【正文】 規(guī)格 N D d N 鍵數(shù) N 大徑 D 小徑 d 鍵寬 N 10 103 93 14 10 102 92 14 10 113 103 16 112 102 16 10 125 113 18 125 112 18 10 140 125 20 140 125 20 10 160 145 22 160 145 22 16 50 43 5 16 50 43 5 16 60 53 5 60 52 5 16 73 63 6 72 62 6 16 83 73 7 82 72 7 注：表中 N鍵齒數(shù)； D花鍵大徑； d花鍵小徑； B鍵寬； 表 矩形內(nèi)花鍵長度系列 (摘自 GB/T 100811988) （ mm） 花鍵小徑 d 36～ 52 花鍵長度 l 或 21 ll ? 22～ 120 孔的最大長度 L 200 花鍵長度 l 或 21 ll ? 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 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 h? (MPa)， h? 的計算公式如下： hh dT316][ ?? ? （ ） 式中： T— 傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（ N表 給出了部分矩形內(nèi)花鍵長度： 根據(jù)表 所給出的長度，初選花鍵長度 95?l mm，花鍵軸孔長度 185?L mm。下表 給出了部分系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸 NdDB 為 1662726。裝車時傳動軸的伸縮花鍵一端應(yīng)靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損。花鍵齒與鍵槽按對應(yīng)標(biāo)記裝配，以保持傳動軸總成 的動平衡。為減小滑動花鍵的軸向滑動阻力及磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，外層設(shè)有防塵罩，間隙小一些，以免引起傳動軸的振動?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。 連接花鍵的設(shè)計 主傳動軸滑動花鍵的設(shè)計 15 汽車行 駛過程中，變速器與驅(qū)動橋的相對位置經(jīng)常變化。mm，傳動軸管外徑 95?cD mm，內(nèi)徑91?cd mm 代入公式 得： 9)9195( 39 87 40 09516)( 16 4444 ???????ccc dD TD?? MPa ][?? 經(jīng)計算主傳動軸軸管符合設(shè)計要求，能保證在各種工況下有效的傳遞轉(zhuǎn)矩。mm、 1?n 、 ?i 、 ?? 、 1?dk 代入公式 得： ?????? 1 8 0 811m a xn iTkT ed ? 3987400N代入 eaT gm得： 0 8 4 1 0 01 9 9 m a x ????e aT gm ， 0?jf ，取 1?dk 。 性能系數(shù) jf 計算由下式計算： ???????? ??m a x1 9 0 01eaj T gmf 當(dāng) m ax ?eaT gm 時 0?jf 當(dāng) m ax ?eaT gm 時 式中： am — 汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量）， kg； maxeT 由 CA1140 技術(shù)參數(shù)查得： 14100?am Kg， 608max?eT Nmm)， 3m ax 10608 ??eT Nmm； W— 抗扭斷面模量，對空心軸 )(16 44 D dDW ?? ? 。 傳動軸扭矩強度校核 在按臨界轉(zhuǎn)速 0kn 初選軸管斷面尺寸以后，還需要進行扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)應(yīng)力。設(shè)主傳動軸外徑為 2cD ，內(nèi)徑為 2cd ，傳動軸管厚度為 B。表 給出外徑 D=60~95mm的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)值。 由安全系數(shù)maxnnk ko? ，得計算臨界轉(zhuǎn) maxknnko ? ，取 k=，轉(zhuǎn)速 maxn 為對應(yīng) 12 于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉(zhuǎn)速 5m axm ax ke inn ?? 式中： maxen — 發(fā)動機最大功率時的轉(zhuǎn)速 2600max ?en r/min； 5ki — 變速器最高檔傳動比 15?ki ；則：2 6 0 012 6 0 05m a xm a x ????? ke inn r/min。 表 某載重汽車傳動軸的破壞轉(zhuǎn)速與行駛里程的關(guān)系 行駛里程（ km） 0 17000 100000 在重心平面上的振擺（ mm） 破壞轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速之比 （ 0/ kv nn ） 傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速 本設(shè)計傳動 方式為開式、兩軸，三個萬向節(jié)帶中間支承形式。由公式 可以確定傳動軸總成的最大可能長度，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(qū)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(shè)置固定在車架車身上的中間支承。mm。 傳動軸總成應(yīng)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 1~2N 當(dāng)傳動軸質(zhì)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(zhuǎn)速下發(fā)生破壞。 ~m a x ?? nnk ko （ ） 式中： maxn — 為對應(yīng)于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉(zhuǎn)速。為了提高 0kn 在制造方面采取的主要措施是；用質(zhì)量分面比較均勻的焊接鋼管代替無縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取 ～ ；對每根傳動軸總成應(yīng)進行動平衡檢驗，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內(nèi)，如果不合格應(yīng)進行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內(nèi)。所以當(dāng) 1500?L mm 時，常采用中間支承。這就是為什么傳動軸廣泛采用空心軸的原因之一。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。 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 10 轉(zhuǎn)速為： 280 LDnk ?? 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： 280 LDn k ??r/min （ ） 對于大量采用的空心軸，若其剖面外徑 D，內(nèi)徑為 d，則： ))((64)(64 222244 dDdDdDI ????? ?? LdDm ?? )(4 22 ?? 于是兩端自由支承的軸： 22280 L dDn k ???r/min （ ） 對兩端固定支承的軸，則： 22280 L dDn k ???r/min （ ） 以上各式中 D、 d、 L 均用同樣的長度單位（毫米）。 當(dāng) 23 ?mLEIc ?時，軸的撓度 y 趨于無窮大，即若軸以與此相應(yīng)的角速度 0h? 旋轉(zhuǎn)時必將折斷。 