HGC1050萬向傳動軸結構設計【十字軸式萬向傳動裝置】【說明書+CAD+PROE】,十字軸式萬向傳動裝置,說明書+CAD+PROE,HGC1050萬向傳動軸結構設計【十字軸式萬向傳動裝置】【說明書+CAD+PROE】,hgc1050,萬向,傳動軸,結構設計,十字,傳動,裝置,說明書,仿單 畢業(yè)設計（論文）任務書學生姓名劉曉東系部汽車與交通工程學院專業(yè)、班級車輛工程 B07-2指導教師姓名蘇清源職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱HGC1050萬向傳動軸結構設計一、設計（論文）目的、意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為發(fā)展趨勢。而傳動軸及萬向節(jié)的設計裝配不良將產生振動和噪聲，因此該總成設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。本題是依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速器輸出轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下，學生獨立設計出符合要求的萬向傳動裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。在對各種結構件進行了分析計算后，繪制出該總成裝配圖及主要零件的零件圖。二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法）依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速器輸出轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下，獨立設計出符合要求的萬向傳動裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。對汽車萬向傳動軸的運動特性，技術難題，制造工藝，使用壽命影響因素，失效形式，進行深入系統(tǒng)的分析。在設計過程中避免振動，傳動動軸斷裂，十字軸折斷，及滾針軸承過早損壞等問題。運用傳統(tǒng)設計方法完成對傳動軸的計算校核，傳動軸滑動花鍵的設計計算。萬向節(jié)叉及十字軸的計算校核。利用相關書籍資料完成對十字軸滾針軸承的設計及校核，傳動軸滑動花鍵和萬向節(jié)的潤滑方案的選擇與設計。三、設計（論文）完成后應提交的成果（一）計算說明部分1、十字軸萬向節(jié)的計算及校核；2、傳動軸的計算及校核；3、重要零部件的校核；4、設計計算說明書（二）圖紙部分1、整體裝配圖A0一張；2、傳動軸主要零件圖合計A0一張；四、設計（論文）進度安排1、第1周 調研、開題報告、文獻綜述 2、第23周 傳動軸的設計計算 3、第47周 萬向節(jié)的設計計算 4、第89周 完成裝配圖 5、第1011周 完成零件圖 6、第12周 完成設計說明書，并且進行有限元分析 7、第13周 審查修改圖紙、計算及設計說明書 8、第14周 畢業(yè)設計預答辯準備及答辯9、第1516周 畢業(yè)設計修改10、第17周 畢業(yè)設計答辯五、主要參考資料01 盧曦,周萍,孫躍東.汽車等速萬向節(jié)的現狀與發(fā)展J.機械設計與制造,2007,6 .02 吳修義.汽車萬向節(jié)傳動軸的選擇和應用.J.重型汽車,2006.6.03 李科,何志兵,沈海.等速萬向節(jié)總成的設計方法J.軸承,2006.9.04 任少云,朱正禮,張建武.雙十字軸萬向節(jié)傳動力學建模與仿真J.上海交通大學報,2008.11.05 何西冷.萬向節(jié)機構的運動學分析J.起重運輸機械,2009.6.06 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑J.AUTO MAINTENANCE,2007.12.07 康健.萬向節(jié)運動傳遞非等速特性研究J.清華大學學報(自然科學版). 2008年,第39卷.08 劉惟信.汽車設計M北京：清華大學出版社.2007.09 華同曙.虎克萬向節(jié)節(jié)叉軸承滾針的凸度設計J.華南理工大學學報(自然科學版).2006.7.10 肖生發(fā).伍德榮.一種新型等速萬向節(jié)的設計J.機械工程師.2008.7.11 李麗,顧力強.碳纖維復合材料傳動軸臨界轉速分析J.汽車工程.2007.6.12 徐灝.機械設計手冊M 北京:機械工業(yè)出版社會,2009.913 陳家瑞.汽車構造 M 北京機械工業(yè)出版社,2009.2.14 曹智軍.十字萬向節(jié)油脂泄漏高速試驗臺設計J.儀器儀表學報.2007.8.15王望予.汽車設計M.北京:機械工業(yè)出版社，2006.六、備注指導教師簽字：年 月 日教研室主任簽字： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）開題報告設計（論文）題目: HGC1050萬向傳動軸結構設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛工程B07-2班 學 生 姓 名: 劉曉東 導 師 姓 名: 蘇清源 開 題 時 間: 2011年2月28日 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日畢業(yè)設計（論文）開題報告學生姓名劉曉東系部汽車與交通工程專業(yè)、班級車輛工程B07-2指導教師姓名蘇清源職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱HGC1050萬向傳動軸結構設計一、課題研究現狀、選題目的和意義1、研究現狀隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為發(fā)展趨勢。萬向傳動軸是車輛底盤傳動的主要總成之一，在工作中承受著巨大的扭矩和動負荷。經常騎使用后，級數狀況會發(fā)生變化，從而將直接影響發(fā)動機動力的傳遞，降低傳動效率，增加燃料消耗，加速輪胎磨損，同時還會影響變速器和驅動橋的正常工作。而傳動軸及萬向節(jié)的設計裝配不良將產生振動和噪聲，因此該總成設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。萬向傳動軸是汽車的關鍵部件之一，也是汽車國產化技術難度較大的部件之一，沒有高技術的設備是很難達到要求的。它是汽車前后動力的傳動裝置，是汽車正常行駛不可或缺的一部分。目前，國內只有少數合資企業(yè)能夠具備這樣的生產能力，多數國內企業(yè)是在根據國外的樣件進行開發(fā)生產，基本上沒有自主的設計開發(fā)能力。綜上所述，設計出工作可靠、造價低廉的傳動軸，能降低整車生產成本，推動汽車經濟的發(fā)展。汽車傳動軸能在不同軸心的兩軸間甚至在工作過程中相對位置不斷變化的兩軸間傳遞動力，連接或裝配各項配件而可移動或轉動的圓形物體配件，一般均使用輕而抗扭性佳的合金鋼管制成。汽車傳動軸的作用就是使在不同軸心的兩軸間甚至在工作過程中相對位置不斷變化的兩軸間傳遞動力。萬向傳動裝置在汽車上有很多應用，結構也稍有不同，但其功用都是一樣的，即在軸線相交且相互位置經常發(fā)生變化的兩轉軸之間傳遞動力。與其它的齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動機構相比，萬向節(jié)傳動機構有著獨特的、其它機構不能代替的優(yōu)點，當需要將一根軸上的扭矩或傳動以較大的軸間夾角傳到相距較遠、且角度可能變化的另一根軸時，往往只能選擇萬向節(jié)傳動機構來實現。其作用在航空航天、機床、機械、尤其是汽車領域非常重要。隨著汽車工業(yè)100多年的發(fā)展歷史，萬向傳動軸的設計形式也得到了很快的發(fā)展。目前，十字軸式萬向節(jié)傳動軸在商用車中用得最廣泛。另外一個重要的組成部分是滑動花鍵副，由內、外花鍵組成，用于傳遞長度的變化。傳動軸的萬向節(jié)擺角和滑動花鍵副的最大伸縮量，是根據整車布置時進行的傳動軸跳動校核而確定的。一般的情況下還可能有傳動軸管，空心的軸管具有較小的質量但能傳遞較大的扭矩，并且比相同外徑的實心軸具有更高的臨界轉速的特點。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車多采用十字軸剛性萬向節(jié)傳動軸。其優(yōu)點是可保證在軸間交角變化時可靠地傳遞動力，有較高的傳動效率；缺點是在傳動過程中，主、從動軸的轉速不相等。這種不等速性降使傳動軸及相連的傳動部件產生扭轉振動機附加交變載荷，產生噪聲，影響部件使用壽命，時常發(fā)生故障。為了實現兩角間的等速傳動，可采用雙萬向節(jié)傳動，第一萬向節(jié)的不等速效應就有可能被第二萬向節(jié)的不等速效應相抵消，從而實現兩軸間均勻運轉。