PAGE分類號：論文選題類型：UDC：編號：畢業設計題目某輕型商用車傳動軸與萬向節設計學院專業年級學生姓名學號指導教師年月學位論文原創性聲明本人鄭重聲明：所呈交的學位論文是本人在導師指導下獨立進行研究工作所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經發表或撰寫的成果作品。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。學位論文作者簽名：日期：年月日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保障、使用學位論文的規定，同意學校保留并向有關學位論文管理部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權省級優秀學士學位論文評選機構將本學位論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。本學位論文屬于1、保密□，在_____年解密后適用本授權書。2、不保密□。（請在以上相應方框內打“√”）學位論文作者簽名：日期：年月日導師簽名：日期：年月日PAGEII摘要本文研究的是由傳動軸和萬向節組成的汽車萬向傳動軸。萬向傳動軸在汽車傳動系統中起著重要的作用，而現在汽車在普通家庭中越來越普及，所以萬向傳動軸性能的好壞，不僅會影響汽車本身的性能，還會影響到車主的人身安全。所以本文對該輕型商用汽車的萬向傳動軸進行理論分析，不僅能夠對其自身進一步的研究、優化及試驗測試分析提供理論參考和實際指導作用，還對增加汽車的安全性具有實際意義。在獲取了此輕型商用車的重要數據參數和各重要部件的安裝信息后，來確定萬向傳動軸的布置方案，即采取兩軸三萬向節帶中間支承的布置方法。確定了設計方案后，其次再對萬向節和中間支承總成以及傳動軸來進行設計，最終能夠使得該設計可以在一般使用情況下和規定的使用年限范圍不會發生失效的意外。關鍵字：傳動軸，兩軸三萬向節，中間支承，設計ABSTRACTThispaperstudiestheautomobileuniversaltransmissionshaft,whichiscomposedoftransmissionshaftanduniversaljoint.Universaltransmissionshaftplaysanimportantroleinautomobiletransmissionsystem,andnowcarsarebecomingmoreandmorepopularinordinaryfamilies,sotheperformanceofuniversaltransmissionshaftwillnotonlyaffecttheperformanceofthecaritself,butalsoaffectthepersonalsafetyofcarowners.Therefore,thispapermakesatheoreticalanalysisoftheuniversaltransmissionshaftofthelightcommercialvehicle,whichcannotonlyprovidetheoreticalreferenceandpracticalguidanceforitsfurtherresearch,optimizationandtestanalysis,butalsohaspracticalsignificancetoincreasethesafetyofthevehicle.Afterobtainingtheimportantdataparametersofthelightcommercialvehicleandtheinstallationinformationoftheimportantparts,thelayoutschemeoftheuniversaltransmissionshaftisdetermined,thatis,thearrangementmethodofthemiddlesupportofthetwoaxlesand30universaljointsisadopted.Afterthedesignschemeisdetermined,thentheuniversaljoint,theintermediatesupportassemblyandthetransmissionshaftaredesignedsothatthedesigncanavoidfailureaccidentsunderthegeneraluseconditionsandtheprescribedserviceliferange.Keywords：Transmissionshaft,twoshafts30gimbaljoint,middlesupport,designPAGE26目錄摘要 