解放ca1041萬向傳動裝置設(shè)計本科學(xué)位論文

黑龍江工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計錯誤！未找到引用源。。如下圖圖3-2輸入軸與輸出軸的夾角車輛的萬向節(jié)傳動，主要應(yīng)用于非同心軸間和工作中相對位置不斷改變的兩軸之間的動力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅(qū)動橋的動力輸入軸不在一個平面內(nèi)。有的裝載機(jī)在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機(jī)在轉(zhuǎn)向時均會使變速箱與驅(qū)動橋之間的相對位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時常采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動[7]。圖3-3為用于汽車變速箱與驅(qū)動橋之間的不同萬向傳動方案。（a）單軸雙萬向節(jié)式（b）兩軸三萬向節(jié)式圖3-3傳動軸形式布置如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(jié)傳動的連接。由于參考車型軸距為2.85米，故選取如圖b的傳動方案。綜上可確定，解放CA1041輕型貨車的萬向傳動裝置設(shè)計為：三個十字軸式萬向節(jié)和兩個傳動軸。此時的傳動軸分段，因此需加中間支撐。3.2萬向傳動軸的計算載荷傳動軸計算扭計算公式如下:（3.1）式中：—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N·mm)，N·mm；N—計算驅(qū)動橋數(shù)，CA1041為后橋驅(qū)動車輛，所以??；—變速器一擋傳動比，CA1041裝配的變速器一擋傳動比；—發(fā)動機(jī)到萬向傳動軸之間的傳動效率，??；—猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，液力自動變速器，具有手動操縱的機(jī)械變速器的高性能賽車，性能系數(shù)的汽車：，的汽車：或由經(jīng)驗選定。性能系數(shù)計算由下式計算：當(dāng)時當(dāng)時式中：—汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量），kg；由CA1041技術(shù)參數(shù)查得：Kg，N·m。代入得：，，取。將N·mm、、、、代入公式3.1得：N·mm傳動軸軸管形勢的選擇當(dāng)傳動軸長度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強(qiáng)度，并能承受相當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速。其許用的傳動軸轉(zhuǎn)速，不應(yīng)超過臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，即當(dāng)某個長度為L的傳動軸，在兩支點(diǎn)中旋轉(zhuǎn)時，如圖3-4所示，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質(zhì)量中心）相對軸線有一偏移量（初撓度）a，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動軸質(zhì)量的不均勻，則a將再增大。當(dāng)此軸旋轉(zhuǎn)時，在質(zhì)量中心4.3萬向節(jié)的受力分析4.3.1單十字軸萬向節(jié)的受力分析當(dāng)十字軸萬向節(jié)的主、從動軸之間的夾角為α?xí)r，主、從動軸的角速度ω1、ω2之間存在如下關(guān)系：（4.1）式中：—主動叉轉(zhuǎn)角，定義為萬向節(jié)主動叉所在平面與萬向節(jié)主、從動軸所在平面的夾角。由于是周期為2π的周期函數(shù)，所以也為同周期的周期函數(shù)。當(dāng)為0、π時，ω2達(dá)到最大值，；當(dāng)為、時，ω2達(dá)到最小值，。因此，當(dāng)主動軸以等角速度轉(zhuǎn)動時快、時慢，此即為普通十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性[15]。十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)K來表示：（4.2）如不計萬向節(jié)的磨擦損失，主、從動軸轉(zhuǎn)矩T1和T2與各自相應(yīng)的角速度有的關(guān)系，這樣有（4.3）顯然，當(dāng)ω1/ω2最小時，從動軸上的轉(zhuǎn)矩為最大值，；當(dāng)最大時，從動軸上的轉(zhuǎn)矩為最小值，。當(dāng)T1與α一定時，T2在其最大值與最小值之間每一轉(zhuǎn)變化兩次。具有夾角α的十字軸萬向節(jié)，由于其主、從動叉軸上的轉(zhuǎn)矩T1、T2作用在不同的平面上，因此僅在主動軸驅(qū)動轉(zhuǎn)矩和從動軸反轉(zhuǎn)的作用下是不能平衡的。在不計萬向節(jié)慣性力矩時，主、從動叉軸上的轉(zhuǎn)矩T1、T2和矢量互成一角度而不能自行封閉，此時在萬向節(jié)上必然還作用有另外的力矩。