车辆工程毕业设计（论文）HGC1050万向传动轴结构设计【全套图纸三维】

1、 本科学生毕业设计 hgc1050 万向传动轴结构设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 副教授 the graduation design for bachelors degree hgc1050 universal shafts structure design candidate： specialty： vehicle engineering class： b07-2 supervisor：associate prof. heilongjiang institute of technology 摘摘 要要 万向传动装置是汽车传动系统中

2、的重要组成部分，万向传动装置位于变速箱和驱 动桥之间，一般由万向节、传动轴和中间支承组成。万向节能实现变角度动力传递； 传动轴把变速器的转矩传递到驱动桥上；中间支承能补偿传动轴轴向和角度方向的安 装误差和车辆行驶过程中由于发动机窜动或车架等变形所引起的位移。万向传动装置 的功用是在汽车行驶过程中，在轴间夹角及相互位置经常发生变化的两个转轴之间传 递动力。 本文主要是对汽车的十字轴式万向传动装置进行设计。根据车辆使用条件和车辆 参数，按照传动系统的设计步骤和要求，主要进行了以下工作：选择相关设计参数主 要为：十字轴、万向节、传动轴、中间支承的参数确定，并进行了总成设计主要为： 十字轴的设计，万向

3、节的设计、传动轴的设计以及中间支承的设计等。并通过 pro/e 建模和有限元 ansys 软件对设计万向传动装置进行结构分析，根据分析结果对万向传 动装置进行改进设计得出合理的设计方案。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 关键词：万向传动装置；十字轴；万向节；传动轴；有限元分析 abstract the automobile universal transmission device is in the automobile transmission system important constituent,is located between the gear

4、box and the driving axle . generally by the universal joint, the drive shaft and the middle supporting is composed. the universal joint energy conservation realization changes the angle power transmission;transmit the torque of the gear box to the transaxle with drive shaft;the middle supporting can

5、 compensate the drive shaft axial and the angle direction in the wiring error and the vehicles travel process because the engine flees moves the displacement which or distortions and so on frame causes. the rotary transmission device function is in the automobile travel process, the included angle a

6、nd the mutual position changes between the revolution axis in the axis between to transmit the power frequently. this article mainly is carries on the design to the automobile cross shaft type rotary transmission device. according to vehicles exploitation conditions and vehicles parameter, according

7、 to transmission system design procedure and request, mainly has carried on following work: mainly has carried on following work choice correlation design variable mainly is: cross axle, universal joint, drive shaft, middle supporting parameter determination, and has carried on the unit design mainl

8、y is: cross axle design, universal joint design, drive shaft design as well as middle supporting design and so on. and to designs the rotary transmission device through the finite element pro/e and ansys software to carry on the structure analysis, carries on the improvement design according to the

9、analysis result to the rotary transmission device to obtain the reasonable design proposal. keywords: universal transmission device; cross axle; universal joint; transmission shaft; finite element analysis 目 录 摘要 i abstractii 第 1 章 绪 论1 1.1 概 述1 1.2 汽车传动轴的国内外研究现状2 1.3 研究汽车万向传动轴的目的和意义3 1.3.1 研究汽车万向传动

10、轴的目的3 1.3.2 研究汽车传动轴的意义3 1.4 万向传动轴的结构特点及基本要求4 1.5 本课题研究的主要内容5 第 2 章 汽车传动轴的结构方案分析与选择7 2.1 汽车传动轴的结构方案概述7 2.1.1 万向节与传动轴的结构型式7 2.1.2 传动轴管、伸缩花键及中间支承结构型式7 2.1.3 万向节类型10 2.2 传动轴设计方案12 2.3 本章小结13 第 3 章 万向传动轴的设计14 3.1hgc1050 汽车的主要技术参数14 3.2 传动轴总成设计计算及校核15 3.2.1 传动轴计算载荷的确定15 3.2.2 传动轴轴管的选择及校核16 3.2.3 中间支承的结构设计

11、21 3.3 十字轴总成的设计计算及校核24 3.3.1 万向节的受力分析24 3.3.2 十字轴万向节的设计及校核26 3.3.3 十字轴滚针轴承的校核27 3.3.4 万向节叉的设计及校核28 第 4 章 传动轴总成建模与装配30 4.1 pro/engineer 软件简介30 4.2 利用 proengineer 软件进行三维实体建模31 4.2.1 十字轴的创建31 4.2.2 凸缘叉的创建31 4.2.3 轴承差的创建32 4.2.4 传动轴管的创建32 4.2.5 带花键的传动轴管的创建33 第 5 章 万向传动装置的有限元静力学分析34 5.1 ansys 软件简介34 5.2p

