中型貨車(chē)萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)

單位代碼:學(xué)科門(mén)類(lèi)：?jiǎn)挝淮a:畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文）中型貨車(chē)萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)MEDIUMVANS’UNIVERSALANDSHAFTDESIGN學(xué)生姓名所學(xué)專(zhuān)業(yè)班 級(jí)學(xué) 號(hào)指導(dǎo)教師XXXXXXXXX系二O**年XX月開(kāi)題報(bào)告一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀目的及意義：隨著汽車(chē)行業(yè)的日漸成熟，特別是近幾十年來(lái)汽車(chē)工業(yè)大發(fā)展以來(lái)，汽車(chē)行業(yè)對(duì)世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步產(chǎn)生了巨大影響?，F(xiàn)今生活中的汽車(chē)的普及極大的擴(kuò)大了人們的活動(dòng)范圍也加快的人們的生活節(jié)奏。因此，汽車(chē)成為了人類(lèi)生活中不可或缺的一部分。如今，汽車(chē)的設(shè)計(jì)要求提高汽車(chē)的技術(shù)水平，使其承載能力更強(qiáng)，動(dòng)力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟(jì)舒適。本設(shè)計(jì)的研究對(duì)象是中型貨車(chē)的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，其作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要部件，零件的結(jié)構(gòu)方案、材料的選擇、所受力的分析是本文探討設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和軸管及伸縮花鍵等零部件所組成，對(duì)于軸距較長(zhǎng)的車(chē)輛，為了使傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速得到提高，并且為了避免共振，還需要裝有中間支承。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置在汽車(chē)上應(yīng)用的比較廣泛，主要功用是使工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷變化的兩根軸之間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)裝置安裝在變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸之間；而前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)省略了傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)安裝在前橋半軸與車(chē)輪之間。在萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的工作過(guò)程中，輸出軸繞自身軸的旋轉(zhuǎn)的動(dòng)力來(lái)源是由輸入軸繞其軸的旋轉(zhuǎn)提供的。為滿(mǎn)足動(dòng)力傳遞、適應(yīng)轉(zhuǎn)向和汽車(chē)運(yùn)行時(shí)所產(chǎn)生的上下跳動(dòng)所造成的角度變化。萬(wàn)向節(jié)允許被連接的零件之間存在相應(yīng)的夾角并在一定范圍內(nèi)變化。研究現(xiàn)狀：按萬(wàn)向節(jié)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)三種。（1） 不等速萬(wàn)向節(jié)十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)為汽車(chē)上廣泛使用的不等速萬(wàn)向節(jié)，允許相鄰兩軸的最大交角為15。?20。。十字軸式萬(wàn)向節(jié)由一個(gè)十字軸，兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉和四個(gè)滾針軸承等組成。兩萬(wàn)向節(jié)叉1和3上的孔分別套在十字軸2的兩對(duì)軸頸上。這樣當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)，這樣就適應(yīng)了夾角和距離同時(shí)變化的需要。在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔間裝有滾針軸承5,滾針軸承外圈靠卡環(huán)軸向定位。為了潤(rùn)滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。潤(rùn)滑油可從注油嘴注到十字軸軸頸的滾針軸承處。（2） 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)常見(jiàn)的準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)有雙聯(lián)式和三銷(xiāo)軸式兩種，它們的工作原理與雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)實(shí)現(xiàn)等速傳動(dòng)的原理是一樣的。雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)實(shí)際上是一套將傳動(dòng)軸長(zhǎng)度減縮至最小的雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)等速傳動(dòng)裝置，雙聯(lián)叉相當(dāng)于傳動(dòng)軸及兩端處在同一平面上的萬(wàn)向節(jié)叉。在當(dāng)輸出軸與輸入軸的交角較小時(shí)，處在圓弧上的兩軸軸線(xiàn)交點(diǎn)離上述中垂線(xiàn)很近，使得al與a2的差很小，能使兩軸角速度接近相等，所以稱(chēng)雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)為準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)。等速萬(wàn)向節(jié)目前轎車(chē)上常用的等速萬(wàn)向節(jié)為球籠式萬(wàn)向節(jié)，也有采用球叉式萬(wàn)向節(jié)或自由三樞軸萬(wàn)向節(jié)的。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時(shí)角速度傳遞的萬(wàn)向節(jié)，既稱(chēng)之為等速萬(wàn)向節(jié)。二、研究方案及預(yù)期結(jié)果(設(shè)計(jì)方案或論文主要研究?jī)?nèi)容、主要解決的問(wèn)題、理論、方法、技術(shù)路線(xiàn)及論文框架等)研究?jī)?nèi)容及主要解決問(wèn)題：當(dāng)前較為常見(jiàn)的萬(wàn)向節(jié)根據(jù)不同的要求有哪些分類(lèi)。每種萬(wàn)向節(jié)的特點(diǎn)及其適用哪些車(chē)輛。對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)進(jìn)行參數(shù)確定以及強(qiáng)度校核，以適應(yīng)其工作環(huán)境，并達(dá)到一定的使用強(qiáng)度和使用壽命。方法、理論：本論文采用理論研究與實(shí)際研究、定性與定量分析、文字?jǐn)⑹雠c圖表說(shuō)明相結(jié)合的方法，對(duì)研究對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)情況進(jìn)行了分析，確定出萬(wàn)向節(jié)的轉(zhuǎn)矩，并對(duì)十字軸上的力以及十字軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力進(jìn)行校核。保證使其在正常使用時(shí)，擁有更長(zhǎng)的使用時(shí)將。對(duì)十字軸滾針軸承進(jìn)行接觸應(yīng)力和滾針?biāo)艹惺艿淖畲筝d荷的計(jì)算，以適合十字軸的使用；對(duì)萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸連接支承時(shí)產(chǎn)生的作用反力，對(duì)其萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭矩載荷進(jìn)行校核，以達(dá)到使用強(qiáng)度。萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿(mǎn)足的要求：能可靠傳遞動(dòng)力，當(dāng)兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)的范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)。保證傳動(dòng)盡可能同步，兩軸的轉(zhuǎn)速盡可能一樣。振動(dòng)噪音以及附加載荷(萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)引起的)在允許范圍內(nèi)。效率高，使用壽命長(zhǎng)。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、維修容易。典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。學(xué)習(xí)研究《汽車(chē)構(gòu)造》、《汽車(chē)?yán)碚摗?、《汽?chē)設(shè)計(jì)》、《材料力學(xué)》、《理論力學(xué)》等相關(guān)課程，深入了解萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)及工作原理，為畢業(yè)設(shè)計(jì)打下堅(jiān)實(shí)的理論基礎(chǔ)。技術(shù)路線(xiàn)：（1） 先閱讀大量關(guān)于汽車(chē)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的理論文獻(xiàn)，打好理論基礎(chǔ)。后在老師的指導(dǎo)下，明確總體方案設(shè)計(jì)。（2） 通過(guò)圖書(shū)館查閱相關(guān)文獻(xiàn)、工具書(shū)、網(wǎng)絡(luò)資源搜索等方法收集相關(guān)資料比整理以備查閱。（3） 通過(guò)分析研究后完成圖紙繪制并撰寫(xiě)成論文。預(yù)期結(jié)果：汽車(chē)在行駛過(guò)程中，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)及不平路面的沖擊等因素影響，會(huì)引起彈性懸架系統(tǒng)的振動(dòng)，使變速器的輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸相對(duì)位置經(jīng)常變化，采用萬(wàn)向傳動(dòng)裝置可實(shí)現(xiàn)兩軸之間的動(dòng)力傳遞。0號(hào)紙2.5張說(shuō)明書(shū)1份40000字左右論文框架：題名、作者、中英文摘要、引言、正文、技術(shù)與經(jīng)濟(jì)性分析、結(jié)論、參考文獻(xiàn)。正文：萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案分析萬(wàn)向節(jié)分類(lèi)萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核萬(wàn)向傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核基于CATIA的有限元分析三、研究進(jìn)度第1-2周：畢業(yè)實(shí)習(xí)，熟悉相關(guān)資料和參考圖第3-4周：編寫(xiě)開(kāi)題報(bào)告及萬(wàn)向傳動(dòng)裝置總體方案設(shè)計(jì)第5-6周：確定萬(wàn)向節(jié)基本參數(shù)和主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)第7-8周：傳動(dòng)軸尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算第9-10周：繪制萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的總裝配圖第11-12周：繪制萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸零件圖第13-14周：編寫(xiě)說(shuō)明書(shū)第15-16周：修改說(shuō)明書(shū)及準(zhǔn)備答辯四、主要參考文獻(xiàn)王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].吉林大學(xué)：機(jī)械工業(yè)出版社2009.4羊拯民.傳動(dòng)軸和萬(wàn)向節(jié)[M].北京：人民交通出版社，1986.10陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.5孫志禮，冷興聚,魏延剛，曾海泉.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].第1版.東北大學(xué)出版社,2000.習(xí)天錄，蘇俊華.十字軸萬(wàn)向節(jié)串聯(lián)軸系傳動(dòng)特性研究[J].機(jī)床與液壓，2003.劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].吉林大學(xué)：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.8ErichAucktor.萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸[M].汽車(chē)工程圖書(shū)出版社，1997.鞏云鵬，田萬(wàn)祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].東北大學(xué)出版社，2000.12.韓正銅，王天煜.機(jī)械精度設(shè)計(jì)與檢測(cè)[M].徐州：中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社,2007.JB/T10189,2000汽車(chē)用等速萬(wàn)向節(jié)及其總成.中華人民共和國(guó)機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[S]JB/T3232-1994軸承齒輪.萬(wàn)向節(jié)滾針軸承[S]張武農(nóng).我國(guó)汽車(chē)工業(yè)創(chuàng)新的策略研究[J].汽車(chē)工業(yè)研究,2001,9(4).五、指導(dǎo)教師意見(jiàn)指導(dǎo)教師簽字:2013屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）摘要萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，有時(shí)還需加裝中間支承。本設(shè)計(jì)主要研究中型貨車(chē)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置。該設(shè)計(jì)是以萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)與工作原理為基礎(chǔ)，采用有限元分析、理論研究與實(shí)際研究、定性與定量分析等方法計(jì)算出較為合理的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)。并用文字?jǐn)⑹雠c圖表說(shuō)明相結(jié)合的方法闡述了萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的構(gòu)造及所選基本尺寸，然后計(jì)算了萬(wàn)向節(jié)的轉(zhuǎn)矩，對(duì)十字軸上的力以及十字軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核，其中應(yīng)用有限元分析的方法對(duì)中間傳動(dòng)軸進(jìn)行應(yīng)力分析，并繪制出了傳動(dòng)軸的受力云圖。對(duì)十字軸滾針軸承進(jìn)行接觸應(yīng)力和滾針?biāo)艹惺艿淖畲筝d荷的計(jì)算，以適合十字軸的使用；對(duì)萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸連接支承時(shí)產(chǎn)生的作用反力，對(duì)其萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭矩載荷進(jìn)行校核，以達(dá)到使用強(qiáng)度。確保其在正常使用的情況下，擁有更長(zhǎng)的使用壽命。關(guān)鍵詞：中型貨車(chē)；萬(wàn)向傳動(dòng)裝置；十字軸式萬(wàn)向節(jié)；伸縮花鍵2013屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）AbstractUniversaltransmissiondeviceisgenerallycomposedbyuniversalandshaft,andsometimesitalsoneedstoinstallmiddlesupporting.Thisdesignmainlystudiesaboutthemediumvan’stransmissionandtheuniversaltransmissionbetweenaxles.Itisbasedonuniversaltransmissiondevicestructureandworkingprinciple,andcalculatestheuniversalshaftandthereasonablestructurebyfiniteelementanalysis,theoreticalresearch,practicalresearch,thequalitativeandquantitativeanalysis.Usetextandillustrationsmethodcombiningdescribesthestructure,universaltransmissiondeviceandselectedbasicdimensions.Thencalculatethetorque,andcomparethebendingstressandshearstressintensityofuniversalshaftandtherootsoftheneck.Useapplicationofthefiniteelementanalysismethodinstressanalysisofintermediateshafttransmissionandmappedthestresscontours.Thecrossaxisneedlebearingoncontactstressandneedlerollercanwithstandthemaximumloadcalculationfortheuseofspiders.Comparethecardanshaftsupportingtheroleofthereverseforce,cardansustainingbendingandtorqueloadtest,inordertoachieveintensity.Toensuretheservicelifebelongerbynormaluseinthecircumstances.Keywords:mediumtruck；universaldrivingdevice；cardanuniversaljoint；slipjoin目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"緒論 11\o"CurrentDocument"1萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案分析 12\o"CurrentDocument"1.1中型貨車(chē)主要參數(shù)選擇 12\o"CurrentDocument"1.2總體設(shè)計(jì)方案 121.2.1傳動(dòng)軸管選擇 141.2.2伸縮花鍵的選擇 141.2.3萬(wàn)向節(jié)分析 151.2.4中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì) 16\o"CurrentDocument"2萬(wàn)向節(jié)的分類(lèi) 18\o"CurrentDocument"2.1不等速萬(wàn)向節(jié) 18\o"CurrentDocument"2.2準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) 19\o"CurrentDocument"2.3等速萬(wàn)向節(jié) 19\o"CurrentDocument"3萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 20\o"CurrentDocument"3.1萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)與尺寸設(shè)計(jì) 203.1.1基本構(gòu)造與基本原理 203.1.2確定十字軸尺寸 203.1.3十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率 21\o"CurrentDocument"3.2萬(wàn)向節(jié)強(qiáng)度校核 213.2.1十字軸萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)和受力分析 213.2.2十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的附加彎矩和慣性力矩 223.2.3十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的彎曲應(yīng)力與剪切應(yīng)力 25\o"CurrentDocument"4萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 29\o"CurrentDocument"4.1傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 29\o"CurrentDocument"4.2傳動(dòng)軸長(zhǎng)度選擇 32\o"CurrentDocument"4.3傳動(dòng)軸管內(nèi)外徑確定 32\o"CurrentDocument"4.4傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 32\o"CurrentDocument"4.5花鍵內(nèi)外徑確定 33\o"CurrentDocument"4.6花鍵擠壓強(qiáng)度校核 34\o"CurrentDocument"5基于CATIA的有限元分析 35\o"CurrentDocument"5.1設(shè)計(jì)零件模型 35\o"CurrentDocument"5.2生成靜態(tài)分析 35\o"CurrentDocument"6技術(shù)與經(jīng)濟(jì)性分析 37結(jié)論 38\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 39\o"CurrentDocument"致謝 40緒論隨著汽車(chē)行業(yè)的漸成熟，特別是近幾十年來(lái)汽車(chē)工業(yè)大發(fā)展以來(lái)，汽車(chē)行業(yè)對(duì)世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步產(chǎn)生了巨大影響?，F(xiàn)今生活中，汽車(chē)的普及極大的擴(kuò)大了人們的活動(dòng)范圍也加快的人們的生活節(jié)奏。如今，汽車(chē)成為了人類(lèi)生活中不可或缺的一部分。在過(guò)去的幾十年中，發(fā)達(dá)國(guó)家一輛新車(chē)的零售價(jià)上漲了100%，而個(gè)人平均收入只增加了50%。為確保在2015年廣大人民仍舊能夠買(mǎi)得起車(chē)并且讓制造商有利可圖，汽車(chē)制造商需要將每輛汽車(chē)的制造成本降低1500歐元左右。降低成本的措施包括對(duì)生產(chǎn)工藝進(jìn)行簡(jiǎn)化和標(biāo)準(zhǔn)化，以及生產(chǎn)低成本汽車(chē)?，F(xiàn)今，汽車(chē)的設(shè)計(jì)的形勢(shì)要求提高汽車(chē)的技術(shù)水平，使其承載能力更強(qiáng)，動(dòng)力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟(jì)舒適。本設(shè)計(jì)的研究對(duì)象是中型貨車(chē)的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，其作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要部件，零件的結(jié)構(gòu)方案、材料的選擇、所受力的分析是本設(shè)計(jì)探討設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和軸管及伸縮花鍵等零部件所組成，如果是軸距較長(zhǎng)的車(chē)輛，為了使傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速得到提高和避免共振，還需要裝有中間支承。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置在汽車(chē)上應(yīng)用的比較廣泛，主要功用是在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷變化的兩根軸之間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。當(dāng)車(chē)型是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)時(shí)，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)裝置安裝在變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸之間；而前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)省略了傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)安裝在前橋半軸與車(chē)輪之間。在萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的工作過(guò)程中，輸出軸繞自身軸的旋轉(zhuǎn)的動(dòng)力來(lái)源是由輸入軸繞其軸的旋轉(zhuǎn)提供的。萬(wàn)向節(jié)允許被連接的零件之間存在相應(yīng)的夾角并在一定范圍內(nèi)變化來(lái)滿(mǎn)足動(dòng)力傳遞、適應(yīng)轉(zhuǎn)向和汽車(chē)運(yùn)行時(shí)所產(chǎn)生的上下跳動(dòng)所造成的角度變化。本文主要進(jìn)行4x2前置后驅(qū)中型貨車(chē)的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。該類(lèi)車(chē)上萬(wàn)向傳動(dòng)裝置安裝在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間，且兩者之間距離較遠(yuǎn)的情況下，將傳動(dòng)軸分成主傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸兩端，并用三個(gè)十字軸式萬(wàn)向節(jié)相連，且在中間傳動(dòng)軸后端加裝上中間支撐。

1萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案分析1.1中型貨車(chē)主要參數(shù)選擇表1-1主要參數(shù)選擇Table1-1tochoosethemainparameters發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（LQ318Nm發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向軸之間傳動(dòng)效率（n）0.90滿(mǎn)載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋靜載荷（G2）54498N變速器一檔傳動(dòng)比6.38變速器五檔傳動(dòng)比0.79主減速器傳動(dòng)比3.95車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）0.476主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間傳動(dòng)效率（nm）0.92汽車(chē)最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)（m2‘）1.2計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋（n）1最大變矩系數(shù)（ko）3軸距3360前、后輪距1760、1610(mm)貨車(chē)自重1.8t載重量6.5t猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載荷系數(shù)（kd）11.2總體設(shè)計(jì)方案汽車(chē)在行駛的過(guò)程中，由于車(chē)輛上發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和行駛路面的不平的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動(dòng)，導(dǎo)致變速器的輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸之間的相對(duì)位置經(jīng)常發(fā)生變化，所以?xún)筛S之間不能采用剛性的連接，而一般采用由萬(wàn)向節(jié)、軸管及伸縮花鍵等組成的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置來(lái)連接。其安裝在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間，位置如圖1-1所示。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的變化，使兩軸在不同工況下能正常的工作。較為常見(jiàn)的萬(wàn)向節(jié)一般由十字軸、滾針軸承和凸緣叉等組成。萬(wàn)向節(jié)可保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸之間夾角的變化，并實(shí)現(xiàn)兩軸的等角速傳動(dòng)。萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿(mǎn)足的要求：（1） 確保兩軸的夾角及相對(duì)位置在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，能可靠的傳遞動(dòng)力。（2） 保證傳動(dòng)盡可能同步，兩軸的轉(zhuǎn)速盡可能一樣。（3） 振動(dòng)噪音以及附加載荷（萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)引起的）在允許范圍內(nèi)。（4） 傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、維修容易［1］。汽車(chē)中傳動(dòng)軸的選擇可根據(jù)車(chē)型的不同來(lái)選擇相應(yīng)形式的傳動(dòng)軸，車(chē)輛中，一般情況下，驅(qū)動(dòng)形式為4X2的汽車(chē)時(shí)所選用傳動(dòng)軸為一根主傳動(dòng)軸。6X4驅(qū)動(dòng)形式的汽車(chē)有中間傳動(dòng)軸、主傳動(dòng)軸和中、后橋傳動(dòng)軸。6X6驅(qū)動(dòng)形式的汽車(chē)不僅有中間傳動(dòng)軸、主傳動(dòng)軸和中、后橋傳動(dòng)軸，而且還有前橋驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)軸。在軸距較長(zhǎng)的汽車(chē)上所選用的傳動(dòng)軸形式是將傳動(dòng)軸分成主傳動(dòng)軸與中間傳動(dòng)軸兩段，并且為了提高傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車(chē)總體布置上的需要，一般情況下在中間傳動(dòng)軸后端安裝上中間支承。中間支承是由支承架、軸承和橡膠支承組成。這樣，可避免因傳動(dòng)軸過(guò)長(zhǎng)而產(chǎn)生高轉(zhuǎn)速下的共振，提高了傳動(dòng)軸的工作可靠性。傳動(dòng)軸在工作過(guò)程中做高轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)且少有支撐體，用其來(lái)傳遞角度不斷改變的兩根軸間的轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。傳動(dòng)軸在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于離心力的作用將產(chǎn)生劇烈振動(dòng)。因此，當(dāng)傳動(dòng)軸與萬(wàn)向節(jié)裝配后，必須滿(mǎn)足動(dòng)平衡要求。所以傳動(dòng)軸安裝平衡用的平衡片，當(dāng)平衡后，在萬(wàn)向節(jié)滑動(dòng)叉與主傳動(dòng)軸上刻上裝配位置標(biāo)記，以便拆卸后重新裝配時(shí)，保持二者的相對(duì)角位置不變。本設(shè)計(jì)所選車(chē)型為中型載貨汽車(chē)，其軸距為3360mm，并且載重量為6.5t，具體參數(shù)可由表1-1可知，所以傳動(dòng)軸選用主傳動(dòng)軸與中間傳動(dòng)軸兩段軸，避免由于傳動(dòng)軸過(guò)長(zhǎng)時(shí)固有頻率會(huì)降低而產(chǎn)生的共振，并加設(shè)中間支承。根據(jù)貨車(chē)的整體布置要求，將離合器與變速器，變速器與分動(dòng)器之間拉開(kāi)一段距離，考慮到軸與軸同心及車(chē)架的變形，決定采用十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)軸，為避免運(yùn)動(dòng)干涉，在傳動(dòng)軸中設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié)。圖1-1變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置Figure1-1Transmissionandtheuniversaltransmissionbetweenaxles為了使傳動(dòng)軸得到較高的強(qiáng)度和剛度，因此，將傳動(dòng)軸做成空心的傳動(dòng)軸，這樣形式的傳動(dòng)軸具有質(zhì)量較小，成本較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大的優(yōu)點(diǎn)，且比實(shí)心傳動(dòng)軸具有更高臨界轉(zhuǎn)速。萬(wàn)向傳動(dòng)軸的伸縮花鍵軸結(jié)構(gòu)如圖1-2所示。傳動(dòng)軸驚顫處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，傳動(dòng)軸材料的選擇可根據(jù)機(jī)械零件手冊(cè)選取40CrNi，適用于重要軸的制造，具有較高的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。1.2.1傳動(dòng)軸管選擇傳動(dòng)軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄(1.5mm—3.00mm)，管徑較大、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高，彎曲剛度大，適于高速旋轉(zhuǎn)的低碳鋼薄板卷制的電焊鋼管制成。超重型貨車(chē)的傳動(dòng)軸則直接采用無(wú)縫鋼管。1.2.2伸縮花鍵的選擇伸縮花鍵選用矩形花鍵，來(lái)補(bǔ)償由于汽車(chē)運(yùn)動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)之間的長(zhǎng)度變化。裝車(chē)時(shí)傳動(dòng)軸的伸縮花鍵一端不應(yīng)靠近后驅(qū)動(dòng)橋，而應(yīng)靠近中間支撐，以減小其軸向摩擦力及磨損。，對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍，在花鍵軸外面加設(shè)有防塵罩，間隙小一些，一面引起傳動(dòng)軸的振動(dòng)。花鍵齒與鍵槽按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以保持傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。動(dòng)平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補(bǔ)償，裝配式，傳動(dòng)軸的伸縮花鍵一端應(yīng)靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損⑵?；ㄦI應(yīng)有可靠地潤(rùn)滑以及防塵措施，且間隙不宜過(guò)大，以免引起傳動(dòng)軸振動(dòng)。內(nèi)、外花鍵應(yīng)對(duì)中，為減小鍵齒摩擦表面間的壓力及磨損應(yīng)使鍵齒長(zhǎng)與其最大直徑之比不小于2?；ㄦI齒與鍵槽應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。動(dòng)平衡的不平衡度由點(diǎn)焊在軸管外表面上的平衡片補(bǔ)償。圖1-2萬(wàn)向傳動(dòng)軸一花鍵軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Figure1-2universalshafts-splinestructurediagram1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬(wàn)向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套；7-滑動(dòng)花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動(dòng)軸管1-Thelid2-cover3-coveredmat4-cardan5-refueling6-expansion7-Takethekeywayslide8-seal9-seal

