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輕型卡車傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
目錄
摘要： 3
Abstract 4
1 緒 論 5
1.1本課題研究的意義與目的 5
1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況 5
2 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì) 9
2.1萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析 9
2.1.1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)（普通十字軸萬(wàn)向節(jié)） 9
2.1.2 雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng) 10
2.1.3 多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)（普通十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 11
2.1.4 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 13
2.1.5 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算 14
2.2傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 17
2.3花鍵的設(shè)計(jì) 20
2.4 中間支承 20
3 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 23
3.1 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案的選擇 23
3.2傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算 23
3.3 傳動(dòng)軸的內(nèi)外徑尺寸 25
3.4 花鍵設(shè)計(jì)計(jì)算 25
3.5萬(wàn)向節(jié)的計(jì)算 26
3.6 傳動(dòng)軸布置 27
3.7花鍵的滑動(dòng)長(zhǎng)度計(jì)算 32
4 總結(jié)展望 37
致謝 38
參考文獻(xiàn) 39
摘要：
本文根據(jù)給定設(shè)計(jì)參數(shù)，完成了一輛輕型卡車傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。根據(jù)整車動(dòng)力參數(shù)和整車布置，確定了傳動(dòng)軸的尺寸參數(shù)，通過(guò)計(jì)算，確定了軸管、花鍵軸的設(shè)計(jì)參數(shù)。通過(guò)計(jì)算、選取，確定了傳動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)的形式及設(shè)計(jì)參數(shù)，確定了十字軸和萬(wàn)向節(jié)叉的參數(shù)。最后對(duì)傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)干涉校核，保證了設(shè)計(jì)可靠性。
關(guān)鍵詞：輕型卡車，傳動(dòng)軸，十字軸萬(wàn)向節(jié)
Abstract:
According to the given design parameters, a light truck transmission shaft is designed. According to the vehicle dynamic parameters and vehicle layout, the dimension parameters of the drive shaft are determined. Through calculation and selection, the form and design parameters of cardan joint of transmission shaft are determined, and the parameters of cross shaft and universal joint fork are determined. Finally, the movement of the transmission shaft movement interference check to ensure the reliability of the design.
Keywords：Light truck, transmission shaft, cross shaft universal joint
1 緒 論
1.1本課題研究的意義與目的
傳動(dòng)軸是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)汽車的動(dòng)力傳遞重要組成部分，本設(shè)計(jì)注重實(shí)際運(yùn)用，是建立在參考國(guó)內(nèi)輕卡中卡貨車的動(dòng)力設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)之上，考慮整車的總體布置，改進(jìn)了一些設(shè)計(jì)方法，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理，使用壽命更長(zhǎng)，振動(dòng)噪聲更小。 本設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)軸是兩節(jié)的，由十字軸萬(wàn)向節(jié)連接。傳動(dòng)軸是由軸管、伸縮花鍵套和萬(wàn)向節(jié)組成。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的變化。萬(wàn)向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時(shí)實(shí)現(xiàn)兩軸的動(dòng)力傳輸。萬(wàn)向節(jié)是由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動(dòng)軸的布置直接影響十字軸萬(wàn)向節(jié)、主減速器的使用壽命，對(duì)汽車的振動(dòng)噪聲也有很大影響。在傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)中，主要考慮傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，分析出傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和臨界轉(zhuǎn)速，確定出合適的安全系數(shù)，更合理優(yōu)化了軸與軸之間的角度。采用新方法計(jì)算花鍵的伸縮滑動(dòng)量。
1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況
汽車上的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)常由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞動(dòng)力。
