EQ1090貨車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計【含8張CAD圖紙+文檔全套】

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[11] 左健民.液壓與氣壓傳動[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007. 專 業(yè) 班 級 學(xué) 生 指導(dǎo)教師簽字 日 期 教 研 室 主 任 簽 字 日 期 本科畢業(yè)設(shè)計說明書 晉中學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計說明書 學(xué) 院 機(jī)械學(xué)院 專業(yè)班級 15機(jī)械本三班 學(xué) 生 姓 名 朱煜 學(xué)號 1514112140 設(shè)計題目 EQ1090貨車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計 起 迄 日 期 2019.1.16—2019.5.27 設(shè)計(論文)地點(diǎn) 晉中學(xué)院 指 導(dǎo) 教 師 徐忠四 職 稱 博士 院長 解占新 職 稱 副教授 發(fā)任務(wù)書日期: 2019 年 1 月 16 日 摘 要 對于后輪驅(qū)動類的汽車，由于發(fā)動機(jī)前置或者中置，因而要想將發(fā)動機(jī)變速器輸出的動力傳遞到汽車后輪就離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要用于貨車的動力傳遞。 本文根據(jù)EQ1090貨車的基本參數(shù)，完成了傳動軸及萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。在設(shè)計過程中根據(jù)整車動力參數(shù)和整車布置，確定了傳動軸的尺寸參數(shù)，通過計算，確定了軸管、花鍵軸的設(shè)計參數(shù)。通過計算、選取，確定了傳動軸萬向節(jié)的形式及設(shè)計參數(shù)，確定了十字軸和萬向節(jié)叉的參數(shù)。最后對傳動軸的運(yùn)動進(jìn)行了運(yùn)動干涉校核，保證了設(shè)計可靠性。 關(guān)鍵詞：后輪驅(qū)動；傳動軸；十字軸萬向節(jié) ；校核； Abstract: For rear-wheel drive vehicles, because of the front or middle engine, the transmission of power from the engine transmission to the rear wheel of the vehicle is inseparable from the transmission of power from the transmission shaft. The transmission shaft is mainly used for power transmission of freight cars. According to the basic parameters of EQ1090 truck, the structure design of transmission shaft and universal joint has been completed in this paper. In the design process, the dimension parameters of the transmission shaft are determined according to the power parameters and the layout of the whole vehicle. Through calculation, the design parameters of the axle tube and spline shaft are determined. Through calculation and selection, the form and design parameters of universal joint of transmission shaft are determined, and the parameters of cross shaft and universal joint fork are determined. Finally, the motion interference of the transmission shaft is checked to ensure the reliability of the design. Keywords：rear wheel drive; drive shaft; cross shaft universal joint; check; 目 錄 摘 要 2 Abstract: 3 第一章 緒 論 4 1.1 傳動軸的簡介 4 1.2 傳動軸的發(fā)展概況 4 1.3課題研究的目的與意義 7 1.4傳動軸的分類及設(shè)計要求 8 1.4.1傳動軸的分類 8 1.4.2設(shè)計要求 8 1.5 課題研究的技術(shù)路線 8 第二章 傳動軸的總體設(shè)計方案確定 10 2.1萬向節(jié)的運(yùn)動分析 10 2.1.1 單節(jié)萬向節(jié)運(yùn)動分析 10 2.1.2 雙節(jié)萬向節(jié)運(yùn)動分析 11 2.1.3 多萬向節(jié)運(yùn)動分析 12 2.2 萬向傳動載荷的確定 14 2.3萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定 16 2.4傳動軸的結(jié)構(gòu)確定 19 2.5花鍵的結(jié)構(gòu)確定 21 2.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定 22 第三章 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 24 3.1 傳動軸結(jié)構(gòu)方案的分析 24 3.1.1 十字軸萬向節(jié) 24 3.1.2 準(zhǔn)等速萬向節(jié) 24 3.2傳動軸轉(zhuǎn)矩的計算 24 3.3軸管的內(nèi)外徑尺寸 26 3.4 花鍵的設(shè)計計算 26 3.5萬向節(jié)的計設(shè)計算 27 3.6 整車布置形式的確定 28 3.7運(yùn)動中滑動長度的計算 33 總 結(jié) 38 致 謝 40 第一章 緒 論 1.1 傳動軸的簡介 傳動軸是貨車中不可缺少的一部分。對于后輪驅(qū)動類的汽車，由于發(fā)動機(jī)前置或者中置，因而要想將發(fā)動機(jī)變速器輸出的動力傳遞到汽車后輪就離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要用于貨車的動力傳遞，目前轎車類都為前置前驅(qū)，因此取消了傳動軸，但是在貨車或后輪驅(qū)動的轎車上離不開傳動軸的動力傳遞。傳動軸主要由凸緣、花鍵、十字軸、萬向節(jié)、軸管等組成；傳動軸的好壞直接影響整車的NVH性能。 1.2 傳動軸的發(fā)展概況 汽車上的傳動軸主要用來在工作過程中傳遞扭矩與轉(zhuǎn)速，同時對于相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力，保證整車的行駛性能。 而汽車能夠?qū)崿F(xiàn)在道路上行駛，主要使靠傳遞動力的傳動軸去實(shí)現(xiàn)的，但是如何降低動力的損失，降低整車的噪音，提升整車的NVH性能這是進(jìn)行汽車設(shè)計時必須要考慮的問題，同時對于購車的人來說，這也是他們選擇汽車的主要性能指標(biāo)。隨著社會的發(fā)展，近幾年以來人民大眾經(jīng)濟(jì)都好起來，對汽車的舒適性方面和動力性方面等要求非常高。 