《车辆工程毕业设计220重型货车万向传动装置设计说明书(共53页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《车辆工程毕业设计220重型货车万向传动装置设计说明书(共53页).doc（53页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上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 学生姓名： 指导教师： 职 称： 副教授 The Graduation Design for Bachelors Degree Universal Transmission Design of Heavy Goods Vehicles Candidate：Hu BingSpecialty ：Vehicle EngineeringClass：B07-10Supervisor：Associate Prof. Yao JiayanHeilongjiang Institute of
2、 Technology 专心-专注-专业摘要 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
3、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ABSTRACTThis graduation task is on the Jiefang CA1140 type trucks for universal transmission design. In the instructors careful guidance, through the automotive universal drive unit, further universal design of the drive
4、 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 cars work, is a not missing parts, is a key part. For the study of u
5、niversal 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 d
6、rive 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目录第 2 章 设计方案选择 4
7、2.6本章小结 6 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134 480112 4.2.1十字轴式万向节的结构方案分析 22 4.2.2十字轴式万向节传动不等速性分析 23244.4.21 4.4.3 十字轴万向节的传动效率 34556894001345第1章 绪 论 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
8、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
9、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
10、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，零件图的绘制以及
11、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
12、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
13、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
14、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350Nm，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
15、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150200万辆,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
16、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。 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：42，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
17、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
18、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1520，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。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
19、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
20、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
21、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。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截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，应对其弯曲应力和扭应力进行校核。 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
22、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
23、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，固有频率对应的临界转速 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10002000r/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10002000r/mim，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为5001000r/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
24、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。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30007
25、000r/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1040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
26、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。 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
27、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
28、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。作用在传动轴上的离心力则为： （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： （3.2）式中：E传动轴材料的抗拉弹性模数，N/mm2；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
29、端自由支承的梁上沿长度平均分布时，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁；P材料弹性力。由平衡条件得： （3.3）解得： （3.4）式中：e初挠度；y附加挠度；传动轴角速度。当时，轴的挠度y趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度旋转时必将折断。这时： （3.5） 对于直径为D的实心轴，由力学得知 ， （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，其临界转速为： r/min （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： 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：于是两端自
30、由支承的轴：r/min （3.9）对两端固定支承的轴，则：r/min （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，下降，为了提高可缩短传动轴长度，增大轴管内外径。所以当mm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。为了提高在制造方面采取的主要措施是；用质量分
31、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1.53.0mm；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。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。 （3.11）式中：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，表示传动轴破坏转速。 传动轴总成应进行动平衡试验
32、，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，30006000r/min时不大于12Nmm；对5t以上的货车，在10004000r/min时不大于10Nmm。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0.50.8mm。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
33、速与行驶里程的关系行驶里程（km）017000在重心平面上的振摆（mm）1.151.582.75破坏转速与临界转速之比（）0.920.860.693.2.2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，得计算临界转，取k=1.5，转速为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速 式中：发动机最大功率时的转速r/min；变速器最高档传动比；则：r/min。将 r/min代入得：r/min取r/min3.2.3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=6
34、095mm的标准参数值。 表3.2 6095mm电焊钢管YB242-63 （mm）外径（mm）钢管厚度（mm）601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、63.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、751.4、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、4.5831.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.
35、5、3.8、4.0、4.2、4.5 891.4、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、4.8951.4、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，内径为，传动轴管厚度为B。初选传动轴管外径mm，厚度mm，则mm将r/min，主传动轴长度mm，外径mm，内径mm代入3.9得：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初选轴管断面尺寸以后
36、，还需要进行扭转强度验算，由于传动轴夹角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： （3.12）式中：传动轴的计算扭矩，Nmm；W抗扭断面模量，对空心轴。将W代入上式，则传动轴扭转强度应满足以下要求： （3.13）式中：许用扭转应力，MPa传动轴计算扭计算公式如下: （3.14）式中：发动机最大转矩(Nmm)，Nmm；计算驱动桥数，CA1140为后桥驱动车辆，所以取；变速器一挡传动比，CA1140装配的变速器一挡传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率，取；猛接离合器所产生的动载系数
37、，液力自动变速器，具有手动操纵机械变速器的高性能赛车，性能系数 的汽车：，的汽车：或由经验选定。性能系数计算由下式计算： 当时 当时式中：汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量），kg；由CA1140技术参数查得：Kg，Nm。代入得：，取。将Nmm、代入公式3.14得： Nmm将传动轴计算扭矩Nmm，传动轴管外径mm，内径mm代入公式3.13得：MPa 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汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位
38、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
39、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NdDB 为1662726。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mm，花键轴孔长度mm。在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力(MPa)和作用在齿侧的挤压应力(MPa)进行校核。表3.3
40、 矩形花键基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm） 规格NDdN 键数 N 大径 D 小径 d 键宽 N101039314 1010292141011310316112102161012511318125112181014012520140125201016014522160145221650435 1650435166053560525167363672626168373782727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) （mm）花键小径d3652花键长度或22120孔的最大长度L200
41、花键长度或系列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 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力(MPa)，的计算公式如下： （3.15）式中：T传动轴的计算转矩（Nmm）；花键轴的花键内径（mm）；许用应力，按安全系数确定，取，则：MPa；将N.mm、mm代入公式3.15得：MPa 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MPa计算公式如下： （3.16） 图3.4矩形花键的主要形式 式中：T传
42、动轴的计算转矩（Nmm）；花键转矩分布不均匀系数，取；、分别为花键外径和内径（mm）；花键的有效工作长度（mm）；N花键齿数；许用挤压应力(MPa)。当花键的齿而硬度大于35HRC时，滑动花键MPa。将Nmm、mm、mm、mm、代入公式（3.16）得：MPa 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，产生的轴向阻力为： （3.17）式中：传动轴所传递的转矩，Nmm；r滑动花键齿侧工作表面的中径，mm；f摩因数，取。代入公式3.17得：N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