis, Carries on the improvement design according to IIIthe analysis result

9、 to the rotary transmission device to obtain the reasonable design proposal.Keywords: Universal Transmission Device; Cross Axle; Universal Joint; Transmission shaft; Finite Element Analysis目 錄摘要 IAbstractII第 1 章 緒 論11.1 概 述11.2 汽車傳動軸的國內外研究現狀21.3 研究汽車萬向傳動軸的目的和意義31.3.1 研究汽車萬向傳動軸的目的31.3.2 研究汽車傳動軸的意義31.

10、4 萬向傳動軸的結構特點及基本要求41.5 本課題研究的主要內容5第 2 章 汽車傳動軸的結構方案分析與選擇72.1 汽車傳動軸的結構方案概述72.1.1 萬向節(jié)與傳動軸的結構型式72.1.2 傳動軸管、伸縮花鍵及中間支承結構型式72.1.3 萬向節(jié)類型102.2 傳動軸設計方案122.3 本章小結13 IV第 3 章 萬向傳動軸的設計143.1HGC1050 汽車的主要技術參數143.2 傳動軸總成設計計算及校核153.2.1 傳動軸計算載荷的確定153.2.2 傳動軸軸管的選擇及校核163.2.3 中間支承的結構設計213.3 十字軸總成的設計計算及校核243.3.1 萬向節(jié)的受力分析24

11、3.3.2 十字軸萬向節(jié)的設計及校核263.3.3 十字軸滾針軸承的校核273.3.4 萬向節(jié)叉的設計及校核28第 4 章 傳動軸總成建模與裝配304.1 Pro/ENGINEER 軟件簡介304.2 利用 ProENGINEER 軟件進行三維實體建模314.2.1 十字軸的創(chuàng)建314.2.2 凸緣叉的創(chuàng)建314.2.3 軸承差的創(chuàng)建324.2.4 傳動軸管的創(chuàng)建324.2.5 帶花鍵的傳動軸管的創(chuàng)建33第 5 章 萬向傳動裝置的有限元靜力學分析345.1 ANSYS 軟件簡介345.2Pro/E 與 ANSYS 接口的創(chuàng)建 345.3 利用 ANSYS 對望向傳動裝置進行有限元受力分析365

12、.3.1 十字軸有限元受力分析365.3.2 凸緣叉有限元受力分析405.3.3 傳動軸有限元受力分析415.4 本章小結42結 論43參考文獻44 V致 謝45附錄 A 外文文獻46附錄 B 外文文獻翻譯 49 1 第 1 章 緒 論1.1 概述萬向節(jié)傳動用于在不同軸心的兩軸間甚至在工作過程中相對位置不斷變化的兩軸間傳遞動力。例如，在某些重型汽車和越野汽車上，根據總布置的要求需將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一定距離時，考慮到在它們之間很難保證軸與軸能同心以及安裝基體即車架也可能發(fā)生變形，因此在這些總成之間就應采用萬向節(jié)傳動。此時常采用普通十字軸萬向節(jié)，也有采用撓性萬向節(jié)的，其工作夾

13、角一般不大于。前置發(fā)動機后輪驅動的汽車在行駛過程中，由于懸架的不斷變形，變速器與53驅動橋的相對位置(高度和距離)也在不斷變化，因此它們之間需要用可伸縮的萬向傳動軸聯接。這時當聯接的距離較近時，常采用兩個萬向節(jié)和一根可伸縮的傳動軸；當距離較遠而使傳動軸的長度超過 1.5時，常將傳動軸分成兩根或三根，用三個或四m個萬向節(jié)，且后面一根傳動軸可伸縮，中間傳動軸應有支承，萬向節(jié)所聯的兩軸之間的夾角，對一般載貨汽車不應超過，對于短軸距的 44 越野汽車，最大可達2015。對于又要轉向又要驅動的轉向驅動橋，左、右驅動車輪需要隨汽車行駛的軌跡30而改變方向，這時多采用球籠式或球叉式等速萬向節(jié)傳動，其最大夾角

14、即車輪的最大轉角可達。萬向節(jié)傳動還用于帶有擺動半軸的驅動橋、轉向軸傳動機構及動4232力輸出裝置等。 萬向節(jié)傳動應適應所聯兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內的不斷變化且能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力，保證所聯兩軸能等速旋轉，且由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動及噪聲應在允許范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現象。此外，萬向節(jié)傳動還要求傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易8。本課題使用 CAD、Pro/E、ANSYS 技術對萬向傳動裝置進行設計，實現了設計與制造的一體化，具有明顯的優(yōu)越性。在縮短了設計周期的同時，實現了標準化，通用化，系列化，提高了加工效率及加工質量，有利于提高企業(yè)自身

15、應變能力和市場競爭力，給企業(yè)帶來綜合效率。通過對 HGC1050 萬向傳動裝置的設計，能夠使我熟練地掌握 CAD、Pro/E、ANSYS 在生產實踐中的應用，鍛煉自己分析問題解決問題的能力。解放汽車萬向傳動裝置正廣泛應用于各種車輛上，使汽車傳動性能顯著提高，因此，對此課題的研究具有十分重要的意義。 2 1.2 汽車傳動軸的國內外研究現狀萬向傳動軸在汽車上的應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據總布置要求需要將離合器與變速器、變速器與分動器拉開一段距離，