cover10-drivetube傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍，由汽車(chē)總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，花鍵套與花鍵軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處于最小時(shí)，兩者不頂死。傳動(dòng)軸夾角大小會(huì)影響萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)效率和十字軸的不均勻性。根據(jù)車(chē)架與輪胎的形變量確定傳動(dòng)軸夾角變化范圍為15。?18。之間。1.2.3萬(wàn)向節(jié)分析萬(wàn)向節(jié)種類(lèi)繁多，典型的要數(shù)十字軸萬(wàn)向節(jié)，它一般由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。目前常見(jiàn)的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、固定式、和塑料環(huán)定位式等。蓋板式軸承軸向定位方式的一般結(jié)構(gòu)是用螺栓和蓋板將套筒。固定在節(jié)叉上，并用鎖片將螺栓鎖緊。它工作可靠、拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時(shí)將蓋板點(diǎn)焊于軸承座底部，裝配后，彈性蓋板對(duì)軸承座底部有一定的預(yù)，以免高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于離心力作用，在十字軸端面與軸承底座之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動(dòng)，從而避免了由于這種竄動(dòng)造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞。滾針軸承的潤(rùn)滑和密封好壞直接影響著十字軸萬(wàn)向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤(rùn)滑油時(shí)，在個(gè)別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，已不能滿(mǎn)足越來(lái)越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封，其中反裝的單刃口橡膠油封用作徑向密封，另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當(dāng)向十字軸內(nèi)腔注人潤(rùn)滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤(rùn)滑油便從橡膠油封內(nèi)圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出，不需安裝安全閥，防塵、防水效果良好。在灰塵較多的條件下使用時(shí)，萬(wàn)向節(jié)壽命可顯著提高。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由4°增至16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的1/4。汽車(chē)除轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋及帶有擺動(dòng)半軸的驅(qū)動(dòng)橋的分段式半軸多采用等速萬(wàn)向節(jié)外，一般驅(qū)動(dòng)橋傳動(dòng)軸均采用一對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)材料選擇。材料選擇：十字軸常用材料為20CrMnti軸頸表面進(jìn)行滲碳淬火處理，滲碳深度0.8mm?1.2mm，表面硬度為58-64HRC，軸頸端面硬度不低于55HRC，芯部硬度為33-48HRC。萬(wàn)向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度18~33HRC，滾針針軸承材料一般采用GCr15。十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主演由十字軸周靜和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便報(bào)廢。十字軸的主要失效形式時(shí)軸頸根部的斷裂，因此應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。1.2.4中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)在乘用車(chē)上，有時(shí)為了提高傳動(dòng)系的彎曲剛度，改善傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性，減小噪聲需在中間加裝中間支撐將傳動(dòng)軸分成兩段［3］。中間支撐通常安裝在車(chē)架橫梁上或車(chē)身底架上，以補(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車(chē)輛行駛過(guò)程中的發(fā)動(dòng)機(jī)啊的竄動(dòng)和車(chē)架等變形所引起的位移。目前廣泛采用橡膠彈性中間支承，其結(jié)構(gòu)中采用單列滾子軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它主要承受傳動(dòng)軸因不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。中間支承的固有頻率可按下式計(jì)02*m (1-1)式中，f0為中間支承的固有頻率（Hz）；CR為中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度(N/mm)；m為中間支承懸置質(zhì)量（kg），它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其軸承所承受的質(zhì)量之和。在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度CR，使固有頻率f0對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n=60f0（r/min）盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。需用臨界轉(zhuǎn)速為1000-2000r/min，對(duì)于乘用車(chē)，取下限。選取n為1800r/min當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時(shí)，由于傳動(dòng)軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速為1000-2000r/min，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500-1000r/min。因此，確定f為30Hz。0圖1-3傳動(dòng)軸中間支承Figure1-3Amongtheshaftbearing1-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1-Ushapebracke；2-Injectionnozzle；3-Housingbearings；4-oilseal；5-ballbearing；6-Cellulartyperubber

