中型货车万向节与传动轴毕业设计.pdf

摘要万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，有时还需加装中间支承。本设计主要研究 中型货车变速器与驱动桥之间的万向传动装置。该设计是以万向传动装置的结构与工作原 理为基础，采用有限元分析、理论研究与实际研究、定性与定量分析等方法计算出较为合 理的万向节与传动轴结构。并用文字叙述与图表说明相结合的方法阐述了万向传动装置的 构造及所选基本尺寸，然后计算了万向节的转矩，对十字轴上的力以及十字轴颈根部的弯 曲应力和切应力进行强度校核，其中应用有限元分析的方法对中间传动轴进行应力分析,并绘制出了传动轴的受力云图。对十字轴滚针轴承进行接触应力和滚针所能承受的最大载 荷的计算，以适合十字轴的使用；对万向节叉与十字轴连接支承时产生的作用反力，对其 万向节叉承受弯曲和扭矩载荷进行校核，以达到使用强度。确保其在正常使用的情况下,哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）AbstractUniversal 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 vans transmission and the universal transmission between axles.lt 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 joini哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）目录绪论.41万向传动装置结构方案分析.51.1 中型货车主要参数选择.51.2 总体设计方案.51.2.1 传动轴管选择.71.2.2 伸缩花键的选择.71.2.3 万向节分析.81.2.4 中间支承结构分析与设计.92万向节的分类.112.1 不等速万向节.112.2 准等速万向节.122.3 等速万向节.123万向节的设计与强度校核.133.1 万向节结构与尺寸设计.133.1.1 基本构造与基本原理.133.1.2 确定十字轴尺寸.133.1.3 十字轴万向节的传动效率.143.2 万向节强度校核.143.2.1 十字轴万向节运动和受力分析.143.2.2 十字轴万向节传动的附加弯矩和惯性力矩.152哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）3.2.3 十字轴万向节传动的弯曲应力与剪切应力.184万向传动轴设计及强度校核.224.1 传动轴的临界转速.224.2 传动轴长度选择.254.3 传动轴管内外径确定.254.4 传动轴扭转强度校核.254.5 花键内外径确定.264.6 花键挤压强度校核.275基于CATIA的有限元分析.285.1 设计零件模型.285.2 生成静态分析.286技术与经济性分析.30结论.31参考文献.32致谢.33附录A译文.34附录B外文文献.错误！未定义书签。附录C传动轴静态结构力分析.错误！未定义书签。哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）绪论随着汽车行业的渐成熟，特别是近儿十年来汽车工业大发展以来，汽车行业对世界经 济的发展和人类社会的进步产生了巨大影响。现今生活中，汽车的普及极大的扩大了人们 的活动范围也加快的人们的生活节奏。如今，汽车成为了人类生活中不可或缺的一部分。在过去的几十年中，发达国家一辆新车的零售价上涨了 100%,而个人平均收入只增加了 50%o为确保在2015年广大人民仍旧能够买得起车并且让制造商有利可图，汽车制造商需 要将每辆汽车的制造成本降低1500欧元左右。降低成本的措施包括对生产工艺进行简化 和标准化，以及生产低成本汽车。现今，汽车的设计的形势要求提高汽车的技术水平，使 其承载能力更强，动力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更经济舒适。本设计的研究对象是中型货车的万向传动装置，其作为汽车传动系统中的重要部件,零件的结构方案、材料的选择、所受力的分析是本设计探讨设计的重点。万向传动装置一般由万向节和轴管及伸缩花键等零部件所组成，如果是轴距较长的车 辆，为了使传动轴的临界转速得到提高和避免共振，还需要装有中间支承。万向传动装置 在汽车上应用的比较广泛,主要功用是在工作过程中相对位置不断变化的两根轴之间传递 转矩和旋转运动。当车型是发动机前置后驱时，万向节传动装置安装在变速器输出轴与驱 动桥主减速器输入轴之间；而前置发动机前轮驱动的汽车省略了传动轴，万向节安装在前 桥半轴与车轮之间。在万向传动装置的工作过程中，输出轴绕自身轴的旋转的动力来源是 由输入轴绕其轴的旋转提供的。万向节允许被连接的零件之间存在相应的夹角并在一定范 围内变化来满足动力传递、适应转向和汽车运行时所产生的上下跳动所造成的角度变化。本文主要进行4x2前置后驱中型货车的万向节与传动轴设计。该类车上万向传动装置 安装在变速器与驱动桥之间，且两者之间距离较远的情况下，将传动轴分成主传动轴和中 间传动轴两端，并用三个十字轴式万向节相连，且在中间传动轴后端加装上中间支撑。4哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）1万向传动装置结构方案分析1.1 中型货车主要参数选择表1-1主要参数选择Table 1-1 to choose the main parameters发动机最大转矩（Temax）318N-m发动机到万向轴之间传动效率（H）0.90满载状态下一个驱动桥静载荷（G2）54498N变速器一档传动比6.38变速器五档传动比0.79主减速器传动比3.95车轮滚动半径（m）0.476主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率（nJ0.92汽车最大加速度时后轴负荷转移系数由2）1.2计算驱动桥（n）1最大变矩系数（ko）3轴距3360前、后轮距1760 1610(mm)货车自重1.8t载重量6.5t猛接离合器所产生的动载荷系数（kd）11.2 总体设计方案汽车在行驶的过程中，由于车辆上发动机的振动和行驶路面的不平的冲击等因素引起 弹性悬架系统的振动，导致变速器的输出轴和驱动桥的输入轴之间的相对位置经常发生变 化，所以两根轴之间不能采用刚性的连接，而一般采用由万向节、轴管及伸缩花键等组成 的万向传动装置来连接。其安装在变速器与驱动桥之间，位置如图1-1所示。伸缩套能自 动调节变速器与驱动桥之间距离的变化，使两轴在不同工况下能正常的工作。较为常见的 万向节一般由十字轴、滚针轴承和凸缘叉等组成。万向节可保证变速器输出轴与驱动桥输 5哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)入轴两轴之间夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。万向传动轴设计应满足的要求：(1)确保两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，能可靠的传递动力。(2)保证传动尽可能同步，两轴的转速尽可能一样。(3)振动噪音以及附加载荷(万向节传动引起的)在允许范围内。(4)传动效率高，使用寿命长、结构简单、制造方便、维修容易山。汽车中传动轴的选择可根据车型的不同来选择相应形式的传动轴，车辆中，一般情况 下，驱动形式为4X2的汽车时所选用传动轴为一根主传动轴。6义4驱动形式的汽车有中 间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。6X6驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传 动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在轴距较长的汽车上所选用的传动轴 形式是将传动轴分成主传动轴与中间传动轴两段，并且为了提高传动轴临界转速，避免共 振以及考虑整车总体布置上的需要，一般情况下在中间传动轴后端安装上中间支承。中间 支承是由支承架、轴承和橡胶支承组成。这样，可避免因传动轴过长而产生高转速下的共 振，提高了传动轴的工作可靠性。传动轴在工作过程中做高转速运动且少有支撑体，用其 来传递角度不断改变的两根轴间的转矩和旋转运动。传动轴在高速旋转时，由于离心力的 作用将产生剧烈振动。因此，当传动轴与万向节装配后，必须满足动平衡要求。所以传动 轴安装平衡用的平衡片，当平衡后，在万向节滑动叉与主传动轴上刻上装配位置标记，以 便拆卸后重新装配时，保持二者的相对角位置不变。本设计所选车型为中型载货汽车，其轴距为3360mm,并且载重量为6.53具体参数 可由表1-1可知，所以传动轴选用主传动轴与中间传动轴两段轴，避免由于传动轴过长时 固有频率会降低而产生的共振，并加设中间支承。根据货车的整体布置要求，将离合器与 变速器，变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到轴与轴同心及车架的变形，决定采用 十字轴式万向传动轴，为避免运动干涉，在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节。6哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)图11变速器与驱动桥之间的万向传动装置Figure 1-lTransmission and the universal transmission between axles为了使传动轴得到较高的强度和刚度，因此，将传动轴做成空心的传动轴，这样形式 的传动轴具有质量较小，成本较低，传递转矩较大的优点，且比实心传动轴具有更高临界 转速。万向传动轴的伸缩花键轴结构如图1-2所示。传动轴惊颤处于高速旋转状态下，传 动轴材料的选择可根据机械零件手册选取40CrNi,适用于重要轴的制造，具有较高的扭 转强度。1.2.1 传动轴管选择传动轴管由壁厚均匀易平衡、壁薄(1.5 mm 3.00 mm),管径较大、扭转强度高，弯曲刚度大，适于高速旋转的低碳钢薄板卷制的电焊钢管制成。超重型货车的传动轴则直 接采用无缝钢管。1.2.2 伸缩花键的选择伸缩花键选用矩形花键，来补偿由于汽车运动时传动轴两端万向节之间的长度变化。装车时传动轴的伸缩花键一端不应靠近后驱动桥，而应靠近中间支撑，以减小其轴向摩擦 力及磨损。，对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙，在花键轴外面加设有防尘罩，间隙小一 些，一面引起传动轴的振动。花键齿与键槽按对应标记装配，以保持传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片补偿，装配式，传动轴的伸缩花键一端应靠近 变速器，减小其轴向阻力和磨损。花键应有可靠地润滑以及防尘措施，且间隙不宜过大,以免引起传动轴振动。