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本科學生畢業(yè)設計
輕型商用車傳動軸及萬向節(jié)設計
The Graduation Design for Bachelor's Degree
Design of Light Commercial Vehicle Transmission Shaft and Cardan Joint
摘 要
汽車的萬向傳動軸是由傳動軸、萬向節(jié)兩個主要部件聯接而成，在長軸距的車輛中還要加裝中間支承。萬向傳動軸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。在本世紀初萬向節(jié)與傳動軸的發(fā)明與使用，在汽車工業(yè)的發(fā)展中起到了極其重要的作用。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，現代汽車對萬向節(jié)與傳動軸的效率、強度、耐久性和噪聲等性能方面的設計及計算校核要求也越來越嚴格。本畢業(yè)設計將依據現有生產企業(yè)在生產車型(CA1041)的萬向傳動裝置作為設計原型。在給定整車主要技術參數以及發(fā)動機、變速器等主要總成安裝位置確定的條件下，對整車結構進行了分析，確定了傳動軸布置方案，采用兩軸三萬向節(jié)帶中間支承的布置形式。在確定了傳動方案后，對傳動軸、萬向節(jié)總成、中間支承總成進行設計，使該總成能夠在正常使用的情況及規(guī)定的使用壽命內不發(fā)生失效。
關鍵字：傳動軸；萬向節(jié)；中間支承；設計；校核
ABSTRACT
The universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotation movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand that the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip the conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined. Two shaft-three cardin joints is adapted. After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure.
Keywords：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification
I
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 選題的目的和意義 1
1.2 國內外研究現狀、發(fā)展趨勢 1
1.3 研究內容及方法 2
1.3.1 傳動軸方案的選擇及主要參數的確定 2
1.3.2 萬向節(jié)類型的選擇 2
1.3.3 十字軸式萬向節(jié)的結構分析 2
1.3.4 萬向節(jié)總成主要參數的確定與校核 3
1.3.5 中間支承的設計與校核 3
第2章 傳動軸總成的設計 5
2.1 萬向傳動軸總體概述 5
2.2 傳動布置型式的選擇 5
2.3 傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 6
2.3.1 傳動軸的運動分析 6
2.3.2 傳動軸斷面尺寸的計算與校核 9
2.4 主傳動軸滑動花鍵的設計 12
2.5 中間傳動軸花鍵的設計 15
2.6 本章小結 17
第3章 萬向節(jié)總成的設計 18
3.1 萬向節(jié)類型的選擇 18
3.2 十字軸式萬向節(jié)的結構分析 19
3.3 萬向節(jié)的受力分析 20
3.3.1 單十字軸萬向節(jié)的受力分析 20
3.3.2 雙十字軸萬向節(jié)傳動 22
3.3.3 多十字軸萬向節(jié)傳動 23
3.4 萬向節(jié)總成主要參數的確定與校核 24
3.4.1 十字軸 24
3.4.2 滾針軸承 26
3.5 聯接元件的設計 29
3.5.1 聯接螺栓 29
3.5.2 萬向節(jié)叉 31
3.6 十字軸總成的潤滑 32
3.7 本章小結 33
第4章 中間支承的設計 34
4.1 中間支承的結構分析與選擇 34
4.2 軸承的選取 35
4.3 本章小結 37
結論 38
參考文獻 39
致謝 40
第1章 緒 論
1.1 選題的目的和意義
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，對汽車節(jié)能、舒適與輕量化的要求越來越高。而傳動軸及萬向節(jié)的設計裝配不良將產生振動和噪聲，增添未能估算在內的符加動載荷，還可能導致傳動系不能正常運轉和早期破壞，萬向傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一[1]。傳動軸選用與設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設計不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加負荷，可能導致傳動系不能正常運轉，因此該總成設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。
1.2 國內外研究現狀、發(fā)展趨勢