12、ro/e 与 ansys 接口的创建 34 5.3 利用 ansys 对望向传动装置进行有限元受力分析36 5.3.1 十字轴有限元受力分析36 5.3.2 凸缘叉有限元受力分析40 5.3.3 传动轴有限元受力分析41 5.4 本章小结42 结 论43 参考文献44 致 谢45 附录 a 外文文献46 附录 b 外文文献翻译 49 第 1 章 绪 论 1.1 概述 万向节传动用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴 间传递动力。例如，在某些重型汽车和越野汽车上，根据总布置的要求需将离合器与 变速器、变速器与分动器之间拉开一定距离时，考虑到在它们之间很难保证轴与轴能 同心以

13、及安装基体即车架也可能发生变形，因此在这些总成之间就应采用万向节传动。 此时常采用普通十字轴万向节，也有采用挠性万向节的，其工作夹角一般不大于 。前置发动机后轮驱动的汽车在行驶过程中，由于悬架的不断变形，变速器与53 驱动桥的相对位置(高度和距离)也在不断变化，因此它们之间需要用可伸缩的万向传 动轴联接。这时当联接的距离较近时，常采用两个万向节和一根可伸缩的传动轴；当 距离较远而使传动轴的长度超过 1.5时，常将传动轴分成两根或三根，用三个或四m 个万向节，且后面一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支承，万向节所联的两轴之间 的夹角，对一般载货汽车不应超过，对于短轴距的 44 越野汽车，最大可达2

14、015 。对于又要转向又要驱动的转向驱动桥，左、右驱动车轮需要随汽车行驶的轨迹30 而改变方向，这时多采用球笼式或球叉式等速万向节传动，其最大夹角即车轮的最大 转角可达。万向节传动还用于带有摆动半轴的驱动桥、转向轴传动机构及动4232 力输出装置等。 万向节传动应适应所联两轴的夹角及相对位置在一定范围内的不断变化且能可靠 而稳定地传递动力，保证所联两轴能等速旋转，且由于万向节夹角而产生的附加载荷、 振动及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。此外，万向节传 动还要求传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易8。 本课题使用 cad、pro/e、ansys 技术对万向传

15、动装置进行设计，实现了设计 与制造的一体化，具有明显的优越性。在缩短了设计周期的同时，实现了标准化，通 用化，系列化，提高了加工效率及加工质量，有利于提高企业自身应变能力和市场竞 争力，给企业带来综合效率。通过对 hgc1050 万向传动装置的设计，能够使我熟练 地掌握 cad、pro/e、ansys 在生产实践中的应用，锻炼自己分析问题解决问题的 能力。解放汽车万向传动装置正广泛应用于各种车辆上，使汽车传动性能显著提高， 因此，对此课题的研究具有十分重要的意义。 1.2 汽车传动轴的国内外研究现状 万向传动轴在汽车上的应用比较广泛。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

16、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要将 离合器与变速器、变速器与分动器拉开一段距离，顾及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，多采用等速万向传动轴。依据在 扭转方向上是否有明显的弹性，万向节分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节又 分为不等速万向节（十字轴式） 、准等速万向节（双联式、凸块式、三销式、球面滚 轮式）和等速万向节（球叉式、球笼式） 。其中十字轴式万向节是目前在汽车上应用 最广泛的

17、；双联式万向节在越野车转向驱动桥应用增多；球笼式万向节在轿车转向驱 动桥得到广泛应用。刚性万向节是靠零件的铰接式连接传递动力；挠性万向节是靠弹 性零件传递动了的，具有缓冲减振作用。单十字轴万向节传动的不等速，使从动轴及 其相连的部件产生扭转振动，影响部件寿命，所以常采用双十字轴万向节来实现等速 传动。等速万向节是从结构上保证在其工作中，其传力点总位于两轴交角的平分面上； 这也是以后的发展方向。这次课题设计中选的是目前汽车上应用广泛的十字轴万向节。 传动轴高速转动时，在离心力的作用下长生剧烈振动；所以，传动轴与万向节装 配后，必须满足动平衡要求。传动轴过长时，自振频率较低，易产生共振；通常将传

18、动轴分成两段并加中间支承。蜂窝软垫式中间支承应用较广泛。有的汽车也采用摆动 式中间支承。 有限元方法在汽车产品开发中的应用非常广泛，主要在汽车上有以下几种应用： （1）结构静力分析 这是在车辆及其发动机的各种零部件设计中最常见的问题， 也是应用最为广泛的领域，即分析计算结构与时间无关的应力分布与变形情况。如齿 轮轮齿、钢板弹簧、车桥、飞轮、传动轴的静力分析。 （2）结构动力学分析 一是求解结构或系统本身的动态特性，如固有频率、振型 等，这对分析与解决振动问题是十分重要的；二是强迫响应分析，即结构在动载的作 用下的响应，这较静力分析更接近于车辆及其发动机中的许多零部件的实际工作情况， 但一般计算

