本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)學(xué) 院 機(jī)械學(xué)院專 業(yè) 班 級(jí)學(xué) 生 姓 名設(shè) 計(jì) 題 目 EQ1090 貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)起 迄 日 期 2019.1.16—2019.5.27設(shè) 計(jì) (論 文 )地 點(diǎn) 晉中學(xué)院發(fā)任務(wù)書(shū)日期: 2019 年 1 月 16 日 摘 要本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)2對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)類的汽車，由于發(fā)動(dòng)機(jī)前置或者中置，因而要想將發(fā)動(dòng)機(jī)變速器輸出的動(dòng)力傳遞到汽車后輪就離不開(kāi)傳動(dòng)軸的動(dòng)力傳遞。傳動(dòng)軸主要用于貨車的動(dòng)力傳遞。本文根據(jù) EQ1090 貨車的基本參數(shù)，完成了傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中根據(jù)整車動(dòng)力參數(shù)和整車布置，確定了傳動(dòng)軸的尺寸參數(shù)，通過(guò)計(jì)算，確定了軸管、花鍵軸的設(shè)計(jì)參數(shù)。通過(guò)計(jì)算、選取，確定了傳動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)的形式及設(shè)計(jì)參數(shù)，確定了十字軸和萬(wàn)向節(jié)叉的參數(shù)。最后對(duì)傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)干涉校核，保證了設(shè)計(jì)可靠性。關(guān)鍵詞：后輪驅(qū)動(dòng)；傳動(dòng)軸；十字軸萬(wàn)向節(jié) ；校核；本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)3Abstract: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;本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)4本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)5目 錄摘 要 .2Abstract:3第一章 緒 論 .41.1 傳動(dòng)軸的簡(jiǎn)介 41.2 傳動(dòng)軸的發(fā)展概況 41.3 課題研究的目的與意義 .71.4 傳動(dòng)軸的分類及設(shè)計(jì)要求 .81.4.1 傳動(dòng)軸的分類 81.4.2 設(shè)計(jì)要求 81.5 課題研究的技術(shù)路線 8第二章 傳動(dòng)軸的總體設(shè)計(jì)方案確定 .102.1 萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)分析 .102.1.1 單節(jié)萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .102.1.2 雙節(jié)萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .112.1.3 多萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .122.2 萬(wàn)向傳動(dòng)載荷的確定 142.3 萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定 .162.4 傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)確定 .192.5 花鍵的結(jié)構(gòu)確定 .212.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定 22第三章 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 .243.1 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案的分析 243.1.1 十字軸萬(wàn)向節(jié) .243.1.2 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) .243.2 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 .243.3 軸管的內(nèi)外徑尺寸 .263.4 花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 26本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)63.5 萬(wàn)向節(jié)的計(jì)設(shè)計(jì)算 .273.6 整車布置形式的確定 283.7 運(yùn)動(dòng)中滑動(dòng)長(zhǎng)度的計(jì)算 .33總 結(jié) .38致 謝 .40本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)7第一章 緒 論1.1 傳動(dòng)軸的簡(jiǎn)介傳動(dòng)軸是貨車中不可缺少的一部分。對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)類的汽車，由于發(fā)動(dòng)機(jī)前置或者中置，因而要想將發(fā)動(dòng)機(jī)變速器輸出的動(dòng)力傳遞到汽車后輪就離不開(kāi)傳動(dòng)軸的動(dòng)力傳遞。傳動(dòng)軸主要用于貨車的動(dòng)力傳遞，目前轎車類都為前置前驅(qū)，因此取消了傳動(dòng)軸，但是在貨車或后輪驅(qū)動(dòng)的轎車上離不開(kāi)傳動(dòng)軸的動(dòng)力傳遞。傳動(dòng)軸主要由凸緣、花鍵、十字軸、萬(wàn)向節(jié)、軸管等組成；傳動(dòng)軸的好壞直接影響整車的 NVH性能。1.2 傳動(dòng)軸的發(fā)展概況汽車上的傳動(dòng)軸主要用來(lái)在工作過(guò)程中傳遞扭矩與轉(zhuǎn)速，同時(shí)對(duì)于相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞動(dòng)力，保證整車的行駛性能。而汽車能夠?qū)崿F(xiàn)在道路上行駛，主要使靠傳遞動(dòng)力的傳動(dòng)軸去實(shí)現(xiàn)的，但是如何降低動(dòng)力的損失，降低整車的噪音，提升整車的 NVH 性能這是進(jìn)行汽車設(shè)計(jì)時(shí)必須要考慮的問(wèn)題，同時(shí)對(duì)于購(gòu)車的人來(lái)說(shuō)，這也是他們選擇汽車的主要性能指標(biāo)。隨著社會(huì)的發(fā)展，近幾年以來(lái)人民大眾經(jīng)濟(jì)都好起來(lái)，對(duì)汽車的舒適性方面和動(dòng)力性方面等要求非常高。目前，我國(guó)自主汽車的行業(yè)發(fā)展已到達(dá)一定的階段，針對(duì)主要性能零部件已完成了自主研發(fā)及批量生產(chǎn)。而且隨著近些年汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，國(guó)內(nèi)主要汽車零部件也競(jìng)爭(zhēng)激烈。針對(duì)傳動(dòng)軸就是其中很重要的一部分，因?yàn)閭鲃?dòng)軸關(guān)系著整車的性能及運(yùn)動(dòng)安全性，因此我國(guó)為提升自主研發(fā)汽車的成本，近幾年對(duì)于傳動(dòng)軸的自主生產(chǎn)及加工已經(jīng)有了很大的成績(jī)。在國(guó)外，一方面汽車行駛的路況越來(lái)越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對(duì)環(huán)境的污染意識(shí)使得發(fā)動(dòng)機(jī)正向著大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。為適應(yīng)以上情況，對(duì)傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡要求以及直線度的要求就非常的高。因此在國(guó)外一些高尖端精加工數(shù)控機(jī)床被廣泛應(yīng)用于汽車傳動(dòng)軸的加工與校核。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)8汽車上的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)常由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞動(dòng)力。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)(或全輪驅(qū)動(dòng))的汽車上，由于工作時(shí)懸架變形，驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸與變速器(或分動(dòng)器)輸出軸間經(jīng)常有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，普遍采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1a、b)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器之間的距離不大時(shí)，常采用兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)和一根傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器相距較遠(yuǎn)，使得傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度超過(guò) 1.5m 時(shí)，為提高傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開(kāi)成兩根(或三根)，萬(wàn)向節(jié)用三個(gè)(或四個(gè))。此時(shí)，必須在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。萬(wàn)向節(jié)所連兩軸之間的夾角，對(duì)一般貨車，最大可達(dá) 15°—20°，對(duì)于 4x 4 越野汽車(特別是短軸距的)，最大可達(dá) 30°。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，由于驅(qū)動(dòng)輪又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用球叉式和球籠式等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1c)，其最大夾角(相應(yīng)為車輪最大轉(zhuǎn)角)可達(dá) 30°—42°。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時(shí)也必須采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1d)。如果由于總布置的需要，變速器與離合器(或分動(dòng)器)不直接連接而離開(kāi)一定距離，為避免因安裝不準(zhǔn)確和車架變形在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中引起附加載荷，也需要采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(參看圖 1—1b)。此時(shí)多用普通十字軸萬(wàn)向節(jié)或柔性萬(wàn)向節(jié)，其工作角度一般不大于 2°—3°。萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和柔性萬(wàn)向節(jié)兩類。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)(常用的為普通十字軸式)，等速萬(wàn)向節(jié)(球叉式，球籠式等)，準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)(雙聯(lián)式，凸塊式，三銷軸式等)。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)保證所連接兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力，保證所連接兩軸盡可能同步(等速)運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)9圖 1—1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)在汽車傳動(dòng)系中的應(yīng)用萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)．能可靠地傳遞動(dòng)力。2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷應(yīng)在允許范圍內(nèi)。3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。