16、顧及到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或撓性萬向傳動軸；對于轉向驅動橋，左、右驅動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，多采用等速萬向傳動軸。依據在扭轉方向上是否有明顯的彈性，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)又分為不等速萬向節(jié)（十字軸式） 、準等速萬向節(jié)（雙聯式、凸塊式、三銷式、球面滾輪式）和等速萬向節(jié)（球叉式、球籠式） 。其中十字軸式萬向節(jié)是目前在汽車上應用最廣泛的；雙聯式萬向節(jié)在越野車轉向驅動橋應用增多；球籠式萬向節(jié)在轎車轉向驅動橋得到廣泛應用。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸接式連接傳遞動力；撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動了的，具有緩沖減振作用。單十字軸萬

17、向節(jié)傳動的不等速，使從動軸及其相連的部件產生扭轉振動，影響部件壽命，所以常采用雙十字軸萬向節(jié)來實現等速傳動。等速萬向節(jié)是從結構上保證在其工作中，其傳力點總位于兩軸交角的平分面上；這也是以后的發(fā)展方向。這次課題設計中選的是目前汽車上應用廣泛的十字軸萬向節(jié)。傳動軸高速轉動時，在離心力的作用下長生劇烈振動；所以，傳動軸與萬向節(jié)裝配后，必須滿足動平衡要求。傳動軸過長時，自振頻率較低，易產生共振；通常將傳動軸分成兩段并加中間支承。蜂窩軟墊式中間支承應用較廣泛。有的汽車也采用擺動式中間支承。有限元方法在汽車產品開發(fā)中的應用非常廣泛，主要在汽車上有以下幾種應用：（1）結構靜力分析 這是在車輛及其發(fā)動機的各種

18、零部件設計中最常見的問題，也是應用最為廣泛的領域，即分析計算結構與時間無關的應力分布與變形情況。如齒輪輪齒、鋼板彈簧、車橋、飛輪、傳動軸的靜力分析。（2）結構動力學分析 一是求解結構或系統(tǒng)本身的動態(tài)特性，如固有頻率、振型等，這對分析與解決振動問題是十分重要的；二是強迫響應分析，即結構在動載的作用下的響應，這較靜力分析更接近于車輛及其發(fā)動機中的許多零部件的實際工作情況，但一般計算量也將增加許多倍。隨著對環(huán)境問題的益重視，在車輛及發(fā)動機的設計中已普遍采用各種分析工具，采取各種有效措施，來改善和減少車輛的振動和噪聲。例如車輛動力裝置的動態(tài)性分析等。（3）溫度場分析 分析結構內部溫度的分布情況以及熱應

19、力和熱變形的情況，包 3 括穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)的問題，例如可應用于發(fā)動機中的活塞、氣缸蓋等燃燒室附近的零部件。在進行這類零部件的強度剛度分析計算時，不僅要考慮機械負荷而且還要同時考慮熱負荷。（4）流場分析 是有限元方法在流體力學領域中的應用。一般流場分析是非線性問題，較為復雜。解決流體力學中的問題應用較多的是有限差分法與可以認為是介于有限差分法和有限元方法之間的有限容積法。這一類問題的應用實例有車輛外形對行駛阻力的影響的分析、對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的分析等。對產品的結構、工藝參數、結構形狀參數進行分析與優(yōu)化，可在產品設計初期對其剛度和強度有充分的認識，使產品在設計過程就可保證使用要求，縮短設計試驗周期，節(jié)省

20、試驗和生產費用。它在汽車產品開發(fā)中應用使得汽車在輕量化、舒適性、經濟性與操縱穩(wěn)定性等方面得到改善及提高。1.3 研究汽車萬向傳動軸的目的和意義1.3.1 研究汽車萬向傳動軸的目的中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為發(fā)展趨勢。我國汽車業(yè)的高速發(fā)展，帶動我國汽車傳動軸需求持續(xù)大幅增長。汽車傳動軸市場潛在需求與潛在機會，整個產業(yè)規(guī)模具有非常大的擴展空間，單個企業(yè)規(guī)模也會越來越大。在這樣的一個背景下，中國汽車傳動軸發(fā)展前景一片光明。萬向節(jié)傳動應適應所聯兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內的不斷變化且能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力，保證所聯兩軸能等速旋轉，且由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動及噪聲

21、應在允許范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現象。此外，萬向節(jié)傳動還要求傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易。而傳動軸及萬向節(jié)的設計裝配不良將產生振動和噪聲，因此該總成設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。本題是依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速器輸出轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下，學生獨立設計出符合要求的萬向傳動裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。在對各種結構件進行了分析計算后，繪制出該總成裝配圖及主要零件的零件圖。1.3.2 研究汽車傳動軸的意義本課題使用CAD、Pro/E、ANSYS技術對萬向傳動裝置進行設計，實現

22、了設計與制造的一體化，具有明顯的優(yōu)越性。在縮短了設計周期的同時，實現了標準化，通用化，系列化，提高了加工效率及加工質量，有利于提高企業(yè)自身應變能力和市場競爭力，給企業(yè)帶來綜合效率。通過HGC1050萬向傳動裝置的設計，能夠使我熟練地掌握 4 CAD、Pro/E、ANSYS在生產實踐中的應用，鍛煉自己分析問題解決問題的能力。汽車萬向傳動裝置正廣泛應用于各種車輛上，使汽車傳動性能顯著提高，因此，對此課題的研究具有十分重要的意義。1.4 萬向傳動軸的結構特點及基本要求萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、傳動軸和中間支撐組成。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矩和旋轉運動。伸縮套能自動調節(jié)變速器

