解放CA1041万向传动装置设计【含8张CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共50页)
编号：19265751
类型：共享资源
大小：1.37MB
格式：ZIP
上传时间：2019-05-16
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
含8张CAD图纸、说明书
解放CA1041万向传动装置设计
解放CA1041
万向传动装置设计
万向传动装置设计【CAD图纸
解放CA1041万向传动装置设计【
CA1041传动
CA1041
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
摘 要汽车的万向传动轴是由传动轴、万向节两个主要部件联接而成，在长轴距的车辆中还要加装中间支承。万向传动轴主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。在本世纪初万向节与传动轴的发明与使用，在汽车工业的发展中起到了极其重要的作用。随着汽车工业的发展，现代汽车对万向节与传动轴的效率、强度、耐久性和噪声等性能方面的设计及计算校核要求也越来越严格。本毕业设计将依据现有生产企业在生产车型(CA1041)的万向传动装置作为设计原型。在给定整车主要技术参数以及发动机、变速器等主要总成安装位置确定的条件下，对整车结构进行了分析，确定了传动轴布置方案，采用两轴三万向节带中间支承的布置形式。在确定了传动方案后，对传动轴、万向节总成、中间支承总成进行设计，使该总成能够在正常使用的情况及规定的使用寿命内不发生失效。 关键字：传动轴；万向节；中间支承；设计；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 rotation 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 that 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 the 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. 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：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification目 录摘要IABSTRACTII第一章 绪论11.1选题的目的和意义11.2国内外研究现状、发展趋势1第2章 方案选择32.1解放CA1041轻型货车原始数据32.2万向传动轴的结构特点和基本要求32.3万向节总成主要参数及其选择52.4中间支承的选择62.5 本章小结6第三章 传动轴总成的设计73.1万向传动轴结构方案分析73.1.1 基本组成的选择73.2 万向传动轴的计算载荷93.3传动轴钢管尺寸的选择123.4传动轴的计算与强度校核133.4.1传动轴的临界速度校核133.4.2传动轴扭转强度计算与校核143.5传动轴花键设计153.5.1主传动轴花键设计153.5.2中间传动轴花键的设计193.6本章小结20第四章 万向节总成的设计214.1万向节类型的选择214.2十字轴式万向节的结构分析224.3万向节的受力分析234.3.1单十字轴万向节的受力分析234.3.2双十字轴万向节传动254.3.3多十字轴万向节传动264.4万向节总成主要参数的确定与校核274.4.1十字轴274.4.2滚针轴承294.5联连接元件的设计324.5.1联接螺栓324.5.2万向节叉344.6本章小结35第五章 中间支承的设计365.1中间支承的结构分析与选择365.2轴承的选取375.3本章小结39结 论40参考文献41致 谢42附 录43附录A 英文文献43附录B中文翻译45IV 第一章 绪论1.1选题的目的和意义 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势，对汽车节能、舒适与轻量化的要求越来越高。而传动轴及万向节的设计装配不良将产生振动和噪声，增添未能估算在内的符加动载荷，还可能导致传动系不能正常运转和早期破坏，万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一1。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。1.2国内外研究现状、发展趋势传动轴普遍采用具有较高的强度的薄钢板卷焊而成的空心轴，超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管制成。近年来由于对汽车低能耗，低成本的要求越来越高，汽车必须轻量化，汽车变得更易产生振动和噪声。因此对传动系重要组成部分万向节振动特性必须进行分析2。目前国内外都将以NVH(噪音，振动，啸声)为设计目标，为了满足这类要求，汽车制造厂对该总成的设计要求越来越严格。随着Matlabl软件的开发，国内对传动轴的设计己从传统设计向模糊可靠性设计发展。基本方法是把传统设计公式中的参量看作随机变量，进行概率计算，从中找出规律，得出合理的校核强度和截面参数。汽车和工程机械用传动轴在高速转动时要产生弯曲振动。因此导致共振现象使传动轴断裂.尤其是高速轴。为避免共振产生应进行振动计算。确定其临界转速.常规优化设计是为了使传动轴在工作时不出现共振现象.使传动轴的临界转速尽量避开其实际最高转速。因载荷的随机性及切削加下时下件表而凹凸不平及材料软硬不均。临界转速具有离散性。它不是一个点，而是一个区域。而模糊可靠性设计理论应用于具有振动的传动轴的优化设计中，提出传动轴的模糊可靠性优化设计方法，建立了在满足给定模糊可靠要求设计条件下优化设计数学模型。传动轴模糊可靠性优化设计在设计中，既考虑设计参数的随机性和模糊性，又能进行多参数设计，使设计方案最优，且在设计后能预测新产品的可靠度3。这是可靠性和最优化设计的有机结合。万向节是实现万向传动的关键，万向节性能的优劣直接影响到整车的行驶性能、动力性、舒适性。从19世纪初虎克式万向节在汽车上应用以来，经过100多年的发展己经有十几种形式。可分为铡性万向节和挠性万向节。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。等速万向节因其加工制造精度高、难度大，需成套引进国外专用加工生产设备，且投资费用大、价格高，已成为实现国产化的关键问题之一。由于等速万向节传动轴应是用橡胶护套来密封的，橡胶护套的寿命从很大程度上决定了传动轴总成的使用寿命，因此橡胶护套设计和考核试验也成了等速万向节设计的重要环节之一。由于近年来Pro/E、CATIA、Matlab等软件的开发与应用，国内的企业、科研单位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真设计，从而大大提高了我国对万向节的设计、制造水平。综合以上国内外文献和相关书籍可以看出：随着计算机的发展、各种计算机辅助软件的设计开发，如:Pro/E、CAD、CATIA等以及有限元分析等设计理论的发展，必然会给万向节的设计、研发带来日新月异的进展，万向节及传动轴的设计己逐步实现自动化，集成化，智能化。第2章 方案选择2.1解放CA1041轻型货车原始数据解放CA1041轻型货车的一些初定基本参数：汽车轴距2.85m发动机最大功率时的转速n=3400r/min最高档传动比0.745发动机最大转矩210000N.mm发动机万向传动轴间的传动效率0.96满载质量4160KG2.2万向传动轴的结构特点和基本要求万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支撑组成。