解放CA1041万向传动装置设计论文

摘 要汽车的万向传动轴是由传动轴、万向节两个主要部件联接而成，在长轴距的车辆中还要加装中间支承。万向传动轴主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。在本世纪初万向节与传动轴的发明与使用，在汽车工业的发展中起到了极其重要的作用。随着汽车工业的发展，现代汽车对万向节与传动轴的效率、强度、耐久性和噪声等性能方面的设计及计算校核要求也越来越严格。本毕业设计将依据现有生产企业在生产车型(CA1041)的万向传动装置作为设计原型。在给定整车主要技术参数以及发动机、变速器等主要总成安装位置确定的条件下，对整车结构进行了分析，确定了传动轴布置方案，采用两轴三万向节带中间支承的布置形式。在确定了传动方案后，对传动轴、万向节总成、中间支承总成进行设计，使该总成能够在正常使用的情况及规定的使用寿命内不发生失效。关键字：传动轴；万向节；中间支承；设计；校核ABSTRACTThe universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotation movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand that the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip the conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined. Two shaft-three cardin joints is adapted. After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure. Keywords：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification目 录摘 要 .IABSTRACT.II第一章 绪 论 .11.1 选题的目的和意义 .11.2 国内外研究现状、发展趋势 .1第 2 章 方案选择 .32.1 解放 CA1041 轻型货车原始数据 .32.2 万向传动轴的结构特点和基本要求 .32.3 万向节总成主要参数及其选择 .52.4 中间支承的选择 .62.5 本章小结 .6第三章 传动轴总成的设计 .73.1 万向传动轴结构方案分析 .73.1.1 基本组成的选择 .73.2 万向传动轴的计算载荷 .93.3 传动轴钢管尺寸的选择 .123.4 传动轴的计算与强度校核 .133.4.1 传动轴的临界速度校核 .133.4.2 传动轴扭转强度计算与校核 .143.5 传动轴花键设计 .153.5.1 主传动轴花键设计 .153.5.2 中间传动轴花键的设计 .193.6 本章小结 .20第四章 万向节总成的设计 .214.1 万向节类型的选择 .214.2 十字轴式万向节的结构分析 .224.3 万向节的受力分析 .234.3.1 单十字轴万向节的受力分析 .234.3.2 双十字轴万向节传动 .254.3.3 多十字轴万向节传动 .264.4 万向节总成主要参数的确定与校核 .274.4.1 十字轴 .274.4.2 滚针轴承 .294.5 联连接元件的设计 .324.5.1 联接螺栓 .324.5.2 万向节叉 .344.6 本章小结 .35第五章 中间支承的设计 .365.1 中间支承的结构分析与选择 .365.2 轴承的选取 .375.3 本章小结 .39结 论 .40参考文献 .41致 谢 .42附 录 .43附录 A 英文文献 .43附录 B 中文翻译 .45 第一章 绪论1.1 选题的目的和意义 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势，对汽车节能、舒适与轻量化的要求越来越高。而传动轴及万向节的设计装配不良将产生振动和噪声，增添未能估算在内的符加动载荷，还可能导致传动系不能正常运转和早期破坏，万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一 1。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计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负荷，可能导致传动系不能正常运转，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。1.2 国内外研究现状、发展趋势传动轴普遍采用具有较高的强度的薄钢板卷焊而成的空心轴，超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管制成。近年来由于对汽车低能耗，低成本的要求越来越高，汽车必须轻量化，汽车变得更易产生振动和噪声。因此对传动系重要组成部分万向节振动特性必须进行分析2。目前国内外都将以 NVH(噪音，振动，啸声)为设计目标，为了满足这类要求，汽车制造厂对该总成的设计要求越来越严格。随着 Matlabl 软件的开发，国内对传动轴的设计己从传统设计向模糊可靠性设计发展。基本方法是把传统设计公式中的参量看作随机变量，进行概率计算，从中找出规律，得出合理的校核强度和截面参数。汽车和工程机械用传动轴在高速转动时要产生弯曲振动。因此导致共振现象使传动轴断裂.尤其是高速轴。为避免共振产生应进行振动计算。确定其临界转速.常规优化设计是为了使传动轴在工作时不出现共振现象.使传动轴的临界转速尽量避开其实际最高转速。因载荷的随机性及切削加下时下件表而凹凸不平及材料软硬不均。临界转速具有离散性。它不是一个点，而是一个区域。而模糊可靠性设计理论应用于具有振动的传动轴的优化设计中，提出传动轴的模糊可靠性优化设计方法，建立了在满足给定模糊可靠要求设计条件下优化设计数学模型。传动轴模糊可靠性优化设计在设计中，既考虑设计参数的随机性和模糊性，又能进行多参数设计，使设计方案最优，且在设计后能预测新产品的可靠度3。这是可靠性和最优化设计的有机结合。