【正文】 員數(shù) 3 重量參數(shù) 載重 2165 自重 3095 總重 5455 空載軸荷（前 /后） 1657/1438 滿載軸荷（前 /后） 2200/3255 尺寸參數(shù) 貨箱尺寸 51102100450,550 軸距 3800 輪距（前 /后） 1670/1602 前懸 /后懸 1070/2060 性能參數(shù) 最大爬坡度 % 28 最高車速 90 最小轉(zhuǎn)彎直徑 制動距離 ≤ 最小離地間隙 190 接近角 /離去角 22/15 油箱容積 120 最大續(xù)駛里程 800 發(fā)動機 排量 額定功率 /轉(zhuǎn)數(shù) 88/3200 最大扭 距 /轉(zhuǎn)數(shù) 300/19002100 排放標(biāo)準(zhǔn) 歐 II 15 傳動軸總成 設(shè)計計算及校核 傳動軸計算載荷的確定 HGC1050 所采用的驅(qū)動形式為 FR（前置后驅(qū)），即傳動軸位于變速器與驅(qū)動橋之間，因此傳動軸計算載荷計算方法如下： ： n kiTkT edse η1m ax= （ ） 算載荷按驅(qū)動輪打滑來確定： mmrss ii rmGT η039。中間部分可為實心軸或為空心的軸管。由于沿 軸管表面鋼材質(zhì) 量分布的 17 不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)時 其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引 起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會導(dǎo)致軸管的斷裂。25≤α 時，十字軸萬向節(jié)傳動效率 0η 為 π αta n2)/(1η 10 rdf= () 式中 ： 0η —— 十字軸萬向節(jié)的傳動效率； f —— 軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滾針軸承 ~=f 1d —— 十字軸軸頸直徑， 1d =22mm 代入上式求得 % = 初步選定 mmhmmhmmdmmH 26。傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ? (Mpa )可按下式計算： rdge WkiT /τ 1m ax= () 20 式中 ： maxeT —發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩， mmN? ； 1gi —變速器的一檔傳動比； dk —動載系數(shù)； rW —抗扭截面系數(shù)。 花鍵軸的尺寸按國家標(biāo)準(zhǔn)選取，最后進行強度校核。 計算傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 jσ (MPa)為 ZLDDDTj )2 D)(4(σ21211+= () 式中 ： 1T ——計算轉(zhuǎn)矩， mmN ； 21,DD ——花鍵的外徑和內(nèi)徑， mm ； LZ, ——花鍵的齒數(shù)和鍵的有效長度 mm ， L=100mm。 式 ()是在假定傳動軸兩端支承于剛性球鉸上的條件下求出的．它也沒有考慮萬向節(jié)的質(zhì)量。 對于帶有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動，其固有角頻率可利用圖 (c)所示的0221 122222 =+ AAcwmA 24 簡圖來確定。== 021 υυ 時； (b) 主動叉軸轉(zhuǎn)角 176。將這些數(shù)據(jù)代入（ ）得 NRTF NRTQa a n)2/( )c os2/(1m a x1 1m a x == == α 十字軸萬向節(jié)的設(shè)計及校核 對于十字軸萬向傳動節(jié)需要計算其十字軸、萬向節(jié)叉、凸緣、十字軸軸承和緊固件。 將已知數(shù)據(jù)代入（ ）、（ ）得： M P aM P asQdw 3 5 0~2 5 0][ σ≤ 9 4)dπ ( d32σ w4241 m a x1 === M P aM P aQ 1 2 0~80][≤ )dπ ( d4 2221 m a x === ττ 因此 ， 十字軸的強度滿足設(shè)計要求。=4α 。 十字軸滾 針軸承的接觸應(yīng)力為 lFdd nj ???????? ?? 11272 1? （ ） 28 nF 為合力作用下一個滾針?biāo)艿降淖畲筝d荷，有下式確定 iZQFn == （ ） 式中 ： d —滾針直徑， mmd 3? ； l —滾針的工作長度， 18?l mm ； 1d —十字軸軸頸直徑。 計算 十字軸軸頸根部 見圖 （ a）的截面 AA 處 的彎曲應(yīng)力 w? 和剪切應(yīng)力 ? 為 ? ?4241 m a x132 dd sQdw ? ?? ?? （ ） ? ?2221 m ax4 ddQ???? （ ） 式中 ： 1d ——十字軸軸頸直徑， mm； 2d ——十字 軸軸頸油道孔直徑， mm； s——力的作用點到軸頸根部的距離， mm。而萬向節(jié)工作夾角 176。 