汽车传动轴设计

任务书设计题目：汽车传动轴设计1设计的主要任务及目标通过调研和查阅相关资料文献，掌握汽车传动轴主要用途和工作原理。应用所学相关基础知识和专业知识，分析汽车传动轴结构。对主要受力件强度进行计算分析，应用CAD造型完成课题总成和关键零件结构设计和计算说明书，按照学校要求编写毕业设计论文。2设计的基本要求和内容1）掌握汽车传动轴的结构及工作原理。绘制结构简图和原理简图；2）了解零部件材料及制造；3）了解汽车传动轴的失效模式；4）制作汽车传动轴的装配总图；5）对汽车传动轴结构进行必要的计算分析；6）编写毕业设计论文，总结设计取到的效果与体会，提出自己的论点和改进建议等。3主要参考文献1王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004.2于志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2005.3陈家瑞.汽车构造(下册)M.北京：机械工业出版社，2005.4刘维信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2003.5汽车构造教学图册（下册底盘）M.北京：人民交通出版社，1986.4进度安排设计各阶段名称起止日期1确定设计思路，进行开题检查2013.122014.03.142提交毕业设计开题报告2014.03.152014.03.203指导老师进行中期检查与辅导2014.03.212014.04.254完成毕业设计论文编写2014.04.262014.05.255设计、计算及图纸整理，准备答辩2014.05.262014.06.10汽车传动轴设计摘要：此论文在系统的介绍汽车传动轴的机构机及其运作方式的基础之上，对汽车传动轴的机械部分进行具体的分析，理解传动轴从而掌握汽车传动轴的运作方式和方法，再通过分析十字轴，前后花键轴，突缘叉，万向节叉，突缘等部分的工作原理及状态，进一步熟悉传动轴的功能，在此基础之上，通过所学的知识及其收集的资料，自主对汽车传动轴机械部分进行分析和设计。关键词：传动轴；十字轴；万向节叉；AutomobiletransmissionshaftdesignAbstract:Onthebasisofthispaperontheintroductionofautomobiletransmissionshaftsystemofthemechanismandmodeofoperation,aspecificanalysisofthemechanicalpartsofautomobiletransmissionshaft,driveshaftsoastomastertheunderstandingofautomobiletransmissionshaftoperationmodeandmethod,andthroughtheanalysisofthecrossaxle,beforeandafterthesplineshaft,flangefork,universaljointfork,workprincipleandflangeandotherpartsofthestate,furtherfamiliarwiththetransmissionaxisfunction,onthisbasis,throughknowledgeandcollectingthedata,independentanalysisanddesignoftheautomobiletransmissionshaftmechanicalparts.Keywords：driveshaft；universaljointpin；universaljointfork；目录1绪论.11.1概述.11.2国内外汽车传动轴的背景、发展及现状.11.2.1传动轴发展背景.11.2.2国内发展状况.21.2.3国外传动轴发展状况.31.3汽车传动轴的发展历程.31.4汽车传动轴的功能及用途.41.5汽车传动轴机械部分特征和设计要求.51.6汽车传动轴整体简述.51.6.1传动轴的功能及用途.61.6.2汽车传动轴组成部分.61.7万向节设计整体分析.71.7.1万向节传动特点.71.7.2万向节的分类.71.7.3准等速万向节.81.7.4球叉式万向节.81.7.5不等速万向节.91.7.6万向节选择.102万向传动结构分析.112.1单十字轴万向节传动.112.2双十字轴万向节传动.123汽车传动轴.143.1汽车传动轴花键.143.2汽车轴管作用及其设计.153.3十字轴万向节结构.153.4传动轴中间支撑.173.5传动轴的动平衡.173.5.1影响传动轴动平衡品质的因素.174传动轴结构分析与校核.184.1传动轴的计算及强度校核.184.2传动轴额定载荷的确定.184.3传动轴当量夹角的分析.224.4轴的校核计算.224.4.1轴的结构分析.224.4.2传动轴材料的选择.234.4.3传动轴中间支承.244.4.4传动轴的动平衡.254.4.5十字轴万向节的计算校核.254.4.6花键的设计计算.274.4.7传动轴连接螺栓的计算.284.4.8中间支承的计算.294.4.9传动轴许用不平衡量的计算.30总结.32参考文献.33致谢.3401绪论1.1概述随着社会经济发展与科学技术的进步，汽车业的高速发展，带动汽车传动轴需求持续大幅增长。