目前，我國自主汽車的行業(yè)發(fā)展已到達(dá)一定的階段，針對主要性能零部件已完成了自主研發(fā)及批量生產(chǎn)。而且隨著近些年汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，國內(nèi)主要汽車零部件也競爭激烈。針對傳動軸就是其中很重要的一部分，因?yàn)閭鲃虞S關(guān)系著整車的性能及運(yùn)動安全性，因此我國為提升自主研發(fā)汽車的成本，近幾年對于傳動軸的自主生產(chǎn)及加工已經(jīng)有了很大的成績。 在國外，一方面汽車行駛的路況越來越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對環(huán)境的污染意識使得發(fā)動機(jī)正向著大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。為適應(yīng)以上情況，對傳動軸的動平衡要求以及直線度的要求就非常的高。因此在國外一些高尖端精加工數(shù)控機(jī)床被廣泛應(yīng)用于汽車傳動軸的加工與校核。 汽車上的萬向節(jié)傳動常由萬向節(jié)和傳動軸組成，主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力。 在發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動(或全輪驅(qū)動)的汽車上，由于工作時懸架變形，驅(qū)動橋主減速器輸入軸與變速器(或分動器)輸出軸間經(jīng)常有相對運(yùn)動，普遍采用萬向節(jié)傳動(圖1—1a、b)。當(dāng)驅(qū)動橋與變速器之間的距離不大時，常采用兩個萬向節(jié)和一根傳動軸的結(jié)構(gòu)。當(dāng)驅(qū)動橋與變速器相距較遠(yuǎn)，使得傳動軸的長度超過1.5m時，為提高傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根(或三根)，萬向節(jié)用三個(或四個)。此時，必須在中間傳動軸上加設(shè)中間支承。萬向節(jié)所連兩軸之間的夾角，對一般貨車，最大可達(dá)15°—20°，對于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)動橋中，由于驅(qū)動輪又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用球叉式和球籠式等速萬向節(jié)傳動(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)動橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時也必須采用萬向節(jié)傳動(圖1—1d)。 如果由于總布置的需要，變速器與離合器(或分動器)不直接連接而離開一定距離，為避免因安裝不準(zhǔn)確和車架變形在傳動機(jī)構(gòu)中引起附加載荷，也需要采用萬向節(jié)傳動(參看圖1—1b)。此時多用普通十字軸萬向節(jié)或柔性萬向節(jié)，其工作角度一般不大于2°—3°。 萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和柔性萬向節(jié)兩類。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)(常用的為普通十字軸式)，等速萬向節(jié)(球叉式，球籠式等)，準(zhǔn)等速萬向節(jié)(雙聯(lián)式，凸塊式，三銷軸式等)。 萬向節(jié)傳動應(yīng)保證所連接兩軸的相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力，保證所連接兩軸盡可能同步(等速)運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 圖1—1 萬向節(jié)傳動在汽車傳動系中的應(yīng)用 萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時．能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷 應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 3)傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 十字軸萬向節(jié) 典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、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，彈性蓋校對軸承座底部有一定的預(yù)壓力，以免高速轉(zhuǎn)動時由于離心力作用，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，從而避免了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(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)中的萬向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個整體，而是分成兩半用螺釘聯(lián)接起來。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向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽。當(dāng)跟針軸承動配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經(jīng)萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中。待萬向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時，表明塑料已充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。 為了防止十字軸軸向竄動和發(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。滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響著十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個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)腔注入潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤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，萬向節(jié)壽命可顯著提高。圖1—2b為一轎車上采用的多刃口油封，安裝在無潤滑油流通系統(tǒng)且一次潤滑的萬向節(jié)上。 十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當(dāng)夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的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) 1.3課題研究的目的與意義 傳動軸是發(fā)動機(jī)前置后驅(qū)汽車的動力傳遞重要組成部分，本設(shè)計注重實(shí)際運(yùn)用，是建立在參考國內(nèi)輕卡中卡貨車的動力設(shè)計的基礎(chǔ)之上，考慮整車的總體布置，改進(jìn)了一些設(shè)計方法，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理，使用壽命更長，振動噪聲更小。 