貨車萬向傳動軸的設計

1、摘要萬向傳動軸在汽車上的使用是十分常見的。它是由傳動軸、萬向節(jié)、中間支承構成的并且用在兩根軸之間相對位置運動的時候。當汽車在行進過程中懸架在始終的變形，這樣就導致輸入軸與輸出軸軸線之間的相對位置在合理范圍內始終變換，所以我們一般使用可伸縮的十字軸萬向傳動軸更加合理。本設計主要從萬向傳動裝置的方案分析、萬向節(jié)的設計、傳動軸的設計等方面來展開，保證萬向傳動軸連接的中間傳動軸和主傳動軸的相對位置在一定范圍內變化時能較好的傳遞動力以及要盡量做到兩根軸能做等速轉動。除了保證設計要求之外還需要對萬向節(jié)和傳動軸進行強度校核保證產生的附加載荷、振動以及噪聲在允許的范圍里。其中配以相關計算說明、圖標、CAD圖紙

2、等，基本做到既保證設計要求，又保證質量和使用壽命。關鍵詞：貨車；十字軸式萬向節(jié)；傳動軸；中間支承1緒論貨車主要參數選擇表1-1主要參數選擇發(fā)動機最大轉矩（T）emax318Nm發(fā)動機到萬向軸之間傳動效率（n）0.90滿載狀態(tài)下一個驅動橋靜載荷（G2）54498N變速器一檔傳動比6.38變速器五檔傳動比0.79主減速器傳動比3.95車輪滾動半徑（m）0.476主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率（n）m0.92汽車最大加速度時后軸負荷轉移系數（m2）1.2計算驅動橋（n）1最大變矩系數（k）03軸距3360前、后輪距1760、1610(mm)貨車自重1.8t載重量6.5t猛接離合器所產生的動載荷系

3、數(kd)11.2萬向傳動軸的發(fā)展歷史和現狀1352年，有人將萬向傳動裝置用在了教堂的時鐘里，到了1663年，英國科學家胡克發(fā)明了被稱為胡克萬向節(jié)的傳動裝置也就是常說的十字軸式萬向節(jié)，但是它有不等速性的缺點，1901年轎車的轉向輪上開始出現雙聯(lián)胡克萬向節(jié)。二十世紀初在汽車工程領域中已經開始廣泛使用胡克萬向傳動裝置，接著出現了球式和凸塊式等速萬向節(jié)并且使用在獨立懸架轎車的前輪轉向節(jié)上，到了二十世紀中葉低速車輛上出現了三銷式萬向節(jié)，它是由雙聯(lián)胡克萬向節(jié)演化而來的。剛性和撓性萬向節(jié)是當今社會中的兩類萬向節(jié)，咱們經常見的剛性萬向節(jié)又能夠劃分為三種完全不同方式：不等速、準等速、等速，它們是依靠著剛性零件

4、來傳遞動力的；撓性萬向節(jié)相較于剛性萬向節(jié)的優(yōu)勢是有明顯的減振作用，而它們兩種萬向節(jié)完全不同的是撓性萬向節(jié)傳遞動力則依賴于彈性零件。在汽車科技快速發(fā)展的今天，萬向傳動軸也在不斷適應著時代的發(fā)展。1.3本課題研究的內容和目的萬向節(jié)、傳動軸及其花鍵等其他某些重要零件構成了萬向傳動軸，為了滿足軸距比較長的汽車讓他們獲得的臨界轉速能夠有一定增加的同時還要能夠避免共振，這樣就要求我們必須再加上中間支承這一裝置。萬向傳動軸廣泛的使用在汽車上，是現代汽車上十分重要的裝置，當兩軸之間存在相對位置變化的傳遞和旋轉運動時能夠發(fā)揮重要作用。本文的方案是對于貨車的萬向傳動軸的設計，而它是傳動系統(tǒng)中十分重要也是十分基礎的