车辆技术的进步和车辆密度的加大，对传动轴的性能要求也越来越高，传动轴技术得到飞速的发展，传动轴作为汽车的重要组成部分，它性能的好坏在很大程度上影响着汽车的燃油经济性、加速时间、动力性及成本等方面，因此，如何研究开发出高性能的传动轴，是我们需要解决的一个问题。此论文在系统的介绍汽车传动轴的机构机及其运作方式的基础之上，对汽车传动轴的机械部分进行具体的分析，理解传动轴从而掌握汽车传动轴的运作方式和方法，再通过分析十字轴，前后花键轴，突缘叉，万向节叉，突缘等部分的工作原理及状态，进一步熟悉传动轴的功能，在此基础之上，通过所学的知识及其收集的资料，自主对汽车传动轴机械部分进行分析和校核。本设计选取数据为：五十铃货车庆铃N系列2009款NKR77LLLWCJA600P(发动机的输出扭矩：318.5N.m最大功率转速：2000r/min轴距：3360mm变速器传动比：一档：6.378主减速器传动比：4.7分动箱低档速比：1.536轮距：前轮：1504mm后轮：1425mm载重量：5.0t轮胎规格：7.50-15）1.2国内外汽车传动轴的背景、发展及现状1.2.1传动轴发展背景汽车是最普通的代步、运输工具，许多国家均将汽车工业作为其重要的支柱产业。面对资源和环境的严峻挑战，推进汽车轻量化以降低油耗，一直是汽车工业发展的主题。复合材料因具有加工能耗低,轻质高强,可设计性强,耐锈蚀,成型工艺性好等优点,成为汽车工业以塑代钢的理想材料。汽车用材料在经历了通用塑料、工程塑料时代之后,20世纪九十年代进人复合材料时期。通用汽车公司1953年生产的世界上第一辆复合材料汽车车身汽车Chevrolet1Corvette，敲开了复合材料在汽车领域的应用，自推出此款车型以来通用汽车公司目前已销售130余万辆，此款车型采用的是玻璃纤维增强树脂复合材料。汽车复合材料的应用主要经历了两个时期：在20世纪70年代开始，由于SMC材料的成功开发和机械化模压技术以及模内涂层技术的应用，促使玻璃钢/复合材料在汽车应用的年增长速度达到25，形成汽车玻璃钢制品发展的第一个快速发展时期；到20年代90年代初，随着环保和轻量化、节能等呼声越来越高，以GMT（玻璃纤维毡增强热塑性复合材料）、LFT（长纤维增强热塑性复合材料）为代表的复合材料得到了迅猛发展，主要用于汽车结构部件的制造，年增长速度达到1015，掀起第二个快速发展时期。作为新材料前沿的复合材料逐步替代汽车零部件中的金属产品和其它传统材料，并取得更加经济和安全的效果。1.2.2国内发展状况中国汽车零部件产业规模迅速扩大、出口迅速增长、零部件企业创新活动踊跃、关键零部件基本都实现了本土化生产。中国汽车零部件产业的不足一是规模比较小、实力弱；二是处在国际分工中最低端；三是研发能力严重不足。新中国成立60年、特别是改革开放30年来，中国经济飞速发展。民营企业在这个过程中异军突起，以其独特的活力迅速成长。当前零部件行业中，民营资本和境外资本已经开始占据主要地位。进入新世纪，民营企业展现出旺盛的生命力。此时，民营企业的合法权益得到法律保障，其发展被纳入国家经济发展正常轨道。民营汽车零部件企业在党的政策方针指引下得到提高和稳步发展。万向集团、万安集团、万丰奥特集团、信义玻璃、浙江银轮机械、上海久乐安全气囊等众多优秀民营零部件企业迅速成长。根据国家信息中心的调查研究，民营汽车零部件企业数量占中国零部件企业总数的49%，工业总产值所占比重为24%，营业收入所占比重为20%。面向未来，肩负重任的民营零部件企业将迎来更富挑战性的考验。在市场竞争日益激烈的背景下，最贴近市场的民营企业必须接受优胜劣汰的法则，特别是一些以低成本优势展开竞争的外向型企业，要主动转型才有出路。国内的汽车制造商以及其供应链上附着的汽车零部件制造厂商们。其中最大的挑战，还是大的经济环境的影响：钢材价格的高涨，人工的提高，市场价格的不断降2低，国外市场的开拓艰难，外资企业在技术高端和供应链高端的压迫，整体生存的压力仍然很大。国内企业对策基本集中在加强专业化生产和设计，努力降低成本，加强和主机厂的经营协同等等。汽配零部件行业整体数量发展，每年按照1000家左右的速度递增，到2008年，已经具有7000多家。作为中国零部件产业在汽车工业中35%-36%的比重，相较于国际60%-70%水平仍然较低，整个产业规模具有非常大的扩展空间，单个企业规模也会越来越大。