19、量也将增加许多倍。随着对环境问题的益重视，在车辆及发动机的设计中 已普遍采用各种分析工具，采取各种有效措施，来改善和减少车辆的振动和噪声。例 如车辆动力装置的动态性分析等。 （3）温度场分析 分析结构内部温度的分布情况以及热应力和热变形的情况，包 括稳态和瞬态的问题，例如可应用于发动机中的活塞、气缸盖等燃烧室附近的零部件。 在进行这类零部件的强度刚度分析计算时，不仅要考虑机械负荷而且还要同时考虑热 负荷。 （4）流场分析 是有限元方法在流体力学领域中的应用。一般流场分析是非线性 问题，较为复杂。解决流体力学中的问题应用较多的是有限差分法与可以认为是介于 有限差分法和有限元方法之间的有限容积法。

20、这一类问题的应用实例有车辆外形对行 驶阻力的影响的分析、对发动机冷却系统的分析等。 对产品的结构、工艺参数、结构形状参数进行分析与优化，可在产品设计初期 对其刚度和强度有充分的认识，使产品在设计过程就可保证使用要求，缩短设计试验 周期，节省试验和生产费用。它在汽车产品开发中应用使得汽车在轻量化、舒适性、 经济性与操纵稳定性等方面得到改善及提高。 1.3 研究汽车万向传动轴的目的和意义 1.3.1 研究汽车万向传动轴的目的 中国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。我国汽车 业的高速发展，带动我国汽车传动轴需求持续大幅增长。汽车传动轴市场潜在需求与 潜在机会，整个产业规模具有

21、非常大的扩展空间，单个企业规模也会越来越大。在这 样的一个背景下，中国汽车传动轴发展前景一片光明。 万向节传动应适应所联两轴的夹角及相对位置在一定范围内的不断变化且能可靠 而稳定地传递动力，保证所联两轴能等速旋转，且由于万向节夹角而产生的附加载荷、 振动及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。此外，万向节传 动还要求传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易。而传动轴及万 向节的设计装配不良将产生振动和噪声，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之 一。本题是依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速 器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条

22、件下，学生独立设计出符合要求 的万向传动装置，着重设计计算万向节的结构参数及对其进行了校核计算。在对各种 结构件进行了分析计算后，绘制出该总成装配图及主要零件的零件图。 1.3.2 研究汽车传动轴的意义 本课题使用cad、pro/e、ansys技术对万向传动装置进行设计，实现了设计与制 造的一体化，具有明显的优越性。在缩短了设计周期的同时，实现了标准化，通用化， 系列化，提高了加工效率及加工质量，有利于提高企业自身应变能力和市场竞争力， 给企业带来综合效率。通过hgc1050万向传动装置的设计，能够使我熟练地掌握 cad、pro/e、ansys在生产实践中的应用，锻炼自己分析问题解决问题的能力

23、。汽车 万向传动装置正广泛应用于各种车辆上，使汽车传动性能显著提高，因此，对此课题 的研究具有十分重要的意义。 1.4 万向传动轴的结构特点及基本要求 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

24、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。 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。其基本结构如图 1.1 所示 图 1.1 万向传动装置的工作原理及功用 图 1.2 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

25、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。 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

26、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 图 1.3 所示 图 1.3 万向节在汽车上的各种应用 1.5 本课题研究的主要内容 依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出 转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，独立设计出符合要求的万向传动 装置，着重设计计算万向节的结构参数及对其进行了校核计算。对汽车万向传动轴的 运动特性，技术难题，制造工艺，使用寿命影响因素，失效形式，进行深入系统的分 析。在设计过程中避免振动，传动动轴断裂，十字轴折断，及滚针轴承过早损坏等问 题

27、。运用传统设计方法完成对传动轴的计算校核，传动轴滑动花键的设计计算。万向 节叉及十字轴的计算校核。利用相关书籍资料完成对十字轴的设计及校核，传动轴滑 动花键和万向节的润滑方案的选择与设计。 第 2 章 汽车传动轴的结构方案分析与选择 2.1 汽车传动轴的结构方案概述 2.1.1 万向节与传动轴的结构型式 汽车后驱动桥的万向节传动装置通常称为汽车的万向传动轴或简称为传动轴，它 由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。对于长轴距汽车的分段传动轴，还需有中间支 承。如图 2.1 所示 2.1.2 传动轴管、伸缩花键及中间支承结构型式 传动轴管由壁厚均匀易平衡、壁薄(1.53.0mm)、管径较大、扭转强度高