十字軸萬(wàn)向節(jié)典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)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(jiàn)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(jié)構(gòu)(圖 1—2a)是用螺栓 1 和蓋板 3 將套筒 5固定在萬(wàn)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(shí)將彈性蓋板 6 點(diǎn)焊于軸承座 7 底部(圖 1—2b)，裝配后，彈性蓋校對(duì)軸承座底部有一定的預(yù)壓力，以免高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于離心力作用，在十字軸端面與軸本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)10承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動(dòng)，從而避免了由于這種竄動(dòng)造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞?？ōh(huán)式可分為外卡式(圖 1—2c)和內(nèi)卡式(圖 1—2d)兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)(圖 1—2e)中的萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個(gè)整體，而是分成兩半用螺釘聯(lián)接起來(lái)。這種結(jié)構(gòu)具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點(diǎn)，但加工工藝較復(fù)雜。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)(圖 1—2f)是在軸承碗外圓和萬(wàn)向節(jié)叉的軸承孔中部開(kāi)一環(huán)形槽。當(dāng)跟針軸承動(dòng)配合裝入萬(wàn)向節(jié)叉到正確位置時(shí)，將塑料經(jīng)萬(wàn)向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中。待萬(wàn)向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時(shí)，表明塑料已充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動(dòng)小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動(dòng)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(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(rùn)滑和密封好壞直接影響著十字軸萬(wàn)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(rùn)滑油時(shí)，在個(gè)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(lái)越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)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(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤(rùn)滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤(rùn)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(shí)，萬(wàn)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(wú)潤(rùn)滑油流通系統(tǒng)且一次潤(rùn)滑的萬(wàn)向節(jié)上。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由 4°增至 16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的 l/4。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)11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(nèi)卡式 e）瓦蓋固定式 f）內(nèi)卡環(huán) 1 螺栓 2 鎖片 3 蓋板 4 萬(wàn)向節(jié)叉 5 套筒 6 彈性蓋板 7 軸承座 8 外卡環(huán) 9 內(nèi)卡環(huán)1.3 課題研究的目的與意義傳動(dòng)軸是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)汽車的動(dòng)力傳遞重要組成部分，本設(shè)計(jì)注重實(shí)際運(yùn)用，是建立在參考國(guó)內(nèi)輕卡中卡貨車的動(dòng)力設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)之上，考慮整車的總體布置，改進(jìn)了一些設(shè)計(jì)方法，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理，使用壽命更長(zhǎng)，振動(dòng)噪聲更小。本設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)軸是兩節(jié)的，由十字軸萬(wàn)向節(jié)連接。傳動(dòng)軸是由軸管、伸縮花鍵套和萬(wàn)向節(jié)組成。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的變化。萬(wàn)向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時(shí)實(shí)現(xiàn)兩軸的動(dòng)力傳輸。萬(wàn)向節(jié)是由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動(dòng)軸的布置直接影響十字軸萬(wàn)向節(jié)、主減速器的使用壽命，對(duì)汽車的振動(dòng)噪聲也有很大影響。在傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)中，主要考慮傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，分析出傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)12度和臨界轉(zhuǎn)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(jì)算花鍵的伸縮滑動(dòng)量。1.4 傳動(dòng)軸的分類及設(shè)計(jì)要求1.4.1 傳動(dòng)軸的分類萬(wàn)向節(jié)根據(jù)扭轉(zhuǎn)方向的不同及彈性的不同可以分為以下兩類：剛性萬(wàn)向節(jié)和柔性萬(wàn)向節(jié)。而對(duì)于剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)等三種。1.4.2 設(shè)計(jì)要求萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)．能可靠地傳遞動(dòng)力。2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷應(yīng)在允許范圍內(nèi)。3) 傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。1.5 課題研究的技術(shù)路線（1）通過(guò)圖書(shū)館及電子閱覽等進(jìn)行傳動(dòng)軸的資料查閱，了解傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)的基本步驟，為后期的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)；（2）通過(guò) 4S 店及汽車修理廠的學(xué)習(xí)了解傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)及工作原理與特性，為后期的模型建立奠定基礎(chǔ)；（3）總體方案設(shè)計(jì)，根據(jù)已給數(shù)據(jù)進(jìn)行整車性能計(jì)算，選擇確定傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)的形式；（4）傳動(dòng)軸花鍵及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)計(jì)算確定尺寸參數(shù)，并用CAD 軟件繪制二維工程圖；本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)13（5）根據(jù)前面的設(shè)計(jì)計(jì)算及二維圖紙的過(guò)程完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)的編制；貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)的主要技術(shù)規(guī)格：汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的排量：5.6L；○1汽車的自重：4000kg,載重量 5000kg；○2發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：392N.m(1200～1400r/min)； ○3最大功率：105kw（3000r/min） ；○4最高車速：100km/h?！?本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)14第二章 傳動(dòng)軸的總體設(shè)計(jì)方案確定2.1 萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)分析2.1.1 單節(jié)萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析圖 2—1 十字軸萬(wàn)向節(jié)如圖 2—1 所示，普通十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為（2.1） 12tantcos???式中， 為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角，定義為萬(wàn)向節(jié)主動(dòng)叉所在平面與萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸所在平1?面的夾角； 為從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角； 為主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間的夾角。2設(shè)萬(wàn)向節(jié)的夾角 保持不變，將式（2.1）對(duì)時(shí)間求導(dǎo)，并把 用 表示，則?2?1得2211cosin????（2.2）本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)15由于 是周期為 的周期函數(shù)，所以 保持不變的條件下，轉(zhuǎn)速比 也21cos?80? ?21/?是一個(gè)周期為 的函數(shù)。如果 保持不變，則 每周變化兩次。因此主動(dòng)軸以?1?2等角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸時(shí)快時(shí)慢，此即普通十字軸傳動(dòng)的不等速性。十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) K 表示2max1instaK?????（2.3）2.1.2 雙節(jié)萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角 時(shí)，單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的輸出軸相對(duì)于輸入?軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。在雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸平行時(shí)(圖 2—2a)，直接連接傳動(dòng)軸的兩萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖 2—2b 中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)，當(dāng)輸入軸與輸出軸相交時(shí)(圖 2—2c)，傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能被此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2—2d 中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而對(duì)兩端的十字軸產(chǎn)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。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)16圖 2—1 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作用為使處于同一個(gè)平面內(nèi)的輸入與輸出軸等速旋轉(zhuǎn)，在汽車傳動(dòng)系中常采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。如圖 2—2a、2—2c 所示給出兩種通常采用的方案，共同特點(diǎn)如下：（1）與傳動(dòng)軸相連的兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉布置在同一個(gè)平面內(nèi)。