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重型货车万向传动装置设计


本科学生毕业设计

重型货车万向传动装置设计

院系名称: 汽车与交通工程学院 专业班级: 车辆工程 B07-10 班 学生姓名: 指导教师: 职 称:

胡冰 姚佳岩
副教授

黑 龙 江 工 程 学 院 二○一一年六月

The Graduation Design for Bachelor's Degree

Universal Transmission Design of Heavy Goods Vehicles

Candidate:Hu Bing Specialty :Vehicle Engineering Class:B07-10 Supervisor:Associate Prof. Yao Jiayan

Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin

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本毕业设计的任务是对解放 CA1140 型货车进行万向传动装置的设计、研究。在 指导老师的细心指导下,通过对汽车万向传动装置的了解,进一步进行万向传动装置 的设计。通过实际的市场调查和客观的实际观察,全面了解万向传动装置的结构,充 分了解到万向传动装置的工作原理与意义,及其在汽车行驶中的重要作用。在汽车的 正常工作中,是一个必不缺少的部件,也是一个不可替代的关键部件。对于万向传动 装置的研究,有很大的发展空间,具有相当大的研究意义。在充分与指导老师讨论、 研究后,故选此课题。 在进行设计任务时,分析了万向传动装置类型的,根据题目所要求的原始数据要 求,确定了所选用万向传动轴的种类。在初定各个部件的相关尺寸后,根据要求进行 了计算和校核,确定了所设计部件的尺寸和参数,并选择了零部件的材料。

关键字:万向节,传动轴,强度,计算,校核

I

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ABSTRACT
This graduation task is on the Jiefang CA1140 type trucks for universal transmission design. In the instructor's careful guidance, through the automotive universal drive unit, further universal design of the drive shaft. Through actual market research and objective observations, a comprehensive understanding of the structure of universal drive shaft to fully understand the universal drive unit works and significance, and its vehicle. In the car's work, is a not missing parts, is a key part. For the study of universal drive shaft, have a high potential for growth, with considerable significance. In fully and instructor to discuss, study, this issue. The design task, analyzed the universal transmission device type, under the title the required raw data requirements, decide to choose the kind of universal drive shaft. In various parts of the associated YTC sizes depending on the requirements for the calculation and check, determine the design part of dimensions and parameters, and selected parts of the material.

Keywords:Universal joint, Transmission shaft, Strength,Calculation, Check

II

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摘要 ?????????????????????????????????I Abstract????????????????????????????????II 第 1 章 绪论 ????????????????????????????错
误!未定义书签。 1.1 选题的目的和意义 ????????????????????????1 1.2 国内外研究现状和发展趋势 ????????????????????2

第 2 章 设计方案选择 ????????????????????????4
2.1 万向传动装置基本组成的选择 ???????????????????4 2.2 万向节类型的选择 ????????????????????????4 2.3 十字轴式万向节结构方案分析 ???????????????????5 2.4 十字轴万向节总成尺寸的确定与强度校核 ??????????????5 2.5 中间支承结构分析与设计 ?????????????????????6 2.6 本章小结 ????????????????????????????6

第 3 章 万向传动轴总成的设计……………………………………………………7
3.1 万向传动轴总体概述及传动布置型式的选择 ?????????????7 3.2 传动轴断面尺寸的确定与强度校核 ?????????????????8 3.2.1 传动轴的运动分析 ??????????????????????8 3.2.2 传动轴的临界转速??????????????????????11 3.2.3 传动轴管内外径确定?????????????????????12 3.2.4 传动轴扭矩强度校核?????????????????????13 3.3 连接花键的设计?????????????????????????14 3.3.1 主传动轴滑动花键的设计???????????????????14 3.3.2 中间传动轴连接花键的设计??????????????????18 3.4 本章小结 ????????????????????????????20

第 4 章 万向节总成的设计 ?????????????????????21

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4.1 万向节类型的选择????????????????????????21 4.2 十字轴式万向节的结构分析 ???????????????????22 ???????????????22 ??????????????23 误!未定义书签。 4.3.1 单十字轴万向节的运动和附加弯曲力偶矩的分析 ????????24 4.3.2 双十字轴万向节传动 ????????????????????错 误!未定义书签。 4.3.3 多十字轴万向节传动 ????????????????????错 误!未定义书签。 4.4 万向节总成主要参数的确定与强度校核 ??????????????20 4.4.1 十字轴 ??????????????????????????20 4.4.2 十字轴万向节的滚针轴承 ??????????????????31 4.4.3 十字轴万向节的传动效率 ??????????????????34 4.5 连接元件的设计 ????????????????????????35 4.5.1 连接螺栓 ?????????????????????????35 4.5.2 万向节叉 ?????????????????????????36 4.6 十字轴总成的润滑 ???????????????????????38 4.7 本章小结 ???????????????????????????39 4.2.1 十字轴式万向节的结构方案分析 4.2.2 十字轴式万向节传动不等速性分析

4.3 万向节的运动和受力分析 ????????????????????错

第 5 章 中间支承总成的设计????????????????????40
5.1 中间支承的结构分析与选择 ???????????????????40 5.2 轴承的选取与校核 ???????????????????????41 5.3 本章小结 ???????????????????????????43

结论?????????????????????????????????44 参考文献 ??????????????????????????????45 致谢?????????????????????????????????38 附录?????????????????????????????????39

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第1章 绪
1.1 选题的目的和意义



在重型货车万向传动装置的设计工作中,应充分克服传动效率低、传动部件寿命 过短等方面的缺点,吸取在以往设计工作中的教训,大胆开阔视野,充分发挥我们的 设计创新能力,利用现有的先进设备,并争取引进更先进的硬件与软件技术,努力与 国际接轨,争取开发一条能耗低、低成本、高效率、可靠性高的研究路线。 同时在降低成本与售价的同时, 必须以保证整车性能质量水平为前提, 只能提高, 不能降低。降低成本与售价, 一方面通过改进设计,简化结构,减少零件,降好自 重与材料消耗,另一方面尊通过改善经营管理模式,提高效率,把人员减至最少,让 资金周转最快。在设计过程中保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时,能可 靠传动扭矩。 保证所连接的两轴能均匀旋转, 使夹角变化引起的动载荷在允许范围内。 传动效率高、寿命长、结构简单、制造方便。变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴 之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中,多采用等速万向传动轴。当后驱 动桥为独立的弹性元件,采用万向传动装置。同时也为了综合运用“汽车构造” , “汽 车理论” , “汽车设计”等设计专用知识,学习查阅和应用国家标准,培养按国家标准 设计应用系统的习惯,熟练掌握汽车结构设计的方法和特点,尤其是万向传动装置设 计的方法和特点,为进一步掌握万向传动装置结构设计的一般步骤打下坚实基础。 如何最优最好的把万向传动装置设计好是我们汽车人需要面对的问题, 而其中的 基础技术,专利水平则是更需要大力提高的,如果解决重型货车万向传动装置的技术 瓶颈,将会大大提高我国的汽车技术水平,不在受制于外国,走自主发展的道路。在 当前我国汽车工业还处于以技术引进,加工制造为主的阶段,这要求我们在设计时既 要具有前瞻性,又要与实际情况相结合。要有自主开发的能力与信心,以更扎实的理 论基础,更专业的基础知识,更强的动手实践能力,更高的综合素质来完实现设计的 最终完成。 通过毕业设计来强化我们对基本知识和基本技能的理解和掌握 ,培养学生收集资 料和调查研究的能力,一定的方案比较、 论证的能力,一定的理论分析与设计运算能力, 进一步提高应用计算机绘图的能力以及设计计算能力。 同时通过重型货车万向传动装 置的设计,培养我们综合运用所学知识设计汽车整车及零部件的能力 ,使我们能熟练 掌握重型货车万向传动装置的设计过程;掌握资料的收集和分析、相关参数标准的选 择和运用;掌握参数的确定、万向传动装置的布置和计算、设计方案的选择、装配图,
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零件图的绘制以及设计答辩的全过程。 另外对培养我们独立思考问题和解决问题的能 力有着极大的帮助,为今后工作做好技术储备,都具有十分重要意义。