在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)(或全輪驅(qū)動(dòng))的汽車上，由于工作時(shí)懸架變形，驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸與變速器(或分動(dòng)器)輸出軸間經(jīng)常有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，普遍采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖1—1a、b)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器之間的距離不大時(shí)，常采用兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)和一根傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器相距較遠(yuǎn)，使得傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度超過(guò)1.5m時(shí)，為提高傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開(kāi)成兩根(或三根)，萬(wàn)向節(jié)用三個(gè)(或四個(gè))。此時(shí)，必須在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。萬(wàn)向節(jié)所連兩軸之間的夾角，對(duì)一般貨車，最大可達(dá)15°—20°，對(duì)于4x 4越野汽車(特別是短軸距的)，最大可達(dá)30°。
在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，由于驅(qū)動(dòng)輪又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用球叉式和球籠式等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖1—1c)，其最大夾角(相應(yīng)為車輪最大轉(zhuǎn)角)可達(dá)30°—42°。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時(shí)也必須采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(圖1—1d)。
如果由于總布置的需要，變速器與離合器(或分動(dòng)器)不直接連接而離開(kāi)一定距離，為避免因安裝不準(zhǔn)確和車架變形在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中引起附加載荷，也需要采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)(參看圖1—1b)。此時(shí)多用普通十字軸萬(wàn)向節(jié)或柔性萬(wàn)向節(jié)，其工作角度一般不大于2°—3°。
萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和柔性萬(wàn)向節(jié)兩類。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)(常用的為普通十字軸式)，等速萬(wàn)向節(jié)(球叉式，球籠式等)，準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)(雙聯(lián)式，凸塊式，三銷軸式等)。
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)保證所連接兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力，保證所連接兩軸盡可能同步(等速)運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。
圖1—1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)在汽車傳動(dòng)系中的應(yīng)用
萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求：
1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)．能可靠地傳遞動(dòng)力。
2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷
應(yīng)在允許范圍內(nèi)。
3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。
十字軸萬(wàn)向節(jié)
典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。
目前常見(jiàn)的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式(圖1—2a、b)、卡環(huán)式(圖1—2c、d)、瓦蓋固定式(圖1—2e)和塑料環(huán)定位式(圖1—2f)等。
蓋板式軸承軸向定位方式的一般結(jié)構(gòu)(圖1—2a)是用螺栓1和蓋板3將套筒5固定在萬(wàn)向節(jié)叉4上，并用鎖片2將螺栓鎖緊。它工作可靠、拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時(shí)將彈性蓋板6點(diǎn)焊于軸承座7底部(圖1—2b)，裝配后，彈性蓋校對(duì)軸承座底部有一定的預(yù)壓力，以免高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動(dòng)，從而避免了由于這種竄動(dòng)造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞。
卡環(huán)式可分為外卡式(圖1—2c)和內(nèi)卡式(圖1—2d)兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)(圖1—2e)中的萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個(gè)整體，而是分成兩半用螺釘聯(lián)接起來(lái)。這種結(jié)構(gòu)具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點(diǎn)，但加工工藝較復(fù)雜。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)(圖1—2f)是在軸承碗外圓和萬(wàn)向節(jié)叉的軸承孔中部開(kāi)一環(huán)形槽。當(dāng)跟針軸承動(dòng)配合裝入萬(wàn)向節(jié)叉到正確位置時(shí)，將塑料經(jīng)萬(wàn)向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中。待萬(wàn)向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時(shí)，表明塑料已充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動(dòng)小，但拆裝不方便。
為了防止十字軸軸向竄動(dòng)和發(fā)熱，保證在任何工況下十字軸的端隙始終為零，有的結(jié)構(gòu)在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。滾針軸承的潤(rùn)滑和密封好壞直接影響著十字軸萬(wàn)向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤(rùn)滑油時(shí)，在個(gè)別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來(lái)越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封(圖1—2a)，反裝的單刃口橡膠油封用作徑向密封，另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤(rùn)滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤(rùn)滑油便從橡膠油封內(nèi)圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出。不需安裝安全閥，防塵、防水效果良好。在灰塵較多的條件下使用時(shí)，萬(wàn)向節(jié)壽命可顯著提高。圖1—2b為一轎車上采用的多刃口油封，安裝在無(wú)潤(rùn)滑油流通系統(tǒng)且一次潤(rùn)滑的萬(wàn)向節(jié)上。