主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。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的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴、十字轴承、凸缘叉及轴向定位件和橡胶密封件等组成。传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。重型载货汽车根据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。一般来讲42驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。64驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。66驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在长轴距车辆的中间传动轴一般设有传动轴中间支承它是由支承架、轴承和橡胶支承组成。其广泛应用在汽车上，如下图 传动轴是由轴管、伸缩套和万向此它的动平衡是至关重要的。一般传动轴在出厂前都要进行动平衡试验，并在平衡机上进行了调整。因此，一组传动轴是配套出厂的，在使用中就应特别注意。其基本结构如下图：图2-1 万向传动装置的工作原理及功用图2-2 变速器与驱动桥之间的万向传动装置基本要求：1.保证所连接的两根轴的夹角及相对位置在一定范围内变动时，能可靠而稳定地传递动力。 2.保证传动尽可能同步，所连接两轴尽可能等速运转。 3.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，在使用车速范围内不应产生共振现象。 4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 另，万向传动装置有极其广泛的应用，发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴；某些汽车根据总布置要求需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一端距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以常采用十字轴万向传动轴或挠性万向传动轴；对于转向驱动桥，左、右驱动轮需要随汽车行驶轨迹变化而改变方向，这时多采用等速万向传动轴。如下图图2-3 万向节在汽车上的各种应用2.3万向节总成主要参数及其选择1、对万向节类型及其结构进行分析，并结合（CA1041）技术要求选择合适的万向节类型。考虑到本毕业设计所针对的车型为轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足：制造加工容易、成本低，工作可靠承载能力强，使用寿命长，结构简单，调整维修方便等要求，本设计选用十字轴式万向节，带中间支承的两段式传动轴。2、十字轴十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽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时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。3、十字轴滚针轴承滚针轴承的结构分析：汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针，国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针5。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针。4、联接螺栓在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度2.4中间支承的选择在长轴距汽车上，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。在乘用车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动看特性，减小噪声，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需加设中间支承。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，固有频率对应的临界转速 r/min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。许用临界转速为10002000r/min，对于乘用车，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10002000r/mim，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为5001000r/min，这样就避免了中间支承与传动轴的谐振6。2.5 本章小结本章完成了对中间传动轴、主传动轴的设计。在给定了发动机转矩、变速器低挡传动比的情况下确定了中间传动轴与主传动轴的内、外径，保证发动机在各工况工作时传动轴不发生共振行成传动轴的折断。在确定了传动轴尺寸后对其扭转应力进行了校核，使传动轴在各种工况以及冲载荷情况下不会产生扭转变形。两段传动轴间转矩是靠主传动轴花键与中间传动轴花键传递的，这两处花键的设计也是这一章的重中这重。本设计中选用了相对渐开线花键定心精度更高、加工更容易的矩型花键，这种形式提高了传动轴高速转动时的稳定性，也减少了花键的磨擦从而提高了传动轴整体的使用寿命。由于花键配合间隙小，减小了车辆行驶时的振动的噪声，提高了驾驶舒适性。第3章 传动轴总成的设计3.1万向传动轴结构方案分析3.1.1 基本组成的选择 通过参考我国微型货车的基本设计参数，选定CA1041微型货车为前置后驱的布置形式，平头驾驶室。因其用途一般，则轴数根据其特点确定为两轴，驱动形式：42，后轮驱动。此种布置的优点有：1.容易发现发动机的故障，维修方便；离合器、变速器等操作机构简单，容易布置；货厢地板低平；2.汽车总长和轴距尺寸短；最小转弯直径小；机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室是能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。 由于本设计适用车型CA1041载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承在普通汽车传动装置中，因十字轴式刚性万向节结构简单、传动可靠等优点而得到了广泛应用。十字轴式刚性万向节结构简单、强度高、耐久性好，生产性高，生产成本较低，且传动可靠，效率较高，目前允许两传动轴之间的交角一般为1520，在连接角较小时大都使用这种万向节。十字轴式刚性万向节结构如图图3-1 十字轴式刚性万向节在TJ1010微型货车设计中，选定为十字轴式万向传动装置，即采用单节式万向传动轴，其两端用普通万向节分别与变速器和驱动桥连接。