（2）兩萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的夾角相等，即 。12??這樣布置， ， 即121tantcos???32tantcos?（2.4）1132tacs這樣可以保持等角速度傳動(dòng)。2.1.3 多萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析是建立在但萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析的基礎(chǔ)的。下面分析三萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的等速條件，如圖 2—3 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)17圖 2—3 多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)圖 2—3a 所示方案中， （2.5）II1tantcos???（2.6）II2tt（2.7）IVI3tantcos???（2.8）I1V23tacs圖 2—3b 所示方案中，（2.9）II1tantcos???（2.10）II2tt（2.11）IVI3tantcos???本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)18（2.12）I12V3tancos???多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的從動(dòng)叉相對(duì)主動(dòng)叉的轉(zhuǎn)角差 的計(jì)算公式與但萬(wàn)向節(jié)的()rad??相似，可以寫(xiě)成（2.13）21sin()4e??????式中， 為多萬(wàn)向節(jié)的當(dāng)量夾角； 為主動(dòng)叉的初相位角； 為主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角。上式e? 1?表明多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，如同具有夾角 。e?假設(shè)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，各傳動(dòng)軸兩端的萬(wàn)向節(jié)叉平面的夾角為 0 或 ，則當(dāng)量夾角 為/2?e?（2.14）2213e???式中， 等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。正負(fù)號(hào)的確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處123?、 、在各軸線所在平面內(nèi)，其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸等速，應(yīng)使 0。e??萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會(huì)引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的振動(dòng)，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲級(jí)駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總希望其當(dāng)量夾角 盡可能小。一般設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使空載和滿載兩種工e?況下 不大于 ，另外，對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值 應(yīng)加以限制。e?3? 21e??對(duì)于乘用車， ；對(duì)于商用車， 。22150/erads??2160/erads???表 2—1 各種轉(zhuǎn)速下推薦采用的最大夾角值傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 6000 4500 3500 3000 2500 2000 1500本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)19（r/min）夾角（°）3 4 5 6 7 9 12表 2—2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、夾角及安全工作轉(zhuǎn)速的關(guān)系傳動(dòng)軸長(zhǎng)度（mm）0--1140 1140--1520 1520--1830夾角（°）0--6 0--6 0—6 6?安全工作轉(zhuǎn)速（r/min）0.90 kn0.85 kn0.80 kn0.65 kn2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)載荷的確定萬(wàn)向傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。計(jì)算載荷的計(jì)算方法主要有三種，見(jiàn)表 2—3。表 2—3 萬(wàn)向傳動(dòng)軸計(jì)算載荷用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間 用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)20按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和擋傳動(dòng)比來(lái)確定 max1degselkTin??max102defselkTin??按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定20salmGri?? 1salmGri??按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定 0rsflmFTin??2tsflmFrTin??表 2—3 各式中，T 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，n 為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取法見(jiàn)表 2—4，為變速器一擋傳動(dòng)比， 為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；k 為液力變矩器1i ?變矩系數(shù)，， 為最大變矩系數(shù)， 為滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載??01/2k???????0 2G荷(N)， 為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： ＝1.2—1.4，貨車：m? 2m?＝1.1 —1.2； 為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，2??在良好的混凝土或?yàn)r青路面上， 可取 0.85，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的轎車， 可取??1.25，對(duì)于越野車， 值變化較大，一般取 1， 為車輪滾動(dòng)半徑(m)， 為主減速 r oi器傳動(dòng)化。 為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比； 為主減速器主動(dòng)齒輪mi m?到車輪之間的傳動(dòng)效率， 為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷 (N)。 為汽車最1G1?大加速度時(shí)的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： ＝0.80—0.85，貨車： =0.75—0.90；1? t為日常平均牽引力(N)； 為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取法見(jiàn)表 2—4； 為猛接離合器所tFfi dk產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于液力自動(dòng)變速器， ＝l，對(duì)于具有手動(dòng)操縱的機(jī)械變速器dk的高性能賽車， ＝3，對(duì)于性能系數(shù) ＝0 的汽車(一般貨車、礦用汽車和越野車)，dkjf＝1，對(duì)于 ＞0 的汽車， ＝2 或由經(jīng)驗(yàn)選定。性能系數(shù)由下式計(jì)算dkjfdk（2.15）maxmaxj a16.95.1956f00.eeeggTT???????????? ?? 當(dāng) 時(shí) 當(dāng) 時(shí)式中， 為汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量） （kg） 。am本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)21表 2—4 與 的選取fin車型 高檔傳動(dòng)比與低擋傳動(dòng)比關(guān)系 fin2fdfgi?fgi14?fdfgi?fdi223fgfdi?fgi26?fgfdi?fdi3對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷 取 和 的最小值，或取sT1es和 的最小值，即 或 ，安全系數(shù)一般取2seTs ??1min,sseT???2min,?2.5—3.0。當(dāng)對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷 、取 。s2sFsT或2.3 萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定十字軸萬(wàn)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(dāng)磨損或壓痕超過(guò) 0.15mm 時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。設(shè)滾針對(duì)十字軸軸頸的作用力合力為 F，如圖 2—4 所示，則本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)22（2.16）2cosTFr??式中，T 為傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N ） ，取在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于一m?檔是的轉(zhuǎn)矩和滿載汽車的驅(qū)動(dòng)輪最大附著力矩（ ）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較小0.8??值；r 為合力作用線與十字軸中心之間的距離（mm） ； 為萬(wàn)向節(jié)的最大夾角（°） 。?十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 和剪切應(yīng)力 為??（2.17）????1ww423dFs????（2.18）21wwd??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(diǎn)到1d2軸頸根部的距離（mm） ； 為彎曲應(yīng)力許用值， 為切應(yīng)力許用值。??w???w?圖 2—4 十字軸受力圖本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)23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(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在 0.003mm 以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，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(guò)小時(shí)，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(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過(guò) 0.2—0.4mm。圖 2—5十字軸彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于 250—350N/mm2；剪切應(yīng)力不大于 80—120N/mm2。十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力為（2.19）127nj FdL???????????本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)24式中，d 為滾針直徑（mm） ；L 為滾針工作長(zhǎng)度（mm） ；d 1為十字軸軸頸直徑（mm） ；為在力 F 作用下一個(gè)滾針?biāo)茏畲筝d荷（N） 。n（2.20）4.6nFiZ?式中， 為滾針列數(shù)；Z 為每列中的滾針數(shù)。i萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸組成連接支承，在力作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成 45°的截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力 和扭w?應(yīng)力 應(yīng)滿足b?（2.21）??wwFeW???（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2/6bh?2tkbh2/10bh?2/16tW??形截面的高度和寬或橢圓形截面的長(zhǎng)軸和短軸；k 是與 h/b 有關(guān)的系數(shù)，按照表2—5 選??