傳動軸普遍采用具有較高的強度的薄鋼板卷焊而成的空心軸，超重型貨車的傳動軸則直接采用無縫鋼管制成。近年來由于對汽車低能耗，低成本的要求越來越高，汽車必須輕量化，汽車變得更易產生振動和噪聲。因此對傳動系重要組成部分萬向節(jié)振動特性必須進行分析[2]。目前國內外都將以NVH(噪音，振動，嘯聲)為設計目標，為了滿足這類要求，汽車制造廠對該總成的設計要求越來越嚴格。隨著Matlabl軟件的開發(fā)，國內對傳動軸的設計己從傳統(tǒng)設計向模糊可靠性設計發(fā)展。基本方法是把傳統(tǒng)設計公式中的參量看作隨機變量，進行概率計算，從中找出規(guī)律，得出合理的校核強度和截面參數。汽車和工程機械用傳動軸在高速轉動時要產生彎曲振動。因此導致共振現象使傳動軸斷裂.尤其是高速軸。為避免共振產生應進行振動計算。確定其臨界轉速.常規(guī)優(yōu)化設計是為了使傳動軸在工作時不出現共振現象.使傳動軸的臨界轉速盡量避開其實際最高轉速。因載荷的隨機性及切削加下時下件表而凹凸不平及材料軟硬不均。臨界轉速具有離散性。它不是一個點，而是一個區(qū)域。而模糊可靠性設計理論應用于具有振動的傳動軸的優(yōu)化設計中，提出傳動軸的模糊可靠性優(yōu)化設計方法，建立了在滿足給定模糊可靠要求設計條件下優(yōu)化設計數學模型。傳動軸模糊可靠性優(yōu)化設計在設計中，既考慮設計參數的隨機性和模糊性，又能進行多參數設計，使設計方案最優(yōu)，且在設計后能預測新產品的可靠度[3]。這是可靠性和最優(yōu)化設計的有機結合。
萬向節(jié)是實現萬向傳動的關鍵，萬向節(jié)性能的優(yōu)劣直接影響到整車的行駛性能、動力性、舒適性。從19世紀初虎克式萬向節(jié)在汽車上應用以來，經過100多年的發(fā)展己經有十幾種形式?？煞譃殄幮匀f向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)。等速萬向節(jié)因其加工制造精度高、難度大，需成套引進國外專用加工生產設備，且投資費用大、價格高，已成為實現國產化的關鍵問題之一。由于等速萬向節(jié)傳動軸應是用橡膠護套來密封的，橡膠護套的壽命從很大程度上決定了傳動軸總成的使用壽命，因此橡膠護套設計和考核試驗也成了等速萬向節(jié)設計的重要環(huán)節(jié)之一。由于近年來Pro/E、CATIA、Matlab等軟件的開發(fā)與應用，國內的企業(yè)、科研單位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真設計，從而大大提高了我國對萬向節(jié)的設計、制造水平。
綜合以上國內外文獻和相關書籍可以看出：隨著計算機的發(fā)展、各種計算機輔助軟件的設計開發(fā)，如:Pro/E、CAD、CATIA等以及有限元分析等設計理論的發(fā)展，必然會給萬向節(jié)的設計、研發(fā)帶來日新月異的進展，萬向節(jié)及傳動軸的設計己逐步實現自動化，集成化，智能化。
1.3 研究內容及方法
1.3.1 傳動軸方案的選擇及主要參數的確定
在汽車行駛過程中，由于發(fā)動機的振動及不平路面的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動，使變速器的輸出軸和驅動橋的輸入軸相對位置經常變化，故兩根軸不能剛性地連接，而必須采用一般由兩個十字軸萬向節(jié)和傳動軸組成的萬向傳動裝置。在變速器與驅動橋之間距離較遠的情況下，應將傳動軸分成兩段，并用三個十字軸式萬向節(jié)連接起來，且在中間傳動軸后端加裝中間支承。
根據給定的發(fā)動機功率、變速器最大傳動動比、主速器傳動動比計算出最大剪應力和彎曲應力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動軸臨界轉速的校核。
1.3.2 萬向節(jié)類型的選擇
對萬向節(jié)類型及其結構進行分析，并結合（CA1041）技術要求選擇合適的萬向節(jié)類型?？紤]到本畢業(yè)設計所針對的車型為中輕型貨車，對其萬向傳動軸的設計應滿足：制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強，使用壽命長，結構簡單，調整維修方便等要求，本設計選用十字軸式萬向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動軸。
1.3.3 十字軸式萬向節(jié)的結構分析
十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失，提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內脫出。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前，最常見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[4]。
1.3.4 萬向節(jié)總成主要參數的確定與校核
1、十字軸
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壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。
2、十字軸滾針軸承
滾針軸承的結構分析：汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，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。為了防止在運輸及安裝過程中掉針，國內的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針[5]。這種結構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。
3、聯接螺栓
在發(fā)動機前置后驅動的汽車中，連接變速器與驅動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅動橋或變速器的法蘭盤組成的聯軸器來傳遞轉矩的，由于螺栓聯接工作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓強度。
4、萬向節(jié)叉
萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，應對其彎曲應力和扭應力進行校核。
1.3.5 中間支承的設計與校核
在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉速，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。當傳動軸分段時，需加設中間支承。在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對應的臨界轉速 r/min盡可能低于傳動軸的常用轉速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉速為1000~2000r/min，對于乘用車，取下限。當中間支承的固有頻率依此數據確定時，由于傳動軸不平衡引起的共振轉速1000~2000r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉速為500~1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動軸的諧振[6]。
第2章 傳動軸總成的設計
2.1 萬向傳動軸總體概述
萬向傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設計不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加負荷，可能導致傳動系不能正常運轉..。
傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉知經分動器傳遞給前驅和后驅的傳動機構，轉速達3000~7000r/min,振動是傳動軸總成設計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術來減小滑移阻力，但產生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40倍，而滑移阻力將產生振動。為選型設計提供依據，傳動軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。
2.2 傳動布置型式的選擇
萬向節(jié)傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計布置的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加動負荷，可能導致傳動系不能正常運轉和早期損壞。
車輛的萬向節(jié)傳動，主要應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動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅動橋的動力輸入軸不在一個平面內。有的裝載機在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機在轉向時均會使變速箱與驅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2.1為用于汽車變速箱與驅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2.1 汽車的萬向傳動方案[7]
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。
2.3 傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核
2.3.1 傳動軸的運動分析
傳動軸的長度和夾角及它們變化范圍，由汽車總布置設計決定。設計時應保證在傳動軸長度處在最大值時，套管叉與花鍵軸有中夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角的大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸旋轉的不均勻性。
當傳動軸長度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強度，并能承受相當的轉速。其許用的傳動軸轉速，不應超過臨界轉速。所謂臨界轉速，即當某個長度為L的傳動軸，在兩支點中旋轉時，如圖2.2所示，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質量中心）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，傳動軸質量的不均勻，則a將再增大。當此軸旋轉時，在質量中心必有離心力的作用，這個別離心力又將引起傳動軸的進一步彎曲，產生附加撓度y。由于重力的大小和方向是不變的，而離心力的大小與方向是改變的，故使傳動軸的彎曲力（垂直力與離心力的向量和）也周期性的變化著，從而傳動軸的撓度也隨時在變化。即傳動軸的旋轉，將伴隨有彎曲振動，它的頻率即等于傳動軸的轉速。當傳動軸的轉速接近于它的彎曲自然振動頻率時，即出現共振現象，振幅（撓度）急劇增加，致使傳動軸折斷，這一轉速即稱為傳動軸的臨界轉速。
圖2.2 萬向節(jié)傳動軸的彎曲振動
傳動軸的臨界轉速與軸的直徑、長度和支承點數目有關。設傳動軸轉速為。作用在傳動軸上的離心力則為：
（2.1）
式中:m—傳動軸的質量
這時離心力被與長度成正比的材料彈性力p所平衡，由材料力學得知：
（2.2）
式中：E—傳動軸材料的抗拉彈性模數，N/mm2；
L—支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距離（m）；
I—軸剖面對其對稱軸線（直徑）的轉動慣量（m4）；
系數c與受載情況、支承型式有關，當載荷在兩端自由支承的梁上沿長度平均分布時，而在同樣受載情況下，對兩端固定支架支承的梁；
P—材料彈性力
由平衡條件得：
（2.3）