1.2 国内外研究现状和发展趋势
当今,汽车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。 主要是实现汽车上任何一对轴线相交且相对位置经常变化的转轴之间的动力传递。 万 向传动装置除用于汽车的传动系统外,还可用于动力输出装置和转向操纵装置。万向 传动装置设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。 选用与布置的不当会给传动系 增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷, 可能导致传动系不能正常运转和早 期损坏,只有合理的设计,才能保证汽车在各种工况和路面条件情况下可靠的传递动 力。并且汽车万向传动装置是汽车底盘传动系的主要总成之一,在工作中承受着巨大 的转矩和动负荷。经长期使用后,技术状况会发生变化,从而将直接影响发动机动力 的传递,降低传动效率,加剧燃料消耗,加速轮胎磨损,同时还会影响变速器和驱动 桥的正常工作。万向传动装置的类型可分为闭式和开式两种。闭式万向传动装置采用 单万向节,传动轴被封闭在套管中,套管与车架做球铰连接,而与驱动桥固定连接。其 最大特点是传动着外壳作为推力管来传递汽车的纵向力,从而使传动轴外壳起到了悬 架系统导向机构中纵向摆臂的作用,这对于其后悬架拆用螺旋弹簧作为弹性元件是十 分必要的。 而开式万向传动装置结构简单,重量轻,现代汽车广泛应用开式万向传动装 置。根据在扭转方向是否有明显的弹性,万向节分为刚性万向节和挠性万向节。刚性 万向节是靠零件的铰链式连接传递动力,又分成不等速万向节,准等速万向节和等速 万向节;挠性万向节是靠弹性零件传递动力的,具有缓冲减振作用。而万向传动装置 则是重型货车的关键部件之一,也是汽车国产化技术难度较大的部件之一,没有高技 术的设备是很难达到要求的。它是汽车前后动力的传动装置,是汽车正常行驶不可或 缺的一部分。随着汽车工业 100 多年的发展历史,万向传动轴的设计形式也得到了很 快的发展。 目前,国内只有少数合资企业能够具备这样的生产能力,多数国内企业是在根据 国外的样件进行开发生产, 基本上没有自主的设计开发能力。 主要问题是制造门槛低, 技术含量要求不高,制造水平参差不齐。重型货车的配置几乎都没达到皮卡的水平, 绝大多数功率还不到 350N·m,排放高,燃油经济性差。而国外重型卡车不仅技术含 量很高,甚至有的还高于乘用车水平,同时具备大功率,低排放和比较出色的燃油经 济性。展望未来 5 年,我国经济将继续保持高增长速度,我国的经济转型也将继续向 前推动,国家对基本建设投资的力度加大,尤其是重型汽车生产企业。近几年,随着
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国内重型载货汽车生产企业与国外重型载货汽车生产企业技术交流、 合资合作的加强 及发展,以及国内重型载货汽车生产企业为适应市场竞争的需要,研发工作受到广泛 重视,在汽车舒适性、安全性、动力性、经济性、可靠性和环保性等方面取得了一定 进步。 据统计, 全国主要 25 家重卡车企的产能已经达到 100 万辆以上,在 3-5 年之后, 预计国产重卡的产销量将膨胀达到 150—200 万辆,市场将饱和过剩, 竞争将变得更加 惨烈,届时将会有一半的重卡车企遭到淘汰。随着公路和铁路建设,现代物流业和节 能减排工程以及民生工程的实施到位, 必将为紧系国民经济建设的重卡产业带来新的 发展机遇。无数的事实证明,如果我们没有自主创新的最终结果就是企业的发展强烈 的依赖别人,落得极为被动的局面,因此我们应该清楚地认识到:在经济全球化的今 天,技术并不能全球化,核心技术是买不来的,尤其像万向传动装置等技术,我们基 本处于引进来照着搬的套路来的, 在大量引进的同时, 也失去了很多自主发展的机会, 我国应掌握万向传动装置的核心技术,提高制造核心部件的能力,降低损耗,成本和 投资风险。所以,必须把提高自主创新能力放在首位,加强我们的自己技术水平,努 力做到最好。

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第 2 章 方案的选择
2.1 万向传动装置基本组成的选择
选定 CA1140 重型货车车为前置后驱的布置形式,平头驾驶室。因其用途一般, 则轴数根据其特点确定为两轴,驱动形式:4х 2,后轮驱动。在汽车行驶过程中,由 于发动机的振动及不平路面的冲击等因素引起弹性悬架系统的振动, 使变速器的输出 轴和驱动桥的输入轴相对位置经常变化,故两根轴不能刚性地连接,而必须采用一般 由两个十字轴万向节和传动轴组成的万向传动装置。 在变速器与驱动桥之间距离较远 的情况下,应将传动轴分成两段,并用三个十字轴式刚性万向节连接起来,且在中间 传动轴后端加装中间支承。为了避免运动干涉,在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组 成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。空心传动轴具有较小的质量,能传递较大的 转矩,比实心传动轴具有更高的临界转速,所以此传动轴管采用空心传动轴。根据给 定的发动机功率、变速器最大传动动比、主速器传动动比计算出最大剪应力和弯曲应 力,选取钢材的材料并查得其屈服极限,传动轴临界转速的校核。

图 2.1 传动装置的布置

2.2 万向节类型的选择
对万向节类型及其结构进行分析,并结合 CA1140 技术要求选择合适的万向节类 型。考虑到本毕业设计所针对的车型为重型货车,对其万向传动轴的设计应满足:制 造加工容易、成本低,工作可靠承载能力强,使用寿命长,结构简单,调整维修方便 等要求,且传动可靠,效率较高,目前允许两传动轴之间的交角一般为 15°~20°, 在连接角较小时大都使用这种万向节。本设计选用十字轴式刚性万向节,带中间支承 的两段式传动轴。

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2.3 十字轴式万向节结构方案分析
采用十字轴万向传动轴, 为了避免运动干涉,在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组 成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。空心传动轴具有较小的质量,能传递较大的 转矩,比实心传动轴具有更高的临界转速,所以此传动轴管采用空心传动轴。 十字轴式万向节的基本构造,一般由一个十字轴、主动叉、从动叉、滚针轴承及 其轴向定位件和橡胶密封件等组成。 两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴 颈上。为了减少磨擦损失,提高效率,在十字轴的轴颈处加装有由滚针和套筒组成的 滚针轴承。重型汽车有时采取较粗的滚针并分成两段以提高其寿命,也有以滚柱代替 滚针的结构。然后,将套筒固定在万向节叉上,以防止轴承在离心力作用下从万向节 叉内脱出引起十字轴轴向窜动及避免摩擦发热, 有的在十字轴轴端和轴承碗之间加装 端面滚针轴承。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 任意方向摆动。目前,最常见的滚针轴承轴向定位方式有普通盖板式、弹性盖板式、 外卡式、内卡式、瓦盖固定式和塑料环定位式等。

2.4 十字轴万向节总成尺寸的确定与强度校核
1、十字轴 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。十字轴主要失效形式是轴 颈根部断裂,所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。 2、十字轴滚针轴承 滚针轴承的结构分析:汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多,但就滚针来说, 主要有三种型式:锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉 针,大多都采用锥头滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外,还多了一个挡针 圈并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽, 滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽 挡住,从而避免了径向掉针。 3、连接螺栓 在发动机前置后驱动的汽车中, 连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉 与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的, 由于螺栓联接工作时即承受 剪切力又承受轴向力,所以需校核抗拉强度,抗剪强度和抗挤压强度。

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4、万向节叉 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? 截面处, 万向节叉承受弯曲和扭转载荷, 应对其弯曲应力 ? w 和扭应力 ? b 进行校核。 5、连接花键 传动轴上的花键应有润滑及防尘措施,花键齿与键槽间隙不易过大,且应按对应 标记装配,以免装错而破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的伸缩花键一端不应靠近后 驱动桥,应靠近中间支承或变速器,以减小其轴向阻力和摩擦。

2.5 中间支承结构分析与设计
在长轴距汽车上,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,常将传动轴分段。在乘用车中,有时为了提高传动系的弯曲刚度,改善传动 系弯曲振动看特性,减小噪声,也将传动轴分成两段。当传动轴分段时,需加设中间 支承。中间支承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, 以及车辆在行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引 起的位移。目前广泛采用的橡胶弹性中间支承,其结构中采用单列球轴承,橡胶弹性 元件能吸收传动轴的振动,降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力,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。在设计中间支承时,应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度 C R ,固有频率 f 0 对 应的临界转速 n ? 60 f0 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。许用临界转速为 1000~2000r/min,对于乘用车,取下限。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 1000~2000r/mim,而 由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为 500~1000r/min, 这样就避免了中间支承 与传动轴的共振。

2.6 本章小结
通过本章方案的选择,能初步确定万向传动轴的方案及主要参数,选用开式两轴 传动,根据万向节的类型选取适合本设计的万向节形式及连接方式,选用三个万向节 十字轴式,同时也确定了万向节总成主要参数,最后分析传动过程的振动 ,确定中间 支承的选择方案后选定支承方式,对总体的设计有了初步的方向和把握。

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第 3 章 万向传动轴总成的设计
3.1 万向传动轴总体概述及传动布置型式的选择
万向传动轴与其所连接的万向节的结构有关。通常,万向传动轴由中间部分和端 部组成。中间部分可分为实心轴或者为空心的轴管。空心的轴管具有较小的质量但能 传递较大的转矩和更高的临界转速,故用作汽车传动系的万向传动轴。 传动轴是将发动机输出的转矩经变速器传递给前驱和后驱的传动机构,转速达 3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层技术来减 小滑移阻力, 但产生的滑移阻力仍为等速万向节的 10~40 倍, 而滑移阻力将产生振动。 为选型设计提供依据,传动轴分为 CJ+CJ 型、BJ+BJ 型(靠花键产生滑移)、BJ+DOJ 型、BJ+TJ 型、BJ+LJ 型 5 种类型。 车辆的万向节传动, 主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之 间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输出轴和驱动桥 的动力输入轴不在一个平面内。 有的汽车根据总布置要求需将离合器与变速器分开一 段距离,变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发 生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动。下图 3.1 为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。