在这样的一个背景下，中国汽车零部件行业采购发展前景一片光明。1.2.3国外传动轴发展状况美国、日本、欧洲的德国，意大利等发达国家是车用复合材料的主要国家，全球汽车用增强塑料制品的市场规模为每年454万吨，其中美国达到172万吨，欧洲达到136万吨。目前，德国每辆汽车平均使用的纤维增强塑料制品近300kg，占汽车总消费材料的22%左右，日本每辆汽车平均使用的纤维增强塑料制品达100kg，约占汽车材料消费总量的7.5%。其汽车用复合材料部件制造的整体技术水平高，大量采用SMC/BMC材料，采用流水线作业方式，机械化、自动化程度高，产品质量好，经济效益高。涉及到轿车、客车、火车、拖拉机、摩托车以及运动车、农用车等所有车种，个别车型的单车平均用量已超过200kg。1.3汽车传动轴的发展历程汽车传动轴作为汽车的一个重要的运动部件，传动轴在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力，工作环境都比较恶劣。对传动轴材料性能有着较高的要求，传统的汽车传动轴是金属件。包括传动轴体（一根或者多根）、万向节（两个或者多个）、滑动花键副、中间支承结构。对于金属传动轴而言，当两个万向节的中心距离不大于1.5m时，一般采用单根传动轴管。当距离较远传动轴长度超过1.5m时，通常就要采用两根或者两根以上传动轴管、由三个或者三个以上的万向节连接而成，并且要增设中间结构件。金属传动轴在使用过程中要定期给其注入润滑油，以保养传动轴，而且注润滑油又脏又累，给驾驶人员增加负担还浪费时间。并且金属传动轴在使用过程中容易磨损，引起传动轴噪音和发动机能3量损失、缩短使用寿命。为了解决磨损、润滑等缺点，美国最先进行了传动轴涂覆层的研发。1966年成功申请专利。此种工艺将尼龙11、尼龙12、尼龙1010粉末结合粘结剂涂覆在金属传动轴的表面。此种方法对传动轴的性能及其应用有一定的改进，但在部件简化及性能强度上的改善不大。纤维增强树脂复合材料传动轴的问世及发展正在逐渐解决传统金属传动轴的缺点和完善其性能。国内传动轴涂敷尼龙的研究已很成熟了，河南许昌传动轴总厂年产尼龙涂敷汽车传动轴总成90万套，其中:轻型汽车传动轴28万套,中型汽车传动轴34万套，重型汽车传动轴28万套。最早生产碳纤维复合材料的公司是美国摩里逊公司（MorrisonMoldedFiberGlass）生产的碳纤维复合材料汽车传动轴。其生产的传动轴供通用汽车公司载重汽车应用。采用的碳纤维复合材料可以使原来的两件合并为一件，与钢材相比较质量可以减轻60%，每个传动轴减轻9Kg。该传动轴采用卓尔泰克公司（ZOLTKE）公司的工业级48K碳纤维，年生产量为60万根传动轴，每根传动轴消耗碳纤维0.68Kg。福特公司1984年将玻璃纤维复合材料传动轴应用到汽车领域。此种材料的抗扭曲强度是传统金属材料的两倍以上，扭矩力测试结果为17793N远大于安全设计值10000N，作为受力材料玻璃纤维还要逊色于碳纤维复合材料。考虑到碳纤维使用的成本，早期传动轴主要采用的时玻璃纤维纤维增强树脂或者是玻璃纤维和碳纤维混合的使用，其中碳纤维作为结构层。GKN公司在1988年开始着手于碳纤维复合材料传动轴的研究，传动轴在RenaultEspaceQuadra上的使用开导了碳纤维复合材料汽车传动轴的先驱。1992年推出的RenaultSafraneQuadra的传动轴由原始的金属三段式发展到了金属和复合材料相连的两节式，减重高达40%，此种传动轴销量较小，仅年产500套。在ToyotaMarkII使用的碳纤维传动轴减重大50%，性能上大大改善了NVH。Audi80/90Quattro首次使用碳纤维传动轴是在1989年，并且使用汽车汽车型号一直延续到了1998年的AudiA4/A8Quattro，此种型号传动轴年产已达30000套。此外碳纤维汽车传动轴在以下车型上均有使用：阿斯顿马丁DB9，阿斯顿马丁V8VantageCoupe，阿斯顿马丁V12Vantage，马自达RX-8。即将上市的2011款奔驰SLSAMG欧翼，碳纤维传动轴的使用也将成为此款车型的标配。1.4汽车传动轴的功能及用途传动轴的功能主要是将发动机的动力和旋转运动传递给车轮驱动汽车前进。在汽4车上主要安装在如下部位：1、变速箱后桥（十字轴式万向节）2、变速箱中桥（十字轴式万向节）3、中桥后桥（十字轴式万向节）4、变速箱分动箱（十字轴式万向节）5、分动箱前桥（十字轴式万向节）6、分动箱后桥（十字轴式万向节）7、前（中、后）桥车轮（球笼式万向节或双联十字轴式万向节等）1.5汽车传动轴机械部分特征和设计要求1.保证所连接的两根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。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。