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(xué)得知： 8LEIcyP? （ ） 式中： E— 傳動軸材料的抗拉彈性模數(shù)， 101021??E N/mm2； L— 支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距離（ mm）； I— 軸剖面對其對稱軸線（直徑）的轉(zhuǎn)動慣量（ m4）； 系數(shù) c 與受載情況、支承型式有關(guān)，當(dāng)載荷在兩端自由支承的梁上沿長度平均分布時 5384?c ，而在同樣受載情況下，對兩端固定支架支承的梁 384?c ； P— 材料彈性力。設(shè)傳動軸轉(zhuǎn)速為)/( srad? 。當(dāng)傳動軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速即為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。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。所謂臨界轉(zhuǎn)速，即當(dāng)某個長度為 L的傳動軸，在兩支點中旋轉(zhuǎn)時，如圖 所示，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質(zhì)量中心）相對軸線有一偏移量（初撓度） e，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動軸質(zhì)量的不均勻，則 e 將再增大。 當(dāng)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(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速。設(shè)計時應(yīng)保證在傳動軸長度處在最大值時，套管叉與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。由于參考車型軸距為 米，故選取如圖 b 的傳動方案。下圖 為用于汽車變速箱與驅(qū)動橋之間的不同萬向傳動方案。有的汽車根據(jù)總布置要求需將離合器與變速器分開一段距離，變速箱與驅(qū)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。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動橋之間。為選型設(shè)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。 傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動機構(gòu)，轉(zhuǎn)速達3000~7000r/min，振動是傳動軸總成設(shè)計需考慮的首要問題。中間部分可分為實心軸或者為空心的軸管。 7 第 3 章 萬向傳動軸總成的設(shè)計 萬向傳動軸總體概述及 傳動布置型式的選擇 萬向傳動軸與其所連接的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。當(dāng)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(zhuǎn)速 1000～ 2020r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為 500～ 1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動軸的共振。在設(shè)計中間支承時，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度 RC ，固有頻率 0f 對應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 060fn? r/min 盡可能低于傳動軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。目前廣泛采用的橡膠彈性中間支承，其結(jié)構(gòu)中采用單列球軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。當(dāng)傳動 軸分段時，需加設(shè)中間支承。 中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計 在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉(zhuǎn)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。 連接花鍵 傳動軸上的花鍵應(yīng)有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不易過大，且應(yīng)按對應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。 連接螺栓 在發(fā)動機前置后驅(qū)動的汽車中，連接變速器與驅(qū)動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅(qū)動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉(zhuǎn)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。為了防止在運輸及安裝過程中掉針，大多都采用錐頭滾針。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設(shè)計時應(yīng)保證該處有足夠的抗彎強度。再使用，這樣可以延長使用時間。久而久之，造成十字軸軸頸的單邊磨損，隨著時間的推移，十字軸受力的一面便會磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響。目前，最常見的滾針軸承軸向定位方式有普通蓋板式、彈性蓋板式、外卡式、內(nèi)卡式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等。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(nèi)脫出引起十字軸軸向竄動及避免 摩擦發(fā)熱，有的在十字軸軸端和軸承碗之間加裝端面滾針軸承。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。 十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個十字軸、主動叉、從動叉、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。 5 十字軸式萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析 采用十字軸萬向傳動軸，為了避免運動干涉 ,在傳動軸中設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié) ,以實現(xiàn)傳動軸長度的 變化。在連接角較小時大都使用這種萬向節(jié)?？紤]到本畢業(yè)設(shè)計所針對的車型為重型貨車，對其萬向傳動軸的設(shè)計應(yīng)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(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整維修方便等要求，且傳動可靠 ,效率較高，目前允許兩傳動軸之間的交角一般為 15176。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(yīng)力和彎曲應(yīng)力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動軸臨界轉(zhuǎn)速的校核。為了 避免運動干涉 ,在傳動軸中設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié) ,以實現(xiàn)傳動軸長度的變化。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(qū)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。 4 第 2 章