(a)单轴双万向节式

(b)两轴三万向节式
图 3.1 汽车的万向传动方案

如图 a 为常用的单轴双万向节传动,如图 b 为连接距离较长且不宜于采用单轴双 万向节传动的连接。由于参考车型轴距为 4.75 米,故选取如图 b 的传动方案。

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3.2 传动轴断面尺寸的确定与强度校核
3.2.1 传动轴的运动分析 传动轴的长度和夹角及它们变化范围,由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, 套管叉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。传动轴夹角的大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率 和十字轴旋转的不均匀性。 当传动轴长度确定后, 其断面尺寸必须保证有足够的强度, 并能承受相当的转速。 其许用的传动轴转速,不应超过临界转速。所谓临界转速,即当某个长度为 L 的传动 轴,在两支点中旋转时,如图 3.2 所示,由于轴自身的重力作用,使传动轴中心(即 质量中心)相对轴线有一偏移量(初挠度)e,如果再考虑到轴与孔的间隙,传动轴 质量的不均匀,则 e 将再增大。当此轴旋转时,在质量中心必有离心力的作用,这个 离心力又将引起传动轴的进一步弯曲,产生附加挠度 y。由于重力的大小和方向是不 变的,而离心力的大小与方向是改变的,故使传动轴的弯曲力(垂直力与离心力的向 量和)也周期性的变化着,从而传动轴的挠度也随时在变化。即传动轴的旋转,将伴 随有弯曲振动,它的频率即等于传动轴的转速。当传动轴的转速接近于它的弯曲自然 振动频率时,即出现共振现象,振幅(挠度)急剧增加,致使传动轴折断,这一转速 即为传动轴的临界转速。

图 3.2 万向节传动轴的弯曲振动

传动轴的临界转速与轴的直径、长度和支承点数目有关。设传动轴转速为

? (ra d / s ) 。作用在传动轴上的离心力则为:

8

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F ? m( y ? e)? 2

(3.1)

式中:m—传动轴的质量。 这时离心力被与长度成正比的材料弹性力 p 所平衡,由材料力学得知: EI P ? cy 8 L 式中:E—传动轴材料的抗拉弹性模数, E ? 21 ? 1010 N/mm2;

(3.2)

L—支承长度,取两万向节的中心距离(mm) ; I—轴剖面对其对称轴线(直径)的转动惯量(m4) ;
系数 c 与受载情况、支承型式有关,当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均 分布时 c ? 384 ,而在同样受载情况下,对两端固定支架支承的梁 c ? 384; 5 P—材料弹性力。 由平衡条件得:

m( y ? e)? 2 ? cy
(3.3) 解得:

EI L3

y?

m? 2e EI c 3 ? m? 2 L

(3.4)

式中:e—初挠度; y—附加挠度; ω—传动轴角速度。 EI 当 c 3 ? m? 2 时,轴的挠度 y 趋于无穷大,即若轴以与此相应的角速度 ? h 0 旋转 L 时必将折断。这时:

?h 0 ?

2?nk 0 cEI ? 60 mL3

(3.5)

对于直径为 D 的实心轴,由力学得知

I?

?D 4
64

,m ?

?D 2
4

?L

(3.6)

式中: ? —传动轴材料单位体积重量。 由此,对于两端自由支承(开式传动轴) ,且载荷沿轴长平均分布的轴,其临界

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转速为:
nk 0 ? 1.2 ? 108 D r/min L2

(3.7)

对于两端有固定支承的轴(轴封闭于传动轴套管中的闭式传动轴) ,则:

nk 0 ? 2.3 ? 108 D

L2

r/min

(3.8)

对于大量采用的空心轴,若其剖面外径 D,内径为 d,则:
I?

?
64

(D 4 ? d 4 ) ?

?
64

( D 2 ? d 2 )( D 2 ? d 2 )

m?
于是两端自由支承的轴:

?
4

( D 2 ? d 2 )?L

nk 0 ? 1.2 ? 10

8

D2 ? d 2 r/min L2

(3.9)

对两端固定支承的轴,则:

nk 0 ? 2.3 ? 10

8

D2 ? d 2 r/min L2

(3.10)

以上各式中 D、d、L 均用同样的长度单位(毫米) 。对于绝大多数开式传动轴, 可按两端自由支承的轴来计算,工作长度 L 可取两万向节中心间距离。如为闭式传动 轴,可按两端固定支承的轴承计算,工作长度 L 可取两轴承中心间距离。 从上面公式可以看出:当传动轴外径相同时,空心轴的临界转速比实心的要高。 这就是为什么传动轴广泛采用空心轴的原因之一。同时还可看出当 L 增加,nk 0 下降, 为了提高 nk 0 可缩短传动轴长度,增大轴管内外径。所以当 L ? 1500mm 时,常采用中 间支承。当传动轴外径相同时,空心轴的临界转速比实心的要高。为了提高 nk 0 在制 造方面采取的主要措施是;用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管;作轴管的 钢板厚度一般取 1.5~3.0mm;对每根传动轴总成应进行动平衡检验,保证不平衡度 在规定范围以内, 如果不合格应进行校正 (贴焊平衡块) 并使偏心振摆也在公差以内。
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在确定传动轴截面尺寸时,一定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速,其安全 系数 k 应在以下范围内。

k?

nko ? 1.2 ~ 2.0 nmax

(3.11)

式中: nmax —为对应于车辆最大行驶速度时,传动轴的转速。 如果传动轴的动平衡很好,而且花键连接制造精度很高,此时临界转速的安全系 数,可取较小值。 当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出间隙后, 传动轴就能在低于临界转速下 发生破坏。表 3.1 为某载重汽车的实验数据, nv 表示传动轴破坏转速。 传动轴总成应进行动平衡试验,其不平衡度为:对轿车及轻型客、货车, 3000~6000r/min 时不大于 1~2N· mm;对 5t 以上的货车,在 1000~4000r/min 时不大于 10N· mm。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡,因此应严格控 制该间隙或采用弹性盖板,有的可加装端面滚针轴承,传动轴总成的径向全跳动动应 不大 0.5~0.8mm。由公式 3.10 可以确定传动轴总成的最大可能长度,如果它小于汽车 总布置所要求的传动轴尺寸,则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴,且 在它们的联接处(在前传动轴后端)需设置固定在车架车身上的中间支承。在某些轿 车上,为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。 表 3.1 某载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系
行驶里程(km) 0 17000 100000

在重心平面上的振摆(mm)

1.15

1.58

2.75

破坏转速与临界转速之比( nv / nk 0 )

0.92

0.86

0.69

3.2.2 传动轴的临界转速 本设计传动方式为开式、两轴,三个万向节带中间支承形式。解放牌 CA1140 重 型载货汽车主要技参数见附录。 由安全系数 k ?

nko ,得计算临界转 nko ? knmax ,取 k=1.5,转速 nmax 为对应 nmax

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于车辆最大行驶速度时,传动轴的转速 nmax ? ne max ? ik 5 式中: ne max —发动机最大功率时的转速 ne max ? 2600r/min;

ik 5 —变速器最高档传动比 ik 5 ? 1 ;则:

nmax ? ne max ? ik 5 ? 2600?1 ? 2600r/min。
将 nmax ? 2600 r/min 代入 n ko ? knmax 得:

nko ? knmax ? 1.5 ? 2600? 3900r/min
取 n ko ? 4000r/min 3.2.3 传动轴管内外径确定 选取主传动轴进行计算:电焊管参数应按冶金部标准 YB242-63 选取。表 3.2 给 出外径 D=60~95mm 的标准参数值。 表 3.2
外径(mm) 60 63.5 70

60~95mm 电焊钢管 YB242-63
钢管厚度(mm)

(mm)

1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、

75

4.0、4.2、4.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、

83

4.0、4.2、4.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、

89

4.0、4.2、4.5、4.8 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、

95

4.0、4.2、4.5、4.8

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由于传动轴为开式, 两端自由支承所以临界转速按公式 3.9 计算。 设主传动轴外 径为 Dc 2 ,内径为 d c 2 ,传动轴管厚度为 B。初选传动轴管外径 Dc ? 95 mm,厚度

B ? 2 mm,则 dc ? Dc ? 2B ? 95 ? 4 ? 91mm 将 n ko ? 4000r/min,主传动轴长度
Lc ? 1400mm,外径 Dc ? 95 mm,内径 d c ? 91 mm 代入 3.9 得:

nk 0 ? 1.2 ?108

Dc ? d c Lc
2

2

2

? 1.2 ?108 ?

952 ? 912 ? 8054r / min 14002

经计算主传动轴符合临界转速设计要求。 3.2.4 传动轴扭矩强度校核 在按临界转速 nk 0 初选轴管断面尺寸以后,还需要进行扭转强度验算,由于传动 轴夹角 α 引起的附加扭矩和弯矩很小,所以为了计算简单,将不考虑由于夹角 α 而引 起的附加扭矩和弯矩,只按纯扭矩计算其扭转应力。传动轴的最大扭转应力 ? (MPa) 可按下式计算:

T W 式中: T —传动轴的计算扭矩,N· mm;

??