23、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的變化，并實現兩軸的等角速傳動。一般萬向節(jié)由十字軸、十字軸承、凸緣叉及軸向定位件和橡膠密封件等組成。傳動軸是一個高轉速、少支承的旋轉體，因斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。重型載貨汽車根據驅動形式的不同選擇不同型式的傳動軸。一般來講 42 驅動形式的汽車僅有一根主傳動軸。64 驅動形式的汽車有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸。66 驅動形式的汽車不僅有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸，而且還有前橋驅動傳動軸。在長軸距車輛的中間傳動軸一般設有傳動軸中間支承它是由支承架、軸承和橡膠支承組成。傳動軸是由軸管、伸縮套和萬

24、向此它的動平衡是至關重要的。一般傳動軸在出廠前都要進行動平衡試驗，并在平衡機上進行了調整。因此，一組傳動軸是配套出廠的，在使用中就應特別注意。其基本結構如圖 1.1 所示圖 1.1 萬向傳動裝置的工作原理及功用 5 圖 1.2 變速器與驅動橋之間的萬向傳動裝置基本要求：1.保證所連接的兩根軸的夾角及相對位置在一定范圍內變動時，能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。 2.保證傳動盡可能同步，所連接兩軸盡可能等速運轉。3.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，在使用車速范圍內不應產生共振現象。 4.傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。萬向傳動裝置有極其廣泛的應用，發(fā)動機前

25、置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據總布置要求需將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一端距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或撓性萬向傳動軸；對于轉向驅動橋，左、右驅動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，這時多采用等速萬向傳動軸。如圖 1.3 所示圖 1.3 萬向節(jié)在汽車上的各種應用 6 1.5 本課題研究的主要內容依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速器輸出轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件

26、下，獨立設計出符合要求的萬向傳動裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。對汽車萬向傳動軸的運動特性，技術難題，制造工藝，使用壽命影響因素，失效形式，進行深入系統(tǒng)的分析。在設計過程中避免振動，傳動動軸斷裂，十字軸折斷，及滾針軸承過早損壞等問題。運用傳統(tǒng)設計方法完成對傳動軸的計算校核，傳動軸滑動花鍵的設計計算。萬向節(jié)叉及十字軸的計算校核。利用相關書籍資料完成對十字軸的設計及校核，傳動軸滑動花鍵和萬向節(jié)的潤滑方案的選擇與設計。 7 第 2 章 汽車傳動軸的結構方案分析與選擇2.1 汽車傳動軸的結構方案概述2.1.1 萬向節(jié)與傳動軸的結構型式汽車后驅動橋的萬向節(jié)傳動裝置通常稱為汽車的萬

27、向傳動軸或簡稱為傳動軸，它由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。對于長軸距汽車的分段傳動軸，還需有中間支承。如圖 2.1 所示2.1.2 傳動軸管、伸縮花鍵及中間支承結構型式傳動軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄(1.53.0mm)、管徑較大、扭轉強度高、彎曲剛度大、適于高速旋轉的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成如圖 2.1 所示。圖 2.1 汽車傳動軸的結構圖(a)帶有中間支承并有兩根軸管的分段傳動軸；(b)具有一根軸管的傳動軸 8 1萬向節(jié)；2傳動軸管；3平衡片；4伸縮軸管；5防塵罩；6十字軸；7中間支承伸縮花鍵具有矩形或漸開線齒形，用于補償由于汽車運動時傳動軸兩端萬向節(jié)之間的長度變化。當承受轉矩的花鍵在伸

28、縮時，產生軸向摩擦力為。aF (2.1)RTfFja=式中： 傳動軸所傳遞的轉矩；jT 花鍵齒側工作表面的中徑；R 摩擦系數。f由于花鍵齒側工作表面面積較小，在大的軸向摩擦力作用下將加速伸縮花鍵的磨損，引起不平衡及振動。應提高鍵齒表面硬度及光潔度，進行磷化處理、噴涂尼龍，改善潤滑?？蓽p小摩擦阻力及磨損。也有用滾珠或滾柱的滾動摩擦代替花鍵齒間的滑動摩擦的結構如圖 2.2 所示。圖 2.2 帶有滾柱的汽車傳動軸1滾柱；2帶有滾柱內滾道的傳動軸管；3帶有滾柱外滾道的軸管花鍵應有可靠的潤滑及防塵措施，間隙不宜過大，以免引起傳動軸振動。內、外花鍵應對中，為減小鍵齒摩擦表面間的壓力及磨損應使鍵齒長與其最大

29、直徑之比jljd不小于 2。花鍵齒與鍵槽應按對應標記裝配，以免破壞傳動軸總成的動平衡。動平衡的不平衡度由點焊在軸管外表面上的平衡片補償。裝車時傳動軸的仲縮花鍵一端不應靠近后驅動橋，而應靠近變速器或中間支承，以減小其軸向摩擦力及磨損。中間支承用于長軸距汽車的分段傳動軸，以提高傳動軸的臨界轉速，避免共振，減小噪聲。它安裝在車架橫梁或車身底架上，應能補償傳動軸的安裝誤差及適應行駛中由于彈性懸置的發(fā)動機的竄動和車架變形引起的位移，而其軸承應不受或少受由此產生的附加載荷。以前中間支承多采用自位軸承，目前則廣泛采用坐于橡膠彈性元件上的單列球軸承如圖 2.1，圖 2.3。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低

