轻型货车传动轴完整设计-轻型卡车【三维CATIA模型】【含4张cad图纸+文档全套资料】

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 外文文献 Cross-axis gimbal assembly Failure Analysis The main function of joints in different axis passing between the rotating shaft torque, 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 on 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 journal imprint is relatively serious, bearing rings also produce the inner wall of the imprint, but the depth of cross-axis than the light. By the analysis of joints installed on the bearing assembly, when the total space bearing a larger circle, the needle easily skewed, with the result that journal have a cross-axis tilt angle with the axis of the embossing, the embossing depth of the expansion of more deep, the needle will not be able to spin, thus increasing frictional resistance, exacerbated by the extension of indentation. The total circumference of its appropriate space should be controlled in the range of 0.1 ~ 0.4mm inside, JB/T3232 in a given space for a total circumference of not more than 0.5mm. 2. Fatigue spalling Shaft angle in the use of a smaller state, universal joint assembly of the needle bearing journal diameter and cross-axis angle in the framework of repeated smaller swing, when the cross-axis with the bearing radial clearance with the wear and tear expansion will lead to concentration of load, the load will be large local indentation fatigue prematurely in order to develop into a large area off the fatigue. Especially in the cross-axis the first axis, the stress concentration due to the impact of parts of their set was almost all the chamfering eat, severe high temperature sintering under a state of the phenomenon. Because users do not use lubricants or as a result of time added on the universal joints bearings sealed properly, resulting in early loss of oil-bearing materials as well as the dust temperature intolerance, lip oil seals in the winter cold weather aging cracks under so that the early loss of grease. In addition, the universal joint assembly less oil in operation due to high temperature generated, so that shaft bearings and killed, resulting in a broken needle and the damage to seals and dust jacket, traces of ferrule surface ablation, the failure mode of both failure mode is non-normal. 4. Needle failure I lapsed from the universal joint assembly observed in the sample found that the majority of needle point of the surface there are Ma, Ma Hang, and large-scale fatigue spalling, a small number of needle head was broken, a small number of needle from the needle about 1.5mm Department head Ma Hang, and the existence of a larger phenomenon of bite wounds, the majority of needle fracture fracture from here, this occurrence of the main bearing structure and the size parameters and the circular design of the total gap. 5. Gasket failure Gasket is the first universal joint assembly of the