(3.12)

W—抗扭断面模量,对空心轴 W ?

? D4 ? d 4
16 ( D

)。

将 W 代入上式,则传动轴扭转强度应满足以下要求:

??

16DT ? [? ] ? ( Dc 4 ? d c 4 )

(3.13)

式中: [? ] —许用扭转应力, [? ] ? 300 MPa 传动轴计算扭计算公式如下:

T?

k d Te max i1? n

(3.14)

式中: Te max —发动机最大转矩(N· mm), Te max ? 608?103 N· mm;

n

—计算驱动桥数,CA1140 为后桥驱动车辆,所以取 n ? 1;

i1 —变速器一挡传动比,CA1140 装配的变速器一挡传动比 i1 ? 7.287 ;

? —发动机到万向传动轴之间的传动效率,取? ? 0.9 ;
13

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k d —猛接离合器所产生的动载系数,液力自动变速器 k d ? 1,具有手动操纵
机械变速器的高性能赛车 kd ? 3 ,性能系数 f j ? 0 的汽车: k d ? 1, f j ? 0 的 汽车: kd ? 2 或由经验选定。 性能系数 f j 计算由下式计算:

fj ?

mg? 1 ? ? 16 ? 0.195 a ? ? 100? Te max ? ?

m g 当 0.195 a ? 16 时 Te max m g 当 0.195 a ? 16 时 Te max

fj ?0

式中: ma —汽车满载质量(若有挂车,则要加上挂车质量) ,kg;

m g m。 代入 0.195 a Te max 由 CA1140 技术参数查得:ma ? 14100Kg,Te max ? 608N· Te max
得:

mg 14100? 9.8 0.195 a ? 0.195 ? 44.3 ? 16 , f j ? 0 ,取 k d ? 1。 Te max 608
将 Te max ? 608?103 N· mm、 n ? 1、 i1 ? 7.287 、? ? 0.9 、 k d ? 1代入公式 3.14 得:

T?

k d Te maxi1? 1? 608 ? 7.287 ? 0.9 ? ? 3987400N· mm n 1

0 mm , 传 动 轴 管 外 径 Dc ? 95 mm , 内 径 将 传 动 轴 计 算 扭 矩 T ? 3 9 8 7 4 0 N·

d c ? 91 mm 代入公式 3.13 得:

??

16DcT 16? 95? 3987400 ? ? 149.9 MPa ? [? ] 4 4 ? ( Dc ? dc ) 3.14(954 ? 914 )

经计算主传动轴轴管符合设计要求,能保证在各种工况下有效的传递转矩。 由于中间传动轴比主传动轴短, 所以主传动轴轴管的外径和管壁厚度同样适用于 中间传动轴。

3.3 连接花键的设计
3.3.1 主传动轴滑动花键的设计

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汽车行驶过程中,变速器与驱动桥的相对位置经常变化。为避免运动干涉,传 动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的 变化。滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。本设计选矩形花键,用于补偿由 于汽车行驶时传动轴两端万向节之间的长度变化。 为减小滑动花键的轴向滑动阻力及 磨损,有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层,外层设有防尘罩,间隙小一些,以 免引起传动轴的振动。有的则是在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件,以滚 动摩擦代替滑动摩擦,从而提高传动效率。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。装车时传动轴 的伸缩花键一端应靠近变速器,减小其轴向阻力和磨损。其结构图如图 3.3 所示:

图 3.3 万向传动轴—花键轴结构简图
1-盖子;2-盖板;3-盖垫;4-万向节叉;5-加油嘴;6-花键套; 7-滑动花键槽;8-油封;9-油封盖;10-传动轴管

其主要参数可按照《机械设计手册》选取。下表 3.3 给出了部分系列花键的基本 尺寸:初选花键断面基本尺寸 N× d× D× B 为 16× 62× 72× 6。 矩形花键主要有下图 3.4 所示四种形式:由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向 滑动,所以选 A 型花键。表 3.4 给出了部分矩形内花键长度: 根据表 3.4 所给出的长度,初选花键长度 l ? 95 mm,花键轴孔长度 L ? 185 mm。 在选定花键尺寸后,还应对作用在花键轴上的扭转应力 ? h (MPa)和作用在齿侧的挤压 应力 ? y (MPa)进行校核。

15

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表 3.3 矩形花键基本尺寸系列(摘自 GB/T 1144-2001)
规格 N×D×d×N 10×103×93×14 10×113×103×16 10×125×113×18 10×140×125×20 10×160×145×22 16×50×43×5 16×60×53×5 16×73×63×6 16×83×73×7 16 10 键数 N 大径 D 102 112 125 140 160 50 60 72 82 小径 d 92 102 112 125 145 43 52 62 72

(mm)
键宽 N 14 16 18 20 22 5 5 6 7

注:表中 N-键齿数;D-花键大径;d-花键小径;B-键宽;

表 3.4 矩形内花键长度系列(摘自 GB/T 10081-1988)
花键小径 d 36~52 22~120

(mm)

花键长度 l 或 l1 ? l 2

孔的最大长度 L

200 10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,7 5,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200

花键长度 l 或 l1 ? l 2 系列

? h 的计算公式如下: 对于传动轴上的花键轴, 通常以底径计算扭转应力 ? h (MPa),
[? h ] ?
式中:T—传动轴的计算转矩(N· mm) ;
d h —花键轴的花键内径(mm) ;

16T ?d 3 h

(3.15)

16

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按安全系数 k ? [? h ] —许用应力,

[? c ] [? h ] ? 150 MPa; 取k ? 2, 则: ? 2 ~ 3 确定, [? h ]

将 T ? 3987400 N.mm、 d h ? 62 mm 代入公式 3.15 得:

?h ?

16T 16? 3987400 ? ? 85.25 MPa ? [? h ] ?d 3 h 3.14? 623

经校核主传动轴花键的齿根扭转应力符合设计要求。 传动轴花键的齿侧挤压应力 ? y MPa 计算公式如下:

?y ?

TK ? ? Dh ? d h ?? Dh ? d h ? ?? 4 ?? 2 ?

? ? Lh N ?

? [? y ]

(3.16)

图 3.4 矩形花键的主要形式

式中:T—传动轴的计算转矩(N· mm) ;
K ? —花键转矩分布不均匀系数, K ? ? 1.3 ~ 1.4 ,取 K ? ? 1.4 ;

Dh 、 d h —分别为花键外径和内径(mm) ; Lh —花键的有效工作长度(mm) ;
N—花键齿数;

[? y ] —许用挤压应力(MPa)。
当花键的齿而硬度大于 35HRC 时,滑动花键 [? y ] ? 25 ~ 50 MPa。 将 T ? 3987400 N· mm、K ? ? 1.4 、Dh ? 72 mm、d h ? 62 mm、Lh ? 95 mm、N ? 16 代入公式(3.16)得:

17

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?y ?

TK ? 3987400 ?1.4 ? ? 21.9 MPa ? [? y ] ? Dh ? d h ?? Dh ? d h ? ? 72 ? 62 ?? 72 ? 62 ? ? ?? ? Lh N ? ?? ? ? 95?16 ? 4 ?? 2 ? ? 4 ?? 2 ?
经校核主传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。

当传递转矩的花键伸缩时,产生的轴向阻力 Fa 为:

Fa ? f

T0 r

(3.17)

式中: T0 —传动轴所传递的转矩, T0 ? 3987400Nmm; r—滑动花键齿侧工作表面的中径, r ?

D ? d 72 ? 62 ? ? 67 mm; 2 2

f—摩因数, f ? 0.14 ~ 0.15 ,取 f ? 0.15 。 代入公式 3.17 得:

Fa ? f

T0 3987400 ? 0.15 ? ? 8927 N r 67

为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损, 有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼 龙层,有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件,以滚动摩擦代替滑动摩 擦,从而提高传动效率。但这种结构较复杂,成本较高。有时对于有严重冲击载荷的 传动,还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施,花键齿与键 槽间隙不宜过大,且应按对应标记装配,以免装错而破坏传动轴总成的动平衡。 3.3.2 中间传动轴连接花键的设计 由于所设计的传动轴为两段,为中间传动轴和主传动轴,所以要考虑两段轴的连 接问题。通常将中间传动轴加工出一段花键和一段螺纹,花键与中间传动轴凸缘叉组 成花键副,再用一个开槽螺母将凸缘叉轴向定位,防止凸缘叉轴向窜动,再将凸缘叉 与万向节叉相连实现动力的传递。 选取中间传动轴花键键型为矩型花键,主要尺寸参照表 3.3 :初选花键小径
d k 0 ? 52 mm,大径 Dk 0 ? 60 mm,键齿数 N=16,键宽 B=5mm。参照表 3.4,取键长
Lko ? 70 mm。

选定花键尺寸后,对作用在花键轴上的扭转应力 ? h (MPa)和作用在齿侧的挤压应 力 ? y (MPa)进行校核。
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对于传动轴上的花键轴,通常以底径计算其扭转应力 ? h MPa,其许用应力 [? h ] 同 上, [? h ] ? 150MPa。 ? h 的计算公式如下:

[? h ] ?