；e、a 如圖 2—5 所示；彎曲應(yīng)力的許用值 為 50—80MPa，扭應(yīng)力的??w?許用值 為 80—160MPa。??b?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 10k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工、裝配精度以及潤(rùn)滑條件等有關(guān)。當(dāng) 時(shí)，可按下式計(jì)算25???本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)25（2.23）102tandfr????????????式中， 為十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率； 為軸頸與萬(wàn)向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動(dòng)軸0 f承： =1.15—0.20，滾動(dòng)軸承： =0.05—0.10；其他符號(hào)意義同前。f f通常情況下，十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)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(jìn)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(wàn)向節(jié)叉一般采用 40 或 45 中碳鋼．調(diào)質(zhì)處理，硬度為 18—33HRC，該針軸承碗材料一般采用 GCrl5。2.4 傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)確定傳動(dòng)軸總成主要由傳動(dòng)軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬(wàn)向節(jié)叉組成。傳動(dòng)軸中一般設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵，以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)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(dòng)元件，以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，花鍵套與軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處在最小時(shí)不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小直接影響到萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸。在選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸時(shí)要著重考慮使傳動(dòng)軸有足夠的臨界轉(zhuǎn)速、扭轉(zhuǎn)剛度。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定性的最低轉(zhuǎn)速，它決定與傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。假設(shè)傳動(dòng)軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁，如圖 2—6 所示。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)26圖 2—6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算簡(jiǎn)圖設(shè)軸的質(zhì)量 m 集中于 O 點(diǎn)，且 O 點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為 e，當(dāng)軸以角速度 旋?轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為（2.24）??2Fey????式中， 為軸在離心力作用下產(chǎn)生的撓度。y與離心力相平衡的彈性力為（2.25）Pcy?式中， 為軸的側(cè)向剛度，對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由支承于球形鉸接的軸，c；E 為材料的彈性模量，可取 ；J 為軸管截面??3384/5/cJL?? 5E=2.10MPa?的抗彎慣性矩，。 （2.26）??4/6Dd???????（2.27）22/Fmec?本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)27認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度 時(shí)傳動(dòng)軸將破壞，即 ，則有c?y??（2.28）20m??（2.29）c?對(duì)于傳動(dòng)軸管有??20.5mDdL??????????式中 D、d 為傳動(dòng)軸管的外徑及內(nèi)徑（mm） ；L 為傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)的中心距（mm） ； 為軸管材料的密度，對(duì)于鋼 = 。?63810/kgm??（2.30）/30cn???則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 （r/min）為c（2.31）281.0cDdnL???在 D、L 一定時(shí)，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速要比實(shí)心軸的高，并且節(jié)省材料。在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，要使傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速小于 0.7 ，這樣一般可獲得滿意的cn結(jié)果。傳動(dòng)軸軸管的斷面尺寸還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足()cMPa?（2.32）????416ccDTd??????式中，T 為傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N ） ； 為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。m?c本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)282.5 花鍵的結(jié)構(gòu)確定對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 （MPa）應(yīng)滿足h?（2.33）316hTd???式中， 為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm） 。hd傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 應(yīng)滿足??MPa?（2.34）??042hhhTKDdLn????????????????????式中， 為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)， =1.3—1.4； 、 為花鍵外徑和內(nèi)徑K? ?hDd（mm） ； 為花鍵有效工作長(zhǎng)度（mm） ； 花鍵齒數(shù)； 為許用擠壓應(yīng)力（MPa） 。hL0n???2.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定在長(zhǎng)軸距汽車上，為了提高傳動(dòng)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(dòng)軸分段。在轎車中，有時(shí)為了提高傳動(dòng)系的彎曲剛度、改善傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性、減小噪聲、也將傳動(dòng)軸分成兩段。傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)29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(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過(guò)程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)竄動(dòng)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(jié)構(gòu)中采用單列滾珠軸承。橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，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(dòng)軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。當(dāng)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(shí)，便發(fā)生共振。圖為擺臂式中間支承，擺臂機(jī)構(gòu)能適應(yīng)中間傳動(dòng)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(yīng)傳動(dòng)軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算，（2.45）1122????RRRCgCfmG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)；0f Rm 為中間支承的懸置質(zhì)量(kg)，它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其座所受質(zhì)量之和。在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度 ，使固有額率 對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 n＝60 盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn)速范RC0f 0f本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)30圍，以免共振，保證隔振效果好。一般許用臨界轉(zhuǎn)速為 1000—2000 r／min，轎車取下限。當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時(shí)，由于傳動(dòng)軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速為 1000—2000r／min，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為 500—1000r／min。圖 2—9 橡膠彈性中間支承剖面圖傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。萬(wàn)向節(jié)中十字軸的軸向竄動(dòng)、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵中的間隙、傳動(dòng)釉總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形、傳動(dòng)軸上點(diǎn)焊平衡片時(shí)的熱影響等因素，都能改變傳動(dòng)軸總成的不平衡度。提高滑動(dòng)花鍵的耐磨性和萬(wàn)向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度增加其彎曲剛度，都能降低傳動(dòng)軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻后再進(jìn)行動(dòng)平衡檢驗(yàn)。傳動(dòng)軸的不平衡度，對(duì)于轎車，在 3000—6000r／min 時(shí)應(yīng)不大于 25—35g·cm；對(duì)于貨車，在1000—4000r／min 時(shí)不大于 50—100g·cm。另外，傳動(dòng)軸總成徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于 0.5—0.8mm。 畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)學(xué) 院 機(jī)械學(xué)院專 業(yè) 班 級(jí)學(xué) 生 姓 名設(shè) 計(jì) 題 目起 迄 日 期設(shè) 計(jì) (論 文 )地 點(diǎn)指 導(dǎo) 教 師院 長(zhǎng)發(fā)任務(wù)書(shū)日期: 2019 年 1 月 16 日晉中學(xué)院機(jī)械學(xué)院畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) （ 論 文 ） 任 務(wù) 書(shū)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目：EQ1090 貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）要求及原始數(shù)據(jù)（資料）：分別為給定基本設(shè)計(jì)參數(shù)要求的貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖，具體要求及原始數(shù)據(jù)如下所述。 