從萬向節(jié)叉與十字軸之間的約束關(guān)系分析可知，主動叉樹十字軸的作用力矩，除主動軸驅(qū)動轉(zhuǎn)矩T1之外，還有作用在主動叉平面的彎曲力矩。同理，從動叉對十字軸也作用有從動軸反轉(zhuǎn)矩T2和作用在從動叉平面的彎曲力矩在這四個力矩的作用下，使十字軸萬向節(jié)得以平衡。當(dāng)主動叉在兩特殊位置時，附加彎曲力矩的大小及變化特點(diǎn)：當(dāng)主動叉處于和π位置時，如圖4-2（a）,由于T1作用在十字軸軸線平面上，故必為零，而T2的作用平面與十字軸不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量T2，合矢量指向十字軸平面的法線方向，與T1大小相等，方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩=T1sinα。當(dāng)主動叉處于和位置時圖4.2（b）,同理可知為零，主動叉上的附加彎矩=T1tanα。（a)或π時（b)＝π/2或圖4-2十字軸萬向節(jié)的力矩平衡分析可知，附加彎矩、的大小是在零與上述兩面最大值之間變化，變化周期為π，即每一轉(zhuǎn)變化再次。使從動叉軸支承受周期性變化的徑向載荷為：（4.4）式中：L2—萬向節(jié)中心至從動叉軸支承間的距離此時，萬向節(jié)也承受與上述力大小相等、方向相反的力。與此方向相反的反作用力矩則由主動叉軸的支承承受。同樣，使主動叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷，萬向節(jié)也承受與其大小相等、方向相反的力。在從動軸支承和萬向節(jié)上造成大小相等、方向相反的側(cè)向載荷為：（4.5）附加彎矩可引起與萬向節(jié)相連零部件的彎曲振動，在萬向節(jié)主、從動軸支承上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動，使傳動軸產(chǎn)生附加應(yīng)力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強(qiáng)度。因此，為了控制附加彎矩，應(yīng)避免兩軸之間的夾角過大。如果十字軸萬向節(jié)的主動叉軸轉(zhuǎn)速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的慣性力矩為：（4.6）式中，J2—從動叉軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量；ε2—從動叉軸的角加速度，可通過對式3.1求導(dǎo)得出：（4.7）可見，當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時，由于從動叉軸旋轉(zhuǎn)的不均勻加劇所產(chǎn)生的慣性力矩，可能會超過結(jié)構(gòu)許用值。應(yīng)采取有效方法降低此慣性力矩。4.3.2雙十字軸萬向節(jié)傳動當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角α?xí)r，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬向節(jié)傳動，但必須保證與傳動軸相邊的兩面萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角α1與α2相等如圖4-3（a）和4-3（c）。在雙萬向節(jié)傳動中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸的軸線平行時如圖4-2a，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4-2b中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當(dāng)輸入軸與輸出軸的軸線相交時如圖4-2c，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4-2d，中雙點(diǎn)劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、方向相反的徑向力。此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。（a)Z型布布置示意圖（b)Z型布置時的彎矩圖（c)W型布置示意圖（d)W型布置時的彎矩圖F圖4-3附加彎矩對傳動軸的作4.3.3多十字軸萬向節(jié)傳動多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉(zhuǎn)角差為：（4.8）式中：—多萬向節(jié)傳動的當(dāng)量夾角；θ—主動叉的初相位角；—主動軸轉(zhuǎn)角式4.8表明，多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的運(yùn)動關(guān)系，如同具有夾角為，而主動叉具有初相θ的單萬向節(jié)傳動一樣。假如多萬向節(jié)傳動和各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或π/2，則當(dāng)量夾角為(4.9)式4.9中，α1、α2、α3等為各萬向節(jié)的夾角。式中的正負(fù)號這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使。萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計多萬向節(jié)傳動時，應(yīng)該讓當(dāng)量夾角不大于。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應(yīng)加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。4.4萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核便于設(shè)計時確定十字軸總成尺寸，表4.1列出不同噸位載重汽車的十字軸尺寸范圍[16]。4.4.1十字軸根據(jù)該設(shè)計車型載質(zhì)量m=2t，按表4.1初選十字軸長H=90mm，軸頸直頸mm,軸頸長度h=21mm，滾針直徑mm，滾針長度L=18mm，滾針數(shù)n=26，滾針軸承帽外徑D=35mm。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，十字軸軸頸的滾針軸承帽工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過0.15mm時便應(yīng)報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設(shè)計時應(yīng)保證該處有足夠的抗彎強(qiáng)度。設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為F如圖4-4所示：(4.10)式中：T—萬向傳動軸計算轉(zhuǎn)矩；r—合力F作用線到十字軸中心之間的距離；—主、從動叉軸的最大夾角萬向傳動軸計算轉(zhuǎn)矩T=989860Nmm，mm，取。將數(shù)據(jù)代入公式3.10得：表4.1推薦選用十字軸尺寸（mm）汽車載重（t）十字軸總成十字軸滾針軸承帽HDhLDC1~1.59018163143242~2.59022213183543~410825243183945~71273424318504圖4-4十字軸主要尺寸及受力情況H-十字軸總長；h-軸頸長度；-軸頸直徑；-油孔直徑；-滾針直徑十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足：（4.11）（4.12）式中：—十字軸軸頸直頸（mm）；—十字軸油道孔直徑(mm)；S—合力F作用線到軸頸根部的距離(mm)；—彎曲應(yīng)力的許用值，MPa；—切應(yīng)力的許用值，MPa將mm，mm，mm，F(xiàn)=14795.1N代入公式4.11、4.12得：MPaMPa經(jīng)校核十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力均符合設(shè)計要求。4.4.2滾針軸承汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來說、主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運(yùn)輸及安裝過程中掉針。國內(nèi)的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針。這種結(jié)構(gòu)的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈。并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針[17]。其結(jié)構(gòu)如圖4-5所示：十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于1.6mm以免被壓碎，而且尺寸差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隔隙過大，承受載荷的滾針數(shù)減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現(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0.08~0.3mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使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(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙通常不應(yīng)超過0.2~0.4mm。旋轉(zhuǎn)軸油封；2-擋針圈；3-滾針軸承帽；4滾針；5-油封擋圈圖4-5滾針軸承剖面圖十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足：（4.13）式中：—滾針直徑（mm）；—十字軸軸頸直徑；—滾針工作長度（mm），，L為滾針長度(mm)；—合力F作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），由下式確定：（4.14）式中：i—滾針列數(shù)；Z—每列中的滾針數(shù)當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應(yīng)力為3000~3200MPa。所設(shè)計滾針軸承的滾針列數(shù)為i=1，每列中的滾針數(shù)z=26。