IABSTRACT II第1章緒論 31.1 選題的目的和意義 31.2 國內外研究現狀、發展趨勢 31.3 研究內容及方法 4 傳動軸方案的選擇及主要參數的確定 4 萬向節類型的選擇 4 十字軸式萬向節的結構分析 4 萬向節總成主要參數的確定與校核 5 中間支承的設計與校核 5第2章傳動軸總成的設計 62.1 萬向傳動軸總體概述 62.2 傳動布置型式的選擇 62.3 傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 7 傳動軸的運動分析 7 傳動軸斷面尺寸的計算與校核 102.4 主傳動軸滑動花鍵的設計 132.5 中間傳動軸花鍵的設計 162.6 本章小結 18第3章萬向節總成的設計 193.1 萬向節類型的選擇 193.2 十字軸式萬向節的結構分析 203.3 萬向節的受力分析 21 單十字軸萬向節的受力分析 21第4章中間支承的設計 224.1 中間支承的結構分析與選擇 224.2 軸承的選取 234.3 本章小結 25結論 26參考文獻 27致謝 28緒論選題的目的和意義近幾年來汽車行業的發展十分迅速，為了滿足消費者的需求，對汽車進行多樣化、個性化設計，提高汽車的節能性、舒適性已經成為必然趨勢。如果設計不良將會產生振動和噪音，增加未在預算范圍內的附加動載荷，嚴重的話還可能會導致傳動軸不能正常工作甚至遭到破壞，萬向傳動軸是汽車傳動系不可或缺的一部分[1]。傳動系的傳動性能與傳動軸選用和設計息息相關。不合理的設計將會增加不必要的附加載荷，甚至導致傳動系不能正常工作，所以該總成設計的合理是本次設計成功的關鍵。國內外研究現狀、發展趨勢在本世紀初，為了滿足人們日益增長的需求，廠家將注意力轉移到發展萬向節和傳動軸這一領域，萬向節與傳動軸的進步是推動汽車行業的發展的重要一步。為了使萬向傳動軸成為重要的部件，他們在傳動效率、耐用強度和噪聲性能等質量方面做出了很好的改善，對傳動系組成部分萬向節振動特性必須進行分析[2]。1950

年后，各大廠家對傳動軸的生產數量已達到百萬計。1984

年萬向節傳動軸的生產數量隨著工業的增長達到數億計。在現代汽車的總體布置中，變速器輸出軸軸線與驅動橋的輸入軸軸線不在同一平面上，前者固裝在車架上，后者通過彈性懸架與車架連接。由于車輛的行駛過程中會導致驅動橋與變速器的距離和夾角發生變化，所以輸出軸與輸入軸不可能剛性連接，兩軸之間必須安裝萬向傳動裝置。萬向節性能的好壞與汽車的行駛性能、動力性、舒適性有著直接聯系。從19世紀初虎克式萬向節在汽車上應用以來，經過100多年的發展產生了十幾種形式。可分為鍘性萬向節和撓性萬向節。剛性萬向節又可分為不等速萬向節、準等速萬向節和等速萬向節。等速萬向節因其制造難度大、投資費用高，并需要依靠國外設備進行制造，是實現國產化的首要難題。橡膠護套的設計與考核也是本次設計的重點，因為橡膠套用來密封等速萬向節傳動軸，橡膠護套的壽命從很大程度上決定了傳動軸總成的使用壽命。在傳動軸的設計中，要考慮參數的隨機性與模糊性，使達到最優的方案，在設計后可以預測新產品的可靠度[3]。由于近年來Pro/E、CATIA、Matlab

等軟件的開發與應用，國內的企業、科研單位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真設計，從而大大提高了我國對萬向節的設計、制造水平。研究內容及方法傳動軸方案的選擇及主要參數的確定當汽車處于駕駛狀態的時候，如若發生發動機產生了振動或非平滑路面對汽車的沖擊等情況，將會導致汽車的彈性懸架系統發生振動，從而使輸出軸與輸入軸兩者之間的相對位置不在合理范圍內，為了避免汽車不能正常駕駛，將采用由傳動軸和兩個十字軸萬向節構成的傳動裝置。如果變速器和驅動橋的距離比較遠，那么將分成兩段的傳動軸用三個十字軸式萬向節連接起來，并把中間支承安裝再傳動軸后端。在獲取已有的基礎信息——電機功率、變速器和主減速器的傳動比后，進而可以計算得出最大剪應力和彎曲應力，通過上文得出的數據，查閱相關資料獲取鋼材材料，最終可獲取其屈服極限值，并校核其傳動軸臨界轉速是否達到要求。萬向節類型的選擇萬向節又十字軸式萬向節、準等速萬向節、等速萬向節和撓性萬向節四種類型。