5、組成結構之一。萬向節(jié)和傳動軸的結構方案、設計、強度校核是本文的重點。2萬向傳動裝置方案分析2.1萬向傳動軸概述工作過程中兩軸相對位置隨時間變化的能量傳遞裝置，其目的是將傳輸輸出軸與主發(fā)動機輸入軸連接在不同的直線上，以確保兩個軸之間的角間發(fā)生變化，并且功率輸送良好，在這種情況下，對多方向傳輸軸的要求更高。萬向節(jié)、傳動軸和中間支承這三個重要的構件組成了萬向傳動軸，在安裝的時候咱們必定要讓軸的兩端處的萬向節(jié)叉位于同一個平面內，這是最基本的要求。2.2萬向節(jié)的選擇萬向節(jié)有剛性和撓性之分而最典型的剛性萬向節(jié)就要屬十字軸式萬向節(jié)了，主從動叉、十字軸、滾軸軸承這三個重要的結構組成了十字軸式萬向節(jié)，并且余下較

6、小的配件還有軸承的軸向定位以及橡膠密封件等等，按照日常所見十字軸式萬向節(jié)是十分常用的萬向節(jié)。十字軸式萬向節(jié)自身有很多的長處就像人的四肢的關節(jié)一樣結構簡單，但是強度和耐久性不錯，它的傳動效率葉很高，與此同時生產成本確能壓低。十字軸式萬向節(jié)像人四肢的關節(jié)部位一樣可以在一定角度內自由擺動，但是它所連接的兩軸夾角一般在4到16之間不能過大。如果在4增加至16的情況下，它的滾針軸承的壽命會顯著降低到原先水平的1/4左右。除轉向驅動橋和擺動半軸分段半軸外，汽車驅動橋一般采用等速萬向節(jié)，驅動橋一般采用一對十字軸萬向節(jié)。傳動軸的選擇傳動軸管采用壁厚均勻、平衡方便、壁?。?.5-3.00mm）、直徑大、抗扭強度

7、高、抗彎剛度大的焊接鋼管，適用于低碳鋼板卷制的高速旋轉。無縫鋼管直接用于超重型汽車傳動軸。中間支承選擇在汽車上，通常我們的目的是增加傳動系的彎曲剛度和提高彎曲振動特性，再加上對噪聲有所要求的話，就一定要將傳動軸劃分成兩部分即要在中部加上中間支承。我們所接觸到的中間支承一般都是被裝置車架橫梁以及底架上的，人們用它來減小傳動軸及角度方向的相干誤差的同時來盡可能改善人們駕駛汽車時汽車發(fā)動機的振動以及汽車外觀部件等變形所形成的位移。對于這種情況，行業(yè)里的中間支承一般是由橡膠制成的，中間支承中的單列滾子軸承和彈性零件能夠有效的改善振動和噪聲，為生活帶來很大便利。但是像這些類似的彈性支承不太可以將軸向力傳

8、遞出去，其原因基本上是由于不平衡和偏心這樣的誤差所引起的傳動軸承受徑向力，還有一部分原因是附加彎矩造成的，這樣我們可以得到中間支承固有頻率的公式可以按如下計算1Cf=-R02兀m（1_1）式中，f0為固有頻率（Hz）；CR為徑向剛度（N/mm）；m為質量（kg）。圖2-1中間支承1-U形支架；2-注油嘴；3-軸承座；4-油封；5-球軸承；6-蜂窩型橡膠墊2.5萬向傳動方案確定圖2-2變速器與驅動橋之間的萬向傳動裝置變速器、中間支承、萬向傳動裝置以及驅動橋之間的位置關系上圖已經給出，兩傳動軸之間由中間支承、萬向節(jié)等來連接。一個好的萬向傳動軸一般按一下條件來完成設計：兩個傳動軸之間的夾角及其位置一

9、般保證在一定的范圍內，因為這樣設計才能確保提供相對牢靠的傳遞動力。能夠盡可能保證兩傳動軸的轉速一樣以及傳動的同步性。確保由萬向節(jié)傳動造成的振動噪音和附加載荷必須在一定的范圍以內。除了以上的有關要求外，咱們還需要考慮萬向傳動軸的傳動效率是否能達到限定要求，使用壽命是否長，結構夠不夠簡易，制造方不方便以及維修難度如何。本文選用的是中型貨車的相關參數，貨車自重為1.8t而載重量為6.5t，軸距設計為3360mm，考慮將貨車的傳動軸做成空心軸這樣就能夠使傳動軸得到相對較高的強度以及剛度，這樣設計尤其特有的優(yōu)點，比如能夠讓降低制造成本并且得到質量比較低的傳動軸，這樣設計的空心傳動軸的臨界轉速得到的值相較