十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由4°增至16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的l/4。
圖1—2 滾針軸承軸向定位方式
a）普通蓋板式 b）彈性蓋板式 c）外卡式 d）內(nèi)卡式 e）瓦蓋固定式
f）內(nèi)卡環(huán) 1 螺栓 2 鎖片 3 蓋板 4 萬(wàn)向節(jié)叉 5 套筒 6 彈性蓋板
7 軸承座 8 外卡環(huán) 9 內(nèi)卡環(huán)
2 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)
2.1萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析
2.1.1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)（普通十字軸萬(wàn)向節(jié)）
圖2—1 十字軸萬(wàn)向節(jié)
如圖2—1所示，普通十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為
（2.1）
式中，為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角，定義為萬(wàn)向節(jié)主動(dòng)叉所在平面與萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸所在平面的夾角；為從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角；為主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間的夾角。
設(shè)萬(wàn)向節(jié)的夾角保持不變，將式（2.1）對(duì)時(shí)間求導(dǎo)，并把用表示，則得
（2.2）
由于是周期為的周期函數(shù)，所以保持不變的條件下，轉(zhuǎn)速比也是一個(gè)周期為的函數(shù)。如果保持不變，則每周變化兩次。因此主動(dòng)軸以等角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸時(shí)快時(shí)慢，此即普通十字軸傳動(dòng)的不等速性。
十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)K表示
（2.3）
2.1.2 雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角時(shí)，單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的輸出軸相對(duì)于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。在雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸平行時(shí)(圖2—2a)，直接連接傳動(dòng)軸的兩萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2—2b中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)，當(dāng)輸入軸與輸出軸相交時(shí)(圖2—2c)，傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能被此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2—2d中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而對(duì)兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、方向相反的徑向力、此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。
圖2—1 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作用
為使處于同一個(gè)平面內(nèi)的輸入與輸出軸等速旋轉(zhuǎn)，在汽車傳動(dòng)系中常采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。如圖2—2a、2—2c所示給出兩種通常采用的方案，共同特點(diǎn)如下：
（1）與傳動(dòng)軸相連的兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉布置在同一個(gè)平面內(nèi)。
（2）兩萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的夾角相等，即 。
這樣布置，，即
（2.4）
這樣可以保持等角速度傳動(dòng)。
2.1.3 多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)（普通十字軸式萬(wàn)向節(jié)）
多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析是建立在但萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析的基礎(chǔ)的。下面分析三萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的等速條件，如圖2—3
圖2—3多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
圖2—3a所示方案中，
（2.5）
（2.6）
（2.7）
（2.8）
圖2—3b所示方案中，
（2.9）
（2.10）
（2.11）
（2.12）
多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的從動(dòng)叉相對(duì)主動(dòng)叉的轉(zhuǎn)角差的計(jì)算公式與但萬(wàn)向節(jié)的相似，可以寫(xiě)成
（2.13）
式中，為多萬(wàn)向節(jié)的當(dāng)量夾角；為主動(dòng)叉的初相位角；為主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角。上式表明多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，如同具有夾角。
假設(shè)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，各傳動(dòng)軸兩端的萬(wàn)向節(jié)叉平面的夾角為0或，則當(dāng)量夾角為
（2.14）
式中，等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。正負(fù)號(hào)的確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處在各軸線所在平面內(nèi)，其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。
為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸等速，應(yīng)使0。
