中型貨車萬向節(jié)與傳動軸設計【帶CATIA有限元文件】【6張圖紙】【優(yōu)秀】

中型貨車萬向節(jié)與傳動軸設計【帶CATIA有限元文件】【6張圖紙】【優(yōu)秀】,帶CATIA有限元文件,6張圖紙,優(yōu)秀,中型,貨車,萬向節(jié),傳動軸,設計,CATIA,有限元,文件,圖紙 遼寧工程技術大學 本科畢業(yè)設計開題報告 題 目 中型貨車萬向節(jié)與傳動軸設計 指 導 教 師 任蘭柱 院（系、部） 機械學院車輛工程系 專 業(yè) 班 級 汽車06-1 學 號 0607130130 姓 名 鄒偉 日 期 2010-03-11 教務處印制 一、 選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀 1.目的及意義： 隨著汽車行業(yè)的日漸成熟，特別是近幾十年來汽車工業(yè)大發(fā)展以來，汽車行業(yè)對世界經(jīng)濟的發(fā)展和人類社會的進步產(chǎn)生了巨大影響?，F(xiàn)今生活中的汽車的普及極大的擴大了人們的活動范圍也加快的人們的生活節(jié)奏。因此，汽車成為了人類生活中不可或缺的一部分。如今，汽車的設計要求提高汽車的技術水平，使其承載能力更強，動力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟舒適。本設計的研究對象是中型貨車的萬向傳動裝置，其作為汽車傳動系統(tǒng)中的重要部件，零件的結構方案、材料的選擇、所受力的分析是本文探討設計的重點。 萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和軸管及伸縮花鍵等零部件所組成，對于軸距較長的車輛，為了使傳動軸的臨界轉速得到提高，并且為了避免共振，還需要裝有中間支承。萬向傳動裝置在汽車上應用的比較廣泛，主要功用是使工作過程中相對位置不斷變化的兩根軸之間傳遞轉矩和旋轉運動。在發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上，萬向節(jié)傳動裝置安裝在變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間；而前置發(fā)動機前輪驅動的汽車省略了傳動軸，萬向節(jié)安裝在前橋半軸與車輪之間。在萬向傳動裝置的工作過程中，輸出軸繞自身軸的旋轉的動力來源是由輸入軸繞其軸的旋轉提供的。為滿足動力傳遞、適應轉向和汽車運行時所產(chǎn)生的上下跳動所造成的角度變化。萬向節(jié)允許被連接的零件之間存在相應的夾角并在一定范圍內(nèi)變化。 2.研究現(xiàn)狀： 按萬向節(jié)在扭轉方向上是否有明顯的彈性可分為剛性萬向節(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)三種。 （1）不等速萬向節(jié) 　　 十字軸式剛性萬向節(jié)為汽車上廣泛使用的不等速萬向節(jié)，允許相鄰兩軸的最大交角為15゜～20゜。十字軸式萬向節(jié)由一個十字軸，兩個萬向節(jié)叉和四個滾針軸承等組成。兩萬向節(jié)叉1和3上的孔分別套在十字軸2的兩對軸頸上。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，這樣就適應了夾角和距離同時變化的需要。在十字軸軸頸和萬向節(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。為了潤滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。潤滑油可從注油嘴注到十字軸軸頸的滾針軸承處。 （2）準等速萬向節(jié) 常見的準等速萬向節(jié)有雙聯(lián)式和三銷軸式兩種，它們的工作原理與雙十字軸式萬向節(jié)實現(xiàn)等速傳動的原理是一樣的。 雙聯(lián)式萬向節(jié)實際上是一套將傳動軸長度減縮至最小的雙十字軸式萬向節(jié)等速傳動裝置，雙聯(lián)叉相當于傳動軸及兩端處在同一平面上的萬向節(jié)叉。在當輸出軸與輸入軸的交角較小時，處在圓弧上的兩軸軸線交點離上述中垂線很近，使得α1與α2 的差很小，能使兩軸角速度接近相等，所以稱雙聯(lián)式萬向節(jié)為準等速萬向節(jié)。 （3）等速萬向節(jié) 目前轎車上常用的等速萬向節(jié)為球籠式萬向節(jié)，也有采用球叉式萬向節(jié)或自由三樞軸萬向節(jié)的。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時角速度傳遞的萬向節(jié)，既稱之為等速萬向節(jié)。 二、研究方案及預期結果 （設計方案或論文主要研究內(nèi)容、主要解決的問題、理論、方法、技術路線及論文框架等） 1.研究內(nèi)容及主要解決問題： （1）當前較為常見的萬向節(jié)根據(jù)不同的要求有哪些分類。 （2）每種萬向節(jié)的特點及其適用哪些車輛。 （3）對十字軸萬向節(jié)進行參數(shù)確定以及強度校核，以適應其工作環(huán)境，并達到一定的使用強度和使用壽命。 2.方法、理論： 本論文采用理論研究與實際研究、定性與定量分析、文字敘述與圖表說明相結合的方法，對研究對萬向傳動軸運動情況進行了分析，確定出萬向節(jié)的轉矩，并對十字軸上的力以及十字軸頸根部的彎曲應力和切應力進行校核。保證使其在正常使用時，擁有更長的使用時將。對十字軸滾針軸承進行接觸應力和滾針所能承受的最大載荷的計算，以適合十字軸的使用；對萬向節(jié)叉與十字軸連接支承時產(chǎn)生的作用反力，對其萬向節(jié)叉承受彎曲和扭矩載荷進行校核，以達到使用強度。 萬向傳動軸設計應滿足的要求： （1) 能可靠傳遞動力，當兩軸的相對位置在預計的范圍內(nèi)變動時。 （2）保證傳動盡可能同步，兩軸的轉速盡可能一樣。 （3）振動噪音以及附加載荷（萬向節(jié)傳動引起的）在允許范圍內(nèi)。 （4）效率高，使用壽命長。 （5) 結構簡單、制造方便、維修容易。典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。 學習研究《汽車構造》、《汽車理論》、《汽車設計》、《材料力學》、《理論力學》等相關課程，深入了解萬向傳動裝置的結構及工作原理，為畢業(yè)設計打下堅實的理論基礎。 3.技術路線： （1）先閱讀大量關于汽車萬向傳動裝置的理論文獻，打好理論基礎。后在老師的指導下，明確總體方案設計。 （2）通過圖書館查閱相關文獻、工具書、網(wǎng)絡資源搜索等方法收集相關資料比整理以備查閱。 （3）通過分析研究后完成圖紙繪制并撰寫成論文。 4.預期結果： 汽車在行駛過程中，由于發(fā)動機的振動及不平路面的沖擊等因素影響，會引起彈性懸架系統(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(jīng)常變化，采用萬向傳動裝置可實現(xiàn)兩軸之間的動力傳遞。 0號紙 2.5 張 說明書 1份40000字左右 5.論文框架： 題名、作者、中英文摘要、引言、正文、技術與經(jīng)濟性分析、結論、參考文獻。 正文： 1． 萬向傳動裝置結構方案分析 2． 萬向節(jié)分類 3． 萬向節(jié)的設計與強度校核 4． 萬向傳動軸的設計及強度校核 5． 