28、、弯曲 刚度大、适于高速旋转的低碳钢板卷制的电焊钢管制成如图 2.1 所示。 图 2.1 汽车传动轴的结构图 (a)带有中间支承并有两根轴管的分段传动轴；(b)具有一根轴管的传动轴 1万向节；2传动轴管；3平衡片；4伸缩轴管； 5防尘罩；6十字轴；7中间支承 伸缩花键具有矩形或渐开线齿形，用于补偿由于汽车运动时传动轴两端万向节之 间的长度变化。当承受转矩的花键在伸缩时，产生轴向摩擦力为。 a f (2.1) r t ff j a = 式中： 传动轴所传递的转矩； j t 花键齿侧工作表面的中径； r 摩擦系数。 f 由于花键齿侧工作表面面积较小，在大的轴向摩擦力作用下将加速伸缩花键的磨 损，引

29、起不平衡及振动。应提高键齿表面硬度及光洁度，进行磷化处理、喷涂尼龙， 改善润滑。可减小摩擦阻力及磨损。也有用滚珠或滚柱的滚动摩擦代替花键齿间的滑 动摩擦的结构如图 2.2 所示。 图 2.2 带有滚柱的汽车传动轴 1滚柱；2带有滚柱内滚道的传动轴管；3带有滚柱外滚道的轴管 花键应有可靠的润滑及防尘措施，间隙不宜过大，以免引起传动轴振动。内、外 花键应对中，为减小键齿摩擦表面间的压力及磨损应使键齿长与其最大直径之比 j l j d 不小于 2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴总成的动平衡。动平衡 的不平衡度由点焊在轴管外表面上的平衡片补偿。装车时传动轴的仲缩花键一端不应 靠近后驱动桥

30、，而应靠近变速器或中间支承，以减小其轴向摩擦力及磨损。中间支承 用于长轴距汽车的分段传动轴，以提高传动轴的临界转速，避免共振，减小噪声。它 安装在车架横梁或车身底架上，应能补偿传动轴的安装误差及适应行驶中由于弹性悬 置的发动机的窜动和车架变形引起的位移，而其轴承应不受或少受由此产生的附加载 荷。以前中间支承多采用自位轴承，目前则广泛采用坐于橡胶弹性元件上的单列球轴 承如图 2.1，图 2.3。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声，承受径向力，但 不能承受轴向力。设计时应合理选择支承刚度，避免在传动轴常用转速内产生共振。 摆臂式中间支承的摆臂用于适应中间传动轴轴线在纵向平面内的位置变化如图

31、2.4。66 越野汽车传动轴的中间支承常安装在中驱动桥壳上,多采用两个圆锥滚子轴 承，轴承座应牢固地固定在中桥壳上如图 2.5 所示。 图 2.3 汽车传动轴的中间支承 (a)传动轴及其中间支承；(b)-(e)中间支承方案 1 一挠性万向节；2、4 一前、后传动轴；3 一弹性中间支承；5 一平衡片；6 一橡胶套；7 一横梁 图 2.4 摆臂式中间支承 圈 2.5 越野汽车传动轴的中间支承 2.1.3 万向节类型 汽车用万向节分为刚性的、挠性的、等速的和不等速的几种。汽车除转向驱动桥 及带有摆动半轴的驱动桥的分段式半轴多采用等建万向节外，一般驱动桥传动轴均采 用一对十字轴万向节。 1、普通十字轴

32、万向节 普通十字轴万向节如图 2.6 所示，由两个万向节叉及联接它们的十字轴、滚针轴 承及讷封等组成。其结构简单，传动效率高。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，以及十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面的压痕和剥落。通常 认为当磨损或压痕超过 0.25时，十字轴万向节就应报废。为了提高其使用寿命。mm 出现了各种有效的组合式润滑密封装置，以润滑和保护十字轴轴颈与滚针轴承如图 2.7。 轿车和轻型客、货车常于装配时封入润滑脂润滑以减少车辆的润滑点，这时应 采用密封效果较好的双刃口或多刃口橡胶油封。当需定期加注润滑脂时，应如图 2.7 所示将油封反装以利在加注润滑脂时能将陈油和磨损

33、产物排出。轴蕊中的滚针直径的 差值应控制在 0.003以内，否则会加重载荷在滚针间的分配不均匀性。滚针轴承 mm 的径向间隙过大会使受载的滚针数减少及引起滚针歪斜，间隙过小则可能受热卡住， 合适的间隙为 0.0090.095。滚针的用向总间隙取 0.080.30为宜。重型汽 mmmm 车有时采用较粗的滚针并分成两段以提高其寿命，也有以滚柱代替滚针的结构。为防 止十字轴轴向窜动及避免摩擦发热，有的在十字轴轴端和轴承碗之间加装端面滚针轴 承。 图 2.6 普通十字轴万向节 1 一轴承盖；2、6 一万向节叉；3 一油嘴；4 一十字轴； 5 一安全阀；7 一油封；8 一滚针；9-轴承碗 图 2.7 十