要達到這個目的，還必須滿足兩個條件，一是萬向節(jié)兩軸間的夾角與第二萬向節(jié)兩軸間的夾角相等；二是第一萬向節(jié)從動叉的平面與第二萬向節(jié)主動叉的平面處于同一平面內。由于變速器和主減速器是隨發(fā)動機和后橋相對位置而固定的，發(fā)動機定位偏差、前后橋的彈性懸架機構的振動，造成其相對位置不斷變化。為保證軸間夾角變化在正常范圍內，改善傳動系的等速性能，贏注重對影響傳動軸定位各部件的校正。另外，萬向傳動裝置有極其廣泛的應用，發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架在行駛過程中由于路況的不平整造成的顛簸發(fā)生不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據總布置要求需將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一端距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或撓性萬向傳動軸；對于轉向驅動橋，左、右驅動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，這時多采用等速萬向傳動軸。2、目的、依據和意義 本課題的選擇充分考慮了所研究課題對汽車車輛工程專業(yè)學生學習和工作的指導作用。對本課題的研究能夠使學生了解商用車萬向軸設計方法，通過本課題的研究，學生可以完成理論課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法。綜合運用這幾年所學的知識去分析、解決各種相關問題，在作畢業(yè)設計的過程中，對所學知識進行整理、運用，提高自己的動手能力和培養(yǎng)自己的解決問題的能力。通過對萬向傳動軸的研究，培養(yǎng)了我的綜合分析、解決問題的能力和獨立工作的能力。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題1、研究的基本內容（1）萬向傳動軸的結構方案的分析；（2）萬向傳動軸的計算載荷；（3）萬向傳動軸的運動和受力分析；（4）萬向傳動軸的選擇；（5）Pro/E建模，Ansys分析。2、擬解決的主要問題（1）傳動軸的計算與強度校核；（2）傳動軸扭矩強度校核；（3）傳動軸滑動花鍵的設計計算；（4）十字軸的計算與校核；（5）軸承的計算與強度校核。三、技術路線（研究方法）調查并查閱相關資料方案分析萬向節(jié)結構設計傳動軸結構設計傳動軸花鍵結構設計 計十字軸參數計算軸承參數計算傳動軸參數計算傳動軸花鍵參數計算強度校核不合格合格Pro/E建模，Ansys分析完成畢業(yè)設計和說明書四、進度安排1、第12周（2月28日3月11日） 調研、開題報告、文獻綜述 2、第3周（3月14日3月18日） 傳動軸的設計計算 3、第47周（3月21日4月15日） 萬向節(jié)的設計計算 4、第89周（4月18日4月29日） 完成裝配圖 5、第1011周 （5月2日5月13日） 完成零件圖 6、第12周（5月16日5月20日） 完成設計說明書，并且進行有限元分析 7、第13周 （5月23日5月27日） 審查修改圖紙、計算及設計說明書 8、第14周（5月30日6月3日） 畢業(yè)設計預答辯準備及答辯9、第1516周 （6月6日6月17日） 畢業(yè)設計修改10、第17周（6月20日6月24日） 畢業(yè)設計答辯 五、參考文獻 01 盧曦,周萍,孫躍東.汽車等速萬向節(jié)的現狀與發(fā)展J.機械設計與制造,2007,6 .02 吳修義.汽車萬向節(jié)傳動軸的選擇和應用.J.重型汽車,2006.6.03 李科,何志兵,沈海.等速萬向節(jié)總成的設計方法J.軸承,2006.9.04 任少云,朱正禮,張建武.雙十字軸萬向節(jié)傳動力學建模與仿真J.上海交通大學學報,2008.11.05 何西冷.萬向節(jié)機構的運動學分析J.起重運輸機械,2009.6.06 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑J.AUTO MAINTENANCE,2007.12.07 康健.萬向節(jié)運動傳遞非等速特性研究J.清華大學學報(自然科學版). 2008年,第39卷.08 劉惟信.汽車設計M北京：清華大學出版社.2007.09 華同曙.虎克萬向節(jié)節(jié)叉軸承滾針的凸度設計J.華南理工大學學報(自然科學版).2006.7.10 肖生發(fā).伍德榮.一種新型等速萬向節(jié)的設計J.機械工程師.2008.7.11 李麗,顧力強.碳纖維復合材料傳動軸臨界轉速分析J.汽車工程.2007.6.12 徐灝.機械設計手冊M 北京:機械工業(yè)出版社會,2009.913 陳家瑞.汽車構造 M 北京機械工業(yè)出版社,2009.2.14 曹智軍.十字萬向節(jié)油脂泄漏高速試驗臺設計J.儀器儀表學報.2007.8.15王望予.汽車設計M.北京:機械工業(yè)出版社，2006.16劉惟信.機械最優(yōu)化設計(第三版)M.北京:清華大學出版社，2008.17王國權,龔國慶.汽車設計課程設計指導書M.北京:機械工業(yè)出版社,2009.1118馮晉祥，陳德陽，王林超.汽車構造（下冊）M.北京：人民交通出版社，2007.919Julian Happian-Smith. An Introduction to Modern Vehicle Design. Reed Educational and Professional Publishing Ltd 200720S.D.Haddad and N.Watson.DESIGN AND APPLICATIONS IN DIESEL ENGINEERING.Ellis Horwood Limited,2006六、備注指導教師意見：簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)設計 HGC1050 萬向傳動軸結構設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-2 班 學生姓名： 劉曉東 指導教師： 蘇清源 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二一一年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree HGC1050 Universal Shafts Structure Design Candidate：Liu Xiao Dong Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-2 Supervisor：Associate Prof. Su Qing yuan Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 萬向傳動裝置是汽車傳動系統(tǒng)中的重要組成部分，萬向傳動裝置位于變速箱和驅 動橋之間，一般由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。萬向節(jié)能實現變角度動力傳遞； 傳動軸把變速器的轉矩傳遞到驅動橋上；中間支承能補償傳動軸軸向和角度方向的安 裝誤差和車輛行駛過程中由于發(fā)動機竄動或車架等變形所引起的位移。萬向傳動裝置 的功用是在汽車行駛過程中，在軸間夾角及相互位置經常發(fā)生變化的兩個轉軸之間傳 遞動力。 本文主要是對汽車的十字軸式萬向傳動裝置進行設計。根據車輛使用條件和車輛 參數，按照傳動系統(tǒng)的設計步驟和要求，主要進行了以下工作：選擇相關設計參數主 要為：十字軸、萬向節(jié)、傳動軸、中間支承的參數確定，并進行了總成設計主要為： 十字軸的設計，萬向節(jié)的設計、傳動軸的設計以及中間支承的設計等。并通過 Pro/E 建模和有限元 ANSYS 軟件對設計萬向傳動裝置進行結構分析，根據分析結果對萬向傳 動裝置進行改進設計得出合理的設計方案。 