装配时，要满足：传动轴两端的万向节叉在同一平面内 ；输入轴、输出轴与传 动轴的夹角相等，即错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。如下图图3-2 输入轴与输出轴的夹角车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输出轴和驱动桥的动力输入轴不在一个平面内。有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动7。图3-3为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。 （a）单轴双万向节式 （b）两轴三万向节式 图3-3传动轴形式布置如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。由于参考车型轴距为2.85米，故选取如图b的传动方案。综上可确定，解放CA1041轻型货车的万向传动装置设计为：三个十字轴式万向节和两个传动轴。此时的传动轴分段，因此需加中间支撑。 3.2 万向传动轴的计算载荷传动轴计算扭计算公式如下: （3.1）式中：发动机最大转矩(Nmm)，Nmm；N计算驱动桥数，CA1041为后桥驱动车辆，所以取；变速器一挡传动比，CA1041装配的变速器一挡传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率，取；猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，性能系数 的汽车：，的汽车：或由经验选定。性能系数计算由下式计算： 当时 当时式中：汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量），kg；由CA1041技术参数查得：Kg，Nm。代入得：，取。将Nmm、代入公式3.1得：Nmm传动轴轴管形势的选择当传动轴长度确定后，其断面尺寸必须保证有足够的强度，并能承受相当的转速。其许用的传动轴转速，不应超过临界转速。所谓临界转速，即当某个长度为L的传动轴，在两支点中旋转时，如图3-4所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度）a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则a将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个别离心力又将引起传动轴的进一步弯曲，产生附加挠度y。由于重力的大小和方向是不变的，而离心力的大小与方向是改变的，故使传动轴的弯曲力（垂直力与离心力的向量和）也周期性的变化着，从而传动轴的挠度也随时在变化。即传动轴的旋转，将伴随有弯曲振动，它的频率即等于传动轴的转速。当传动轴的转速接近于它的弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，振幅（挠度）急剧增加，致使传动轴折断，这一转速即称为传动轴的临界转速。图3-4万向节传动轴的弯曲振动传动轴的临界转速与轴的直径、长度和支承点数目有关。设传动轴转速为。作用在传动轴上的离心力则为： （3.2） 式中:m传动轴的质量这时离心力被与长度成正比的材料弹性力p所平衡，由材料力学得知： （3.3） 式中：E传动轴材料的抗拉弹性模数，N/mm2；L支承长度，取两万向节的中心距离（m）；I轴剖面对其对称轴线（直径）的转动惯量（m4）；系数c与受载情况、支承型式有关，当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均分布时，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁；P材料弹性力由平衡条件得： （3.4） （3.5） 式中：a初挠度；Y附加挠度；传动轴角速度当时，轴的挠度y趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度旋转时必将折断。这时： （3.6） 对于直径为D的实心轴，由力学得知 （3.7） 式中：传动轴材料单位体积重量由此，对于两端自由支承（开式传动轴），且载荷沿轴长平均分布的轴，其临界转速为： （3.8）对于两端有固定支承的轴（轴封闭于传动轴套管中的闭式传动轴），则： r/min （3.9） 对于大量采用的空心轴，若其剖面外径D，内径为d，则：于是两端自由支承的轴：r/min （3.10） 对两端固定支承的轴，则：r/min （3.11） 从上面公式可以看出：当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。因此本设计选用空心轴管. 用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管；作轴管的钢板厚度一般取1.852.50mm；对每根传动轴总成应进行动平衡检验，保证不平衡度在规定范围以内，如果不合格应进行校正（贴焊平衡块）并使偏心振摆也在公差以内。 3.3传动轴钢管尺寸的选择电焊管参数应按冶金部标准YB242-63选取。表3.1给出外径D=6095mm的标准参数值。 表3.1 6095mm电焊钢管YB242-63 （mm）外径钢 管 厚 度601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.563.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5751.4、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、4.5831.4、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、4.5 由于传动轴为开式，两端自由支承所以临界转速按公式3.10计算。设主传动轴外径为，内径为，传动轴管厚度为B。初选传动轴管外径mm，厚度mm，则mm3.4传动轴的计算与强度校核3.4.1传动轴的临界速度校核本设计传动方式为开式、两轴三万向节带中间支承形式。解放牌CA1041载货汽车主要技参数见第二章原始数据。由安全系数，得计算临界转，取k=1.5，转速为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。 式中：发动机最大功率时的转速r/min；变速器最高档传动比；则：r/min。将 r/min代入得：r/min取r/min主传动轴长度mm，mm，mm代入2.9得：r/min经计算主传动轴符合临界转速设计要求。3.4.2传动轴扭转强度计算与校核在按临界转速初选轴管断面尺寸以后，还需要进行扭转强度验算，由于传动轴夹角引起的附加扭矩和弯矩很小，所以为了计算简单，将不考虑由于夹角而引起的附加扭矩和弯矩，只按纯扭矩计算其扭转应力。传动轴的最大扭转应力(MPa)可按下式计算： （3.12）式中：传动轴的计算扭矩，Nmm；W抗扭断面模量，对空心轴将W代入上式，则传动轴扭转强度应满足以下要求： （3.12）式中：许用扭转应力，MPa传动轴计算扭计算公式如下: （3.13）式中：发动机最大转矩(Nmm)，Nmm；N计算驱动桥数，CA1041为后桥驱动车辆，所以取；变速器一挡传动比，CA1041装配的变速器一挡传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率，取；猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，性能系数 的汽车：，的汽车：或由经验选定。