34、字轴的润滑与密封 1 一防尘罩；2 一油封座圈；3 一止推环；4 一滚针；间隙；a 一油封压配锥面 单个十字轴万向节不是等速万向节，其特点是当主动轴与从动轴之间有夹角时， 不能等速传递而有转角差，使主、从动轴的角速度周期性地不相等。采用两个十字轴 万向节并把与传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面内，且使万向节的夹角 ，则可使处于同一平面内的输出轴与输入轴等角速旋转。 21 = 十字轴万向节两轴的夹角。不宜过大当由增至时，滚针轴承寿命将下 416 降至原寿命的 14。 2、挠性万向节 利用橡胶盘、块、环及橡胶一金属套筒等橡胶弹性元件在夹角不大于的两轴间5 传递转矩。其结构简单、不需润滑，能减小

35、传动系的扭振、动载荷及噪声。有的结构 还允许一定的轴向变形当这种轴向变形量能满足使用要求时，可省去伸缩花键。常 用作轿车三万向节传动中的靠近变速器的第一万向节或用在重型车的离台器与变速器， 变速器与分动器之间。考虑到用到这些地方的挠性万向节常要在挂直接档时的高转速 下工作，为保证传动轴总成的平衡精度，则必须使万向节两侧的轴线对中。图 2.8 给 出了汽车挠性万向节及其橡胶弹性元件的典型结构图，其中图(a)、图(b)分别为具有 球面对中机构的环形和六角形挠性万向节：图(c)为橡胶金属套筒结构的挠性万向 节；图(d)、图(e)分别为组合型和盘形橡胶元件。 用于橡胶金属套筒结构的橡胶应具有的物理机械

36、特性为：抗拉强度不小于 1 5；相对拉伸率不小于 350；肖氏硬度 6575；最大挤压应力为 7.58 mpa ；剪切弹性模量=0.85；工作温度范围为-4580。 mpagmpa (a) 球面对中机构的环形挠性万向节；(b)六角形挠性万向节；(c)橡胶金属套筒结构的挠性万向 节；(d) 组合型橡胶元件；(e)盘形橡胶元件 图 2.8 挠性万向节及其橡胶元件的典型结构 3、等速万向节 主、从动轴的角速度在两轴之间的夹角变动时仍然相等的万向节，称为等角速万 向节或等速万向节。 等速万向节的“等角速”工作原理，可以一对大小相同的圆锥齿轮传动为例来说明。 两齿轮的轴线交角为，这两个齿轮轮齿的接触点位

37、于轴间夹角的平分线上由点p 到两轴线的垂直距离相等并等于在点处两齿轮的圆周速度是相等的，因而两齿p 0 r p 轮的角速度相等。多数等速万向节工作时的特点也都在于：它们所有的传力点总是位 于两轴夹角的等分平面上，这样，被万向节所联 接的两轴的角速度就永远相等。 在转向驱动桥、断开式驱动桥和 de dion 式驱动桥的车轮传动装置中，广泛地采用着 各种型式的等速万向节和近似等速的万向节。其常见的结构型式有球笼式、球叉式、 双联式、凸块式和三销式等。 2.2 传动轴设计方案 本设计所选车型为前置后驱，根据经验采用十字轴万向节；并且轴距为 3800（1500一般须有中间支撑） ，需采用中间支撑。故最

38、终决定采用带中间mmmm 支撑的两轴三万向节传动方案。方案如图 2.9 所示 图 2.9 万向传动装置总体方案简图 1-离合器；2-变速器；3-万向节；4-差速器；5-驱动桥；6-传动轴管；7-中间支撑 2.3 本章小结 本章介绍了万向传动轴的结构类型及各自特点，对 hgc1050 的传动轴进行了初 步的结构选择，根据本车的驱动型式（fr）及轴距的要求选择两轴三个万向节的结 构型式。 第 3 章 万向传动轴的设计 3.1hgc1050 汽车的主要技术参数 根据任务书所提供的设计参数如表 3.1 所示。 表 3.1 设计基本参数 乘员数3 重量参数 载重2165 自重3095 总重5455 空载