關鍵詞：萬向傳動裝置；十字軸；萬向節(jié)；傳動軸；有限元分析 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I ABSTRACT The automobile universal transmission device is in the automobile transmission system important constituent,is located between the gear box and the driving axle . Generally by the universal joint, the drive shaft and the middle supporting is composed. The universal joint energy conservation realization changes the angle power transmission;Transmit the torque of the gear box to the transaxle with drive shaft;The middle supporting can compensate the drive shaft axial and the angle direction in the wiring error and the vehicles travel process because the engine flees moves the displacement which or distortions and so on frame causes. The rotary transmission device function is in the automobile travel process, the included angle and the mutual position changes between the revolution axis in the axis between to transmit the power frequently. This article mainly is carries on the design to the automobile cross shaft type rotary transmission device. According to vehicles exploitation conditions and vehicles parameter, according to transmission system design procedure and request, Mainly has carried on following work: Mainly has carried on following work choice correlation design variable mainly is: Cross axle, universal joint, drive shaft, middle supporting parameter determination, and has carried on the unit design mainly is: Cross axle design, universal joint design, drive shaft design as well as middle supporting design and so on. And to designs the rotary transmission device through the finite element Pro/E and ANSYS software to carry on the structure analysis, Carries on the improvement design according to the analysis result to the rotary transmission device to obtain the reasonable design proposal. Keywords: Universal Transmission Device; Cross Axle; Universal Joint; Transmission shaft; Finite Element Analysis 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II 目 錄 摘要 I AbstractII 第 1 章 緒 論 1 1.1 概 述 1 1.2 汽車傳動軸的國內外研究現狀 2 1.3 研究汽車萬向傳動軸的目的和意義 3 1.3.1 研究汽車萬向傳動軸的目的 3 1.3.2 研究汽車傳動軸的意義 3 1.4 萬向傳動軸的結構特點及基本要求 4 1.5 本課題研究的主要內容 5 第 2 章 汽車傳動軸的結構方案分析與選擇 7 2.1 汽車傳動軸的結構方案概述 7 2.1.1 萬向節(jié)與傳動軸的結構型式 7 2.1.2 傳動軸管、伸縮花鍵及中間支承結構型式 7 2.1.3 萬向節(jié)類型 10 2.2 傳動軸設計方案 12 2.3 本章小結 13 第 3 章 萬向傳動軸的設計 14 3.1HGC1050 汽車的主要技術參數 14 3.2 傳動軸總成設計計算及校核 15 3.2.1 傳動軸計算載荷的確定 15 3.2.2 傳動軸軸管的選擇及校核 16 3.2.3 中間支承的結構設計 21 3.3 十字軸總成的設計計算及校核 24 3.3.1 萬向節(jié)的受力分析 24 3.3.2 十字軸萬向 節(jié)的設計及校核 26 3.3.3 十字軸滾針軸承的校核 27 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 III 3.3.4 萬向節(jié)叉的設計及校核 28 第 4 章 傳動軸總成建模與裝配 30 4.1 Pro/ENGINEER 軟件簡介 30 4.2 利用 ProENGINEER 軟件進行三維實體建模 31 4.2.1 十字軸的創(chuàng)建 31 4.2.2 凸緣叉的創(chuàng)建 31 4.2.3 軸承差的創(chuàng)建 32 4.2.4 傳動軸管的創(chuàng)建 32 4.2.5 帶花鍵的傳動軸管的創(chuàng)建 33 第 5 章 萬向傳動裝置的有限元靜力學分析 34 5.1 ANSYS 軟件簡介 34 5.2Pro/E 與 ANSYS 接口的創(chuàng)建 34 5.3 利用 ANSYS 對望向傳動裝置進行有限元受力分析 36 5.3.1 十字軸有限元受力分析 36 5.3.2 凸緣叉有限元受力分析 40 5.3.3 傳動軸有限元受力分析 41 5.4 本章小結 42 結 論 43 參考文獻 44 致 謝 45 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒 論 1.1 概述 萬向節(jié)傳動用于在不同軸心的兩軸間甚至在工作過程中相對位置不斷變化的兩軸 間傳遞動力。例如，在某些重型汽車和越野汽車上，根據總布置的要求需將離合器與 變速器、變速器與分動器之間拉開一定距離時，考慮到在它們之間很難保證軸與軸能 同心以及安裝基體即車架也可能發(fā)生變形，因此在這些總成之間就應采用萬向節(jié)傳動。 此時常采用普通十字軸萬向節(jié)，也有采用撓性萬向節(jié)的，其工作夾角一般不大于 。前置發(fā)動機后輪驅動的汽車在行駛過程中，由于懸架的不斷變形，變速器與53 驅動橋的相對位置(高度和距離)也在不斷變化，因此它們之間需要用可伸縮的萬向傳 動軸聯接。這時當聯接的距離較近時，常采用兩個萬向節(jié)和一根可伸縮的傳動軸；當 距離較遠而使傳動軸的長度超過 1.5 時，常將傳動軸分成兩根或三根，用三個或四m 個萬向節(jié)，且后面一根傳動軸可伸縮，中間傳動軸應有支承，萬向節(jié)所聯的兩軸之間 的夾角，對一般載貨汽車不應超過 ，對于短軸距的 44 越野汽車，最大可達2015 。對于又要轉向又要驅動的轉向驅動橋，左、右驅動車輪需要隨汽車行駛的軌跡30 而改變方向，這時多采用球籠式或球叉式等速萬向節(jié)傳動，其最大夾角即車輪的最大 轉角可達 。萬向節(jié)傳動還用于帶有擺動半軸的驅動橋、轉向軸傳動機構及動42 力輸出裝置等。 萬向節(jié)傳動應適應所聯兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內的不斷變化且能可靠 而穩(wěn)定地傳遞動力，保證所聯兩軸能等速旋轉，且由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、 振動及噪聲應在允許范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現象。此外，萬向節(jié)傳 動還要求傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易 8。 本課題使用 CAD、Pro/E、ANSYS 技術對萬向傳動裝置進行設計，實現了設計 與制造的一體化，具有明顯的優(yōu)越性。在縮短了設計周期的同時，實現了標準化，通 用化，系列化，提高了加工效率及加工質量，有利于提高企業(yè)自身應變能力和市場競 爭力，給企業(yè)帶來綜合效率。通過對 HGC1050 萬向傳動裝置的設計，能夠使我熟練 地掌握 CAD、Pro/E、ANSYS 在生產實踐中的應用，鍛煉自己分析問題解決問題的 能力。解放汽車萬向傳動裝置正廣泛應用于各種車輛上，使汽車傳動性能顯著提高， 因此，對此課題的研究具有十分重要的意義。