圖 中間支撐 25 十字軸總成 的設(shè)計計算 及校核 萬向節(jié)的受力分析 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩 21,TT 的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 21, tt FF 和軸向力 21, aa FF ， 見圖 ： αυαυαυααυυt ans in1s inc o s)2/(t ans in)2/(c o s)c o sc o s) ( s in2/(2/12112111212121211+==+==RTFRTFRTFRTFaatt （ ） 式中 ： R——切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； 1υ——轉(zhuǎn)向節(jié)主動叉軸之轉(zhuǎn)角； α——轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動叉軸之夾角。在大柔度下系統(tǒng)會在汽車使用車速下就產(chǎn)生共振．引起大的噪 聲和劇烈的振動并破壞萬向節(jié)傳動的正常工作。 當(dāng)萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯(lián)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 (b)所示。 式 亦可用于計算萬向傳動的實心軸，例如傳動軸一端的花鍵軸和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋 21 的半軸以及斷開式驅(qū)動橋和 de Dion 橋的擺動半軸，并取上式的 d=0。傳動軸總成的徑向全跳動應(yīng)不大于 ～ 。 maxn = m in/ 1 1 1% 1 1 1η 0 rn == 取 =k ，則有計算臨界轉(zhuǎn)速 為 m i n/ 6 6 1 1 a x rknn c === 因為 2cccC L dDn += 所以有 mmL ≤ 本設(shè)計傳動軸為兩段組成 mmLmmL 1000,1100 21 == ，長度小于 ，因此本設(shè)計的傳動軸滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求。 64/)]([ 44 dDJ π= 因 cyP)(2 ==+= yemWF 故有 )/( 22 mWcemWy = 認為在達到臨界轉(zhuǎn)速的角速度 cW 時傳動軸將破壞，即 y —∞，則有： 0 2 =cmWc mcWc= （ ） 對于傳動軸管 ρπ LdDm )]([ 22= 式中 ： dD, —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 ； ρ—軸管材料的密度，對于鋼 = mmkg/ 。所以 cd =69mm 。22 = == mm rss ii rmGT mN? 傳動軸軸管的選擇 及 校核 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。方案如 圖 所示 13 圖 萬向傳動裝置總體方案簡圖 1離合器； 2變速器 ； 3萬向節(jié)； 4差速器； 5驅(qū)動橋； 6傳動軸管； 7中間支撐 本章小結(jié) 本章介紹了 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)類型及各自特點，對 HGC1050 的傳動軸進行了初步的結(jié)構(gòu)選擇 ，根據(jù) 本車的驅(qū)動型式（ FR）及軸距的要求選擇兩軸三個萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)型式 。 (a) 球面對中機構(gòu)的環(huán)形撓性萬向節(jié)； (b)六角形撓性萬向節(jié)； (c)橡膠 —金屬套筒結(jié)構(gòu)的撓性萬向節(jié)； (d) 組合型橡膠元件； (e)盤形橡膠元件 圖 撓性萬向節(jié)及其橡膠元件的典型結(jié)構(gòu) 等速萬向節(jié) 主、從動軸的角速度在兩軸之間的夾角變動時仍然相等的 萬向節(jié)，稱為等角速萬向節(jié)或等速萬向節(jié)。 撓性 萬向節(jié) 利用橡膠盤、塊、環(huán)及橡膠一金屬套筒等橡膠彈性元件在夾角不大于 176。重型汽車有時采用較粗的滾針并分成兩段以提高其壽命，也有以滾柱代替滾針的結(jié)構(gòu)。通常認為當(dāng)磨損或壓痕超過 時，十字軸萬向節(jié)就應(yīng)報廢。設(shè)計時應(yīng)合理選擇支承剛度，避免在傳動軸常用轉(zhuǎn)速內(nèi)產(chǎn)生共振。內(nèi)、外花鍵應(yīng)對中，為減小鍵齒摩擦表面間 的壓力及磨損應(yīng)使鍵齒長 jl 與其最大直徑 jd 之比不小于 2。 圖 汽車傳動軸的結(jié)構(gòu)圖 (a)帶有中間支承并有兩根軸管的分段傳動軸 ； (b)具有一根軸管的傳動軸 1— 萬向節(jié)； 2— 傳動軸管； 3— 平衡片； 4— 伸縮軸管； 5— 防塵罩； 6— 十字軸； 7— 中