30、噪聲，承受徑向力，但 9 不能承受軸向力。設計時應合理選擇支承剛度，避免在傳動軸常用轉速內產生共振。擺臂式中間支承的擺臂用于適應中間傳動軸軸線在縱向平面內的位置變化如圖2.4。66 越野汽車傳動軸的中間支承常安裝在中驅動橋殼上,多采用兩個圓錐滾子軸承，軸承座應牢固地固定在中橋殼上如圖 2.5 所示。 圖 2.3 汽車傳動軸的中間支承(a)傳動軸及其中間支承；(b)-(e)中間支承方案1 一撓性萬向節(jié)；2、4 一前、后傳動軸；3 一彈性中間支承；5 一平衡片；6 一橡膠套；7 一橫梁 10 圖 2.4 擺臂式中間支承圈 2.5 越野汽車傳動軸的中間支承2.1.3 萬向節(jié)類型汽車用萬向節(jié)分為剛性的

31、、撓性的、等速的和不等速的幾種。汽車除轉向驅動橋及帶有擺動半軸的驅動橋的分段式半軸多采用等建萬向節(jié)外，一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。1、普通十字軸萬向節(jié)普通十字軸萬向節(jié)如圖 2.6 所示，由兩個萬向節(jié)叉及聯接它們的十字軸、滾針軸承及訥封等組成。其結構簡單，傳動效率高。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，以及十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面的壓痕和剝落。通常認為當磨損或壓痕超過 0.25時，十字軸萬向節(jié)就應報廢。為了提高其使用壽命。mm出現了各種有效的組合式潤滑密封裝置，以潤滑和保護十字軸軸頸與滾針軸承如圖2.7。 轎車和輕型客、貨車常于裝配時封入潤滑脂潤滑以減少車輛

32、的潤滑點，這時應采用密封效果較好的雙刃口或多刃口橡膠油封。當需定期加注潤滑脂時，應如圖 2.7所示將油封反裝以利在加注潤滑脂時能將陳油和磨損產物排出。軸蕊中的滾針直徑的差值應控制在 0.003以內，否則會加重載荷在滾針間的分配不均勻性。滾針軸承mm的徑向間隙過大會使受載的滾針數減少及引起滾針歪斜，間隙過小則可能受熱卡住，合適的間隙為 0.0090.095。滾針的用向總間隙取 0.080.30為宜。重型汽mmmm車有時采用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。為防 11 止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。 圖 2.6 普通十字軸萬

33、向節(jié)1 一軸承蓋；2、6 一萬向節(jié)叉；3 一油嘴；4 一十字軸；5 一安全閥；7 一油封；8 一滾針；9-軸承碗圖 2.7 十字軸的潤滑與密封 1 一防塵罩；2 一油封座圈；3 一止推環(huán)；4 一滾針；間隙；a 一油封壓配錐面單個十字軸萬向節(jié)不是等速萬向節(jié)，其特點是當主動軸與從動軸之間有夾角時，不能等速傳遞而有轉角差，使主、從動軸的角速度周期性地不相等。采用兩個十字軸萬向節(jié)并把與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一平面內，且使萬向節(jié)的夾角，則可使處于同一平面內的輸出軸與輸入軸等角速旋轉。21 =十字軸萬向節(jié)兩軸的夾角。不宜過大當由增至時，滾針軸承壽命將下416降至原壽命的 14。2、撓性萬向節(jié)利用

34、橡膠盤、塊、環(huán)及橡膠一金屬套筒等橡膠彈性元件在夾角不大于的兩軸間5傳遞轉矩。其結構簡單、不需潤滑，能減小傳動系的扭振、動載荷及噪聲。有的結構還允許一定的軸向變形當這種軸向變形量能滿足使用要求時，可省去伸縮花鍵。常用作轎車三萬向節(jié)傳動中的靠近變速器的第一萬向節(jié)或用在重型車的離臺器與變速器，變速器與分動器之間?？紤]到用到這些地方的撓性萬向節(jié)常要在掛直接檔時的高轉速下工作，為保證傳動軸總成的平衡精度，則必須使萬向節(jié)兩側的軸線對中。圖 2.8 給 12 出了汽車撓性萬向節(jié)及其橡膠彈性元件的典型結構圖，其中圖(a)、圖(b)分別為具有球面對中機構的環(huán)形和六角形撓性萬向節(jié)：圖(c)為橡膠金屬套筒結構的撓性

35、萬向節(jié)；圖(d)、圖(e)分別為組合型和盤形橡膠元件。用于橡膠金屬套筒結構的橡膠應具有的物理機械特性為：抗拉強度不小于1 5；相對拉伸率不小于 350；肖氏硬度 6575；最大擠壓應力為 7.58MPa；剪切彈性模量=0.85；工作溫度范圍為-4580。MPaGMPa (a) 球面對中機構的環(huán)形撓性萬向節(jié)；(b)六角形撓性萬向節(jié)；(c)橡膠金屬套筒結構的撓性萬向節(jié)；(d) 組合型橡膠元件；(e)盤形橡膠元件圖 2.8 撓性萬向節(jié)及其橡膠元件的典型結構3、等速萬向節(jié)主、從動軸的角速度在兩軸之間的夾角變動時仍然相等的萬向節(jié)，稱為等角速萬向節(jié)或等速萬向節(jié)。等速萬向節(jié)的“等角速”工作原理，可以一對大小