components failure, the form of gasket failure nylon fracture and wear pads. I carefully analyzed samples gasket failure found that the outer gasket has obvious cracks, gasket has cracks and debris outside. Obviously, the gasket is the gasket by the external force resulting in rise of the local stress concentration, once the gasket external damage to the axial force will be borne by the rest of the pads to bear, the bear pads per unit area will increase the power, the entire pad tablets to be broken. Hence the need for well-designed shape and bearing structure pads. At the same time, each gasket failure due to damage and wear has been associated with failure, the gasket material must be selected high strength and wear resistance of materials. 6. Cross-axis fracture Cross shaft fracture is usually a serious overloading the user under the premise of the factors or unusual conditions occur, as joints in the design of the Department of full compliance with the standards of universal joints JB/T8925-2008 static torsional strength safety factor of 2.5 times the provisions of However, OEMs fault occurred during the three packs of the proportion of the total failure still accounts for 2% ~ 5% of such cases is sudden, but inevitable, universal joints and therefore the static torsional strength of match, we must maximum output torque in the engine 3 times more specific in order to avoid overloading caused the emergence of sudden failure. 7. Metallographic test analysis Cases of failure to carry out physical and chemical analysis, respectively, in the cross shaft, ferrule and needle selection of the typical characteristics of the location of the site, cutting under the specimen and along the vertical cross-section metallographic sample preparation, the microstructure-level qualified. To determine the cross shaft, ferrule and the center needle hardness, respectively, by micro-hardness of various parts of a gradient distribution of Vickers hardness measured, and its basically in line with the hardness of the hardness distribution. Check the cross-axis universal joints, a test piece of the outer ring and a number of needle samples in 50% hydrochloric acid aqueous solution heated to 70 ~ 80 ℃, heating of about 1h, check for hot acid found in various parts use burn phenomenon exists. This burn is to determine universal joints sealed as a result of poor performance and fat loss properties of the oil well, resulting in fever bearing universal joints burn too soon after the failure of the parts. 中文翻译 万向节十字轴总成失效分析 万向节的主要作用是在不同轴线上的轴之间传递旋转转矩，它被广泛应用于各类卡车的传动轴联接轴节叉之间，通常在使用过程中万向节十字轴上的滚针轴承不是作旋转运动，而是作旋转摆动的运动，其载荷呈交变的周期变化。本文是通过对重型载车用WX0082万向节十字轴总成寿命不足失效件的失效形式、失效原因进行分析。 分析结果如下： 1.斜压印 从某公司三包服务处提供的三包退回失效件中观察到，十字轴轴颈斜压印情况比较严重，轴承套圈内壁也产生相应的压印，但深度要比十字轴轻。经分析，安装在万向节总成上的轴承，当轴承圆周总间隙较大时，滚针易产生歪斜，致使十字轴轴颈产生与轴线倾斜一定角度的压印，当压印深度扩展较深时，滚针就不能自转，因此使摩擦阻力增大，加剧压痕的延伸。其合适的圆周总间隙应控制在0.1～0.4mm范围内，JB/T3232中给定的圆周总间隙为不超过0.5mm。 2.