课程设计--轿车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计.doc

前言国内外研究 2课题研究目的及意义 2设计任务书 3任务与背景分析 4轿车传动系统方案的确定 5发动机选择 5发动机选择及传动系统传动比分配 5发动机最大功率 5系统传动比分配 7离合器设计 7从动盘的选择 7变速器设计 8主减速器的选择 10主减速器的类型 10差速器的选择 11半轴 11驱动桥桥壳 11十字万向节传动 14附加弯曲力偶矩的分析 16万向传动轴的选择 18传动轴管的选择 18伸缩花键的选择 18传动轴的计算与强度校核 19传动轴的临界转速 19传动轴计算转矩 20传动轴长度选择 20传动轴管内外径确定 20传动轴扭矩强度校核 21十字轴总成尺寸的确定与强度校核 21十字轴万向节尺寸的确定与强度校核 22十字轴尺寸要素 23传动轴的花键 24十字万向节的轴承 25参考文献 28国内外研究汽车在1898年以前，发动机动力输出后直接通过齿轮传给驱动轴，因而限制了发动机的安装位置只能紧靠驱动轮轴，使汽车的造型设计产生了困难。法国雷诺汽车公司的创始人路易斯雷诺，通过多年的苦心钻研和实验，终于试制出了万向节和差动轴齿轮，从而解决了发动机动力必须紧靠驱动轮轴安放的限制。1898年，雷诺将公司的雷诺Dion汽车由三轮改装成四轮微型汽车，并将万向节和差动轴齿轮第一次装上汽车。正因为万向节的发明，才有了今天的前置后驱动，后置前驱动汽车，它标志着汽车传动技术走向成熟。经过一百多年的发展汽车传动技术已经非常的成熟它已经能够轻易的实现1、减速增矩；2、可以实现多极乃至无极变速；3、实现汽车的倒驶；4、必要时中断传动系统的动力传递；5、使两侧的车轮具有差速作用等功能。随着科技的不断进步汽车传动技术的不断提升，汽车传动系统的发展与应用前景越来越广阔。主要表现在以下几个方面：1.新产品研发：为适应汽车发动机的“个性化”需求，汽车链研发将向着小节距、高转速、多品种方向发展，而汽车发动机用滚子链、套筒链、齿形链三种结构型式的应用领域将在“竞争”和“合作”当中不断发展、互相补充。新型的多功能张紧器、导向器及其附件的耐磨材料也将不断升级换代。2.先进制造技术：为满足主机厂对汽车链产品越来越高的可靠性要求，汽车链产品将不断地采用先进的设计技术、制造技术、装配技术、表面处理技术、强化技术、检验和试验技术。3.新的啮合机制：一种新型的数字化设计的内-外复合啮合机制的齿形链和一种具有非圆异形孔链板的内-外啮合有序交替排列的新型Hy-Vo链将越来越广泛地在汽车发动机上应用。4.高性能指标：主要研究汽车链产品的疲劳寿命分布规律、高可靠度下的耐磨性及其磨损失效机理、在高速区的多冲与胶合特性、严格的清洁度指标以及噪声频谱实时分析等。课题研究目的及意义汽车是一种高效率的运输工具，它的运输效率高低很大程度上取决于汽车的传动系统。汽车传动系的基本功能就是将发动机发出的动力传给驱动车轮。它的首要任务就是与汽车发动机协同工作，以保证汽车能在不同使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。汽车传动系统作为连接汽车动力源和驱动轮的纽带，在这方面起着十分重要的作用。设计良好的传动系统，总是能够将发动机输出的功更好的传递给用于驱动汽车行驶的驱动轮。所以研究和设计出高效率的汽车传动系统在提高能源利用率、改善汽车性能等方面具有极大的意义。动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。汽车的动力性是汽车各种性能中最基本最重要的性能，它主要受控于汽车传动系统各个参数的选定。燃油经济性是指在保证动力的情况下，汽车以尽量少的燃油消耗量经济行驶的能力，燃油经济性好，可以降低汽车的使用费用、减少国家对进口石油的依赖性、节省石油资源；同时降低了发动机产生有害气体的排放量，起到保护环境的作用。由于节约能源和环境保护是全球可持续发展的重要内容所以对汽车传动系统的优化设计具有重大的意义。同时也受到各国政府和汽车制造业的重视。为此，我们设计汽车的传动系统不仅要具备以下的功能： 1、减速和变速 2、实现汽车倒驶 3、必要时中断传动 4、差速作用 良好的的动力性和燃油经济性也是重中之重轿车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计设计任务书一、任务：1、确定传动系方案及发动机主要性能指标。2、确定传动系的传动比。3、设计万向节和传动轴。4、编制设计说明书。二、原始条件：车型 微型轿车驱动形式 FF42发动机位置 前置、横置最高车速 Umax=120km/h最大爬坡度 imax30%汽车总质量 ma=1020kg满载时前轴负荷率 50%外形尺寸 总长La总宽Ba总高Ha=350014451470mm3迎风面积 A0.78 BaHa空气阻力系数 CD=0.35轴距 L=2300mm前轮距 B1=1440mm后轮距 B2=1420mm车轮半径 r=300mm离合器 单片干式摩擦离合器变速器 两轴式、四挡任务与背景分析由于汽车的传动系统的组成有离合器、变速器、万向节、驱动桥、差速器、半轴、主减速器以及传动轴等等零部件。