分別進行結構分析后，根據此次設計要求來選擇最為合適的萬向節。本次設計的車型背景為輕型商用車，在選擇萬向節類型的時候應當注意以下幾點要求：設計生產方便、資金投入低，耐受力強，工作年限長，構造簡單以方便出現問題后檢修容易，結合上述需求選用十字軸式萬向節，帶中間支承的兩段式傳動軸。十字軸式萬向節的結構分析一般十字軸式萬向節是由萬向節叉、十字軸、油封、套筒、軸承蓋和滾針軸承等部件構成。萬向節是改變角度動力傳遞的部件，萬向節叉與十字軸軸頸上的孔連接。將由滾針和套筒組裝而成的軸承安裝在十字軸的軸頸位置可以減少工作時帶來的磨擦損失，大大的提高工作效率。當從動軸隨隨主動軸而轉動，此時又可在橫軸中心以任意的角度進行擺動。一般的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環式、瓦蓋固定式和塑料環定位式等[4]。萬向節總成主要參數的確定與校核1、十字軸十字軸損壞時，車輛行駛中左右打方向盤時能夠聽到咯噔的異響，方向盤游動間隙變大，這是轉向機要脫落的感覺。十字軸萬向節主要有磨損、裂紋和軸頸表面金屬剝落等損壞形式。如果軸頸表面有剝落，可用油石打光軸頸表面，若損傷嚴重，那么需要更換十字軸。2、十字軸滾針軸承不同于滾針軸承結構的多種多樣，滾針只有錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針三種類型。采用錐頭滾針可以有效的防止掉針，相對于其他兩種滾針而言，無疑損失更小，所以被各大廠家廣泛應用[5]。這種類型的軸承比其他軸承多一個擋針圈，加工出來的基底凹槽可以將錐頭擋住，避免滾針的掉出。3、聯接螺栓前置后驅動汽車的傳動軸依靠聯軸器來傳遞轉矩，由于螺栓聯接工作時既承受剪切力又承受軸向力，還要校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓強度。4、萬向節叉萬向節叉是構成連接支承的重要部件，支承反力在力的作用下支承反力和橫軸軸孔中心線成截面處，還應對萬向節叉的彎曲應力和扭應力進行校核。中間支承的設計與校核將傳動軸分段是為了適應總體布置需求，還能提高臨界轉速，提高彎曲剛度，減少傳動系產生的噪聲，但必須在各軸之間安裝上中間支承。設計過程中還應考慮各方面的因素，選擇最合適的徑向剛度和固有頻率，但要注意固有頻率的臨界轉速最好低于傳動軸的常用轉速范圍，為了確保能夠達到最好的隔振效果。得出中間支承的固有頻率時，由于傳動軸共振轉速與萬向節上的共振轉速不在同一范圍內，從而避免了中間支承與傳動軸的諧振[6]。傳動軸總成的設計萬向傳動軸總體概述萬向傳動軸分為萬向節和傳動軸兩個部分，有些汽車的傳動軸較長，只安裝一根傳動軸無法達到技術要求，于是將軸分成兩段連接，這時就需要在兩軸的中間加上中間支撐，這樣更有利于軸間動力的傳遞，也可以防止接口處受到外力而脫落。傳動軸的選擇與傳動系傳動性能的好壞息息相關。不合理的選擇將會導致實際的附加載荷超出預算范圍之內，嚴重的還會致使傳動系統癱不能正常工作..。傳動軸的工作原理是：經變速箱把發動機輸出的動力轉換為扭力，然后將扭力轉換為驅動力來實現驅動,振動是本次設計首要解決的問題。傳動軸的轉速十分高，支承也較少，動平衡的設計十分重要，必須進行動平衡試驗并在平衡機上進行調整。傳動布置型式的選擇萬向節裝置能夠使不在同一條直線上的輸出軸和輸入軸相連接，在車輛行駛時產生的震動使兩軸之間的位置發生變化時，仍然能夠穩定可靠的傳遞動力。對于車架位置固定的發動機，為了能將發動機傳出的動力有效的傳遞到車輪上，萬向傳動軸可以使車架位置不斷變化的驅動輪軸穩定的接受輸出軸傳遞的動力。傳動軸的布置形式有單節式傳動軸、雙節式傳動軸和多節式傳動軸，根據總體設計需求和實際車型來選擇最為合適的布置形式[7]。圖2.1為單節式傳動軸和雙節式傳動軸。（a）單節式傳動軸（b）雙節式傳動軸圖2.1汽車的萬向傳動方案[7]如圖a為傳動距離較近時使用，如圖b為傳動距離較遠時使用，采用兩節傳動軸、3個萬向節。由于參考車型軸距為2.79米，故選擇如圖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汽車的總體布置決定著傳動軸的特性。不同長度的傳動軸影響著套管叉和花鍵軸的配合長度，在傳動軸出現最大擺角時，應使傳動軸和后橋軸的夾角小于萬向傳動軸的極限夾角。當傳動軸長度最大時，套管叉與花鍵軸不脫開；當傳動軸長度最小時，套管叉與花鍵軸不頂死。傳動軸的結構十分復雜，在運動過程中的轉速也較高，所以出現震動是不可避免的事情。傳動軸的震動不僅會產生噪音，還會影響人們乘坐汽車的舒適性。