36、相同的圓錐齒輪傳動為例來說明。兩齒輪的軸線交角為，這兩個齒輪輪齒的接觸點位于軸間夾角的平分線上由點P到兩軸線的垂直距離相等并等于在點處兩齒輪的圓周速度是相等的，因而兩齒P0rP輪的角速度相等。多數等速萬向節(jié)工作時的特點也都在于：它們所有的傳力點總是位于兩軸夾角的等分平面上，這樣，被萬向節(jié)所聯 接的兩軸的角速度就永遠相等。在轉向驅動橋、斷開式驅動橋和 de Dion 式驅動橋的車輪傳動裝置中，廣泛地采用著各種型式的等速萬向節(jié)和近似等速的萬向節(jié)。其常見的結構型式有球籠式、球叉式、雙聯式、凸塊式和三銷式等。2.2 傳動軸設計方案本設計所選車型為前置后驅，根據經驗采用十字軸萬向節(jié)；并且軸距為3800（

37、1500一般須有中間支撐） ，需采用中間支撐。故最終決定采用帶中間mmmm 13 支撐的兩軸三萬向節(jié)傳動方案。方案如圖 2.9 所示圖 2.9 萬向傳動裝置總體方案簡圖1-離合器；2-變速器；3-萬向節(jié)；4-差速器；5-驅動橋；6-傳動軸管；7-中間支撐 2.3 本章小結本章介紹了萬向傳動軸的結構類型及各自特點，對 HGC1050 的傳動軸進行了初步的結構選擇，根據本車的驅動型式（FR）及軸距的要求選擇兩軸三個萬向節(jié)的結構型式。 14 第 3 章 萬向傳動軸的設計3.1HGC1050 汽車的主要技術參數根據任務書所提供的設計參數如表 3.1 所示。表 3.1 設計基本參數乘員數3重量參數載重2

38、165自重3095總重5455空載軸荷（前/后）1657/1438滿載軸荷（前/后）2200/3255尺寸參數貨箱尺寸51102100450,550軸距3800輪距（前/后）1670/1602前懸/后懸1070/2060性能參數最大爬坡度%28最高車速90最小轉彎直徑15.2制動距離36.7m最小離地間隙190接近角/離去角22/15油箱容積120最大續(xù)駛里程800發(fā)動機排量3.168額定功率/轉數88/3200最大扭距/轉數300/1900-2100排放標準歐 II 15 3.2 傳動軸總成設計計算及校核3.2.1 傳動軸計算載荷的確定 HGC1050所采用的驅動形式為 FR（前置后驅） ，

39、即傳動軸位于變速器與驅動橋之間，因此傳動軸計算載荷計算方法如下：1.計算載荷按發(fā)動機最大扭矩和一檔傳動比來確定： （3.1）nkiTkTedse1max=2.計算載荷按驅動輪打滑來確定： （3.2）mmrssiirmGT022=式中，為發(fā)動機的最大轉矩（） ；maxeTmN 為計算驅動橋數；n為變速器一檔傳動比；1i為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；為液力變矩器變矩系數；k為猛接離合器所產生的動載系數；dk為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（） ；2GN為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數；2m為輪胎與路面間的附著系數；為車輪滾動半徑（） ；rrm為主減速器傳動比；0i為主減速器從動齒輪到車輪

40、之間的傳動比；mi為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。m發(fā)動機最大轉矩， 1,300max=dekmNT， =5.3，=16 . 112/ ) 1-2 . 2(1)1-(0=+=+= kk1i%4.095%99%96=離變n 16 ，=32075.4，=1.2，=0.80，=0.371，=5.24，=1，2G8 . 96 . 05455N2mrrm0imi=95%。m所以計算可得：23.24231%04.953 . 56 . 167.30011max=nkiTkTedsemN 34.2432%95124. 539322. 080. 02 . 14 .32075022=mmrssiirmGT

41、mN 3.2.2 傳動軸軸管的選擇及校核萬向傳動軸的結構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。中間部分可為實心軸或為空心的軸管。實心軸僅用于作為與等速萬向節(jié)相連的轉向驅動橋的半軸或用作斷開式驅動橋和de Dion橋的擺動半軸；空心的軸管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩，且比實心軸具有更高的臨界轉速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及壁厚(或內徑)是根據所傳最大轉矩、最高轉速及長度按有關標準 YB242-63 選定，并校核臨界轉速及扭轉強度。電焊鋼管參數應按冶金部標準摘自 YB242-63 選取如表 3-2 所示。表 3-

42、2 給出外徑毫米的標準資料，以供設計時參考。9560=cD表 3.2 毫米的電焊鋼管(YB242-63)9560外徑（）mm鋼管厚度（）mm外徑（）mm鋼管厚度（）mm601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5831.4、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、4.563.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5891.4、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

43、.8701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5951.4、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、4.8751.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 17 、3.8、4.0、4.2、4.5本設計中選取=75，鋼管壁厚取 3。所以=69。cDmmmmcdmm傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質量分布的不均勻性以及在旋轉時其本身質量產生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的

44、斷裂。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，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。為了確定臨界轉速，可研究一下兩端自由地支承于剛性球鉸上的軸(見圖 3.1(a)。設軸的質量集中于m點，且點偏離旋轉軸線的量為 ，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為OOeWF (3.3)(2yemWF+=式中： 軸在其離心力作用下產生的撓度。y與離心力相平衡的彈性力為p (3.4)cyp =式中： 軸的側向剛度。對于質量分布均勻且兩端自由地支承于球形鉸接的軸，c其側向剛度 =(3845)()；c3/ LEJ)/)(5/384(3LEJc = 材料的彈性模量可??；EMPaE51015. 2= 軸管截面