基于CATIA的有限元分析 三、研究進度 第1-2周：畢業(yè)實習，熟悉相關資料和參考圖 第3-4周：編寫開題報告及萬向傳動裝置總體方案設計 第5-6周：確定萬向節(jié)基本參數(shù)和主要結構尺寸設計 第7-8周：傳動軸尺寸設計計算 第9-10周：繪制萬向節(jié)與傳動軸的總裝配圖 第11-12周：繪制萬向節(jié)與傳動軸零件圖 第13-14周：編寫說明書 第15-16周：修改說明書及準備答辯 四、主要參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].吉林大學：機械工業(yè)出版社2009.4 [2] 羊拯民.傳動軸和萬向節(jié)[M]. 北京：人民交通出版社，1986.10 [3] 陳家瑞.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.5 [4] 孫志禮，冷興聚,魏延剛,曾海泉. 機械設計[M]. 第1版.東北大學出版社,2000. [5] 習天錄，蘇俊華. 十字軸萬向節(jié)串聯(lián)軸系傳動特性研究[J] .機床與液壓，2003. [6] 劉惟信.汽車設計[M].吉林大學：機械工業(yè)出版社，2004.8 [7] Erich Aucktor.萬向節(jié)與傳動軸[M].汽車工程圖書出版社，1997. [8] 鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設計課程設計[M].東北大學出版社，2000.12. [9] 韓正銅，王天煜.機械精度設計與檢測[M].徐州：中國礦業(yè)大學出版社,2007. [10] JB/T10189，2000 汽車用等速萬向節(jié)及其總成.中華人民共和國機械行業(yè)標準[S] [11] JB/T3232-1994 軸承齒輪.萬向節(jié)滾針軸承[S] [12] 張武農(nóng).我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究[J].汽車工業(yè)研究,2001,9(4). 五、指導教師意見 指導教師簽字： 5 摘要 萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還需加裝中間支承。本設計主要研究中型貨車變速器與驅動橋之間的萬向傳動裝置。該設計是以萬向傳動裝置的結構與工作原理為基礎，采用有限元分析、理論研究與實際研究、定性與定量分析等方法計算出較為合理的萬向節(jié)與傳動軸結構。并用文字敘述與圖表說明相結合的方法闡述了萬向傳動裝置的構造及所選基本尺寸，然后計算了萬向節(jié)的轉矩，對十字軸上的力以及十字軸頸根部的彎曲應力和切應力進行強度校核，其中應用有限元分析的方法對中間傳動軸進行應力分析，并繪制出了傳動軸的受力云圖。對十字軸滾針軸承進行接觸應力和滾針所能承受的最大載荷的計算，以適合十字軸的使用；對萬向節(jié)叉與十字軸連接支承時產(chǎn)生的作用反力，對其萬向節(jié)叉承受彎曲和扭矩載荷進行校核，以達到使用強度。確保其在正常使用的情況下，擁有更長的使用壽命。 關鍵詞：中型貨車；萬向傳動裝置；十字軸式萬向節(jié)；伸縮花鍵 Abstract Universal transmission device is generally composed by universal and shaft, and sometimes it also needs to install middle supporting. This design mainly studies about the medium van’s transmission and the universal transmission between axles.It is based on universal transmission device structure and working principle, and calculates the universal shaft and the reasonable structure by finite element analysis, theoretical research , practical research, the qualitative and quantitative analysis. Use text and illustrations method combining describes the structure ,universal transmission device and selected basic dimensions. Then calculate the torque, and compare the bending stress and shear stress intensity of universal shaft and the roots of the neck. Use application of the finite element analysis method in stress analysis of intermediate shaft transmission and mapped the stress contours. The cross axis needle bearing on contact stress and needle roller can withstand the maximum load calculation for the use of spiders. Compare the cardan shaft supporting the role of the reverse force, cardan sustaining bending and torque load test, in order to achieve intensity. To ensure the service life be longer by normal use in the circumstances. Key words: medium truck；universal driving device；cardan universal joint；slip join I 目錄 緒論 1 1 萬向傳動裝置結構方案分析 2 1.1 中型貨車主要參數(shù)選擇 2 1.2 總體設計方案 2 1.2.1 傳動軸管選擇 4 1.2.2 伸縮花鍵的選擇 4 1.2.3 萬向節(jié)分析 5 1.2.4 中間支承結構分析與設計 6 2 萬向節(jié)的分類 8 2.1 不等速萬向節(jié) 8 2.2 準等速萬向節(jié) 9 2.3 等速萬向節(jié) 9 3 萬向節(jié)的設計與強度校核 10 3.1 萬向節(jié)結構與尺寸設計 10 3.1.1 基本構造與基本原理 10 3.1.2 確定十字軸尺寸 10 3.1.3 十字軸萬向節(jié)的傳動效率 11 3.2 萬向節(jié)強度校核 11 3.2.1 十字軸萬向節(jié)運動和受力分析 11 3.2.2 十字軸萬向節(jié)傳動的附加彎矩和慣性力矩 12 3.2.3 十字軸萬向節(jié)傳動的彎曲應力與剪切應力 15 4 萬向傳動軸設計及強度校核 18 4.1 傳動軸的臨界轉速 18 4.2 傳動軸長度選擇 21 4.3 傳動軸管內(nèi)外徑確定 22 4.4 傳動軸扭轉強度校核 22 4.5 花鍵內(nèi)外徑確定 22 4.6 花鍵擠壓強度校核 23 5 基于CATIA的有限元分析 25 5.1 設計零件模型 25 5.2 生成靜態(tài)分析 25 6 技術與經(jīng)濟性分析 27 結論 28 參考文獻 29 致謝 30 附錄A 譯文 31 附錄B外文文獻 54 附錄C 傳動軸靜態(tài)結構力分析 67 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計 緒論 隨著汽車行業(yè)的漸成熟，特別是近幾十年來汽車工業(yè)大發(fā)展以來，汽車行業(yè)對世界經(jīng)濟的發(fā)展和人類社會的進步產(chǎn)生了巨大影響?