疲劳剥落 在传动轴摆角较小的使用状态下，万向节总成上的滚针轴承内径与十字轴轴颈在较小角度范围内反复摆动，当十字轴与轴承径向游隙随着磨损而扩大时，会导致产品载荷集中，载荷大的地方就会过早地产生疲劳压痕，从而发展成为大面积的疲劳剥落。特别是在十字轴轴头处，由于应力集中影响，其受载部位的倒角几乎全部被啃掉，严重时会在高温状态下出现烧结现象。 3.缺油烧蚀 由于在使用过程中用户不按期加注润滑油或由于万向节上的轴承密封不好，导致轴承早期失油以及防尘罩材料不耐低温，油封唇口在冬季寒冷气候下产生老化裂纹，使润滑脂早期流失。另外，万向节总成在运行中因缺油而产生高温，使轴承与轴径咬死，致使滚针折断以及密封和防尘外罩损坏，套圈表面有烧蚀痕迹，这种失效形式均属于非正常失效形式。 4.滚针失效 从万向节总成失效样品中观察发现，大多数滚针表面都存在麻点、麻坑和大面积疲劳剥落，少数滚针头部被折断，少数滚针在离滚针头部1.5mm左右处存在较大麻坑和啃伤现象，滚针断裂大部分也是从此处断裂，这种情况的发生主要与轴承结构尺寸参数及圆周总间隙设计有关。 5.垫片失效 垫片是万向节总成中首先失效的部件，垫片失效形式为尼龙垫片断裂和磨损。仔细分析失效垫片样品发现，垫片的外围有明显的裂纹，垫片外围有裂纹及碎片。很明显，垫片外围是垫片受涨力致使应力集中的地方，一旦垫片外围破坏，其轴向力将全部由余下的垫片承受，垫片单位面积上承受的力将增加，整个垫片将被破坏。因此需要设计合理的垫片形状和轴承结构。同时，由于垫片每次失效破坏都伴随着磨损失效，所以垫片材料必须选取强度和耐磨性较高的材料。 6.十字轴断裂 十字轴的断裂一般是在用户严重超载前提下或异常因素条件下发生，因为万向节在设计时完全遵循部标准JB/T8925-2008中万向节静扭强度安全系数2.5倍的规定，但在主机厂三包期内发生的故障比例仍占总故障的2％～5％，此种情况虽然是突发性的，但也不可避免，因此对万向节的静扭强度匹配，必须在发动机最大输出扭矩的3倍以上才能避免特殊超载引起的突发性故障的出现。 7.金相检验分析 对失效件进行理化分析，分别在十字轴、套圈和滚针的典型部位选择特征位置，切割下试件，并沿纵截面制取金相试样，其金相组织级别合格。为确定十字轴、套圈及滚针的心部硬度，用显微硬度计分别对各零件进行了维氏硬度梯度分布测定，其硬度也基本符合硬度分布规律。取万向节的十字轴、外圈各一试件及数个滚针试件，在50%盐酸水溶液中加热至70～80℃，加热约1h，作热酸洗检查，结果发现各零件在使用过程中都存在烧伤现象。这种烧伤现象判断是由于万向节密封性能差失油及油脂性能不好，导致万向节轴承发热后各零件烧伤过早失效。 轻型货车传动轴设计 2017年08月 目录 摘要： 3 Abstract 4 1 绪 论 5 1.1本课题研究的意义与目的 5 1.2 国内外发展概况 5 2 传动轴设计 9 2.1万向节传动的运动分析 9 2.1.1 万向节传动（普通十字轴万向节） 9 2.1.2 双万向节传动 10 2.1.3 多万向节传动（普通十字轴式万向节） 11 2.1.4 万向传动的计算载荷 13 2.1.5 万向节的设计计算 14 2.2传动轴的设计 18 2.3花键的设计 20 2.4 中间支承 20 3 万向传动轴的设计计算 23 3.1 传动轴结构方案的选择 23 3.2传动轴转矩计算 23 3.3 传动轴的内外径尺寸 25 3.4 花键设计计算 25 3.5万向节的计算 26 3.6 传动轴布置 27 3.7花键的滑动长度计算 32 4 总结展望 37 致谢 38 参考文献 39 摘要： 本文根据给定设计参数，完成了一辆轻型卡车传动轴设计。根据整车动力参数和整车布置，确定了传动轴的尺寸参数，通过计算，确定了轴管、花键轴的设计参数。通过计算、选取，确定了传动轴万向节的形式及设计参数，确定了十字轴和万向节叉的参数。最后对传动轴的运动进行了运动干涉校核，保证了设计可靠性。 关键词：轻型货车车，十字轴，万向节，传动轴 Abstract: According to the given design parameters, a light truck transmission shaft is designed. According to the vehicle dynamic parameters and vehicle layout, the dimension parameters of the drive shaft are determined. Through calculation and selection, the form and design parameters of cardan joint of transmission shaft are determined, and the parameters of cross shaft and universal joint fork are determined. Finally, the movement of the transmission shaft movement interference check to ensure the reliability of the design. Keywords：Light truck, cross shaft, universal joint, transmission shaft 1 绪 论 1.1本课题研究的意义与目的 传动轴是发动机前置后驱汽车的动力传递重要组成部分，本设计注重实际运用，是建立在参考国内轻卡中卡货车的动力设计的基础之上，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理，使用寿命更长，振动噪声更小。 本设计中的传动轴是两节的，由十字轴万向节连接。传动轴是由轴管、伸缩花键套和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输。万向节是由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，更合理优化了轴与轴之间的角度。采用新方法计算花键的伸缩滑动量。 1.2 国内外发展概况 汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。 在发动机前置后轮驱动(或全轮驱动)的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器(或分动器)输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动(图1—1a、b)。当驱动桥与变速器之间的距离不大时，常采用两个万向节和一根传动轴的结构。