16T

?d k 0 3

(3.18)

式 4.8 表明,多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系,如同具有夹角为 ? e ,而主动 叉具有初相 θ 的单万向节传动一样。 假如多万向节传动和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 π/2,则当量夹角 ? e 为

? e ? ? 21 ? ? 2 2 ? ? 2 3 ? ?

(4.9)

式 4.9 中,α1、α2、α3 等为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定: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
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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 ? e ? 0 。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 连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此,在设计多万向节传动时,应该让 当量夹角 ? e 不大于 3? 。 另外, 对多万向节传动输出轴的角加速度幅值 ? e ?1 应加以限
2 2

制。对于乘用车, ? e ?1 ? 350rad / s 2 ;对于商用车, ? e ?1 ? 600rad / s 2 。
2 2 2 2

图 4.5 多十字轴万向节传动

4.4 万向节总成主要参数的确定与强度校核
便于设计时确定十字轴总成尺寸,表 4.2 列出不同吨位载重汽车的十字轴尺寸范 围。 4.4.1 十字轴 根据该设计车型载质量 m =8t, 按表 4.2 初选十字轴长 H=165mm, 轴颈直颈 d1 ? 45 mm,h=30mm, h1 ? 37 mm, 十字轴油孔直径 d 0 ? 6 mm, 平均作用力到校核应力处的距离 s=15mm,合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离 r=67.5mm,滚针直径 d0 ? 3 mm, 滚针长 度 L =24mm,滚针数 n =50,滚针轴承帽外径 D =61.5mm。 十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损, 十字轴轴颈的滚 针轴承帽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 时便应 报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂,所以设计时应保证该处有足够的抗弯强 度。 设作用于十字轴轴颈中点的力为 F 如图 4.6 所示: T F? 2r cos?
20

(4.10)

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式中:T—万向传动轴计算转矩; r—合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离;

? —主、从动叉轴的最大夹角。
万向传动轴计算转矩 T=3987400Nmm, r ? 将数据代入公式 4.10 得:
F? T 3987400 ? ? 31431 .87 N 2r cos ? 2 ? 67.5 ? cos 20?

H h ? ? 67.5 mm, ? 取 20? 。 2 2

表 4.2 推荐选用十字轴尺寸
载重 质量 (t) 十 字 轴 十 字 轴 总 mm) 滚 针 轴 承 套 滚针数 H 1~1.5 2~2.5 3~4 5~7 8~10 15~25 90 90 108 127 147 165 d 18 22 25 34 34 45 h 16 21 24 24 30 30 成 错误!未找到引用源。 花键 外型

(mm) 外径

(mm)

h1
20 26 29 29 35 37

?
3 3 3 3 3 3

L 14 18 18 18 24 24

n 22 26 29 38 38 50

D 32 35 39 50 50 61.5 4 4 4 4 4 4

C 直 直 直 直 直 直 35 38 50 65 65 70

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(a)

(b) 图 4.6 十字轴主要尺寸及受力情况
H-十字轴总长;h-轴颈长度; d1 -轴颈直径; d 2 -油孔直径; d 0 -滚针直径

22

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十字轴轴颈根部的弯曲应力 ? w 和切应力 ? 应满足:

?w ?
??

32d1 Fs ? [? w ] ? ( d 41 ? d 4 2 )

(4.11)

4F ? [? ] ? (d 1 ? d 2 2 )
2

(4.12)

式中: d1 —十字轴轴颈直颈(mm) ;

d 2 —十字轴油道孔直径(mm);
s—合力 F 作用线到轴颈根部的距离(mm);

[? w ] —弯曲应力的许用值, [? w ] ? 250 ~ 350MPa;
[? ] —切应力的许用值, [? ] ? 80 ~ 120 MPa。

将 d1 ? 45 mm,d 2 ? 6 mm,s ?

h ? 15 mm,F=31431.87N 代入公式 4.11、4.12 得: 2

?w ?
??

32d1Fs 32? 45? 31431 .87?15 ? ? 52 MPa ? [? w ] 4 4 4 ? (d 1 ? d 2 ) 3.14(45 ? 64 )

4F 4 ? 31431 .87 ? ? 20.13 MPa ? [? ] 2 2 ? (d ? d 2 ) 3.14(45 ? 62 )
2 1

经校核十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力均符合设计要求。 十字轴常用材料为错误!未找到引用源。0CrMnTi 、20Cr 错误!未找到引用源。 、 20MnVB、12CrNi3A 错误!未找到引用源。等低碳合金钢,轴颈表面进行渗碳淬火处 理,渗碳层深度为错误!未找到引用源。.8~1.2mm,表面硬度错误!未找到引用源。 8~64HRC,轴颈端面硬度不低于错误!未找到引用源。5HRC,心部硬度为错误!未找 到引用源。3~48HRC。 4.4.2 十字轴万向节的滚针轴承 万向节轴承可以认为是由滚针、密封及轴承套所组成。轴承以总成方式把万向节 叉连接起来,轴承套用钢制作,其硬度大于 HRC60。轴承应具有易于装入万向节叉的 外形。汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多,但就滚针来说,主要有三种型式:锥 头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针,大多都采用锥头 滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外,还多了一个挡针圈。并且在外圈滚道
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与底道之间加工出基底凹槽,滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住,从而避免了 径向掉针。其结构如图 4.7 所示: 当轴承套的尺寸一定时, 应选用小直径滚针配用较粗的轴颈, 同时增加滚针数目, 以降低滚针与轴颈间的接触应力,十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于 1.6mm 以免被压碎,而且尺寸差别要小,否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性,公差带 控制在 0.003mm 以内。滚针轴承径向间隔隙过大,承受载荷的滚针数减少,滚针有 被卡住的可能。间隙过小又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 0.08~0.3mm 为好。滚针的长度一般不超过 轴颈的长度,这可使其既具有较高的承载能力,又不致因滚针过长发生歪斜而造成应 力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过 0.2~0.4mm。

图 4.7 滚针轴承剖面图
1-旋转轴油封;2-挡针圈;3-滚针轴承帽;4 滚针;5-油封挡圈

十字轴滚针轴承的接触应力应满足:

? j ? 272 ? ?
式中: d 0 —滚针直径(mm) ;
d1 —十字轴轴颈直径;

?1 1 ? Fn ? ? ? [? j ] ? ? d1 d 0 ? Lb

(4.13)

; Lb —滚针工作长度(mm)

Fn —合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷(N) ,由下式确定:

Fn ?
式中:i—滚针列数; z—每列中的滚针数。

4.6 F iz

(4.14)

24

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当 滚 针 和 十 字 轴 轴 颈 表 面 硬 度 在 58HRC 以 上 时 , 许 用 接 触 应 力 [? j ] 为 3000~3200MPa 。所设计滚针轴承的滚针列数为 i=1 ,每列中的滚针数 z=50 。将 i=1,z=50,F=31431.87N 代入公式 4.14 得: 4.6 F 4.6 ? 31431 .87 ? ? 3668 .4 N Fn ? 1? 50 iz 将 d0 ? 3 mm, d1 ? 45 mm, Lb ? 24 mm, Fn ? 3668.4 N 代入公式 4.13 得:

? j ? 272 ? ?

? 1 1 ? Fn .4 ? 1 1 ? 3668 ? ? ? 272 ? ? ? ? 2005 .2 MPa ? [? j ] ? d d L 45 3 24 ? ? 1 0 b ? ?

经校核轴承滚针接触应力符合设计要求。 另外,应检查与从动轴万向节叉连接的滚针轴承的最大负荷 Fmax ,使其不超过许 用值。这一最大作用力,可按如下公式计算:
Fmax ? [ F ] ? 79
3

zd 0 Lb nT tan? i g1

(4.15)

式中:z—滚针数;

d 0 , Lb —滚针的直径和工作长度(mm);
nT —发动机在最大转矩下的转速;

i g1 —自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比;

? —万向节工作夹角。
.87 N 代入公式 将 z = 50, d0 ? 3 mm, Lb ? 24 mm, nT ? 2600r/min, Fmax ? 31431

4.15 得:

[ F ] ? 79
3

zd o Lb 50? 3 ? 24 ? 79 ? 84895N nT 2600 3 tan? tan6? ig1 7.287
T ? 31431 .87 N ? [ F ] 2r cos ?

Fmax ? F ?

经校核滚针轴承承能承受的最大负荷符合设计要求。 当轴承滚针沿圆周无间隙布置时,滚针中心的最大分布直径如图 4.8.a 所示:

25

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(a) 滚针沿圆周无间隙布置

(b) 滚针沿圆周间隙布置

图 4.8 滚针布置图

D0 ?

d0 ? K ?d 0 180? sin Z

(4.16)

K? ?