万向节是实现万向传动的关键，万向节性能的优劣直接影响到整车的行驶性能、动力性、舒适性。从 19 世纪初虎克式万向节在汽车上应用以来，经过100 多年的发展己经有十几种形式。可分为铡性万向节和挠性万向节。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。等速万向节因其加工制造精度高、难度大，需成套引进国外专用加工生产设备，且投资费用大、价格高，已成为实现国产化的关键问题之一。由于等速万向节传动轴应是用橡胶护套来密封的，橡胶护套的寿命从很大程度上决定了传动轴总成的使用寿命，因此橡胶护套设计和考核试验也成了等速万向节设计的重要环节之一。由于近年来 Pro/E、CATIA、Matlab 等软件的开发与应用，国内的企业、科研单位也致力于基于 CATIA、Matlab 等的模糊、仿真设计，从而大大提高了我国对万向节的设计、制造水平。综合以上国内外文献和相关书籍可以看出：随着计算机的发展、各种计算机辅助软件的设计开发，如:Pro/E、CAD、CATIA 等以及有限元分析等设计理论的发展，必然会给万向节的设计、研发带来日新月异的进展，万向节及传动轴的设计己逐步实现自动化，集成化，智能化。第 2 章 方案选择2.1 解放 CA1041 轻型货车原始数据解放 CA1041 轻型货车的一些初定基本参数：汽车轴距 2.85m发动机最大功率时的转速 n=3400r/min最高档传动比 0.745发动机最大转矩 210000N.mm发动机万向传动轴间的传动效率 0.96满载质量 4160KG2.2 万向传动轴的结构特点和基本要求万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支撑组成。主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴、十字轴承、凸缘叉及轴向定位件和橡胶密封件等组成。传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。重型载货汽车根据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。一般来讲 42 驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。64 驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。66 驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在长轴距车辆的中间传动轴一般设有传动轴中间支承它是由支承架、轴承和橡胶支承组成。其广泛应用在汽车上，如下图传动轴是由轴管、伸缩套和万向此它的动平衡是至关重要的。一般传动轴在出厂前都要进行动平衡试验，并在平衡机上进行了调整。因此，一组传动轴是配套出厂的，在使用中就应特别注意。其基本结构如下图：图 2-1 万向传动装置的工作原理及功用图 2-2 变速器与驱动桥之间的万向传动装置基本要求：1.保证所连接的两根轴的夹角及相对位置在一定范围内变动时，能可靠而稳定地传递动力。 2.保证传动尽可能同步，所连接两轴尽可能等速运转。3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象。 4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。另，万向传动装置有极其广泛的应用，发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴；某些汽车根据总布置要求需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一端距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以常采用十字轴万向传动轴或挠性万向传动轴；对于转向驱动桥，左、右驱动轮需要随汽车行驶轨迹变化而改变方向，这时多采用等速万向传动轴。如下图图 2-3 万向节在汽车上的各种应用2.3 万向节总成主要参数及其选择1、对万向节类型及其结构进行分析，并结合（CA1041）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轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足：制造加工容易、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，本设计选用十字轴式万向节，带中间支承的两段式传动轴。2、十字轴十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm 时便应报废。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。3、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，国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针 5。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，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。4、联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2.4 中间支承的选择在长轴距汽车上，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。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RC0f 06fn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谐振 6。2.5 本章小结本章完成了对中间传动轴、主传动轴的设计。