内、外花键应对中，为减小键齿摩擦表面间的压力及磨损应使键齿 长与其最大直径之比不小于2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴总成的 动平衡。动平衡的不平衡度由点焊在轴管外表面上的平衡片补偿。7哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）图厂2万向传动轴一花键轴结构简图Figure 1-2 universal shafts-spline structure diagram1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加汕嘴；6-伸缩套；7-滑动花键槽；8-油封；9-汕封盖；10-传动轴管1-The lid2-cover3-covered mat4-cardan5-refueling6-expansion?-Take the keyway slide8-seal9-seal cover 10-drive tube传动轴的长度和夹角及它们的变化范围，山汽车总布置设计决定。设计时应保证在传 动轴长度处在最大值时，花键套与花键轴有足够的配合长度；而在长度处于最小时，两者 不顶死。传动轴夹角大小会影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴 的不均匀性。根据车架与轮胎的形变量确定传动轴夹角变化范围为15。18。之间。1.2.3 万向节分析万向节种类繁多，典型的要数十字轴万向节，它一般由主动叉、从动叉、十字轴、滚 针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、固定式、和塑料环定位式等。盖板式轴承轴向定位方式的一般结构是用螺栓和盖板将套筒。固定在节叉上，并用锁片将 螺栓锁紧。它工作可靠、拆装方便，但零件数目较多。有时将盖板点焊于轴承座底部，装 配后，弹性盖板对轴承座底部有一定的预，以免高速转动时由于离心力作用，在十字轴端 面与轴承底座之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，从而避免了由于这种窜动造成的传动 轴动平衡状态的破坏。滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响着十字轴万向节的使用寿命。毛毡油封由于漏油 多，防尘、防水效果差，在加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺 油，已不能满足越来越高的使用要求。结构较复杂的双刃口复合油封，其中反装的单刃口 哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）橡胶油封用作径向密封，另一双刃口橡胶油封用作端面密封。当向十字轴内腔注人润滑油 时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，不 需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，万向节寿命可显著提 另I。十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的 两轴夹角不宜过大，当夹角由4。增至16。时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的 1/4o汽车除转向驱动桥及带有摆动半轴的驱动桥的分段式半轴多采用等速万向节外，一般 驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节材料选择。材料选择：十字轴常用材料为2 0CrMnti轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳深度 0.8mm 1.2 mm,表面硬度为5864/爪。，轴颈端面硬度不低于55 HRC,芯部硬度为 33-4SHRC o万向节叉一般采用40或45中碳钢，调质处理硬度1833HRC,滚针针 轴承材料一般采用GCrl5o十字轴万向节的损坏形式主演由十字轴周静和滚针轴承的磨 损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过 0.15mm时，十字轴万向节便报废。十字轴的主要失效形式时轴颈根部的断裂，因此应保 证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。1.2.4 中间支承结构分析与设计在乘用车上，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动特性，减小噪声 需在中间加装中间支撑将传动轴分成两段。中间支撑通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装 误差，以及车辆行驶过程中的发动机啊的窜动和车架等变形所引起的位移。目前广泛采用 橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列滚子轴承，橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降 低噪声。这种弹性中间支撑不能传递轴向力，它主要承受传动轴因不平衡、偏心等因素引 起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。