EQ1090 貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)的主要技術(shù)規(guī)格：汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的排量：5.6L；○1汽車的自重：4000kg,載重量 5000kg；○2發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：392N.m(1200～1400r/min)； ○3最大功率：105kw（3000r/min） ；○4最高車速：100km/h?！?畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）主要內(nèi)容：1.確定該貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)的主要參數(shù)和總體設(shè)計(jì)方案；2.繪制傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)的裝配圖紙,圖紙繪制必須符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)；3.繪制傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)的關(guān)鍵零件圖紙（每張零件圖均應(yīng)寫(xiě)出技術(shù)要求、材料、熱處理、尺寸公差、形位公差等）,圖紙繪制必須符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)；4. 翻譯相關(guān)的外文資料；5. 按照規(guī)定格式用計(jì)算機(jī)打印畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。學(xué)生應(yīng)交出的設(shè)計(jì)文件（論文）：1. 畢業(yè)設(shè)計(jì)最終需提交開(kāi)題報(bào)告、5000 字左右的相關(guān)英文資料的中文譯文、設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)以及工程圖紙，其中設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)不少于 15000 字（約 30 頁(yè)） ，工程圖紙不少于 6 張，且0 號(hào)圖不少于 1 張，1～2 號(hào)圖不少于 2 張，工程圖紙的幅面和標(biāo)注樣式應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定；2. 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)的版面、字體、圖表等應(yīng)嚴(yán)格按照學(xué)校教務(wù)處網(wǎng)上提供的格式處理，設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)要求有中英文題目、摘要、關(guān)鍵詞以及目錄、前言、正文、結(jié)束語(yǔ)、參考文獻(xiàn)等內(nèi)容；3. 圖紙按照標(biāo)準(zhǔn)折疊方法折好，設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)、中英文譯文、任務(wù)書(shū)、開(kāi)題報(bào)告、實(shí)習(xí)報(bào)告、評(píng)閱書(shū)等裝訂成冊(cè)；4. 所有設(shè)計(jì)成果、文件等需提交電子文檔。主要參考文獻(xiàn)（資料）：[1] 邱宣懷.機(jī)械設(shè)計(jì)(第四版)[M].北京:高等教育出版社,1997. 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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;本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)4本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)5目 錄摘 要 .2Abstract:3第一章 緒 論 .41.1 傳動(dòng)軸的簡(jiǎn)介 41.2 傳動(dòng)軸的發(fā)展概況 41.3 課題研究的目的與意義 .71.4 傳動(dòng)軸的分類及設(shè)計(jì)要求 .81.4.1 傳動(dòng)軸的分類 81.4.2 設(shè)計(jì)要求 81.5 課題研究的技術(shù)路線 8第二章 傳動(dòng)軸的總體設(shè)計(jì)方案確定 .102.1 萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)分析 .102.1.1 單節(jié)萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .102.1.2 雙節(jié)萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .112.1.3 多萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析 .122.2 萬(wàn)向傳動(dòng)載荷的確定 142.3 萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定 .162.4 傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)確定 .192.5 花鍵的結(jié)構(gòu)確定 .212.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定 22第三章 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 .243.1 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案的分析 243.1.1 十字軸萬(wàn)向節(jié) .243.1.2 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) .243.2 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 .243.3 軸管的內(nèi)外徑尺寸 .263.4 花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 26本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)63.5 萬(wàn)向節(jié)的計(jì)設(shè)計(jì)算 .273.6 整車布置形式的確定 283.7 運(yùn)動(dòng)中滑動(dòng)長(zhǎng)度的計(jì)算 .33總 結(jié) .38致 謝 .40本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)7第一章 緒 論1.1 傳動(dòng)軸的簡(jiǎn)介傳動(dòng)軸是貨車中不可缺少的一部分。對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)類的汽車，由于發(fā)動(dòng)機(jī)前置或者中置，因而要想將發(fā)動(dòng)機(jī)變速器輸出的動(dòng)力傳遞到汽車后輪就離不開(kāi)傳動(dòng)軸的動(dòng)力傳遞。傳動(dòng)軸主要用于貨車的動(dòng)力傳遞，目前轎車類都為前置前驅(qū)，因此取消了傳動(dòng)軸，但是在貨車或后輪驅(qū)動(dòng)的轎車上離不開(kāi)傳動(dòng)軸的動(dòng)力傳遞。傳動(dòng)軸主要由凸緣、花鍵、十字軸、萬(wàn)向節(jié)、軸管等組成；傳動(dòng)軸的好壞直接影響整車的 NVH性能。1.2 傳動(dòng)軸的發(fā)展概況汽車上的傳動(dòng)軸主要用來(lái)在工作過(guò)程中傳遞扭矩與轉(zhuǎn)速，同時(shí)對(duì)于相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞動(dòng)力，保證整車的行駛性能。而汽車能夠?qū)崿F(xiàn)在道路上行駛，主要使靠傳遞動(dòng)力的傳動(dòng)軸去實(shí)現(xiàn)的，但是如何降低動(dòng)力的損失，降低整車的噪音，提升整車的 NVH 性能這是進(jìn)行汽車設(shè)計(jì)時(shí)必須要考慮的問(wèn)題，同時(shí)對(duì)于購(gòu)車的人來(lái)說(shuō)，這也是他們選擇汽車的主要性能指標(biāo)。隨著社會(huì)的發(fā)展，近幾年以來(lái)人民大眾經(jīng)濟(jì)都好起來(lái)，對(duì)汽車的舒適性方面和動(dòng)力性方面等要求非常高。目前，我國(guó)自主汽車的行業(yè)發(fā)展已到達(dá)一定的階段，針對(duì)主要性能零部件已完成了自主研發(fā)及批量生產(chǎn)。而且隨著近些年汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，國(guó)內(nèi)主要汽車零部件也競(jìng)爭(zhēng)激烈。針對(duì)傳動(dòng)軸就是其中很重要的一部分，因?yàn)閭鲃?dòng)軸關(guān)系著整車的性能及運(yùn)動(dòng)安全性，因此我國(guó)為提升自主研發(fā)汽車的成本，近幾年對(duì)于傳動(dòng)軸的自主生產(chǎn)及加工已經(jīng)有了很大的成績(jī)。在國(guó)外，一方面汽車行駛的路況越來(lái)越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對(duì)環(huán)境的污染意識(shí)使得發(fā)動(dòng)機(jī)正向著大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。為適應(yīng)以上情況，對(duì)傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡要求以及直線度的要求就非常的高。因此在國(guó)外一些高尖端精加工數(shù)控機(jī)床被廣泛應(yīng)用于汽車傳動(dòng)軸的加工與校核。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)8汽車上的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)常由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞動(dòng)力。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)(或全輪驅(qū)動(dòng))的汽車上，由于工作時(shí)懸架變形，驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸與變速器(或分動(dòng)器)輸出軸間經(jīng)常有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，普遍采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1a、b)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器之間的距離不大時(shí)，常采用兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)和一根傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器相距較遠(yuǎn)，使得傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度超過(guò) 1.5m 時(shí)，為提高傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開(kāi)成兩根(或三根)，萬(wàn)向節(jié)用三個(gè)(或四個(gè))。此時(shí)，必須在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。萬(wàn)向節(jié)所連兩軸之間的夾角，對(duì)一般貨車，最大可達(dá) 15°—20°，對(duì)于 4x 4 越野汽車(特別是短軸距的)，最大可達(dá) 30°。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，由于驅(qū)動(dòng)輪又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用球叉式和球籠式等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1c)，其最大夾角(相應(yīng)為車輪最大轉(zhuǎn)角)可達(dá) 30°—42°。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時(shí)也必須采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖 1—1d)。如果由于總布置的需要，變速器與離合器(或分動(dòng)器)不直接連接而離開(kāi)一定距離，為避免因安裝不準(zhǔn)確和車架變形在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中引起附加載荷，也需要采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(參看圖 1—1b)。此時(shí)多用普通十字軸萬(wàn)向節(jié)或柔性萬(wàn)向節(jié)，其工作角度一般不大于 2°—3°。萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和柔性萬(wàn)向節(jié)兩類。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)(常用的為普通十字軸式)，等速萬(wàn)向節(jié)(球叉式，球籠式等)，準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)(雙聯(lián)式，凸塊式，三銷軸式等)。