，F(xiàn)今生活中，汽車的普及極大的擴大了人們的活動范圍也加快的人們的生活節(jié)奏。如今，汽車成為了人類生活中不可或缺的一部分。在過去的幾十年中，發(fā)達國家一輛新車的零售價上漲了100%，而個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得起車并且讓制造商有利可圖，汽車制造商需要將每輛汽車的制造成本降低1500歐元左右。降低成本的措施包括對生產(chǎn)工藝進行簡化和標準化，以及生產(chǎn)低成本汽車?，F(xiàn)今，汽車的設計的形勢要求提高汽車的技術水平，使其承載能力更強，動力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟舒適。 本設計的研究對象是中型貨車的萬向傳動裝置，其作為汽車傳動系統(tǒng)中的重要部件，零件的結構方案、材料的選擇、所受力的分析是本設計探討設計的重點。 萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和軸管及伸縮花鍵等零部件所組成，如果是軸距較長的車輛，為了使傳動軸的臨界轉速得到提高和避免共振，還需要裝有中間支承。萬向傳動裝置在汽車上應用的比較廣泛，主要功用是在工作過程中相對位置不斷變化的兩根軸之間傳遞轉矩和旋轉運動。當車型是發(fā)動機前置后驅時，萬向節(jié)傳動裝置安裝在變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間；而前置發(fā)動機前輪驅動的汽車省略了傳動軸，萬向節(jié)安裝在前橋半軸與車輪之間。在萬向傳動裝置的工作過程中，輸出軸繞自身軸的旋轉的動力來源是由輸入軸繞其軸的旋轉提供的。萬向節(jié)允許被連接的零件之間存在相應的夾角并在一定范圍內(nèi)變化來滿足動力傳遞、適應轉向和汽車運行時所產(chǎn)生的上下跳動所造成的角度變化。 本文主要進行4x2前置后驅中型貨車的萬向節(jié)與傳動軸設計。該類車上萬向傳動裝置安裝在變速器與驅動橋之間，且兩者之間距離較遠的情況下，將傳動軸分成主傳動軸和中間傳動軸兩端，并用三個十字軸式萬向節(jié)相連，且在中間傳動軸后端加裝上中間支撐。 1 萬向傳動裝置結構方案分析 1.1 中型貨車主要參數(shù)選擇 表1-1 主要參數(shù)選擇 Table 1-1 to choose the main parameters 發(fā)動機最大轉矩（Temax） 318N?m 發(fā)動機到萬向軸之間傳動效率（η） 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(ηm) 0.92 汽車最大加速度時后軸負荷轉移系數(shù)（m2‘） 1.2 計算驅動橋（n） 1 最大變矩系數(shù)（k0） 3 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(chǎn)生的動載荷系數(shù)（kd） 1 1.2 總體設計方案 汽車在行駛的過程中，由于車輛上發(fā)動機的振動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，導致變速器的輸出軸和驅動橋的輸入軸之間的相對位置經(jīng)常發(fā)生變化，所以兩根軸之間不能采用剛性的連接，而一般采用由萬向節(jié)、軸管及伸縮花鍵等組成的萬向傳動裝置來連接。其安裝在變速器與驅動橋之間，位置如圖1-1所示。伸縮套能自動調(diào)節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化，使兩軸在不同工況下能正常的工作。較為常見的萬向節(jié)一般由十字軸、滾針軸承和凸緣叉等組成。萬向節(jié)可保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸之間夾角的變化，并實現(xiàn)兩軸的等角速傳動。 萬向傳動軸設計應滿足的要求： （1) 確保兩軸的夾角及相對位置在一定范圍內(nèi)變化時，能可靠的傳遞動力。 （2）保證傳動盡可能同步，兩軸的轉速盡可能一樣。 （3）振動噪音以及附加載荷（萬向節(jié)傳動引起的）在允許范圍內(nèi)。 （4) 傳動效率高，使用壽命長、結構簡單、制造方便、維修容易[1]。 汽車中傳動軸的選擇可根據(jù)車型的不同來選擇相應形式的傳動軸，車輛中，一般情況下，驅動形式為4×2的汽車時所選用傳動軸為一根主傳動軸。6×4驅動形式的汽車有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸。6×6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。在軸距較長的汽車上所選用的傳動軸形式是將傳動軸分成主傳動軸與中間傳動軸兩段，并且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，一般情況下在中間傳動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，可避免因傳動軸過長而產(chǎn)生高轉速下的共振，提高了傳動軸的工作可靠性。傳動軸在工作過程中做高轉速運動且少有支撐體，用其來傳遞角度不斷改變的兩根軸間的轉矩和旋轉運動。傳動軸在高速旋轉時，由于離心力的作用將產(chǎn)生劇烈振動。因此，當傳動軸與萬向節(jié)裝配后，必須滿足動平衡要求。所以傳動軸安裝平衡用的平衡片，當平衡后，在萬向節(jié)滑動叉與主傳動軸上刻上裝配位置標記，以便拆卸后重新裝配時，保持二者的相對角位置不變。 本設計所選車型為中型載貨汽車，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，所以傳動軸選用主傳動軸與中間傳動軸兩段軸，避免由于傳動軸過長時固有頻率會降低而產(chǎn)生的共振，并加設中間支承。根據(jù)貨車的整體布置要求，將離合器與變速器，變速器與分動器之間拉開一段距離，考慮到軸與軸同心及車架的變形，決定采用十字軸式萬向傳動軸，為避免運動干涉，在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié)。 圖 1-1 變速器與驅動橋之間的萬向傳動裝置 Figure 1-1Transmission and the universal transmission between axles 為了使傳動軸得到較高的強度和剛度，因此，將傳動軸做成空心的傳動軸，這樣形式的傳動軸具有質量較小，成本較低，傳遞轉矩較大的優(yōu)點，且比實心傳動軸具有更高臨界轉速。萬向傳動軸的伸縮花鍵軸結構如圖1-2所示。