39、轴荷（前/后）1657/1438 满载轴荷（前/后）2200/3255 尺寸参数 货箱尺寸51102100450,550 轴距3800 轮距（前/后）1670/1602 前悬/后悬1070/2060 性能参数 最大爬坡度%28 最高车速90 最小转弯直径15.2 制动距离36.7m 最小离地间隙190 接近角/离去角22/15 油箱容积120 最大续驶里程800 发动机 排量3.168 额定功率/转数88/3200 最大扭距/转数300/1900-2100 排放标准欧 ii 3.2 传动轴总成设计计算及校核 3.2.1 传动轴计算载荷的确定 hgc1050所采用的驱动形式为 fr（前置后驱）

40、，即传动轴位于变速器与驱动桥 之间，因此传动轴计算载荷计算方法如下： 1.计算载荷按发动机最大扭矩和一档传动比来确定： （3.1） n kitk t ed se 1max = 2.计算载荷按驱动轮打滑来确定： （3.2） mm r ss ii rmg t 0 22 = 式中，为发动机的最大转矩（） ； maxe tmn 为计算驱动桥数；n 为变速器一档传动比； 1 i 为发动机到万向传动轴之间的传动效率； 为液力变矩器变矩系数；k 为猛接离合器所产生的动载系数； d k 为满载状态下一个驱动桥上的静载荷（） ； 2 gn 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数； 2 m 为轮胎与路面间的附着系数

41、； 为车轮滚动半径（） ； r rm 为主减速器传动比； 0 i 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m i 为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。 m 发动机最大转矩， 1,300 max = de kmnt ， =5.3，=16 . 112/ ) 1-2 . 2(1)1-( 0 =+=+= kk 1 i%4.095%99%96= 离变 n ，=32075.4，=1.2，=0.80，=0.371，=5.24，=1， 2 g8 . 96 . 05455n 2 m r rm 0 i m i =95%。 m 所以计算可得： 23.2423 1 %04.953 . 56 . 167.3001

42、1max = = n kitk t ed se mn 34.2432 %95124 . 5 39322 . 0 80 . 0 2 . 1 4 . 32075 0 22 = = mm r ss ii rmg tmn 3.2.2 传动轴轴管的选择及校核 万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部 分和端部组成。中间部分可为实心轴或为空心的轴管。实心轴仅用于作为与等速万向 节相连的转向驱动桥的半轴或用作断开式驱动桥和de dion桥的摆动半轴；空心的 轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且比实心轴具有更高的临界转速，故用作 汽车传动系的万向传动轴。 传动轴管由低碳钢板卷

43、制的电焊钢管制成，轴管外径及壁厚(或内径)是根据所传 最大转矩、最高转速及长度按有关标准 yb242-63 选定，并校核临界转速及扭转强度。 电焊钢管参数应按冶金部标准摘自 yb242-63 选取如表 3-2 所示。表 3-2 给出外 径毫米的标准资料，以供设计时参考。9560= c d 表 3.2 毫米的电焊钢管(yb242-63)9560 外径 （）mm 钢管厚度（）mm外径 （）mm 钢管厚度（）mm 60 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2. 2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 83 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、 2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、 3

44、.5、3.8、4.0、4.2、4.5 63.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2. 2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 89 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、 4.8 70 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2. 2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 95 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、 4.8 75 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2. 2、2.5、2.8、3.0、3.2

45、、3.5 、3.8、4.0、4.2、4.5 本设计中选取=75，钢管壁厚取 3。所以=69。 c dmmmm c dmm 传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的 不均匀性以及在旋转时其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应 力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去 稳定性的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支承情况。为了确定临界转速， 可研究一下两端自由地支承于刚性球铰上的轴(见图 3.1(a)。设轴的质量集中于m 点，且点偏离旋转轴线的量为 ，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为ooewf (3.3)( 2

46、yemwf+= 式中： 轴在其离心力作用下产生的挠度。y 与离心力相平衡的弹性力为p (3.4)cyp = 式中： 轴的侧向刚度。对于质量分布均匀且两端自由地支承于球形铰接的轴，c 其侧向刚度 =(3845)()；c 3 / lej)/)(5/384( 3 lejc = 材料的弹性模量可取；empae 5 1015 . 2 = 轴管截面的抗弯惯性矩。j 64/)-( 44 ddj= 因 cyp)( 2 =+=yemwf 故有 )-/( 22 mwcemwy = 认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有： c wy 0- 2 = c mwc （3.5） m c wc= 对于传动轴管 l

47、ddm)-(25 . 0 22 = 式中： 轴管的外径及内径,；dd,mm 传动轴的支承长度，取两万向节之中心距，；lmm 轴管材料的密度，对于钢。 5 108 . 0=mmkg / 将上述的表达式代人式(3.5),令mjc及、 30/- cc nw = 则得传动轴的临界转速为min)/(rnc （3.6） 2 22 8 102 . 1 l dd nc + = 图 3.1 传动轴临界转速计算用简图 (a)两端为刚性球铰支承；(b)前端与加长的变速器相连；(c)带有弹性中间支承的双传动轴传 动 因为 (3.7) 05 max ii nr u g a = ，hkmua/04.88 max =24