10、于實心的話要高的多。同樣為了提高臨界轉速的方式是一般要在兩軸間裝中間支承，這樣做的好處不僅提高了臨界轉速而且充分考慮了共振以及整車相關總體布置的要求。3萬向節(jié)設計與強度校核3.1萬向節(jié)結構與尺寸設計3.1.1基本構造與基本原理圖3-1十字軸受力簡圖因為本設計的研究對象是貨車而且針對貨車就需要選擇十字軸式萬向節(jié)，按照行業(yè)內的經驗總結我們能夠知道十字軸式萬向節(jié)有它特有的優(yōu)點：結構相對簡單、軸承代號基本尺寸（mm）傳動效率高、制造成本較低。我們一般把滾動軸承安裝在軸頸與萬向節(jié)叉孔接觸面間，而滾動軸承是由滾針和套筒構成，這樣做是為了進一步提高效率以及使用壽命并且有效減少摩擦阻力從而提高十字軸式萬向節(jié)的

11、使用效率，最終有利于汽車整體的行駛。有的時候人們以這樣一種方式即需要在十字軸頸和萬向襯套孔之間安裝由滾針和套筒組成的滾針軸承，以減少傳動損失，從而提高傳動效率和使用壽命。本設計選定外卡環(huán)式的軸向定位的滾動軸承，滾動軸承的優(yōu)點是組成零件很少質量也很小結構相對簡單、在工作過程中能夠保證可靠的同時使整車更加平穩(wěn)。除了對滾動軸承的結構組成有設計要求外還有一些外部條件也要滿足，比如用于滾動軸承上的潤滑油要有良好的潤滑效果，同時密封質量的高低也會對滾動軸承以及十字軸式萬向軸的壽命、性能和使用情況產生較大的影響。在工作環(huán)境不理想的情況下，有時候油封的質量也會對萬向節(jié)的使用壽命產生較大影響從而影響整車的使用時

12、間，我們提出使用結構相對復雜一些的雙刃口復合油封以保證十字軸式萬向節(jié)在改善漏油程度和提高防水以及防塵方面的優(yōu)化。接下來，我們要考慮如何把套筒給固定到萬向節(jié)叉上面，這里就需要用到螺釘和軸承蓋了，值得注意的是務必保證是否用鎖片將螺釘給鎖緊了，人們研究該方法的目的其實是為了防止軸承在離心力的作用下?lián)碛兴Τ鋈f向節(jié)的作用力。完成上述操作后，可以確保當主動軸旋轉時，其隨動軸可以隨主動軸旋轉，當然有可能的話它也可以圍繞橫軸中心向任意方向擺動。3.1.2確定十字軸尺寸通過查閱一些萬向節(jié)設計和汽車設計相關的資料，充分考慮了研究對象是貨車又結合參考了其他汽車十字軸式萬向節(jié)的設計參數給出了以下參數表3-1萬向節(jié)參數

13、選擇十字軸軸頸直徑dl=25mm十字軸油道孔直徑d2=8mm合力F作用線到十字軸中心之間的距離r=40mm滾針直徑d0=2mm滾針總長度L=23mm除了以上已經給出的主要參數，還有一些其他參數需要注意：e=44mm；a=24mm；h=46mm、b=23mm。滾動軸承的尺寸：表3-2滾針軸承的選擇FDbbbDHBw0111WN1519T15.22818.5311.5D-2.32.519WN1621T16.33020.5412.5D-2.5321WN1821T17.63020.5412.5D-2.5321WN2026T203221.5412.5D-2.5326WN2226T223521.5412.