傳動軸驚顫處于高速旋轉狀態(tài)下，傳動軸材料的選擇可根據(jù)機械零件手冊選取40CrNi，適用于重要軸的制造，具有較高的扭轉強度。 1.2.1 傳動軸管選擇 傳動軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄（1.5 mm —3.00 mm），管徑較大、扭轉強度高，彎曲剛度大，適于高速旋轉的低碳鋼薄板卷制的電焊鋼管制成。超重型貨車的傳動軸則直接采用無縫鋼管。 1.2.2 伸縮花鍵的選擇 伸縮花鍵選用矩形花鍵，來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。裝車時傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅動橋，而應靠近中間支撐，以減小其軸向摩擦力及磨損。，對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍，在花鍵軸外面加設有防塵罩，間隙小一些，一面引起傳動軸的振動?；ㄦI齒與鍵槽按對應標記裝配，以保持傳動軸總成的動平衡。動平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補償，裝配式，傳動軸的伸縮花鍵一端應靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損[2]?；ㄦI應有可靠地潤滑以及防塵措施，且間隙不宜過大，以免引起傳動軸振動。內(nèi)、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。 圖 1-2 萬向傳動軸—花鍵軸結構簡圖 Figure 1-2 universal shafts - spline structure diagram 1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套； 7-滑動花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管 1 - The lid2 - cover3 - covered mat4 - cardan5 - refueling6 – expansion7-Take the keyway slide8 - seal9 - seal cover10 - drive tube 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍，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，花鍵套與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角大小會影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸的不均勻性。根據(jù)車架與輪胎的形變量確定傳動軸夾角變化范圍為15゜～18゜之間。 1.2.3 萬向節(jié)分析 萬向節(jié)種類繁多，典型的要數(shù)十字軸萬向節(jié)，它一般由主動叉、從動叉、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構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。有時將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，以免高速轉動時由于離心力作用，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，從而避免了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞。 滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響著十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來越高的使用要求。結構較復雜的雙刃口復合油封，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。當向十字軸內(nèi)腔注人潤滑油時，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，萬向節(jié)壽命可顯著提高。 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(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的1／4。 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速萬向節(jié)外，一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)材料選擇。 材料選擇：十字軸常用材料為20CrMnti軸頸表面進行滲碳淬火處理，滲碳深度，表面硬度為，軸頸端面硬度不低于55 HRC，芯部硬度為。萬向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼，調(diào)質處理硬度 ，滾針針軸承材料一般采用GCr15。十字軸萬向節(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，當磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便報廢。十字軸的主要失效形式時軸頸根部的斷裂，因此應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 1.2.4 中間支承結構分析與設計 在乘用車上，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動特性，減小噪聲需在中間加裝中間支撐將傳動軸分成兩段[3]。 中間支撐通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中的發(fā)動機啊的竄動和車架等變形所引起的位移。目前廣泛采用橡膠彈性中間支承，其結構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。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，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。中間支承的固有頻率可按下式計算 （1-1） 式中，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為中間支承懸置質量（kg），它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質量與中間支承軸承及其軸承所承受的質量之和。 在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度CR，使固有頻率f0對應的臨界轉速n=60（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。需用臨界轉速為1000-2000r/min，對于乘用車，取下限。