中间支承的固有频率可按下式计 算式中，/o为中间支承的固有频率（Hz）；CR为中间支承橡胶弹性元件的径向刚度(N/mm)；9哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）m为中间支承悬置质量（kg）,它等于传动轴落在中间支承上的一部分质量与中间支 承轴承及其轴承所承受的质量之和。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度CR,使固有频率fO对应的 临界转速60%（r/min）尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果 好。需用临界转速为1000-2 000r/min,对于乘用车，取下限。选取n为1800r/min当中 间支承的固有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速为 1000-2 000r/min,而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为500-1000 r/mino因此，确定/为30Hz。图1-3传动轴中间支承Figure 1-3 Among the shaft bearingl-U形支架；2-注油嘴；3-轴承座；4-油封；5-球轴承；6-蜂窝型橡胶垫1-U shape bracke；2-Injection nozzle；3-Housing bearings；4-oil seal；5-ball bearing；6-Cellular type rubber MATS10哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）2万向节的分类万向节种类较多可根据其在扭转方向上是否有明显的弹性，可以将万向节分为刚性万 向节和挠性万向节两大类。刚性万向节是靠零件的较链式连接传递动力，而刚性万向节 又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节三种。挠性万向节是靠弹性零件传递 动力的，其具有结构简单、无需润滑、减振降噪的优点。方向节详细分类如下图2-1所示:万向节刚性万向节不等速万向节扰性万向节十字轴式双联式凸块式三销轴式球面滚轮式球叉式球 笼 式图2-1万向节分类图Figure 2-1 Gimbal classification2.1 不等速万向节十字轴式刚性万向节是最为典型的不等速万向节，并在汽车中得到广泛应用，其允 许相邻两轴的最大交角为15。20。十字轴式万向节由一个十字轴，两个万向节叉和 四组滚针轴承等组成。这样当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在 11哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）任意方向摆动，这样就适应了夹角和距离同时变化的需要。在十字轴轴颈和万向节叉孔间 装有滚针轴承，滚针轴承外圈靠卡环轴向定位。为了润滑轴承，十字轴上一般安有注油嘴 并有油路通向轴颈。润滑油可从注油嘴注到十字轴轴颈的滚针轴承处。2.2 准等速万向节常见的准等速万向节有双联式和三销轴式两种，它们的工作原理与双十字轴式万向节 实现等速传动的原理是一样的。双联式万向节实际上是一套将传动轴长度减缩至最小的双十字轴式万向节等速传动 装置，双联叉相当于传动轴及两端处在同一平面上的万向节叉。在当输出轴与输入轴的交 角较小时，处在圆弧上的两轴轴线交点离上述中垂线很近，能使两轴角速度接近相等，所 以称双联式万向节为准等速万向节。2.3 等速万向节目前轿车上常用的等速万向节为球笼式万向节,也有采用球叉式万向节或自由三枢轴 万向节的。输入轴和输出轴以始终相等的瞬时角速度传递的万向节，既称之为等速方向节。等速万向节在转向驱动桥和断开式驱动桥的车轮传动装置中应用较为广泛，常见的类 型有球笼式、球叉式、凸块式等。12哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）3万向节的设计与强度校核3.1 万向节结构与尺寸设计3.1.1 基本构造与基本原理由于本设计对象为中型货车的万向节与传 动釉，因此，选用十字轴式万向节。十字轴式 万向节具有结构简单和传动效率高等优点。为 了减少摩擦损失，提高传动效率和使用寿命，在十字轴轴颈和万向节又孔之间装有由滚针和 套筒组成的滚针轴承。现今，常见的滚针轴承 轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式 和塑料环定位式等。本中型货车滚针轴承所选 轴向定位为外卡环式，它具有结构简单、工作 可靠、零件少和质量小的优点。滚针轴承的润 滑好密封好坏能影响到十字轴万向节的使用性图3-1十字轴受力简图Figure 3-1 Cross axis force diagram能及寿命。为防止漏油、提高防尘和防水效果，本文选用结构较复杂的双刃口复合油封,在工作条件较差的情况下可显著提高万向节使用寿命。然后，用螺钉和轴承盖将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺钉锁紧，以防止轴承 在图一3十字轴尺寸及受力简图离心力作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时,从动轴既可随之转动，又可饶十字轴中心在任意方向摆动。