因此，傳動軸斷面尺寸必須具有足夠的強度和耐受力來承受傳動軸的高轉速。傳動軸的實際轉速應該在臨界轉速之下。在支點旋轉的時候，如圖2.2所示，因為轉動軸有自身重力作用，這時候傳動軸中心就會偏離軸線（初撓度）a，初撓度a的值會受到軸孔間隙的影響。傳動軸旋轉的時候，離心力的作用會使傳動軸彎曲，產生附加撓度y。重力的大小和方向不會改變，傳動軸的彎曲會隨著離心力的大小和方向改變產生規律性的變化。出現共振現象時，撓度的急劇增加會導致傳動軸折斷。這時，傳動軸的轉速接近于彎曲自然振動頻率，此時的轉速就是傳動軸的臨界轉速。圖2.2萬向節傳動軸的彎曲振動設傳動軸轉速為。作用在傳動軸上的離心力則為：（2.1）式中:m—傳動軸的質量這時材料彈性力p平衡了離心力，由材料力學得知：（2.2）式中：E—傳動軸材料的抗拉彈性模數，N/mm2；L—兩萬向節的中心距離（m）；I—軸剖面對其直徑的轉動慣量（m4）；系數c與受載情況、支承型式有關；P—材料彈性力由平衡條件得：（2.3）解得：（2.4）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：（2.5）對于直徑為D的實心軸，可得，（2.6）式中：—傳動軸材料單位體積重量對于載荷沿軸長平均分布開式傳動軸，其臨界轉速為：r/min（2.7）對于兩端有固定支承的軸，則：r/min（2.8）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（2.9）對兩端固定支承的軸，則：r/min（2.10）以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位（厘米）。開式傳動軸與閉式傳動軸的計算與取量方法也不盡相同。多數開式傳動軸的計算依據于兩端自由支承的軸，而閉式傳動軸是按照兩端固定支承的軸承來計算的，取兩萬向節中心間距離為開式傳動軸的工作長度L，而閉式傳動軸工作長度L可取自兩軸承中心間距離。由材料力學可得：在傳遞扭矩的時候，在徑向界面越往外的地方傳遞的有效轉矩就越大，而軸心部分傳遞的轉矩作用較小，那么就需要較粗的軸徑來傳遞較大的轉矩，采用空心軸比采用實心軸更好的減少轉軸的自重。在軸的外徑相同的情況下，空心軸的臨界轉速比實心的要高。這就是空心軸被廣泛應用的原因之一。與L成反比例關系，可以通過增大軸管內外徑來提高。所以當mm時，常采用中間支承。可以使軸管的鋼板厚度取1.85～2.50mm范圍之內，或采用質量均勻的焊接鋼管來提高臨界轉速；如果傳動軸的不平衡度不在規定范圍之內，則需要貼焊平衡塊來進行校正，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k應在以下范圍內。（2.11）式中：—為車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速當傳動軸的花鍵制造精度較高并且動平衡比較好的時候，臨界轉速的安全系數可以取最小值。當傳動軸質量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動軸就會發生破壞。表2.1為某載重汽車的實驗數據，表示傳動軸破壞轉速[8]。對于轎車及輕型客、貨車，轉速為3000~6000r/min時傳動軸不平衡度不大于1~2N·mm；對5t以上的貨車，在轉速為1000~4000r/min時傳動軸不平衡度不大于10N·mm。將軸向間隙控制在合理范圍內或者采用彈性蓋板，有的還可以安裝端面滾針軸承，這樣可以防止磨損導致間隙增大而影響動平衡。如果傳動軸總成的最大可能長度小于汽車總布置所要求的傳動軸尺寸，那么需要安裝兩根傳動軸在變速器和后驅動橋之間，在前傳動軸后端業需要設置一根中間支承。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。表2.1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）1.151.582.75破壞轉速與臨界轉速之比（）0.920.860.69傳動軸斷面尺寸的計算與校核本設計傳動方式為開式、兩軸三萬向節帶中間支承形式。由安全系數，得計算臨界轉，取k=1.5，轉速為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速。式中：—發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：電焊管參數應按冶金部標準YB242-63選取。