本設(shè)計中的傳動軸是兩節(jié)的，由十字軸萬向節(jié)連接。傳動軸是由軸管、伸縮花鍵套和萬向節(jié)組成。伸縮套能自動調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實(shí)現(xiàn)兩軸的動力傳輸。萬向節(jié)是由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響。在傳動軸的設(shè)計中，主要考慮傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，分析出傳動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。采用新方法計算花鍵的伸縮滑動量。 1.4傳動軸的分類及設(shè)計要求 1.4.1傳動軸的分類 萬向節(jié)根據(jù)扭轉(zhuǎn)方向的不同及彈性的不同可以分為以下兩類：剛性萬向節(jié)和柔性萬向節(jié)。而對于剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、等速萬向節(jié)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)等三種。 1.4.2設(shè)計要求 萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時．能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷 應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 3) 傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等。 1.5 課題研究的技術(shù)路線 （1）通過圖書館及電子閱覽等進(jìn)行傳動軸的資料查閱，了解傳動軸設(shè)計的基本步驟，為后期的設(shè)計奠定基礎(chǔ)； （2）通過4S店及汽車修理廠的學(xué)習(xí)了解傳動軸的結(jié)構(gòu)及工作原理與特性，為后期的模型建立奠定基礎(chǔ)； （3）總體方案設(shè)計，根據(jù)已給數(shù)據(jù)進(jìn)行整車性能計算，選擇確定傳動軸結(jié)構(gòu)的形式； （4）傳動軸花鍵及萬向節(jié)設(shè)計，根據(jù)已知的數(shù)據(jù)計算確定尺寸參數(shù)，并用CAD軟件繪制二維工程圖； （5）根據(jù)前面的設(shè)計計算及二維圖紙的過程完成設(shè)計說明書的編制； 貨車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計的主要技術(shù)規(guī)格： 汽車發(fā)動機(jī)的排量：5.6L； 汽車的自重：4000kg,載重量5000kg； 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：392N.m(1200～1400r/min)； 最大功率：105kw（3000r/min）； 最高車速：100km/h。 第二章 傳動軸的總體設(shè)計方案確定 2.1萬向節(jié)的運(yùn)動分析 2.1.1 單節(jié)萬向節(jié)運(yùn)動分析 圖2—1 十字軸萬向節(jié) 如圖2—1所示，普通十字軸萬向節(jié)的主動軸與從動軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為 （2.1） 式中，為主動軸轉(zhuǎn)角，定義為萬向節(jié)主動叉所在平面與萬向節(jié)主、從動軸所在平面的夾角；為從動軸轉(zhuǎn)角；為主動軸與從動軸之間的夾角。 設(shè)萬向節(jié)的夾角保持不變，將式（2.1）對時間求導(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)速比也是一個周期為的函數(shù)。如果保持不變，則每周變化兩次。因此主動軸以等角速度轉(zhuǎn)動時，從動軸時快時慢，此即普通十字軸傳動的不等速性。 十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)K表示 （2.3） 2.1.2 雙節(jié)萬向節(jié)運(yùn)動分析 當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對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)，可采用雙萬向節(jié)傳動。在雙萬向節(jié)傳動中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(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(圖2—2a)，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖2—2b中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動，當(dāng)輸入軸與輸出軸相交時(圖2—2c)，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能被此平衡，傳動軸發(fā)生如圖2—2d中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而對兩端的十字軸產(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 附加彎矩對傳動軸的作用 為使處于同一個平面內(nèi)的輸入與輸出軸等速旋轉(zhuǎn)，在汽車傳動系中常采用雙萬向節(jié)傳動。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）與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一個平面內(nèi)。 （2）兩萬向節(jié)與傳動軸的夾角相等，即 。 這樣布置，，即 （2.4） 這樣可以保持等角速度傳動。 2.1.3 多萬向節(jié)運(yùn)動分析 多萬向節(jié)傳動的運(yùn)動分析是建立在但萬向節(jié)運(yùn)動分析的基礎(chǔ)的。下面分析三萬向節(jié)傳動的等速條件，如圖2—3 圖2—3多萬向節(jié)傳動 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） 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉(zhuǎn)角差的計算公式與但萬向節(jié)的相似，可以寫成 （2.13） 式中，為多萬向節(jié)的當(dāng)量夾角；為主動叉的初相位角；為主動叉轉(zhuǎn)角。上式表明多萬向節(jié)傳動軸輸出軸與輸入軸的運(yùn)動關(guān)系，如同具有夾角。 假設(shè)多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，各傳動軸兩端的萬向節(jié)叉平面的夾角為0或，則當(dāng)量夾角為 （2.14） 式中，等為各萬向節(jié)的夾角。正負(fù)號的確定：當(dāng)?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸線所在平面內(nèi)，其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。 為使多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸等速，應(yīng)使0。 