【文章內容簡介】 計己逐步實現(xiàn)自動化，集成化，智能化。 研究內容及方法 傳動軸方案的選擇及主要參數(shù)的確定在汽車行駛過程中，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，故兩根軸不能剛性地連接，而必須采用一般由兩個十字軸萬向節(jié)和傳動軸組成的萬向傳動裝置。在變速器與驅動橋之間距離較遠的情況下，應將傳動軸分成兩段，并用三個十字軸式萬向節(jié)連接起來，且在中間傳動軸后端加裝中間支承。根據(jù)給定的發(fā)動機功率、變速器最大傳動動比、主速器傳動動比計算出最大剪應力和彎曲應力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動軸臨界轉速的校核。 萬向節(jié)類型的選擇對萬向節(jié)類型及其結構進行分析，并結合（CA1041）技術要求選擇合適的萬向節(jié)類型。考慮到本畢業(yè)設計所針對的車型為中輕型貨車，對其萬向傳動軸的設計應滿足：制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強，使用壽命長，結構簡單，調整維修方便等要求，本設計選用十字軸式萬向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動軸。 十字軸式萬向節(jié)的結構分析十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失，提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內脫出。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。目前，最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[4]。 萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核十字軸十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸的滾針軸承帽工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。十字軸滾針軸承滾針軸承的結構分析：汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，但就滾針來說、主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運輸及安裝過程中掉針，國內的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針[5]。這種結構的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針。聯(lián)接螺栓 在發(fā)動機前置后驅動的汽車中，連接變速器與驅動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉矩的，由于螺栓聯(lián)接工作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓強度。萬向節(jié)叉萬向節(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截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，應對其彎曲應力和扭應力進行校核。 中間支承的設計與校核在長軸距汽車上，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，常將傳動軸分段。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動看特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當傳動軸分段時，需加設中間支承。在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對應的臨界轉速 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。許用臨界轉速為1000~2000r/min，對于乘用車，取下限。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1000~2000r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉速為500~1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動軸的諧振[6]。第2章 傳動軸總成的設計 萬向傳動軸總體概述萬向傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設計不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加負荷，可能導致傳動系不能正常運轉..。 傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉知經(jīng)分動器傳遞給前驅和后驅的傳動機構，轉速達3000~7000r/min,振動是傳動軸總成設計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術來減小滑移阻力，但產(chǎn)生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40倍，而滑移阻力將產(chǎn)生振動。為選型設計提供依據(jù)，傳動軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產(chǎn)生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。 傳動布置型式的選擇萬向節(jié)傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計布置的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加動負荷，可能導致傳動系不能正常運轉和早期損壞。車輛的萬向節(jié)傳動，主要應用于非同心軸間和工作中相對位置不斷改變的兩軸之間的動力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅動橋的動力輸入軸不在一個平面內。有的裝載機在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機在轉向時均會使變速箱與驅動橋之間的相對位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時常采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動[7]。 （a）單軸雙萬向節(jié)式 （b）兩軸三萬向節(jié)式 汽車的萬向傳動方案[7]如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(jié)傳動的連接。，故選取如圖b的傳動方案。 傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 傳動軸的運動分析傳動軸的長度和夾角及它們變化范圍，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，套管叉與花鍵軸有中夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角的大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸旋轉的不均勻性。當傳動軸長度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強度，并能承受相當?shù)霓D速。