MATS

2萬(wàn)向節(jié)的分類(lèi)萬(wàn)向節(jié)種類(lèi)較多可根據(jù)其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可以將萬(wàn)向節(jié)分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)兩大類(lèi)［1］。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動(dòng)力，而剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)三種。撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、無(wú)需潤(rùn)滑、減振降噪的優(yōu)點(diǎn)。萬(wàn)向節(jié)詳細(xì)分類(lèi)如下圖2-1所示:擾性萬(wàn)向節(jié)十字軸式圖2-1萬(wàn)向節(jié)分類(lèi)圖Figure2-1Gimbalclassification型aDDe^K型dLe^--r^D伸縮型擾性萬(wàn)向節(jié)十字軸式圖2-1萬(wàn)向節(jié)分類(lèi)圖Figure2-1Gimbalclassification型aDDe^K型dLe^--r^D伸縮型直槽軌道型圓弧槽滾道型2.1不等速萬(wàn)向節(jié)十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)是最為典型的不等速萬(wàn)向節(jié)，并在汽車(chē)中得到廣泛應(yīng)用，其允許相鄰兩軸的最大交角為15。?20。。十字軸式萬(wàn)向節(jié)由一個(gè)十字軸，兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉和四組滾針軸承等組成。這樣當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)，這樣就適應(yīng)了夾角和距離同時(shí)變化的需要。在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔間裝有滾針軸承，滾針軸承外圈靠卡環(huán)軸向定位。為了潤(rùn)滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。潤(rùn)滑油可從注油嘴注到十字軸軸頸的滾針軸承處。2.2準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)常見(jiàn)的準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)有雙聯(lián)式和三銷(xiāo)軸式兩種，它們的工作原理與雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)實(shí)現(xiàn)等速傳動(dòng)的原理是一樣的。雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)實(shí)際上是一套將傳動(dòng)軸長(zhǎng)度減縮至最小的雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)等速傳動(dòng)裝置，雙聯(lián)叉相當(dāng)于傳動(dòng)軸及兩端處在同一平面上的萬(wàn)向節(jié)叉。在當(dāng)輸出軸與輸入軸的交角較小時(shí)，處在圓弧上的兩軸軸線(xiàn)交點(diǎn)離上述中垂線(xiàn)很近，能使兩軸角速度接近相等，所以稱(chēng)雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)為準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)。2.3等速萬(wàn)向節(jié)目前轎車(chē)上常用的等速萬(wàn)向節(jié)為球籠式萬(wàn)向節(jié)，也有采用球叉式萬(wàn)向節(jié)或自由三樞軸萬(wàn)向節(jié)的。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時(shí)角速度傳遞的萬(wàn)向節(jié)，既稱(chēng)之為等速萬(wàn)向節(jié)。等速萬(wàn)向節(jié)在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的車(chē)輪傳動(dòng)裝置中應(yīng)用較為廣泛，常見(jiàn)的類(lèi)型有球籠式、球叉式、凸塊式等。

3萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核3.1萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)與尺寸設(shè)計(jì)3.1.1基本構(gòu)造與基本原理由于本設(shè)計(jì)對(duì)象為中型貨車(chē)的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸，因此，選用十字軸式萬(wàn)向節(jié)。十字軸式萬(wàn)向節(jié)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)。為了減少摩擦損失，提高傳動(dòng)效率和使用壽命，在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔之間裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承?，F(xiàn)今，常見(jiàn)的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等。本中型貨車(chē)滾針軸承所選軸向定位為外卡環(huán)式，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。滾針軸承的潤(rùn)滑好密封好壞能影響到十字軸萬(wàn)向節(jié)的使用性能及壽命。為防止漏油、提高防塵和防水效果，圖3-1十字軸受力簡(jiǎn)圖Figure3-1Crossaxisforcediagram本文選用結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封，圖3-1十字軸受力簡(jiǎn)圖Figure3-1Crossaxisforcediagram本文選用結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封，然后，用螺釘和軸承蓋將套筒固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，并用鎖片將螺釘鎖緊，以防止軸承在圖1-3十字軸尺寸及受力簡(jiǎn)圖離心力作用下從萬(wàn)向節(jié)叉內(nèi)脫出。這樣，當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可饒十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。3.1.2確定十字軸尺寸查閱汽車(chē)設(shè)計(jì)等資料，結(jié)合其他汽車(chē)的十字軸萬(wàn)向節(jié)尺寸及表1-2,選定下面的十字表3-1萬(wàn)向節(jié)參數(shù)選擇Table3-1Gimbalparameterselection十字軸軸頸直徑d1=25mm十字軸油道孔直徑d2=8mm合力F作用線(xiàn)到十字軸中心之間的距離r=40mm滾針直徑d0=2mm滾針總長(zhǎng)度L=23mm其他參數(shù)e=44；a=24；h=46、b=23（h、b分別為矩形截面的高和寬的長(zhǎng)度）

滾針軸承尺寸：表3-2滾針軸承的選擇Table3-2Thechoiceofneedlebearing基本尺寸（mm）軸承代號(hào)FwDbb0b1D1HB1WN1519T15.22818.5311.5D-2.32.519WN1621T16.33020.5412.5D-2.5321WN1821T17.63020.5412.5D-2.5321WN2026T203221.5412.5D-2.5326WN2226T223521.5412.5D-2.5326WN2532T253922.5512.5D-2.5332WN2827T27.74225513D-33.527WN3232T31.74725513D-3432WN3434T33.655027515D-3434WN3634T35.55027515D-3434根據(jù)已知條件選取滾針軸承：WN2532T3.1.3十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角a、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工和裝配精度以及潤(rùn)滑條件等有關(guān)。當(dāng)以^25。時(shí)，可按下式計(jì)算2x0.325x =98.84%3.14（3-1）..d.2tana、八”(25)

