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2吨汽车货箱及其传动轴承总成设计,汽车,货箱,及其,传动,轴承,总成,设计
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南华大学机械工程学院毕业设计（论文）1 概述1.1 2T汽车货箱及传动轴研究的目的和意义古往今来，人类文明发生翻天覆地的变化，但人类生存始终离不开“衣”、“食”、“住”、“行”，可以说离开了衣、食、住、行，就等于鱼儿离开了水，它是人类生存最基本的条件。而在这四大条件中，对社会发展贡献和影响最大的是“行”或“交通”的变化，映像最深的是小时候赶集进城什么的都要走路，但现在都坐车，节约了非常多的时间。历史上正是因为有了陆路交通，有了古人走出来的 “丝绸之路”，才促进了东西方的贸易及科技、文化的交流与发展；正是因为有了轮船水上交通工具，科学家才能发现了“新大陆”，促使了美洲的迅速开发与繁荣；正是因为有了空间交通，才使国际间的贸易与科技、文化交流更为方便、迅速，才能使“登月”得以实现。总之，人类社会的进步与繁荣，离不开行也就是交通的发展。2T汽车作为一种轻型货车，广泛应用于农村及其周边地区的短途运输，由于其吨位比较小，货车的运输比较方便，而且可以适应比较差的路况，甚至是山路或者石路。所以以我国目前的国情，2T载重汽车的优势决定了其必有广泛的市场发展前景，其在我国的国家建设中和人们的平常生活中必将起到关键作用。本文主要对2T汽车的货箱及其传动轴总成设计。货箱作为汽车运输的主要载体，在运输过程中发挥着重要作用，由于其运输的路况可能比较复杂，在运输过程中可能会比较颠簸，对于货箱的承载能力要有较高的要求，由于货箱的各个主要部件均属于焊接件，对其焊接及其上漆有相关的技术要求。汽车传动轴作为动力的传输工具连接着变速器与后桥，在汽车行进过程中，将动力传递到后桥上，所以对其结构跟强度都有一定要求。1.2 汽车国内外研究历史2T汽车作为一种短途的运输工具，在现实运输过程中发挥了重要作用其起发展史也是随着汽车的发展和人们生活的发展而发展的。1886年1月29日，德国曼海姆专利局批准卡尔本茨为其在1885年研制成功的三轮汽车（图1.1）申请的专利，这一天被后人称为现代汽车诞生日。随后，德国人哥德得普戴姆勒制成世界上第一辆四轮汽车。进入20世纪后，汽车也进入了快速发展阶段，而在此期间因为载重的需要载重汽车也逐渐进入人们的生活。1956年7月15日，我国第一辆“解放牌”载重汽车（图1.2）在第一汽车制造厂诞生。 图1.1 第一辆三轮汽车图1.2第一辆解放牌载重汽车汽车传动轴及其货箱作为汽车的传动装置跟载重装置，在汽车的发展过程中也发生了翻天覆地的变化。他们经历从无到有，从简单到复杂的发展过程，因为现在载重汽车的发展对于汽车传动轴和货箱的要求也在不断增加。1.3 2T汽车传动轴及其货箱主要解决的问题2T汽车作为一种主要应用于短途运输的载重汽车，起传动轴跟货箱主要解决的问题是：（1）.传动轴做为连接变速箱跟后桥的传动动力装置，在其设计上必须保证其与各个部件连接的可靠及其连接部位的强度。（2）.货箱作为主要的承载部件，在设计过程中必须保证其载重质量及其承载能力。1.4 当代汽车的发展趋势 随着现代技术的发展，人们生活水平的提高，现代化的交通工具使用越来越广泛，而汽车就占很大一部分。相应的，对于汽车的大量使用以及人们越来越高的要求，汽车的设计生产加工的技术要求也就必须有提高，否则就会被社会所淘汰。这些年来汽车的设计集中表现在节能、重视安全环保。当然，平稳、舒适、快速及操纵方便、稳定，也一直是设计所追求的目标，尤其是可靠性，始终是作为衡量产品质量最重要的一项指标。现代汽车设计除已表现出的上述重点和发展趋势外，随着电子计算机的飞速发展和广泛应用，汽车产品也和其他许多领域的产品一样，也越来越多地引进了微处理机、各种传感器和调节装置，使汽车产品由单一的机械产品向机一电一仪_体化的产品过渡，并逐步向自动控制和智能化方向发展。2 货箱设计2.1 货箱的分类汽车车厢可分为两大类，即货车车厢和专用车厢，而作为货车车厢一般又可分为平板、低栏板、高栏板和小吨位自卸车等几种。在本次的毕业设计中因为所要求汽车的载重为2T，而且主要适用于各种负载的路况，所以在本次的货箱设计过程中选用的为低栏板货箱，这样既能保证其短途运载能力和各种负载路况的适应能力，同时又能保证在运输过程的装载和卸载的方便安全。2.2 货箱的设计要求货箱的设计要求主要是对其容积及其各个汽车板面的尺寸计算和对于底座的受力情况计算。2.2.1 货箱的容积计算货箱主要用于承载，所以其承载量决定了其货箱的容积大小。车厢的容积一般可按下式确定： 式中：V车厢容积，m3； G0-汽车装载质量，t； r货物密度，按最常运送的货物密度或密度适中的货物（表2.1）确定，t/m3。设计的汽车广泛用于农村，运送石灰、砂子、砖等建筑材料，所以查表2-1取r=1.0 t/m3.载重汽车质量G0=2t。所以确定货车容积=2.0表2.1 常用货物的密度类别名称包装方式密度建筑材料石灰砂子干土砖锯材各种木材煤炭散装散装散装散装散装散装散装1.651.61.21.50.80.750.8-0.95百货服装布匹纱线化妆品包装包装包装盒装0.320.40.220.5农副产品面粉粮食各种蔬菜鲜白菜袋装袋装散装散装0.670.6-0.70.550.352.2.2货箱的尺寸选择在确定车厢尺寸时，应考虑车厢结构的变形、材料的合理利用、公路情况、操作的方便性、运输的安全性和装载不同货物都能装满额定吨数等，并处理好车厢的长、宽、高三者之间的关系。（1） 车厢长度在确定车厢长度时，应考虑总布置是否合理，即汽车前、后轴的载荷要分配合理。在满足使用要求的条件下，要适当减短车厢长度，以减小汽车整车质量，提高汽车的机动性。另外，要考虑边板的刚度和材料的规格，当长度大于5m时，应加装“防胀”链条，或将边板分成两段，以防止“胀肚”。本次设计载重为2T，根据以上技术要求，取货箱长度为2500mm。（2） 货箱宽度根据目前公路状况，车厢外宽应符合国家标准，即车厢外宽不得大于2.5m。在保证车厢外宽要求的前提下，可适当加宽车厢内宽，以求缩短车厢长度和边板的高度，降低汽车的质心，提高汽车的机动性和稳定性。本次货箱设计宽度为1600mm。