性能系数计算由下式计算： 当时 当时式中：汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量），kg；由CA1041技术参数查得：Kg，Nm。代入得：，取。将Nmm、代入公式3暗战.13得：Nmm将传动轴计算扭矩Nmm，传动轴管外径Nmm，内径Nmm代入公式2.13得：MPa 经计算主传动轴轴管符合设计要求，能保证在各种工况下有效的传递转矩。 由于中间传动轴比主传动轴短，所以主传动轴轴管的外径和管壁厚度同样适用于中间传动轴。3.5传动轴花键设计3.5.1主传动轴花键设计汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。为避免运动干涉，传动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的变化。滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。本设计选矩形花键，其主要参数可按照机械设计手册选取9。下表3.3给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸NdDB 为846509。矩形花键主要有下图3-5所示四种形式：由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向滑动，所以选A型花键。表3.2给出了部分矩形内花键长度：根据表3.3所给出的长度，初选花键长度mm，花键轴孔长度mm。在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力(MPa)和作用在齿侧的挤压应力(MPa)进行校核。表3.2 矩形花键基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm）小径d轻系列规格NdDB轻系列r轻系列c286232660.20.1328323660.30.2368364070.30.2428424680.30.2468465090.30.2注：表中 N-键齿数；D-花键大径；B-键宽；r-倒角；c-倒角表3.3 矩形内花键长度很系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）花键小径d3652花键长度或22120孔的最大长度L200花键长度或系列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对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力(MPa)，的计算公式如下： （3.14）式中：T传动轴的计算转矩（Nmm）；d花键轴的花键内径（mm）；许用应力，按安全系数确定，取，则：MPa；将N.mm、mm代入公式2.15得：MPa 经校核主传动轴花键的齿根扭转应力符合设计要求。传动轴花键的齿侧挤压应力MPa计算公式如下： （3.15） 图3-5 矩形花键的主要形式 式中：T传动轴的计算转矩（Nmm）；花键转矩分布不均匀系数，取；、分别为花键外径和内径（mm）；花键的有效工作长度（mm）；N花键齿数；许用挤压应力(MPa)当花键的齿而硬度大于35HRC时，滑动花键MPa。将N.mm、mm、mm、mm、代入公式（2.16）得：MPa 经校核主传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。当传递转矩的花键伸缩时，产生的轴向阻力为： （3.16）式中：传动轴所传递的转矩，Nmm；r滑动花键齿侧工作表面的中径，mm；f摩因数，取代入公式2.17得：N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入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，从而提高传动效率。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，以免装错而破坏传动轴总成的动平衡10。3.5.2中间传动轴花键的设计 由于所所设计的传动轴为两段，为中间传动轴和主传动轴，所以要考虑两段轴的连接问题。通常将中间传动轴加工出一段花键和一段螺纹，花键与中间传动轴凸缘叉组成花键副，再用一个开槽螺母将凸缘叉轴向定位，防止凸缘叉轴向窜动；再将凸缘叉与万向节叉相连实现动力的传递。 选取中间传动轴花键键型为矩型花键，主要尺寸参照表3.2：初选花键小径mm，大径mm，键齿数N=8，键宽B=7mm。参照表2.4，取键长 mm。 选定花键尺寸后，对作用在花键轴上的扭转应力(MPa)和作用在齿侧的挤压应力(MPa)进行校核。对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力MPa，其许用应力同上， MPa。的计算公式如下： （3.17）将、代入公式2.18得：MPaMPa经校核中间传动轴齿根扭转应力符合设计要求。中间传动轴花键的齿侧挤压应力MPa应满足： （3.18）式中：T传动轴的计算转矩（Nmm）；花键转矩分布不均匀系数，取；、分别为花键外径和内径（mm）；花键的有效工作长度（mm）；N花键齿数；许用挤压应力当花键的齿而硬度大于35HRC时，非滑动花键许用挤压应力 MPa，取MPa。将N.mm、mm、mm、mm、代入公式（3.18）得：MPa 经校核中间传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。3.6本章小结本章完成了对中间传动轴、主传动轴的设计。在给定了发动机转矩、变速器低挡传动比的情况下确定了中间传动轴与主传动轴的内、外径，保证发动机在各工况工作时传动轴不发生共振行成传动轴的折断。在确定了传动轴尺寸后对其扭转应力进行了校核，使传动轴在各种工况以及冲载荷情况下不会产生扭转变形。两段传动轴间转矩是靠主传动轴花键与中间传动轴花键传递的，这两处花键的设计也是这一章的重中这重。本设计中选用了相对渐开线花键定心精度更高、加工更容易的矩型花键，这种形式提高了传动轴高速转动时的稳定性，也减少了花键的磨擦从而提高了传动轴整体的使用寿命。由于花键配合间隙小，减小了车辆行驶时的振动的噪声，提高了驾驶舒适性。第4章 万向节总成的设计4.1万向节类型的选择万向节是转轴和转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节和等速万向节三种形式11。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度相等的万向节。准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节，称之为等速万向节。万向节分类如下图4-1所示： 万向节刚性万向节不等速万向节十字轴式准等速万向节 双联式 凸块式三销轴式球面滚轮式样等速万向节 球叉式 球笼式 挠性万向节图4-1 万向节的分类由于十字轴式万向节具有结构简单、传动可靠、效率高、且制造成本低，被广泛应用于各类汽车的传动系统中。根据本设计适用的车型，选用十字轴式万向节。4.2十字轴式万向节的结构分析十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承等组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦损失、提高效率、在十字轴轴颈和万向节间有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后，将将套筒固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式等12。