萬向節(jié)傳動輸出與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲級駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此在設(shè)計多萬向節(jié)傳動時，總希望其當(dāng)量夾角盡可能小。一般設(shè)計時，應(yīng)使空載和滿載兩種工況下不大于，另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應(yīng)加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。 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 傳動軸長度、夾角及安全工作轉(zhuǎn)速的關(guān)系 傳動軸長度 （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 2.2 萬向傳動載荷的確定 萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。計算載荷的計算方法主要有三種，見表2—3。 表2—3 萬向傳動軸計算載荷 位 置 計 算 方 法 用于變速器與驅(qū)動橋之間 用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和擋傳動比來確定 按驅(qū)動輪打滑來確定 按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定 表2—3各式中，T為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，n為計算驅(qū)動橋數(shù)，取法見表2—4，為變速器一擋傳動比，為發(fā)動機(jī)到萬向傳動軸之間的傳動效率；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)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷(N)，為汽車最大加速度時的后軸負(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，對于安裝防側(cè)滑輪胎的轎車，可取1.25，對于越野車，值變化較大，一般取1，為車輪滾動半徑(m)，為主減速器傳動化。為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋上的靜載荷(N)。為汽車最大加速度時的前軸負(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)；為分動器傳動比，取法見表2—4；為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，對于液力自動變速器，＝l，對于具有手動操縱的機(jī)械變速器的高性能賽車，＝3，對于性能系數(shù)＝0的汽車(一般貨車、礦用汽車和越野車)，＝1，對于＞0的汽車，＝2或由經(jīng)驗(yàn)選定。性能系數(shù)由下式計算 （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 高檔傳動比與低擋傳動比關(guān)系 1 2 2 3 對萬向傳動軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計算時，計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)對萬向傳動軸進(jìn)行疲勞壽命計算時，計算載荷、取。 2.3萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)確定 十字軸萬向節(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0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應(yīng)報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂，所以在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。 設(shè)滾針對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為傳動軸計算轉(zhuǎn)矩（N），取在發(fā)動機(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大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙過小時，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。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(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為滾針工作長度（mm）；d1為十字軸軸頸直徑（mm）；為在力F作用下一個滾針?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 十字軸萬向節(jié)的傳動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、裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當(dāng)時，可按下式計算 （2.23） 式中，為十字軸萬向節(jié)傳動效率；為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：=1.15—0.20，滾動軸承：=0.05—0.10；其他符號意義同前。 通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為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。 2.4傳動軸的結(jié)構(gòu)確定 傳動軸總成主要由傳動軸及其兩端焊接的花鍵軸和萬向節(jié)叉組成。傳動軸中一般設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的滑動花鍵，以實(shí)現(xiàn)傳動長度的變化。為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍層；有的則在花鍵槽中放人滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，提高傳動效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時對于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。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宜過大，且應(yīng)按對應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯破壞傳動軸總成的動平衡。傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍由汽車總布置設(shè)計決定。設(shè)計時應(yīng)保證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與軸有足夠的配合長度；而在長度處在最小時不頂死。