將i=1,z=26，F(xiàn)=14759.1N代入公式3.14得：將mm，mm，mm，N代入公式4.13得：MPa經(jīng)校核軸承滾針接觸應(yīng)力符合設(shè)計要求。另外，應(yīng)檢查與從動軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負(fù)荷，使其不超過許用值。這一最大作用力，可按如下公式計算：（4.15）式中：z—滾針數(shù)；，—滾針的直徑和工作長度(mm)；—發(fā)動機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速；—自發(fā)動機(jī)至萬向節(jié)間的變速機(jī)構(gòu)的低檔傳動比；—萬向節(jié)工作夾角將z=26,mm,mm,r/min,N代入公式3.15得:NN經(jīng)校核滾針軸承承能承受的最大負(fù)荷符合設(shè)計要求。當(dāng)軸承滾針沿圓周無間隙布置時，滾針中心的最大分布直徑如圖4-6（a）所示：(a)滾針沿圓周無間隙布置(b)滾針沿圓周間隙布置圖4-6滾針布置圖（4.16）mm式中：Z—滾針數(shù)當(dāng)滾針間的距離為f時，滾針中心分布直徑由增加到如圖3.5.b所示：（4.17）式中：—滾針軸承兩個滾針間的間隙合適的間隙為0.009~0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08~0.30mm為好。當(dāng)mm時：mm4.5聯(lián)連接元件的設(shè)計4.5.1聯(lián)接螺栓在發(fā)動機(jī)前置后驅(qū)動的汽車中，連接變速器與驅(qū)動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅(qū)動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉(zhuǎn)矩的，一般情況下，都是選用結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可傳遞較大轉(zhuǎn)矩的凸緣聯(lián)軸器。凸緣叉按標(biāo)準(zhǔn)初選螺栓孔中心圓直徑K=90mm，螺栓孔直徑L=14mm，凸緣叉邊緣厚度H=12.5mm，螺栓數(shù)n=4,螺栓型號M12，螺栓類型為鉸制孔螺栓。由于螺栓聯(lián)接工作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強(qiáng)度，抗剪強(qiáng)度和抗擠壓強(qiáng)度?？估瓘?qiáng)度可按如下公式進(jìn)行校核：（4.18）式中：—拉應(yīng)力（MPa）；—單個螺栓所受軸向力，；—螺栓最小直徑，mm；—許用拉應(yīng)，MPa；—滑動花鍵滑動時的磨擦力N將N，mm代入公式3.18得：MPa經(jīng)校核螺栓的拉應(yīng)力符合要求?？辜魪?qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：（4.19）式中：—剪應(yīng)力；—單個螺栓所受工作剪力（N）；—螺栓抗剪面直徑(mm）；m—螺栓抗剪面數(shù)；—螺栓的許用切應(yīng)(MPa)單個螺栓所受工作剪力可按如下公式計算：式中：T—傳動軸傳動遞的扭矩；K—螺栓孔中心圓直徑將MPa，m=1，mm代入公式3.19得：MPa經(jīng)校核螺栓切應(yīng)力符合設(shè)計要求。抗擠壓強(qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：（4.20）式中：—單個螺栓所受工作剪力（N），=5494.4N；H—螺栓桿與孔壁擠壓面的最小長度（mm）；H=12.5mm；—螺栓或孔壁較弱材料的許用擠壓應(yīng)力（MPa），MPa將=5494.4N，H=12.5mm，MPa代入公式3.20得：MPa經(jīng)校核螺栓的抗擠壓強(qiáng)度符合設(shè)計要求。4.5.2萬向節(jié)叉萬向節(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成的B-B截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力和扭應(yīng)力應(yīng)滿足：（4.21）（4.22）式中：、—分別為截面B-B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面，；橢圓形截面，；h、b—分別為矩形截面的高和寬或橢圓形截面的長軸和短軸；k—與有關(guān)的系數(shù)，按下表4.2選?。罕?.2系數(shù)K的選取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312e—與十字軸軸孔中心線成的B-B截面到力F作用線的距離；a—萬向節(jié)叉中點(diǎn)與B-B截面相垂直平面到力F作用線的距離如圖4-7所示；a=30mm，e=55mm，b=25，h=60mm，r=34.5mm。則：，取，由表3-2得k=0

.258，F(xiàn)=14759.1。B—B剖面為矩形，所以，。彎曲應(yīng)力的許用值為50~80Mpa，扭應(yīng)力的許用值為80~160Mpa。將b=25mm、k=0