選取n為1800r/min當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速為1000-2000r/min，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉速為500-1000 r/min。因此，確定為30Hz。 圖1-3傳動軸中間支承 Figure 1-3Among the shaft bearing 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 1-U shape bracke；2-Injection nozzle；3-Housing bearings；4- oil seal；5- ball bearing；6-Cellular type rubber MATS 2 萬向節(jié)的分類 萬向節(jié)種類較多可根據(jù)其在扭轉方向上是否有明顯的彈性，可以將萬向節(jié)分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)兩大類[1]。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力，而剛性萬向節(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)三種。撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，其具有結構簡單、無需潤滑、減振降噪的優(yōu)點。萬向節(jié)詳細分類如下圖2-1所示： 萬向節(jié) 剛性萬向節(jié) 擾性萬向節(jié) 不等速萬向節(jié) 準等速萬向節(jié) 等速萬向節(jié) 十字軸式 雙聯(lián)式 凸塊式 三銷軸式 球面滾輪式 球叉式 球籠式 圓弧槽滾道型式 直槽軌道型 伸縮型 Rzeppa型 Birfield型 圖2-1萬向節(jié)分類圖 Figure 2-1 Gimbal classification 2.1 不等速萬向節(jié) 十字軸式剛性萬向節(jié)是最為典型的不等速萬向節(jié)，并在汽車中得到廣泛應用，其允許相鄰兩軸的最大交角為15゜～20゜。十字軸式萬向節(jié)由一個十字軸，兩個萬向節(jié)叉和四組滾針軸承等組成。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，這樣就適應了夾角和距離同時變化的需要。在十字軸軸頸和萬向節(jié)叉孔間裝有滾針軸承，滾針軸承外圈靠卡環(huán)軸向定位。為了潤滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。潤滑油可從注油嘴注到十字軸軸頸的滾針軸承處。 2.2 準等速萬向節(jié) 常見的準等速萬向節(jié)有雙聯(lián)式和三銷軸式兩種，它們的工作原理與雙十字軸式萬向節(jié)實現(xiàn)等速傳動的原理是一樣的。 雙聯(lián)式萬向節(jié)實際上是一套將傳動軸長度減縮至最小的雙十字軸式萬向節(jié)等速傳動裝置，雙聯(lián)叉相當于傳動軸及兩端處在同一平面上的萬向節(jié)叉。在當輸出軸與輸入軸的交角較小時，處在圓弧上的兩軸軸線交點離上述中垂線很近，能使兩軸角速度接近相等，所以稱雙聯(lián)式萬向節(jié)為準等速萬向節(jié)。 2.3 等速萬向節(jié) 目前轎車上常用的等速萬向節(jié)為球籠式萬向節(jié)，也有采用球叉式萬向節(jié)或自由三樞軸萬向節(jié)的。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時角速度傳遞的萬向節(jié)，既稱之為等速萬向節(jié)。 等速萬向節(jié)在轉向驅動橋和斷開式驅動橋的車輪傳動裝置中應用較為廣泛，常見的類型有球籠式、球叉式、凸塊式等。 3 萬向節(jié)的設計與強度校核 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 由于本設計對象為中型貨車的萬向節(jié)與傳動軸，因此，選用十字軸式萬向節(jié)。十字軸式萬向節(jié)具有結構簡單和傳動效率高等優(yōu)點。為了減少摩擦損失，提高傳動效率和使用壽命，在十字軸軸頸和萬向節(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。本中型貨車滾針軸承所選 軸向定位為外卡環(huán)式，它具有結構簡單、工作 圖3-1十字軸受力簡圖 可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。滾針軸承的潤 Figure 3-1 Cross axis force diagram 滑好密封好壞能影響到十字軸萬向節(jié)的使用性 能及壽命。為防止漏油、提高防塵和防水效果，本文選用結構較復雜的雙刃口復合油封，在工作條件較差的情況下可顯著提高萬向節(jié)使用壽命。 然后，用螺釘和軸承蓋將套筒固定在萬向節(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圖離心力作用下從萬向節(jié)叉內(nèi)脫出。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可饒十字軸中心在任意方向擺動。 3.1.2 確定十字軸尺寸 查閱汽車設計等資料，結合其他汽車的十字軸萬向節(jié)尺寸及表1-2，選定下面的十字 表3-1 萬向節(jié)參數(shù)選擇 Table 3-1 Gimbal parameter selection 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 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度） 滾針軸承尺寸： 表3-2 滾針軸承的選擇 Table 3-2 The choice of needle bearing 軸承代號 基本尺寸（mm） D b H WN1519T 15.2 28 18.5 3 11.5 D-2.3 2.5 19 WN1621T 16.3 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN1821T 17.6 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN2026T 20 32 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2226T 22 35 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2532T 25 39 22.5 5 12.5 D-2.5 3 32 WN2827T 27.7 42 25 5 13 D-3 3.5 27 WN3232T 31.7 47 25 5 13 D-3 4 32 WN3434T 33.65 50 27 5 15 D-3 4 34 WN3634T 35.5 50 27 5 15 D-3 4 34 根據(jù)已知條件選取滾針軸承：WN2532T 3.1.3 十字軸萬向節(jié)的傳動效率 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結構和材料、加工和裝配精度以及潤滑條件等有關。