14、5D-2.5326WN2532T253922.5512.5D-2.5332WN2827T27.74225513D-33.527WN3232T31.74725513D-3432WN3434T33.655027515D-3434WN3634T35.55027515D-3434根據已知條件選取滾針軸承：WN2532T3.1.3十字軸萬向節(jié)的傳動效率人們對十字軸萬向節(jié)的性能也有一個非常重要的評價指標，即傳動效率，它與兩軸之間的夾角a和十字軸的支承結構及其材料有著重要的關系，除了上述關系其次它還與裝配精度及其潤滑環(huán)境有密切關系。如果Q25。時，我們可以按如下式子來計算d2tana二i-()_r兀3-1)

15、二1-0.09xf25L2%0.325二98.84%(40丿3.14其中，n0是它的傳動效率；f是摩擦因數，滑動軸承：f=50.20，滾針軸承：/=0.050.10；式子中的其余的符號代表含義和前面相同，所以我們再這樣的一般情況下所得到的十字軸式萬向節(jié)的效率大約為97%99%。3.2萬向節(jié)強度校核十字軸萬向節(jié)運動和受力分析萬向節(jié)除了要進行結構設計，我們還必須對萬向節(jié)進行較為系統(tǒng)的強度校核以確保其能有更長的使用壽命和使用強度來滿足和配合結構的設計，選用貨車作為設計對象就需要連接三個萬向節(jié)，并且要將十字軸式萬向傳動軸劃分為主傳動軸和中間傳動軸。如上所述，對十字軸式萬向節(jié)進行強度校核的第一步就是對其

16、進行受力和運動分析，接下來就可以按照多十字軸式萬向節(jié)進行傳動計算：我們可以用類比法，從單萬向節(jié)的傳動計算類比出多萬向節(jié)的傳動計算，他們的計算方法是相似的，我們可以得到：a2A=sin2(申+0)(3-2)申4i式子中我們可以定義a為當量夾角；0為初相位角；申|轉角。如果單萬向節(jié)和e1多萬向節(jié)具有同意的夾角是a，我們可以知道他們的初相位0也是一樣的。e另外還有一種情況值得我們注意即每當各軸軸線都處在同一個平面內的同時每一個傳動軸萬向節(jié)叉平面之間的夾角結果是0或者說沢/2,此時當量夾角a可以得e到如下結果：a=Ja2a2a2土e勺123(3-3)式子中，我們定義a、a、a代表的意思是各萬向節(jié)的夾角

17、。此時我們可以123得出一個非常重要的結論即當第一個萬向節(jié)的主動撥叉位于每個軸的軸的平面上時，在其他萬向節(jié)中如果主動撥叉平面與平面重合時我們把它定義為正，另一種情況就是當它們相反假如垂直的話我們就把其定義為負。我們要爭取讓輸出軸和輸入軸的傳動等速旋轉，這樣一般要讓a=0。但是一般情況下我們不能完全保證輸出軸e和輸入軸等速旋轉，這樣他們的轉角就會出現差值，最終不僅會造成總成支承和彈性元件之間的振動，而且還有可能會有影響相連齒輪間的嚙合噪聲和駕駛室里的共振噪音。為了減少這些影響，我們一般在設計時要讓當量夾角a盡可能小以確保多e萬向節(jié)傳動良好?？傮w來說，我們按行業(yè)經驗要將整車分為空載與滿載兩種不同的

18、工況，在此基礎上應區(qū)別設計，即要保證它們之間的當量夾角a一般不大于3,e還要強調的是我們要對角加速度a232的幅值設計在一個合理區(qū)間內來加以限制。e1而對于不同的車輛多萬向節(jié)傳動輸出軸的幅值限制區(qū)域不同，比如對乘用車來說a232350rad/s2，但是對于商用車來說a232600rad/s2，他們之間的幅值限e1e1制區(qū)域還是很大的，所以我們要有針對性的設計。十字軸萬向節(jié)傳動的附加彎矩和慣性力矩我們根據日常經驗可以得知汽車在行駛過程中，當汽車的扭矩傳遞的方向是一樣的時候十字軸的所收到的力的方向也是一樣的。長久以往的話十字軸式萬向節(jié)的軸徑部位會收到非常多的單邊磨耗，一直這樣發(fā)展下去，僅僅是單一面