=1-(―) =1-0.09xl2x0.325x =98.84%3.14（3-1）r兀 k40)式中，n0為十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率；f為軸頸與萬(wàn)向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動(dòng)軸承：f=0.15~0.20，滾針軸承：f=0.05~0.10；其他符號(hào)意義同前。通常情況下，十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率約為97%~"%。3.2萬(wàn)向節(jié)強(qiáng)度校核3.2.1十字軸萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)和受力分析本文所選萬(wàn)向傳動(dòng)軸分為主傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸兩段并由三個(gè)萬(wàn)向節(jié)相連接，因此運(yùn)動(dòng)和受力分析可按多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)計(jì)算：多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的從動(dòng)叉相對(duì)主動(dòng)叉的轉(zhuǎn)角差△（rad）的計(jì)算公式與單萬(wàn)向節(jié)相似，中可寫(xiě)成A=—esin2（^+0） （3_1）中4 1式中，a^為多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角；0為主動(dòng)叉的初相位角；中1為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角。如果同具有夾角為a，而主動(dòng)叉具有初相位0單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)一樣。e假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線(xiàn)均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉平面之間的夾角為零或兀/2,則當(dāng)量夾角ae為1a=a2±a2±a2土 （32）式中，a「a2、a3等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處在各軸軸線(xiàn)所在的平面內(nèi)，在其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使a廣0。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會(huì)引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的振動(dòng)，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊的噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總是希望其當(dāng)量夾角a盡可能小。一般設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使空載和滿(mǎn)載兩種工況下的a不大與3。。另外，ee對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值a2S2應(yīng)加以限制。對(duì)于乘用車(chē)，e1a2們2<350rad/s2；對(duì)于商用車(chē)，a2?2<600rad/s2。3.2.2十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的附加彎矩和慣性力矩車(chē)輛行駛時(shí)，由于扭矩傳遞的方向一致，十字軸的受力方向也一致。久而久之，造成十字軸軸頸的單邊磨損，隨著時(shí)間的推移，十字軸受力的一面便會(huì)磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響。可以采取將十字軸在相對(duì)于原先位置轉(zhuǎn)動(dòng)90°再使用，這樣可以延長(zhǎng)使用時(shí)間。在組裝時(shí)應(yīng)注意將有油嘴的一面朝向傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)叉應(yīng)在十字軸上轉(zhuǎn)動(dòng)自如，不應(yīng)有卡滯現(xiàn)象，也不應(yīng)出現(xiàn)有軸向的間隙。在平時(shí)保養(yǎng)中應(yīng)勤注潤(rùn)滑脂，防止由于缺少潤(rùn)滑脂造成十字軸軸頸和軸承的磨損。如圖3-2當(dāng)十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉軸上作用著不變的轉(zhuǎn)矩T1時(shí)，則與它成夾角8的從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T2將隨叉的轉(zhuǎn)角而變化，除非其主、從cosd1-sincosd1-sin2dcos2中1，則可得如下的關(guān)系式:1一cos2中?sin28 1 =T1cos8sin2中+cos2中?cos28 1 1 cos8(3-3)T131T131=T232，代入式式中平1——主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角。當(dāng)主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角甲1為90。，270。等值時(shí)得T:2max(3-4)(3-5)T(3-4)(3-5)=—1—2maxcos8當(dāng)主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角％為0。，180。等值時(shí)得T2min:T.=Tcos8具有夾角8的十字軸萬(wàn)向節(jié)，由于其主、從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T1,T2作用在不同平面上，因此僅在主動(dòng)傳動(dòng)叉軸上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和從動(dòng)叉軸上的反轉(zhuǎn)矩的作用下是不能平衡的。由萬(wàn)向節(jié)的力矩平衡來(lái)看，在萬(wàn)向節(jié)上必然還作用有另外的力矩。要想使用十字軸平衡，必須使主、從動(dòng)叉對(duì)十字軸的力矩作用平面與十字軸軸線(xiàn)所在平面共面。主動(dòng)叉對(duì)十字軸的作用力矩除主動(dòng)轉(zhuǎn)矩T1外，在一定31轉(zhuǎn)角下還有附加彎矩T1；從動(dòng)叉對(duì)十字軸的作用力矩除其反轉(zhuǎn)矩L外，在一定轉(zhuǎn)角下也產(chǎn)生附加彎矩T2。正是由于這些附加彎矩的存在，補(bǔ)償了T］或T2，使得它們的力矩平面與十字軸軸線(xiàn)所在平面共面，才使得十字軸萬(wàn)向節(jié)得以平衡。圖3-2給出了在一定中轉(zhuǎn)角下產(chǎn)生的附加彎矩向量T，T與轉(zhuǎn)矩向量T，1 1 2 1T2之間的關(guān)系［4］。又該圖所見(jiàn)，當(dāng)％=0,180。,360。，-??時(shí)，因T］作用于十字軸軸線(xiàn)平面上，故T1為為零，這時(shí)T2的作用平面與十字軸軸線(xiàn)所在平面不共面，故必有彎矩T2產(chǎn)生，且彎矩向量L垂直于T2，它們的合向量（七+T2）與丁1的方向相反，大小相等，十字軸得以平衡。由力矩的向量三角形得：T2=Tsin8 （3-6）

nltananltana圖3-2十字軸萬(wàn)向節(jié)的力矩平衡Figure3-2crossgimbalmomentbalance當(dāng)中1=90。,270。,450。，-??時(shí)同理可知T2為零，則主動(dòng)叉上的附加彎矩為（3-7）T「Ttana（3-7）由上述可知，附加彎矩T「T2在0與以上兩式所表達(dá)的最大值間作周期為180。的變化。T2使從動(dòng)叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷為「TTsina（3-8）Pn=q二—（3-8）LLnn式中Ln——萬(wàn)向節(jié)中心至從動(dòng)叉軸支承間的距離。這時(shí)，萬(wàn)向節(jié)也承受與上力大小相等、方向相反的力。與此相反的反作用力矩則由主動(dòng)叉軸的支承所承受。同樣，二使主動(dòng)叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷，萬(wàn)向節(jié)也承受與其大小相等，方向相反的力。而在從動(dòng)軸支承和萬(wàn)向節(jié)上造成大小相等，方向相反的側(cè)向載荷