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 1.2 汽車傳動軸的國內外研究現狀 萬向傳動軸在汽車上的應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時， 由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經 常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據總布置要求需要將 離合器與變速器、變速器與分動器拉開一段距離，顧及到它們之間很難保證軸與軸同 心及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或撓性萬向傳動軸；對于轉向驅動橋， 左、右驅動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，多采用等速萬向傳動軸。依據在 扭轉方向上是否有明顯的彈性，萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又 分為不等速萬向節(jié)（十字軸式） 、準等速萬向節(jié)（雙聯式、凸塊式、三銷式、球面滾 輪式）和等速萬向節(jié)（球叉式、球籠式） 。其中十字軸式萬向節(jié)是目前在汽車上應用 最廣泛的；雙聯式萬向節(jié)在越野車轉向驅動橋應用增多；球籠式萬向節(jié)在轎車轉向驅 動橋得到廣泛應用。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸接式連接傳遞動力；撓性萬向節(jié)是靠彈 性零件傳遞動了的，具有緩沖減振作用。單十字軸萬向節(jié)傳動的不等速，使從動軸及 其相連的部件產生扭轉振動，影響部件壽命，所以常采用雙十字軸萬向節(jié)來實現等速 傳動。等速萬向節(jié)是從結構上保證在其工作中，其傳力點總位于兩軸交角的平分面上； 這也是以后的發(fā)展方向。這次課題設計中選的是目前汽車上應用廣泛的十字軸萬向節(jié)。 傳動軸高速轉動時，在離心力的作用下長生劇烈振動；所以，傳動軸與萬向節(jié)裝 配后，必須滿足動平衡要求。傳動軸過長時，自振頻率較低，易產生共振；通常將傳 動軸分成兩段并加中間支承。蜂窩軟墊式中間支承應用較廣泛。有的汽車也采用擺動 式中間支承。 有限元方法在汽車產品開發(fā)中的應用非常廣泛，主要在汽車上有以下幾種應用： （1）結構靜力分析 這是在車輛及其發(fā)動機的各種零部件設計中最常見的問題， 也是應用最為廣泛的領域，即分析計算結構與時間無關的應力分布與變形情況。如齒 輪輪齒、鋼板彈簧、車橋、飛輪、傳動軸的靜力分析。 （2）結構動力學分析 一是求解結構或系統(tǒng)本身的動態(tài)特性，如固有頻率、振型 等，這對分析與解決振動問題是十分重要的；二是強迫響應分析，即結構在動載的作 用下的響應，這較靜力分析更接近于車輛及其發(fā)動機中的許多零部件的實際工作情況， 但一般計算量也將增加許多倍。隨著對環(huán)境問題的益重視，在車輛及發(fā)動機的設計中 已普遍采用各種分析工具，采取各種有效措施，來改善和減少車輛的振動和噪聲。例 如車輛動力裝置的動態(tài)性分析等。 （3）溫度場分析 分析結構內部溫度的分布情況以及熱應力和熱變形的情況，包 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 括穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)的問題，例如可應用于發(fā)動機中的活塞、氣缸蓋等燃燒室附近的零部件。 在進行這類零部件的強度剛度分析計算時，不僅要考慮機械負荷而且還要同時考慮熱 負荷。 （4）流場分析 是有限元方法在流體力學領域中的應用。一般流場分析是非線性 問題，較為復雜。解決流體力學中的問題應用較多的是有限差分法與可以認為是介于 有限差分法和有限元方法之間的有限容積法。這一類問題的應用實例有車輛外形對行 駛阻力的影響的分析、對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)的分析等。 對產品的結構、工藝參數、結構形狀參數進行分析與優(yōu)化，可在產品設計初期 對其剛度和強度有充分的認識，使產品在設計過程就可保證使用要求，縮短設計試驗 周期，節(jié)省試驗和生產費用。它在汽車產品開發(fā)中應用使得汽車在輕量化、舒適性、 經濟性與操縱穩(wěn)定性等方面得到改善及提高。 1.3 研究汽車萬向傳動軸的目的和意義 1.3.1 研究汽車萬向傳動軸的目的 中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為發(fā)展趨勢。我國汽車 業(yè)的高速發(fā)展，帶動我國汽車傳動軸需求持續(xù)大幅增長。汽車傳動軸市場潛在需求與 潛在機會，整個產業(yè)規(guī)模具有非常大的擴展空間，單個企業(yè)規(guī)模也會越來越大。在這 樣的一個背景下，中國汽車傳動軸發(fā)展前景一片光明。 萬向節(jié)傳動應適應所聯兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內的不斷變化且能可靠 而穩(wěn)定地傳遞動力，保證所聯兩軸能等速旋轉，且由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、 振動及噪聲應在允許范圍內，在使用車速范圍內不應產生共振現象。此外，萬向節(jié)傳 動還要求傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易。而傳動軸及萬 向節(jié)的設計裝配不良將產生振動和噪聲，因此該總成設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之 一。本題是依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速 器輸出轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下，學生獨立設計出符合要求 的萬向傳動裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。在對各種 結構件進行了分析計算后，繪制出該總成裝配圖及主要零件的零件圖。 1.3.2 研究汽車傳動軸的意義 本課題使用 CAD、Pro/E、ANSYS 技術對萬向傳動裝置進行設計，實現了設計與制 造的一體化，具有明顯的優(yōu)越性。在縮短了設計周期的同時，實現了標準化，通用化， 系列化，提高了加工效率及加工質量，有利于提高企業(yè)自身應變能力和市場競爭力， 給企業(yè)帶來綜合效率。通過 HGC1050 萬向傳動裝置的設計，能夠使我熟練地掌握 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 CAD、Pro/E、ANSYS 在生產實踐中的應用，鍛煉自己分析問題解決問題的能力。汽車 萬向傳動裝置正廣泛應用于各種車輛上，使汽車傳動性能顯著提高，因此，對此課題 的研究具有十分重要的意義。 1.4 萬向傳動軸的結構特點及基本要求 萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、傳動軸和中間支撐組成。主要用于工作過程中相對 位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之 間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實 現兩軸的等角速傳動。一般萬向節(jié)由十字軸、十字軸承、凸緣叉及軸向定位件和橡膠 密封件等組成。 傳動軸是一個高轉速、少支承的旋轉體，因斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運 動。重型載貨汽車根據驅動形式的不同選擇不同型式的傳動軸。一般來講 42 驅動 形式的汽車僅有一根主傳動軸。64 驅動形式的汽車有中間傳動軸、主傳動軸和中、 后橋傳動軸。66 驅動形式的汽車不僅有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸， 而且還有前橋驅動傳動軸。在長軸距車輛的中間傳動軸一般設有傳動軸中間支承它 是由支承架、軸承和橡膠支承組成。 傳動軸是由軸管、伸縮套和萬向此它的動平衡是至關重要的。一般傳動軸在出廠 前都要進行動平衡試驗，并在平衡機上進行了調整。因此，一組傳動軸是配套出廠的， 在使用中就應特別注意。其基本結構如圖 1.1 所示 圖 1.1 萬向傳動裝置的工作原理及功用 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 圖 1.2 變速器與驅動橋之間的萬向傳動裝置 基本要求： 1.