19、而不是多面的磨損會使得精度變得很差，最終會導致十字軸式萬向節(jié)發(fā)出異響，嚴重的情況會出現松垮以及起槽或者其他更糟糕的情況。面對這種情況我們?yōu)榱搜娱L十字軸式萬向節(jié)的使用壽命以及使用精度會讓十字軸轉動90相對于以前的位置而言，然后再進行使用。裝配時，應注意將機油噴嘴的一側朝向變速器軸。萬為了滿足上面給出的相關條件我們必需限定萬向節(jié)叉應在十字軸上自由轉動且無卡滯現象和軸向間隙。除了設計之外我們再日常使用汽車中，我們還要多注意潤滑脂的使用，以免由于潤滑脂的缺少最終導致軸頸與軸承的嚴重磨耗。下圖3-2給出了相關變化說明，當不變化的轉矩t作用在主動叉軸上的時候會讓與其夾角呈a的從動軸叉上面的轉1矩T隨著轉角

20、的變化而變化，但是在一種情況下不變那就是主從動軸叉的夾角2a=0。，在不計摩擦損失的情況下，我們得到T=T2，我們把他代入式子11232=1cosa中可以得到以下的式子：1一sin2acos2申11-cos2申sin2asin2申+cos2申cos2aT=11+=T+i（3-4）2cosa1cosa式子中許為主動叉轉角。TOC o 1-5 h z當主動叉的轉角許為90。、270時我們可以很輕松的得到最大值T:2maxT=-(3-5)2maxcosa當主動叉的轉角申1為0。、180。時我們可以得到最小值T2min:T=Tcosa(3-6)2min1從上述所述的計算情況我們可以得出這樣的結論即由于

21、主從軸上的T和T作用12在不同的平面上，只需要當在主動驅動撥叉軸上的驅動力矩和從動撥叉軸上的反向力矩的共同作用下的同時才能使帶角度a的十字軸式萬向節(jié)達到較為完美的平衡狀態(tài)。從萬向節(jié)的力矩平衡來看，萬向節(jié)上必須有另一個力矩。除主動扭矩T外，主1動撥叉在一定角度31上還有附加力矩T；從動撥叉在一定角度上除了反扭矩外T12還有附加力矩T。至此我們可以得出結論是因為存在這些附加的彎矩來補償T或21T，最終的結果會使其力矩平面合橫軸軸線在的那個平面達到共面的狀態(tài)從而使橫2軸萬向節(jié)能夠達到某種平衡的狀態(tài)。我們根據下圖3-2可以看出附加彎矩向量T,T12與轉矩向量Tl,T之間的關系但有關條件是要在一定轉角申

22、的情況下，除了上述信21息我們還可以看到當甲=0,180。，360。等不同值時他的T1由于是作用在十字軸軸線1相同的平面上面的，所以能夠得出T的值是0。此刻T的作用面與橫軸所在的平面12是處于不共面的情況下的，因此必須要加以彎矩T來實現這樣的效果并且此時彎矩2向量T一定垂直于T，這時可以看出合向量（T+T）與卩的方向是相反的但是大222213-7)小確實相等的這樣可以讓十字軸保持平衡狀態(tài)。有圖3-2可以推導出力矩的向量三角形：T=Tsind21nitanan1圖3-2十字軸萬向節(jié)的力矩平衡在甲=90。、270。、450。等等角度的時候我們同樣可以得到T的值是0,既然這12樣就能夠不難推出主動叉

23、上的附加彎矩的式子是T=Ttana（3-8）11從上面的內容我們可以得出，在0到上述兩式的最大值這樣一個周期里面，附加彎矩T，T做180的變化，遇到這種情況人們一般就可以得到從動軸叉支承能12夠承受的一個周期性變化的載荷范圍是P口=T=H(3-9)LLnn其中Pn所代表的含義是它的中心到支承的距離，這時我們看出萬向節(jié)也承受與上壓力相等或相反的力，但是這種情況相反的話，我們要注意這樣的情況與此不同的是大部分是主動叉軸的支承來承擔反作用力矩的。參考上述的表達我們可以得到隨動軸承和萬向節(jié)尺寸相等但是方向相反的側向載荷是3-10)TtanaLcosan此外我們知道萬向節(jié)主、從叉軸支座附加彎矩引起的徑向

