毕业设计（论文）-GD1091型商用车变速器、传动轴设计.doc

全套图纸加扣 3012250582机电工程学院毕业设计说明书设计题目: GD1091型商用车变速器、传动轴设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 车辆工程1003 指导教师： 2014 年 5 月 15日全套图纸加扣 3012250582目次1 概述22 变速器结构方案的确定2 2.1传动机构的布置方案2 2.2零部件结构方案设计33 变速器主要参数的选择4 3.1变速器的传动比范围、档位数及各档传动比4 3.2变速器中心距6 3.3变速器外型尺寸6 3.4齿轮参数6 3.5各档齿轮齿数的分配94 变速器齿轮及轴的计算与校核11 4.1齿轮的失效形式11 4.2齿轮的强度计算与校核11 4.3轴的设计145 同步器设计计算19 5.1同步器简介19 5.2同步器主要参数196传动轴的设计计算21 6.1传动轴的简介21 6.2万向传动轴的设计计算21 6.3十字轴万向节的设计22 6.4传动轴结构分析与设计25设计总结29参考文献30致谢311 概述随着现在科学技术的发展，社会的不断进步，汽车作为一种方便快捷的交通工具，给人们的生活带来了诸多便利，起着越来越重要的作用。变速箱的良好的性能在日常驾驶中发挥着非常重要的作用。发动机扭矩的力量再大,也得通过变速箱的输出。如果遇到一个糟糕的变速器,开始启动就会容易停滞,转变不平稳,振动,是再好的匹配引擎也是徒劳的。因此设计好的变速器很重要。对变速器的设计有以下基本要求:（1）保证汽车有要求的经济性和动力性；（2）汽车的变速器需要有很好的工作 效率；（3）应该安置P挡(空档)，用来阻止发动机和驱动轮之间的动力传输；（4）应安置R档（倒档），使汽车能够向后倒退运动；（5）应该把功率输出装置，用于输出功率需要；（6）换挡迅速，便捷，轻快 ，准确；（7）变速器工作时，应当噪声很低；2 变速器结构方案的确定2.1 传动机构布置方案 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速器有三、四、五和多档几种；依据轴的类型分为固定轴式和旋转轴式。而固定轴式可以分为两轴式、三轴式和中间轴式变速器。2.1.1 固定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式和中间轴式变速器。固定轴式很常用，一般放在FR车上用。中间轴式高效率，传动基本不会产生大的声音，使用过程中损耗也小。它的缺点是除直接档外其他各档位的传动效率低。将中间轴式和两轴式放在一起，能看出两轴式内部的不复杂，且零件之间布置间隙很紧密，此外它的工作效率也比较高，传动产生声音小，它多用在RR布置中。经过综合对比后，此次设计选用中间轴式变速器。2.1.2 倒档布置方案倒档R是一个很重要的附加装置，它方便了驾驶者，但用到它的地方很少，例如停车，其他情况一般不会用到。所以换倒档一般用直齿滑动齿轮方式。下图为倒档的布置方案。 (a) (b) (c) (d) 图2.1 倒档布置方案(c)(b)(a)(d)上图的倒档布置方案各有各的优点，各有各的缺点。（a）图优点是中间轴短，缺点是换挡困难。（b)图优点倒档传动比大，缺点是混乱的换挡次序。(c)图优点是齿宽变长。(d)图换挡顺序合理，很容易换挡。综上所述，本设计选择方案(d)较为适合。2.2 零、部件结构方案设计2.2.1 齿轮形式变速器用齿轮包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。把斜齿和直齿圆柱齿轮放在一起，斜齿在寿命，运转工况，产生噪音方面都优异些；在制造方面困难一些。斜齿圆柱齿轮多用于常啮合齿轮在变速器中。低档和倒档仅用直齿圆柱齿轮。2.2.2 换档机构形式换挡机构形式很多，有些频繁应用，有些只在少数位置得到使用。比如直齿滑动齿轮，啮合套，同步器等等。直齿滑动齿轮换挡方式具有简单的结构，而且比较方便维修的优势。但这种转变将影响齿面,噪音大,造成齿轮磨损和损伤,转变时间很长。除一档、倒档外很少使用。啮合套换档时，使齿轮处于常啮合状态。这种情况下可以使换档行程缩短，并增加承受换挡冲击的接合齿齿数，而轮齿又不参与换档，进而延长轮齿寿命；但换挡会产生残余冲击，对驾驶者有很高的要求。 同步器换档能保证快速,没有影响,没有噪音,没有需求的驾驶技术,能提高汽车的加速度,燃油经济性和驾驶安全，得到广泛应用。虽然同步器换挡的轴向尺寸相对较大，有较高的制造精度要求，结构相对复杂的缺点，但在综合对比分析的时候考虑到以上所述的具体优点和在实际中的应用方便性，在实际中应用依然较大。通过对同步器的具体结构作具体的了解和分析，并加以认识和揣摩，最终决定本次设计选用同步器换挡形式。 3 变速器主要参数的选择3.1 变速器的传动比范围、档位数及各档传动比3.1.1 档数320个档位通常是变速器的档数变化范围，变速器的档数一般在6档以下。变速器挡数的变化，使汽车更省油，跑得更快，马力更大。