3.1.2 确定十字轴尺寸查阅汽车设计等资料，结合其他汽车的十字轴万向节尺寸及表-2,选定下面的十字表3-1万向节参数选择Table 3-1 Gimbal parameter selection十字轴轴颈直径dl=2 5mm十字轴汕道孔直径d2=8mm合力F作用线到十字轴中心之间的距离r=40mm滚针直径d0=2 mm滚针总长度L=2 3mm其他参数e=44；a=24；h=46、b二2 3（h、b分别为矩形截面的高和宽的长度）13哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）滚针轴承尺寸：表3-2滚针轴承的选择Table 3-2 The choice of needle bearing基本尺寸（mm）轴承代号“Dbb。b1AHgWN1519T15.22818.5311.5D-2.32.519WN162 1T16.3302 0.5412.5D-2.532 1WN182 1T17.6302 0.5412.5D-2.532 1WN2 02 6T20322 1.5412.5D-2.532 6WN2 2 2 6T22352 1.5412.5D-2.532 6WN2 532 T25392 2.5512.5D-2.5332WN2 82 7T2 7.74225513D-33.52 7WN32 32 T31.74725513D-3432WN3434T33.655027515D-3434WN3634T35.55027515D-3434根据已知条件选取滚针轴承：WN2 532 T3.1.3 十字轴万向节的传动效率十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角。、十字轴的支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当（25。时，可按下式计算2 tana712 x0.32 53.14=98.84%(3-1)式中，依为十字轴万向节传动效率；/为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：/=0.150.2 0,滚针轴承：7=0.050.10.其他符号意义同前。通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为97%99%。3.2 万向节强度校核3.2.1 十字轴万向节运动和受力分析本文所选万向传动轴分为主传动轴和中间传动轴两段并由三个万向节相连接，因此运 14哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)动和受力分析可按多十字轴万向节传动计算：多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差A。(rad)的计算公式与单万向节相似,可写成a-4=才 sin 2(。+6)(3-1)式中，4为多万向节传动的当量夹角；。为主动叉的初相位角；6为主动轴转角。如果同具有夹角为应，而主动叉具有初相位。单万向节传动一样。假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或九/2,则当量夹角应为二M T(3-2)式中，%、%、%等为各万向节的夹角。当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在 的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直 定义为负。为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使怎二。万向节传动输出 轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连 齿轮的冲击的噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，总是希望其当 量夹角尽可能小。一般设计时，应使空载和满载两种工况下的应不大与3。另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值%2用2应加以限制。对于乘用车，c t c o 350rad/s2；对于商用车，aj：4 600radIs?。3.2.2 十字轴万向节传动的附加弯矩和惯性力矩车辆行驶时，由于扭矩传递的方向一致，十字轴的受力方向也一致。久而久之，造成 十字轴轴颈的单边磨损，随着时间的推移，十字轴受力的一面便会磨损加大，起槽，以致 于松旷发响。可以采取将十字轴在相对于原先位置转动90再使用，这样可以延长使用 时间。在组装时应注意将有油嘴的一面朝向传动轴，万向节叉应在十字轴上转动自如，不 应有卡滞现象，也不应出现有轴向的间隙。在平时保养中应勤注润滑脂，防止由于缺少润 滑脂造成十字轴轴颈和轴承的磨损。如图3-2当十字轴万向节的主动叉轴上作用着不变的 转矩口时，则与它成夹角3的从动叉轴上的转矩T2将随叉的转角而变化，除非其主、从15哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)动叉轴的夹角3二0。如不记万向节的摩擦损失，则有T 1仍尸T2,代入式以二，则可得如下的关系式：环 1-sin 6 cos(pe e 1 cos?sin2 a 小 sin2(px+cos2(p.cos2 d 7 2=7 1-J-=I-LJ-LJ-cos 6 cos 6式中四主动叉转角。当主动叉转角6为90,270等值时得Tzmax：(3-3)(34)(3-5)当主动叉转角0为0,180等值时得T2 min：T2min=TlC0S具有夹角a的十字轴万向节，由于其主、从动叉轴上的转矩A，丁2作用在不同平面 上，因此仅在主动传动义轴上的驱动转矩和从动叉轴上的反转矩的作用下是不能平衡的。