解得： （2.4）
式中：a—初撓度；
Y—附加撓度；
ω—傳動軸角速度
當時，軸的撓度y趨于無窮大，即若軸以與此相應的角速度旋轉時必將折斷。這時：
（2.5）
對于直徑為D的實心軸，由力學得知
， （2.6）
式中：—傳動軸材料單位體積重量
由此，對于兩端自由支承（開式傳動軸），且載荷沿軸長平均分布的軸，其臨界轉速為：
r/min （2.7）
對于兩端有固定支承的軸（軸封閉于傳動軸套管中的閉式傳動軸），則：
r/min （2.8）
對于大量采用的空心軸，若其剖面外徑D，內徑為d，則：
于是兩端自由支承的軸：
r/min （2.9）
對兩端固定支承的軸，則：
r/min （2.10）
以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位（厘米）。對于絕大多數開式傳動軸，可按兩端自由支承的軸來計算，工作長度L可取兩萬向節(jié)中心間距離。如為閉式傳動軸，可按兩端固定支承的軸承計算，工作長度L可取兩軸承中心間距離。
從上面公式可以看出：當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。這就是為什么傳動軸廣泛采用空心軸的原因之一。同時還可看出當L增加，下降，為了提高可縮短傳動軸長度，增大軸管內外徑。所以當mm時，常采用中間支承。當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。為了提高在制造方面采取的主要措施是；用質量分面比較均勻的焊接鋼管代替無縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取1.85～2.50mm；對每根傳動軸總成應進行動平衡檢驗，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內，如果不合格應進行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內。在確定傳動軸截面尺寸時，一定要使傳動軸的實際最大轉速小于其臨界轉速。其安全系數k應在以下范圍內。
（2.11）
式中：—為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速
如果傳動軸的動平衡很好，而且花鍵連接制造精度很高，此時臨界轉速的安全系數，可取較小值。
當傳動軸質量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動軸就能在低于臨界轉速下發(fā)生破壞。表2.1為某載重汽車的實驗數據，表示傳動軸破壞轉速[8]。
傳動軸總成應進行動平衡試驗，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，3000~6000r/min時不大于1~2N·mm；對5t以上的貨車，在1000~4000r/min時不大于10N·mm。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動應不大0.5~0.8mm。由公式2.10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）需設置固定在車架車身上的中間支承。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。
表2.1 某載重汽車傳動軸的破壞轉速與行駛里程的關系[8]
行駛里程（km）
0
17000
100000
在重心平面上的振擺（mm）
1.15
1.58
2.75
破壞轉速與臨界轉速之比（）
0.92
0.86
0.69
2.3.2 傳動軸斷面尺寸的計算與校核
本設計傳動方式為開式、兩軸三萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ載貨汽車主要技參數見附錄。
由安全系數，得計算臨界轉，取k=1.5，轉速為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速。
式中：—發(fā)動機最大功率時的轉速r/min；
—變速器最高檔傳動比；則：r/min。
將 r/min代入得：
r/min
取r/min
選取主傳動軸進行計算：電焊管參數應按冶金部標準YB242-63選取。表2.2給出外徑D=60~95mm的標準參數值。
表2.2 60—95mm電焊鋼管YB242-63 （mm）
外徑
鋼 管 厚 度
60
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
63.5
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
70
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
75
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
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
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
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
由于傳動軸為開式，兩端自由支承所以臨界轉速按公式2.9計算。設主傳動軸外徑為，內徑為，傳動軸管厚度為B。初選傳動軸管外徑mm，厚度mm，則mm將r/min，主傳動軸長度mm，mm，mm代入2.9得：
r/min
經計算主傳動軸符合臨界轉速設計要求。
在按臨界轉速初選軸管斷面尺寸以后，還需要進行扭轉強度驗算，由于傳動軸夾角α引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計算簡單，將不考慮由于夾角α而引起的附加扭矩和彎矩，只按純扭矩計算其扭轉應力。傳動軸的最大扭轉應力(MPa)可按下式計算：