4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。5.变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。图1.1汽车传动轴部分结构51.6汽车传动轴整体简述1.传动轴主要由万向节、轴管、及滑动花键副组成。2.万向节由万向节叉、十字轴带滚针轴承总成及定位零件（卡环、轴承压板等）组成。3.汽车行驶时，变速箱与驱动桥的相对位置经常在发生变化，与之相连的传动轴的角度和长度也就在经常变化，所以传动轴带有万向节和可伸缩的滑动花键。图1.2汽车传动轴整体结构61.6.1传动轴的功能及用途传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因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。对前置引擎后轮驱动的车来说是把变速器的转动传到主减速器的轴，它可以是好几节的，节与节之间可以由万向节连接。1.6.2汽车传动轴组成部分传动轴是由万向节、伸缩套和轴管组成。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的变化，并实现两轴的等角速传动。1.7万向节设计整体分析一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。万向节是汽车传动轴上的关键部件。在前置发动机后轮驱动的车辆上，万向节传动轴安装在变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间；而前置发动机前轮驱动的车辆省略了传动轴，万向节安装在既负责驱动又负责转向的前桥半轴与车轮之间。车辆在运行中路面不平产生跳动，负荷变化或者两个总成安装位置差异，都会使得变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间的夹角和距离发生变化，因此要用一个“以变应变”的装置来解决这一个问题，因此就有了万向节。1.7.1万向节传动特点在发动机前置后轮驱动（或全轮驱动）的汽车上，由于汽车在运动过程中悬架变形，驱动轴主减速器输入轴与变速器（或分动箱）输出轴间经常有相对运动，此外，为有效避开某些机构或装置（无法实现直线传递），必须有一种装置来实现动力的正常传递，于是就出现了万向节传动。7万向节传动必须具备以下特点：a、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；b、保证所连接两轴能均匀运转。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；c、传动效率要高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易。对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴（有一定的夹角）是不等速旋转的，为此必须采用双万向节（或多万向节）传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。1.7.2万向节的分类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，刚性万向节可分为不等速万向节（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）。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。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。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。1.7.3准等速万向节8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。1.7.4球叉式万向节球叉式万向节按其钢球滚道形状不同可分为圆弧槽和直槽两种形式。圆弧槽滚道型的球叉式万向节（图4-1a）由两个万向节叉、四个传力钢球和一个定心钢球组成。两球叉上的圆弧槽中心线是以O1和O2为圆心而半径相等的圆，O1和O2到万向节中心O的距离相等。当万向节两轴绕定心钢球中心O转动任何角度时，传力钢球中心始终在滚道中心两圆的交点上，从而保证输出轴与输入轴等速转动。球叉式万向节结构较简单，可以在夹角不大于3233的条件下正常工作。图1.3球叉式万向节图1.4直槽滚道型球叉式万向节两个球叉上的直槽与轴的中心线倾斜相同的角度，彼此对称。在两球叉间的槽中装有四个钢球。