由万向节的力矩平衡来看，在万向节上必然还作用有另外的力矩。要想使用十字轴平衡,必须使主、从动叉对十字轴的力矩作用平面与十字轴轴线所在平面共面。主动叉对十字轴 的作用力矩除主动转矩外，在一定。I转角下还有附加弯矩从动叉对十字轴的作 用力矩除其反转矩外，在一定转角下也产生附加弯矩丁2。正是由于这些附加弯矩的存 在，补偿了 L或丁2,使得它们的力矩平面与十字轴轴线所在平面共面，才使得十字轴万 向节得以平衡。图3-2给出了在一定0转角下产生的附加弯矩向量T1,T2与转矩向量TI,丁2之间的关系。又该图所见，当0二0,180,360。，时，因T1作用于十字轴轴线平 面上，故L为为零，这时的作用平面与十字轴轴线所在平面不共面，故必有弯矩T?产 生，且弯矩向量丁2垂直于丁2,它们的合向量(T2+T2)与T1的方向相反，大小相等，十字轴得以平衡。由力矩的向量三角形得：T2=T sin d(3-6)16哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)图3-2十字轴万向节的力矩平衡Figure 3-2 cross gimbal moment balance当臼=90,2 70,450,-时同理可知心为零，则主动叉上的附加弯矩为T1=7；tan5(3-7)由上述可知，附加弯矩(，心在。与以上两式所表达的最大值间作周期为180的变化。T2使从动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷为p”二支二丕吆(3-8)Ln 乙。式中Ln万向节中心至从动又轴支承间的距离。这时，万向节也承受与上力大小相等、方向相反的力。与此相反的反作用力矩则由主 动义轴的支承所承受。同样，7；使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷，万向节也承受与其大小相等,方向相反的力。而在从动轴支承和万向节上造成大小相等，方向相反的侧向载荷17哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)Pn 二空吧(3-9)Ln c o s a附加弯矩在万向节主从叉轴支承上引起周期性变化的径向脉冲负荷，可能激起支撑振 动。此附加弯矩使传动轴产生附加压力和变形，从而降低传动轴的疲劳度和破坏转速。如前所述，普通十字轴万向节不是等速万向节，如果主动叉轴转速不变，则从动叉 轴周期地加速、减速旋转，产生的惯性力矩为=I2s2(3-10)式中12从动叉轴旋转质量的转动惯量；4从动叉轴的角加速度，可通过对式也二 一.求导得出:环 1-siiT-3cos(P%=_%2 cosd.sin2 3.sin2 0(3-11)(1-sin2 5cos2(p)2当转速很高时，由于从动叉轴运转的不均匀性加剧，所产生的惯性载荷有可能大大超 过其工作载荷，且交变地作用着。应采取有效措施降低万向节传动的动载荷。3.2.3 十字轴万向节传动的弯曲应力与剪切应力传动轴万向节故障主要是轴颈和轴承磨损及各轴颈出现弯曲变形，造成其十字轴各轴 中心线不在同一平面上，或相邻的两轴中心线不垂直。由于万向节十字轴轴颈和轴承磨损 间隙过大，十字轴在运行中产生晃动，使传动轴中心线偏离其旋转中心线，使传动轴产生 振抖现象和运行中传动轴发出异常响声的现象。磨损主要是缺少润滑引起的。求作用于十 字轴轴颈作用力的合力F=(3-12)2 rcostz十为万向传动的计算转矩，r为合力F作用线到十字轴中心的距离；。为万向传动轴的最大夹角18 o(为方向传动的计算转距，(=inin(Tse,T ss),对万向传动轴进行静强度计算时，计算 载荷7取&和4的最小值，计算式如下：18哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）T kJemaZ 储 ITse=-(3-13)n处吧也=Ix318x2 x6.38x0.79x.9=2 885.Q.mn1T 一 G2m2%SS Z0Zm%54498 x 1.2 x 0.85 x 0.476 1OO1 八”-=1881.45 N-m3.95 x 3.87 x 0.92max为发动机最大转矩（N-m）；n为计算驱动轿数；4为变速器一档传动比；为发动机到万向传动轴之间的传动效率;k为液力变矩器变矩系数，后=%T）/2 +l,%为最大变矩系数；G?为满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；叫为汽车最大加速度时的 后轴负荷转移系数，乘用车：啊二1.2,为轮胎与路面间的附着系数，对于安装防侧滑 轮胎的乘用车，。可取1.2 5,乙为车轮的滚动半径（m）；。为主减速器传动比；以为主减 速器从动齿轮到车轮之间的传动比；久为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；T1 为万向传动的计算转矩，T1二min（Tse,Tss）(=4=1881.45N 掰(3-14)T F=2 r cos 2 x40 x0.951188145=2 472 9.89轴颈根弯曲应力:32 d,Fs乃（小姆尸外(3-15)32 x2 5x2 472 9.89x13.5八一 3.14x38652 9=2 2 0.1 awdl十字轴轴颈直径2 5mmd2十字轴油道口直径8mmS为合力F作用线到轴颈根距离13.5mmow为弯曲应力许用值，为2 50350Mpa十字轴轴颈的切应为应满足4FT 7i(dj-dpr(3-16)19哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)4x2 472 9.893.14x561：562Mpa rT 为切应力许用值，为8012 0MPa。