（3） 货箱高度低栏板车厢的边板高度应不大于600mm，一般在400600mm。边板高度不宜过高，否则容易使汽车的质心升高，从而降低了汽车的稳定性，同时装载货物也不方便。高栏板车厢的栏板高度为900950mm，锁栓高度距地面应不大于1.8m。本次货箱为低栏板车厢，设计取高度为500mm。2.2.3 底座的受力情况底座主要应用于连接上部货箱及其车架，并保证货箱的支撑。在本次设计中货箱的承载能力为2T，底座所选的为矩形钢80*60*2300，材料为Q235，底座横支撑的数量为7。所以各个横的矩形钢的受力为平均受力 F=MG/N式中：F矩形钢的受力M汽车的载重2TN矩形钢的数量 7。根据计算 F=2800N。 满足要求。2.3 低栏板货箱的结构要求2.3.1 货箱的结构现在常用的普通栏板式货箱大致可以分为三种：全木质结构、全金属结构、钢木混合结构。也可以按结构分为有纵梁和无纵梁两种结构形式。全木质车厢的纵梁、横梁、底板和栏板均用木材制成，并通过钢制的钣金件、螺栓及铰链等零件将他们相互连接。底板可通过横梁支承在其下面的纵梁上。车厢的纵梁则利用若干个骑马螺栓紧固在汽车车架上，也有少数车厢的底板没有纵梁，而是将车厢横梁直接安装在汽车车架上，全木质车厢的底板和栏板通常用薄钢板包边，以免早期损坏，在车厢边板的外侧，还装有防止边板碰到刮的木质护条，并在木质护条的外侧再加钢板包条。此种结构刚性差，使用寿命短，这里不考虑采用。全金属结构车厢由钢板冲压、焊接而成，车厢底板的栏板均冲压出瓦楞状凸筋，以增加其刚度。钢木车厢是一种混合结构，通常底板是由木材制成，或采用钢、木间隔，或燕尾形结构，其余部分为钢结构。全木质车厢的主要优点是易于制造和修理，但是用寿命短；全金属机构车厢虽然具有是用寿命长、可节约木材等优点，但在汽车行驶中噪音较大。不同车厢结构的对比和应用情况见表2.2。表 2.2 不同车厢结构对比车厢种类全木质车厢钢木混合车厢全金属车厢结构形式全木质木底板、钢边板全金属板连接优点有弹性、受冲击碰撞不易变形、修理方便、耐腐蚀、振动小 质量小、寿命长，兼有钢木的优点，是中型车发展方向质量小、结构简单、装配容易、刚性大缺点 质量大、寿命短加工种类多无弹性、不耐冲击、不宜装运动物和汽油应用多用于老式车厢应用甚广，逐渐取代全木质车厢多用于小吨位车及自卸车本次设计采用的是全金属结构，他有着质量小，结构简单，装配容易，刚性大等优点。车厢结构的强弱与刚度大小与悬架性能和车架结构有密切关系，若悬架的减震性能好，车架扭转刚度可以低些。由于车厢后部的垂直加速度比前部的大，最大可达到3.5-4.0g，为保证车厢由足够的刚度，因此后部结构应适当加强，横梁布置密些。2.3.2 低栏板车厢的结构及要求在一般货车上，应用最多的是普通栏板式车厢，而在普通栏板式车厢中，低栏板车厢应用更为广泛。一般低栏板车厢由底板总成（包括底板和底架），左、右边板总成，后板总成，前板总成，以及保险架总成、车厢铰链、车厢栓、车厢附件等组成。（1） 底架结构底架由纵梁跟横梁组成，纵梁跟横梁的连接见图2.1，底板与横梁的连接形式见图2.2。常采用的底架形式为图2.2所示的c）、d）、e）、f）、h）几种。图2.1 纵梁跟横梁的连接1- 横梁；2-纵梁；3-连接板；4-铆钉或螺栓（2） 边板和后板的结构边板和后板大致有3中结构。如图2.3a）所示的是全金属结构，是整体式滚压成瓦楞型并带上、下框的本体与立体柱焊接而成。另一种全金属结构是本体为瓦楞板，再加上立柱、上边框和下边框焊接组合而成，如图2.3b）所示。刚木混合结构是由木板外加刚包皮组成，如图2.3c）所示。（3） 前板结构前板结构可分为无保险架和有保险架结构，保险架又可分为用角钢焊接的结构和冲压结构两种。（4） 车厢铰链 常用的铰链页板可分为三种形式，即用带料制成的卷耳型上、下页板；使用锻件或铸件制成的页板；使用异型断面材料制成的页板。铰链是由页板和轴销组装成的，铰链应转动灵活。图2.2 车厢底架形式图2.3 边板和后板结构1-本体；2-上边框；3-立柱；4下边框（5） 车厢栓结构车厢栓的作用是连接两块相邻的箱板（前板和左、右边板或左、右边板和后边板），同时承受通过箱板传来的货物张力。对它的性能要求是开关方便、灵活，还应设置自锁装置。（6） 缓冲装置在开启车厢边板和后板时，由于货物张力，以及边板和后板重力的回转惯性力而产生的猛烈撞击，会使边板和后板加速损坏。因此，应在边板和后板上安装弹性元件，以便起缓冲作用。另外，由于边板质量大，一个人开关很费力，为此近年来在边板上设置了助力器。边板助力器除了对关闭边板时起助力作用外，同时在开启边板时也能起到缓冲作用，从而提高了边板的使用寿命。（7）螺栓螺栓是在圆柱表面上制出螺纹，起到连接其他零件的作用。他由头部和螺杆（带有外螺纹的圆柱体）两部分组成的一类紧固件，螺栓连接需要与螺母配合，用于紧固连接两个带有通孔的零件。这种连接的形式称螺栓连接。如把螺母从螺栓上旋下，这样就又可以使这两个零件分开，故螺栓连接是属于可拆卸连接。 按连接的受力方式螺栓可分为普通的和有铰制孔用的。普通螺栓连接主要用来承载轴向的受力，但也可用来承载要求不高的横向受力。铰制孔用的螺栓要和孔的尺寸配合，可以用在受横向力时。按头部形状可分为六角头的，圆头的，方形头的，沉头的等等。在这些种类中六角头是最常用的，生活中也能常见。沉头可以拧到零件里，所以一般用在要求连接后表面光滑没突起的地方。圆头也可以拧进零件里，但这两个拧紧力都不大，方头的拧紧力可以大些，但是尺寸很大。另外有特殊用处的：T形槽螺栓用，机床夹具上用的最多，形状特殊，头部两侧要切掉。地脚螺栓，用于机器和地面连接固定的，有很多种形状。U形螺栓。 螺栓性能等级的含义是国际通用的标准，相同性能等级的螺栓，不管其材料和产地的区别，其性能是相同的，设计上只选用性能等级即可。（8） 螺母螺母和螺栓或螺柱将机械设备紧密连接起来的零件,通过内侧的螺纹,同等规格螺母和螺丝，才能连接在一起，又称是螺帽,与螺栓或螺杆拧在一起用来起紧固作用的零件，所有生产制造机械必须用的一种元件。螺母根据材质的不同,分为碳钢、高强度、不锈钢、塑钢等几大类型。2.4 货箱的焊接焊接（图2.4），从微观上讲可以这样定义：两种或两种以上的材料（同种或异种），通过加热或加压(或并用)，使接头处产生原子或分子间的结合和扩散，从而造成永久性连接的工艺过程。