（2.12）
式中：—傳動軸的計算扭矩，N·mm；
W—抗扭斷面模量，對空心軸
將W代入上式，則傳動軸扭轉強度應滿足以下要求：
（2.13）
式中：—許用扭轉應力，MPa
傳動軸計算扭計算公式如下:
（2.14）
式中：—發(fā)動機最大轉矩(N·mm)，N·mm；
N—計算驅動橋數，CA1041為后橋驅動車輛，所以取；
—變速器一擋傳動比，CA1041裝配的變速器一擋傳動比；
—發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，??；
—猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變速器，具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車，性能系數 的汽車：，的汽車：或由經驗選定。
性能系數計算由下式計算：
當時
當時
式中：—汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量），kg；
由CA1041技術參數查得：Kg，N·m。代入得：
，，取。
將N·mm、、、、代入公式2.14得：
N·mm
將傳動軸計算扭矩N·mm，傳動軸管外徑N·mm，內徑N·mm代入公式2.13得：
MPa
經計算主傳動軸軸管符合設計要求，能保證在各種工況下有效的傳遞轉矩。
由于中間傳動軸比主傳動軸短，所以主傳動軸軸管的外徑和管壁厚度同樣適用于中間傳動軸。
2.4 主傳動軸滑動花鍵的設計
汽車行駛過程中，變速器與驅動橋的相對位置經常變化。為避免運動干涉，傳動軸中設有由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來以實現傳動軸長度的變化?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設計選矩形花鍵，其主要參數可按照《機械設計手冊》選取[9]。下表2.3給出了部分輕系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸N×d×D×B 為8×46×50×9。
矩形花鍵主要有下圖2.3所示四種形式：由于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動，所以選A型花鍵。表2.4給出了部分矩形內花鍵長度：
根據表2.4所給出的長度，初選花鍵長度mm，花鍵軸孔長度mm。
在選定花鍵尺寸后，還應對作用在花鍵軸上的扭轉應力(MPa)和作用在齒側的擠壓應力(MPa)進行校核。
表2.3 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm）
小徑d
輕系列規(guī)格
N×d×D×B
輕系列r
輕系列c
28
6×23×26×6
0.2
0.1
32
8×32×36×6
0.3
0.2
36
8×36×40×7
0.3
0.2
42
8×42×46×8
0.3
0.2
46
8×46×50×9
0.3
0.2
52
8×52×58×10
0.4
0.3
注：表中 N-鍵齒數；D-花鍵大徑；B-鍵寬；r-倒角；c-倒角
表2.4 矩形內花鍵長度很系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）
花鍵小徑d
36～52
花鍵長度或
22～120
孔的最大長度L
200
花鍵長度或系列
10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200
對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算扭轉應力(MPa)，的計算公式如下：
（2.15）
式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；
d—花鍵軸的花鍵內徑（mm）；
—許用應力，按安全系數確定，取，則：MPa；
將N.mm、mm代入公式2.15得：
MPa
經校核主傳動軸花鍵的齒根扭轉應力符合設計要求。
傳動軸花鍵的齒側擠壓應力MPa計算公式如下：
（2.16）
圖2.3 矩形花鍵的主要形式
式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；
—花鍵轉矩分布不均勻系數，，取；
、—分別為花鍵外徑和內徑（mm）；
—花鍵的有效工作長度（mm）；
N—花鍵齒數；
—許用擠壓應力(MPa)
當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，滑動花鍵MPa。
將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.16）得：
MPa 經校核主傳動軸花鍵齒側擠壓應力符合設計要求。
當傳遞轉矩的花鍵伸縮時，產生的軸向阻力為：
（2.17）
式中：—傳動軸所傳遞的轉矩，Nmm；
r—滑動花鍵齒側工作表面的中徑，mm；
f—摩因數，，取
代入公式2.17得：
N
為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，從而提高傳動效率。但這種結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡[10]。
2.5 中間傳動軸花鍵的設計
由于所所設計的傳動軸為兩段，為中間傳動軸和主傳動軸，所以要考慮兩段軸的連接問題。通常將中間傳動軸加工出一段花鍵和一段螺紋，花鍵與中間傳動軸凸緣叉組成花鍵副，再用一個開槽螺母將凸緣叉軸向定位，防止凸緣叉軸向竄動；再將凸緣叉與萬向節(jié)叉相連實現動力的傳遞。
選取中間傳動軸花鍵鍵型為矩型花鍵，主要尺寸參照表2.3：初選花鍵小徑mm，大徑mm，鍵齒數N=8，鍵寬B=7mm。參照表2.4，取鍵長 mm。
選定花鍵尺寸后，對作用在花鍵軸上的扭轉應力(MPa)和作用在齒側的擠壓應力(MPa)進行校核。