當時，可按下式計算 （3-1） 式中，為十字軸萬向節(jié)傳動效率；為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：，滾針軸承：；其他符號意義同前。通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為。 3.2 萬向節(jié)強度校核 3.2.1 十字軸萬向節(jié)運動和受力分析 本文所選萬向傳動軸分為主傳動軸和中間傳動軸兩段并由三個萬向節(jié)相連接，因此運動和受力分析可按多十字軸萬向節(jié)傳動計算: 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉角差（rad）的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成 （3-1） 式中，為多萬向節(jié)傳動的當量夾角；為主動叉的初相位角；為主動軸轉角。如果同具有夾角為，而主動叉具有初相位單萬向節(jié)傳動一樣。 假如多萬向節(jié)傳動的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/2，則當量夾角為 （3-2） 式中，、、等為各萬向節(jié)的夾角。當?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。為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使=0 。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的噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當量夾角盡可能小。一般設計時，應使空載和滿載兩種工況下的不大與3゜。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，。 3.2.2 十字軸萬向節(jié)傳動的附加彎矩和慣性力矩 車輛行駛時，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，隨著時間的推移，十字軸受力的一面便會磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響?？梢圆扇⑹州S在相對于原先位置轉動90°再使用，這樣可以延長使用時間。在組裝時應注意將有油嘴的一面朝向傳動軸，萬向節(jié)叉應在十字軸上轉動自如，不應有卡滯現(xiàn)象，也不應出現(xiàn)有軸向的間隙。在平時保養(yǎng)中應勤注潤滑脂，防止由于缺少潤滑脂造成十字軸軸頸和軸承的磨損。如圖3-2當十字軸萬向節(jié)的主動叉軸上作用著不變的轉矩T時，則與它成夾角的從動叉軸上的轉矩T將隨叉的轉角而變化，除非其主、從動叉軸的夾角=0[4]。如不記萬向節(jié)的摩擦損失，則有T= T，代入式=，則可得如下的關系式: T= T= T （3-3） 式中——主動叉轉角。 當主動叉轉角為90，270等值時得T： T= （3-4） 當主動叉轉角為0，180等值時得T： T=Tcos （3-5） 具有夾角的十字軸萬向節(jié)，由于其主、從動叉軸上的轉矩T，T作用在不同平面上，因此僅在主動傳動叉軸上的驅動轉矩和從動叉軸上的反轉矩的作用下是不能平衡的。由萬向節(jié)的力矩平衡來看，在萬向節(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、從動叉對十字軸的力矩作用平面與十字軸軸線所在平面共面。主動叉對十字軸的作用力矩除主動轉矩T外，在一定轉角下還有附加彎矩T；從動叉對十字軸的作用力矩除其反轉矩T外，在一定轉角下也產(chǎn)生附加彎矩T。正是由于這些附加彎矩的存在，補償了T或T，使得它們的力矩平面與十字軸軸線所在平面共面，才使得十字軸萬向節(jié)得以平衡。圖3-2給出了在一定轉角下產(chǎn)生的附加彎矩向量T，T與轉矩向量T，T之間的關系[4]。又該圖所見，當=0,180,360，···時，因T作用于十字軸軸線平面上，故T為為零，這時T的作用平面與十字軸軸線所在平面不共面，故必有彎矩T產(chǎn)生，且彎矩向量T 垂直于T，它們的合向量（T+ T）與T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： （3-6） 圖3-2十字軸萬向節(jié)的力矩平衡 Figure 3-2 cross gimbal moment balance 當=90,270,450，···時同理可知為零，則主動叉上的附加彎矩為 = tan （3-7） 由上述可知，附加彎矩，在0與以上兩式所表達的最大值間作周期為180的變化。T使從動叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷為 P= = （3-8） 式中L——萬向節(jié)中心至從動叉軸支承間的距離。 這時，萬向節(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叉軸的支承所承受。 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。而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 P= （3-9） 附加彎矩在萬向節(jié)主從叉軸支承上引起周期性變化的徑向脈沖負荷，可能激起支撐振動。此附加彎矩使傳動軸產(chǎn)生附加壓力和變形，從而降低傳動軸的疲勞度和破壞轉速。 如前所述，普通十字軸萬向節(jié)不是等速萬向節(jié)，如果主動叉軸轉速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉，產(chǎn)生的慣性力矩為 （3-10） 式中 I——從動叉軸旋轉質量的轉動慣量； ——從動叉軸的角加速度，可通過對式=求導得出： =- （3-11） 當轉速很高時，由于從動叉軸運轉的不均勻性加劇，所產(chǎn)生的慣性載荷有可能大大超過其工作載荷，且交變地作用著。應采取有效措施降低萬向節(jié)傳動的動載荷[5]。 3.2.3 十字軸萬向節(jié)傳動的彎曲應力與剪切應力 傳動軸萬向節(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不在同一平面上，或相鄰的兩軸中心線不垂直。由于萬向節(jié)十字軸軸頸和軸承磨損間隙過大，十字軸在運行中產(chǎn)生晃動，使傳動軸中心線偏離其旋轉中心線，使傳動軸產(chǎn)生振抖現(xiàn)象和運行中傳動軸發(fā)出異常響聲的現(xiàn)象。磨損主要是缺少潤滑引起的。求作用于十字軸軸頸作用力的合力 （3-12） 為萬向傳動的計算轉矩，r為合力F作用線到十字軸中心的距離；為萬向傳動軸的最大夾角18。 