在这个过程中，被焊接件和焊料通过加热或别的途径融化形成的区域，通过冷却结晶后便会变成材料之间的连接。在这个焊接过程中，经常还需要施加压力。焊接有多种能量来源方式，包括超声波、电子束、气体焰、电弧、激光和摩擦等。图2.4 焊接20世纪之前，只有出现过古时铁匠用的金属锻焊这种焊接工艺。19世纪末，弧焊和氧燃气焊的相继出现，标志着早期现代焊接技术的开始，稍后又出现了电阻焊。20世纪出，世界大战的爆发，极大的促进了焊接技术的发展。焊接通过几十年的发展，现以广泛的应用于原子能、造船、航空航天、海洋工程、电子工程、建筑、交通运输、机械制造、电力等工业部门，尤其是机械制造中，焊接占了很大一部分。焊接技术之所以能在机械制造中的到广泛应用，是应为它有许多其它制造工艺不具备的特点。与铆接、锻造、铸造结构相比，焊接结构有以下的优点：1.结构合理，几乎不存在应力集中，接头效率高，对接接头可达100%，比铆接高出30%多；2.能简化结构，减轻质量，对交通运输来说还可以节约能量；3.焊接密封性好，是理想的密封结构，适用于制造各类容器；4、焊接板厚限制少。大于50mm时，铆接将非常困难，而焊接的单层壁厚可以达到300mm以上；5、设计上简单、灵活。焊接形式大多数为简单的对接、搭接、交接或T型接头，也可以制成任意结构，不比铸造或锻造，对工件形状有很多要求。6、制造时间少、成本低廉，性价比高。焊接与其他制造工艺比，可以节省很多工艺，比如钻孔和划埋头孔等工作，从而大大缩短工作时间。易于实现专业化和批量生产。7、可以焊接材料不通金属材料的工件。采用焊接技术能把不同金属连接起来，材料利用率大大提高。当然焊接也存在一些缺点，如焊接过程中或焊接过后会产生裂缝、气孔、金属夹渣、未焊透、飞溅、弧伤等缺陷，也有可能会产生焊接变形，存在焊接残余应力，易产生裂纹等。焊接的检测技术也比较艰难，很容易引起结构的实效和破坏。日本德山厂和千叶炼油厂两台大球灌（直径分别为16.1m和12.45m）于1968年在水压试验中发生脆性断裂，事故分别是由于焊接工艺不当和装配角变形、错边量过大而引起的。1966年英国Cockenize电厂锅炉汽厂（全长23m、内径1.7m、壁厚140mm、材料Mn-Cr-Mo-V钢）1969年西德MnNiMoV材料锅炉汽包（全长11.6m、内径1.6m、壁厚75mm）分别在水压试验中发生脆性断裂，裂源均在焊接接头处，是消除应力退火处理时产生的裂纹。大量事故证明：控制焊接的质量，是保证化工机械产品的质量的关键。只有在焊接时严格把关，焊后严格检测，才能大大降低事故发生率，保证设备安全、可靠地运行。由于焊接时所采用的方式和能源不同，各种焊接方法所经历的过程也大不相同。根据焊接过程的特点，金属的焊接可以分为熔化焊，加压焊和钎焊三大类。在焊接过程中将被焊接件的接口加热至熔化状态完成焊接的方法，此过程中不加压，这种焊接方法称为熔焊。熔焊时，母材熔化，两种被焊接件之间原子或分子在接头处结合或扩散，形成永久性的连接 。在熔焊这一过程中，假如空气与熔化的被焊接件直接接触，空气中的氧就会跟各种合金元素发生氧化反应，破坏焊接过程。空气气中的氮元素、水元素等也进入熔化的焊接件，这会再焊缝中形成气孔、夹渣、裂纹等缺陷，严重破坏焊缝质量跟焊后性能。为了避免这中情况发生，科学家们通过实验提出了很多保护方法。例如，气体保护电焊、渣保护焊、真空焊等。气体保护焊就是用惰性或二氧化碳等不易于焊接材料发生反应的气体隔绝孔气，以保护焊接时形成的焊缝；又如在焊接材料（焊条药皮）中加入易于氧发生反应的钛铁粉进行除氧，就可以保护焊接材料中有益元素不被氧化而进入熔化的焊接材料，凝固后得到非常好的焊缝。 在加压情况下，使两被焊接件在固态下实现原子间结合，称为压焊。施加压力而不加填充材料是各种压焊方法的共同特点。由于压焊是固态下原子结合，被焊接件没有熔化，因而不会有有益合金元素烧损、有害元素混入焊缝的问题，这样大大减少了焊缝的缺陷，从而提高了焊缝质量。同时由于压焊加热温度比较低、加热时间短，所以热影响区小。又很多用熔化焊难以焊接的材料，都可以用压焊焊成与母材同等强度的优质焊缝。 钎焊可以说是熔化焊的一种，他与熔焊的区别就是焊接时母材不熔化，而是用熔点比被焊接件低金属材料作填充材料料，将他们加热到高于焊接材料熔点、低于被焊接件熔点的温度，利用熔化的材料填充接口间隙并与被焊接件实现原子间的相互结合或扩散，从而获得焊缝的方法。 焊接接头，应该包括焊缝及基本金属靠近焊缝而组织性能发生变化的区域。它在整个焊接结构中是一个关键性部位，其性能之优劣直接影响整个焊接结构的制造质量和使用安全性。根据加热时金属所处的状态以及成分、组织和性能的变化情况，可将焊接接头分为4个区域：焊缝、熔合区、热影响区和热应变翠化区。焊缝是两被焊接件被焊的接头；在焊缝的两侧在焊接时会受到焊接热作用，而发生组织和性能变化，这一区域被称为热影响区。为了提高焊接质量，可以采取焊前可以对焊件接口处预热、焊时保温和焊后热处理等措施。 焊接是一个局部的迅速加热和冷却过程，焊接时总是要产生焊接变形和应力的。焊接时焊接接头局部区域的加热和冷却是很不均匀的，而局部区域内的各部分金属又处于从液态-塑性状态-弹性状态的不同状态，并随热源的变化而变化，这就是产生焊接应力和变形的根本原因。焊件中产生的随时间而变化的变形和内应力分别称为瞬时变形和焊接接触瞬时应力。焊后剩的应力称为焊后残余应力。重要产品(如各类大型容器)焊后都需要矫正焊接变形、消除焊接应力。几类焊接接头的优缺点：对接接头受力均匀，焊接时容易保证质量，因此常用于重要的构建中。搭接接头的焊前准备工作简单，装配方便，焊接变形和残余应力较小，因而在工地安装接头和不重要的结构上时常采用。 由于结构上的需要，所以采用丁字接头和角接头。角接头承载能力低，一般不单独使用，只有在焊透时，或在内外均有角焊缝时才有所改善，多用于封闭形结构的拐角处。随着经济的发展，化工机械行业一方面要推出新技术和新的焊接结构形式来满足生产发展的需要，另一方面又针对本身高速、高压、高温、低温、腐蚀、易燃、易爆、有毒等特点向着高质量、高寿命和大型化的方向发展，这种化机焊接机构的发展趋势对焊接技术提出了更高的要求：一方面要研制新的焊接方法、焊接设备和焊接材料，以进一步提高焊接质量和安全可靠性； 另一方面要提高焊接机械化和自动化水平。推广、扩大数控的焊接机械手和焊接机器人，可以提高焊接生产水平，改善焊接卫生安全条件。 