当驱动桥与变速器相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界转速以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根(或三根)，万向节用三个(或四个)。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。万向节所连两轴之间的夹角，对一般货车，最大可达15°—20°，对于4x 4越野汽车(特别是短轴距的)，最大可达30°。 在转向驱动桥中，由于驱动轮又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动(图1—1c)，其最大夹角(相应为车轮最大转角)可达30°—42°。当后驱动桥为独立悬架结构时也必须采用万向节传动(图1—1d)。 如果由于总布置的需要，变速器与离合器(或分动器)不直接连接而离开一定距离，为避免因安装不准确和车架变形在传动机构中引起附加载荷，也需要采用万向节传动(参看图1—1b)。此时多用普通十字轴万向节或柔性万向节，其工作角度一般不大于2°—3°。 万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和柔性万向节两类。刚性万向节又可分为不等速万向节(常用的为普通十字轴式)，等速万向节(球叉式，球笼式等)，准等速万向节(双联式，凸块式，三销轴式等)。 万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力，保证所连接两轴尽可能同步(等速)运转，由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 图1—1 万向节传动在汽车传动系中的应用 万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时．能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷 应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 十字轴万向节 典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。 目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式(图1—2a、b)、卡环式(图1—2c、d)、瓦盖固定式(图1—2e)和塑料环定位式(图1—2f)等。 盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图1—2a)是用螺栓1和盖板3将套筒5固定在万向节叉4上，并用锁片2将螺栓锁紧。它工作可靠、拆装方便，但零件数目较多。有时将弹性盖板6点焊于轴承座7底部(图1—2b)，装配后，弹性盖校对轴承座底部有一定的预压力，以免高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承座底之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，从而避免了由于这种窜动造成的传动轴动平衡状态的破坏。 卡环式可分为外卡式(图1—2c)和内卡式(图1—2d)两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构(图1—2e)中的万向节叉与十字轴轴颈配合的圆孔不是一个整体，而是分成两半用螺钉联接起来。这种结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工工艺较复杂。塑料环定位结构(图1—2f)是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽。当跟针轴承动配合装入万向节叉到正确位置时，将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中。待万向节叉上另一与环槽垂直的小孔有塑料溢出时，表明塑料已充满环槽。这种结构轴向定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。 为了防止十字轴轴向窜动和发热，保证在任何工况下十字轴的端隙始终为零，有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承。滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响着十字轴万向节的使用寿命。毛毡油封由于漏油多，防尘、防水效果差，在加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺油，已不能满足越来越高的使用要求。结构较复杂的双刃口复合油封(图1—2a)，反装的单刃口橡胶油封用作径向密封，另一双刃口橡胶油封用作端面密封。当向十字轴内腔注入润滑油时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出。不需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，万向节寿命可显著提高。图1—2b为一轿车上采用的多刃口油封，安装在无润滑油流通系统且一次润滑的万向节上。 十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4°增至16°时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的l/4。 图1—2 滚针轴承轴向定位方式 a）普通盖板式 b）弹性盖板式 c）外卡式 d）内卡式 e）瓦盖固定式 f）内卡环 1 螺栓 2 锁片 3 盖板 4 万向节叉 5 套筒 6 弹性盖板 7 轴承座 8 外卡环 9 内卡环 2 传动轴设计 2.1万向节传动的运动分析 2.1.1 万向节传动（普通十字轴万向节） 图2—1 十字轴万向节 如图2—1所示，普通十字轴万向节的主动轴与从动轴转角间的关系式为 （2.1） 式中，为主动轴转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、从动轴所在平面的夹角；为从动轴转角；为主动轴与从动轴之间的夹角。 设万向节的夹角保持不变，将式（2.1）对时间求导，并把用表示，则得 （2.2） 由于是周期为的周期函数，所以保持不变的条件下，转速比也是一个周期为的函数。如果保持不变，则每周变化两次。因此主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即普通十字轴传动的不等速性。 