48、. 5 , 1,39322 . 0 05 =iimr g 所以 min/96.3111rn = 当时，十字轴万向节传动效率为25 0 (3.8) tan2 )/(-1 10 rdf= 式中：十字轴万向节的传动效率； 0 轴颈与万向节叉的摩擦因数，滚针轴承f10 . 0 05 . 0 =f 十字轴轴颈直径，=22 1 d 1 dmm 代入上式求得 %98.990= 初步选定 mmhmmhmmdmmh26;21;22;100 1= = 由于传动轴动平衡的误差、伸缩花键联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的 实际临界转速要低于按上式计算的值。因此应引进安全系数 k，并取 0 . 22 . 1/ ma

49、x =nnk c 式中： 相应于最高车速时的传动轴最大转速，； max nmin/r 传动轴的计算临界转，。 c nmin/r =12 用于精确的动平衡、高精度的伸缩花键及极微小的万向节间隙时。k = max nmin/34.3111%98.9996.31110rn= 取，则有计算临界转速为5 . 1=k c n min/01.466734.31115 . 1 max rknnc= 因为 2 22 8 102 . 1 c cc c l dd n + = 所以有 mml618.761 本设计传动轴为两段组成，长度小于 1618.76，因mmlmml1000,1100 21 =mm 此本设计的传动

50、轴满足临界转速的要求。 万向传动轴的断面尺寸除应满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。 传动轴的最大扭转应力()可按下式计算：mpa (3.9) rdge wkit/ 1max = 式中： 发动机的最大转矩，； maxe tmmn 变速器的一档传动比； 1g i 动载系数； d k 抗扭截面系数。 r w 对于传动轴管，上式又可表达为 （3.10） )-( 16 4 4 1 cc c c dd td = 式中：传动轴的计算转矩，=2432.34 1 t,max 1ssse ttt =mmn 传动轴管的外径和内径。 cc dd , 按上式计算得出的传动轴管扭转应力 不应大于 300。m

51、pa 传动轴扭转强度为： mpampa dd td cc c c 300 54.103 )-( 16 c 44 1 = 因为的扭转强度符合的扭转强度许用最大值，所以本设计的传动轴满足扭转 c c 强度的要求。 传动轴总成应进行动平衡，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，在 3000 6000时不大于 12；对 5t 以上的货车，在 10004000时不大 min/rmmn min/r 于 10。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严 mmn 格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可加装端面滚针轴承。传动轴总成的径向全跳动 应不大于 0.50.8。 mm 由于矩形花键联接传动具有

52、接触面积大、承载能力高、定心性能和导向性能好， 键槽浅、应力集中小，对轴和毂的强度削弱小，同时结构紧凑等优点，因此，常应用 于传递较大的转矩和定心精度要求高的静联接和动联接。 花键轴的尺寸按国家标准选取，最后进行强度校核。目前采用的传动轴花键多为 矩形齿。它以内径和侧面定心。保证传动轴运转平稳可靠。 对于传动轴花键，主要计算花键的挤压应力。根据设计手册 gb/t1144-2001 查 得花键的规格为 gb/t1144-2001，工作长度取为 100的矩形齿花键。638328mm 式 3.3 亦可用于计算万向传动的实心轴，例如传动轴一端的花键轴和转向驱动桥 的半轴以及断开式驱动桥和 de dio

53、n 桥的摆动半轴，并取上式的 d=0。对于花键轴： d 取花键的内径，且其许用应力一般按安全系数为 23 确定。 计算传动轴花键的齿侧挤压应力(mpa)为 j (3.11) zl ddd t j ) 2 d- )( 4 ( 2121 1 + = 式中： 计算转矩，； 1 tmmn 花键的外径和内径，； 21,d dmm 花键的齿数和键的有效长度，l=100mm。lz,mm 当花键的齿而硬度大于35 时，传动轴伸缩花键的许用挤压应力为 2550hrc 。对于非滑动花键，许用挤压应力为 50100。mpampa 将已知数据代入(3.11)得： =mpa j 61.38mpa j 5025= 因此花