對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力MPa，其許用應力同上， MPa。的計算公式如下：
（2.18）
將、代入公式2.18得：
MPaMPa
經校核中間傳動軸齒根扭轉應力符合設計要求。
中間傳動軸花鍵的齒側擠壓應力MPa應滿足：
（2.19）
式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；
—花鍵轉矩分布不均勻系數，，取；
、—分別為花鍵外徑和內徑（mm）；
—花鍵的有效工作長度（mm）；
N—花鍵齒數；
—許用擠壓應力
當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，非滑動花鍵許用擠壓應力 MPa，取MPa。
將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.19）得：
MPa
經校核中間傳動軸花鍵齒側擠壓應力符合設計要求。
2.6 本章小結
本章完成了對中間傳動軸、主傳動軸的設計。在給定了發(fā)動機轉矩、變速器低擋傳動比的情況下確定了中間傳動軸與主傳動軸的內、外徑，保證發(fā)動機在各工況工作時傳動軸不發(fā)生共振行成傳動軸的折斷。在確定了傳動軸尺寸后對其扭轉應力進行了校核，使傳動軸在各種工況以及沖載荷情況下不會產生扭轉變形。兩段傳動軸間轉矩是靠主傳動軸花鍵與中間傳動軸花鍵傳遞的，這兩處花鍵的設計也是這一章的重中這重。本設計中選用了相對漸開線花鍵定心精度更高、加工更容易的矩型花鍵，這種形式提高了傳動軸高速轉動時的穩(wěn)定性，也減少了花鍵的磨擦從而提高了傳動軸整體的使用壽命。由于花鍵配合間隙小，減小了車輛行駛時的振動的噪聲，提高了駕駛舒適性。
第3章 萬向節(jié)總成的設計
3.1 萬向節(jié)類型的選擇
萬向節(jié)是轉軸和轉軸之間實現變角度傳遞動力的基本部件，按其在扭轉方向上是否有明顯的彈性，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)的動力是靠零件之間的鉸鏈式連接傳遞的；而撓性萬向節(jié)的動力則靠彈性零件傳遞的，且有一定的緩沖減振作用。剛性萬向節(jié)根據其運動特點又可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)三種形式[11]。
不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動，但平均角速度相等的萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設計角度下以相等的瞬時角速度傳遞運動，而在其他角度下以近似相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以始終相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。萬向節(jié)分類如下圖3.1所示：
萬向節(jié)
剛性萬向節(jié)
不等速萬向節(jié)
十字軸式
準等速萬向節(jié)
雙聯式
凸塊式
三銷軸式
球面滾輪式樣
等速萬向節(jié)
球叉式
球籠式
撓性萬向節(jié)
圖3.1 萬向節(jié)的分類
由于十字軸式萬向節(jié)具有結構簡單、傳動可靠、效率高、且制造成本低，被廣泛應用于各類汽車的傳動系統(tǒng)中。根據本設計適用的車型，選用十字軸式萬向節(jié)。
3.2 十字軸式萬向節(jié)的結構分析
十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失、提高效率、在十字軸軸頸和萬向節(jié)間有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內脫出。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前，最常見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[12]。
最普通的蓋板式軸承軸向定位結構是用螺栓和蓋板將套筒固定在萬向節(jié)叉上，并用鎖片將螺栓鎖緊。它工作可靠，拆裝方便，但零件數目較多。有時將彈性蓋板點焊于軸承座底部，裝配后，彈性蓋板對軸承座底部有一定的預壓力，用來防止高速轉動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現間隙而引起十字軸軸向竄動，并避免了由于這種竄動所造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞。[13]卡環(huán)式又分為外卡式和內卡式兩種。它們具有結構簡單、工作可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結構中的萬向節(jié)叉與十字軸頸配合的圓孔不是一個整體，而分成兩半，再用螺釘連接起來。這各結構具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工藝復雜。塑料環(huán)定位結構是在軸承碗外圓和萬向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽，當滾針軸承動配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中，待萬向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時，表明塑料己充滿環(huán)槽。這種結構軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動和發(fā)熱，保證在任何工況下，十字軸的端間隙始終為零，有的結構在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。
滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現空氣阻塞而造成缺油，故應用己越來越少。在結構較復雜的雙刃口復合油封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。當向十字軸內腔注入潤滑油時，陳油、磨損產物及多余的潤滑油便從橡膠油封內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。十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低；但所連接的兩軸夾角不宜過大。當夾角由增至于時，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降到原來壽命的1/4。
3.3 萬向節(jié)的受力分析
3.3.1 單十字軸萬向節(jié)的受力分析
當十字軸萬向節(jié)的主、從動軸之間的夾角為α時，主、從動軸的角速度ω1、ω2 之間存在如下關系：
（3.1）
式中：—主動叉轉角，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，所以也為同周期的周期函數。當為0、π時，ω2達到最大值，；當為、時，ω2達到最小值，。因此，當主動軸以等角速度轉動時快、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速不均勻系數K來表示：
（3.2）
如不計萬向節(jié)的磨擦損失，主、從動軸轉矩T1和T2與各自相應的角速度有的關系，這樣有
（3.3）
顯然，當ω1/ω2最小時，從動軸上的轉矩為最大值，；當最大時，從動軸上的轉矩為最小值，。當T1與α一定時，T2在其最大值與最小值之間每一轉變化兩次。
具有夾角α的十字軸萬向節(jié)，由于其主、從動叉軸上的轉矩T1 、T2作用在不同的平面上，因此僅在主動軸驅動轉矩和從動軸反轉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系分析可知，主動叉樹十字軸的作用力矩，除主動軸驅動轉矩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。
當主動叉在兩特殊位置時，附加彎曲力矩的大小及變化特點：
當主動叉處于和π位置時，如圖3.1（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。當主動叉處于和位置時圖3.1（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3.1 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，即每一轉變化再次。使從動叉軸支承受周期性變化的徑向載荷為：
（3.4）
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、方向相反的側向載荷為：
（3.5）
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，使傳動軸產生附加應力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強度。因此，為了控制附加彎矩，應避免兩軸之間的夾角過大。
如果十字軸萬向節(jié)的主動叉軸轉速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉，產生的慣性力矩為：
（3.6）
式中，J2—從動叉軸旋轉質量的轉動慣量；
ε2—從動叉軸的角加速度，可通過對式3.1求導得出：
（3.7）
可見，當輸入軸轉速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時，由于從動叉軸旋轉的不均勻加劇所產生的慣性力矩，可能會超過結構許用值。應采取有效方法降低此慣性力矩。
3.3.2 雙十字軸萬向節(jié)傳動
當輸入軸與輸出軸之間存在夾角α時，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的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉，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，且使兩萬向節(jié)夾角α1與α2相等如圖3.2a、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軸的支承反力平衡。當輸入軸與輸出軸的軸線平行時如圖3.2a，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3.2b中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當輸入軸與輸出軸的軸線相交時如圖3.2c，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3.2d，中雙點劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產生大小相等、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3.2 附加彎矩對傳動軸的作
3.3.3 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角差為：
（3.8）
式中：—多萬向節(jié)傳動的當量夾角；
θ—主動叉的初相位角；
—主動軸轉角
式3.8表明，多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的運動關系，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，則當量夾角為