本次设计货箱各个部件都是焊接而成，且为角焊。所以角焊缝必须焊透，焊缝中不得有气孔、夹渣、裂纹等缺陷，焊后去焊渣，焊缝处要打磨平整。3 传动轴总成设计3.1 概述 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。3.2 万向节结构方案分析3.2.1 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3.1a、b)、卡环式(图3.1c、d)、瓦盖固定式(图3.1e)和塑料环定位式(图3.1f)等。图 3.1 滚针轴承轴向定位方式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-内卡环盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图3.1a)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3.1b)，装配后，弹性盖板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3.1c)和内卡式(图3.1d)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3.1e)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3.1f)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3.2a)，其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，万向节寿命可显著提高。图42b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14。图 3.2 滚针轴承油封a） 双复合刃口油封；b）多刃口油封3.2.2 准等速万向节1双联式万向节双联式万向节(图3.3)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。五分度杆的双联式万向节，在军用越野车的转向驱动桥中用得相当广泛。此时采用主销中心偏离万向节中心103. 5mm的方法，使两万向节的工作转速接近相等。该设计方案的主要优点是允许输入轴与输出轴间的夹角较大(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，不需要特殊的工艺设备。但这种方案外形尺寸较大，零件数目多，结构也比较复杂。同时由于双联式万向节滚针轴承的挤压应力受到限制，因此它传递的转矩也有一定的惯性。当应用于转向驱动桥时，由于这种结构轴向尺寸较大，为使接地印迹中心偏离不大，就必须用较大的主销内倾角。2凸块式万向节对于凸块式万向节(图3.4)，就运动副来看也是一种双联式万向节。它主要由两个万向节叉1和4以及两个特殊形状的凸块2和3组成。两凸块相当于双联万向节装置中两端带有位于同一平面上的两万向节叉的中间轴及两十字销，因此可以保证输入轴与输出轴近似等速。这种结构工作可靠，加工简单，允许的万向节夹角较大(可达50)。但是由于工作面全为滑动摩擦，所以效率低，摩擦表面易磨损，且对密封和润滑要求较高。它主要用于中型以上越野车的转向驱动桥。图 3.3 双联式万向节 图 3.4 凸块式万向节1- 左万向节叉；2-左凸块；3-右凸块； 4-右万向节叉3.2.3 等速万向节1. 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3.5a)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。这种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。由于四个钢球在单向传动中只有两个传递动力，故单位压力较大，磨损较快。另外，这种万向节只有在传力钢球与滚道之间具有一定的预紧力时，才能保证等角速传动。预紧力用选择不同尺寸级别的传力钢球来保证。在使用中，随着磨损的增加，预紧力逐渐减小以至消失，这时两球叉之间便发生轴向窜动，从而破坏了传动的等速性，严重时会造成钢球脱落。图 3.5 球叉式万向节a） 圆弧槽滚道型；b）直道滚道型直槽滚道型球叉式万向节(图 3.5b)，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。圆弧槽型球叉式万向节主要应用于轻、中型越野车的转向驱动桥中。直槽型球叉式万向节主要应用于断开式驱动桥中，当半轴摆动时，用它可补偿半轴的长度变化而省去滑动花键。圆弧槽型球叉式万向节作为转向驱动桥的传力构件时，万向节旋转轴线应与车桥的轴线相重合，以避免发生万向节的摆动现象。为了不至于在万向节转角接近最大值时，放置传力钢球的主、从动叉的交叉槽趋于平行位置导致钢球无法约束而自动散开，造成万向节装配关系的破坏，在设计时应使两叉的最大夹角大于车轮的最大转角，同时万向节中心应位于转向主销轴线上。另外，应保证在万向节处于最大转角时，各传力钢球与定心钢球之间不接触，至少使传力钢球与定心钢球在此情况下的间隙不小于5mm，且使各钢球与万向节轴头均匀地预紧在一起，使得在任意方向旋转时能通过万向节的两个传力钢球来传递转矩，避免靠一个钢球来传递，从而防止产生过载现象。2球笼式万向节球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。早期的Rzeppa 型球笼式万向节(图3.6a)是带分度杆的，球形壳1 的内表面和星形套3 的球表面上各有沿圆周均匀分布的六条同心的圆弧滚道，在它们之间装有六个传力钢球2，这些钢球由球笼4 保持在同一平面内。当万向节两轴之间的夹角变化时，靠比例合适的分度杆6 拨动导向盘5，并带动球笼4 使六个钢球2 处于轴间夹角的平分面上。经验表明，当轴间夹角较小时，分度杆是必要的；当轴间夹角大于11时，仅靠球形壳和星形套上的子午滚道的交叉也可将钢球定在正确位置。这种等速万向节无论转动方向如何，六个钢球全都传递转矩，可在两轴之间的夹角达3537的情况下工作。目前结构较为简单、应用较为广泛的是Birfield型球笼式万向节(图3.6b)。