1 1 ? ? 15.9 180? 180? sin sin Z 50

D0 ? K ?d0 ? 15.9 ? 3 ? 47.7 mm
式中:Z—滚针数。

? 如图 4.8.b 所示: 当滚针间的距离为 f 时,滚针中心分布直径由 D0 增加到 D0
? ? D0 d0 ? f ? K ?( d 0 ? f ) 180 ? sin Z

(4.17)

式中: f —滚针轴承两个滚针间的间隙。
f 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。

当 f ? 0.025 mm 时:

?? D0

d0 ? f ? K ?(d 0 ? f ) ? 15.9 ? (3 ? 0.025) ? 48.10 mm 180? sin Z

4.4.3 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 和装配精度及润滑条件等有关。当 ? ? 25o 时,可按下式计算:

?0 ? 1 ? f (

d1 2 tan ? ) r ?

(4.18)

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式中: ? 0 -十字轴万向节传动效率; f-轴颈与万向节叉的摩擦因数,滑动轴承:f=015~0.20.滚针轴承:f=0.05~ 0.10;
d 1 -十字轴轴颈直径;

r -合力作用线到十字轴中心之间的距离。

代入式 4.18 得:

?0 ? 1 ? f ( 1 )

d 2 tan? 45 2 tan6o ? 1 ? 0.075( ) ? 0.99 r ? 67.5 3.14

十字轴万向节的传动效率为 99%,符合设计标准。

4.5 连接元件的设计
4.5.1 连接螺栓 在发动机前置后驱动的汽车中, 连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉 与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的,一般情况下,都是选用结构 简单、成本低、可传递较大转矩的凸缘联轴器。 凸缘叉按标准初选螺栓孔中心圆直径 K=125mm,螺栓孔直径 L=18mm,凸缘叉 边缘厚度 H=16mm,螺栓数 n=4,螺栓型号 M16,螺栓类型为铰制孔螺栓。 由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力,所以需校核抗拉强度,抗剪强 度和抗挤压强度。 抗拉强度可按如下公式进行校核:

??
式中: ? —拉应力(MPa) ;

4F ? [? ] ?d 2

(4.19)

F —单个螺栓所受轴向力, F ?

Fa ; 4

d —螺栓最小直径, d ? 16 mm;

[? ] —许用拉应, [? ] ? 228.4 MPa;

Fa —滑动花键滑动时的磨擦力 Fa ? 8927N。
将 F ? 2231 .75N, d ? 16 mm 代入公式 4.19 得:

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??

4 F 4 ? 2231 .75 ? ? 11.10 MPa ? [? ] ?d 2 3.14 ?16 2

经校核螺栓的拉应力符合要求。 抗剪强度按如下公式进行校核:

??
式中: ? —剪应力;

4Fs ? [? ] ?d 2 m

(4.20)

; Fs —单个螺栓所受工作剪力(N)
d —螺栓抗剪面直径(mm) ;

m—螺栓抗剪面数;
[? ] —螺栓的许用切应(MPa)。

单个螺栓所受工作剪力可按如下公式计算: T 3987 .4 Fs ? ? ? 15949 .6 N 2 K 2 ? 0.125 式中:T—传动轴传动递的扭矩; K—螺栓孔中心圆直径。 将 [? ] ? 128.00 MPa,m=1, d ? 16 mm 代入公式 4.20 得:

??

4 Fs 4 ?15949 .6 ? ? 79.36 MPa ? [? ] 2 ?d m 3.14 ?16 2 ?1

经校核螺栓切应力符合设计要求。 抗挤压强度按如下公式进行校核:

?p ?

Fs ? [? p ] hd

(4.21)

式中: Fs —单个螺栓所受工作剪力(N) , Fs =15949.6N; H—螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度(mm) ;H=15mm; , [? p ] ? 256.00 MPa。 [? p ] —螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力(MPa) 将 Fs =15949.6N,H=15mm, [? p ] ? 256.00 MPa 代入公式 4.21 得:

?p ?

Fs 15949 .6 ? ? 66.46 MPa ? [? ] hd 15 ?16

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经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。 4.5.2 万向节叉 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 B-B 截面处, 万向节叉承受弯曲和扭转载荷, 其弯曲应力 ? w 和扭应力

? b 应满足:

?w ?

Fe ? [? w ] W

(4.22) (4.23)

?b ?

Fa ? [? b ] Wt

式中: W 、 Wt —分别为截面 B-B 处的抗弯截面系数和抗扭截面系数,矩形截面:
W ? bh 2 6 , Wt ? khb2 ;椭圆形截面: W ? bh 2 / 10 , Wt ? khb2 / 16 ;

h、b—分别为矩形截面的高和宽或椭圆形截面的长轴和短轴; k—与 h / b 有关的系数,按下表 4.3 选取; e—与十字轴轴孔中心线成 45? 的 B-B 截面到力 F 作用线的距离; a—万向节叉中点与 B-B 截面相垂直平面到力 F 作用线的距离。 表 4.3 系数 K 的选取
h/b k 1.0 0.208 1.5 0.231 1.75 0.239 2.0 0.246 2.5 0.258 3.0 0.267 4.0 0.282 10 0.312

如图 4.9 所示;a=40mm,e=70mm,b=25mm,h=60mm,r=34.5mm。则: 60 h/b ? ? 2.4 ,取 h / b ? 2.5 ,由表 4-3 得 k=0 .258,F=31431.87N。B—B 剖面为矩 25 形,所以 W ? bh 2 6 ,Wt ? khb2 。弯曲应力的许用值 [? w ] 为 50~80Mpa,扭应力的许用 值 [? b ] 为 80~160Mpa。 将 b=25mm、k=0.258、h=60mm、e=55mm 代入公式 4.22 和 4.23 得: Fe Fe 31431 .87 ? 70 ?w ? ? 2 ? ?10 6 ? 4.07 Mpa ? [? w ] 2 W bh 6 25 ? 60 ? 6

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?b ?

Fa Fa 31431 .87? 40 ? ? ?106 ? 129.95MPa ? [? b ] 2 Wt khb 0.258? 60? 252

经校核万向节叉弯曲应力和扭转应力均符合设计要求。

图 4.9 万向节叉

4.6 十字轴总成的润滑
十字轴万向节在工作中承受着较大的扭矩和交变负荷, 其损坏形式主要是十字轴 轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承碗工作面的压痕与剥落。在车辆维护 规范中规定:滑动叉键齿和中间轴承使用钙基润滑脂(黄油) ;十字轴的滚针轴承和三 桥驱动汽车的中间轴承使用齿轮油。但在实际工作中,因十字轴的注油嘴与黄油嘴相 同,有时是为了操作方便,有时是无加注设备。很多驾驶员和保修人员便错误地对十 字轴滚针轴承使用黄油润滑,造成十字轴的早期损坏。 万向节十字轴在工作中要承受很大的扭力和交变载荷,维修行业过去常用俗称 “黄油”的钙基润滑脂来润滑十字轴。但由于钙基润滑脂的油膜坚韧程度较差,在轴 承与轴颈的摩擦表面难以形成良好的油膜, 是导致万向节十字轴滚针轴承的早期损坏 的原因。另外,由于老式万向节十字轴设计结构原因,当修理工用黄油枪通过注油嘴
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向十字轴内腔加润滑脂时,因为润滑脂的粘度大,进入狭窄内油槽油道的阻力很大, 这时润滑脂靠压力会顶开油嘴对面的减压阀而溢出, 这使修理工误认为已给轴承加满 脂了,事实上很多时候润滑脂不仅不能进入滚针之间,就是达到十字轴颈端面也是较 困难的。因此,维修行业里有用齿轮油代替润滑脂润滑万向节十字轴的做法。据说经 过对比实验,用齿轮油润滑万向十字节的使用寿命是使用普通黄油进行润滑的 2~3 倍。但这样做也存在需要专门的加压注油工具,同时在第一次加油时需把十字轴卸下 清洗,比较麻烦。还有齿轮油的保持性不如润滑脂,其润滑周期需要缩短。考虑以上 原因,也有人采用 2#极压复合锂基润滑脂,这是基于两点:第一,其流动性较好,这 样便于使其到达润滑部位。第二,该脂的抗极压性好,适合万向十字节的工作状态。 据我们对用户的了解,目前万向节十字轴的发展趋势为取消注油孔,因此必须选用与 设备部件同寿命的润滑脂,用脂类型为:极压复合锂、极压锂、聚脲基脂。如万向机 械、纳铁福等公司生产汽车万向节十字轴滚针轴承都用润滑脂润滑。

4.7 本章小结
本章对单个十字轴万向节、双十字轴万向节、多十字轴万向节进行了运动和受力 分析;确定了十字轴主要尺寸参数,并对十字轴轴颈进行了强度校核保证其能够承受 各种工况下的载荷;设计了连接件的形式并对连接螺栓和万向节叉进行了强度校核, 保证了传动的可靠性。同时确定了万向节的传动效率是否符合要求。本章的重点是滚 针轴承设计,在按照标准选定了滚针轴承主要尺寸后,对滚针进行了强度校核。该滚 针轴承突出的优点是先取了双刃口复合橡胶油封,用作径向密封;当向十字轴内腔注 入润滑油时,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,可 显著提高万向节寿命。以及挡针圈的使用,解决了滚针轴承装配和工作时掉针、卡针 的问题。由于毛毡油封漏油多,防尘、防水效果差,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,故应用已越来越少。