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)保證所連接兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力，保證所連接兩軸盡可能同步(等速)運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)9圖 1—1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)在汽車傳動(dòng)系中的應(yīng)用萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)．能可靠地傳遞動(dòng)力。2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷應(yīng)在允許范圍內(nèi)。3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。十字軸萬(wàn)向節(jié)典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)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(jiàn)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(jié)構(gòu)(圖 1—2a)是用螺栓 1 和蓋板 3 將套筒 5固定在萬(wàn)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(shí)將彈性蓋板 6 點(diǎn)焊于軸承座 7 底部(圖 1—2b)，裝配后，彈性蓋校對(duì)軸承座底部有一定的預(yù)壓力，以免高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于離心力作用，在十字軸端面與軸本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)10承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動(dòng)，從而避免了由于這種竄動(dòng)造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞。卡環(huán)式可分為外卡式(圖 1—2c)和內(nèi)卡式(圖 1—2d)兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)(圖 1—2e)中的萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個(gè)整體，而是分成兩半用螺釘聯(lián)接起來(lái)。這種結(jié)構(gòu)具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點(diǎn)，但加工工藝較復(fù)雜。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)(圖 1—2f)是在軸承碗外圓和萬(wàn)向節(jié)叉的軸承孔中部開(kāi)一環(huán)形槽。當(dāng)跟針軸承動(dòng)配合裝入萬(wàn)向節(jié)叉到正確位置時(shí)，將塑料經(jīng)萬(wàn)向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中。待萬(wàn)向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時(shí)，表明塑料已充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動(dòng)小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動(dòng)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(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(rùn)滑和密封好壞直接影響著十字軸萬(wàn)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(rùn)滑油時(shí)，在個(gè)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(lái)越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)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(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤(rùn)滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤(rùn)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(shí)，萬(wàn)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(wú)潤(rùn)滑油流通系統(tǒng)且一次潤(rùn)滑的萬(wàn)向節(jié)上。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由 4°增至 16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的 l/4。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)11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(nèi)卡式 e）瓦蓋固定式 f）內(nèi)卡環(huán) 1 螺栓 2 鎖片 3 蓋板 4 萬(wàn)向節(jié)叉 5 套筒 6 彈性蓋板 7 軸承座 8 外卡環(huán) 9 內(nèi)卡環(huán)1.3 課題研究的目的與意義傳動(dòng)軸是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)汽車的動(dòng)力傳遞重要組成部分，本設(shè)計(jì)注重實(shí)際運(yùn)用，是建立在參考國(guó)內(nèi)輕卡中卡貨車的動(dòng)力設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)之上，考慮整車的總體布置，改進(jìn)了一些設(shè)計(jì)方法，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理，使用壽命更長(zhǎng)，振動(dòng)噪聲更小。本設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)軸是兩節(jié)的，由十字軸萬(wàn)向節(jié)連接。傳動(dòng)軸是由軸管、伸縮花鍵套和萬(wàn)向節(jié)組成。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的變化。萬(wàn)向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時(shí)實(shí)現(xiàn)兩軸的動(dòng)力傳輸。萬(wàn)向節(jié)是由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動(dòng)軸的布置直接影響十字軸萬(wàn)向節(jié)、主減速器的使用壽命，對(duì)汽車的振動(dòng)噪聲也有很大影響。在傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)中，主要考慮傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，分析出傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)12度和臨界轉(zhuǎn)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(jì)算花鍵的伸縮滑動(dòng)量。1.4 傳動(dòng)軸的分類及設(shè)計(jì)要求1.4.1 傳動(dòng)軸的分類萬(wàn)向節(jié)根據(jù)扭轉(zhuǎn)方向的不同及彈性的不同可以分為以下兩類：剛性萬(wàn)向節(jié)和柔性萬(wàn)向節(jié)。而對(duì)于剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)等三種。1.4.2 設(shè)計(jì)要求萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)．能可靠地傳遞動(dòng)力。2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷應(yīng)在允許范圍內(nèi)。3) 傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。1.5 課題研究的技術(shù)路線（1）通過(guò)圖書(shū)館及電子閱覽等進(jìn)行傳動(dòng)軸的資料查閱，了解傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)的基本步驟，為后期的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)；（2）通過(guò) 4S 店及汽車修理廠的學(xué)習(xí)了解傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)及工作原理與特性，為后期的模型建立奠定基礎(chǔ)；（3）總體方案設(shè)計(jì)，根據(jù)已給數(shù)據(jù)進(jìn)行整車性能計(jì)算，選擇確定傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)的形式；（4）傳動(dòng)軸花鍵及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)計(jì)算確定尺寸參數(shù)，并用CAD 軟件繪制二維工程圖；本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)13（5）根據(jù)前面的設(shè)計(jì)計(jì)算及二維圖紙的過(guò)程完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)的編制；貨車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)的主要技術(shù)規(guī)格：汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的排量：5.6L；○1汽車的自重：4000kg,載重量 5000kg；○2發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：392N.m(1200～1400r/min)； ○3最大功率：105kw（3000r/min） ；○4最高車速：100km/h?！?本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)14第二章 傳動(dòng)軸的總體設(shè)計(jì)方案確定2.1 萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)分析2.1.1 單節(jié)萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析圖 2—1 十字軸萬(wàn)向節(jié)如圖 2—1 所示，普通十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為（2.1） 12tantcos???式中， 為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角，定義為萬(wàn)向節(jié)主動(dòng)叉所在平面與萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸所在平1?面的夾角； 為從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角； 為主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間的夾角。2設(shè)萬(wàn)向節(jié)的夾角 保持不變，將式（2.1）對(duì)時(shí)間求導(dǎo)，并把 用 表示，則?2?1得2211cosin????（2.2）本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)15由于 是周期為 的周期函數(shù)，所以 保持不變的條件下，轉(zhuǎn)速比 也21cos?80? ?21/?是一個(gè)周期為 的函數(shù)。如果 保持不變，則 每周變化兩次。因此主動(dòng)軸以?1?2等角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸時(shí)快時(shí)慢，此即普通十字軸傳動(dòng)的不等速性。十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) K 表示2max1instaK?????（2.3）2.1.2 雙節(jié)萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角 時(shí)，單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的輸出軸相對(duì)于輸入?軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。在雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸平行時(shí)(圖 2—2a)，直接連接傳動(dòng)軸的兩萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖 2—2b 中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)，當(dāng)輸入軸與輸出軸相交時(shí)(圖 2—2c)，傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能被此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2—2d 中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而對(duì)兩端的十字軸產(chǎn)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。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)16圖 2—1 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作用為使處于同一個(gè)平面內(nèi)的輸入與輸出軸等速旋轉(zhuǎn)，在汽車傳動(dòng)系中常采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。如圖 2—2a、2—2c 所示給出兩種通常采用的方案，共同特點(diǎn)如下：（1）與傳動(dòng)軸相連的兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉布置在同一個(gè)平面內(nèi)。（2）兩萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的夾角相等，即 。12??這樣布置， ， 即121tantcos???32tantcos?（2.4）1132tacs這樣可以保持等角速度傳動(dòng)。2.1.3 多萬(wàn)向節(jié) 運(yùn)動(dòng)分析多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析是建立在但萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析的基礎(chǔ)的。下面分析三萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的等速條件，如圖 2—3 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)17圖 2—3 多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)圖 2—3a 所示方案中， （2.5）II1tantcos???（2.6）II2tt（2.7）IVI3tantcos???（2.8）I1V23tacs圖 2—3b 所示方案中，（2.9）II1tantcos???（2.10）II2tt（2.11）IVI3tantcos???本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)18（2.12）I12V3tancos???多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的從動(dòng)叉相對(duì)主動(dòng)叉的轉(zhuǎn)角差 的計(jì)算公式與但萬(wàn)向節(jié)的()rad??相似，可以寫(xiě)成（2.13）21sin()4e??????式中， 為多萬(wàn)向節(jié)的當(dāng)量夾角； 為主動(dòng)叉的初相位角； 為主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角。上式e? 1?表明多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，如同具有夾角 。e?假設(shè)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，各傳動(dòng)軸兩端的萬(wàn)向節(jié)叉平面的夾角為 0 或 ，則當(dāng)量夾角 為/2?e?（2.14）2213e???式中， 等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。正負(fù)號(hào)的確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處123?、 、在各軸線所在平面內(nèi)，其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸等速，應(yīng)使 0。e??萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會(huì)引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的振動(dòng)，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲級(jí)駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總希望其當(dāng)量夾角 盡可能小。一般設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使空載和滿載兩種工e?況下 不大于 ，另外，對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值 應(yīng)加以限制。e?3? 21e??對(duì)于乘用車， ；對(duì)于商用車， 。22150/erads??2160/erads???表 2—1 各種轉(zhuǎn)速下推薦采用的最大夾角值傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 6000 4500 3500 3000 2500 2000 1500本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)19（r/min）夾角（°）3 4 5 6 7 9 12表 2—2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、夾角及安全工作轉(zhuǎn)速的關(guān)系傳動(dòng)軸長(zhǎng)度（mm）0--1140 1140--1520 1520--1830夾角（°）0--6 0--6 0—6 6?安全工作轉(zhuǎn)速（r/min）0.90 kn0.85 kn0.80 kn0.65 kn2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)載荷的確定萬(wàn)向傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。計(jì)算載荷的計(jì)算方法主要有三種，見(jiàn)表 2—3。表 2—3 萬(wàn)向傳動(dòng)軸計(jì)算載荷用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間 用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)20按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和擋傳動(dòng)比來(lái)確定 max1degselkTin??max102defselkTin??按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定20salmGri?? 1salmGri??按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定 0rsflmFTin??2tsflmFrTin??表 2—3 各式中，T 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，n 為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取法見(jiàn)表 2—4，為變速器一擋傳動(dòng)比， 為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；k 為液力變矩器1i ?變矩系數(shù)，， 為最大變矩系數(shù)， 為滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載??01/2k???????0 2G荷(N)， 為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： ＝1.2—1.4，貨車：m? 2m?＝1.1 —1.2； 為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，2??在良好的混凝土或?yàn)r青路面上， 可取 0.85，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的轎車， 可取??1.25，對(duì)于越野車， 值變化較大，一般取 1， 為車輪滾動(dòng)半徑(m)， 為主減速 r oi器傳動(dòng)化。 為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比； 為主減速器主動(dòng)齒輪mi m?到車輪之間的傳動(dòng)效率， 為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷 (N)。 為汽車最1G1?大加速度時(shí)的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： ＝0.80—0.85，貨車： =0.75—0.90；1? t為日常平均牽引力(N)； 為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取法見(jiàn)表 2—4； 為猛接離合器所tFfi dk產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于液力自動(dòng)變速器， ＝l，對(duì)于具有手動(dòng)操縱的機(jī)械變速器dk的高性能賽車， ＝3，對(duì)于性能系數(shù) ＝0 的汽車(一般貨車、礦用汽車和越野車)，dkjf＝1，對(duì)于 ＞0 的汽車， ＝2 或由經(jīng)驗(yàn)選定。性能系數(shù)由下式計(jì)算dkjfdk（2.15）maxmaxj a16.95.1956f00.eeeggTT???????????? ?? 當(dāng) 時(shí) 當(dāng) 時(shí)式中， 為汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量） （kg） 。am本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)21表 2—4 與 的選取fin車型 高檔傳動(dòng)比與低擋傳動(dòng)比關(guān)系 fin2fdfgi?fgi14?fdfgi?fdi223fgfdi?fgi26?fgfdi?fdi3對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷 取 和 的最小值，或取sT1es和 的最小值，即 或 ，安全系數(shù)一般取2seTs ??1min,sseT???2min,?2.5—3.0。當(dāng)對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷 、取 。s2sFsT或2.3 萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定十字軸萬(wàn)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(dāng)磨損或壓痕超過(guò) 0.15mm 時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。設(shè)滾針對(duì)十字軸軸頸的作用力合力為 F，如圖 2—4 所示，則本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)22（2.16）2cosTFr??式中，T 為傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N ） ，取在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于一m?檔是的轉(zhuǎn)矩和滿載汽車的驅(qū)動(dòng)輪最大附著力矩（ ）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較小0.8??值；r 為合力作用線與十字軸中心之間的距離（mm） ； 為萬(wàn)向節(jié)的最大夾角（°） 。?十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 和剪切應(yīng)力 為??（2.17）????1ww423dFs????（2.18）21wwd??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(diǎn)到1d2軸頸根部的距離（mm） ； 為彎曲應(yīng)力許用值， 為切應(yīng)力許用值。??w???w?圖 2—4 十字軸受力圖本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)23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(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在 0.003mm 以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，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(guò)小時(shí)，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(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過(guò) 0.2—0.4mm。圖 2—5十字軸彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于 250—350N/mm2；剪切應(yīng)力不大于 80—120N/mm2。