它取消了分度杆，球形壳和星形套的滚道做得不同心，令其圆心对称地偏离万向节中心。这样，即使轴间夹角为0，靠内、外子午滚道的交叉也能将钢球定在正确位置。当轴间夹角为0时，内、外滚道决定的钢球中心轨迹的夹角稍大于11，这是能可靠地确定钢球正确位置的最小角度。滚道的横断面为椭圆形，接触点和球心的连线与过球心的径向线成45角，椭圆在接触点处的曲率半径选为钢球半径的103105倍。当受载时，钢球与滚道的接触点实际上为椭圆形接触区。由于工作时球的每个方向都有机会传递转矩，且由于球和球笼的配合是球形的，因此对这种万向节的润滑应给予足够的重视。润滑剂的使用主要取决于传动的转速和角度。在转速高达1500rmin时，一般使用防锈油脂。若转速和角度都较大时，则使用润滑油。比较好的方法是采用油浴和循环油润滑。另外，万向节的密封装置应保证润滑剂不漏出，根据传动角度的大小采取不同形式的密封装置。这种万向节允许的工作角可达42。由于传递转矩时六个钢球均同时参加工作，其承载能力和耐冲击能力强，效率高，结构紧凑，安装方便。但是滚道的制造精度高，成本较高。伸缩型球笼式万向节(图3.7c)结构与一般球笼式相近，仅仅外滚道为直槽。在传递转矩时，星形套与筒形壳可以沿轴向相对移动，故可省去其它万向传动装置中的滑动花键。这不仅使结构简单，而且由于轴向相对移动是通过钢球沿内、外滚道滚动实现的，所以与滑动花键相比，其滚动阻力小，传动效率高。这种万向节允许的工作最大夹角为20。Rzeppa型球笼式万向节以前主要应用于转向驱动桥中， 目前应用较少。Birfield型球笼式万向节和伸缩型球笼式万向节被广泛地应用在具有独立悬架的转向驱动桥中，在靠近转向轮一侧采用Birfield型万向节，靠近差速器一侧则采用伸缩型球笼式万向节，以补偿由于前轮跳动及载荷变化而引起的轮距变化。伸缩型万向节还被广泛地应用到断开式驱动桥中。图 3.6 球笼式万向节a) Rzeppa 型；b）Birfield型；c）伸缩型1- 球形壳；2-钢球；3-星型套；4-球笼；5-导向盘；6-分度杆3.2.4 挠性万向节挠性万向节依靠其中弹性元件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生干涉。弹性元件可以是橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈等多种形状。盘式挠性万向节的弹性元件通常是412层的橡胶纤维或橡胶帘布片结构，并用金属零件加固。在挠性万向节装配时，通常使纤维层依次错开，以便于当挠性盘变形时，保证纤维帘布层承受最小的力。六角环形橡胶挠性万向节的橡胶与用钢或铝合金制成的金属骨架硫化在一起。为了使橡胶与金属可靠地结合，在硫化之前，骨架镀一层黄铜覆盖层。使用这种万向节时，为了保证高速转动时传动轴总成有良好的动平衡，常在万向节所连接的两轴端部设专门机构保证对正中心。图3.7a为具有球面对中机构的环形挠性万向节。这种结构中装有无需润滑的球形滑动对中轴承，如能正确选择轴承配合，可使其内部在装配后具有适当的预紧力。为使万向节有必要的寿命，总是设法使其轴向位移引起的轴向力、侧向位移引起的侧向力和万向节工作角引起的力矩尽可能小，使挠性万向节主要传递工作转矩。有的结构允许有一定的轴向变形(图3.7b)。当这种环形挠性万向节的轴向变形量满足使用要求时，可省去伸缩花健。挠性万向节能减小传动系的扭转振动、动载荷和噪声，结构简单，使用中不需润滑，大多数用于两轴间夹角很小(一般为35)和轴向位移不大的万向传动场合。为了使万向节有必要的使用寿命，总是设法使其轴向位移引起的轴向力、侧向位移引起的侧向力和万向节工作角引起的力矩尽可能小，使挠性万向节主要传递工作转矩。图 3.7 环形绕性万向节a）具有球面对中机构；b）具有轴向变形3.3 万向传动的运动和受力分析3.3.1 单十字轴万向节传动单个十字轴万向节不是等速万向节，在两轴夹角不为零的情况下，不能传递等角速度转动，使主、从动轴的角速度周期性地不等。当两轴存在一定夹角 时，主动轴的角速度1与从动轴的角速度2之间存在如下关系：式中，1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。由于cos是周期为2 的周期函数，所以21，也为同周期的周期函数。当1为0、时，2达最大值2max。且为1cos； 当1为2、32时， 2有最小值2min。且为1 cos。所以，单个十字轴万向节传动的不等速性是指主动轴转动是等角速度，而从动轴转动时快时慢。 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T11= T22，这样有显然，当21最小时，从动轴上的转矩为最大T2max=T1cos；当21最大时，从动轴上的转矩为最小T2min=T1cos。当Tl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，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。这是因为这两个转矩作用在不同的平面内，在不计万向节惯性力矩时，它们的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偶矩。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Tl之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩Tl。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。下面仅讨论主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力偶矩的大小及变化特点。当主动叉l 处于0 和 位置时(图3.8a)， 由于Tl 作用在十字轴平面，Tl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Tl 大小相等、方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩T2= Tl sina。当主动叉l 处于2和32位置时(图3.8b)，同理可知T2 =0，主动叉上的附加弯矩Tl= Tl tana。