最普通的盖板式轴承轴向定位结构是用螺栓和盖板将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺栓锁紧。它工作可靠，拆装方便，但零件数目较多。有时将弹性盖板点焊于轴承座底部，装配后，弹性盖板对轴承座底部有一定的预压力，用来防止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，并避免了由于这种窜动所造成的传动轴动平衡状态的破坏。13卡环式又分为外卡式和内卡式两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构中的万向节叉与十字轴颈配合的圆孔不是一个整体，而分成两半，再用螺钉连接起来。这各结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工艺复杂。塑料环定位结构是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽，当滚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，表明塑料己充满环槽。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，十字轴的端间隙始终为零，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，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，故应用己越来越少。在结构较复杂的双刃口复合油封中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，可显著提高万向节寿命。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。当夹角由增至于时，万向节中的滚针轴承寿命将下降到原来寿命的1/4。4.3万向节的受力分析4.3.1单十字轴万向节的受力分析当十字轴万向节的主、从动轴之间的夹角为时，主、从动轴的角速度1、2 之间存在如下关系： （4.1）式中：主动叉转角，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。由于是周期为2的周期函数，所以也为同周期的周期函数。当为0、时，2达到最大值，；当为、时，2达到最小值，。因此，当主动轴以等角速度转动时快、时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性15。十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数K来表示： （4.2）如不计万向节的磨擦损失，主、从动轴转矩T1和T2与各自相应的角速度有的关系，这样有 （4.3）显然，当1/2最小时，从动轴上的转矩为最大值，；当最大时，从动轴上的转矩为最小值，。当T1与一定时，T2在其最大值与最小值之间每一转变化两次。具有夹角的十字轴万向节，由于其主、从动叉轴上的转矩T1 、T2作用在不同的平面上，因此仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转的作用下是不能平衡的。在不计万向节惯性力矩时，主、从动叉轴上的转矩T1 、T2和矢量互成一角度而不能自行封闭，此时在万向节上必然还作用有另外的力矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉树十字轴的作用力矩，除主动轴驱动转矩T1之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力矩 。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力矩在这四个力矩的作用下，使十字轴万向节得以平衡。当主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力矩的大小及变化特点：当主动叉处于和位置时，如图4-2（a）,由于T1作用在十字轴轴线平面上，故必为零，而T2的作用平面与十字轴不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量T2，合矢量指向十字轴平面的法线方向，与T1大小相等，方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩= T1sin。当主动叉处于和位置时图4.2（b）,同理可知为零，主动叉上的附加弯矩= T1tan。（a) 或时 （b) /2或 图4-2十字轴万向节的力矩平衡分析可知，附加弯矩、的大小是在零与上述两面最大值之间变化，变化周期为，即每一转变化再次。使从动叉轴支承受周期性变化的径向载荷为： （4.4）式中：L2万向节中心至从动叉轴支承间的距离此时，万向节也承受与上述力大小相等、方向相反的力。与此方向相反的反作用力矩则由主动叉轴的支承承受。同样，使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷，万向节也承受与其大小相等、方向相反的力。在从动轴支承和万向节上造成大小相等、方向相反的侧向载荷为： （4.5）附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，在万向节主、从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。如果十字轴万向节的主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速、减速旋转，产生的惯性力矩为： （4.6）式中，J2从动叉轴旋转质量的转动惯量；2从动叉轴的角加速度，可通过对式3.1求导得出： （4.7）可见，当输入轴转速很高，且输入、输出轴之间夹角较大时，由于从动叉轴旋转的不均匀加剧所产生的惯性力矩，可能会超过结构许用值。应采取有效方法降低此惯性力矩。4.3.2双十字轴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，但必须保证与传动轴相边的两面万向节叉布置在同一平面内，且使两万向节夹角1与2相等如图4-3（a）和4-3（c）。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。当输入轴与输出轴的轴线平行时如图4-2a，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4-2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴的轴线相交时如图4-2c，传动轴两端万向节叉上所受附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图4-2d，中双点划线的弹性弯曲，因此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。（a) Z型布布置示意图（b) Z型布置时的弯矩图（c) W型布置示意图（d) W型布置时的弯矩图F图4-3 附加弯矩对传动轴的作4.3.3多十字轴万向节传动多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差为： （4.8）式中：多万向节传动的当量夹角；主动叉的初相位角；主动轴转角式4.8表明，多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角为，而主动叉具有初相的单万向节传动一样。