保證所連接的兩根軸的夾角及相對位置在一定范圍內變動時，能可靠而穩(wěn)定地 傳遞動力。 2.保證傳動盡可能同步，所連接兩軸盡可能等速運轉。 3.由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內，在使用車速 范圍內不應產生共振現象。 4.傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 萬向傳動裝置有極其廣泛的應用，發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于 懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變 化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸；某些汽車根據總布置要求需將離合器 與變速器、變速器與分動器之間拉開一端距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心 及車架的變形，所以常采用十字軸萬向傳動軸或撓性萬向傳動軸；對于轉向驅動橋， 左、右驅動輪需要隨汽車行駛軌跡變化而改變方向，這時多采用等速萬向傳動軸。如 圖 1.3 所示 圖 1.3 萬向節(jié)在汽車上的各種應用 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 1.5 本課題研究的主要內容 依據現有生產企業(yè)在生產車型的萬向傳動裝置作為設計原型，在給定變速器輸出 轉矩、轉速及發(fā)動機和主減速器安裝位置等條件下，獨立設計出符合要求的萬向傳動 裝置，著重設計計算萬向節(jié)的結構參數及對其進行了校核計算。對汽車萬向傳動軸的 運動特性，技術難題，制造工藝，使用壽命影響因素，失效形式，進行深入系統(tǒng)的分 析。在設計過程中避免振動，傳動動軸斷裂，十字軸折斷，及滾針軸承過早損壞等問 題。運用傳統(tǒng)設計方法完成對傳動軸的計算校核，傳動軸滑動花鍵的設計計算。萬向 節(jié)叉及十字軸的計算校核。利用相關書籍資料完成對十字軸的設計及校核，傳動軸滑 動花鍵和萬向節(jié)的潤滑方案的選擇與設計。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 第 2 章 汽車傳動軸的結構方案分析與選擇 2.1 汽車傳動軸的結構方案概述 2.1.1 萬向節(jié)與傳動軸的結構型式 汽車后驅動橋的萬向節(jié)傳動裝置通常稱為汽車的萬向傳動軸或簡稱為傳動軸，它 由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。對于長軸距汽車的分段傳動軸，還需有中間支 承。如圖 2.1 所示 2.1.2 傳動軸管、伸縮花鍵及中間支承結構型式 傳動軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄(1.53.0mm)、管徑較大、扭轉強度高、彎曲 剛度大、適于高速旋轉的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成如圖 2.1 所示。 圖 2.1 汽車傳動軸的結構圖 (a)帶有中間支承并有兩根軸管的分段傳動軸；(b)具有一根軸管的傳動軸 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 1萬向節(jié)；2傳動軸管；3平衡片；4伸縮軸管； 5防塵罩；6十字軸；7中間支承 伸縮花鍵具有矩形或漸開線齒形，用于補償由于汽車運動時傳動軸兩端萬向節(jié)之 間的長度變化。當承受轉矩的花鍵在伸縮時，產生軸向摩擦力為 。aF (2.1)RTfFja= 式中： 傳動軸所傳遞的轉矩；jT 花鍵齒側工作表面的中徑；R 摩擦系數。f 由于花鍵齒側工作表面面積較小，在大的軸向摩擦力作用下將加速伸縮花鍵的磨 損，引起不平衡及振動。應提高鍵齒表面硬度及光潔度，進行磷化處理、噴涂尼龍， 改善潤滑。可減小摩擦阻力及磨損。也有用滾珠或滾柱的滾動摩擦代替花鍵齒間的滑 動摩擦的結構如圖 2.2 所示。 圖 2.2 帶有滾柱的汽車傳動軸 1滾柱；2帶有滾柱內滾道的傳動軸管；3帶有滾柱外滾道的軸管 花鍵應有可靠的潤滑及防塵措施，間隙不宜過大，以免引起傳動軸振動。內、外 花鍵應對中，為減小鍵齒摩擦表面間的壓力及磨損應使鍵齒長 與其最大直徑 之比jljd 不小于 2?；ㄦI齒與鍵槽應按對應標記裝配，以免破壞傳動軸總成的動平衡。動平衡 的不平衡度由點焊在軸管外表面上的平衡片補償。裝車時傳動軸的仲縮花鍵一端不應 靠近后驅動橋，而應靠近變速器或中間支承，以減小其軸向摩擦力及磨損。中間支承 用于長軸距汽車的分段傳動軸，以提高傳動軸的臨界轉速，避免共振，減小噪聲。它 安裝在車架橫梁或車身底架上，應能補償傳動軸的安裝誤差及適應行駛中由于彈性懸 置的發(fā)動機的竄動和車架變形引起的位移，而其軸承應不受或少受由此產生的附加載 荷。以前中間支承多采用自位軸承，目前則廣泛采用坐于橡膠彈性元件上的單列球軸 承如圖 2.1，圖 2.3。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲，承受徑向力，但 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 不能承受軸向力。設計時應合理選擇支承剛度，避免在傳動軸常用轉速內產生共振。 擺臂式中間支承的擺臂用于適應中間傳動軸軸線在縱向平面內的位置變化如圖 2.4。66 越野汽車傳動軸的中間支承常安裝在中驅動橋殼上,多采用兩個圓錐滾子軸 承，軸承座應牢固地固定在中橋殼上如圖 2.5 所示。 圖 2.3 汽車傳動軸的中間支承 (a)傳動軸及其中間支承；(b)-(e)中間支承方案 1 一撓性萬向節(jié)；2、4 一前、后傳動軸；3 一彈性中間支承；5 一平衡片；6 一橡膠套；7 一橫梁 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 圖 2.4 擺臂式中間支承 圈 2.5 越野汽車傳動軸的中間支承 2.1.3 萬向節(jié)類型 汽車用萬向節(jié)分為剛性的、撓性的、等速的和不等速的幾種。汽車除轉向驅動橋 及帶有擺動半軸的驅動橋的分段式半軸多采用等建萬向節(jié)外，一般驅動橋傳動軸均采 用一對十字軸萬向節(jié)。 1、普通十字軸萬向節(jié) 普通十字軸萬向節(jié)如圖 2.6 所示，由兩個萬向節(jié)叉及聯接它們的十字軸、滾針軸 承及訥封等組成。其結構簡單，傳動效率高。十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要是十字軸 軸頸和滾針軸承的磨損，以及十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面的壓痕和剝落。通常 認為當磨損或壓痕超過 0.25 時，十字軸萬向節(jié)就應報廢。為了提高其使用壽命。m 出現了各種有效的組合式潤滑密封裝置，以潤滑和保護十字軸軸頸與滾針軸承如圖 2.7。 轎車和輕型客、貨車常于裝配時封入潤滑脂潤滑以減少車輛的潤滑點，這時應 采用密封效果較好的雙刃口或多刃口橡膠油封。當需定期加注潤滑脂時，應如圖 2.7 所示將油封反裝以利在加注潤滑脂時能將陳油和磨損產物排出。軸蕊中的滾針直徑的 差值應控制在 0.003 以內，否則會加重載荷在滾針間的分配不均勻性。滾針軸承m 的徑向間隙過大會使受載的滾針數減少及引起滾針歪斜，間隙過小則可能受熱卡住， 合適的間隙為 0.0090.095 。滾針的用向總間隙取 0.080.30 為宜。重型汽m 車有時采用較粗的滾針并分成兩段以提高其壽命，也有以滾柱代替滾針的結構。為防 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 止十字軸軸向竄動及避免摩擦發(fā)熱，有的在十字軸軸端和軸承碗之間加裝端面滾針軸 承。 圖 2.6 普通十字軸萬向節(jié) 1 一軸承蓋；2、6 一萬向節(jié)叉；3 一油嘴；4 一十字軸； 5 一安全閥；7 一油封；8 一滾針；9-軸承碗 圖 2.7 十字軸的潤滑與密封 1 一防塵罩；2 一油封座圈；3 一止推環(huán)；4 一滾針；間隙；a 一油封壓配錐面 單個十字軸萬向節(jié)不是等速萬向節(jié)，其特點是當主動軸與從動軸之間有夾角時， 不能等速傳遞而有轉角差，使主、從動軸的角速度周期性地不相等。采用兩個十字軸 萬向節(jié)并把與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一平面內，且使萬向節(jié)的夾角 ，則可使處于同一平面內的輸出軸與輸入軸等角速旋轉。21= 十字軸萬向節(jié)兩軸的夾角。不宜過大當 由 增至 時，滾針軸承壽命將下416 降至原壽命的 14。 