表2.2給出外徑D=60~95mm的標準參數值。表2.260—95mm電焊鋼管YB242-63（mm）外徑鋼管厚度601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.563.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5751.4、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、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5891.4、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由于傳動軸為開式，兩端自由支承所以臨界轉速按公式2.9計算。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，mm代入2.9得：r/min經計算主傳動軸符合臨界轉速設計要求。為了簡化扭轉強度驗算，可以忽略產生附加扭矩和彎矩，只需用純扭矩來計算扭轉應力。傳動軸的最大扭轉應力(MPa)可按下式計算：（2.12）式中：—傳動軸的計算扭矩，N·mm；W—抗扭斷面模量，對空心軸將W代入上式，則傳動軸扭轉強度應滿足以下要求：（2.13）式中：—許用扭轉應力，MPa傳動軸計算扭計算公式如下:（2.14）式中：—發動機最大轉矩(N·mm)，N·mm；N—計算驅動橋數，CA1041為后橋驅動車輛，所以取；—變速器一擋傳動比，CA1041裝配的變速器一擋傳動比；—發動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取；—猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變速器，具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車，性能系數的汽車：，的汽車：或由經驗選定。性能系數計算由下式計算：當時當時式中：—汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量），kg；由CA1041技術參數查得：Kg，N·m。代入得：，，取。將N·mm、、、、代入公式2.14得：N·mm將傳動軸計算扭矩N·mm，傳動軸管外徑N·mm，內徑N·mm代入公式2.13得：MPa經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為避免變速器與驅動橋的相對位置的變化而引起的運動干涉，安裝滑動叉和矩形或滑動花鍵來適應傳動軸長度帶來的變化。本次設計選用的是矩形花鍵，其主要參數在《機械設計手冊》選取[9]。下表2.3給出了部分輕系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸N×d×D×B為8×46×50×9。矩形花鍵有如圖2.3幾種形式，根據設計要求可知，花鍵可以沿軸向轉動，所以選A型花鍵。表2.4給出了部分矩形內花鍵長度：根據表2.4所給出的長度，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。表2.3矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T1144-2001）（mm）小徑d輕系列規格N×d×D×B輕系列r輕系列c286×23×26×60.20.1328×32×36×60.30.2368×36×40×70.30.2428×42×46×80.30.2468×46×50×90.30.2528×52×58×100.40.3注：表中N-鍵齒數；D-花鍵大徑；B-鍵寬；r-倒角；c-倒角表2.4矩形內花鍵長度很系列(摘自GB/T10081-1988)（mm）花鍵小徑d36～52花鍵長度或22～120孔的最大長度L200花鍵長度或系列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對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算扭轉應力(MPa)，的計算公式如下：（2.15）式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；d—花鍵軸的花鍵內徑（mm）；—許用應力，按安全系數確定，取，則：MPa；將N.mm、mm代入公式2.15得：MPa經校核主傳動軸花鍵的齒根扭轉應力符合設計要求。