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會(huì)引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的振動(dòng)，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲級(jí)駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總希望其當(dāng)量夾角盡可能小。一般設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使空載和滿載兩種工況下不大于，另外，對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值應(yīng)加以限制。對(duì)于乘用車，；對(duì)于商用車，。
表2—1 各種轉(zhuǎn)速下推薦采用的最大夾角值
傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速（r/min）
6000
4500
3500
3000
2500
2000
1500
夾角
（°）
3
4
5
6
7
9
12
表2—2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、夾角及安全工作轉(zhuǎn)速的關(guān)系
傳動(dòng)軸長(zhǎng)度
（mm）
0--1140
1140--1520
1520--1830
夾角
（°）
0--6
0--6
0—6
6
安全工作轉(zhuǎn)速（r/min）
0.90
0.85
0.80
0.65
2.1.4 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷
萬(wàn)向傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。計(jì)算載荷的計(jì)算方法主要有三種，見(jiàn)表2—3。
表2—3 萬(wàn)向傳動(dòng)軸計(jì)算載荷
位
置
計(jì)
算
方
法
用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間
用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和擋傳動(dòng)比來(lái)確定
按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定
按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定
表2—3各式中，T為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，n為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取法見(jiàn)表2—4，為變速器一擋傳動(dòng)比，為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)，
，為最大變矩系數(shù)，為滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(N)，為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：＝1.2—1.4，貨車：＝1.1—1.2；為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或?yàn)r青路面上，可取0.85，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的轎車，可取1.25，對(duì)于越野車，值變化較大，一般取1，為車輪滾動(dòng)半徑(m)，為主減速器傳動(dòng)化。為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比；為主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率，為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷(N)。為汽車最大加速度時(shí)的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：＝0.80—0.85，貨車：=0.75—0.90；為日常平均牽引力(N)；為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取法見(jiàn)表2—4；為猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，對(duì)于液力自動(dòng)變速器，＝l，對(duì)于具有手動(dòng)操縱的機(jī)械變速器的高性能賽車，＝3，對(duì)于性能系數(shù)＝0的汽車(一般貨車、礦用汽車和越野車)，＝1，對(duì)于＞0的汽車，＝2或由經(jīng)驗(yàn)選定。性能系數(shù)由下式計(jì)算
（2.15）
式中，為汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量）（kg）。
表2—4 與的選取
車型
高檔傳動(dòng)比與低擋傳動(dòng)比關(guān)系
1
2
2
3
對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取和的最小值，或取和的最小值，即或，安全系數(shù)一般取2.5—3.0。當(dāng)對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷、取。
2.1.5 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算
十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要有十字軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂，所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。
設(shè)滾針對(duì)十字軸軸頸的作用力合力為F，如圖2—4所示，則
（2.16）
式中，T為傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N），取在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于一檔是的轉(zhuǎn)矩和滿載汽車的驅(qū)動(dòng)輪最大附著力矩（）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較小值；r為合力作用線與十字軸中心之間的距離（mm）；為萬(wàn)向節(jié)的最大夾角（°）。十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力為
（2.17）
（2.18）
式中，為十字軸軸頸直徑（mm）；為十字軸油道孔直徑（mm）；s為力作用點(diǎn)到軸頸根部的距離（mm）；為彎曲應(yīng)力許用值，為切應(yīng)力許用值。
圖2—4 十字軸受力圖
滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎，而且差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)大時(shí)，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過(guò)小時(shí)，有可能出現(xiàn)受熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009—0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08—0.30mm為好。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過(guò)0.2—0.4mm。
圖 2—5
十字軸彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于250—350N/mm2；剪切應(yīng)力不大于80—120N/mm2。十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力為