档数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，因此，需要设计者综合考虑设计要求来选取合适的档位，本次设计采用5+1档。3.1.2 传动比范围变速箱比率是最低的和最高的变速比的比率。这次设计的最大档5档，变速比取1。在发动机发出最大的动力和最低传输引擎速度下，车辆的爬坡能力最大,车轮所要求的径向距离，与主减速比，以及选择低传输引擎速度都会影响最小的稳定的比率。总质量范围中型商用车的齿轮比目前，介于5.0至8.0。所选用的技术参数如下：整车整备质量最高车速爬坡度最大总质量主减速器的传动比3500Kg80Km/h30%9000Kg6.25发动机的额定功率 额定转速 最大扭矩最大扭矩转速99Kw3000rpm373N.m1300rpm 汽车的省油能力会影响传动齿轮最高变速比的值，一般最高变速比取值小于等于1.然后，驱动轴齿轮比确定的汽车的动力，油耗。汽车翻过的最陡坡度对传动比有影响，它可以通过计算得出1挡的变速比值。 汽车从下往上爬坡的时候，由于是上坡，所以行车的速度不是很高，再者空气阻力可忽略，则发动机提供的动力传输到驱动轮的力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，查文献1可知： （3-1）式中：汽车总质量；重力加速度； 道路最大阻力系数；驱动车轮的滚动半径； 发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率； 最大爬坡度；滚动阻力系数；变速器一档传动比。 查文献1由最大爬坡度要求的变速器一档传动比可知： （3-2） 3.91根据驱动车轮与路面的附着条件有： （3-3）上式：车辆上在地面上完全装载的一个水平面上固定轴重；道路的附着系数，计算时取。查文献1,一档传动比可知： （3-4）=12.3根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比为7.31。3.1.3 各档传动比 变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后，中间各档的传动比理论上是按公比（查文献1可知）： （3-5）的几何级数排列，式中为档位数（n=5），五档传动比。 由于齿的数量是整数，也可以配置稍有不同，使用小档位之间的共同的比率，方便切换档位。另外，请考虑到发动机的合理配，因此，每个齿轮比初选为： 3.2 变速器中心距A 中间轴式变速器的中心距离是指一段距离，这段距离的数值代表着第一和第二中间轴，这两根轴中心线之间的距离。这段中心距离对变速器影响很大，尤其是在尺寸和质量方面。中心距A可根据下列公式进行选取（查文献1）： （3-6）式中： 中心距系数，货车（=8.69.6）； 发动机最大转矩，Nm；变速器1档传动比；变速器的传动效率，取。本设计变速器的中心距为：=130mm3.3 变速器外型尺寸 传动装置的横向尺寸可以通过该齿轮装置和倒档齿轮和变速机构的直径来初步确定。传动档数的多少，齿轮切换部件的形态以及齿轮的样式会影响传动装置的在轴线方向的尺寸。 商用车传动装置外廓在轴向方向的尺寸参考： 五档3.4 齿轮参数3.4.1 模数 在相同条件下的传输的中心距，选择较小的弹性模量可以增加齿的数目，并且增大齿宽可以增加齿轮的重叠部分，并降低齿轮噪音，因此为了降低噪声应降低模量，选取合理数，同时增加齿宽;较小的质量，应增加模量，同时减少齿宽;从工艺方面的考虑，各种齿轮，应使用一个模数，并从强度的观点来看，每个齿轮应不同的模量;第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (3-7)其中=357.2Nm，可得出mn=3.33。一档直齿轮的模数m mm (3-8)通过计算本次设计取同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，一个传输机构中的接合套模数取相同，总质量在的货车取。本次设计取模数为3。3.4.2 压力角压力角小，重合度大，传动平稳；压力角大时轮齿抗弯强度和表面接触强度高。其实，压力角为20已经被写入国家规定的设计标准。所以本设计变速器齿轮采用的压力角为20。啮合套或同步器的结合齿压力角有20、25、30等。此次设计选用30压力角。当压力角小,降低了齿轮钢度,但优势是相对稳定的传输,噪音低,重合度大;相反压力角大齿轮的刚度就有了很大程度上的提高。对与乘用车而言取小些将更加有利于汽车的平稳性；对与载重汽车而言，取大些将有利于提高相应齿轮的承重负荷时稳定运转能力。3.4.3 螺旋角螺旋角数值的选择很重要，它的变化会带俩意想不到的结果，随着值增加，轮齿的抵抗弯曲的能力增加。此外，螺旋角数值的变化，还会影响两齿轮间的啮合，以及产生噪音的大小。实验得证：螺旋角的增大，会相应提高齿的强度。当选择大的螺旋角角度值时，会减少轮齿抵抗弯曲的能力，不过也会增加其接触强度。考虑到低档齿轮的的抗弯强度，角度不宜过大，取1525度之间的值；结合本设计技术要求初选螺旋角。