為萬向傳動的計算轉距，=min(Tse,Tss),對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取和的最小值，計算式如下： （3-13） 為發(fā)動機最大轉矩（N?m）；n為計算驅動轎數(shù)；為變速器一檔傳動比；為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)，，為最大變矩系數(shù)；為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（N）；為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車： =1.2，為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝防側滑輪胎的乘用車，可取1.25，為車輪的滾動半徑（m）；為主減速器傳動比；為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；T1為萬向傳動的計算轉矩，T1=min(Tse,Tss) （3-14） 軸頸根彎曲應力： （3-15） d1十字軸軸頸直徑25mm d2十字軸油道口直徑8mm S為合力F作用線到軸頸根距離13.5mm [σw]為彎曲應力許用值，為250—350Mpa 十字軸軸頸的切應為τ應滿足 （3-16） [τ]為切應力 τ 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，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在0．003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時，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。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙一般不應超過0．2～0．4mm。 十字軸滾針軸承接觸應力應滿足： （3-17） 式中，為滾針直徑（mm）；為滾針工作長度（mm），，為20.3mm，L為滾針總長度（mm）在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N）,由下式確定 （3-18） 式中，為滾針列數(shù)；Z為每列中的滾針數(shù)。（本文i取一列，Z近似計算取得為28。）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。 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45的截面處，萬向節(jié)叉承受的彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力和扭應力應滿足 （3-19） 算得： （3-20） 式中，、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： 算得 =48668， =5986.2；h、b分別為矩形截面的高和寬；k是與h/b有關的系數(shù)，查下表可得k=0.246；按表1-2選取;彎曲應力的許用值為MPa，扭應力的許用值為[]為MPa。 表3-3 系數(shù)k的選取 Table 3-3 To select coefficient k 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 合應力為 （3-21） 因此所選滾針軸承滿足強度要求。 4 萬向傳動軸設計及強度校核 4.1 傳動軸的臨界轉速 在長度一定時，傳動軸斷面尺寸的選擇應確保傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉速。這里的臨界轉速是指當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。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(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。為了確定臨界轉速，可對兩端自由的支承于剛性球鉸上的軸（見圖4-1）進行研究計算[6]。當下設軸的質量m集中于O點，且O點偏離旋轉軸線的量為e，當軸以角速度w旋轉時，產(chǎn)生的離心了為 （4-1） 式中，y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 對于傳動軸管與離心力相平衡的彈性力為 式中c—軸的側向剛度對于質量分布均勻且兩端自由的支承于球形鉸接的軸，其側向剛度c=（384/5）（EJ/） E—材料的彈性模量，可取Mpa； J—軸管截面的抗彎慣性矩。 （4-2） （4-3） 因為有= 因此 當達到臨界轉速的角速度時傳動軸將會損壞，即則有： （4-4） 式中D，d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm； L—傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm； —軸管材料的密度，對于剛度 因此， 。 將上述c，j及m的表達式代入式，令 則得傳動軸的臨界轉速n（）為 n=1.210 （4-5） 圖4-1傳動軸臨界轉速計算用簡圖 Figure 4-1 with critical speed shaft calculation 由于傳動軸動平衡的誤差、伸縮花鍵連接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉速要低于理論計算值。因此確定安全系數(shù)K，并取 式中—相應于最高車速時的傳動軸最大轉速，r/min； —傳動軸計算臨界轉速，r/min； 傳動軸總成應進行動平衡計算，不平衡度為對于5t以上的貨車，在1000-4000r/min時應不大于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，有的可嘉端面滾針軸承。傳動軸總成的徑向全跳動應不大于mm。 由式n=1.210 可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果他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，且在它們的連接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架或車身上的中間支撐[7]。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連時，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1—1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。 傳動軸的臨界轉速為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 （4-6） （為發(fā)動機轉速） 安全系數(shù) （4-7） 4.2 傳動軸長度選擇 根據(jù)軸距3360mm，初選傳動軸支承長度為 mm，花鍵軸長度應小于支承長度，滿足萬向節(jié)與傳動軸的間隙要求，取花鍵軸長度為。 4.3 傳動軸管內(nèi)外徑確定 初取 ， 則 將圓整取其為65mm。 Lc為傳動軸長度（mm），即兩萬向節(jié)中心之間的距離；和分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm） 4.4 傳動軸扭轉強度校核 由于傳動軸只承受扭轉應力而不承受彎曲應力，所以只需校核扭轉強度，根據(jù)公式有 （4-8）（為軸管許用扭轉應力） 上式說明設計參數(shù)滿足扭轉強度要求 4.5 花鍵內(nèi)外徑確定 傳動軸中由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來實現(xiàn)傳動長度的變化。