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第 5 章 中间支承总成的设计
5.1 中间支承的结构分析与选择
在长轴距汽车上,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,常将传动轴分段。在乘用车中,有时为了提高传动系的弯曲刚度,改善传动 系弯曲振动的特性,减小噪声,也将传动轴分成两段。当传动轴分段时,需加设中间 支承。 中间支承能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, 以及车车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起 的位移。目前中间支承主要有橡胶弹性中间支承和摆臂式中间支承两种形式。橡胶弹 性中间支承在其结构中采用单列球轴承,橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动,降低噪 声。这种弹性中间支承不能传递轴向力,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。 蜂窝软垫式橡胶弹性中间支承与车架横梁相连接。单列球轴承可在轴承座内滑 动。由于蜂窝形橡胶垫的弹性作用,能适应上述安装误差和行驶中出现的位移。此外 还可吸收振动并减少噪声。单列球轴承通过油嘴加入的润滑脂来实现,并在球轴承两 端安装油封加以密封。蜂窝软垫式结构简单,效果良好,应用广泛。 双列圆锥滚子轴承中间支承,其特点是双列圆锥滚子轴承可承受较大的轴向力, 且便于调整,使用寿命长。有的汽车采用摆式中间支承,整个中间支承通过螺栓固定 在支架和车架横梁上。当发动机轴向窜动时,摆臂可绕支承轴摆动,适应中间传动轴 的轴线在纵向平面的位置变化,改善了轴承的受力状况。此外橡胶衬套能适应传动轴 轴线在横向平面内少量的位置变化。 综上所述, 由于本设计适用车型 CA1140 载重大, 行驶时传动轴承受冲击载荷大, 而蜂窝软垫式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点,故 本设计选用蜂窝软垫式中间支承,其结构如图 5.1。 单列球轴承套装在中间传动轴上,内圈由凸缘叉和轴肩轴向定位,外圈由两个卡 环固定在轴承座孔上使之不能在轴向滑动。轴承在轴承座内滑动,由于蜂窝软垫的弹 性作用能适应安装误差和行驶中出现的位移,此外还可吸收振动,减小噪声,支架由 螺栓固定在车架横梁上。 由于蜂窝软垫式中间支承的结构特点,作用在轴承上的轴向力和径向力都较小, 故选用单列深沟球轴承。中间传动轴花键大径 D=60mm,所以取轴承内径 d=70mm,
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初选轴承外径 D=125mm,轴承宽度 B=24mm。选定轴承型号后需对其使用寿命进行 校核。

图 5.1 蜂窝软垫式中间支承

另外,还应考虑中间支承的固有频率,计算公式如下:

f0 ?

1 2?

CR m

(5.4)

式中: f 0 —中间支承的固有频率(Hz) ;

C R —中间支承橡胶弹性元件的径向刚度(N/mm)为 300000N/mm;
m—中间支承悬置质量(Kg) ,等于传动轴落在中间支承上的一部分质与中间 支承轴承及其轴承座所阴承受的质量之和,m=10kg。 代入式 5.4 得:

f0 ?

1 2?

CR 1 300000 ? ? 27.2 m 2 ? 3.14 10

可得固有频率 f 0 对应的临界转速 n=60× 27.2=1654 r/min,低于传动轴的常用转速 范围,可以避免共振,保证了隔振效果好,符合设计要求。

5.2 轴承的选取与校核
由机械设计手册查得:对于每日 8 小时工作的机械(利用率不高) ,预期使用寿 命 Lh =12000~20000h; 每日 8 小时工作 (利用率较高) , 预期使寿命 Lh =20000~30000h。

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取预期使用寿命[ Lh ]=20000h 计算。 计算公式(以小时数表示)如下:
106 ? f t C ? Lh ? ? ? 60n ? P ?
?

(5.1)

式中:n—轴承转速(r/min) ,取 n=2500r/min; ε—寿命指数,对球轴承 ? ? 3 ; C—基本额定动载荷,C=45000N; P—当量动载荷; Ft—温度系数,工作温 t ? 120c? 时, f t ? 1 。 当量动载荷 P 的一般计算公式为:
P ? f p ( XFr ? YFa )

(5.2)

式中: f P —考虑载荷性质引入的载荷系数,取 f P ? 1.5 ; X、Y—径向,轴向载荷系数;

Fr —轴承径向载荷;

Fa —轴承轴向载荷,取 Fa ? 500 N
轴承径向载荷可按如下公式计算:

Fr ? F sin ? ? G? ? 8927? sin 7? ? 500 ? 1588N
式中:F—滑动花键滑动时的阻力,F=8927N; a—传动轴工作时两万向节的夹角;
G ? —传动轴重力作用在轴承上的分力。

(5.3)

由机械设计手册查得: X=0.56, Y=1.8。 将 f P ? 1 .5 , X=0.56, Y=2.07,Fr ? 1588N,
Fa ? 500 N 代入公式 5.2 得:

P ? f p ( XFr ? YFa ) ? 1.5 ? (0.56?1588?1.8 ? 500) ? 2683 .9 N
将 n=2500r/min, ? ? 3 , f t ? 1 ,C=45000N, P ? 2683 .9N 代入公式 5.1 得:

106 ? f t C ? 106 ? 1? 45000? Lh ? (h) ? [ Lh ] ? ? ? ? ? ? 31422 60n ? P ? 60? 2500? 2683 .9 ?

?

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经计算轴承寿命符合设计要求。

5.3 本章小结
本章完成了中间支承总成的设计。蜂窝软垫式橡胶弹性中间支承具有结构简单、 质量轻、制造容易、维修保养方便等优点。当发动机轴向窜动时,弹性元件可吸收振 动,适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化,改善了轴承的受力状况。橡胶衬 套可以大大吸收、减小由于传动轴引起的振动,进而减小车辆行驶时的噪声和振动。 弹性支承不能传递轴向力,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。此外,还选择了轴承的型号并对轴承的使 用寿命进行校核;设计了合理有效的润滑及密封型式,从而提高了总成的使用寿命。

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毕业设计是大学生涯一个必不可少的环节,对于个人也是一个相当重要的经历。 我在亲自着手查阅资料,进行实体分析,更进一步地计算、设计全过程,学会了许多 知识,也吸取了一些教训,让自己有了一个全面的发展,不再局限于书本知识,注重 的是实际动手能力。 随着大型软件的开发,再加上计算机速度的提高,人们对汽车方面的设计工作要 求越来越高。此次的设计任务是万向传动装置的设计,主要进行万向节、传动轴等元 件的计算与分析。在根据已知数据得前提下,查阅足够的资料,进行充分的计算,最 后才能得出符合实际要求的尺寸。在绘图中,利用制图软件 CAD,完成制图的工作。 通过积极地与老师沟通,与同学进行交流,充分体会到了团结的力量,在各方面的努 力下,终于在规定日期完成了设计任务。 此次设计的完成,是我大学生活中一次难忘的经历,一个令我终生难忘的经验, 是一笔宝贵的财富,也算是一次岗前的实习吧。通过对万向传动装置的设计过程,充 分了解到了万向传动装置的重要应用及其广阔的发展前景。 对设计工作有了一个深刻 的认识,相信对以后从事设计方面的工作有极大地帮助。 展望:万向传动装置是汽车的关键部件之一,也是汽车国产化技术难度较大的部 件之一,没有高技术的设备是很难达到要求的。它是汽车前后动力的传动装置,是汽 车正常行驶不可或缺的一部分。目前,国内只有少数合资企业能够具备这样的生产能 力,多数国内企业是在根据国外的样件进行开发生产,基本上没有自主的设计开发能 力。本文认为,在万向传动装置的设计工作中,应充分克服传动效率低、传动部件寿 命过短等方面的缺点,吸取在以往设计工作中的教训,大胆开阔视野,充分发挥我们 的设计创新能力,利用现有的先进设备,并争取引进更先进的硬件与软件技术,努力 与国际接轨,争取开发一条能耗低、低成本、高效率、可靠性高的研究路线。

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参考文献
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在“重型货车万向传动装置设计”的设计工作中,我得到了学校和老师的大力支 持,在汽车与交通工程学院辅导老师的精心安排与充分动员下,使我有了充分且科学 的时间进行毕业设计,不多花时间,又能保质保量完成分内的设计任务。 这次毕业设计的完成感谢姚佳岩副教授的细心指导和督促。她严肃的科学态度, 严谨的治学精神,渊博的学识,和蔼可亲的为人,精益求精的工作作风,深深地感染 和激励着我。 在设计过程中, 我遇到了许多困难, 有许多都是在书本上查不到的资料, 在这方面,姚老师给了我极大地帮助,从她多年的教学生涯,有许多只可言传的知识 点,而在出版刊物上是查不到的。有许多计算上的疑点、概念的模糊等问题,都是在 老师的帮助下的搞清楚的。在此,我向姚老师对我的帮助表示感谢与诚挚的敬意。 另外,我还要感谢给我帮助的同学和朋友,在相互的探讨与改进中,我们都保质 保量的完成了任务,我深刻体会到了团结的力量,我会争取取得更好的成绩,来回报 给过我帮助的母校、老师和同学,为社会做出自己的贡献。 通过这次设计我对汽车的制造和设计有了全新并且比较全面的认识, 达到了前所 未有的深度, 并锻炼了思考解决问题的能力, 再次向指导教师姚老师表示衷心的感谢! 最后,向参加设计审阅、答辩的专家和老师表示感谢。