45、的抗彎慣性矩。J 64/)-(44dDJ=因 cyP)(2=+=yemWF故有 )-/(22mWcemWy =認為在達到臨界轉速的角速度時傳動軸將破壞，即，則有：cWy0-2=cmWc （3.5）mcWc=對于傳動軸管 LdDm)-(25. 022=式中： 軸管的外徑及內徑,；dD,mm 18 傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)之中心距，；Lmm 軸管材料的密度，對于鋼。5108 . 0=mmkg /將上述的表達式代人式(3.5),令mjc及、30/-ccnW =則得傳動軸的臨界轉速為min)/(rnc （3.6） 2228102 . 1LdDnc+=圖 3.1 傳動軸臨界轉速計算用簡圖(a)兩端為

46、剛性球鉸支承；(b)前端與加長的變速器相連；(c)帶有彈性中間支承的雙傳動軸傳動 19 因為 (3.7)05maxiinrUga= ，hkmUa/04.88max=24. 5, 1,39322. 005=iimrg所以 min/96.3111rn =當時，十字軸萬向節(jié)傳動效率為250 (3.8)tan2)/(-110rdf=式中：十字軸萬向節(jié)的傳動效率；0 軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數，滾針軸承f10. 005. 0=f十字軸軸頸直徑，=221d1dmm代入上式求得 %98.990=初步選定 mmhmmhmmdmmH26;21;22;1001=由于傳動軸動平衡的誤差、伸縮花鍵聯接的間隙以及支承的非

47、剛性等，傳動軸的實際臨界轉速要低于按上式計算的值。因此應引進安全系數 K，并取 0 . 22 . 1/max=nnKc式中： 相應于最高車速時的傳動軸最大轉速，；maxnmin/r傳動軸的計算臨界轉，。cnmin/r=12 用于精確的動平衡、高精度的伸縮花鍵及極微小的萬向節(jié)間隙時。K=maxnmin/34.3111%98.9996.31110rn=取，則有計算臨界轉速為5 . 1=kcn min/01.466734.31115 . 1maxrknnc=因為 2228102 . 1cccCLdDn+=所以有 mmL618.761本設計傳動軸為兩段組成，長度小于 1618.76，因mmLmmL10

48、00,110021=mm此本設計的傳動軸滿足臨界轉速的要求。 20 萬向傳動軸的斷面尺寸除應滿足臨界轉速的要求外，還應保證有足夠的扭轉強度。傳動軸的最大扭轉應力()可按下式計算：Mpa (3.9)rdgeWkiT/1max=式中： 發(fā)動機的最大轉矩，；maxeTmmN 變速器的一檔傳動比；1gi 動載系數；dk 抗扭截面系數。rW對于傳動軸管，上式又可表達為 （3.10）)-(16441ccccdDTD=式中：傳動軸的計算轉矩，=2432.341T,max1ssseTTT =mmN 傳動軸管的外徑和內徑。ccdD ,按上式計算得出的傳動軸管扭轉應力 不應大于 300。MPa傳動軸扭轉強度為：

49、MpaMpadDTDcccc300 54.103)-(16c441=因為的扭轉強度符合的扭轉強度許用最大值，所以本設計的傳動軸滿足扭轉cc強度的要求。傳動軸總成應進行動平衡，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，在 3000 6000時不大于 12；對 5t 以上的貨車，在 10004000時不大min/rmmN min/r于 10。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m(xù)mN 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應不大于 0.50.8。mm由于矩形花鍵聯接傳動具有接觸面積大、承載能力高、定心性能和導向性能好，鍵槽淺、應力集中小，對軸和

50、轂的強度削弱小，同時結構緊湊等優(yōu)點，因此，常應用于傳遞較大的轉矩和定心精度要求高的靜聯接和動聯接?；ㄦI軸的尺寸按國家標準選取，最后進行強度校核。目前采用的傳動軸花鍵多為矩形齒。它以內徑和側面定心。保證傳動軸運轉平穩(wěn)可靠。 21 對于傳動軸花鍵，主要計算花鍵的擠壓應力。根據設計手冊 GB/T1144-2001 查得花鍵的規(guī)格為 GB/T1144-2001，工作長度取為 100的矩形齒花鍵。638328mm式 3.3 亦可用于計算萬向傳動的實心軸，例如傳動軸一端的花鍵軸和轉向驅動橋的半軸以及斷開式驅動橋和 de Dion 橋的擺動半軸，并取上式的 d=0。對于花鍵軸：D 取花鍵的內徑，且其許用應力

51、一般按安全系數為 23 確定。計算傳動軸花鍵的齒側擠壓應力(MPa)為j (3.11)ZLDDDTj)2D-)(4(21211+=式中： 計算轉矩，；1TmmN 花鍵的外徑和內徑，；21,DDmm 花鍵的齒數和鍵的有效長度，L=100mm。LZ,mm當花鍵的齒而硬度大于35 時，傳動軸伸縮花鍵的許用擠壓應力為 2550HRC。對于非滑動花鍵，許用擠壓應力為 50100。MPaMPa將已知數據代入(3.11)得： =Mpaj61.38Mpaj5025=因此花鍵的強度滿足設計的要求。3.2.3 中間支承的結構設計由式(3.6)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