它的布置方案又分为机械式传动系统的布置方案和液力式传动系统的布置方案。这两个方案又各自分成不同的小的方案，每个小的方案也有自己不同的零件选择标标准和不同的布置方案方法。离合器处于传动系的首端，用来切断和实现对传动系的动力传递，以保证：在起步时将发动机与传动系平顺地结合，使汽车能平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中齿轮之间的冲击，便于换挡；在工作中受到大的动载荷时保护传动系，防止其受过大的载荷。变速器的功用是：在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作；保证汽车能倒退行驶和在滑行或停车时使发动机和传动系保持分离；需要时还应有动力输出的功能。多轴驱动汽车上设有分动器，用于将变速器输出的动力分配给各驱动桥。万向传动装置主要由万向节和传动轴组成，将变速器或者是分动器发出的动力输送给驱动桥。驱动桥位于汽车传动系统的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。轿车传动系统方案的确定 一开始就对汽车传动系统进行整体设计，这将是个工作量巨大的工程，也会面临很多困难。所以我们将采用模块化的设计思想，将汽车传动系统分解为离合器、变速器、分动器（多轴驱动）、万向传动装置和驱动桥等几大模块。按照各个模块所要完成的功能，分别对其进行设计。最后将各个模块组成为一个整体，完成整个系统所要求的功能，从而确定最终的传动系统方案。发动机选择发动机选择及传动系统传动比分配所设计的轿车的总质量1020KG，驱动形式为发动机前置、前轮驱动，汽车的最高时速为Umax=120km/h。查相关资料参照吉利GX2进行设计。发动机最大功率汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的功率值。发动机功率越大，动力性能就越好，粗略估计发动机功率时，可根据所要求的最大车速来确定，即：式中 最大功率，；传动系效率，取；重力加速度，；滚动阻力系数，轿车取f=0.016；空气阻力系数CD=0.35；汽车正面投影面积，由设计说明说中数据可知 A0.78 BaHa=1.66 最高车速，Umax=120km/h。；汽车总质量，。ma=1020KG将以上数据代入：1020*10*0.016*120 0.35*1.66*120*120*120 3600 + 76140 Pemax=0.95()Pemax=0.95(54.4+13.19)=63.96KW 最大功率转速一般车型的最大功率转速都在5000-8000转/分左右，微型轿车汽油机的取6000r/min发动机型号确定根据以上数据，并结合同类型汽车所选择的发动机型号，我们将该车型的发动机型号定为：。MR479QMR479Q发动机的参数如表：额定转速下功率63/6000最大扭矩110/5200系统传动比分配汽车传动系主要包括离合器、变速箱、传动轴、分动器、驱动桥等。在整个传动系中，有减速功能的部分为：变速箱、驱动桥，由于驱动桥采用单级主减速器的形式，则最小传动比0.6最大传动比8变速箱各档传动比如表23：1档2档3档4档 5档 倒档3.7042.021.41410.802 3.502离合器设计离合器的功用：1、）保证汽车平稳起步这是离合器的首要功能。2、）保证传动系换档时工作平顺3、）防止传动系过载离合器按传递转矩的方式不同，可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种。在机械式传动系统中，以摩擦式离合器的应用最为广泛。摩擦式离合器根据摩擦原理设计，其摩擦片的形状有盘式、片式和锥式，后两种形式已被淘汰。盘式离合器按从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类。离合器的结构型式多种多样，设计时，应根据车型、使用条件、制造条件等合理选择离合器的结构方案。从动盘的选择单片式离合器的结构简单、分离彻底、尺寸紧凑、从东部分转动惯量小、散热型号、调整方便，只需在结构上采用适当措施便可保证其结合平顺。因此它广泛应用在小轿车和中小型载货汽车上。选择单片干式离合器变速器设计变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。汽车变速器多为机械式变速箱，它主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式机械变速器。由设计任务书可知，变速器选择为两轴式、四挡变速器则两轴四档变速器的结构简图为驱动桥的选择驱动桥由主减速器、差速器、半轴及桥壳组成。它的作用是将万向传动装置传来的动力折过90角，改变力的传递方向，并由主减速器降低转速，增大转矩后，经差速器分配给左右半轴和驱动轮。： 主减速器的选择主减速器主要由主、从动锥齿轮及其支承调整装置、主减速器壳等组成。