十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数K表示 （2.3） 2.1.2 双万向节传动 当输入轴与输出轴之间存在夹角时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴平行时(图2—2a)，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图2—2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动，当输入轴与输出轴相交时(图2—2c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能被此平衡，传动轴发生如图2—2d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力、此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。 图2—1 附加弯矩对传动轴的作用 为使处于同一个平面内的输入与输出轴等速旋转，在汽车传动系中常采用双万向节传动。如图2—2a、2—2c所示给出两种通常采用的方案，共同特点如下： （1）与传动轴相连的两个万向节叉布置在同一个平面内。 （2）两万向节与传动轴的夹角相等，即 。 这样布置，，即 （2.4） 这样可以保持等角速度传动。 2.1.3 多万向节传动（普通十字轴式万向节） 多万向节传动的运动分析是建立在但万向节运动分析的基础的。下面分析三万向节传动的等速条件，如图2—3 图2—3多万向节传动 图2—3a所示方案中， （2.5） （2.6） （2.7） （2.8） 图2—3b所示方案中， （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） 多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差的计算公式与但万向节的相似，可以写成 （2.13） 式中，为多万向节的当量夹角；为主动叉的初相位角；为主动叉转角。上式表明多万向节传动轴输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角。 假设多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，各传动轴两端的万向节叉平面的夹角为0或，则当量夹角为 （2.14） 式中，等为各万向节的夹角。正负号的确定：当第一万向节的主动叉处在各轴线所在平面内，其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。 为使多万向节传动输出轴与输入轴等速，应使0。 万向节传动输出与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声级驾驶室内的谐振噪声。因此在设计多万向节传动时，总希望其当量夹角尽可能小。一般设计时，应使空载和满载两种工况下不大于，另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值应加以限制。对于乘用车，；对于商用车，。 表2—1 各种转速下推荐采用的最大夹角值 传动轴转速（r/min） 6000 4500 3500 3000 2500 2000 1500 夹角 （°） 3 4 5 6 7 9 12 表2—2 传动轴长度、夹角及安全工作转速的关系 传动轴长度 （mm） 0--1140 1140--1520 1520--1830 夹角 （°） 0--6 0--6 0—6 6 安全工作转速（r/min） 0.90 0.85 0.80 0.65 2.1.4 万向传动的计算载荷 万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。计算载荷的计算方法主要有三种，见表2—3。 表2—3 万向传动轴计算载荷 位 置 计 算 方 法 用于变速器与驱动桥之间 用于转向驱动桥 按发动机最大转矩和挡传动比来确定 按驱动轮打滑来确定 按日常平均使用转矩来确定 表2—3各式中，T为发动机最大转矩，n为计算驱动桥数，取法见表2—4，为变速器一挡传动比，为发动机到万向传动轴之间的传动效率；k为液力变矩器变矩系数， ，为最大变矩系数，为满载状态下一个驱动桥上的静载荷(N)，为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：＝1.2—1.4，货车：＝1.1—1.2；为轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路面上，可取0.85，对于安装防侧滑轮胎的轿车，可取1.25，对于越野车，值变化较大，一般取1，为车轮滚动半径(m)，为主减速器传动化。为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，为满载状态下转向驱动桥上的静载荷(N)。为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，轿车：＝0.80—0.85，货车：=0.75—0.90；为日常平均牵引力(N)；为分动器传动比，取法见表2—4；为猛接离合器所产生的动载系数，对于液力自动变速器，＝l，对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，＝3，对于性能系数＝0的汽车(一般货车、矿用汽车和越野车)，＝1，对于＞0的汽车，＝2或由经验选定。性能系数由下式计算 （2.15） 式中，为汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量）（kg）。 表2—4 与的选取 车型 高档传动比与低挡传动比关系 1 2 2 3 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取和的最小值，或取和的最小值，即或，安全系数一般取2.5—3.0。当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷、取。 2.1.5 万向节的设计计算 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。 设滚针对十字轴轴颈的作用力合力为F，如图2—4所示，则 （2.16） 式中，T为传动轴计算转矩（N），取在发动机最大转矩下且变速器处于一档是的转矩和满载汽车的驱动轮最大附着力矩（）的换算转矩两者中的较小值；r为合力作用线与十字轴中心之间的距离（mm）；为万向节的最大夹角（°）。十字轴轴颈根部的弯曲应力和剪切应力为 （2.17） （2.18） 式中，为十字轴轴颈直径（mm）；为十字轴油道孔直径（mm）；s为力作用点到轴颈根部的距离（mm）；为弯曲应力许用值，为切应力许用值。 