图3.1 中间轴轴向力平衡 根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件由于，可得 （3-9）式中，、为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；、为作用在中间齿轮1、2上的圆周力；、的节圆半径；为中间轴传递的转矩。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围3.4.4 齿宽齿宽是轮齿的宽度，是齿轮一个很重要的参数，齿宽的大小对质量，齿轮的工作稳定性，齿轮强度等有影响。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，=8.0 b=5.08.0=40mm斜齿，取为6.08.5，=8.b=4.08.0=32mm3.5 各档齿轮齿数的分配每个齿轮在初选中心的距离，和模量以及螺旋角时，齿轮的齿可以根据档数，变速比和传输方案来分配的。当分配尽可能使各传动比的齿数不是整数，均匀磨损轮齿表面。本设计传动方案结构简图如右图。3.5.1 确定一档齿轮的齿数 一档 图3.2 五档变速器示意图 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和Zh: 直齿齿轮Zh=2A/m 斜齿齿轮 Zh=2Acos/mn 其中 A =130mm、m =5；故有Zh=52。 货车变速器一档齿轮Z10可在1217之间选择，此处取Z10=14。则可得出Z9=38。3.5.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比 由已经得出的数据可确定Z2/Z1=2.69 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 由此可得： (3-10) 而根据已求得的数据可计算出：Z1+Z2=61 。 与联立可得：Z1=17、Z2=44。则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为ig1=7.023.5.3 确定其他档位的齿数二档传动比 （3-11） Z7/Z8=1.66 Z7+Z8=61 联立得：Z7=39，Z8=22。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z5=30 Z6=31；四档齿轮 Z3=23 Z4=383.5.4 确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取7.31，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z12=13。而通常情况下，倒档轴齿轮Z13取2123，此处取Z13=23。由 （3-12）可计算出Z11=37。故可得出中间轴与倒档轴的中心距 (3-13 =72mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-14) =120mm。3.5.5 齿轮变位系数的选择为了防止产生根切、干涉、中心距配凑，常用变位齿轮来解决。而且对变速器而言，不同的齿轮轮齿的弯曲强度和接触强度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性有不同的要求。变位齿轮的使用满足了以上的要求，并且可以有效地提高齿轮寿命。变位齿轮分为高度变位和角度变位两类。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，但很难降低传动时产生的噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位集中了优点，又避免了缺点。如果实际中心距等于中心距，使用高系数。如果实际中心距不等于已定中心距时，采用角度变位。其中,角度位移可以获得良好的啮合性能和传动质量指标,被最多使用。齿轮传动装置工作频繁,经常在循环荷载作用下,也在冲击荷载作用下。根据实际齿轮损坏统计，变速器齿轮损坏形式大多是因为齿面剥落和疲劳强度破坏。因此，选择变位系数，主要着眼于提高齿面耐磨性和强度。总的来说，总变位系数的取值应该谨慎，不能取得过大，会产生不利后果，酌情可以取小一些的值。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 （3-15）式中 Z为要变位的齿轮齿数。4 变速器齿轮及轴的校核4.1 齿轮的失效形式齿轮的损毁形式是多种多样的，比较突出的就是齿面点蚀，齿面磨损，轮齿断裂等，这些损坏形式对齿轮造成不可修付的损坏。轮齿破碎方法有两种：一个大的冲击载荷的齿牙，使轮齿弯曲断裂;轮齿表面不断地受力，一次一次的施加力，会破坏齿根，可能会产生裂纹，由于力是一次一次不断施加的，就是裂纹过大，最终轮齿折断了。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。