主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆，我们选择圆柱齿轮传动。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。主减速器的类型1 、按参加传动的齿轮副数目，可分为单级式主减速器和双级式主减速器。有些重型汽车又将双级式主减速器的第二级圆柱齿轮传动设置在两侧驱动车轮附近，称为轮边减速器。2 、按主减速器传动比的个数，可分为单速式主减速器和双速式主减速器。3 、按齿轮副的结构形式，可分为圆柱齿轮式主减速器和圆锥齿轮式主减速器。 根据实际需求我们选择单级主 减速器。差速器的选择汽车左右车轮行驶的路程往往存在差别，为了适应这一特点，在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器。大多数汽车都是采用普通锥齿轮式差速器，差速器的外壳安装在主减速器的从动齿轮上，所以差速器齿轮参数的选择应该与主减速器的协调。差速器通常按其工作特性分为齿轮式差速器和防滑差速器两大类。 齿轮式差速器：当左右驱动轮存在转速差时，差速器分配给慢转驱动轮的转矩大于快转驱动轮的转矩。这种差速器转矩均分特性能满足汽车在良好路面上正常行驶。但当汽车在坏路上行驶时，却严重影响通过能力。防滑差速器：防滑差速器的特点是，当一侧驱动轮在坏路上滑转时，能使大部分甚至全部转矩传给在良好路面上的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力来产生足够的驱动力，使汽车顺利起步或继续行驶。半轴半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，由于所设计汽车为微型轿车故采用半浮式半轴，半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。驱动桥桥壳桥壳是安装主减速器、差速器、半轴、轮毂和悬架的基础件，主要作用是支承并保护主减速器、差速器和半轴等。同时，它又是行驶系的主要组成件之一驱动桥壳大致可分为可分式，整体式和组合式三种形式。1.选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。主要是指主减速器尺寸尽量小。3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4.在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。6.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。可选择组合式钢板冲压焊接式驱动桥壳。万向传动轴的设计万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它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转矩和旋转运动。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、振动和噪声应在允许范围内。3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向传动轴。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挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分成不等速万向节(如十字轴式)、准等速万向节(如双联式、凸块式、三销轴式等)和等速万向节(如球叉式、球笼式等)。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。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，但平均角速度比为1的万向节。准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于1的万向节。输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节，称之为等速万向节。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。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十字轴式刚性万向节在微型轿车设计中中，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1=2。输入轴与输出轴的夹角保证满载时，实现等速传动。