傳動軸花鍵的齒側擠壓應力MPa計算公式如下：（2.16）圖2.3矩形花鍵的主要形式式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；—花鍵轉矩分布不均勻系數，，取；、—分別為花鍵外徑和內徑（mm）；—花鍵的有效工作長度（mm）；N—花鍵齒數；—許用擠壓應力(MPa)當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，滑動花鍵MPa。將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.16）得：MPa經校核主傳動軸花鍵齒側擠壓應力符合設計要求。當傳遞轉矩的花鍵伸縮時，產生的軸向阻力為：（2.17）式中：—傳動軸所傳遞的轉矩，Nmm；r—滑動花鍵齒側工作表面的中徑，mm；f—摩因數，，取代入公式2.17得：N為了提高傳動效率，可添加滾珠使滑動摩擦轉變為滾動摩擦，減小花鍵的磨損率，還可以在花鍵齒上噴尼龍層或者進行磷化處理。采用彈性的傳動軸可減緩嚴重的沖擊載荷。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙應按照規定進行裝配，這樣能夠確保傳動軸總成的動平衡[10]。中間傳動軸花鍵的設計本次設計將要考慮中間傳動軸和主傳動軸的連接問題。首先在中間傳動軸上加工一段花鍵，使花鍵與凸緣叉組合成花鍵副，為保證動力的傳遞，還需將凸緣叉和萬向節相連，為防止凸緣叉發生移位，使用開槽螺母將凸緣叉軸向定位。選取中間傳動軸花鍵鍵型為矩型花鍵，主要尺寸參照表2.3：初選花鍵小徑mm，大徑mm，鍵齒數N=8，鍵寬B=7mm。參照表2.4，取鍵長mm。選定花鍵尺寸后，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。對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力MPa，其許用應力同上，MPa。的計算公式如下：（2.18）將、代入公式2.18得：MPaMPa經校核中間傳動軸齒根扭轉應力符合設計要求。中間傳動軸花鍵的齒側擠壓應力MPa應滿足：（2.19）式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；—花鍵轉矩分布不均勻系數，，取；、—分別為花鍵外徑和內徑（mm）；—花鍵的有效工作長度（mm）；N—花鍵齒數；—許用擠壓應力當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，非滑動花鍵許用擠壓應力MPa，取MPa。將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.19）得：MPa經校核中間傳動軸花鍵齒側擠壓應力符合設計要求。本章小結本章采用優化設計方法及可靠性分析進行中間傳動軸和主傳動軸的設計。在傳動軸優化設計過程中，在已知各部件運行工況下得出中間傳動軸與主傳動軸的內、外徑，確保了傳動軸在發動機任何工況工作時能夠正常運行，避免發生共振導致傳動軸的折斷，提高了系統效率與安全性能。對傳動軸進行運動校核，使傳動軸在各種工況以及沖載荷情況下不會產生扭轉變形。主傳動軸花鍵與中間傳動軸花鍵這兩處花鍵的設計十分重要，是兩段傳動軸間轉矩能夠穩定傳遞的保證。選用相對漸開線花鍵定心精度更高、加工更容易的矩型花鍵能夠提高傳動軸高速轉動時的穩定性，使傳動軸充分發揮其性能，減少了花鍵的磨擦，提高了傳動軸的傳動效率、經濟性以及使用壽命。萬向節總成的設計萬向節類型的選擇萬向節連接著不同方向的軸線，按速度分類可分為不等速萬向節、準等速萬向節和等速萬向節三種形式[11]，按剛度大小可分為撓性萬向節和剛性萬向節兩種類型。不等速萬向節是指所連接的兩軸夾角大于零時，輸出軸和輸入軸瞬時角速度是不相等的，兩者之間以變化的瞬時角速度比傳遞運動。用一個萬向節就能使準等速萬向節等角速傳動，在不同設計角度下以不同的瞬時角速度傳遞運動萬向節分類如下圖3.1所示：萬向節萬向節剛性萬向節不等速萬向節十字軸式準等速萬向節雙聯式凸塊式三銷軸式球面滾輪式樣等速萬向節球叉式球籠式撓性萬向節圖3.1萬向節的分類由于十字軸式萬向節安全、結構簡單、使用維護方便、且制造成本低，基于這些優點，十字軸式萬向節才會被廣泛的應用。根據設計要求，選用十字軸式萬向節。十字軸式萬向節的結構分析一般十字軸式萬向節是由萬向節叉、十字軸、油封、套筒、軸承蓋和滾針軸承等部件構成。