54、键的强度满足设计的要求。 3.2.3 中间支承的结构设计 由式(3.6)可以确定传动轴总成的最大可能长度，如果它小于汽车总布置所要求的 传动轴尺寸，则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴，且在它们的联接处 (在前传动轴后端)需设置固定在车架或车身上的中间支承，如图 3.2 所示。在某些轿 车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。 当万向传动轴的前端与加长的变速器相联时，分析表明，这时由于传动轴前端支 承系统变速器壳及其加长的后壳、离合器以及它们的支承具有明显的柔性，使传 动轴的前端犹如架在弹性支承上，其计算简图如图 3.1(b)所示。当传动系的横向振动 固有频率一定时，传动轴的这种

55、支承系统会使其振动特性有明显的改变。 式(3.6)是在假定传动轴两端支承于刚性球铰上的条件下求出的它也没有考虑万 向节的质量。因此，这里需再分析一下传动轴前端为弹性支承、后端为刚性支承如图 3.1(b)这样一个系统的情况。 当万向传动轴的前端与加长的变速器相联时，分析表明，这时由于传动轴前端支 承系统变速器壳及其加长的后壳、离合器以及它们的支承具有明显的柔性，使传 动轴的前端犹如架在弹性支承上，其计算简图如图 3.1(b)所示。当传动系的横向振动 固有频率一定时，传动轴的这种支承系统会使其振动特性有明显的改变。 利用拉格朗日方程求出系统的固有角频率，则有 0 =+ i p i k y e y

56、e dt d (3.12) 图 3.2 汽车传动轴的中间支撑 (a)传动轴及其中间支撑；(b)(e)中间支承方案 1-挠性万向节；2、4-前、后传动轴；3-弹性中间支撑；5-平衡片；6-橡胶套；7-横梁 利用拉格朗日方程求出系统的固有角频率，则有 0 =+ i p i k y e y e dt d (3.13) 式中： 分别为系统的动能与势能： pk ee 与 2 22 2 1 5 . 05 . 0ymyme ik + = 2 1 22 2 11 2 5 . 05 . 0+= y ycycep 式中： 前万向节及变速器加长部分的质量； 1 m 传动轴管的质量； 2 m 变速器加长部分及传动轴的

57、刚度； 21 cc、 相应的位移，见图 3.1。 21 y、y 则系统质量的运动方程为 （3.14）0 2 y - 2 1 - 1 22111 . 1 =+ycycym （3.15）0 22 1 1 2222 =+ y ycy m 令）得）、式（，带入式（15 . 3 14 . 3 sin wtayi= 0 22 1 1 2211 2 11 =+ a acacwma 由以上两式可得到 2 2 2 2 2 1 2 2 11 22 1 2 4 4 2 c wm c a a c wmc ac a= + =或 对后两式整理后得系统的固有角频率方程为 (3.16)0- 24 =+baww 式中： ； 2

58、 2 1 2 1 1 24m c m c m c a+= 21 21 2mm cc b = 由式 3.16 可解得两个固有角频率，其中一个与变速器加长部分的柔度有关。在 大柔度下系统会在汽车使用车速下就产生共振引起大的噪声和剧烈的振动并破坏万 0 22 1 1 22 2 22 =+ a acwma 向节传动的正常工作。提高变速器加长部分的刚度则可使系统避开在这一频率下的共 振。 对于带有橡胶弹性中间支承的万向节传动，其固有角频率可利用图 3.1(c)所示的 简图来确定。该系统的动能和势能为 )( 2 1 2 33 2 2 2 11 +=ymymymek += 2 3 22 2 3 11 2 3

59、3 222 1y yc y ycycep 系统质量的运动方程为 0 2 3 1111 =+ y ycy m 0 2 3 1222 y ycy m 0 2222 3 2 23 1 1 3333 =+ y y cy y c ycy m 令，代人上列力程中并按前述类似步骤可求出图 3.1（c）所示的固有角wtay ii sin 频率方程为 （3.17）0 246 cbwaww 式中： 第一、二传动轴的质量、刚度和挠度； 212121 yyccmm、 中问支承和万向节的总质量； 3 m 中问支承的刚度及位移。 33 yc ， 这样的系统具有三个固有角频率，传动轴的角速度与其中任何一个固有角频率相 一致

60、时，都会引起共振产生。其中一个最低的固有频率与中间支承有关。因此，现代 汽车万向节传动中间支承的刚度，应选择得不会由于发动机的扰动而导致在使用车速 范围内产生共振。 本设计中所采用的中间支承如图 3.3 所示，其特点是，中间传动轴可以通过轴承 在中间支撑中转动；支承轴四周有橡胶衬套，可以改善轴承受力。 图 3.3 中间支撑 3.3 十字轴总成的设计计算及校核 3.3.1 万向节的受力分析 由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩的作用，在主、从动万向节叉上产生 21,t t 相应的切向力和轴向力 ，见图 3.4： 21,tt ff 21,aa ff （3.18） tansin1sincos)2/( t