万向传动轴的计算载荷 该设计万向传动装置用于变速器与驱动桥之间，则按发动机最大转矩和1挡传动比来确定，即： Tse1=kdTemaxki1ifn 其中： 为发动机的最大转矩110NM n 为驱动桥的数目 n=1 为变速器1挡传动比 =3.996（由变速器设计知） 为发动机到万向传动轴的传动效率 =90% K 为液力变矩器的变矩系数 k=1 为猛接离合器所产生的动载系数 即，对于性能系数 的汽车（一般货车、矿用汽车和越野车） 代入数据，计算得 Tse1=422 Nm十字万向节传动运动分析 如下图所示，设主动叉由初始位置转过1角，从动叉相应转过2角， 万向节的运动分析1-主动叉 2-从动叉 3-十字轴由机械原理分析可以得出如下关系式 tan1=tan2cos 当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角时，主动轴角速度1与从动轴的角速度2之间存在如下的关系 21=cos1-（sin）2（cos1）2 由于cos1是周期为2的周期函数，所以21也为同周期函数。当1为0、2时，2达到最大值2max且为1cos；当1为2、32时，2有最小值2min且为1cos。因此，主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，即为普通十字轴万向节传动的不等速性。十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数k来表示 k= 2max-2min1 =sintan 如不计万向节的摩擦损失，主动轴转矩和从动轴转矩与各自相应的角速度有关系式T11 = T22因此可得 T2 = 1-（sin）2（cos1）2cosT1 附加弯曲力偶矩的分析 具有夹角的十字轴万向节，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反作用下是不能平衡的。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作用力偶矩，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偶矩T1。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偶矩T2。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。当主动叉处于0和位置时，由于T1作用在十字轴平面，T1必为零；而T2的作用平面与十字轴不共平面，必有T2存在，且矢量T2垂直于矢量T2;合矢量T2+T2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 T2 = T1sin。 当主动叉处于2和32位置时，同理可知 T2=0,主动叉上的附加弯矩T1=T1tan。 分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两最大值之间变化，其变化周期为，即每一圈变化两次。附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，可在万向节主、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。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。十字轴万向节的允许范围万向节安装位置或相联两总成夹角 不大于离合器与变速器；变速器与分动器（相联总成均装在车架上） 13驱动桥传动轴汽车满载静止时一般汽车 6 越野汽车 12行驶中极限夹角 一般汽车 1520 短轴距越野汽车 30 十字万向节的力偶矩(主动叉处于0和位置)十字万向节的力偶矩(主动叉处于2和32位置)万向传动轴的选择传动轴管的选择 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，花键套与花键轴有足够的配合长度；而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角大小会影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴的不均匀性。变化范围为3。传动轴经常处于高速旋转状态下，所以轴的材料查机械零件手册选取40CrNi，适用于很重要的轴，具有较高的扭转强度。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄（1.53.0mm）、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。伸缩花键的选择选择矩形花键，用于补偿由于汽车行驶时传动轴两端万向节之间的长度变化。为减小阻力及磨损，对花键齿磷化处理或喷涂尼龙，外层设有防尘罩，间隙小一些，以免引起传动轴的震动。花键齿与键槽按对应标记装配，以保持传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片补偿。装车时传动轴的伸缩花键一端应靠近变速器，减小其轴向阻力和磨损。