滚针轴承中的滚针直径一般不小于1.6mm,以免压碎，而且差别要小，否则会加重 载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住 或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0.009-0.095mm,滚针轴承的周向总间隙以0.08 0.30mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因 滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应超过0.20.4mm。十字轴滚针轴承接触应力应满足：n 1 f%=272旧+京芍吨o-.=272(+)=272x A 0.54x 4062,77 2 82 7.77 V 4 分 Lb V 2 0.3 7)式中，。为滚针直径(mm);人为滚针工作长度一)，乙=L-(。15 LOO)”。，人为 2 0.3mni,L为滚针总长度(mm)尺在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷(N),由下式 确定4.6万 _ 4.6x2 472 9.89iZ 1x2 8=4062.77N(3-18)式中，,为滚针列数；Z为每列中的滚针数。(本文i取一列，Z近似计算取得为28。)当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力e为300032 00MPa。万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45的截面处，万向节叉承受的弯曲和扭转载荷，其弯曲应力?和扭应力为应满足Fe r%=之氏Fe 2 472 9.89x4422.36Mpa二748668FaW；2 472 9.89x2 45986.2=99.15 Mpa(3-19)20哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)算得：Tb-lTb(3-2 0)式中，W.忆分别为截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面：少=6仍2%=左协2算得少=48668根W,=5986.2阳/；h、b分别为矩形截面的高和 宽；k是与h/b有关的系数，查下表可得k=0.2 46；按表2选取;弯曲应力的许用值5/为50-80MPa,扭应力的许用值为为80160MPa。表3-3系数k的选取Table 3-3 To select coefficient kh/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2 390.2460.2 580.2670.2820.312合应力为仆=J5t2+E=7499.97+3932 2.89=199.56叫因此所选滚针轴承满足强度要求。21哈尔滨工业大学本科毕业设计(论文)4万向传动轴设计及强度校核4.1 传动轴的临界转速在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应确保传动轴有足够的强度和足够高的临界转 速。这里的临界转速是指当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振 现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其 支承情况。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转时其本身质量产生的离心 力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。为了 确定临界转速，可对两端自由的支承于刚性球较上的轴(见图4-1)进行研究计算。当 下设轴的质量m集中于0点，且。点偏离旋转轴线的量为e,当轴以角速度w旋转时，产 生的离心了为F=mc o-(e+y)(4一1)式中，y一轴在其离心力作用下产生的挠度。对于传动轴管与离心力相平衡的弹性力为?=少式中c一轴的侧向刚度对于质量分布均匀且两端自由的支承于球形较接的轴，其侧向 刚度 c=(384/5)(EJ/Y)E材料的弹性模量，可取=2.15x105Mpa；J一轴管截面的抗弯惯性矩。J=k(Z/d4)/64J=卜一小)/64=2 36309.34(4_2)c=EJ!l(4-3)因为有尸=加啰2(6+2=尸=少因此y=marelxc-mar当达到临界转速的角速度叫时传动轴将会损坏，即y-8则有:22哈尔滨工业大学本科毕业设计（论文）2 人c-mc o =0m=0.2 5(D2-d-Lp(44)式中D,d一轴管的外径及内径，mm；L一传动轴的支承长度，取两万向节之中心距，mm；一轴管材料的密度，对于刚度夕=08xlO%g/加 因此，m=0.2 5 x%x 536x 0.8 x 10-5*1500=5.05kg将上述c,j及口的表达式代入式g-令?V m则得传动轴的临界转速n,（%由）为(4-5)图4T传动轴临界转速计算用简图Figure 4-1 with critical speed shaft calculation由于传动轴动平衡的误差、伸缩花键连接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际 临界转速要低于理论计