(3.9)
式3.9中，α1、α2、α3等為各萬向節(jié)的夾角。式中的正負號這樣確定：當第一萬向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內，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。
為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使。萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉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的諧振噪聲。因此，在設計多萬向節(jié)傳動時，應該讓當量夾角不大于。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。
3.4 萬向節(jié)總成主要參數的確定與校核
便于設計時確定十字軸總成尺寸，表3.1列出不同噸位載重汽車的十字軸尺寸范圍[16]。
3.4.1 十字軸
根據該設計車型載質量m=2t，按表3.1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壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。
設作用于十字軸軸頸中點的力為F如圖3.3所示：
(3.10)
式中：T—萬向傳動軸計算轉矩；
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
萬向傳動軸計算轉矩T=989860Nmm，mm，取。將數據代入公式3.10得：
表3.1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
H
D
h
L
D
C
1~1.5
90
18
16
3
14
32
4
2~2.5
90
22
21
3
18
35
4
3~4
108
25
24
3
18
39
4
5~7
127
34
24
3
18
50
4
圖3.3 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力和切應力應滿足：
（3.11）
（3.12）
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)；
—彎曲應力的許用值，MPa；
—切應力的許用值，MPa
將mm，mm，mm，F=14795.1N代入公式3.11、3.12得：
MPa
MPa
經校核十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力均符合設計要求。
3.4.2 滾針軸承
汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，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。為了防止在運輸及安裝過程中掉針。國內的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針。這種結構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]。其結構如圖3.4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。滾針軸承徑向間隔隙過大，承受載荷的滾針數減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現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)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙通常不應超過0.2~0.4mm。
1- 旋轉軸油封；2-擋針圈；3-滾針軸承帽；4滾針；5-油封擋圈
圖3.4 滾針軸承剖面圖
十字軸滾針軸承的接觸應力應滿足：
（3.13）
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作用下一個滾針所受的最大載荷（N），由下式確定：
（3.14）
式中：i—滾針列數；
Z—每列中的滾針數
當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力為3000~3200MPa。所設計滾針軸承的滾針列數為i=1，每列中的滾針數z=26。將i=1,z=26，F=14759.1N代入公式3.14得：
將mm，mm，mm，N代入公式3.13得：
MPa
經校核軸承滾針接觸應力符合設計要求。
另外，應檢查與從動軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負荷，使其不超過許用值。這一最大作用力，可按如下公式計算：
（3.15）
式中：z—滾針數；
，—滾針的直徑和工作長度(mm)；
—發(fā)動機在最大轉矩下的轉速；
—自發(fā)動機至萬向節(jié)間的變速機構的低檔傳動比；
—萬向節(jié)工作夾角
將z=26, mm,mm,r/min,N代入公式
3.15得:
N
N
經校核滾針軸承承能承受的最大負荷符合設計要求。
當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3.5.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3.5 滾針布置圖
（3.16）
mm
式中：Z—滾針數
當滾針間的距離為f時，滾針中心分布直徑由增加到如圖3.5.b所示：
（3.17）
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mm時：
mm
3.5 聯連接元件的設計
3.5.1 聯接螺