2、撓性萬向節(jié) 利用橡膠盤、塊、環(huán)及橡膠一金屬套筒等橡膠彈性元件在夾角不大于 的兩軸間5 傳遞轉矩。其結構簡單、不需潤滑，能減小傳動系的扭振、動載荷及噪聲。有的結構 還允許一定的軸向變形當這種軸向變形量能滿足使用要求時，可省去伸縮花鍵。常 用作轎車三萬向節(jié)傳動中的靠近變速器的第一萬向節(jié)或用在重型車的離臺器與變速器， 變速器與分動器之間?？紤]到用到這些地方的撓性萬向節(jié)常要在掛直接檔時的高轉速 下工作，為保證傳動軸總成的平衡精度，則必須使萬向節(jié)兩側的軸線對中。圖 2.8 給 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 出了汽車撓性萬向節(jié)及其橡膠彈性元件的典型結構圖，其中圖(a)、圖(b)分別為具有 球面對中機構的環(huán)形和六角形撓性萬向節(jié)：圖(c)為橡膠金屬套筒結構的撓性萬向 節(jié)；圖(d)、圖(e)分別為組合型和盤形橡膠元件。 用于橡膠金屬套筒結構的橡膠應具有的物理機械特性為：抗拉強度不小于 1 5 ；相對拉伸率不小于 350；肖氏硬度 6575；最大擠壓應力為 7.58MPa ；剪切彈性模量 =0.85 ；工作溫度范圍為-4580。GMPa (a) 球面對中機構的環(huán)形撓性萬向節(jié)；(b)六角形撓性萬向節(jié)；(c)橡膠金屬套筒結構的撓性萬向 節(jié)；(d) 組合型橡膠元件；(e)盤形橡膠元件 圖 2.8 撓性萬向節(jié)及其橡膠元件的典型結構 3、等速萬向節(jié) 主、從動軸的角速度在兩軸之間的夾角變動時仍然相等的萬向節(jié)，稱為等角速萬 向節(jié)或等速萬向節(jié)。 等速萬向節(jié)的“ 等角速” 工作原理，可以一對大小相同的圓錐齒輪傳動為例來說明。 兩齒輪的軸線交角為 ，這兩個齒輪輪齒的接觸點 位于軸間夾角的平分線上由點P 到兩軸線的垂直距離相等并等于 在 點處兩齒輪的圓周速度是相等的，因而兩齒P0r 輪的角速度相等。多數等速萬向節(jié)工作時的特點也都在于：它們所有的傳力點總是位 于兩軸夾角的等分平面上，這樣，被萬向節(jié)所聯 接的兩軸的角速度就永遠相等。 在轉向驅動橋、斷開式驅動橋和 de Dion 式驅動橋的車輪傳動裝置中，廣泛地采用著 各種型式的等速萬向節(jié)和近似等速的萬向節(jié)。其常見的結構型式有球籠式、球叉式、 雙聯式、凸塊式和三銷式等。 2.2 傳動軸設計方案 本設計所選車型為前置后驅，根據經驗采用十字軸萬向節(jié)；并且軸距為 3800 （1500 一般須有中間支撐） ，需采用中間支撐。故最終決定采用帶中間m 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 支撐的兩軸三萬向節(jié)傳動方案。方案如圖 2.9 所示 圖 2.9 萬向傳動裝置總體方案簡圖 1-離合器；2- 變速器；3- 萬向節(jié)；4-差速器；5-驅動橋；6-傳動軸管；7-中間支撐 2.3 本章小結 本章介紹了萬向傳動軸的結構類型及各自特點，對 HGC1050 的傳動軸進行了初 步的結構選擇，根據本車的驅動型式（FR）及軸距的要求選擇兩軸三個萬向節(jié)的結 構型式。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 第 3 章 萬向傳動軸的設計 3.1HGC1050 汽車的主要技術參數 根據任務書所提供的設計參數如表 3.1 所示。 表 3.1 設計基本參數 乘員數 3 重量參數 載重 2165 自重 3095 總重 5455 空載軸荷（前/后） 1657/1438 滿載軸荷（前/后） 2200/3255 尺寸參數 貨箱尺寸 51102100450,550 軸距 3800 輪距（前/后） 1670/1602 前懸/后懸 1070/2060 性能參數 最大爬坡度% 28 最高車速 90 最小轉彎直徑 15.2 制動距離 36.7m 最小離地間隙 190 接近角/離去角 22/15 油箱容積 120 最大續(xù)駛里程 800 發(fā)動機 排量 3.168 額定功率/轉數 88/3200 最大扭距/轉數 300/1900-2100 排放標準 歐 II 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 3.2 傳動軸總成設計計算及校核 3.2.1 傳動軸計算載荷的確定 HGC1050 所采用的驅動形式為 FR（前置后驅） ，即傳動軸位于變速器與驅動橋 之間，因此傳動軸計算載荷計算方法如下： 1.計算載荷按發(fā)動機最大扭矩和一檔傳動比來確定： （3.1）nkiTeds1max= 2.計算載荷按驅動輪打滑來確定： （3.2）mrsiG0 2 式中， 為發(fā)動機的最大轉矩（ ） ；maxeTN 為計算驅動橋數；n 為變速器一檔傳動比；1i 為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率； 為液力變矩器變矩系數；k 為猛接離合器所產生的動載系數；d 為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（ ） ；2GN 為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數；m 為輪胎與路面間的附著系數； 為車輪滾動半徑（ ） ；r m 為主減速器傳動比；0i 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；m 為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。 發(fā)動機最大轉矩 ， 1,30max=dekNT ， =5.3， ， =16.12/)-.(1)-(0+=+ki %4.0956=離變 n 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 ， = =32075.4 ， =1.2， =0.80， =0.371 ， =5.24， =1，2G8.96054N2mrm0imi =95%。m 所以計算可得： 23.41%0.9536.7301max =nkiTeds N.24.5.802mrsiGm 3.2.2 傳動軸軸管的選擇及校核 萬向傳動軸的結構與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中間部 分和端部組成。中間部分可為實心軸或為空心的軸管。實心軸僅用于作為與等速萬向 節(jié)相連的轉向驅動橋的半軸或用作斷開式驅動橋和 de Dion 橋的擺動半軸；空心的 軸管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩，且比實心軸具有更高的臨界轉速，故用作 汽車傳動系的萬向傳動軸。 傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及壁厚(或內徑)是根據所傳 最大轉矩、最高轉速及長度按有關標準 YB242-63 選定，并校核臨界轉速及扭轉強度。 電焊鋼管參數應按冶金部標準摘自 YB242-63 選取如表 3-2 所示。表 3-2 給出外 徑 毫米的標準資料，以供設計時參考。9560=cD 表 3.2 毫米的電焊鋼管 (YB242-63)9560 外徑 （ ）m 鋼管厚度（ ）m外徑 （ ）m 鋼管厚度（ ）m 60 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 83 1.4、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 63.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 89 1.4、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、 4.8 70 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 95 1.4、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、 4.8 75 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 、3.8、4.0、4.2、4.5 本設計中選取 =75 ，鋼管壁厚取 3 。所以 =69 。cDmmcdm 傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質量分布的 不均勻性以及在旋轉時其本身質量產生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產生彎曲應 力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉速是指旋轉軸失去 穩(wěn)定性的最低轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。