其结构图如下: 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-传动轴管传动轴的计算与强度校核传动轴的临界转速 长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速nk（r/min）为，安全系数K取1.2，适用于一般精度的伸缩花键 nmax = nw = 5500 r/min （nw为发动机转速）安全系数k k = nknmax = 1.2 nk = 1.2nmax = 6600 rmin 传动轴计算转矩 T1 = Twi1 = 593.99610390% = 212187 Nmm 传动轴长度选择 根据轴距 1800mm,初选传动轴支承长度为（12503.6）mm，花键轴长度应小于支承长度，满足万向节与传动轴的间隙要求，取花键轴长度为（11002.5）mm传动轴管内外径确定 nk =1.2108 Dc2+dc2Lc2 = 6600 rmin 得 Dc2+dc2 = （6600125021.2108）2 = 7385.3 又 1.5 mm Dc - dc2 3 mm根据电焊钢管外径6095mm的标准资料（从冶金部标准YB242-63中选取） 初选 DC = 63.5 mm ，则 dc = 7385.3-Dc2 = 58 mm 其中 Lc 为传动轴长度(mm)，即两万向节中心的距离 Dc和dc分别为传动轴轴管的外、内径(mm) 传动轴扭矩强度校核 由于传动轴只承受扭转应力而不承受弯曲应力，所以只需校核扭转强度，根据公式有 c = 16DcdcDC4 - dc4 = 1663.52121873.1463.54-584 =13.8 MPa c = 300 MPa（c为许用扭转切应力）十字轴总成尺寸的确定与强度校核 为便于设计时确定十字轴总成尺寸，表列出了不同吨位载重汽车十字轴按所示尺寸的范围 推荐采用的十字轴总成及花键尺寸载重质量 t 十 字 轴 总 成 mm花键外型外径mm花键工作长度mm十 字 轴滚 针轴 承 套Hdhh1L滚针数 nD套C11.59018162031422324直35958522.59022212631826354直3895653410825242931829394直50855712734242931838504直6511581014734303532438504直6511515251654530373245061.54直70115十字轴万向节尺寸的确定与强度校核 按表8-1所示，初步确定十字轴万向节的尺寸，然后利用强度校核公式进行其轴颈弯曲应力的校核。(十字轴要素见8-1图)初步选定 H = 90 mm d = 18 mm h = 16 mm h1 = 20 mm d0 = 6 mm； s = 8 mm r = 37 mm (自十字轴受力示意图)十字轴轴颈根部的弯曲应力 w 应满足 w = 32dFsd2-d02 其中 d - 十字轴径，mm F = Ts2r Ts 为万向传动的计算转矩，Nmmr 为合力F作用线到十字轴中心的距离，mm s - 合力F作用线到轴颈根的距离，mm do- 十字轴油道孔直径，mm代入数据可得 w = 321821218783.14184-64237 =40.5 MPa w 式中 w 为弯曲应力许用值，为250300MPa。则可得，十字轴轴颈根部的弯曲应力满足要求。 十字轴尺寸要素十字轴轴颈的切应力应满足 = 4Fd2-d02 = 42121873.14182-62237 (8.2) =12.7MPa 式中为切应力 的许用值，为80120MPa。则，十字轴轴颈的切应力满足要求。 十字轴受力示意图传动轴的花键滑动花键连接套为了后桥跳动时补偿传动轴长度变化而设置的。花键轴头应压入管口进行焊接。传动轴带花键的一端，为静止时位置较高的一端。传动轴花键的尺寸按表推荐的数值进行初定，结合国家标准选取，最后进行强度校核。目前国产汽车的传动轴花键一般为矩形齿，它以内径或侧面定心，保证传动轴运转平稳可靠。国外也有根据用户要求使用渐开线花键的。初步确定花键的尺寸 d1 = 35 mm d2 = 26 mm Z = 10 L0 = 99其中 d1 - 花键外径，mm d2 - 花键内径，mm Z - 花键的齿数 L0 - 花键键齿的有效长度 对于传动轴花键，主要计算花键的挤压应力。在硬度大于HRC35时，传动伸缩花键的许用挤压应力为2550 MPa 。 即 c = Td1+d24d1-d22ZL0 其中 T 传动轴的计算转矩 代入数据可得 c = 21218735+26435-2621099 = 3.1 MPa c即，传动轴花键的尺寸符合要求。十字万向节的轴承 万向节轴承可以认为是由滚针、密封及轴承套所组成。轴承以总成方式把万向节叉连接起来，轴承套用钢制作，其硬度大于HRC60。轴承应具有易于装入万向节叉的外形。万向节轴承常用的滚动体是滚针。当轴承套的尺寸一定时，应选用小直径滚针配用较粗的轴颈，同时增加滚针数目，以降低滚针与轴颈间的接触应力，但滚针直径不得小于1.6 mm，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；间隙过小时，有可能出现