當傳遞轉矩的花鍵伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力Fa為 （4-9） 式中，T2為傳動軸所傳遞的轉矩；r為滑動花鍵齒側工作表面的中徑；f為摩擦因數(shù)。 （4-10） 取安全系數(shù)2.25，則 （4-11） ——為許用扭轉應力 ——為花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)，取1.3 ——花鍵外徑 ——花鍵內(nèi)徑 ——為花鍵有效工作長度 B——為鍵齒寬 ——為花鍵齒數(shù) 由于花鍵齒側許用擠壓應力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取,,， ， 。 4.6 花鍵擠壓強度校核 （4-12） 因此有： 當花鍵齒面硬度為35HRC時，許用擠壓應力為 則,滿足花鍵擠壓強度。 對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為25～50MPa；對于不滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為50～100Mpa。 漸開線花鍵應力的計算方法與矩形花鍵相似，只是計算的作用面是按其工作面的投影進行[8]。 傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉時，將產(chǎn)生明顯的振動和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸滑動花鍵中的間隙、傳動軸總成兩端連接處的定心精度、高速回轉時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點焊平衡片時的熱影響等因素，都能改變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動軸長度增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點焊平衡片的熱影響，傳動軸總成出廠時必須100％進行動平衡校驗，并在合適的部位焊接平衡片，以滿足傳動軸總成的平衡要求。經(jīng)驗收合格的傳動軸在出廠前為保證動平衡，后傳動軸的原始裝配位置，在后傳動軸的軸管與花鍵滑動叉外表面上噴涂兩個相對應的白色油漆箭頭。所有經(jīng)過拆卸的傳動軸在重新恢復時，必須保證裝配箭頭在一條直線上。傳動軸帶滑動叉總成在整車上布置安裝時，確?；瑒踊ㄦI接口處向下布置，防止傳動軸在使用中雨水泥沙進入配合花鍵處，影響傳動軸的使用壽命。傳動軸的不平衡度，對于轎車，在3000～6000r／min時應不大于25～35g·cm；對于貨車，在1000～4000r／min時不大于50～100g·cm。另外，傳動軸總成徑向全跳動應不大于0.5～0.8mm[9]。 5 基于CATIA的有限元分析 5.1 設計零件模型 應用CATIA軟件繪制中間傳動軸三維零件圖如圖5-1所示 圖5-1中間傳動軸 Figure 5-1 intermediate shaft 5.2 生成靜態(tài)分析 中間傳動軸所選材料為40CrNi，在軟件中材料庫中選擇相應的應用材料并指定材料特性 表5-1材料特性 Figure 5-1 material characteristics 材料 彈性模量 切變模量 泊松比 密度 40CrNi 206Gpa 79.4Gpa 0.3 7900g/m 指定單元網(wǎng)格的尺寸為5mm，并指定單元屬性，由前文可知在傳動軸上的轉矩T=1881.5N·m，將此轉矩平均分配施加到節(jié)叉上。在傳動軸末端施加約束后得到受力云圖如圖5-2所示。 圖5-2中間傳動軸受力云圖 Figure 5-2 stress contours 通過受力云圖5-2可知，萬向節(jié)叉與傳動軸設結合處變形最大，此處為容易損壞處設計中應著重分析與強度校核，使之滿足使用要求。 6 技術與經(jīng)濟性分析 本設計的對象是中型貨車的萬向節(jié)與傳動軸，由于現(xiàn)今科學的高速發(fā)展，帶動了汽車行業(yè)的崛起，因此，如今汽車行業(yè)在技術上發(fā)展的比較成熟，本文采用的是較為前沿的設計制造技術。本設計中零部件的結構及尺寸的選擇在技術上較為先進，且本設計已盡量選用了制造工藝簡單，材料利用率高、廢品率低、生產(chǎn)效率高以制造成本低的結構，所選用的零件也是在符合強度要求的前提下，選用標準件[10]。對于零件加工時所選用的材料、熱處理等，都既能達到使用條件，又能滿足經(jīng)濟性。 設計中了解到制造十字軸常用材料有20GrMnTi、20Gr、20MnVB、12GrNi3A等相應的低碳合金鋼，而制造萬向節(jié)叉一般采用35、40、45中碳鋼或中碳合金鋼40CrNiMoA，滾針軸承碗材料一般采用GCr15。為了滿足經(jīng)濟性，本設計所選零部件制造材料分別為：十字軸的制造材料選用20Gr，滾針軸承選用GCr15[11]，萬向節(jié)叉采用45號鋼，傳動軸管選用40CrNi。將所選取的零件制造材料與所有適合材料相比進行比較，材料的成本相對較低，當大批量生產(chǎn)時，考慮到人工、運輸費以及各項花銷，應用該設計中所選材料可大大減少生產(chǎn)成本，且能達到要求的強度和一定的使用壽命，因此可以說該設計具有較高的經(jīng)濟性。 總體來說，本設計的經(jīng)濟性能夠達到節(jié)約并滿足要求的目的。 7結論 汽車在行駛過程中，由于發(fā)動機的振動與行駛路面不平的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)振動，導致變速器的輸出軸和驅動橋的輸入軸之間的相對位置經(jīng)常發(fā)生變化，所以兩根軸間采用萬向傳動裝置來連接[12]。本設計的萬向傳動裝置能將變速器輸出的動力有效地傳遞給驅動橋。文中對十字軸、萬向節(jié)叉和傳動軸等零件進行了理論分析和的強度校核，基于CATIA軟件建立了中間傳動軸的運動模型，并對其進行了有限元分析最終得到受力云圖，結果與計算傳動軸扭轉強度的結果相吻合。 綜上所述，本設計能夠滿足中型貨車萬向節(jié)與傳動軸的設計要求，在兩軸間動力很好的傳遞，并具有較高的經(jīng)濟性和實用性。本設計還有不足之處：由于現(xiàn)有文獻不足，限制了對傳動軸最優(yōu)結構的探索，并且設計者的能力有限，使得零件的受力分析和尺寸的確定不能得到最優(yōu)參數(shù)，這些都是下一步研究的方向。 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].吉林大學：機械工業(yè)出版社2009.4 [2] 羊拯民.傳動軸和萬向節(jié)[M]. 北京：人民交通出版社，1986.10 [3] 陳家瑞.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.5 [4] 孫志禮，冷興聚,魏延剛,曾海泉. 機械設計[M]. 第1版.東北大學出版社,2000. 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