其許用的傳動軸轉速，不應超過臨界轉速。所謂臨界轉速，即當某個長度為L的傳動軸，在兩支點中旋轉時，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質量中心）相對軸線有一偏移量（初撓度）a，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動軸質量的不均勻，則a將再增大。當此軸旋轉時，在質量中心必有離心力的作用，這個別離心力又將引起傳動軸的進一步彎曲，產(chǎn)生附加撓度y。由于重力的大小和方向是不變的，而離心力的大小與方向是改變的，故使傳動軸的彎曲力（垂直力與離心力的向量和）也周期性的變化著，從而傳動軸的撓度也隨時在變化。即傳動軸的旋轉，將伴隨有彎曲振動，它的頻率即等于傳動軸的轉速。當傳動軸的轉速接近于它的彎曲自然振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，振幅（撓度）急劇增加，致使傳動軸折斷，這一轉速即稱為傳動軸的臨界轉速。 萬向節(jié)傳動軸的彎曲振動傳動軸的臨界轉速與軸的直徑、長度和支承點數(shù)目有關。設傳動軸轉速為。作用在傳動軸上的離心力則為： （）式中:m—傳動軸的質量這時離心力被與長度成正比的材料彈性力p所平衡，由材料力學得知： （）式中：E—傳動軸材料的抗拉彈性模數(shù)，N/mm2；L—支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距離（m）；I—軸剖面對其對稱軸線（直徑）的轉動慣量（m4）；系數(shù)c與受載情況、支承型式有關，當載荷在兩端自由支承的梁上沿長度平均分布時，而在同樣受載情況下，對兩端固定支架支承的梁；P—材料彈性力由平衡條件得： （）解得： （）式中：a—初撓度；Y—附加撓度；ω—傳動軸角速度當時，軸的撓度y趨于無窮大，即若軸以與此相應的角速度旋轉時必將折斷。這時： （）對于直徑為D的實心軸，由力學得知 ， （） 式中：—傳動軸材料單位體積重量由此，對于兩端自由支承（開式傳動軸），且載荷沿軸長平均分布的軸，其臨界轉速為： r/min （）對于兩端有固定支承的軸（軸封閉于傳動軸套管中的閉式傳動軸），則： r/min （） 對于大量采用的空心軸，若其剖面外徑D，內徑為d，則：于是兩端自由支承的軸：r/min （）對兩端固定支承的軸，則：r/min （）以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位（厘米）。對于絕大多數(shù)開式傳動軸，可按兩端自由支承的軸來計算，工作長度L可取兩萬向節(jié)中心間距離。如為閉式傳動軸，可按兩端固定支承的軸承計算，工作長度L可取兩軸承中心間距離。從上面公式可以看出：當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。這就是為什么傳動軸廣泛采用空心軸的原因之一。同時還可看出當L增加，下降，為了提高可縮短傳動軸長度，增大軸管內外徑。所以當mm時，常采用中間支承。當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。為了提高在制造方面采取的主要措施是；用質量分面比較均勻的焊接鋼管代替無縫鋼管；～；對每根傳動軸總成應進行動平衡檢驗，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內，如果不合格應進行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內。在確定傳動軸截面尺寸時，一定要使傳動軸的實際最大轉速小于其臨界轉速。其安全系數(shù)k應在以下范圍內。 （）式中：—為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速如果傳動軸的動平衡很好，而且花鍵連接制造精度很高，此時臨界轉速的安全系數(shù)，可取較小值。當傳動軸質量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動軸就能在低于臨界轉速下發(fā)生破壞。，表示傳動軸破壞轉速[8]。傳動軸總成應進行動平衡試驗，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，3000~6000r/min時不大于1~2Nmm；對5t以上的貨車，在1000~4000r/min時不大于10Nmm。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，有的可加裝端面滾針軸承，~。，如果它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，且在它們的聯(lián)接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架車身上的中間支承。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。 某載重汽車傳動軸的破壞轉速與行駛里程的關系[8]行駛里程（km）017000100000在重心平面上的振擺（mm）破壞轉速與臨界轉速之比（） 傳動軸斷面尺寸的計算與校核 本設計傳動方式為開式、兩軸三萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ載貨汽車主要技參數(shù)見附錄。由安全系數(shù)，得計算臨界轉，取k=，轉速為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速。 式中：—發(fā)動機最大功率時的轉速r/min；—變速器最高檔傳動比；則：r/min。將 r/min代入得：r/min取r/min選取主傳動軸進行計算：電焊管參數(shù)應按冶金部標準YB24263選取。=60~95mm的標準參數(shù)值。 60—95mm電焊鋼管YB24263 （mm）外徑鋼 管 厚 度60、、、、、70、、、、、、、8、、、、、 由于傳動軸為開式。設主傳動軸外徑為，內徑為，傳動軸管厚度為B。初選傳動軸管外徑mm，厚度mm，則mm將r/min，主傳動軸長度mm，mm，：r/min經(jīng)計算主傳動軸符合臨界轉速設計要求。在按臨界轉速初選軸管斷面尺寸以后，還需要進行扭轉強度驗算，由于傳動軸夾角α引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計算簡單，將不考慮由于夾角α而引起的附加扭矩和彎矩，只按純扭矩計算其扭轉應力。傳動軸的最大扭轉應力(MPa)可按下式計算： 經(jīng)計算主傳動軸軸管符合設計要求，能保證在各種工況下有效的傳遞轉矩。 由于中間傳動軸比主傳動軸短，所以主傳動軸軸管的外徑和管壁厚度同樣適用于中間傳動軸。 主傳動軸滑動花鍵的設計汽車行駛過程中，變速器與驅動橋的相對位置經(jīng)常變化。為避免運動干涉，傳動軸中設有由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來以實現(xiàn)傳動軸長度的變化?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設計選矩形花鍵，其主要參數(shù)可按照《機械設計手冊》選取[9]。：初選花鍵斷面基本尺寸NdDB 為846509。：由于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動，所以選A型花鍵。：，初選花鍵長度mm，花鍵軸孔長度mm。在選定花鍵尺寸后，還應對作用在花鍵軸上的扭轉應力(MPa)和作用在齒側的擠壓應力(MPa)進行校核。 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T 11442001） （mm）小徑d輕系列規(guī)格NdDB輕系列r輕系列c2862326632832366368364074284246846846509528525810注：表中 N鍵齒數(shù)；D花鍵大徑；B鍵寬；r倒角；c倒角 矩形內花鍵長度很系列(摘自GB/T 100811988) （mm）花鍵小徑d36～52花鍵長度或