图2—4 十字轴受力图 滚针轴承中的滚针直径一般不小于1.6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为0.009—0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08—0.30mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应超过0.2—0.4mm。 图 2—5 十字轴弯曲应力应不大于250—350N/mm2；剪切应力不大于80—120N/mm2。十字轴滚针轴承的接触应力为 （2.19） 式中，d为滚针直径（mm）；L为滚针工作长度（mm）；d1为十字轴轴颈直径（mm）；为在力F作用下一个滚针所受最大载荷（N）。 （2.20） 式中，为滚针列数；Z为每列中的滚针数。 万向节叉与十字轴轴颈组成连接支承，在力作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45°的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力和扭应力应满足 （2.21） （2.22） 式中，W、Wt分别为截面B—B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面：，；椭圆形截面：，；h、b分别为矩形截面的高度和宽或椭圆形截面的长轴和短轴；k是与h/b有关的系数，按照表2—5选取；e、a如图2—5所示；弯曲应力的许用值为50—80MPa，扭应力的许用值为80—160MPa。 表2—5 系数k的选取 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 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角、十字轴的支承结构和材料、加工、装配精度以及润滑条件等有关。当时，可按下式计算 （2.23） 式中，为十字轴万向节传动效率；为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：=1.15—0.20，滚动轴承：=0.05—0.10；其他符号意义同前。 通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为97%—99%。 十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnvB等低碳合金钢，轴颈表面进行渗碳淬火处理。渗碳层深度为0．8—1．2mm，表面使度为58—64HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为33—48HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢．调质处理，硬度为18—33HRC，该针轴承碗材料一般采用GCrl5。 2.2传动轴的设计 传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放人滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。 传动轴的设计主要内容是选择传动轴长度和断面尺寸。在选择传动轴长度和断面尺寸时要着重考虑使传动轴有足够的临界转速、扭转刚度。 所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定性的最低转速，它决定与传动轴的尺寸、结构及其支承情况。假设传动轴为断面均匀一致，两端自由支承的弹性梁，如图2—6所示。 图2—6 传动轴临界转速计算简图 设轴的质量m集中于O点，且O点偏离旋转轴线的量为e，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为 （2.24） 式中，为轴在离心力作用下产生的挠度。 与离心力相平衡的弹性力为 （2.25） 式中，为轴的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由支承于球形铰接的轴，；E为材料的弹性模量，可取；J为轴管截面的抗弯惯性矩， 。 （2.26） （2.27） 认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有 （2.28） （2.29） 对于传动轴管有 式中D、d为传动轴管的外径及内径（mm）；L为传动轴的支承长度，取两万向节的中心距（mm）；为轴管材料的密度，对于钢=。 （2.30） 则得传动轴的临界转速（r/min）为 （2.31） 在D、L一定时，空心轴的临界转速要比实心轴的高，并且节省材料。 在设计传动轴时，要使传动轴的最高转速小于0.7，这样一般可获得满意的结果。 传动轴轴管的断面尺寸还应保证有足够的扭转刚度。轴管的扭转应力应满足 （2.32） 式中，T为传动轴的计算转矩（N）；为许用扭转应力。 2.3花键的设计 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力（MPa）应满足 （2.33） 式中，为花键轴的花键内径（mm）。 传动轴花键的齿侧挤压应力应满足 （2.34） 式中，为花键转矩分布不均匀系数，=1.3—1.4；、为花键外径和内径（mm）；为花键有效工作长度（mm）；花键齿数；为许用挤压应力（MPa）。 2.4 中间支承 在长轴距汽车上，为了提高传动轴临界转速、避免共振以及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段。在轿车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度、改善传动系弯曲振动特性、减小噪声、也将传动轴分成两段。传动轴分段时，需加设中间支承。 图2—8 橡胶弹性中间支承 中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行驶过程中由于发动机窜动或车架等变形所引起的位移。图为日前广泛采用的橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列滚珠轴承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。当这些周期性变化的作用力的频率等于弹性中间支承的固有频率时，便发生共振。图为摆臂式中间支承，摆臂机构能适应中间传动轴轴线在纵向平面的位置变化改善了轴承的受力状况，橡胶衬套能适应传动轴轴线在横向平面内少量的位置变化。 