（2.19）
式中，d為滾針直徑（mm）；L為滾針工作長(zhǎng)度（mm）；d1為十字軸軸頸直徑（mm）；為在力F作用下一個(gè)滾針?biāo)茏畲筝d荷（N）。
（2.20）
式中，為滾針列數(shù)；Z為每列中的滾針數(shù)。
萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸軸頸組成連接支承，在力作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成45°的截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力和扭應(yīng)力應(yīng)滿足
（2.21）
（2.22）
式中，W、Wt分別為截面B—B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面：，；橢圓形截面：，；h、b分別為矩形截面的高度和寬或橢圓形截面的長(zhǎng)軸和短軸；k是與h/b有關(guān)的系數(shù)，按照表2—5選?。籩、a如圖2—5所示；彎曲應(yīng)力的許用值為50—80MPa，扭應(yīng)力的許用值為80—160MPa。
表2—5 系數(shù)k的選取
h/b
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.282
0.312
十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工、裝配精度以及潤(rùn)滑條件等有關(guān)。當(dāng)時(shí)，可按下式計(jì)算
（2.23）
式中，為十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率；為軸頸與萬(wàn)向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動(dòng)軸承：=1.15—0.20，滾動(dòng)軸承：=0.05—0.10；其他符號(hào)意義同前。
通常情況下，十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率約為97%—99%。
十字軸常用材料為20CrMnTi、20Cr、20MnvB等低碳合金鋼，軸頸表面進(jìn)行滲碳淬火處理。滲碳層深度為0．8—1．2mm，表面使度為58—64HRC，軸頸端面硬度不低于55HRC，芯部硬度為33—48HRC。萬(wàn)向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼．調(diào)質(zhì)處理，硬度為18—33HRC，該針軸承碗材料一般采用GCrl5。
2.2傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
傳動(dòng)軸總成主要由傳動(dòng)軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬(wàn)向節(jié)叉組成。傳動(dòng)軸中一般設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵，以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍層；有的則在花鍵槽中放人滾針、滾柱或滾珠等滾動(dòng)元件，以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，花鍵套與軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處在最小時(shí)不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小直接影響到萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。
傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸。在選擇傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和斷面尺寸時(shí)要著重考慮使傳動(dòng)軸有足夠的臨界轉(zhuǎn)速、扭轉(zhuǎn)剛度。
所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定性的最低轉(zhuǎn)速，它決定與傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。假設(shè)傳動(dòng)軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁，如圖2—6所示。
圖2—6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算簡(jiǎn)圖
設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn)，且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為
（2.24）
式中，為軸在離心力作用下產(chǎn)生的撓度。
與離心力相平衡的彈性力為
（2.25）
式中，為軸的側(cè)向剛度，對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由支承于球形鉸接的軸，；E為材料的彈性模量，可取；J為軸管截面的抗彎慣性矩，
。 （2.26）
（2.27）
認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)傳動(dòng)軸將破壞，即，則有
（2.28）
（2.29）
對(duì)于傳動(dòng)軸管有
式中D、d為傳動(dòng)軸管的外徑及內(nèi)徑（mm）；L為傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)的中心距（mm）；為軸管材料的密度，對(duì)于鋼=。
（2.30）
則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速（r/min）為
（2.31）
在D、L一定時(shí)，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速要比實(shí)心軸的高，并且節(jié)省材料。
在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，要使傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速小于0.7，這樣一般可獲得滿意的結(jié)果。
傳動(dòng)軸軸管的斷面尺寸還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足
（2.32）
式中，T為傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N）；為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。
2.3花鍵的設(shè)計(jì)
對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（MPa）應(yīng)滿足
（2.33）
式中，為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm）。
傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力應(yīng)滿足
（2.34）
式中，為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，=1.3—1.4；、為花鍵外徑和內(nèi)徑（mm）；為花鍵有效工作長(zhǎng)度（mm）；花鍵齒數(shù)；為許用擠壓應(yīng)力（MPa）。
2.4 中間支承