萬向節是改變角度動力傳遞的部件，是汽車驅動系統的重要組成部分。將由滾針和套筒組裝而成的軸承安裝在十字軸的軸頸位置可以減少工作時帶來的磨擦損失，大大的提高工作效率。當從動軸隨隨主動軸而轉動，此時又可在橫軸中心以任意的角度進行擺動，滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環式、瓦蓋固定式和塑料環定位式等[12]。普通的蓋板式軸承是由螺栓和蓋板將套筒固定在萬向節叉上組成的，并將螺栓鎖緊，安裝和拆卸比較方便。將彈性蓋板裝配在軸承座底部可以使彈性蓋板產生預壓力，以防止在離心力的作用下使得十字軸軸向竄動，避免破壞傳動軸的動平衡狀態[13]。卡環式結構簡單、工作可靠，分為外卡式和內卡式兩種。瓦蓋固定式結構拆裝比較方便、工作穩定可靠，但是加工工藝比較復雜。塑料環定位結構是在軸承碗外圓和萬向節叉的軸承孔中部開一環形槽，當滾針軸承動配合裝入萬向節叉到正確位置時，將塑料經萬向節叉上的小孔壓注到環槽中，待萬向節叉上另一與環槽垂直的小孔有塑料溢出時，表明塑料己充滿環槽。十字軸萬向節的使用壽命與滾針軸承的潤滑和密封好壞息息相關。毛氈油封是在軸承蓋上加工一道“V”槽，利用在軸上的彈性作用進行密封，由于容易吸入微小的顆粒會使毛氈失去彈性，導致漏油，防塵、防水效果差，因此毛氈油封應用得越來越少。用作徑向密封得單刃口橡膠油封反裝在雙刃口復合油封中；另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。注入潤滑油的時侯，十字軸腔內多余的潤滑油便會在十字軸軸頸出溢出。當工作狀況處于灰塵較多的時候，萬向節的使用壽命明顯得到延長。十字軸萬向節使用較安全，結構簡單，使用維護方便，投資成本低；但兩軸夾角如果太大將會使滾針軸承的壽命將會下降甚至失效。萬向節的受力分析單十字軸萬向節的受力分析當十字軸萬向節的主、從動軸之間的夾角為α時，主、從動軸的角速度ω1、ω2之間存在如下關系：（3.1）式中：—主動叉轉角，定義為萬向節主動叉所在平面與萬向節主、從動軸所在平面的夾角。由于是周期為2π的周期函數，所以也為同周期的周期函數。當為0、π時，ω2達到最大值，；當為、時，ω2達到最小值，。因此，當主動軸以等角速度轉動時快、時慢，此即為普通十字軸萬向節傳動的不等速性[14]。十字軸萬向節傳動的不等速性可用轉速不均勻系數K來表示：（3.2）如不計萬向節的磨擦損失，主、從動軸轉矩T1和T2與各自相應的角速度有的關系，這樣有（3.3）顯然，當ω1/ω2最小時，從動軸上的轉矩為最大值，；當最大時，從動軸上的轉矩為最小值，。當T1與α一定時，T2在其最大值與最小值之間每一轉變化兩次。主、從動軸之間的夾角為α時，作用在不同的平面的轉矩T1、T2僅在主動軸驅動轉矩和從動軸反轉的作用下是保持不了平衡的。排除萬向節的慣性力矩，如果轉矩T1、T2無法自行封閉，那么萬向節上一定還有一定還有其他的力矩。在驅動轉矩T1、彎曲力矩、從動軸反轉矩T2和從動叉平面的彎曲力矩四個力矩的作用下，使十字軸萬向節得以平衡。當主動叉在兩特殊位置時，附加彎曲力矩的大小及變化特點：當主動叉處于和π位置時，如圖3.1（a）,由于T1作用在十字軸軸線平面上，故必為零，而T2的作用平面與十字軸不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量T2，合矢量指向十字軸平面的法線方向，與T1大小相等，方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩=T1sinα。當主動叉處于和位置時圖3.1（b）,同理可知為零，主動叉上的附加彎矩=T1tanα。（a)或π時（b)＝π/2或圖3.1十字軸萬向節的力矩平衡分析可知，附加彎矩、的大小是在零與上述兩面最大值之間變化，變化周期為π，即每一轉變化再次。使從動叉軸支承受周期性變化的徑向載荷為：（3.4）式中：L2—萬向節中心至從動叉軸支承間的距離此時，萬向節也承受與上述力大小相等、方向相反的力。與此方向相反的反作用力矩則由主動叉軸的支承承受。同樣，使主動叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷，萬向節也承受與其大小相等、方向相反的力。在從動軸支承和萬向節上造成大小相等、方向相反的側向載荷為：（3.5）附加彎矩可引起與萬向節相連零部件的彎曲振動，在萬向節主、從動軸支承上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動，使傳動軸產生附加應力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強度。