中间支承的固有频率可按下式计算， （2.45） 式中，为中间支承的固有频率(Hz)；为中间支承橡胶元件的径向刚度(N／mm)；m为中间支承的悬置质量(kg)，它等于传动轴落在中间支承上的一部分质量与中间支承轴承及其座所受质量之和。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，使固有额率对应的临界转速n＝60尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。一般许用临界转速为1000—2000 r／min，轿车取下限。当中间支承的固有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速为1000—2000r／min，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为500—1000r／min。 图2—9 橡胶弹性中间支承剖面图 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动釉总成两端连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、缩短传动轴长度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响，应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，对于轿车，在3000—6000r／min时应不大于25—35g·cm；对于货车，在1000—4000r／min时不大于50—100g·cm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于0.5—0.8mm。 3 万向传动轴的设计计算 3.1 传动轴结构方案的选择 一、十字轴万向节： 典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4°增至16°时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。 二、准等速万向节： 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可确保输出轴与输入轴接近等速。双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50°，偏心十字轴双联式万向节可达60°），轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。 综上考虑成本、传递扭矩的大小、等速要求等选择十字轴万向节。 此外当传动轴长度超过1.5m时，为了提高以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根，万向节用三个，而在中间传动轴上加设中间支承。 3.2传动轴转矩计算 根据整车设计参数： 驱动形式： 4×2 后轮； 轴 距： 3360mm； 额定质量：1800kg； 整备质量：2490kg； 总质量： 4485kg； 发动机最大功率/KW及转速/r/min: 85/3600； 发动机最大转矩/N/m及转速/r/min：280/2300； 轮胎型号：7.00-16 8PR； 满载轴荷分配： 1345 kg（前轴）/3140 kg（后轴）； 发动机型号： 富田BJ493ZLQ3； 变速器传动比低挡/高档：4.717/0.784； 最高车速km/h：95； 传动轴转矩T1根据发动机-传动系最大转矩Tse1和驱动轮打滑转矩Tss1来校核； Tss1=KdTemaxKi1ifηn Kd为离合器猛接动载系数，根据fj确定； fj=110016-0.195maTemax，当0.195maTemax<16时 0 ，当0.195maTemax≥16时 ma为整车质量，ma= 4485kg； Temax为发动机最大转矩，Temax=280N·m； i1为变速器一挡传动比，i1=4.717； if为分动器传动比，该车无分动器，故if=1； η为发动机至传动轴的传动效率，取η=0.85； n为驱动桥数目，单桥车辆取n=1； K为液力变矩器系数，取 K=1； 由： 0.195maTemax=0.195×4485280=3.12<16； 有： fj=110016-0.195maTemax=110016-0.1954485280=0.13>0； 根据性能系数fj， fj=0，Kd=1；fj>0，Kd=2；； 离合器的突然结合动载系数Kd=2； Tss1=2×280×4.717×0.851=2245.292N·m Tse1=G2m2’φrri0imηm G2为满载状态下单个驱动桥的静载荷，G2=31400N； m2'为车辆最大加速度下后桥的载荷转移系数，对于商用车m2'=1.1~1.2； φ为轮胎与路面的附着系数，取φ=0.85； rr为车轮的滚动半径，取rr=0.385； im为主减速器从动齿轮至驱动轮间的传动比，对于不设轮边减速器车辆im=1； i0为主减速器传动比，i0=7.02； ηm为主减速器主动齿轮至驱动轮间的效率，取ηm=0.85； Tse1=31400×1.2×0.85×0.3857.02×08.5=2066.50N·m 传动轴转矩T1=min [Tss1，Tse1]=2066.50N·m 3.3 传动轴的内外径尺寸 传动轴最高转速 nmax=3600r/min 临界转速 由 得 初选取D=60mm，d=52mm； nk=1.2×108×602+52215002=4235r/min K=nknmax=42353600=1.17 应力强度 τ=16DT1π（D4-d4）=16×60×2066500π×（604-524）=111.85MPa 根据许用切应力 ，满足强度要求。 3.4 花键设计计算 花键内径选取，通过最大扭矩求内径 由得 初选花键尺寸： 内径 外径 齿数 n=16 键宽 5mm 验证齿侧工作挤压强度 （取转矩分布不均匀系数） 其中取在载荷作用下移动的动联接许用挤压应力=13Mpa 由此推算花键长度 花键过长重选花键尺寸 外径 内径 齿数 此时花键长度 3.5万向节的计算 滚针对十字轴颈的作用合力F，取r=30mm，α=8°； F=T12rcosα=20665002×30×cos8°=34780N 取d1=25mm，d2=4mm，s=8mm； 十字轴轴颈根部的弯曲应力 十字轴轴颈根部的剪切应力 十字轴滚针的接触应力 其中 取 一个滚针所受最大载荷 轴承的接触应力为 3.6 传动轴布置 前后跨度2360mm，减去两端十字轴叉长度，传动轴分成两节，取前节1200mm，后节1000mm。 