在長(zhǎng)軸距汽車上，為了提高傳動(dòng)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(dòng)軸分段。在轎車中，有時(shí)為了提高傳動(dòng)系的彎曲剛度、改善傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性、減小噪聲、也將傳動(dòng)軸分成兩段。傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承。
圖2—8 橡膠彈性中間支承
中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過(guò)程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)竄動(dòng)或車架等變形所引起的位移。圖為日前廣泛采用的橡膠彈性中間支承，其結(jié)構(gòu)中采用單列滾珠軸承。橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動(dòng)軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。當(dāng)這些周期性變化的作用力的頻率等于彈性中間支承的固有頻率時(shí)，便發(fā)生共振。圖為擺臂式中間支承，擺臂機(jī)構(gòu)能適應(yīng)中間傳動(dòng)軸軸線在縱向平面的位置變化改善了軸承的受力狀況，橡膠襯套能適應(yīng)傳動(dòng)軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。
中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算，
（2.45）
式中，為中間支承的固有頻率(Hz)；為中間支承橡膠元件的徑向剛度(N／mm)；m為中間支承的懸置質(zhì)量(kg)，它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其座所受質(zhì)量之和。在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，使固有額率對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n＝60盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。一般許用臨界轉(zhuǎn)速為1000—2000 r／min，轎車取下限。當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時(shí)，由于傳動(dòng)軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速為1000—2000r／min，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500—1000r／min。
圖2—9 橡膠彈性中間支承剖面圖
傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。萬(wàn)向節(jié)中十字軸的軸向竄動(dòng)、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵中的間隙、傳動(dòng)釉總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形、傳動(dòng)軸上點(diǎn)焊平衡片時(shí)的熱影響等因素，都能改變傳動(dòng)軸總成的不平衡度。提高滑動(dòng)花鍵的耐磨性和萬(wàn)向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度增加其彎曲剛度，都能降低傳動(dòng)軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻后再進(jìn)行動(dòng)平衡檢驗(yàn)。傳動(dòng)軸的不平衡度，對(duì)于轎車，在3000—6000r／min時(shí)應(yīng)不大于25—35g·cm；對(duì)于貨車，在1000—4000r／min時(shí)不大于50—100g·cm。另外，傳動(dòng)軸總成徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于0.5—0.8mm。
3 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案的選擇
一、十字軸萬(wàn)向節(jié)：
典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由4°增至16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的1/4。
二、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)：
雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)是由兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)組合而成。為了保證兩萬(wàn)向節(jié)連接的軸工作轉(zhuǎn)速趨于相等，可設(shè)有分度機(jī)構(gòu)。偏心十字軸雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)取消了分度機(jī)構(gòu)，也可確保輸出軸與輸入軸接近等速。雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)的主要優(yōu)點(diǎn)是允許兩軸間的夾角較大（一般可達(dá)50°，偏心十字軸雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)可達(dá)60°），軸承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，外形尺寸較大，零件數(shù)目較多。
綜上考慮成本、傳遞扭矩的大小、等速要求等選擇十字軸萬(wàn)向節(jié)。
此外當(dāng)傳動(dòng)軸長(zhǎng)度超過(guò)1.5m時(shí)，為了提高以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開(kāi)成兩根，萬(wàn)向節(jié)用三個(gè)，而在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。
3.2傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算
根據(jù)整車設(shè)計(jì)參數(shù)：
驅(qū)動(dòng)形式： 4×2 后輪；
軸 距： 3360mm；
額定質(zhì)量：1800kg；
整備質(zhì)量：2490kg；
總質(zhì)量： 4485kg；
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率/KW及轉(zhuǎn)速/r/min: 85/3600；
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩/N/m及轉(zhuǎn)速/r/min：280/2300；
輪胎型號(hào)：7.00-16 8PR；
滿載軸荷分配： 1345 kg（前軸）/3140 kg（后軸）；
發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)： 富田BJ493ZLQ3；
變速器傳動(dòng)比低擋/高檔：4.717/0.784；
最高車速km/h：95；
傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T1根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)-傳動(dòng)系最大轉(zhuǎn)矩Tse1和驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩Tss1來(lái)校核；
Tss1=KdTemaxKi1ifηn