假如多万向节传动和各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或/2，则当量夹角为 (4.9)式4.9中，1、2、3等为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定：当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，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。为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使。万向节传动输出轴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及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，应该让当量夹角不大于。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，。4.4万向节总成主要参数的确定与校核便于设计时确定十字轴总成尺寸，表4.1列出不同吨位载重汽车的十字轴尺寸范围16。4.4.1十字轴根据该设计车型载质量m=2t，按表4.1初选十字轴长H=90mm，轴颈直颈 mm,轴颈长度h=21mm，滚针直径mm，滚针长度L=18mm，滚针数n=26，滚针轴承帽外径D=35mm。十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽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时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。设作用于十字轴轴颈中点的力为F如图4-4所示： (4 .10)式中：T万向传动轴计算转矩；r合力F作用线到十字轴中心之间的距离；主、从动叉轴的最大夹角万向传动轴计算转矩T=989860Nmm，mm，取。将数据代入公式3.10得： 表4.1推荐选用十字轴尺寸 （mm）汽车载重（t）十字轴总成十字轴滚针轴承帽HDhLDC11.590181631432422.5902221318354341082524318394571273424318504图4-4十字轴主要尺寸及受力情况H-十字轴总长；h-轴颈长度；-轴颈直径；-油孔直径；-滚针直径十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满足： （4.11） （4.12）式中：十字轴轴颈直颈（mm）；十字轴油道孔直径(mm)；S合力F作用线到轴颈根部的距离(mm)；弯曲应力的许用值，MPa；切应力的许用值，MPa将mm，mm，mm，F=14795.1N代入公式4.11、4.12得：MPaMPa 经校核十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力均符合设计要求。4.4.2滚针轴承汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针。国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈。并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针17。其结构如图4-5所示： 十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6mm以免被压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隔隙过大，承受载荷的滚针数减少，滚针有被卡住的可能。间隙过小又有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。合适的间隙为0.0090.095mm,滚针轴承的周向总间隙以0.080.3mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，这可使其既具有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过0.20.4mm。1- 旋转轴油封；2-挡针圈；3-滚针轴承帽；4滚针；5-油封挡圈图4-5滚针轴承剖面图十字轴滚针轴承的接触应力应满足： （4.13）式中：滚针直径（mm）；十字轴轴颈直径；滚针工作长度（mm），L为滚针长度(mm)；合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N），由下式确定： （4.14）式中：i滚针列数；Z每列中的滚针数当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力为30003200MPa。所设计滚针轴承的滚针列数为i=1，每列中的滚针数z=26。将i=1,z=26，F=14759.1N代入公式3.14得： 将mm，mm，mm，N代入公式4.13得：MPa 经校核轴承滚针接触应力符合设计要求。另外，应检查与从动轴万向节叉连接的滚针轴承的最大负荷，使其不超过许用值。这一最大作用力，可按如下公式计算： （4.15）式中：z滚针数；，滚针的直径和工作长度(mm)；发动机在最大转矩下的转速；自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比；万向节工作夹角将z=26, mm,mm,r/min,N代入公式3.15得:NN 经校核滚针轴承承能承受的最大负荷符合设计要求。当轴承滚针沿圆周无间隙布置时，滚针中心的最大分布直径如图4-6（a）所示： (a) 滚针沿圆周无间隙布置 (b) 滚针沿圆周间隙布置图4-6 滚针布置图 （4.16）mm式中：Z滚针数当滚针间的距离为f时，滚针中心分布直径由增加到如图3.5.b所示： （4.17）式中：滚针轴承两个滚针间的间隙合适的间隙为0.0090.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.080.30mm为好。当mm时：mm4.5联连接元件的设计4.5.1联接螺栓 在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，一般情况下，都是选用结构简单、成本低、可传递较大转矩的凸缘联轴器。凸缘叉按标准初选螺栓孔中心圆直径K=90mm，螺栓孔直径L=14mm，凸缘叉边缘厚度H=12.5mm，螺栓数n=4,螺栓型号M12，螺栓类型为铰制孔螺栓。由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度。抗拉强度可按如下公式进行校核： （4.18）式中：拉应力（MPa）；单个螺栓所受轴向力，；螺栓最小直径，mm；许用拉应，MPa；滑动花键滑动时的磨擦力N将N，mm代入公式3.18得：MPa 经校核螺栓的拉应力符合要求。抗剪强度按如下公式进行校核： （4.19）式中：剪应力；单个螺栓所受工作剪力（N）；螺栓抗剪面直径(mm）；m螺栓抗剪面数；螺栓的许用切应(MPa)单个螺栓所受工作剪力可按如下公式计算：式中：T传动轴传动递的扭矩；K螺栓孔中心圆直径将MPa，m=1，mm代入公式3.19得：MPa 经校核螺栓切应力符合设计要求。