在给定了发动机转矩、变速器低挡传动比的情况下确定了中间传动轴与主传动轴的内、外径，保证发动机在各工况工作时传动轴不发生共振行成传动轴的折断。在确定了传动轴尺寸后对其扭转应力进行了校核，使传动轴在各种工况以及冲载荷情况下不会产生扭转变形。两段传动轴间转矩是靠主传动轴花键与中间传动轴花键传递的，这两处花键的设计也是这一章的重中这重。本设计中选用了相对渐开线花键定心精度更高、加工更容易的矩型花键，这种形式提高了传动轴高速转动时的稳定性，也减少了花键的磨擦从而提高了传动轴整体的使用寿命。由于花键配合间隙小，减小了车辆行驶时的振动的噪声，提高了驾驶舒适性。第 3 章 传动轴总成的设计3.1 万向传动轴结构方案分析3.1.1 基本组成的选择通过参考我国微型货车的基本设计参数，选定 CA1041 微型货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。此种布置的优点有：1.容易发现发动机的故障，维修方便；离合器、变速器等操作机构简单，容易布置；货厢地板低平；2.汽车总长和轴距尺寸短；最小转弯直径小；机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室是能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。由于本设计适用车型 CA1041 载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承在普通汽车传动装置中，因十字轴式刚性万向节结构简单、传动可靠等优点而得到了广泛应用。十字轴式刚性万向节结构简单、强度高、耐久性好，生产性高，生产成本较低，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。十字轴式刚性万向节结构如图图 3-1 十字轴式刚性万向节在 TJ1010 微型货车设计中，选定为十字轴式万向传动装置，即采用单节式万向传动轴，其两端用普通万向节分别与变速器和驱动桥连接。装配时，要满足：传动轴两端的万向节叉在同一平面内 ；输入轴、输出轴与传 动轴的夹角相等，即错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。 。如下图图 3-2 输入轴与输出轴的夹角车辆的万向节传动，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。有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使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根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动 7。图 3-3 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 3-3 传动轴形式布置如图 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 2.85 米，故选取如图 b 的传动方案。综上可确定，解放 CA1041 轻型货车的万向传动装置设计为：三个十字轴式万向节和两个传动轴。此时的传动轴分段，因此需加中间支撑。3.2 万向传动轴的计算载荷传动轴计算扭计算公式如下: niTked1max（3.1）式中： 发动机最大转矩(Nmm)， Nmm；maxeT 3max102eN计算驱动桥数，CA1041 为后桥驱动车辆，所以取 ；n变速器一挡传动比，CA1041 装配的变速器一挡传动比 ；1i 91.4i发动机到万向传动轴之间的传动效率，取 ； 96.0猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器 ，具有手动dk dk操纵的机械变速器的高性能赛车 ，性能系数 的汽车：3dkjf， 的汽车： 或由经验选定。1dk0jf2dk性能系数 计算由下式计算：j当 时max195.06ej Tgf 1695.0maxeTg当 时jf .axe式中： 汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量） ，kg；am由 CA1041 技术参数查得： Kg， Nm。代入xeT406am210maxeT得：max195.0eg， ，取 。164.372108.9465.ax eT0jf1dk将 Nmm、 、 、 、 代入公式 3.13mn9.1i6.d得：Nmm801.4201maxniTked传动轴轴管形势的选择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 3-4 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） a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则 a 将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个别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，这一转速即称为传动轴的临界转速。图 3-4 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：)/(srad（3.2） 2)(aymF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： （3.3） 8LEIcyP式中：E传动轴材料的抗拉弹性模数， N/mm2；102L支承长度，取两万向节的中心距离（m） ；I轴剖面对其对称轴线（直径）的转动惯量（m 4） ；系数 c 与受载情况、支承型式有关，当载荷在两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5384梁 ；P材料弹性力由平衡条件得：（3.4） 32)(LEIcyaym（3.5） 23I式中：a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23mLEIc旋转时必将折断。