图 3.8 十字轴万向节的力偶矩分析可知，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。3.3.2 双十字轴万向节传动由单十字万向节输入轴与输出轴转速关系可以看出，当输入轴与输出轴之间有一定夹角时，单十字万向节的两轴是不等速旋转的，这样给汽车传动带来了很大的麻烦，为了实现等速传动，汽车传动系中常采用双万向节传动的设计方案(图3.9)，图中a)、c）共同特点是：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。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3.9a)，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3.9b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3.9c)，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3.9d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 3.9 附加弯矩对传动轴的作用3.3.3 等速万向节传动在此仅分析目前在轿车上广泛采用的Birfield型球笼式等速万向节的运动情况。其等速传动原理如图3.6b所示，球形壳的内表面有六条凹槽，形成外滚道；星形套外表面有相应的六条凹槽，形成内滚道。外滚道中心A 与内滚道中心B 分别位于万向节中心O 的两边，且OA=OB 。另外，钢球中心C 到A、B 两点的距离也相等，保持架的内、外球面也以万向节中心为球心，这样COA=COB ，即两轴相交任意交角 时，传力钢球都位于交角平分面上。此时钢球中心到主、从动轴的距离 相等，从而保证了从动轴与主动轴以相等的角速度旋转。本次设计的货车属于轻型，且多用于农村，结合在工厂看到的实物汽车，万向节选双十字轴万向节。3.4 万向节设计3.4.1 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3.1。表 3.1 万向传动轴计算载荷 （Nm） 位置设计方法用于变速器与驱动桥用于转向器驱动桥中 按发动机最大转矩和一档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3.1各式中，Temax 为发动机最大转矩；n 为计算驱动桥数，取法见表3.1；i1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，k=(ko1)2十1，ko 为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷(N)；m2为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：m2=1214，货车：m2=1112； 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085，对于安装防侧滑轮胎的轿车， 可取125，对于越野车， 值变化较大，一般取1；rr为车轮滚动半径(m)；i。为主减速器传动化；im 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；G1 为满载状态下转向驱动桥上的静载荷(N)；m1 为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，轿车：m1 =080085，货车：m1 =075090；F1 为日常汽车行驶平均牵引力(N)；if 为分动器传动比，取法见表3.2：kd 为猛接离介器所产生的动载系数，对于液力自动变速器，kd=1 对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，kd= 3，对于性能系数fi=0 的汽车(一般货车、矿用汽车和越野车)，kd=1，对于fi0 的汽车，kd=2 或由经验选定。性能系数由下式计算 当时0 当时式中，ma为汽车满载质量(若有挂车，则要加上挂车质量)(kg)。表 3.2 n与if选取表对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷TS 取Tsel 和Tssl 的最小值，或取Tse2和Tse2的最小值，即TS =minTsel，Tssl或TS = minTse2，Tse2，安全系数一般取2.5530。当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷TS 取TsFl或TsF2。本次传动轴的万向节计算载荷按最大使用扭矩计算式中：动载系数Kd=1，超载系数K=1，发动机最大转矩Temax=180.2，i1=6.75，if=1，i0=5.625，传动效率为0.95.所以 Nm3.4.2 十字轴万向节设计计算对十字轴万向节的设计主要包括对十字轴、万向节、凸缘、十字轴轴承和紧固件等零件的分析计算。其一般过程是，对各零件的主要失效形式进行分析并制定相应的设计准则，然后根据相应的准则对零部件的主要结构尺寸进行计算、校核。十字轴作为传动部件，必须得保证其强度合理，所以，对传动轴上部件进行强度校核非常重要。十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴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015mm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。 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为F(图3.10)，则式中，TS 为万向传动的计算转矩， TS = minTse，Tssmin；r 为合力F 作用线到十字轴中心之间的距离； 为万向传动的最大夹角。