.258、h=60mm、e=55mm代入公式3.21和3.22得：Mpa經(jīng)校核萬向節(jié)叉彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力均符合設(shè)計要求。圖4-7萬向節(jié)叉4.6本章小結(jié)本章對單個十字軸萬向節(jié)、雙十字軸萬向節(jié)、多十字軸萬向節(jié)進(jìn)行了運(yùn)動和受力分析；確定了十字軸主要尺寸參數(shù)，并對十字軸軸頸進(jìn)行了強(qiáng)度校核保證其能夠承受各種工況下的載荷；設(shè)計了聯(lián)接件的形式并對聯(lián)接螺栓和萬向節(jié)叉進(jìn)行了強(qiáng)度校核，保證了傳動的可靠性。本章的重點(diǎn)是滾針軸承設(shè)計，在按照標(biāo)準(zhǔn)選定了滾針軸承主要尺寸后，對滾針進(jìn)行了強(qiáng)度校核。該滾針軸承突出的優(yōu)點(diǎn)是先取了雙刃口復(fù)合橡膠油封，用作徑向密封；當(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤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，可顯著提高萬向節(jié)壽命。以及擋針圈的使用，解決了滾針軸承裝配和工作時掉針、卡針的問題。中間支承的設(shè)計5.1中間支承的結(jié)構(gòu)分析與選擇在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動軸分段。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動看特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當(dāng)傳動軸分段時，需加設(shè)中間支承[19]。中間支承能常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補(bǔ)償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機(jī)的竄動和車架等變形所引起的位移。目前中間支承主要有橡膠彈性中間支承和擺臂式中間支承兩種形式。橡膠彈性中間支承在其結(jié)構(gòu)中采用單列滾子軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸因不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。蜂窩軟墊式中間支承與車架橫梁相連接。單列球軸承可在軸承座內(nèi)滑動。由于蜂窩形橡膠墊的彈性作用，能適應(yīng)上述安裝誤差和行駛中出現(xiàn)的位移。此外還可吸收振動并減少噪聲。單列球軸承通過油嘴加入的潤滑脂來實(shí)現(xiàn)，并在球軸承兩端安裝油封加以密封。蜂窩軟墊式結(jié)構(gòu)簡單，效果良好，應(yīng)用廣泛。雙列圓錐滾子軸承中間支承，其特點(diǎn)是雙列圓錐滾子軸承可承受較大的軸向力，且便于調(diào)整，使用壽命長。有的汽車采用擺式中間支承。整個中間支承通過螺栓固定在支架和車架橫梁上。當(dāng)發(fā)動機(jī)軸向竄動時，擺臂可繞支承軸擺動，適應(yīng)中間傳動軸的軸線在縱向平面的位置變化，改善了軸承的受力狀況。此外橡膠襯套能適應(yīng)傳動軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。綜上所述，由于本設(shè)計適用車型CA1041載重小，行駛時傳動軸承受沖擊載荷小，而擺動式中間支承具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕、制造容易、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點(diǎn)，故本設(shè)計選用擺動式中間支承，其結(jié)構(gòu)如圖5.1。單列深溝球軸承套裝在中間傳動軸上，內(nèi)圈由凸緣叉和軸肩軸向定位，外圈由兩個卡環(huán)固定在軸承座孔上使之不能在軸向滑動。兩個支承銷管由兩個擋圈通過銷聯(lián)接在一起；銷管分別與軸承座和支架焊接，支架由螺栓固定在車架橫梁上。由于擺動式中間支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，作用在軸承上的軸向力和徑向力都較小，故選用單列深溝球軸承。中間傳動軸花鍵大徑D=40mm，所以取軸承內(nèi)徑d=45mm,初選軸承外徑D=85mm，軸承寬度B=19mm。選定軸承型號后需對其使用壽命進(jìn)行校核。圖5.1擺動式中間支承5.2軸承的選取由機(jī)械設(shè)計手冊查得：對于每日8小時工作的機(jī)械（利用率不高），預(yù)期使用壽命=12000~2000h；每日8小時工作（利用率較高），預(yù)期使壽命=20000~30000h。取預(yù)期使用壽命[]=20000h計算[20]。計算公式（以小時數(shù)表示）如下：（5.1）式中：n—軸承轉(zhuǎn)速（r/min），取n=2500r/min；ε—壽命指數(shù)，對球軸承；C—基本額定動載荷，C=20500N；P—當(dāng)量動載荷；Ft—溫度系數(shù)，工作溫時，當(dāng)量動載荷P的一般計算公式為：（5.2）式中：—考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，??