為了確定臨界轉速， 可研究一下兩端自由地支承于剛性球鉸上的軸(見圖 3.1(a)。設軸的質量 集中于m 點，且 點偏離旋轉軸線的量為 ，當軸以角速度 旋轉時，產生的離心力為OeWF (3.3)(2ymF+= 式中： 軸在其離心力作用下產生的撓度。y 與離心力相平衡的彈性力為 p (3.4)cy 式中： 軸的側向剛度。對于質量分布均勻且兩端自由地支承于球形鉸接的軸，c 其側向剛度 =(3845)( ) ；3/LEJ)/(5/843LEJ= 材料的彈性模量可取 ；EMPa10.2 軸管截面的抗彎慣性矩。J 64/)-(4dDJ= 因 cyP2+emWF 故有 )-/(2y 認為在達到臨界轉速的角速度 時傳動軸將破壞，即 ，則有：c y0-2=m （3.5）cW 對于傳動軸管 LdDm)-(25.02= 式中： 軸管的外徑及內徑, ；dD 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)之中心距， ；L m 軸管材料的密度，對于鋼 。 5108.=kg/ 將上述 的表達式代人式 (3.5),令mjc及、 3/-ccnW 則得傳動軸的臨界轉速 為i)/(rn （3.6） 2810.LdDc+= 圖 3.1 傳動軸臨界轉速計算用簡圖 (a)兩端為剛性球鉸支承；(b)前端與加長的變速器相連； (c)帶有彈性中間支承的雙傳動軸傳 動 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 因為 (3.7)05maxinrUg= ，hka/04.8mx=24.5,1392.05=ig 所以 in/61rn 當 時，十字軸萬向節(jié)傳動效率 為250 (3.8)ta2)/(-10rdf= 式中： 十字軸萬向節(jié)的傳動效率；0 軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數，滾針軸承f 10.5.=f 十字軸軸頸直徑， =221d1dm 代入上式求得 %98.0= 初步選定 hmH26;2; 1= 由于傳動軸動平衡的誤差、伸縮花鍵聯接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的 實際臨界轉速要低于按上式計算的值。因此應引進安全系數 K，并取 0.21/max=nKc 式中： 相應于最高車速時的傳動軸最大轉速， ；maxn min/r 傳動軸的計算臨界轉， 。c i/r =12 用于精確的動平衡、高精度的伸縮花鍵及極微小的萬向節(jié)間隙時。K =maxn in/34.1%98.6.310 r= 取 ，則有計算臨界轉速 為5.1=kc mi/0.67.5.max rkc 因為 2810.cCLdDn+= 所以有 6.7 本設計傳動軸為兩段組成 ，長度小于 1618.76 ，因m0,21=m 此本設計的傳動軸滿足臨界轉速的要求。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 萬向傳動軸的斷面尺寸除應滿足臨界轉速的要求外，還應保證有足夠的扭轉強度。 傳動軸的最大扭轉應力 ( )可按下式計算：Mpa (3.9)rdgeWkiT/1max= 式中： 發(fā)動機的最大轉矩， ；maxeTN 變速器的一檔傳動比；1gi 動載系數；dk 抗扭截面系數。rW 對于傳動軸管，上式又可表達為 （3.10）)-(164ccdDT= 式中： 傳動軸的計算轉矩， =2432.341T,max1semN 傳動軸管的外徑和內徑。cdD, 按上式計算得出的傳動軸管扭轉應力 不應大于 300 。MPa 傳動軸扭轉強度為： pMpadTcc 30 54.103)-(6 c4= 因為 的扭轉強度符合 的扭轉強度許用最大值，所以本設計的傳動軸滿足扭轉cc 強度的要求。 傳動軸總成應進行動平衡，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，在 3000 6000 時不大于 12 ；對 5t 以上的貨車，在 10004000 時不大min/rmN min/r 于 10 。十字軸端面磨損會使其軸向間隙及竄動增大而影響動平衡，因此應嚴N 格控制該間隙或采用彈性蓋板，有的可加裝端面滾針軸承。傳動軸總成的徑向全跳動 應不大于 0.50.8 。 由于矩形花鍵聯接傳動具有接觸面積大、承載能力高、定心性能和導向性能好， 鍵槽淺、應力集中小，對軸和轂的強度削弱小，同時結構緊湊等優(yōu)點，因此，常應用 于傳遞較大的轉矩和定心精度要求高的靜聯接和動聯接。 花鍵軸的尺寸按國家標準選取，最后進行強度校核。目前采用的傳動軸花鍵多為 矩形齒。它以內徑和側面定心。保證傳動軸運轉平穩(wěn)可靠。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 對于傳動軸花鍵，主要計算花鍵的擠壓應力。根據設計手冊 GB/T1144-2001 查 得花鍵的規(guī)格為 GB/T1144-2001，工作長度取為 100 的矩形齒花鍵。6382m 式 3.3 亦可用于計算萬向傳動的實心軸，例如傳動軸一端的花鍵軸和轉向驅動橋 的半軸以及斷開式驅動橋和 de Dion 橋的擺動半軸，并取上式的 d=0。對于花鍵軸： D 取花鍵的內徑，且其許用應力一般按安全系數為 23 確定。 計算傳動軸花鍵的齒側擠壓應力 (MPa)為j (3.11)ZLDTj )2-)(4(11+= 式中： 計算轉矩， ；1TmN 花鍵的外徑和內徑， ；2,D 花鍵的齒數和鍵的有效長度 ，L=100mm。LZ 當花鍵的齒而硬度大于 35 時，傳動軸伸縮花鍵的許用擠壓應力為 2550HRC 。對于非滑動花鍵，許用擠壓應力為 50100 。MPa MPa 將已知數據代入(3.11) 得： =paj61.38pj502= 因此花鍵的強度滿足設計的要求。 3.2.3 中間支承的結構設計 由式(3.6)可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果它小于汽車總布置所要求的 傳動軸尺寸，則需在變速器和后驅動橋之間安置兩根萬向傳動軸，且在它們的聯接處 (在前傳動軸后端) 需設置固定在車架或車身上的中間支承，如圖 3.2 所示。在某些轎 車上，為了縮短傳動軸的長度而采用加長的變速器。 當萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯時，分析表明，這時由于傳動軸前端支 承系統(tǒng)變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳 動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 3.1(b)所示。當傳動系的橫向振動 固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。 式(3.6)是在假定傳動軸兩端支承于剛性球鉸上的條件下求出的它也沒有考慮萬 向節(jié)的質量。因此，這里需再分析一下傳動軸前端為彈性支承、后端為剛性支承如圖 3.1(b)這樣一個系統(tǒng)的情況。 當萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯時，分析表明，這時由于傳動軸前端支 承系統(tǒng)變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 3.1(b)所示。當傳動系的橫向振動 固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。 利用拉格朗日方程求出系統(tǒng)的固有角頻率，則有 (3.12)0=+ipiKyEdt 圖 3.2 汽車傳動軸的中間支撐 (a)傳動軸及其中間支撐；(b)(e) 中間支承方案 1-撓性萬向節(jié)；2、4-前、后傳動軸；3-彈性中間支撐；5-平衡片；6- 橡膠套；7-橫梁 利用拉格朗日方程求出系統(tǒng)的固有角頻率，則有 (3.13)0=+ipiKyEdt 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 式中： 分別為系統(tǒng)的動能與勢能：PkE與 2215.0.ymEiK+=12.cyP 式中： 前萬向節(jié)及變速器加長部分的質量；1m 傳動軸管的質量；2 變速器加長部分及傳動軸的剛度；1c、 相應的位移，見圖 3.1。2y、 則系統(tǒng)質量的運動方程為 （3.14）02y-111 . =+cym （3.15）122 令 ） 得） 、 式 （， 帶 入 式 （ 5.314.3sinwtAyi= 021121 =+AcwmA 由以上兩式可得到 21211 42cwmAcwmA=+=或 對后兩式整理后得系統(tǒng)的固有角頻率方程為 (3.16)0-24+BA 式中： ； 214mcA=21mc= 由式 3.16 可解得兩個固有角頻率，其中一個與變速器加長部分的柔度有關。