十字轴轴颈根部的弯曲应力w 应满足式中，d1 为十字轴轴颈直径；d2 为十字轴油道孔直径；s 为合力F 作用线到轴颈根部的距离；w为弯曲应力许用值，为250350MPa。十字轴轴颈的切应力 应满足式中，为切应力 许用值，为80120MPa。滚针轴承中的滚针直径一般不小于16mm，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0003mm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脏物阻滞卡住，合适的间隙为00090095mm，滚针轴承的周向总间隙以008030mm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0204mm。图 3.10 十字轴受力图滚针轴承的接触应力为式中，0为滚针直径(mm)；Lb为滚针工作长度(mm)；Fn为在合力F 作用下一个滚针所受的最大载荷(N)，由式下式确定式中，i为滚针列数；z为每列中的滚针数。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。万向节叉与十字轴组成连接支承。在万向节工作过程中产生支承反力，叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45的某一截面上的应力最大，所以也应对此处进行强度校核。十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角 、十字轴支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当 25时可按下式计算式中0 为十字轴万向节传动效率；f 为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：f=015020，滚针轴承：f=005010；其它符号意义同前。通常情况下，十字轴万向节传动效率约为9799。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0812mm，表面硬度为5864HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为3348HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢，调质处理，硬度为1833HRC，滚针轴承碗材料一般采用GCrl5。本次设计中，已知：Ts=1094.7 Nm，传动轴水平距离L=900mm，取a=40，r=39mm，s=12mm，d1=20mm，d2=8mm。查表初取滚针直径d=2.5, Lb=16mm，i=4，z=30。根据以上理论知识进行计算、校核如下： N十字轴轴颈根部的弯曲应力： MPaw十字轴轴颈的切应力： MPa故十字轴轴颈根部的弯曲应力和剪切应力满足条件。滚针轴承强度校核： N滚针轴承的接触应力为MPaj故滚针强度满足要求。万向节叉设计计算：所谓万向节，指的是利用球型连接实现不同轴的动力传送的机械结构，是汽车上有一个很重要的部件。万向节与传动轴组合，称为万向节传动装置。在前置发动机后轮驱动的车辆上，万向节传动装置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。万向节叉受力见图3.11 ，如下：图 3.11 万向节叉受力简图万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F的作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线组成的450的B-B截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力w和扭应力b应满足式中：W、Wt分别是B-B截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面W=bh2/6、Wt=kb2h，椭圆形截面W=bh2/10、Wt=b2h /16；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是与h/b有关的系数，按表3.3选取；上式中的e、a如图3.11所示。表 3.3 系数k的选取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312万向节叉一般采用35、40、45中碳钢或中碳钢合金40CrNiMoA,经调质处理，硬度为HRC1833。万向节叉弯曲应力的许用值w为5080MPa，扭应力的许用值b为80160MPa。根据设计要求，本次万向节叉取矩形截面，a取26mm，e取52mm，b取25mm，h取62mm。由h/b=62/25=2.48，取k=0.258。MPa50MPaMPa80MPa故设计满足要求。3.5 传动轴结构分析与设计3.5.1 传动轴结构分析 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入滚针、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。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。传动轴的临界转速为式中，nk为传动轴的临界转速(rmin)；LC为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的距离；dc和Dc分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计传动轴时，取安全系数K=nknmax=1.22.0，K=1.2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，nmax为传动轴的最高转速(rmin)。由式上式可知，在Dc和Lc相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。另外，当传动轴长度超过15m时，为了提高以nk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c 应满足式中，c为许用扭转切应力，为300MPa；其余符号同前。 