；X、Y—徑向，軸向載荷系數(shù)；—軸承徑向載荷；—軸承軸向載荷，取N軸承徑向載荷可按如下公式計算：N（5.3）式中：F—滑動花鍵滑動時的阻力，F(xiàn)=3030N；a—傳動軸工作時兩萬向節(jié)的夾角；—傳動軸重力作用在軸承上的分力由機(jī)械設(shè)計手冊查得：X=0.56，Y=2.07。將，X=0.56，Y=2.07，N，N代入公式4.2得：N將n=2500r/min，，，C=20500N，代入公式4.1得：經(jīng)計算軸承壽命符合設(shè)計要求。另外，還應(yīng)考慮中間支承的固有頻率，計算公式如下：（5.4）式中：—中間支承的固有頻率（Hz）；—中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度（N/mm）；m—中間支承懸置質(zhì)量（Kg），等于傳動軸落在中間支承上的一部分質(zhì)與中間支承軸承及其軸承座所陰承受的質(zhì)量之和。在設(shè)計中間支承時，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速r/min盡可能低于傳動軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉(zhuǎn)速為1000~2000r/min，對于乘用車，取下限。當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時，由于傳動軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速1000~2000r/min,而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500~1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動軸的諧振。5.3本章小結(jié)本章完成了中間支承總成的設(shè)計。擺動式中間支承具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕、制造容易、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點(diǎn)。當(dāng)發(fā)動機(jī)軸向竄動時，擺臂可繞支承軸擺動，適應(yīng)中間傳動軸的軸線在縱向平面的位置變化，改善了軸承的受力狀況。橡膠襯套可以大大吸收、減小由于傳動軸引起的振動，進(jìn)而減小車輛行駛時的噪聲和振動。此外，還選擇了軸承的型號并對軸承的使用壽命進(jìn)行校核；設(shè)計了合理有效的潤滑及密封型式，從而提高了總成的使用壽命。結(jié)論隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車輛的多樣化、輕量化己成為發(fā)展趨勢，對車輛的操控性、行駛穩(wěn)定性、乘坐舒適性的要求也越來越高。而傳動軸及萬向節(jié)的布置、設(shè)計裝配不良將產(chǎn)生振動和噪聲，影響車輛的行駛性和舒適性。因此該總成設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。本題是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動裝置作為設(shè)計原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及發(fā)動機(jī)和主減速器安裝位置等條件下，設(shè)計出符合要求的萬向傳動裝置，著重設(shè)計了傳動軸、花鍵；萬向節(jié)總成及中間支承總成并對其進(jìn)行了校核計算。在對各種結(jié)構(gòu)件進(jìn)行了分析計算后，進(jìn)行了合理的總體布置，該總成己基本符合了設(shè)計要求。此外，在主傳動軸、十字軸滾針軸承、中間傳動軸總成上均采用了較先進(jìn)的潤滑及密封形式，從而保證了傳動軸總成工作的可靠性，并提高了使用壽命；主傳動軸滑動花鍵采用了直齒矩形花鍵，提高了定心精度，而使傳動軸的運(yùn)轉(zhuǎn)更加平穩(wěn)，行駛時產(chǎn)生的振動的噪聲更小。在過去，國內(nèi)十字軸萬向節(jié)一般應(yīng)用在轉(zhuǎn)速相對不高的車輛上，而且十字軸上都設(shè)計有注油嘴，要求定期對十字軸軸承碗補(bǔ)充潤滑脂。隨著高檔商務(wù)車輛如豐田考斯特在國內(nèi)的推出，同時一些廠家要求在十字軸上取消注油嘴實(shí)現(xiàn)免維護(hù)的越來越多，因此高速免維護(hù)十字軸萬向節(jié)應(yīng)用日益廣泛，也必將成為十字軸萬向節(jié)的發(fā)展趨勢。本設(shè)計中也存在一些缺點(diǎn)和不足，由于采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法，在設(shè)計上不可避免的會有設(shè)計精度不高、和資源、材料的浪費(fèi)。展望：隨著計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展、各種電腦輔助設(shè)計軟件的開發(fā)如：Pro\E、CAD、CATIA、等軟件的開發(fā)和對力學(xué)問題的有限元算法的普及，萬向傳動軸的設(shè)計的自動化，集成化，智能化己成為萬向傳動軸設(shè)計的發(fā)展趨勢，也使設(shè)計更加精確定可靠、更加節(jié)省材料。 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