4.2 齿轮的计算与校核4.2.1 齿轮弯曲强度计算（1）一档直齿轮弯曲应力，查文献2可知： （4-1）式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， =1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.46因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式（4-1）后得 （4-2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一档和倒档直齿轮可以允许使用弯曲应力取值范围在400800MPa之间。由公式（4-2）得： =416MPa 设计很合理。（2）二档斜齿轮弯曲应力，查文献2可知： （4-3）弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( )，=20； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.47 重合度影响系数，=2.0。 将上述有关参数带入公式（4-3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为： （4-4） 当计算载荷取为时，斜齿轮许用弯曲应力在。 由公式（4-4）得： =设计很合理。4.2.2 轮齿接触应力 （4-5） 式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，；选择作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力查文献2可知，见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮 计算所得结果分别如下：一档： 二档： 三档： 四档： 五档： 倒档： 所以设计齿轮是合格的。 本设计传动齿轮材料采用20CrMnTi钢和渗碳处理，大大提高了耐磨损性，并改善齿轮弯曲疲劳和接触疲劳。4.3 轴的参数设计变速器中有很多的传动机构，且大部分都是齿轮机构，齿轮机构在传递动力过程中，轮齿会受到圆周力，径向力，以及轴向力，这些力最后会集中的施加到承载齿轮的轴上，轴在受到外力情况下，会产生弯矩和扭矩，使轴发生变形。所以选择承载齿轮的轴应该具有抵抗外界施加的弯矩和扭矩的能力。由于缺乏刚性，引起弯曲变形，会破坏正确的齿轮，所述齿轮的冲击强度，工作磨损和噪音。因此，在设计的变速器，其刚度的大小，以确保该齿轮可以被接合到正确的先决条件。 （1）初选轴的直径在已知中心距时，中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选。 初选二轴中部直径d=0.45130=58mm，圆整至d=58mm。 （2）按弯扭合成强度条件计算计算二轴一档齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。查文献2可知： （4-6） （4-7） （4-8） 式中： 至计算齿轮的传动比；计算齿轮的节圆直径，mm； 节点处压力角；螺旋角。 因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以，轴向力。 图4.1为变速器二轴结构简图图4.1变速器二轴结构简图图4.2轴的载荷分析图 如图4.2所示，I截面为危险截面 由公式（4-6）计算二轴一档齿轮所受圆周力为：d=mz=538=190mm=26395.2N 由公式（4-7）计算二轴一档齿轮所受径向力为：=1368N 垂直力计算：1368102+FNV1322=0FNV1=(1368102)/322= 433N 水平力计算： 弯矩计算： 计算转矩： Nmm力和在轴铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度；而使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后，计算相应垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力： （MPa） （4-8） 式中： 计算转矩，Nmm; 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；在计算断面出轴的垂向弯矩，Nmm； 许用应力，在低档工作时参阅文献2可知Mpa.Nmm 由公式（4-8）得： =162MPa影响最大的是在齿轮该部分的水平面上的偏转角和轴的的垂直方向距离变化。前者改变了齿轮的中心距，并破坏其正常啮合;后者使大，小齿轮倾斜，如图6所示。 