角度如图3—1 图3—1 静扰度=63mm； 空载高度差：241mm； 满载高度差： 由角度关系得方程1 （变速箱输出轴水平，驱动桥输入与水平夹角成1°） 由多十字轴万向节传动等速条件得方程（2） 用表示、 由于旋转不均匀而产生的惯性力矩很大，考虑满载比空载传动轴的负荷大，满载时传动轴、主减速器等工况最为恶劣，首先满足满载等速条件，不是把完全等速点设计在满载与空载之间，故设计安排此时传动轴的输出与输入完全等速。 再根据高度列出方程（3）： （3） 把代入（3）式，得 的值随着变化的曲线图： 图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 空载高度（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 空载高度（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 空载高度（mm） 159 164 169 173 178 182 187 192 197 201 206 211 从曲线图可以看出有三个解符合，进一步精确可得出=1.0029°、1.12°、3.0°。 （1）=1.0029°时 满载 =173.4° 当量夹角 空载 ° ° 当量夹角 （2）=1.12°时 满载 ° ° 当量夹角 空载 ° ° 当量夹角 ° （3）=3.0°时 满载 =1.3° -3.3° 当量夹角 ° 空载 =4.0° ° 当量夹角 ° 综合考虑以上三个解，汇总于表3—2 表3—2 =1.0029° =1.12° =3.0° 满载 空载 满载 空载 满载 空载 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）两种情况下，空载和满载时的当量夹角 很小，但是万向节2和3夹角过大，会造成动力总成支承和悬挂弹性元件的振动载荷，引起它们的振动。此外轴间不等速特别严重，还能引起齿轮的冲击和噪声。 方案选取第三种情况，此时空载的当量夹角3.28°虽然大于3°，考虑到此时车子的空载，负荷很小，动载荷很低，对传动系破坏很小。 此时的角加速度幅值 远小于600。 3.7花键的滑动长度计算 图3—3 后桥跳动时传动轴运动分析 图3—3为后桥跳动时传动轴运动分析的几何示意图。图3—3中，点D是后桥的转动圆心，即圆心D在比主卷耳中心高(为主片中心线处的卷耳半径)、比主卷耳中心后移(为板簧的半长)位置处；点O是传动轴输入端的万向节中心；点是初始位置时传动轴输出端的万向节中心；点是后桥跳动位移h后传动轴输出端的万向节中心；点是初始位置时第1片钢板弹簧中心；点是后桥跳动位移h后的第1片钢板弹簧中心。 为了分析后桥跳动对传动轴参数的影响规律,建立坐标系如图3—3所示，即以传动轴输入端的万向节中心点O为坐标系的原点；过点O向前为x轴(平行于变速器输出轴的轴线)的正向；y轴为过点O且垂直于x轴，以向上为正向。分析过程中，认为各构件均为刚体，不存在变形和间隙。当悬架为钢板弹簧时，后桥壳在车轮上、下跳动时作平移运动，因此，分析后桥跳动对传动轴振动影响时，只考虑后桥质心的上、下平动即可。当后桥跳动h后，图中点以为半径、以点D为圆心运动到点。在后桥上跳期间，由于点和点处于同一个刚体，所以其夹角r保持不变。 为了求出运动关系，假设在后桥上跳期间十字轴的各部分长度相等，均为r。初始位置时，传动轴的输入角为，输出角为；后桥跳动h后，传动轴的输入角为，输出角为。 初始时刻矢量分析模型中各点求解: 求点 规定传动轴输入角是传动轴轴线和水平线之间的夹角。点到O点距离保持不变，即。向量和x轴之间的夹角为，即 由以上条件得到方程组如下: （3.1） 由图3—3可知, 求点 规定后桥俯仰角是后桥输入轴轴线和传动轴轴线之间的夹角。 点到点距离保持不变, 即 。 为向量和向量之间的夹角, 即 （3.2） 由以上条件得到方程组： （3.3） 求点 规定角度γ是后桥输入轴轴线和矢量之间的夹角。 点到点距离保持不变, 即 。 向量和向量之间的夹角保持不变, 即 （3.4） 由以上条件得到方程组: （3.5） 求点 规定角度是矢量和矢量之间的夹角。 点到点距离保持不变，即 向量和向量之间的夹角保持不变，即 （3.6） 由以上条件得到方程组： （3.7） 后桥上跳h时各点求解 求点 由于后桥平动，所以点到点垂直距离等于后桥质心上跳量，即 。 点到点距离保持不变，即 由以上条件得方程组： （3.8） 求点 点到点距离保持不变，即 后桥平动，所以点到点垂直距离等于后桥上跳量，即 由以上条件得方程组： （3.9） 求点 点到点距离保持不变，即 由于后桥平动，所以向量和向量之间的夹角保持不变，即 由以上条件得方程组： （3.10） 传动轴的长度变化量，也即是花键的滑动量，用表示， （3.11） 伸长为正，缩短为负。后桥向上跳动时，h为正，向下跳动h为负。 满载状态下的相关参数值为: , , 。将以上参数代入进行计算, 得到传动轴的长度变化见表4—2所列。 表3—3 传动轴长度变化 （mm） 后桥跳动高度 -40 -60 -80 -100 传动轴伸缩变化（伸长为正） 4.5 6.4 8.1 9.7 后桥跳动高度 40 60 80 100 传动轴伸缩变化（缩短为负） -5.3 -8.2 -11.4 -14.8 4 总结展望 通过这次设计我在以下几点深有感触： 第一， 基础知识不扎实，在遇到问题时思路不清晰，再查资料浪费太多时间。 第二， 在以前学习中，专业理论知识和工程实际联系太少，对很多基本的经验数据没有形成大概的认识。 第三， 知识面太窄，本次设计涉及到很多相关学科的知识，知识的单一给设计带来了很多困难 但是，只有认识问题才能解决问题。设计中暴露出来的问题督促我吸取教训，避免以后工作和学习中再犯同样的错误。我相信，只要拥有一颗求知的心和不断提高的独立思考、解决问题的能力，就一定能在日后的工作中得到长足的进步。 具体的需要改进处，集中在传动轴两段的长度选取，应该以前轴和后轴的长度比、前轴与水平线的夹角为设计变量，但是目标函数不知道该怎么选取，优化函数没有建立。在以后的实际工作中，理论联系实际，选择实际生产最关心的因素，建立数学模型进行优化。 致谢 首先感谢张老师在我进行毕业设计的前前后后所给予的热心指导。本次毕业设计是对大学本科所学到的知识的综合检验，它对即将走向工作岗位的我具有很深的意义，它培养了我独立思考及独立工作，独立检索资料、阅读文献、综合分析、理论计算、工程设计、数字及文字处理等能力，所有的这些对我在以后工作中解决工程实际问题时，都将产生积极的作用。当然，设计过程中必然存在诸多困难，由于自身知识结构和经验的局限性，设计难免存在一些问题，恳请老师们批评、指正！ 再次衷心感谢所有老师在设计过程中给予的指导，谢谢！ 参考文献 [1] 陈家瑞.汽车构造（第二版）[M].北京：机械工业出版社，2000. 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