由于两球叉中的槽所处的位置是对称的，这便保证了四个钢球的中心处于两轴夹角的平分面上。这种万向节加工比较容易，允许的轴间夹角不超过20，在两叉间允许有一定量的轴间滑动。9a)圆弧槽滚道型b)直槽滚道型图1.5球叉式万向节1.7.5不等速万向节十字轴万向节为不等速万向节。对于单万向节传动，当主动轴等速旋转时，从动轴的转速时快时慢，这就是十字轴万向节的不等速性。不等速性与两轴夹角有关，夹角越大，不等速性越严重，从而引起动力总成支承和悬架弹性元件的摆动，引起变速箱和后桥齿轮的冲击噪声。一般要求，当万向节工作夹角大于3时，夹角（度）与转速（转/分）的乘积不大于18000。十字轴万向节尽管有不等速性的弊病，但结构简单、制造方便、成本低廉，还是被汽车工业广泛采用。只要设计合理，可以克服和最大限度降低其不等速性的影响。我们在设计时尽力调整各万向节夹角、传动轴叉子相位等因素，使输出轴与输入轴在汽车满载使尽可能接近等速。1.7.6万向节选择由于传动轴的传递转矩大，承受冲击大，所连接的两轴转角不大，连接轴两轴转速相等，所以综合考虑选择准等速万向节。10112万向传动结构分析2.1单十字轴万向节传动当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角时，主动轴的角速度与从动轴的角速度之间存在如下的关系;（式2.1）由于cos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，达最大值且为当为/2、3/2时，有最小值且为。因此，当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此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（式2.2）如不计万向节的摩擦损失，主动轴转矩T1和从动轴转矩T2与各自相应的角速度有关系式：这样有：（式2.3）显然，当小时，从动轴上最大的转矩为最大。当最大时，从动轴上的转矩为最小。T与一定时，T2在其最大。T1与值与最小值之间每一转变化两次。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转矩的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。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。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和时位置时图2.1.1，由于T1作用在十字轴平面，为零；而T2的作用平面与十字轴不共平面必有存在，且矢量T1垂直于矢量T2合矢量+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为。sin1Ttansi1min2ax2k122cosin1TT1/cos/1max21min2cos/1max2cos112/2max21212cosin1112/12图2.1十字轴万向节的力偶矩图图2.1十字轴万向节的力偶矩图，同理可知=0，主动叉上的附加弯矩为。tan1T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，即每一转变化两次。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。2.2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，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角1与2相等图2.2.1。当输入轴与输出轴平行时图，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩，使传动轴发生如图中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。2T13图2.2双十字轴万向节角度分析图2.3附加弯矩对传动轴的作用当输入轴与输出轴相交时，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图中双点划线所示的弹性弯曲。143汽车传动轴3.1汽车传动轴花键传动轴花键，以往大多采用矩形花键，目前渐开线花键的应用越来越普遍。渐开线花键具有齿面接触好、自动定心、强度高、寿命长、加工成本低等优点。滑动花键按在传动轴中的位置分，有内侧滑动和外侧滑动两种结构。按结构形式分，有滑动叉结构和花键轴叉结构。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行尼龙涂敷处理。