由于此次设计货车轴距不算太长，且载重量2吨属轻型货车，所以不选中间支承，只选用一根主传动轴，货车发动机一般为前置后驱,由于悬架不断变形，变速器或分动器输出轴轴线之间的相对位置经常变化,根据货车的总体布置要求，将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以采用十字轴万向传动轴，为了避免运动干涉,在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。空心传动轴具有较小的质量，能传递较大的转矩，比实心传动轴具有更高的临界转速，所以此传动轴管采用空心传动轴。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。3.5.2 传动轴设计（1） 传动轴内外管径确定已知传动轴支承长度LC=900mm，货车5档传动比i=0.8，根据已选货车发动机性能知：发动机最大转速n=3200r/min，安全系数K取2。所以传动轴管最大转速nmax=n/i=3200/0.8=4000r/min r/min所以又，取联立以上公式计算得：取Dc=46mm，dc=40mm。现在对所选轴进行强度校核如下：故所选轴符合本次设计要求。（2） 伸缩花键选择设计计算选择矩形花键，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。现确定花键内外径如下：对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转切应力Th，许用切应力一般按安全系数为23确定，即计算得：dh42mm当传动轴滑动花键采用矩形花键时，齿侧挤压应力为式中：h为许用扭转应力；K为花键转矩分布不均匀系数，取1.314；Dh-花键外径；dh-花键内径；Lh-花键有效工作长度；B-键齿宽；n0-花键齿数对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为2550MPa；对于不滑动花键，齿侧许用挤压应力为50100MPa。由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用Lh较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001，取dh=42mm，Dh=46mm，B=8mm，n0=8，Lh=140mm花键强度校核如下：=TsKDh+dh4（Dh-dh2）Lhn0 =14068.91.346+424（46-422）1408 =0.39MPa所选花键轴满足要求。最终确定花键dh=42mm，Dh=46mm，B=8mm，n0=8，Lh=140mm，花键总长L=210mm。传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个原因，他会引起振动和噪声。为了减少这种振动和噪音，就要设法改善传动轴的平衡度。在传动轴装车以前一般毒药经过动平衡调整，降低传动轴的不平衡度主要措施有：减少十字轴的轴向窜动、提高传动刚度、提高滑动花键的耐磨性和配合精度，做到这些都能大大减少传动轴的不平衡度。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30006000rmin时应不大于2535gcm；对于货车，在10004000rmin时不大于50100gcm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于0508mm。3.6 传动轴其余零件介绍3.6.1 油封油是传动系统中最常见的液体物质，也泛指一般的液体物质之意，既然是液体，就会流动。在设计的机械中，不可避免的存在间隙，这样如果需要油润滑的话肯定就会漏出来，所以必须用到油封。油封，顾名思义，是用来封油的机械元件，是密封件的习惯称谓，简单解释就是用来防止油泄露的，它是将机械运动中传动部件中需要润滑的部件与出力部件分开，不至于让润滑油渗漏。油封分类方法较多，一般按密封的运动状态分静密封和动密封。油封的代表形式是TC油封，这是一种橡胶完全包覆的带自紧弹簧的双唇油封，一般说的油封常指这种tc（如图3.12）骨架油封。油封一般分为单体型和组装型，组装型是骨架与唇口材料可以自由组合，一般用于特殊油封。图 3.12 骨架油封剖析示意图油封的常用材料为橡胶，当然，橡胶也分为很多种类，比如：丁腈橡胶，氟橡胶，硅橡胶，丙烯酸酯橡胶等。当设计选择油封的材料时，必须考虑材料与工作介质的相容性、能否适应材料工作温度范围和旋转轴高速旋转时时唇缘的跟随能力。油封在工作时，其唇缘的温度一般高于润滑液等工作介质温度2050，在选择油封材料时应特别注意这点。详情可以参照:橡胶种类及特性。油封温度的工作范围与油封时使用的材料有很大关系关，材料不同，工作温度相差很大，如材料为丁晴橡胶（NBR）时为-40120，氟橡胶（FPM）-25300。3.6.2 滚针轴承滚针轴承，是指滚动体是滚针的向心轴承，其英文名是needle bearing。滚针是圆柱滚子，与滚子的直径相比，滚子既细又长。所以这种滚子称为滚针。虽然滚针截面积小，但这中轴承仍具有很高的载荷承受能力，因此，滚针轴承特别适用于在径向空间运动受到限制的场合。滚针轴承装的滚子细而长（滚子直径D小于5mm，L/D大于或等于2.5，L为滚子长度），所以其径向结构非常紧凑，与其他类型轴承的内径尺寸和载荷能力一样时，滚针轴承的外径最小，特别适用于在径向安装尺寸受到限制的支承结构。滚针的选用根据其使用场合而定，如当选用无内圈的轴承或滚针和保持架组件时，此时与滚针轴承相配的轴颈接触面和外壳孔接触面就直接作为轴承的内、外滚动表面，为了保证套圈轴承与滚动表面载荷能力和运转性能相同，轴或外壳孔滚道表面的硬度，粗糙度和表面加工精度应与轴承套圈的滚道相仿。与一些轴承相比，滚针轴承仅能承受径向载荷，其径向承载能力大，适合安装尺寸受到限制的支承结构，且无须对它进行轴向定位。安装滚针轴承时，应该先注入适量的润滑脂。3.6.3 紧固件紧
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