在 122 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 大柔度下系統(tǒng)會在汽車使用車速下就產生共振引起大的噪聲和劇烈的振動并破壞萬 向節(jié)傳動的正常工作。提高變速器加長部分的剛度則可使系統(tǒng)避開在這一頻率下的共 振。 對于帶有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動，其固有角頻率可利用圖 3.1(c)所示的 簡圖來確定。該系統(tǒng)的動能和勢能為 )(21232+=ymyEk 232313ccp 系統(tǒng)質量的運動方程為 02311=+ycm 312y0323133 =+yccym 令 ，代人上列力程中并按前述類似步驟可求出圖 3.1（c）所示的固有角wtAyiisn 頻率方程為 （3.17）0246CBwA 式中： 第一、二傳動軸的質量、剛度和撓度；212121ycm、 中問支承和萬向節(jié)的總質量；3 中問支承的剛度及位移。yc， 這樣的系統(tǒng)具有三個固有角頻率，傳動軸的角速度與其中任何一個固有角頻率相 一致時，都會引起共振產生。其中一個最低的固有頻率與中間支承有關。因此，現代 汽車萬向節(jié)傳動中間支承的剛度，應選擇得不會由于發(fā)動機的擾動而導致在使用車速 范圍內產生共振。 本設計中所采用的中間支承如圖 3.3 所示，其特點是，中間傳動軸可以通過軸承 在中間支撐中轉動；支承軸四周有橡膠襯套，可以改善軸承受力。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 圖 3.3 中間支撐 3.3 十字軸總成的設計計算及校核 3.3.1 萬向節(jié)的受力分析 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩 的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產生21,T 相應的切向力 和軸向力 ，見圖 3.4：21,tF21,aF （3.18）tansi1incos)2/(taco)i/ 1211 2112 +=RTFat 式中： R切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； 轉向節(jié)主動叉軸之轉角；1 轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。 (a) 初始位置 時；(b) 主動叉軸轉角 時=021=901 圖 3.4 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力 在十字軸軸線所在的平面內并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為 （3.19）tansi2211+RTQ 圖 3.4（a）為主動叉軸位于初始位置的受力狀況。此時 達到最大值：221,0aF 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 （3.20）sin2/1RTFa 圖 3.4（b）為主動叉軸轉角 時的受力狀況。這時 均達最大值：9012atFQ及、 （3.21）tan)2/(cos/1max2aRTFQt= 計算轉矩 取在發(fā)動機最大轉矩下且變速器處于 檔是的轉矩和滿載是的驅動車1T 輪最大附著力矩（ ）的換算轉矩兩者中的較小值。8.0 即 。而萬向節(jié)工作夾角 ， 。將這Nse234;min1=4mR39 些數據代入（3.21）得 NRTFQa 9.21tan)/(7308cos1mx= 3.3.2 十字軸萬向節(jié)的設計及校核 對于十字軸萬向傳動節(jié)需要計算其十字軸、萬向節(jié)叉、凸緣、十字軸軸承和緊固 件。十字軸萬向節(jié)的尺寸取決于十字軸的尺寸，而后者則是根據它在計算載荷作用下 無殘余變形的要求來確定的。設計是對萬向節(jié)可根據其使用轉矩、轉速、夾角、車型 以及使用壽命等要求向專業(yè)廠從系列產品中選購。 根據 HGC1050 貨車的載重質量為 2.16 ，因此初選滾針軸承型號為 , t 20/NKI 。萬向節(jié)工作夾角 。msdm10,4,221= =4 計算十字軸軸頸根部見圖 3.5（a）的截面 處的彎曲應力 和剪切應力 為Aw （3.22）421max3dsQw （3.23）21ax 式中： 十字軸軸頸直徑，mm；1d 十字軸軸頸油道孔直徑，mm；2 力的作用點到軸頸根部的距離，mm。s 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 圖 3.5 十字軸及萬向節(jié)叉的計算用圖 (a) 十字軸；(b) 萬向節(jié)叉 十字軸的彎曲應力應不大于 ；剪切應力應不大于 ，由MPa3502 MPa1208 鋼 或 20CrMnTi ， 等低碳合金鋼制造，經滲碳淬火處理，表Cr20CrnTi0ArNi1 面硬度 。658HR 將已知數據代入（3.22） 、 （3.23）得： PaPasQdw 3502 47.29)-(3w41max =M18 65.8)-(21ax 因此，十字軸的強度滿足設計要求。 3.3.3 十字軸滾針軸承的校核 十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于 1.6 ，以免壓碎，而且尺寸差別要m 小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在 0.003 以內。滾針m 軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數減少，有出現滾針卡住的可能性；間隙過小 又有可能出現受熱卡住或因贓物阻塞卡住。合適的間隙為 ，滾針軸095. 承的周向總間隙以 為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使m30.8. 其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向 的游隙通常不應超過 。4.2 十字軸滾針軸承的接觸應力為 （3.24）lFdnj 172 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 為合力作用下一個滾針所受到的最大載荷，有下式確定nF =5440.15N （3.25）iZQFnmax6.4= 式中： 滾針直徑， ；dd3 滾針的工作長度， ；l 18l 十字軸軸頸直徑。1 因此 MpaMpalFdjnj 32029.10)(2721 =+= 滾針軸承的許用載荷檢驗按下式進行： （3.26）31maxtan79giZdlQ 式中： 滾針數， ；Z26Z 滾針的直徑和工作長度， ；ld, 發(fā)動機在最大轉矩下的轉速， ；tn min/20rnt 自發(fā)動機至萬向節(jié)間的變速機構的低檔傳動比， ；1gi 3.51=g 萬向節(jié)工作夾角， 。=4NinZdlNQgt 89.3725a79Q 7.304831maxmax= 因此十字軸滾針軸承滿足設計要求。 3.3.4 萬向節(jié)叉的設計及校核 萬向節(jié)叉在 力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面 B-B 處，見圖 3.5(b)的彎max 曲應力 和扭轉應力 分別為wt （3.27）WeQwmax （3.28）tt 式中： 抗彎截面系數和抗扭截面系數，對于矩形截面：tW, ；對于橢圓形截面：22,6/khbbt= 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 ；5/16/,10/ 222hbWbht= 矩形截面的高及寬或橢圓形截面的長、短軸；bh, 與 有關的系數，見表 3.3。k/ 表 3.3 的關系bh/ h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 見圖 3.5(b)。ae, 萬向節(jié)叉由中碳鋼 35，40，45 或中碳合金鋼 制造，其彎曲應力CrNiMoA40 不應大于 5080 ，扭轉應力 不應大于 80160 。合應力為wMPatPa （3.29）2tw 取 mekmhb 0,15,23.0,45,30= 根據截面關系知； （3.30）322156/4/bhW （3.31）.903.kt = 由式（3.27） 、 （3.28） 、 （3.30） 、 （3.31）得： MPaPaeQw 805 74.6wmax Wtt 1639t= 因此，通過各方面的計算與校核承受彎曲和扭轉載荷滿足