抗挤压强度按如下公式进行校核： （4.20）式中：单个螺栓所受工作剪力（N），=5494.4N；H螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度（mm）；H=12.5mm；螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力（MPa），MPa将=5494.4N，H=12.5mm，MPa代入公式3.20得：MPa 经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。4.5.2万向节叉万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成的B-B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： （4.21） （4.22）式中：、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和宽或椭圆形截面的长轴和短轴；k与有关的系数，按下表4.2选取：表4.2 系数K的选取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312 e与十字轴轴孔中心线成的B-B截面到力F作用线的距离；a万向节叉中点与B-B截面相垂直平面到力F作用线的距离如图4-7所示；a=30mm，e=55mm，b=25，h=60mm，r=34.5mm。则：，取，由表3-2得k=0.258，F=14759.1。BB剖面为矩形，所以，。弯曲应力的许用值为5080Mpa，扭应力的许用值为80160Mpa。将b=25mm、k=0.258、h=60mm、e=55mm代入公式3.21和3.22得：Mpa经校核万向节叉弯曲应力和扭转应力均符合设计要求。图4-7 万向节叉4.6本章小结本章对单个十字轴万向节、双十字轴万向节、多十字轴万向节进行了运动和受力分析；确定了十字轴主要尺寸参数，并对十字轴轴颈进行了强度校核保证其能够承受各种工况下的载荷；设计了联接件的形式并对联接螺栓和万向节叉进行了强度校核，保证了传动的可靠性。本章的重点是滚针轴承设计，在按照标准选定了滚针轴承主要尺寸后，对滚针进行了强度校核。该滚针轴承突出的优点是先取了双刃口复合橡胶油封，用作径向密封；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，可显著提高万向节寿命。以及挡针圈的使用，解决了滚针轴承装配和工作时掉针、卡针的问题。第5章 中间支承的设计5.1中间支承的结构分析与选择在长轴距汽车上，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。在乘用车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动看特性，减小噪声，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需加设中间支承19。中间支承能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，以及车车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移。目前中间支承主要有橡胶弹性中间支承和摆臂式中间支承两种形式。橡胶弹性中间支承在其结构中采用单列滚子轴承，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，它主要承受传动轴因不平衡、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。蜂窝软垫式中间支承与车架横梁相连接。单列球轴承可在轴承座内滑动。由于蜂窝形橡胶垫的弹性作用，能适应上述安装误差和行驶中出现的位移。此外还可吸收振动并减少噪声。单列球轴承通过油嘴加入的润滑脂来实现，并在球轴承两端安装油封加以密封。蜂窝软垫式结构简单，效果良好，应用广泛。双列圆锥滚子轴承中间支承，其特点是双列圆锥滚子轴承可承受较大的轴向力，且便于调整，使用寿命长。有的汽车采用摆式中间支承。整个中间支承通过螺栓固定在支架和车架横梁上。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。此外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。综上所述，由于本设计适用车型CA1041载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承，其结构如图5.1。单列深沟球轴承套装在中间传动轴上，内圈由凸缘叉和轴肩轴向定位，外圈由两个卡环固定在轴承座孔上使之不能在轴向滑动。两个支承销管由两个挡圈通过销联接在一起；销管分别与轴承座和支架焊接，支架由螺栓固定在车架横梁上。由于摆动式中间支承的结构特点，作用在轴承上的轴向力和径向力都较小，故选用单列深沟球轴承。中间传动轴花键大径D=40mm，所以取轴承内径d=45mm,初选轴承外径D=85mm，轴承宽度B=19mm。选定轴承型号后需对其使用寿命进行校核。图5.1 摆动式中间支承5.2轴承的选取由机械设计手册查得：对于每日8小时工作的机械（利用率不高），预期使用寿命=120002000h；每日8小时工作（利用率较高），预期使寿命=2000030000h。取预期使用寿命=20000h计算20。计算公式（以小时数表示）如下： （5.1）式中：n轴承转速（r/min），取n=2500r/min；寿命指数，对球轴承；C基本额定动载荷，C=20500N；P当量动载荷；Ft温度系数，工作温时，当量动载荷P的一般计算公式为： （5.2）式中：考虑载荷性质引入的载荷系数，取；X、Y径向，轴向载荷系数；轴承径向载荷；轴承轴向载荷，取N轴承径向载荷可按如下公式计算：N （5.3）式中：F滑动花键滑动时的阻力，F=3030N；a传动轴工作时两万向节的夹角；传动轴重力作用在轴承上的分力由机械设计手册查得：X=0.56，Y=2.07。将，X=0.56，Y=2.07，N，N代入公式4.2得：N将n=2500r/min，C=20500N，代入公式4.1得：经计算轴承寿命符合设计要求。另外，还应考虑中间支承的固有频率，计算公式如下： （5.4）式中：中间支承的固有频率（Hz）；中间支承橡胶弹性元件的径向刚度（N/mm）；m中间支承悬置质量（Kg），等于传动轴落在中间支承上的一部分质与中间支承轴承及其轴承座所阴承受的质量之和。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，固有频率对应的临界转速r/min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。许用临界转速为10002000r/min，对于乘用车，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10002000r/min ,而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为5001000r/min，这样就避免了中间支承与传动轴的谐振。5.3本章小结本章完成了中间支承总成的设计。摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。橡胶衬套可以大大吸收、减小由于传动轴引起的振动，进而减小车辆行驶时的噪声和振动。