52、，則需在變速器和后驅動橋之間安置兩根萬向傳動軸，且在它們的聯接處(在前傳動軸后端)需設置固定在車架或車身上的中間支承，如圖 3.2 所示。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。當萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯時，分析表明，這時由于傳動軸前端支承系統(tǒng)變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 3.1(b)所示。當傳動系的橫向振動固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。式(3.6)是在假定傳動軸兩端支承于剛性球鉸上的條件下求出的它也沒有考慮萬向節(jié)的質量。因此，這里需再分析一下傳動軸前端為彈

53、性支承、后端為剛性支承如圖3.1(b)這樣一個系統(tǒng)的情況。當萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯時，分析表明，這時由于傳動軸前端支承系統(tǒng)變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳 22 動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 3.1(b)所示。當傳動系的橫向振動固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。利用拉格朗日方程求出系統(tǒng)的固有角頻率，則有 0=+ipiKyEyEdtd (3.12)圖 3.2 汽車傳動軸的中間支撐(a)傳動軸及其中間支撐；(b)(e)中間支承方案1-撓性萬向節(jié)；2、4-前、后傳動軸；3-彈性中間支撐；5-平衡片；6-橡膠套；

54、7-橫梁利用拉格朗日方程求出系統(tǒng)的固有角頻率，則有 0=+ipiKyEyEdtd (3.13) 23 式中： 分別為系統(tǒng)的動能與勢能：PkEE 與 222215 . 05 . 0ymymEiK +=212221125 . 05 . 0+=yycycEP式中： 前萬向節(jié)及變速器加長部分的質量；1m 傳動軸管的質量；2m 變速器加長部分及傳動軸的剛度；21cc、 相應的位移，見圖 3.1。21y、y則系統(tǒng)質量的運動方程為 （3.14）02y-21-122111.1=+ycycym （3.15）022112222=+yycym 令）得）、式（，帶入式（15. 314. 3sin wtAyi=0221

55、12211211=+AAcAcwmA由以上兩式可得到 22222122112212442cwmcAAcwmcAcA=+=或對后兩式整理后得系統(tǒng)的固有角頻率方程為 (3.16)0-24=+BAww式中： ； 22121124mcmcmcA+=21212mmccB =由式 3.16 可解得兩個固有角頻率，其中一個與變速器加長部分的柔度有關。在0221122222=+AAcwmA 24 大柔度下系統(tǒng)會在汽車使用車速下就產生共振引起大的噪聲和劇烈的振動并破壞萬向節(jié)傳動的正常工作。提高變速器加長部分的剛度則可使系統(tǒng)避開在這一頻率下的共振。對于帶有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動，其固有角頻率可利用圖 3.1

56、(c)所示的簡圖來確定。該系統(tǒng)的動能和勢能為)(2123322211+=ymymymEk+=232223112332221yycyycycEp系統(tǒng)質量的運動方程為0231111=+yycym 0231222yycym 022223223113333=+yycyycycym 令，代人上列力程中并按前述類似步驟可求出圖 3.1（c）所示的固有角wtAyiisin頻率方程為 （3.17）0246CBwAww式中： 第一、二傳動軸的質量、剛度和撓度；212121yyccmm、 中問支承和萬向節(jié)的總質量；3m 中問支承的剛度及位移。33yc ，這樣的系統(tǒng)具有三個固有角頻率，傳動軸的角速度與其中任何一個固

57、有角頻率相一致時，都會引起共振產生。其中一個最低的固有頻率與中間支承有關。因此，現代汽車萬向節(jié)傳動中間支承的剛度，應選擇得不會由于發(fā)動機的擾動而導致在使用車速范圍內產生共振。本設計中所采用的中間支承如圖 3.3 所示，其特點是，中間傳動軸可以通過軸承在中間支撐中轉動；支承軸四周有橡膠襯套，可以改善軸承受力。 25 圖 3.3 中間支撐3.3 十字軸總成的設計計算及校核3.3.1 萬向節(jié)的受力分析 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產生21,TT相應的切向力和軸向力 ，見圖 3.4：21,ttFF21,aaFF （3.18）tansin1sincos)2/(tansin

58、)2/(cos)coscos)(sin2/(2/12112111212121211+=+=RTFRTFRTFRTFaatt式中： R切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； 轉向節(jié)主動叉軸之轉角；1 轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。 (a) 初始位置時；(b) 主動叉軸轉角時=021=901圖 3.4 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力在十字軸軸線所在的平面內并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為 （3.19）tansin122121+=RTQ圖 3.4（a）為主動叉軸位于初始位置的受力狀況。此時達到最大值：221, 0aF 26 （3.20）sin2/12RTFa圖 3.4（b）為主動叉軸轉角時的受力狀況。

59、這時均達最大值：90122atFFQ及、 （3.21）tan)2/()cos2()cos2/(1max11max21maxRTFRTFRTQat=計算轉矩取在發(fā)動機最大轉矩下且變速器處于 檔是的轉矩和滿載是的驅動車1T輪最大附著力矩（）的換算轉矩兩者中的較小值。8 . 0即。而萬向節(jié)工作夾角，。將這mNTTTssse23.2423;min1=4mmR39些數據代入（3.21）得 NRTFNRTQa9 .2144tan)2/(7 .30748)cos2/(1max11max=3.3.2 十字軸萬向節(jié)的設計及校核對于十字軸萬向傳動節(jié)需要計算其十字軸、萬向節(jié)叉、凸緣、十字軸軸承和緊固件。十字軸萬向節(jié)