因此，為了控制附加彎矩，應避免兩軸之間的夾角過大。如果十字軸萬向節的主動叉軸轉速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉，產生的慣性力矩為：（3.6）式中，J2—從動叉軸旋轉質量的轉動慣量；ε2—從動叉軸的角加速度，可通過對式3.1求導得出：（3.7）可見，當輸入軸轉速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時，從動叉軸旋轉產生的慣性力矩可能會超過結構許用值。應采取有效方法降低此慣性力矩。中間支承的設計中間支承的結構分析與選擇綜合考慮整車總體布置需求，提高傳動軸的臨界轉速，常將長軸距汽車傳動軸進行分段。將傳動軸分段可以提高傳動系的彎曲剛度，減小噪聲。當傳動軸需要分段時，必須安裝中間支承[15]。中間支承能夠補償傳動軸的安裝誤差，以及發動機竄動和車架變形引起的位移變化。橡膠彈性中間支承采用單列滾子軸承，可以吸收、減緩震動，降低噪聲。這種橡膠彈性元件主要承受傳動軸因不平衡引起的徑向力和萬向節上的附加彎矩所引起的徑向力。蜂窩軟墊式中間支承與車架橫梁相連接。橡膠的彈性作用能夠補償安裝誤差和行駛中出現的位移，還可以減少振動和噪音。單列球軸承通過潤滑脂來實現，并需要在軸承兩端進行油封。雙列圓錐滾子軸承中間支承可承受較大的軸向力，便于調整，使用壽命長。擺式中間支承則通過螺栓固定在車架橫梁和支架上。當發動機竄動時，擺臂繞支承軸擺動來適應中間傳動軸的位置變化。此外橡膠襯套能適應傳動軸軸線在橫向平面內少量的位置變化。本設計車型質量較小，行駛過程中所受的沖擊載荷也較小，擺動式中間支承結構簡單、質量輕、制造容易、維修保養方便，故本設計選用擺動式中間支承，其結構如圖4.1。單列深溝球軸承的內圈由凸緣叉和軸肩軸向定位，外圈由兩個卡環固定在軸承座孔上定位。兩只銷管分別與軸承座和支架焊接，然后用兩個擋圈將兩個支承銷管聯接在一起，用螺栓將支架固定。由于作用在軸承上的軸向力和徑向力較小，則采用單列深溝球軸承。中間傳動軸花鍵大徑D=40mm，所以取軸承內徑d=45mm,初選軸承外徑D=85mm，軸承寬度B=19mm。選定軸承型號后需對其使用壽命進行校核。圖4.1擺動式中間支承軸承的選取由機械設計手冊查得：對于每日8小時工作的機械（利用率不高），預期使用壽命=12000~2000h；每日8小時工作（利用率較高），預期使壽命=20000~30000h。取預期使用壽命[]=20000h計算[16]。計算公式（以小時數表示）如下：（4.1）式中：n—軸承轉速（r/min），取n=2500r/min；ε—壽命指數，對球軸承；C—基本額定動載荷，C=20500N；P—當量動載荷；Ft—溫度系數，工作溫時，當量動載荷P的一般計算公式為：（4.2）式中：—考慮載荷性質引入的載荷系數，取；X、Y—徑向，軸向載荷系數；—軸承徑向載荷；—軸承軸向載荷，取N軸承徑向載荷可按如下公式計算：N（4.3）式中：F—滑動花鍵滑動時的阻力，F=3030N；a—傳動軸工作時兩萬向節的夾角；—傳動軸重力作用在軸承上的分力由機械設計手冊查得：X=0.56，Y=2.07。將，X=0.56，Y=2.07，N，N代入公式4.2得：N將n=2500r/min，，，C=20500N，代入公式4.1得：經計算軸承壽命符合設計要求。另外，還應考慮中間支承的固有頻率，計算公式如下：（4.4）式中：—中間支承的固有頻率（Hz）；—中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度（N/mm）；m—中間支承懸置質量（Kg），等于傳動軸落在中間支承上的一部分質與中間支承軸承及其軸承座所陰承受的質量之和。在設計過程中，應綜合考慮選擇合適的徑向剛度，并使臨界轉速可能低于傳動軸的常用轉速范圍，避免發生共振。對于乘用車，取許用臨界轉速1000~2000r/min的下限。當中間支承的固有頻率確定時，因為附加彎矩引起的共振轉速與傳動軸不平衡引起的共振轉速不在同一范圍內，所以避免中間支承與傳動軸發生諧振。本章小結本章主要對中間支承總成進行設計。當車輛在行駛過程中發動機發生軸向竄動時，擺臂進行擺動以適應中間傳動軸的位置變化，使軸承受力得到改善。橡膠襯套可以吸收、減小振動，從而減小車輛行駛過程中產生的噪聲和振動，保證車輛行駛時乘客乘坐的舒適性。對軸承的使用壽命進行校核，以及設置良好的潤滑裝置和密