这时：0h（3.6） 30062mLcEInkh对于直径为 D 的实心轴，由力学得知4I（ 3.7） L2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：（3.8）2801.LDnk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 （3.9） 28013.Lnk对于大量采用的空心轴，若其剖面外径 D，内径为 d，则： )(64)(6422dI Lm)(2于是两端自由支承的轴：r/min 2801.LdDnk（3.10） 对两端固定支承的轴，则：r/min 28013.2LdDnk（3.11） 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。因此本设计选用空心轴管. 用质量分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 1.852.50mm；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。3.3 传动轴钢管尺寸的选择电焊管参数应按冶金部标准 YB242-63 选取。表 3.1 给出外径 D=6095mm 的标准参数值。表 3.1 6095mm 电焊钢管 YB242-63 （mm）外径 钢 管 厚 度60 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.563.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.570 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.575 1.4、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、4.583 1.4、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由于传动轴为开式，两端自由支承所以临界转速按公式 3.10 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2cD2cdmm，厚度 mm，则 mm752c 5.B70522Dc3.4 传动轴的计算与强度校核3.4.1 传动轴的临界速度校核本设计传动方式为开式、两轴三万向节带中间支承形式。解放牌 CA1041载货汽车主要技参数见第二章原始数据。由安全系数 ，得计算临界转 ，取 k=1.5，转速 为maxnkomaxknomaxn对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。 5axakei式中： 发动机最大功率时的转速 r/min；maxe 340mxen变速器最高档传动比 ；则：5ki 75.5kir/min。24.035maxa kein将 r/min 代入 得：2x maxknor/min5.379.1maxko取 r/min40kon主传动轴长度 mm， mm， mm 代入 2.9 得：9702cL2cD702cdr/min1839510.1. 28280 dnk经计算主传动轴符合临界转速设计要求。3.4.2 传动轴扭转强度计算与校核在按临界转速 初选轴管断面尺寸以后，还需要进行扭转强度验算，由于0kn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：WT（3.12）式中： 传动轴的计算扭矩，Nmm；TW抗扭断面模量，对空心轴 )(164DdW将 W 代入上式，则传动轴扭转强度应满足以下要求：（3.12）)(4dT式中： 许用扭转应力， MPa30传动轴计算扭计算公式如下: （3.13）niTked1max式中： 发动机最大转矩(Nmm)， Nmm；maxeT 3ax02eN计算驱动桥数，CA1041 为后桥驱动车辆，所以取 ；1n变速器一挡传动比，CA1041 装配的变速器一挡传动比 ；1i 9.4i发动机到万向传动轴之间的传动效率，取 ； 96.0猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器 ，具有手动dk 1dk操纵的机械变速器的高性能赛车 ，性能系数 的汽车：3dkjf， 的汽车： 或由经验选定。1dk0jf2d性能系数 计算由下式计算：j当 时max195.06ej Tgf 1695.0maxeTg当 时jf .axe式中： 汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量） ，kg；am由 CA1041 技术参数查得： Kg， Nm。代入xeT406am210maxeT得：max195.0eg， ，取 。164.372108.9465.195.0max eTg 0jf1dk将 Nmm、 、 、 、 代入公式 33n9.1i6.d暗战.13 得：Nmm801.4201maxniTked将传动轴计算扭矩 Nmm，传动轴管外径 Nmm，内径986752cDNmm 代入公式 2.13 得：702cdMPa75.49)075(14.386)(14dDT 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。3.5 传动轴花键设计3.5.1 主传动轴花键设计汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。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，其主要参数可按照机械设计手册选取 9。下表 3.3 给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸 NdDB 为 846509。