(3-9)P代Ttan以(3-9)Lcosan附加彎矩在萬(wàn)向節(jié)主從叉軸支承上引起周期性變化的徑向脈沖負(fù)荷，可能激起支撐振動(dòng)。此附加彎矩使傳動(dòng)軸產(chǎn)生附加壓力和變形，從而降低傳動(dòng)軸的疲勞度和破壞轉(zhuǎn)速。如前所述，普通十字軸萬(wàn)向節(jié)不是等速萬(wàn)向節(jié)，如果主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)速不變，則從動(dòng)叉軸周期地加速、減速旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的慣性力矩為（3-10）式中I2——從動(dòng)叉軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量; co迎 求導(dǎo)得出:1一sin2d co迎 求導(dǎo)得出:1一sin2dcos2中i從動(dòng)叉軸的角加速度，可通過(guò)對(duì)式一2=m1(3-11)m2cosd?sin2d?sin2甲(3-11)2 (1-sin2d?cos2平)2當(dāng)轉(zhuǎn)速很高時(shí)，由于從動(dòng)叉軸運(yùn)轉(zhuǎn)的不均勻性加劇，所產(chǎn)生的慣性載荷有可能大大超過(guò)其工作載荷，且交變地作用著。應(yīng)采取有效措施降低萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的動(dòng)載荷［5］。3.2.3十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的彎曲應(yīng)力與剪切應(yīng)力傳動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)故障主要是軸頸和軸承磨損及各軸頸出現(xiàn)彎曲變形，造成其十字軸各軸中心線(xiàn)不在同一平面上，或相鄰的兩軸中心線(xiàn)不垂直。由于萬(wàn)向節(jié)十字軸軸頸和軸承磨損間隙過(guò)大，十字軸在運(yùn)行中產(chǎn)生晃動(dòng)，使傳動(dòng)軸中心線(xiàn)偏離其旋轉(zhuǎn)中心線(xiàn)，使傳動(dòng)軸產(chǎn)生振抖現(xiàn)象和運(yùn)行中傳動(dòng)軸發(fā)出異常響聲的現(xiàn)象。磨損主要是缺少潤(rùn)滑引起的。求作用于十字軸軸頸作用力的合力（3-12）F=（3-12）2rcosaTi為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，r為合力F作用線(xiàn)到十字軸中心的距離；a為萬(wàn)向傳動(dòng)軸的最大夾角18。T為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)距，七二min（Tse,Tss）,對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷氣取八和T“的最小值，計(jì)算式如下：se(3-13)kTkii門(mén)T—dese(3-13)kTkii門(mén)T—demax 1fse n1X318X2X6.38x0.79x0.901=2885.01N-mTssG2m2中rr_54498x1.2x0.85x0.476i^mm) 3.策x3幻x0頁(yè)=1881.45N?mTemax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；n為計(jì)算驅(qū)動(dòng)轎數(shù)；'1為變速器一檔傳動(dòng)比；門(mén)為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)，k=[（k0-1）/2]+1，k0為最大變矩系數(shù)；G2為滿(mǎn)載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（N）；m2為汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車(chē)：m2=1.2,甲為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的乘用車(chē)，甲可取1.25,rr為車(chē)輪的滾動(dòng)半徑（m）；‘0為主減速器傳動(dòng)比；。為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比；nm為主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率；T1為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T1=min（Tse,Tss）（3-14）(3-15)T=T=1881.45N?m（3-14）(3-15)F=一T一= 1881450=24729.89N2rcosa 2x40x0.951軸頸根彎曲應(yīng)力:b= 32d1Fs〈[b]w兀(d4-d4) w32x25x24729.89x13.5 314386529 =220.1Mpa<[b]d1十字軸軸頸直徑25mmd2十字軸油道口直徑8mmS為合力F作用線(xiàn)到軸頸根距離13.5mm[ow]為彎曲應(yīng)力許用值，為250—350Mpa十字軸軸頸的切應(yīng)為t應(yīng)滿(mǎn)足T=——4F——<[T]

兀(d2-d;)4x4x24729.893.14x561=56.2Mpa<[t]［t］為切應(yīng)力T許用值，為80?120MPa。滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎，而且差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在0.003mm以?xún)?nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過(guò)小時(shí)，有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住，合適的間隙為0.009?0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08?0.30mm為好。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過(guò)0.2?0.4mm。十字軸滾針軸承接觸應(yīng)力應(yīng)滿(mǎn)足：b=272：(上+—)F<[b]

j\did0Lb jc”，/1 1、F 4062.77b,=272i(—+d~)Ln=272x、|0.54x—?。3—~2827.7Mpa(3-17)'d1d0I^b 20.3(3-17)式中，d0為滾針直徑（mm）；Lb為滾針工作長(zhǎng)度（mm），Lb=L-（0.15~1.00）d0，七為20.3mm，L為滾針總長(zhǎng)度（mm）Fn在合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），由下式確定4.6x24729.894.6x24729.891x28=4062.77N(3-18)式中，1為滾針列數(shù)；2為每列中的滾針數(shù)。（本文i取一列，Z近似計(jì)算取得為28。）當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力:bj］為3000~3200MPa。萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線(xiàn)成45。的截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受的彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力b“和扭應(yīng)力Tb應(yīng)滿(mǎn)足Fe24729.89x4448668=22.36Fe24729.89x4448668=22.36MpaFaWt24729.89x245986.2=99.15Mpa算得:(3-20)aw4。w]Tb<[tb]算得:(3-20)式中，W、W,分別為截面處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面:W=6bh2W=khb2算得w=48668mm3，W=5986.2mm3；h、b分別為矩形截面的高和寬；k是與h/b有關(guān)的系數(shù)，查下表可得k=0.246；按表1-2選取;彎曲應(yīng)力的許用值［a］w為50?80MPa，扭應(yīng)力的許用值為Mb］為80?160MPa。表3-3系數(shù)k的選取Table3-3Toselectcoefficientkh/b 1.01.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10k 0.2080.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312合應(yīng)力為。廣』。2+4t:=J499.97+39322.89=199.56Mpa (3-21)因此所選滾針軸承滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。4萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核4.1傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速在長(zhǎng)度一定時(shí)，傳動(dòng)軸斷面尺寸的選擇應(yīng)確保傳動(dòng)軸有足夠的強(qiáng)度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。這里的臨界轉(zhuǎn)速是指當(dāng)傳動(dòng)軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動(dòng)頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動(dòng)軸折斷時(shí)的轉(zhuǎn)速，它決定于傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)時(shí)其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。為了確定臨界轉(zhuǎn)速，可對(duì)兩端自由的支承于剛性球鉸上的軸（見(jiàn)圖4-1）進(jìn)行研究計(jì)算［6］。當(dāng)下設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn)，且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線(xiàn)的量為e，當(dāng)軸以角速度w旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心了為F=m32(e+y)（4-1）式中，y一軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。對(duì)于傳動(dòng)軸管與離心力相平衡的彈性力為P=cy式中c一軸的側(cè)向剛度對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由的支承于球形鉸接的軸，其側(cè)向剛度c=(384/5)(EJ/L3)E—材料的彈性模量，可取E=2」5x105Mpa；J一軸管截面的抗彎慣性矩。J=[G4-d4M4J=〔D4-d4^64=236309.34（4-2）c=EJ/L3（4-3）因?yàn)橛蠪=m32(e+y)=P=cy因此y=m32e/(c一m32)當(dāng)達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度七時(shí)傳動(dòng)軸將會(huì)損壞，即y*則有:c-ms2=0cscm=0.25(4-4)式中D,d一軸管的外徑及內(nèi)徑，mm；L一傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm；p一軸管材料的密度，對(duì)于剛度p=0.8x10-5炫/mm3因此，m=0.25xkx536〕x0.8x10-5x1500=5.05kg將上述c，j及m的表達(dá)式代入式s=jC，令氣業(yè)^C30c\m則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速nc(p/in)為nc=1.2x108七D2+d2 (4-5)L2圖4-1傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算用簡(jiǎn)圖Figure4-1withcriticalspeedshaftcalculation由于傳動(dòng)軸動(dòng)平衡的誤差、伸縮花鍵連接的間隙以及支承的非剛性等，傳動(dòng)軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于理論計(jì)算值。因此確定安全系數(shù)K，并取K=n/n=1.2~2.0max