60、的尺寸取決于十字軸的尺寸，而后者則是根據它在計算載荷作用下無殘余變形的要求來確定的。設計是對萬向節(jié)可根據其使用轉矩、轉速、夾角、車型以及使用壽命等要求向專業(yè)廠從系列產品中選購。根據HGC1050貨車的載重質量為 2.16 ，因此初選滾針軸承型號為, t20/22NKI。萬向節(jié)工作夾角。mmsmmdmmd10,4,2221=4計算十字軸軸頸根部見圖 3.5（a）的截面處的彎曲應力和剪切應力為AAw （3.22）4241max132ddsQdw （3.23）2221max4ddQ式中： 十字軸軸頸直徑，mm；1d 十字軸軸頸油道孔直徑，mm；2d 力的作用點到軸頸根部的距離，mm。s 27 圖 3

61、.5 十字軸及萬向節(jié)叉的計算用圖(a) 十字軸；(b) 萬向節(jié)叉十字軸的彎曲應力應不大于；剪切應力應不大于，由MPa350250MPa12080鋼或 20CrMnTi，等低碳合金鋼制造，經滲碳淬火處理，表Cr20CrMnTi20ACrNi312面硬度。6558HRC將已知數據代入（3.22） 、 （3.23）得： MPaMPasQdw350250 47.294)d-(d32w4241max1=MPaMPaQ12080 65.83)d-(d42221max=因此，十字軸的強度滿足設計要求。3.3.3 十字軸滾針軸承的校核十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于 1.6，以免壓碎，而且尺寸差別要mm小

62、，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在 0.003以內。滾針mm軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數減少，有出現滾針卡住的可能性；間隙過小又有可能出現受熱卡住或因贓物阻塞卡住。合適的間隙為，滾針軸mm095. 0009. 0承的周向總間隙以為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使mm30. 008. 0其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙通常不應超過。mm4 . 02 . 0十字軸滾針軸承的接觸應力為 （3.24）lFddnj112721 28 為合力作用下一個滾針所受到的最大載荷，有下式確定nF iZQFnmax6 . 4=544

63、0.15N （3.25）式中： 滾針直徑，；dmmd3 滾針的工作長度，；l18lmm 十字軸軸頸直徑。1d因此 MpaMpalFddjnj3200300029.2910)11(27221=+=滾針軸承的許用載荷檢驗按下式進行： （3.26）31maxtan79gtinZdlQ=式中：滾針數，；Z26Z滾針的直徑和工作長度，；ld,mm發(fā)動機在最大轉矩下的轉速，；tnmin/2000rnt自發(fā)動機至萬向節(jié)間的變速機構的低檔傳動比，；1gi3 . 51=gi萬向節(jié)工作夾角，。=4NinZdlNQgt89.37255tan79Q 7 .3074831maxmax=因此十字軸滾針軸承滿足設計要求。3

64、.3.4 萬向節(jié)叉的設計及校核萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面 B-B 處，見圖 3.5(b)的彎maxQ曲應力和扭轉應力分別為wt （3.27）WeQwmax （3.28）ttWaQmax式中：抗彎截面系數和抗扭截面系數，對于矩形截面：tWW,；對于橢圓形截面：22, 6/khbWbhWt= 29 ；5/16/,10/222hbhbWbhWt=矩形截面的高及寬或橢圓形截面的長、短軸；bh, 與有關的系數，見表 3.3。kbh/表 3.3 的關系bh/h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.3

65、12見圖 3.5(b)。ae,萬向節(jié)叉由中碳鋼 35，40，45 或中碳合金鋼制造，其彎曲應力CrNiMoA40不應大于 5080，扭轉應力不應大于 80160。合應力為wMPatMPa （3.29）224tw取mmemmakmmhmmb20,15,231. 0,45,30=根據截面關系知； （3.30）322101256/45306/mbhW= （3.31）3225 .93553045231. 0mkhbWt=由式（3.27） 、 （3.28） 、 （3.30） 、 （3.31）得： MPaMPaWeQw8050 74.60wmax=MPaWaQtt16080 3 .49tmax=因此，通過

66、各方面的計算與校核承受彎曲和扭轉載荷滿足設計要就，所以本設計的萬向節(jié)叉的強度滿足設計要求。 30 第 4 章 傳動軸總成建模與裝配4.1 Pro/ENGINEER 軟件簡介Pro/ENGINEER 是美國參數技術公司（PTC）1988 年首家推出的使用參數化的特征造型技術的大型 CAD/CAE/CAM 集成軟件。近年來在我國大型工廠、科研單位和部分大學得到了較為普遍的應用，深受廣大從事三維產品設計和研究人員的喜愛。是一個全方位的三維產品開發(fā)軟件，集成了零件、產品裝配、模具設計、數控加工。鈑金設計、鑄造件設計、造型設計、逆向工程、自動測量、機構仿真、應力分析、電路布線、裝配管路設計等功能模塊和專有模塊于一體，可以實現 DFM (面向制造設計)、DFA（面向裝配設計） 、ID（逆向設計） 、CE（并行工程）等先進的設計方法的特性。Pro/ENGINEER 參數化設計的特性：3D（三維）實體模型：三維實體建?？梢詫⒂脩舻脑O計思想以最真實的三維模型在 Pro/ ENGINEER 中用戶可以方便地對設計模型進行旋轉、平移、縮放等操作，可以從各個不同的角度觀察模型。另外，借助于 Pro/ ENGI