矩形花键主要有下图 3-5 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 3.2 给出了部分矩形内花键长度：根据表 3.3 所给出的长度，初选花键长度 mm，花键轴孔长度85lmm。150L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h的挤压应力 (MPa)进行校核。y表 3.2 矩形花键基本尺寸系列（摘自 GB/T 1144-2001） （mm）小径 d 轻系列规格NdDB轻系列 r 轻系列 c28 623266 0.2 0.132 832366 0.3 0.236 836407 0.3 0.242 842468 0.3 0.246 846509 0.3 0.2注：表中 N-键齿数；D-花键大径；B-键宽；r- 倒角；c -倒角表 3.3 矩形内花键长度很系列(摘自 GB/T 10081-1988) （mm）花键小径 d 3652花键长度 或l21l22120孔的最大长度 L 200花键长度 或 系列l21l10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200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hh如下：hhdT316（3.14）式中：T传动轴的计算转矩（Nmm） ；d花键轴的花键内径（mm） ；许用应力，按安全系数 确定，取 ，则：h 32hck2kMPa；150h将 N.mm、 mm 代入公式 2.15 得：986T46hdMPa82.51.39013hT h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：y（3.15）24yhhhy NLdDKT图 3-5 矩形花键的主要形式 式中：T传动轴的计算转矩（Nmm） ；花键转矩分布不均匀系数， ，取 ；K 4.13K4.1K、 分别为花键外径和内径（mm） ；hDd花键的有效工作长度（mm） ；LN花键齿数；许用挤压应力(MPa)y当花键的齿而硬度大于 35HRC 时，滑动花键 MPa。502y将 N.mm、 、 mm、 mm、 mm、9860T4.1K50hD46hd8hL代入公式（2.16）得：NMPa4.398524605.19824 NLdDThhhy经校核主传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。y当传递转矩的花键伸缩时，产生的轴向阻力 为：aF（3.16）rTfFa0式中： 传动轴所传递的转矩， Nmm；0T9860r滑动花键齿侧工作表面的中径， mm；482650dDrf摩因数， ，取15.4.0f 1.f代入公式 2.17 得：N6.30948.0rTfFa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荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。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宜过大，且应按对应标记装配，以免装错而破坏传动轴总成的动平衡 10。3.5.2 中间传动轴花键的设计由于所所设计的传动轴为两段，为中间传动轴和主传动轴，所以要考虑两段轴的连接问题。通常将中间传动轴加工出一段花键和一段螺纹，花键与中间传动轴凸缘叉组成花键副，再用一个开槽螺母将凸缘叉轴向定位，防止凸缘叉轴向窜动；再将凸缘叉与万向节叉相连实现动力的传递。选取中间传动轴花键键型为矩型花键，主要尺寸参照表 3.2：初选花键小径mm，大径 mm，键齿数 N=8，键宽 B=7mm。参照表 2.4，取360kd40kD键长 mm。5oL选定花键尺寸后，对作用在花键轴上的扭转应力 (MPa)和作用在齿侧的h挤压应力 (MPa)进行校核。y对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力 MPa，其许用应力h同上， MPa。 的计算公式如下：h150hh（3.17）3016khdT将 、 代入公式 2.18 得：mNT9860k0MPa MPa9.1364.9813hd 150h经校核中间传动轴齿根扭转应力符合设计要求。中间传动轴花键的齿侧挤压应力 MPa 应满足：y（3.18）2400 yhhhy NLdDKT式中：T传动轴的计算转矩（Nmm） ；花键转矩分布不均匀系数， ，取 ；K 4.13 4.1K、 分别为花键外径和内径（mm） ；0kDd花键的有效工作长度（mm） ；hLN花键齿数；许用挤压应力y当花键的齿而硬度大于 35HRC 时，非滑动花键许用挤压应力 MPa，取 MPa。105y10y将N.mm、 、 mm、 mm、 mm、986T4.K0hD36hd50hL代入公式（3.18）得：NMPa .78502364.1982400 NLdDThhhy y经校核中间传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。3.6 本章小结本章完成了对中间传动轴、主传动轴的设计。在给定了发动机转矩、变速器低挡传动比的情况下确定了中间传动轴与主传动轴的内、外径，保证发动机在各工况工作时传动轴不发生共振行成传动轴的折断。在确定了传动轴尺寸后对其扭转应力进行了校核，使传动轴在各种工况以及冲载荷情况下不会产生扭转变形。两段传动轴间转矩是靠主传动轴花键与中间传动轴花键传递的，这两处花键的设计也是这一章的重中这重。本设计中选用了相对渐开线花键定心精度更高、加工更容易的矩型花键，这种形式提高了传动轴高速转动时的稳定性，也减少了花键的磨擦从而提高了传动轴整体的使用寿命。由于花键配合间隙小，减小了车辆行驶时的振动的噪声，提高了驾驶舒适性。第 4 章 万向节总成的设计4.1 万向节类型的选择万向节是转轴和转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节和等速万向节三种形式 11。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运