图3.1汽车传动轴花键剖面图图3.2汽车传动轴花键剖面图215图3.2传动轴总装配图3.2汽车轴管作用及其设计轴管用来连接万向节和滑动花键。高速旋转的传动轴要求轴管质量分布均匀，容易动平衡，因此通常采用低碳钢板卷制的电焊钢管。同时，空心管还有重量轻、成本低、临界转速高的优点。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲振动固有频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断的转速。临界转速的计算公式如下：r/min3.254178.05maxgwin此处为发动机转速。（式3.1）28102.LdDnk此出初选轴管外径D=90mm，内径d=70mm，L=1500mm故=5082r/minkn28150792.16在设计传动轴时，取安全系数为k=1.99maxnk3.254108当传动轴过长时，自振频率降低，容易产生共振。这时可把传动轴分为两段、三段甚至更多，传动轴分段时须加中间支承装置。3.3十字轴万向节结构1、十字轴万向节按滚针轴承的定位方式，可分为压板式（盖板式）、卡环式、轴承盖式（瓦盖式）和翼形轴承式。2、压板式结构：采用压板、螺栓和锁片来定位十字轴及滚针轴承。结构简单，工作可靠，工艺性好。3、卡环式结构：采用卡环来定位十字轴及滚针轴承，它又分为外卡式和内卡式两种。这两种结构的共同点是结构质量轻，卡环尺寸分组后可调整十字轴端面间隙。另外，外卡式结构比内卡式结构工艺简单，便于实现流水线生产。目前的传动轴越来越普遍采用外卡式结构。4、轴承盖式结构：其万向节叉与十字轴滚针轴承配合的园孔不是一个整体，而是分成两部分，成瓦盖式结构，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是装拆方便，但结构、工艺复杂，刚性差，目前已不多见。5、翼形轴承结构：这种结构其实是瓦盖式结构的延伸。就是将瓦盖和滚针轴承合为一个整体，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是装拆方便，但是结构、工艺复杂，但是由于它结构质量轻，在越野车上使用的比较广泛。17图3.3内卡结构图3.4外卡结构图3.5盖板式结构图3.6翼型轴承结构3.4传动轴中间支撑1、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。当传动轴分段时，需加设中间支承。2、中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，义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变形引起的位移。目前广泛采用的是橡胶弹性中间支承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这18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，便会发生共振。3.5传动轴的动平衡1、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。所以传动轴装配后必须100进行动平衡检验，并在传动轴两端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不应低于GB9293中规定的G40平衡品质等级。3.5.1影响传动轴动平衡品质的因素1、万向节十字轴的轴向间隙；2、传动轴滑动花键副中的间隙；3、传动轴总成两端连接处定心精度；4、高速回转时传动轴的弹性变形。194传动轴结构分析与校核4.1传动轴的计算及强度校核传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键和万向节叉组成。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。传动轴在工作时，其长度和夹角是在一定范围变化的。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的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，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。