此外，还选择了轴承的型号并对轴承的使用寿命进行校核；设计了合理有效的润滑及密封型式，从而提高了总成的使用寿命。结 论随着汽车工业的迅猛发展，车辆的多样化、轻量化己成为发展趋势，对车辆的操控性、行驶稳定性、乘坐舒适性的要求也越来越高。而传动轴及万向节的布置、设计装配不良将产生振动和噪声，影响车辆的行驶性和舒适性。因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。本题是依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，设计出符合要求的万向传动装置，着重设计了传动轴、花键；万向节总成及中间支承总成并对其进行了校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，进行了合理的总体布置，该总成己基本符合了设计要求。此外，在主传动轴、十字轴滚针轴承、中间传动轴总成上均采用了较先进的润滑及密封形式，从而保证了传动轴总成工作的可靠性，并提高了使用寿命；主传动轴滑动花键采用了直齿矩形花键，提高了定心精度，而使传动轴的运转更加平稳，行驶时产生的振动的噪声更小。在过去，国内十字轴万向节一般应用在转速相对不高的车辆上，而且十字轴上都设计有注油嘴，要求定期对十字轴轴承碗补充润滑脂。随着高档商务车辆如丰田考斯特在国内的推出，同时一些厂家要求在十字轴上取消注油嘴实现免维护的越来越多，因此高速免维护十字轴万向节应用日益广泛，也必将成为十字轴万向节的发展趋势。本设计中也存在一些缺点和不足，由于采用传统的设计方法，在设计上不可避免的会有设计精度不高、和资源、材料的浪费。展望：随着计算机技术的发展、各种电脑辅助设计软件的开发如： ProE、CAD、CATIA、等软件的开发和对力学问题的有限元算法的普及，万向传动轴的设计的自动化，集成化，智能化己成为万向传动轴设计的发展趋势，也使设计更加精确定可靠、更加节省材料。参考文献1 吴修义.汽车万向节传动轴的选择和应用J.重型汽车2010.6：200-2122 卢曦,周萍,孙跃东.汽车等速万向节的现状与发展J.机械设计与制造，2010.6：118-2013 陈家瑞.汽车构造M.北京机械工业出版社,2005.1.:38-424 F.Schmelz,Graf von H.-Cseherr-Thoss.AUTO MAINTENANCE,2006.12.:56-665 张立,王丽娟.PLC在汽车传动轴涂敷系统中的应用J.西安工业大学学报,中国.710032.2000-07-26.6 刘惟信.汽车设计M.清华大学出版社,2001.7.7 肖生发,伍德荣.一种新型等速万向节的设计J.机械工程师,2010.78 Joachim Quarg,Das Verbrauchsminimierte Automobil,ATZ,2006:112-1309 任少云,朱正礼,张建武.双十字轴万向节传动力学建模与仿真J.上海交通大学学报,2004.11.10 王望予,汽车设计M,机械工业出版社,2008.8.12 何西冷.万向节机构的运动学分析J.起重运输机械,2001.6.13 康健,管迪华.万向节运动传递非等速特性研究J.清华大学学报,2008年,第39卷,第8期.14 华同曙,沈雪瑾,陈晓阳.虎克万向节节叉轴承滚针的凸度设计J.华南理工大学学报(自然科学版),2009.7.第10卷,第6期.15 French,M.J.Conceptual Design for Engineers(Third Edition).London.The Design concil2009:63-7216 李仕清,张波.万向节砖正确润滑J.北京理工大学出版社,2000.12.17 吴家洲,吴波,杨叔子.球笼式万向节快速设计CAD系统研究J.机床与液压,2001.6:90-11018 龚微寒,汽车现代设计制造M,人民交通出版社,2009.6.19 诸文农.底盘设计M.机械工业出版社,2009.8.20 五之煦,许杏根.机械设计手册M.机械工业出版社,2008.6.致 谢本人的毕业设计是在导师的悉心指导和热切关怀下完成的。从设计的选题到研究，从资料的收集到构思，从思路的形成到设计，一步一步的进展，一点一点的收获都倾注着指导老师大量的心血。老师严谨的治学态度和精益求精的务实精神让我获益很多，指导老师渊博的知识和对问题敏锐的洞察力更成了我终身追求的目标。老师为人谦虚诚恳，做事严谨认真，治学一丝不苟，深深地影响着我，并将使我在未来的工作岗位上展现出更好的工作能力和工作表现。在此，对老师的辛勤培养致以崇高的敬意和衷心的感谢。我一定会遵照您的教导，在学习工作和生活的道路上继续努力。四年大学生活即将结束，回顾几年的历程，老师们给了我们很多指导和帮助。他们严谨的治学，优良的作风和敬业的态度，为我们树立了为人师表的典范。在此，我对所有的汽车与交通工程学院的老师表示感谢，祝你们身体健康，工作顺利！ 附 录附录A 英文文献the lubrication of Cross-axis gimbal assembly Cross-axis gimbal assemblyis the power transfer to an important part of the system. From the cars structure, however, the front wheel drive car is concerned, its transmission shaft is constant, the use of universal joint of the rear wheel drive the vehicle in the drive shaft, using two not constant speed universal joint couplings. The general SiCheZhu to universal joint of the shaft lubrication maintenance, because now very strange cars drive shaft of universal joint is one-time accessories, their basic the cross of the shaft lubrication use is high quality, and universal joint is grease with life; And some commercial transport vehicles, especially the old model of existing truck or can the maintenance of universal joint. Universal shaft in the work to handle a lot of torque and alternating load, repair industry used commonly known as the butter of calcium and manufactured the shaft lubrication to. But because the calcium and manufactured of oil film degree is poorer, in strong bearing and shaft neck of friction surface, difficult to form good oil film, is
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号