图4.3变速器轴的变形简图变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，查文献2可知： (4-9) （4-10） 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）弹性模量（MPa）,MPa;惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算； 、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。图4.4变速器轴的挠度和转角 由文献2可知，轴的合成挠度为： （4-11） 计算惯性矩： mm 将数值代入式(4-9)(4-10)得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。5 同步器设计计算5.1 同步器简介同步器-常压式、惯性式和惯性增力式，其中，惯性式同步器是最受欢迎的。惯性同步器换挡有自己的要求-只有换挡时机合适时，即即将换挡的两元件的角速度达到同步才换挡，否则就不能换挡。惯性式同步器有很多种分类，例如锁销式、滑块式、锁环式等等。这些分类的结构可能不同，但是它们还有些相同点，不如说一些元器件是一样的，力如摩擦元件、弹性元件等。本设计所采用的是锁销式同步器。5.2 同步器主要参数5.2.1 摩擦系数同步器工作的次数很多，在高档区进行传动比的切换，磨损消耗会比较大，所以它要求很耐磨，来保持寿命。选择的材料很重要，为了获取良好的摩擦因数。大的摩擦因数，会省力，缩短时间；小的摩擦因数，会失去换挡同步。5.2.2 同步环主要尺寸的确定 （1）同步环锥面上的螺纹槽 接触的表面的宽度窄的顶部会影响压力，磨损更快。大螺纹槽设，有很多好处，方便存油，在间隙中，但也有些坏的结果，会使损耗速度增加，使零件的寿命变短。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。（2） 锥面半锥角 越小的摩擦锥面半锥角，会产生大的摩擦力矩。但过小将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan f 。一般取=68。=6时，会出现咬住，粘着的现象；在=7时就很少出现咬住现象。 （3）摩擦锥面平均半径R R越大，则产生大的摩擦力矩。原则上是尽可能将R取大些。 （4）锥面工作长度b锥面工作长度b小一些，可以减小传输装置轴向长度，也会带来负面影响，工作面积锥面少了使单位面积受的力增加，表面损耗增加。 （5）同步环径向厚度 同步环径向厚度受到外界条件（结构布置等）的限制，厚度不能太厚。为保证同步环有充足的强度，必须选取合适的厚度。5.2.3 锁止角 锁止角的选择很值得关注，选的角度越恰当，换挡成功几率越大。上述值都会影响锁止角的选择。5.2.4 同步时间t 同步时间是一个很关键的概念。它的取值会影响换挡时机，当在最短的时间，使两个传动零件同步，使换挡更迅速，方便。诸多因数会影响其值的大小。例如同步器的结构尺寸，转动惯量，所受轴向力等等，除了这些之外，车的外貌形状也会产生影响。比如说，高档货车变速器同步时间的值取得小一些，在0.300.80s之间，货车低档值大一些，大概在1.001.50s之间.5.2.5 转动惯量的计算转动惯量的计算得视情况而定，。对现在已经存在的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;对不存在的,重新设计创造发明的，先经过仔细分析,观察，然后用数学公式求出。6 传动轴的设计计算6.1 传动轴的概述 万向传动轴是一个很普通的传动部件，但它肩负着很重要的任务，动力传递，改变转矩等。它的结构很简单，由万向节，花键，套管等简单的零部件构成。当遇到车型很长的货车时，中间支撑也是必要的。万向传动轴设计应满足如下基本要求： (1) 能可靠而稳定地传递动力。 (2) 保证所连接的两轴尽可能等速运转。 (3) 肩负着动力传递，保证动力的最高效利用，传递过程损失要少 （4）传动轴很普通，但很重要，要使用周期尽量长久一些 （5）结构简单，制造容易，维修方便等。万向传动轴在汽车上广泛应用，有很多种分类。大类主要分为刚性和挠性万向节。刚性万向节又分为不等速，准等速，等速万向节。不等速万向节包含有十字轴式万向节。本次采用的是十字轴万向节，结构如下图。 图 6.1万向传动轴花键轴结构简图 1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套；7-滑动花键槽； 8-油封；9-油封盖；10-传动轴管 6.2 万向传动轴的载荷计算传动力的计算一般有三种算法：(1) 按发动机最大转矩和一挡传动比来确定；(2) 按驱动轮找滑来确定；(3) 按日常平均使用转矩来确定。本次传动轴传运力的计算采用第一种算法： (6-1)其中： 为发动机最大扭矩；为1档传动比；为从发动机到传动轴的传动效率；kd为猛接离合器所产生的动载系数。T=kdTemaxi1=1*373*90%*7.31=2454 N.m6.3 十字轴万向节设计十字轴万向节是个重要的零部件，必须注意对其保护，以免其受到损坏。它经常运动，就会产生磨损，当受到重压，会产生深深的痕迹，甚至表面的物质被去除。这些损坏多多出现在轴颈和滚针轴承表面处。通常，十字轴万向节应该被更换，当出现的磨损或压痕超过0.15mm。