十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力為（2.19）127nj FdL???????????本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)24式中，d 為滾針直徑（mm） ；L 為滾針工作長(zhǎng)度（mm） ；d 1為十字軸軸頸直徑（mm） ；為在力 F 作用下一個(gè)滾針?biāo)茏畲筝d荷（N） 。n（2.20）4.6nFiZ?式中， 為滾針列數(shù)；Z 為每列中的滾針數(shù)。i萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸組成連接支承，在力作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成 45°的截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力 和扭w?應(yīng)力 應(yīng)滿足b?（2.21）??wwFeW???（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2/6bh?2tkbh2/10bh?2/16tW??形截面的高度和寬或橢圓形截面的長(zhǎng)軸和短軸；k 是與 h/b 有關(guān)的系數(shù)，按照表2—5 選??；e、a 如圖 2—5 所示；彎曲應(yīng)力的許用值 為 50—80MPa，扭應(yīng)力的??w?許用值 為 80—160MPa。??b?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 10k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工、裝配精度以及潤(rùn)滑條件等有關(guān)。當(dāng) 時(shí)，可按下式計(jì)算25???本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)25（2.23）102tandfr????????????式中， 為十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率； 為軸頸與萬(wàn)向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動(dòng)軸0 f承： =1.15—0.20，滾動(dòng)軸承： =0.05—0.10；其他符號(hào)意義同前。f f通常情況下，十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)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(jìn)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(wàn)向節(jié)叉一般采用 40 或 45 中碳鋼．調(diào)質(zhì)處理，硬度為 18—33HRC，該針軸承碗材料一般采用 GCrl5。2.4 傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)確定傳動(dòng)軸總成主要由傳動(dòng)軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬(wàn)向節(jié)叉組成。傳動(dòng)軸中一般設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵，以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)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(dòng)元件，以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，花鍵套與軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處在最小時(shí)不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小直接影響到萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸。在選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸時(shí)要著重考慮使傳動(dòng)軸有足夠的臨界轉(zhuǎn)速、扭轉(zhuǎn)剛度。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定性的最低轉(zhuǎn)速，它決定與傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。假設(shè)傳動(dòng)軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁，如圖 2—6 所示。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)26圖 2—6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算簡(jiǎn)圖設(shè)軸的質(zhì)量 m 集中于 O 點(diǎn)，且 O 點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為 e，當(dāng)軸以角速度 旋?轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為（2.24）??2Fey????式中， 為軸在離心力作用下產(chǎn)生的撓度。y與離心力相平衡的彈性力為（2.25）Pcy?式中， 為軸的側(cè)向剛度，對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由支承于球形鉸接的軸，c；E 為材料的彈性模量，可取 ；J 為軸管截面??3384/5/cJL?? 5E=2.10MPa?的抗彎慣性矩，。 （2.26）??4/6Dd???????（2.27）22/Fmec?本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)27認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度 時(shí)傳動(dòng)軸將破壞，即 ，則有c?y??（2.28）20m??（2.29）c?對(duì)于傳動(dòng)軸管有??20.5mDdL??????????式中 D、d 為傳動(dòng)軸管的外徑及內(nèi)徑（mm） ；L 為傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)的中心距（mm） ； 為軸管材料的密度，對(duì)于鋼 = 。?63810/kgm??（2.30）/30cn???則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 （r/min）為c（2.31）281.0cDdnL???在 D、L 一定時(shí)，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速要比實(shí)心軸的高，并且節(jié)省材料。在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，要使傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速小于 0.7 ，這樣一般可獲得滿意的cn結(jié)果。傳動(dòng)軸軸管的斷面尺寸還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足()cMPa?（2.32）????416ccDTd??????式中，T 為傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N ） ； 為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。m?c本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)282.5 花鍵的結(jié)構(gòu)確定對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 （MPa）應(yīng)滿足h?（2.33）316hTd???式中， 為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm） 。hd傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 應(yīng)滿足??MPa?（2.34）??042hhhTKDdLn????????????????????式中， 為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)， =1.3—1.4； 、 為花鍵外徑和內(nèi)徑K? ?hDd（mm） ； 為花鍵有效工作長(zhǎng)度（mm） ； 花鍵齒數(shù)； 為許用擠壓應(yīng)力（MPa） 。hL0n???2.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定在長(zhǎng)軸距汽車上，為了提高傳動(dòng)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(dòng)軸分段。在轎車中，有時(shí)為了提高傳動(dòng)系的彎曲剛度、改善傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性、減小噪聲、也將傳動(dòng)軸分成兩段。傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承。本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)29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(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過(guò)程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)竄動(dòng)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(jié)構(gòu)中采用單列滾珠軸承。橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，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(dòng)軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。當(dāng)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(shí)，便發(fā)生共振。圖為擺臂式中間支承，擺臂機(jī)構(gòu)能適應(yīng)中間傳動(dòng)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(yīng)傳動(dòng)軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算，（2.45）1122????RRRCgCfmG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)；0f Rm 為中間支承的懸置質(zhì)量(kg)，它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其座所受質(zhì)量之和。在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度 ，使固有額率 對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 n＝60 盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn)速范RC0f 0f本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)30圍，以免共振，保證隔振效果好。一般許用臨界轉(zhuǎn)速為 1000—2000 r／min，轎車取下限。當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時(shí)，由于傳動(dòng)軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速為 1000—2000r／min，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為 500—1000r／min。圖 2—9 橡膠彈性中間支承剖面圖傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。萬(wàn)向節(jié)中十字軸的軸向竄動(dòng)、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵中的間隙、傳動(dòng)釉總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形、傳動(dòng)軸上點(diǎn)焊平衡片時(shí)的熱影響等因素，都能改變傳動(dòng)軸總成的不平衡度。提高滑動(dòng)花鍵的耐磨性和萬(wàn)向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度增加其彎曲剛度，都能降低傳動(dòng)軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻后再進(jìn)行動(dòng)平衡檢驗(yàn)。傳動(dòng)軸的不平衡度，對(duì)于轎車，在 3000—6000r／min 時(shí)應(yīng)不大于 25—35g·cm；對(duì)于貨車，在1000—4000r／min 時(shí)不大于 50—100g·cm。另外，傳動(dòng)軸總成徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于 0.5—0.8mm。