Kd為離合器猛接動(dòng)載系數(shù)，根據(jù)fj確定；
fj=110016-0.195maTemax，當(dāng)0.195maTemax<16時(shí) 0 ，當(dāng)0.195maTemax≥16時(shí)
ma為整車質(zhì)量，ma= 4485kg；
Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=280N·m；
i1為變速器一擋傳動(dòng)比，i1=4.717；
if為分動(dòng)器傳動(dòng)比，該車無(wú)分動(dòng)器，故if=1；
η為發(fā)動(dòng)機(jī)至傳動(dòng)軸的傳動(dòng)效率，取η=0.85；
n為驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，單橋車輛取n=1；
K為液力變矩器系數(shù)，取 K=1；
由：
0.195maTemax=0.195×4485280=3.12<16；
有：
fj=110016-0.195maTemax=110016-0.1954485280=0.13>0；
根據(jù)性能系數(shù)fj，
fj=0，Kd=1；fj>0，Kd=2；；
離合器的突然結(jié)合動(dòng)載系數(shù)Kd=2；
Tss1=2×280×4.717×0.851=2245.292N·m
Tse1=G2m2’φrri0imηm
G2為滿載狀態(tài)下單個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的靜載荷，G2=31400N；
m2'為車輛最大加速度下后橋的載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于商用車m2'=1.1~1.2；
φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，取φ=0.85；
rr為車輪的滾動(dòng)半徑，取rr=0.385；
im為主減速器從動(dòng)齒輪至驅(qū)動(dòng)輪間的傳動(dòng)比，對(duì)于不設(shè)輪邊減速器車輛im=1；
i0為主減速器傳動(dòng)比，i0=7.02；
ηm為主減速器主動(dòng)齒輪至驅(qū)動(dòng)輪間的效率，取ηm=0.85；
Tse1=31400×1.2×0.85×0.3857.02×08.5=2066.50N·m
傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T1=min [Tss1，Tse1]=2066.50N·m
3.3 傳動(dòng)軸的內(nèi)外徑尺寸
傳動(dòng)軸最高轉(zhuǎn)速
nmax=3600r/min
臨界轉(zhuǎn)速
由 得
初選取D=60mm，d=52mm；
nk=1.2×108×602+52215002=4235r/min
K=nknmax=42353600=1.17
應(yīng)力強(qiáng)度
τ=16DT1π（D4-d4）=16×60×2066500π×（604-524）=111.85MPa
根據(jù)許用切應(yīng)力 ，滿足強(qiáng)度要求。
3.4 花鍵設(shè)計(jì)計(jì)算
花鍵內(nèi)徑選取，通過(guò)最大扭矩求內(nèi)徑
由得
初選花鍵尺寸：
內(nèi)徑
外徑
齒數(shù) n=16
鍵寬 5mm
驗(yàn)證齒側(cè)工作擠壓強(qiáng)度 （取轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)）
其中取在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力=13Mpa
由此推算花鍵長(zhǎng)度
花鍵過(guò)長(zhǎng)重選花鍵尺寸
外徑
內(nèi)徑
齒數(shù)
此時(shí)花鍵長(zhǎng)度
3.5萬(wàn)向節(jié)的計(jì)算
滾針對(duì)十字軸頸的作用合力F，取r=30mm，α=8°；
F=T12rcosα=20665002×30×cos8°=34780N
取d1=25mm，d2=4mm，s=8mm；
十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力
十字軸軸頸根部的剪切應(yīng)力
十字軸滾針的接觸應(yīng)力
其中
取
一個(gè)滾針?biāo)茏畲筝d荷
軸承的接觸應(yīng)力為
3.6 傳動(dòng)軸布置
前后跨度3000mm，減去兩端十字軸叉長(zhǎng)度160mm，傳動(dòng)軸分成兩節(jié)，取前節(jié)1500mm，后節(jié)1340mm。
角度如圖3—1
圖3—1
靜擾度=63mm；
空載高度差：241mm；
滿載高度差：
由角度關(guān)系得方程1 （變速箱輸出軸水平，驅(qū)動(dòng)橋輸入與水平夾角成1°）
由多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)等速條件得方程（2）
用表示、
由于旋轉(zhuǎn)不均勻而產(chǎn)生的慣性力矩很大，考慮滿載比空載傳動(dòng)軸的負(fù)荷大，滿載時(shí)傳動(dòng)軸、主減速器等工況最為惡劣，首先滿足滿載等速條件，不是把完全等速點(diǎn)設(shè)計(jì)在滿載與空載之間，故設(shè)計(jì)安排此時(shí)傳動(dòng)軸的輸出與輸入完全等速。
再根據(jù)高度列出方程（3）：
（3）
把代入（3）式，得
的值隨著變化的曲線圖：
圖3—2
表3—1
（°）
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1.1
1.2
1.3
空載高度（mm）
15
18
22
24
25
24
19
5
-49
194
141
127
（°）
1.4
1.5
1.6
1.7
1.8
1.9
2.0
2.1
2.2
2.3
2.4
2.5
空載高度（mm）
122
121
122
124
127
131
134
138
142
146
151
155
（°）
2.6
2.7
2.8
2.9
3.0
3.1
3.2
3.3
3.4
3.5
3.6
3.7
空載高度（mm）
159
164
169
173
178
182
187
192
197
201
206
211
從曲線圖可以看出有三個(gè)解符合，進(jìn)一步精確可得出=1.0029°、1.12°、3.0°。
（1）=1.0029°時(shí)
滿載
=173.4°
當(dāng)量夾角
空載
°
°
當(dāng)量夾角
（2）=1.12°時(shí)
滿載
°
°
當(dāng)量夾角
空載
°
°
當(dāng)量夾角 °
（3）=3.0°時(shí)
滿載
=1.3°
-3.3°
當(dāng)量夾角 °
空載
=4.0°
°
當(dāng)量夾角 °
綜合考慮以上三個(gè)解，匯總于表3—2
表3—2
=1.0029°
=1.12°
=3.0°
滿載
空載
滿載
空載
滿載
空載
173.4°
8.2°
5.2°
8.7°
1.3°
4.0°
173.4°
8.2°
5.3°
8.8°
3.3°
6.0°
1.00°
1.00°
0.45°
0.73°
0.2°
3.28°
（1）、（2）兩種情況下，空載和滿載時(shí)的當(dāng)量夾角 很小，但是萬(wàn)向節(jié)2和3夾角過(guò)大，會(huì)造成動(dòng)力總成支承和懸掛彈性元件的振動(dòng)載荷，引起它們的振動(dòng)。此外軸間不等速特別嚴(yán)重，還能引起齒輪的沖擊和噪聲。
方案選取第三種情況，此時(shí)空載的當(dāng)量夾角3.28°雖然大于3°，考慮到此時(shí)車子的空載，負(fù)荷很小，動(dòng)載荷很低，對(duì)傳動(dòng)系破壞很小。
此時(shí)的角加速度幅值
遠(yuǎn)小于600。
3.7花鍵的滑動(dòng)長(zhǎng)度計(jì)算
圖3—3 后橋跳動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)分析