十字轴轴颈的根部很脆弱，经不起损坏，容易断裂，所以要重视十字轴轴颈的抵抗弯曲的能力。 (a) (b)图6.2 万向节叉危险截面示意图 (a) 十字轴 （b）万向节叉设各滚针轴承对十字轴轴径的作用的合力为F，则 (6-2)其中： 为万向传动轴的计算载荷，=min（）； r为合力作用线到十字轴中心的距离；为主、从动叉的最大夹角。 十字轴轴径根部弯曲应力和切应力应满足 (6-3) (6-4)式中： 为十字轴轴径直径（mm）；本次取32mm。为十字轴油道孔直径（mm）；本次取4mms为合力F作用线到轴颈根部矩离（mm），本次取20mm 为弯曲应力的许用值，为250350MPa； 为许用的切应力，为80120Mpa w滚针轴承的直径有需求，不能小于1.6mm，以免粉碎。大小差异要小，否则针会增加不均匀性之间的负载分配。一般控制0.003毫米内。滚针轴承径向间隙也要控制的合理，一般也有特殊要求，合适的间隙为0.0090.095mm .滚针轴承得轴向总间隙以0.080.30mm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，又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过0.20.4mm。滚针轴承的接触应力为 (6-5)式中： 滚针直径(mm)；滚针工作长度(mm)(N)，由下式决定： (6-6)滚针和十字轴轴颈表面硬度有要求，不同的硬度值，对应的许用接触应力也不同。当硬度在58HRC以上时，许用接触应力取值范围在30003200Mpa之间。本次取i=1 ， Z=27 ，d0=4mm万向节叉与十字轴轴承整体的连接，轴承受力F，孔轴中心线截面产生的反作用力，在45度的B-B截面，承受弯曲和扭转载荷，这个过程产生的弯曲应力和扭转应力应满足 (6-7) (6-8)式中，W、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是h/b有关的系数，按表选取，e、a如图 所示；弯曲应力的许用值 为5080Mpa，扭应力的许用值为80160Mpa。表2 系数k的选取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2920.312 本次取，。十字轴万向节的传动效率受很多因素影响，具体可以从（6-9）看出。当25O 时，可按下式计算 (6-9)是十字轴万向节传动效率；是轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：=0.150.20，滚针轴承：=0.050.10；其它符号意义同前。通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为97%99%。符合要求。十字轴适用的材料一般是低碳合金钢，例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等，为了轴颈表面高硬度和高耐磨强度，渗碳淬火工艺是必须的。经过渗碳处理，使得渗碳层深度达到0.81.2mm，并改变其表面硬度，大约在5864HRC,使轴颈端面硬度55HRC，心部硬度为3348HRC。万向节叉可以使用的材料是中碳钢或中碳合金钢，为了获取更好地硬度，需要进一步的处理，经过特殊加工，所能达到的硬度在1833HRC之间,滚针轴承碗材料一般采用GCr15.综合以上结果，十字轴相关参数如下：表3十字轴相关参数6.4 传动轴结构分析与设计传动轴中的滑动花键能够伸缩，进而能改变传动的距离。当传递转矩的花健伸缩时，产生的轴向阻力 (6-10)式中，为传动轴所传递的转矩；r为滑动花键齿侧工作表面的中径；为摩擦因数。以减小轴向滑动花键滑动阻力和磨损，有时花键齿磷酸盐处理或喷涂尼龙层，而其他的放滚针，滚子或球轴承，以便滚动元件的滚动摩擦而不是滑动摩擦，从而提高了传输效率。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。花键轴应进行润滑，并在花键和键槽间隙的防尘措施不宜过大，应与标记装配，以避免安装错误，均衡驱动轴总成以免损坏。汽车的总体布置影响了传动轴的长度的变化范围。在一个特定的长度，具有驱动轴的截面尺寸驱动轴应确保足够的强度和足够高的临界速度。临界速度就是接近其运行速度轴弯曲固有频率，共振现象出现时，急剧增加幅度的所造成的驱动轴破损时速度，它决定于传动轴的长度，形态和支撑情况，传动轴的临界转速为 (6-11)式中，为传动轴的临转速（r/min）；传动轴的两万向节中心之间的距离；和分别为传动轴轴管的内、外径（mm）。在设计时，安全系数取值范围是1.22.0；为传动轴的的最高转速（r/min）。初选,则，进而求得115，又因3-6，故可选得，。为了值以及总体的放置位置合格，当传动轴长度超过时，要增设中间支撑，一般会打断传动轴成23段，选3或4个万向节。除管段的驱动轴轴线的尺寸应满足的临界速度的要求，而且要确保有足够的抗扭强度。轴管的扭转应力（MPa）应