24、沖擊載荷，也有很大的可能會導致支座的振動這樣的后果。這種附加的彎曲力矩一般情況下會使傳動軸造成附加的壓力和變形的不良后果，這樣就會達到降低了傳動軸的疲勞和失效速度的效果。我們知道一般在主動撥叉軸的速度保持不變的情況下，相應的從動撥叉軸將會作周期性地加速和減速運動從而產生如下的慣性矩：3-11)式子中打表示的意思是轉動慣量，82表示的意思是角加速度，這樣的話我們就可2通過求導的方式得出:1一sin2dcos2申13-12)8_e2cosdsin2dsin2p2二-11(1-sin2dcos2p)21此時我們可以看出在轉速很高的情況下，因為隨動叉軸不平度增大，這樣的話此刻的慣性載荷一般情況下會其工

25、作載荷高很多而且產生交替作用。十字軸萬向節(jié)傳動的彎曲應力與剪切應力我們知道可能在萬向節(jié)十字軸的軸頸與軸承的磨損的間隙過大的情況下會導致十字軸在作用過程中發(fā)生振動的結果，從而會讓傳動軸中心線偏離它的旋轉中心線最終引起傳動軸的振動現象和傳動系統(tǒng)的異響當然只有在軸在運行中的時候會出現這樣的情況。這時候如果機構缺乏潤滑的話，那么就很有可能引起磨損。這樣的話作用在十字軸軸頸上的合力就為3-13)F二丄2rcosa而且要計算載荷T取T和T的最小值的公式如下:se1ss1kTkiinTdemax1fsen3-14)kTkiinT=demax1fsen=1X3】8X2X638X79X.9=2885.01NmT

26、=G2m2err=54498X12X085X0476=1881.45NmSSi0lmnm3.95X3.87X0.92Temax代表的意思是最大轉矩（Nm）；n代表的意思是驅動轎數；代表的意思是變速器一檔傳動比；代表的意思是傳動效率；k代表的意思是變矩系數，k二（k0-1）/2+1，k0代表的意思是最大變矩系數；G2代表的意思靜載荷（N）；m2代表的意思是后軸負荷轉移系數，e代表的意思是附著系數，廠廠代表的意思是滾動半徑單位為m；。代表的意思是主減速器傳動比同樣的代表的意思是齒輪與車輪的傳動比；“m代表的意思是齒輪與車輪的傳動效率；T1代表的意思是轉矩。T=T=1881.45Nm1ss3-15)

27、F=T=1881450=24729.89N2rcosa2X40X0.951此時軸頸根彎曲應力為：32dFsa=+Qw兀(d4d4)w123-16).=32X2fXPFE=220.1MpaQw3.14x386529d1十字軸軸頸直徑25mmd2十字軸油道口直徑8mmS為合力F作用線到軸頸根距離13.5mmow為彎曲應力許用值，為250350Mpa十字軸軸頸的切應為t應滿足4FT=7dy)T123-17)“4X2472989二56.2MpaT3.14x561ww我們常規(guī)使用的滾針直徑基本上都是大于1.6毫米的，選用這樣的直徑范圍是為了避免壓傷，而且差別不大，不然的話會增加滾針之間負載的不均勻分布，

28、所以不均勻分布我們一般控制在0.003毫米以內。我們能夠得出當徑向間隙過大時滾針軸承負荷會有相應減少，這樣產生的后果就是滾針卡住的概率會增大；但是相反而言當間隙過小的時候，可能有熱量或污垢堵塞。較為合理的間隙大約是0.009-0.095mm,而一般來說滾針軸承的周向總間隙的限定范圍大約是0.08-0.30mm。我們根據行業(yè)規(guī)定滾針長度通常是不大于軸頸長度的，這樣的話它就會擁有不錯的承載能力從而不會出現由于滾針的長度過長而引起應力集中現象。一般而言,對于滾針來說它的軸向的游隙不能高于0.2-0.4mm。此時對于十字軸的滾針軸承來說,它的接觸應力應該滿足11、Frng=272(+)Q3-18)jd