(1)最大转速为r/min3.254178.05maxgwin（为电动机转速）wn安全系数此处k=1.22，此处取2k=2maxnk故=22541.3=5082.6r/mink(2)传动轴计算转矩：=2031393910378.6513gwsiTmN根据轴距3360mm，初选传动轴支撑长度L为1500mm，花键轴长度应该小于支撑长度，满足万向节与传动轴的间隙要求，取花键轴长度为（1478）(3)传动轴管内外径确定：20min/6.5082102.28rLdDnk故5.9dm又因为d32.1初取D=70mm则d=64.6mm(5)强度校核当传动轴长度超过1.5m时，为了提高nk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，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力应满足式中，为许用为扭转切应力，故符合强度要求。sMPaPadDTccsc3076.283)6.470(1.323196)(16421图4.1传动轴轴管4.2传动轴额定载荷的确定传动轴的额定载荷是根据车型的配置参数计算出来的。先按发动机最大扭矩计算，再按车轮的最大附着力计算，取二者中的小值作为额定扭矩。1、按发动机最大扭矩计算mNniMpkeg1.56023.178.65311max式中Mg按发动机最大扭矩计算时传动轴承受的扭矩，N.m发动机最大扭矩，N.mmaxe变速箱一档速比，6.3781ki分动箱低档速比，1.536pn使用分动器低档时的驱动轴数目，此时为22、按车轮最大附着力计算：mNirGMk36.197.48.039500max22式中按附着力计算时传动轴承受的扭矩，N.mmaxMG满载时驱动轴上的载荷，50009.8N车轮的滚动半径，0.38m轮胎型号由原始数据为：7.50-15kr轮胎与地面的附着系数（在良好的沥青路面上取0.8）减速器速比，原始数据为：4.70i4.3传动轴当量夹角的分析图4.2传动轴连接简图假如多万向节传动的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0或90，则当量夹角e为式中，1、2、3为各万向节的夹角。正负号是这样规定的：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，如果其主动叉与此平面重合定义为正，反之，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e=0。在设计多万向节传动时，总是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的e不大于3。4.4轴的校核计算4.4.1轴的结构分析减速器中的轴是既受弯矩又受扭矩的转轴，比较精确的设计方法应该是按弯扭合23成强度来计算各段轴径。但当轴的支承距离未确定前，无法由强度决定轴径。为解决这一矛盾，一般用初步估算的办法定出最小轴径，然后按轴上零件的位置、考虑装配、加工工艺等因素，设计出阶梯轴的各段直径和长度；确定跨度后，再进一步进行强度验算。4.4.2传动轴材料的选择综合考虑价格和材料的许用应力，选择45#钢。见表4-3初估轴径可用两种方法：一是按轴受纯扭估算(请参考教材)；另一方法是参照相近减速器的轴径，或按相配零件(如联轴器)的孔径及轴的结构要求(如齿轮轴或蜗轮轴的结构要求)等来确定轴的结构设计，应在初估轴径和初选滚动轴承型号后进行。确定轴的各段直径和长度是阶梯轴结构设计的主要内容。阶梯轴各段直径和长度的确定见表4.1、表4.2。表4.1轴各段轴径的确定符号确定方法及说明d按许用扭转应力的计算方法估算。d应与外接零件(如联轴器)的孔径一致，并满足键的强度条件。尽可能圆整为标准直径。dldld2a，a为轴肩高度，用于轴上零件的定位和固定，故a值应稍大于毂孔的圆角半径或倒角深，通常取a（0.070.1）d；轴间过渡圆角的要求及数值见表。d2d2dl15mm。图中，dl至d2的变化仅为装配方便及区分加工表面，故其差值可小些，一般直径差值15mm即可；该轴径过渡为自由表面，其圆角半径参见表，d2与滚动轴承相配应与轴承孔径一致。d3d3=d2+15mm直径变化仅为区分加工表面。其圆角半径按表104d4d4=d3+15mm直径变化仅为装配方便及区分加工表面，圆角半径按表，d4与齿轮相配，最好圆整为标准直径。24d5d5=d4+2a轴环供齿轮轴向定位和固定用，a(0.070.1)d。轴肩a及过渡圆角r的要求及数值见表。d6一般d6d2，同一轴上的滚动轴承最好选同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承品种。又d5=d5-2a，a为装滚动轴承处的轴环高度。为便于轴承拆卸，a值不应太大；为轴向定位和固定可靠，a值又不宜太小。a与过渡圆角r均有适当数值的要求，具体参见表，故ds应同时满足d4与d6轴段的轴环高度要求，如不能同时满足，则应改变d5轴段的结构形状，如设计成台阶形或锥形轴段表4.2轴各段长度的确定符号名称确定方法及说明b1小齿轮宽度b1=b2+510mm。