圖3—3為后橋跳動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)分析的幾何示意圖。圖3—3中，點(diǎn)D是后橋的轉(zhuǎn)動(dòng)圓心，即圓心D在比主卷耳中心高(為主片中心線處的卷耳半徑)、比主卷耳中心后移(為板簧的半長(zhǎng))位置處；點(diǎn)O是傳動(dòng)軸輸入端的萬(wàn)向節(jié)中心；點(diǎn)是初始位置時(shí)傳動(dòng)軸輸出端的萬(wàn)向節(jié)中心；點(diǎn)是后橋跳動(dòng)位移h后傳動(dòng)軸輸出端的萬(wàn)向節(jié)中心；點(diǎn)是初始位置時(shí)第1片鋼板彈簧中心；點(diǎn)是后橋跳動(dòng)位移h后的第1片鋼板彈簧中心。
為了分析后橋跳動(dòng)對(duì)傳動(dòng)軸參數(shù)的影響規(guī)律,建立坐標(biāo)系如圖3—3所示，即以傳動(dòng)軸輸入端的萬(wàn)向節(jié)中心點(diǎn)O為坐標(biāo)系的原點(diǎn)；過(guò)點(diǎn)O向前為x軸(平行于變速器輸出軸的軸線)的正向；y軸為過(guò)點(diǎn)O且垂直于x軸，以向上為正向。分析過(guò)程中，認(rèn)為各構(gòu)件均為剛體，不存在變形和間隙。當(dāng)懸架為鋼板彈簧時(shí)，后橋殼在車輪上、下跳動(dòng)時(shí)作平移運(yùn)動(dòng)，因此，分析后橋跳動(dòng)對(duì)傳動(dòng)軸振動(dòng)影響時(shí)，只考慮后橋質(zhì)心的上、下平動(dòng)即可。當(dāng)后橋跳動(dòng)h后，圖中點(diǎn)以為半徑、以點(diǎn)D為圓心運(yùn)動(dòng)到點(diǎn)。在后橋上跳期間，由于點(diǎn)和點(diǎn)處于同一個(gè)剛體，所以其夾角r保持不變。
為了求出運(yùn)動(dòng)關(guān)系，假設(shè)在后橋上跳期間十字軸的各部分長(zhǎng)度相等，均為r。初始位置時(shí)，傳動(dòng)軸的輸入角為，輸出角為；后橋跳動(dòng)h后，傳動(dòng)軸的輸入角為，輸出角為。
初始時(shí)刻矢量分析模型中各點(diǎn)求解:
求點(diǎn)
規(guī)定傳動(dòng)軸輸入角是傳動(dòng)軸軸線和水平線之間的夾角。點(diǎn)到O點(diǎn)距離保持不變，即。向量和x軸之間的夾角為，即
由以上條件得到方程組如下:
（3.1）
由圖3—3可知,
求點(diǎn)
規(guī)定后橋俯仰角是后橋輸入軸軸線和傳動(dòng)軸軸線之間的夾角。
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變, 即
。
為向量和向量之間的夾角, 即
（3.2）
由以上條件得到方程組：
（3.3）
求點(diǎn)
規(guī)定角度γ是后橋輸入軸軸線和矢量之間的夾角。
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變, 即
。
向量和向量之間的夾角保持不變, 即
（3.4）
由以上條件得到方程組:
（3.5）
求點(diǎn)
規(guī)定角度是矢量和矢量之間的夾角。
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變，即
向量和向量之間的夾角保持不變，即
（3.6）
由以上條件得到方程組：
（3.7）
后橋上跳h時(shí)各點(diǎn)求解
求點(diǎn)
由于后橋平動(dòng)，所以點(diǎn)到點(diǎn)垂直距離等于后橋質(zhì)心上跳量，即
。
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變，即
由以上條件得方程組：
（3.8）
求點(diǎn)
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變，即
后橋平動(dòng)，所以點(diǎn)到點(diǎn)垂直距離等于后橋上跳量，即
由以上條件得方程組：
（3.9）
求點(diǎn)
點(diǎn)到點(diǎn)距離保持不變，即
由于后橋平動(dòng)，所以向量和向量之間的夾角保持不變，即
由以上條件得方程組：
（3.10）
傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度變化量，也即是花鍵的滑動(dòng)量，用表示，
（3.11）
伸長(zhǎng)為正，縮短為負(fù)。后橋向上跳動(dòng)時(shí)，h為正，向下跳動(dòng)h為負(fù)。
滿載狀態(tài)下的相關(guān)參數(shù)值為: , , 。將以上參數(shù)代入進(jìn)行計(jì)算, 得到傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度變化見(jiàn)表4—2所列。
表3—3 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度變化
（mm）
后橋跳動(dòng)高度
-40
-60
-80
-100
傳動(dòng)軸伸縮變化（伸長(zhǎng)為正）
4.5
6.4
8.1
9.7
后橋跳動(dòng)高度
40
60
80
100
傳動(dòng)軸伸縮變化（縮短為負(fù)）
-5.3
-8.2
-11.4
-14.8
4 總結(jié)展望
通過(guò)這次設(shè)計(jì)我在以下幾點(diǎn)深有感觸：
第一， 基礎(chǔ)知識(shí)不扎實(shí)，在遇到問(wèn)題時(shí)思路不清晰，再查資料浪費(fèi)太多時(shí)間。
第二， 在以前學(xué)習(xí)中，專業(yè)理論知識(shí)和工程實(shí)際聯(lián)系太少，對(duì)很多基本的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)沒(méi)有形成大概的認(rèn)識(shí)。
第三， 知識(shí)面太窄，本次設(shè)計(jì)涉及到很多相關(guān)學(xué)科的知識(shí)，知識(shí)的單一給設(shè)計(jì)帶來(lái)了很多困難
但是，只有認(rèn)識(shí)問(wèn)題才能解決問(wèn)題。設(shè)計(jì)中暴露出來(lái)的問(wèn)題督促我吸取教訓(xùn)，避免以后工作和學(xué)習(xí)中再犯同樣的錯(cuò)誤。我相信，只要擁有一顆求知的心和不斷提高的獨(dú)立思考、解決問(wèn)題的能力，就一定能在日后的工作中得到長(zhǎng)足的進(jìn)步。
具體的需要改進(jìn)處，集中在傳動(dòng)軸兩段的長(zhǎng)度選取，應(yīng)該以前軸和后軸的長(zhǎng)度比、前軸與水平線的夾角為設(shè)計(jì)變量，但是目標(biāo)函數(shù)不知道該怎么選取，優(yōu)化函數(shù)沒(méi)有建立。在以后的實(shí)際工作中，理論聯(lián)系實(shí)際，選擇實(shí)際生產(chǎn)最關(guān)心的因素，建立數(shù)學(xué)模型進(jìn)行優(yōu)化。
致謝
首先感謝魏老師在我進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)的前前后后所給予的熱心指導(dǎo)。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)大學(xué)本科所學(xué)到的知識(shí)的綜合檢驗(yàn)，它對(duì)即將走向工作崗位的我具有很深的意義，它培養(yǎng)了我獨(dú)立思考及獨(dú)立工作，獨(dú)立檢索資料、閱讀文獻(xiàn)、綜合分析、理論計(jì)算、工程設(shè)計(jì)、數(shù)字及文字處理等能力，所有的這些對(duì)我在以后工作中解決工程實(shí)際問(wèn)題時(shí)，都將產(chǎn)生積極的作用。當(dāng)然，設(shè)計(jì)過(guò)程中必然存在諸多困難，由于自身知識(shí)結(jié)構(gòu)和經(jīng)驗(yàn)的局限性，設(shè)計(jì)難免存在一些問(wèn)題，懇請(qǐng)老師們批評(píng)、指正！
再次衷心感謝所有老師在設(shè)計(jì)過(guò)程中給予的指導(dǎo)，謝謝！
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