29、dLjTOC o 1-5 h z110b11Fi406277G二272，（+）f=272X：0.54x沁2827.7Mpa HYPERLINK l bookmark111 o Current Document jddL20.310b式中，d0表示的意思是直徑（單位是mm）；Lb表示的意思是工作長度（單位是mm），Lb=L-（0.15LOO），化是20.3mm，L表示的意思是滾針所受到的Fn合力F下的最大載荷（單位是N）時的滾針總長度（單位是mm），此時我們由下式確定4.6FiZ4.6x24729.891x28=4062.77N3-19)式中，表示的意思列數；Z表示的意思一列中的滾針的數量。我們

30、得出當萬向節(jié)叉與十字軸形成支架的而且因為的原因力F而產生支承反力的時候，而且此時在它與中心線呈45的橫截面處它們一般都會承受彎曲和扭轉載荷所帶來的效果，所以在這種情況下我們不難得出彎曲應力Gw和扭應力Tb必須滿足的要求：3-20)Fe24729.89x4448668=22.36MpaFaT=bWt24729.89x245986.2=99.15Mpa通過上述的計算，能夠推導出Ggt3-21)式子中，W、W所表示的意思是抗彎和抗扭截面系數，這樣我們不難能夠得出t矩形截面：W=6bh2W二khb2算得w=48668mm，W=5986.2mm3；h、b所表tt示的意思是高和寬；k所表示的意思是和h/b

31、相關的系數，一般我們可以通過查表不難來得到k=0.246；從而我們可以根據表3-3來選取相應的參數范圍。表3-3系數k的選取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312我們能夠得出合應力為ic=2+4T2=.499.97+39322.89=199.56Mpa工wb經過上述的說明與計算，我們不難看出所選用滾針軸承是滿足強度要求的。4傳動軸設計與強度校核4.1傳動軸的臨界轉速在完成了萬向節(jié)的設計與強度校核之后，我們得開始做傳動軸的設計與強度校核，首先就是傳動軸的臨界轉速的計算。針對研究對象貨車，我們必須保證

32、在一定長度條件下的所得到尺寸長度能夠讓截面保持較高的強度和臨界轉速。我們所指的臨界轉速通常就是指恰好出現共振現象的那個臨界點即工作轉速等于固有頻率時造成可能會引起傳動軸斷裂的那個轉速，所以說臨界轉速在很大程度上取決于它的尺寸結構和相關的支承強度。但是也會存在另外一種可能讓軸管斷裂的原因，有可能是表面材料質量的分布不均勻的特點，還有可能是本身在旋轉時由于離心力產生的靜撓度使得彎曲應力作用在軸管上然后高速旋轉導致斷裂的結果。有時候可以采用這樣的方法來將臨界轉速給確定下來即傳動軸兩端那根相對自由的軸展開計算和研究，而且這根軸一定要是支承在剛性球鉸上的。對于傳動軸的質量來說，不妨考慮是在0點集中的而且

33、便宜軸線的數值是e，這樣我們不難得出在角速度w旋轉時的離心力是4-1)式子中，y表示的意思是離心力作用下的撓度。緊接著我們可以得到軸管的彈性力和離心力平衡的是P=cy式子中，c表示的意思是軸的側向剛度，大約為。=(384/5)(EJ/L3)，E表示的意思是材料的彈性模量，一般情況下我們會設計E=2.15x105Mpa，J表示的意思是截面的抗彎慣性矩。(42)c=EJ/L3(43)由于F二P所以我們可以得到y(tǒng)二2e八+y)二亍cy因為有F=m2因此y-m2e/*一m2但是在臨界轉速的角速度c會出現損壞的現象，此刻y2有:cm2=0ccm=0.252一d2XLp(4-4)式子中，D、d分別表示的意