b2为大齿轮宽度，即齿轮啮合的有效宽度，由齿轮设计计算确定T轴承宽度按轴颈直径初选轴承型号后确定l3外伸轴上装旋转零件的轴段长度由轴上旋转零件的毂孔宽度及固定方式而定。当采用键联接时，l3应满足键的强度要求。一般取l3（1.21.8）d（为轴头直径）4.4.3传动轴中间支承会在长轴距汽车上，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。当传动轴分段时，需加设中间支承。中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，义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变形引起的位移。目前广泛采用的是橡胶弹性中间支承。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。254.4.4传动轴的动平衡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。所以传动轴装配后必须100进行动平衡检验，并在传动轴两端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不应低于GB9293中规定的G40平衡品质等级。影响传动轴动平衡品质的因素：1、万向节十字轴的轴向间隙；2、传动轴滑动花键副中的间隙；3、传动轴总成两端连接处定心精度；4、高速回转时传动轴的弹性变形。4.4.5十字轴万向节的计算校核十字轴万向节的损坏，通常是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承工作表面的压痕和剥落。当磨损和压痕超过0.25mm时十字轴和滚针轴承应报废。在设计万向节时，应保证十字轴有足够的抗弯强度和磨损寿命。十字轴危险断面大都发生在轴颈根部。26图4.3十字轴万向节轴颈根部的弯曲应力为：224440350.907.)8.3.(122)(32mdPt轴颈根部的剪切应力为：十字轴轴颈的接触应力为：2220/1/5.3607.)8.3.(41)(4mNdP27式中：d：十字轴轴颈直径，33mmd0：十字轴油孔直径，8mmt：轴颈危险断面至滚针中心距离，12mmr：十字轴中心至滚针中心距离，35mmlz：滚针工作长度，20mmZ：滚针数4dz：滚针直径，4mmP：作用在十字轴轴颈上的力，N（PTs/2r）Q：每个滚针所承受的最大载荷，N（Q4.6P/iz）i：滚针列数44.4.6花键的设计计算花键内外径确定取安全系数2.27，则MPach1257.花键轴的扭转应力为（式4.7）mdh59.4312.306：为许用扭转应力h22/30/7.294120476.319)(7)(mNlQdzPadTsh328：为花键转矩分布不均匀系数去，取值1.3K：花键外径hD：花键内径d：为花键有效工作长度LB：为键齿宽：为花键齿数0n由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用较大尺寸的花键，差GB/T1144-hL2001取，B=9mm，mdh46Dh5080nm140花键挤压强度校核（式4.8）计算花键轴的扭转应力时，安全系数一般按23来确定。对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为2550Mp，【】，满足花键挤压强度。yy4.4.7传动轴连接螺栓的计算由相关设计要求初选螺栓小径为12mm，查机械设计手册数据得出，选用的材料是低碳钢，性能等级为3.6，许用拉应力【】为300MPa，许用剪切应力【】为l100MPa，许用挤压应力【】为80MPa。y连接螺栓的强度校核：拉应力：（式4.9）剪切应力：（式4.10）MPaLdDThhhsy1.4980)465)(0(.1239)(K0MPaPl307.25614.390daanrTs102.83154.3.20d29挤压应力：（式4.11）所以选用M=12mm的螺栓符合设计要求。式中：n螺栓数量d螺栓小径，mmL突缘叉法兰厚度，12mmr突缘叉螺栓分布圆半径，54mmP每个螺栓承受的拉力，29020N（P=Ts/2r）f花键副的摩擦系数4.4.8中间支承的分析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，使固有频率对应的临界转速n=60f0尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证良好的隔振效果。传动轴共振有一阶共振、二阶共振和三阶共振。传动轴的谐振:单根传动轴的谐振频率比较高，从激振试验的测试结果看，一阶振频就是设计计算中得出的临界转速，一般高出传动轴工作转速1.5倍以上，二阶三阶则更高，都不在工作转速范围内，所以分析单根传动轴没