式中nmax—相應(yīng)于最高車(chē)速時(shí)的傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min；nc—傳動(dòng)軸計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速，r/min；傳動(dòng)軸總成應(yīng)進(jìn)行動(dòng)平衡計(jì)算，不平衡度為對(duì)于5t以上的貨車(chē)，在1000-4000r/min時(shí)應(yīng)不大于10Nmm。十字軸端面磨損會(huì)使其軸向間隙及竄動(dòng)增大而影響動(dòng)平衡，因此應(yīng)嚴(yán)格控制該間隙或采用彈性蓋板，有的可嘉端面滾針軸承。傳動(dòng)軸總成的徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于0.5~0.8mm。D2+d2由式n=1.2x108——-2——可以確定傳動(dòng)軸總成的最大可能長(zhǎng)度，如果他小于汽車(chē)總布置所要求的傳動(dòng)軸尺寸，則需在變速器和后驅(qū)動(dòng)橋之間安置兩根萬(wàn)向傳動(dòng)軸，且在它們的連接處（在前傳動(dòng)軸后端）需設(shè)置固定在車(chē)架或車(chē)身上的中間支撐［7］。在某些轎車(chē)上，為了縮短傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度而采用加長(zhǎng)的變速器。當(dāng)萬(wàn)向傳動(dòng)軸的前端與加長(zhǎng)的變速器相連時(shí)，分析表明，這時(shí)由于傳動(dòng)軸前端支承系統(tǒng)一一變速器殼及其加長(zhǎng)的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動(dòng)軸的前端猶如架在彈性支承上，其計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖1—1所示。當(dāng)傳動(dòng)系的橫向振動(dòng)固有頻率一定時(shí)，傳動(dòng)軸的這種支承系統(tǒng)會(huì)使其振動(dòng)特性有明顯的改變。傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為nk（r/min），安全系數(shù)K取2.0，適用于一般精度的伸縮花鍵則有nmaxn—w-nmaxn—w-i520000.79=2531.6,/min（4-6）（n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速）安全系數(shù)K=二nmaxK=——j—2.0

n

max（4-7）n^—2.0n —2x2531.6—5063.2,/min

（4-7）4.2傳動(dòng)軸長(zhǎng)度選擇T=T=1881.45N-m根據(jù)軸距3360mm，初選傳動(dòng)軸支承長(zhǎng)度、為（1500土2.5）mm，花鍵軸長(zhǎng)度應(yīng)小于支承長(zhǎng)度，滿(mǎn)足萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的間隙要求，取花鍵軸長(zhǎng)度為（489土1.5）mm。4.3傳動(dòng)軸管內(nèi)外徑確定4.3傳動(dòng)軸管內(nèi)外徑確定n=1.2x108,D2+幺2=5063.2k L2D2+d2=（5063.2x15002）2=9012.651.2x108「5mm<D^<3mm初取D=69mm，則d=.、：9012.65-D2=65.2mm

c c將d圓整取其為65mm。Lc為傳動(dòng)軸長(zhǎng)度（mm），即兩萬(wàn)向節(jié)中心之間的距離；幺和D分別為傳動(dòng)軸軸管的內(nèi)、外徑（mm）4.4內(nèi)、外徑（mm）4.4傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核由于傳動(dòng)軸只承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力而不承受彎曲應(yīng)力，所以只需校核扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，根據(jù)公式有16叩116叩116x69x1881450氣=—（D—c ）=314（69--65）=137.34MPa<虹］=300MPa（k〕=300MPa為軸管許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力）上式說(shuō)明設(shè)計(jì)參數(shù)滿(mǎn)足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求

4.5花鍵內(nèi)外徑確定傳動(dòng)軸中由滑動(dòng)叉和矩形或漸開(kāi)線(xiàn)花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來(lái)實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時(shí)，產(chǎn)生的軸向阻力Fa為（4-9）188145059188145059x3.6=114800N式中，T2為傳動(dòng)軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；「為滑動(dòng)花鍵齒側(cè)工作表面的中徑；f為摩擦因數(shù)。T（4-10）―—=63.97MPa2.25（4-10）取安全系數(shù)2.25，則16T±<16T±<63.97MPa兀dh3（4-11）,,、：16x1881450=53.12mm3.14x63.97為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取1.3Dh——花鍵外徑dh——花鍵內(nèi)徑乙h——為花鍵有效工作長(zhǎng)度B——為鍵齒寬n0 為花鍵齒數(shù)由于花鍵齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取d^=56mm,Dh=62mm,B=10mm， n0=8，匕=140mm。4.6花鍵擠壓強(qiáng)度校核TjK'Dh*d)(Dh-dh)Ln4 2 h0(4-12)1881450x1.4(118)(6)Xx140x814)12JTJK，(Dh+dh)(Dh-dh)l4 2 h0=26.57Mpa因此有：b<[b]當(dāng)花鍵齒面硬度為35HRC時(shí)，許用擠壓應(yīng)力為[by]=25~50Mpa則b<[b],滿(mǎn)足花鍵擠壓強(qiáng)度。對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為25?50MPa；對(duì)于不滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為50?100Mpa。漸開(kāi)線(xiàn)花鍵應(yīng)力的計(jì)算方法與矩形花鍵相似，只是計(jì)算的作用面是按其工作面的投影進(jìn)行[8]。傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。萬(wàn)向節(jié)中十字軸的軸向竄動(dòng)、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵中的間隙、傳動(dòng)軸總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形、傳動(dòng)軸上點(diǎn)焊平衡片時(shí)的熱影響等因素，都能改變傳動(dòng)軸總成的不平衡度。提高滑動(dòng)花鍵的耐磨性和萬(wàn)向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度增加其彎曲剛度，都能降低傳動(dòng)軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，傳動(dòng)軸總成出廠(chǎng)時(shí)必須100%進(jìn)行動(dòng)平衡校驗(yàn)，并在合適的部位焊接平衡片，以滿(mǎn)足傳動(dòng)軸總成的平衡要求。經(jīng)驗(yàn)收合格的傳動(dòng)軸在出廠(chǎng)前為保證動(dòng)平衡，后傳動(dòng)軸的原始裝配位置，在后傳動(dòng)軸的軸管與花鍵滑動(dòng)叉外表面上噴涂?jī)蓚€(gè)相對(duì)應(yīng)的白色油漆箭頭。所有經(jīng)過(guò)拆卸的傳動(dòng)軸在重新恢復(fù)時(shí)，必須保證裝配箭頭在一條直線(xiàn)上。傳動(dòng)軸帶滑動(dòng)叉總成在整車(chē)上布置安裝時(shí)，確?；瑒?dòng)花鍵接口處向下布置，防止傳動(dòng)軸在使用中雨水泥沙進(jìn)入配合花鍵處，影響傳動(dòng)軸的使用壽命。傳動(dòng)軸的不平衡度，對(duì)于轎車(chē)，在3000^6000!/min時(shí)應(yīng)不大于25?35g?cm；對(duì)于貨車(chē)，在1000?4000r/min時(shí)不大于50?100g?cm。另外，傳動(dòng)軸總成徑向全跳動(dòng)