34、思是軸管的外、內頸，單位是mm。L表示的意思是支承長度即兩個萬向節(jié)的中心距，單位是mm。p表示的意思是所用材料的密度，當p=，8X105kg/mm3時，我們得到:m=0.25xInx536x0.8x10-5x1500=5.05kgi=nn/將上述c，j及m的表達式代入式=十，令cc30cm則我們得到傳動軸的臨界轉速n(rmin)為nc=1.2x108(4-5)D2+d2L2圖4-1傳動軸臨界轉速計算用簡圖我們在實際應用中會知曉傳動軸的實際臨界轉速一般會比理論臨界轉速的計算值要低不少，出現這樣的原因我們首先考慮是與平衡誤差、伸縮花鍵之間的間隙和支承非剛性的特性等等因素有關的。為了進一步保證傳動軸

35、的安全工作還需要設定一個安全系數K,我們一般取K=n/n=1.22.0cmax式子中，max表示的意思是當車速達到最高時的最大轉速，單位是r/min；nc表示的意思是臨界轉速，單位是r/min；除此之外,我們還必須對傳動軸做出動平衡的計算,針對研究對象貨車我們考慮在臨界轉速在1000-4000r/min內時，它的不平衡度要小于lONmm。影響動平衡的因素有很多,其中最有可能的由十字軸斷面磨損導致的軸向間隙過大的原因,針對這一大因素我們必須想辦法縮小間隙或者使用具有一定彈性的蓋板以及加上斷面滾針軸承。行業(yè)規(guī)定傳動軸的徑向全跳動一般范圍應該小于0.50.8mm。由式（4-5）我們能夠得出傳動軸可能

36、達到的最大長度，在最大可能長度小于總布置所要達到的尺寸的話就得安裝兩根萬向傳動軸而且一般要在連接處加裝車架或者中間支承，為了減少并解決這個弊端既可以減少長度也可以將變速器擴長。我們?yōu)榱吮ＷC臨界轉速的安全，一般會選定一個可以較為合適的達到伸縮花鍵的精度要求的安全系數為2.0，此時我們可以得到：nmaxnwi5而二2531.6r/min4-6)式子中，n表示的意思是發(fā)動機轉速。w安全系數K二上nmaxK=2.0nmax4-7)n2.0n2x2531.65063.2r/minkmax4.2傳動軸長度選擇1881.45N-m1ss我們選定研究對象貨車的軸距的尺寸為3360m和支承尺寸lc等于（1500

37、土2.5）mm，這樣一來我們?yōu)榱诉_到萬向節(jié)和傳動軸的間隙的精度一般要保證花鍵軸尺寸大于支承的尺寸所以我們一般設定花鍵軸尺寸是（489土1.5）mm。4.3傳動軸管內外徑確定L2cn=1.2x108巴2+2=5063.2k1.2x108D2+d2=(5063fX15002)2=9012.65CC1.5mmDc3mm2我們一般選定D=69mm，這樣Cd=*9012.65-D2=65.2mmCC一般令d設定為整數即65mm。CLc表示的意思是傳動軸的長度（單位為mm）,d和D表示的意思是軸管的內C外徑（單位為mm）。4.4傳動軸扭轉強度校核一般而言我們只要計算傳動軸的扭轉強度而不需要計算彎曲強度，原

38、因是傳動軸沒有受到彎曲應力。我們得到公式16DT1C1=EqMPa舊=300MPa4-8)計算結果說明我們提供的設計參數是滿足要求的。4.5花鍵內外徑確定傳動軸的長度不是一直不變的，主要是靠滑動花鍵來調節(jié)長短的，我們可以得到因為傳遞轉矩的花鍵伸縮而產生的軸向阻力F是a4-9)r表示的意思是滑動花鍵齒冊工作表面的中徑，T188肆x3.6=114800N式子中T2表示的意思是轉矩,f表示的意思是摩擦因數。T4-10)c=63.97MPa2.25我們慣例將安全系數選定為2.25，這樣就有16TJ=163.97MPah兀dh3h4-11)：16x18814503.14x63.97=53.12mmTh為許用扭轉應力K為花鍵轉矩分布不均勻系數，取1.3Dh為花鍵外徑dh為花鍵內徑Lh為花鍵有效工作長度B為鍵齒寬n0為花鍵齒數我們考慮選取Lh時往往傾向大尺寸的花鍵的原因是花鍵齒側受到的許用擠壓應力比較小。一般取d=56mm,D=62mm,B=10mm，n=8，h0h4.6花