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Transmission shaft important components and fault diagnosis ruled out
Universal joint is a key component of car transmission. In front of a rear wheel drive car engine, transmission shaft installed in universal output shaft and axles Lord reducer between input shaft; And lead the engine of the car front wheel drive shaft is omitted, gimbal installed in both responsible for driving and be responsible for steering the front axle half shaft between with wheels. Automobile is a movement of the object. On the drive cars, engine, clutch and transmission as a whole, and installed in the frame by frame drive axle of elastic suspension connecting with a distance, both between, need to undertake connection. Auto operation of pavement produces jumpy, rough load variation or two assembly installation position difference, will make the transmission output shaft and axles Lord deceleration . In engine front rear wheel drive (or with all-wheel drive) bus and because cars in athletic process suspension deformation, the drive shaft Lord reducer input shaft and transmission (or FenDongXiang) output shaft often had relative motion between, in addition, in order to effectively avoid some institutions or device (can't achieve linear transmission), must have a device to achieve power, then the normal transmission appeared gimbal transmission. Gimbal transmission must have the following features: A, guaranteed by the relative position between the two axis within the expected changes, can reliably transfer power;B, assure that connects the two axis can even work. Because universal arising from the Angle of additional load, vibration and noise should be in the range of allowable; C, transmission efficiency should be high, long service life, simple structure, easy fabrication, maintenance easy. For car is concerned, due to a cross axis gimbal output shaft relative to the input shaft (have certain Angle) is not constant rotation, therefore, must adopt double gimbal (or more), and the universal shaft driving with two linked to decorate in the same plane cardan, and make two gimbal Angle are equal. It is very important. In the design should minimize the Angle of universal. Auto transmission shaft common fault performance for damage, wear, deformation and lost dynamic balance, resulting in driving car produce abnormal sound and vibration car
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transmission shaft common faults, these auto transmission shaft common faults will cause serious damage to the relevant components. Vehicle, in starting or urgent acceleration out "Gordon sound, but obviously shows part of the desert feeling, pine, if not driving axle gears shaft is loose desert pine desert part. The site is nothing else but loose labels bearing or steel bowl of universal's cross with lugs fork, telescopic sets of spline shaft and spline sets. Generally speaking, the shaft with bearing desert trunnion amount shall not exceed spline 0.13 mm, telescopic with spline set of meshing gap should not be more than 0.3 mm. More than use limit shall repair Automobile driving if chassis happen "buzz" sound, and running speed, the higher the voice is bigger. The auto transmission shaft is usually due to common faults of universal's cross axes and bearing wear pine, transmission shaft desert intermediate bearings wear, middle rubber bearing damage or hanger loose, or because the position by fixed hanger wrong. Axle shaft deflection and whether interference occurs. If the car runs with the increased speed, and increase noise with jitter, this car is usually due to transmission shaft common faults caused lose balance. This vibration most obvious in driving indoor feeling. The balabcing dynamic balance shafts should be less than is 100 g. cm. Dynamic balance shafts will lead to failure serious damage to the relevant components. The most common automobile transmission shaft common failures are clutch shell crack and the middle rubber bearing fatigue damage. Among the shaft installed in the maintenance of pylon is very important. If hanger installation location undeserved, can increase working resistance and noise transmission, resulting in bearing early damage. This kind of car transmission shaft common failure probability is very big, then solve the auto transmission shaft common faults in the way is: reinstall hanger, first hanger retaining bolt don't tightened with cars driving wheel apart, hang low ground jack block, slowly rotating shaft and hanger automatic transmission shaft to find are and then the hanger retaining bolt tightened.

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传动轴重要部件及故障诊断排除
万向节是汽车传动轴上的关键部件。在前置发动机后轮驱动的车辆上,万向节 传动轴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 的车辆省略了传动轴,万向节安装在既负责驱动又负责转向的前桥半轴与车轮之 间。汽车是一个运动的物体。在后驱动汽车上,发动机、离合器与变速器作为一个 整体安装在车架上,而驱动桥通过弹性悬挂与车架连接,两者之间有一个距离,需 要进行连接。 汽车运行中路面不平产生跳动, 负荷变化或者两个总成安装位置差异, 都会使得变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间的夹角和距离发生变化,因此 要用一个“以变应变”的装置来解决这一个问题,因此就有了万向节。 在发动机前置后轮驱动(或全轮驱动)的汽车上,由于汽车在运动过程中悬架 变形,驱动轴主减速器输入轴与变速器(或分动箱)输出轴间经常有相对运动,此 外,为有效避开某些机构或装置(无法实现直线传递) ,必须有一种装置来实现动 力的正常传递,于是就出现了万向节传动。万向节传动必须具备以下特点:a 、保 证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时,能可靠地传递动力;b 、保证所连 接两轴能均匀运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围 内;c 、传动效率要高,使用寿命长,结构简单,制造方便,维修容易。对汽车而 言,由于一个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴(有一定的夹角)是不等速旋转 的,为此必须采用双万向节(或多万向节)传动,并把同传动轴相连的两个万向节 叉布置在同一平面,且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应 尽量减小万向节的夹角。 汽车传动轴常见故障表现为传动轴损坏、磨损、变形以及失去动平衡,造成汽 车在行驶中产生异响和振动的汽车传动轴常见故障,这些汽车传动轴常见故障严重 时会导致相关部件的损坏。汽车行驶中,在起步或急加速时发出“格登”的声响, 而且明显表现出机件松旷的感觉,如果不是驱动桥传动齿轮松旷则显然是传动轴机 件松旷。松旷的部位不外乎是万向节十字轴承或钢碗与凸缘叉,伸缩套的花键轴与 花键套。一般来讲,十字轴轴径与轴承旷量不应超过0.13mm,伸缩花键轴与花键套啮 合间隙不应大于0.3mm。超过使用极限应当修复或更换。 汽车传动轴常见故障表现为传动轴损坏、磨损、变形以及失去动平衡,造成汽 车在行驶中产生异响和振动的汽车传动轴常见故障,这些汽车传动轴常见故障严重 时会导致相关部件的损坏。汽车行驶中,在起步或急加速时发出“格登”的声响,
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而且明显表现出机件松旷的感觉,如果不是驱动桥传动齿轮松旷则显然是传动轴机 件松旷。松旷的部位不外乎是万向节十字轴承或钢碗与凸缘叉,伸缩套的花键轴与 花键套。一般来讲,十字轴轴径与轴承旷量不应超过0.13mm,伸缩花键轴与花键套 啮合间隙不应大于0.3mm。超过使用极限应当修复或更换。 汽车行驶中若底盘发生“嗡嗡”声,而且运行速度越高,声音越大。这个汽车 传动轴常见故障一般是由于万向节十字轴与轴承磨损松旷、传动轴中间轴承磨损、 中间橡胶支承损坏或吊架松动,或是由于吊架固定的位置不对所致。 6×4汽车在重负荷时,特别在行驶颠簸中偶尔发出敲击声,应注意检查中后桥 平衡轴是否变位而与传动轴发生干涉。汽车运行中若随着车速的增高而噪声增大, 并且伴随有抖动,这个汽车传动轴常见故障一般是由于传动轴失去平衡所致。这种 振动在驾驶室内感觉最为明显。传动轴动平衡的不平衡量应小于100g.cm。 传动轴动平衡失效严重会导致相关部件的损坏。最常见的汽车传动轴常见故障 是离合器壳裂纹和中间橡胶支承的疲劳损坏。传动轴中间吊架的安装在维修中十分 重要。如果吊架安装位置不当,会增加传动轴运转阻力和噪声,导致轴承的早期损 坏。这类汽车传动轴常见故障发生概率非常大,那么解决这个汽车传动轴常见故障 的做法是:在重新安装吊架时,首先将吊架固定螺栓不要拧紧,将汽车驱动轮用千 斤顶支离地面,挂低速档,慢慢旋转传动轴使传动轴和吊架自动找正,然后再将吊 架固定螺栓拧紧。

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解放 CA1140 重型货车原始数据及设计要求
原始数据:
主要参数 额定载荷 最大总质量 最高车速 最大扭矩 额定功率

(kg)
8000

(kg)
14100

(km/h)
90

[N·m/(r/min)]
608/1800

[kw/(r/min)]
147/2600

解放 CA1140 重型货车的一些初定基本参数: 汽车的总长:8005mm 总宽:2476mm 总高;2445mm 变速器传动比: 1 档-7.287 、 2 档-4.000、 3 档-2.311 、 4 档-1.548 、 5 档-1.000 、 倒档-6.266 轴距:4750mm 轮距:前轮 1972mm , 后轮 1820mm 整车整备质量:6100kg 最大总质量:14100kg 传动轴形式:开式,二轴,三十字轴式万向节

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