傳動軸夾角的大小直接影響到萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動的效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。 傳動軸的設(shè)計主要內(nèi)容是選擇傳動軸長度和斷面尺寸。在選擇傳動軸長度和斷面尺寸時要著重考慮使傳動軸有足夠的臨界轉(zhuǎn)速、扭轉(zhuǎn)剛度。 所謂傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速是指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定性的最低轉(zhuǎn)速，它決定與傳動軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。假設(shè)傳動軸為斷面均勻一致，兩端自由支承的彈性梁，如圖2—6所示。 圖2—6 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速計算簡圖 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，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??；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)速的角速度時傳動軸將破壞，即，則有 （2.28） （2.29） 對于傳動軸管有 式中D、d為傳動軸管的外徑及內(nèi)徑（mm）；L為傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距（mm）；為軸管材料的密度，對于鋼=。 （2.30） 則得傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速（r/min）為 （2.31） 在D、L一定時，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)計傳動軸時，要使傳動軸的最高轉(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為傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N）；為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。 2.5花鍵的結(jié)構(gòu)確定 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(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）；為花鍵有效工作長度（mm）；花鍵齒數(shù)；為許用擠壓應(yīng)力（MPa）。 2.6 中間支承的結(jié)構(gòu)確定 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。在轎車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度、改善傳動系彎曲振動特性、減小噪聲、也將傳動軸分成兩段。傳動軸分段時，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)償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過程中由于發(fā)動機(jī)竄動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軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(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，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)計中間支承時，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，使固有額率對應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n＝60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。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，由于傳動軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速為1000—2000r／min，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。 圖2—9 橡膠彈性中間支承剖面圖 傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時，將產(chǎn)生明顯的振動和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸滑動花鍵中的間隙、傳動釉總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點(diǎn)焊平衡片時的熱影響等因素，都能改變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動軸長度增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻后再進(jìn)行動平衡檢驗(yàn)。傳動軸的不平衡度，對于轎車，在3000—6000r／min時應(yīng)不大于25—35g·cm；對于貨車，在1000—4000r／min時不大于50—100g·cm。另外，傳動軸總成徑向全跳動應(yīng)不大于0.5—0.8mm。 第三章 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 3.1 傳動軸結(jié)構(gòu)方案的分析 3.1.1 十字軸萬向節(jié) 典型的十字軸萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當(dāng)夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的1/4。 3.1.2 準(zhǔn)等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式萬向節(jié)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(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向節(jié)。 此外當(dāng)傳動軸長度超過1.5m時，為了提高以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩根，萬向節(jié)用三個，而在中間傳動軸上加設(shè)中間支承。 3.2傳動軸轉(zhuǎn)矩的計算 根據(jù)整車設(shè)計參數(shù)： EQ1090貨車傳動軸及萬向節(jié)設(shè)計的主要技術(shù)規(guī)格： 汽車發(fā)動機(jī)的排量：5.6L； 汽車的自重：4000kg,載重量5000kg； 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：392N.m(1200～1400r/min)； 最大功率：105kw（3000r/min）； 最高車速：100km/h。 傳動軸轉(zhuǎn)矩T1根據(jù)發(fā)動機(jī)-傳動系最大轉(zhuǎn)矩Tse1和驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩Tss1來校核； Tss1=KdTemaxKi1ifηn Kd為離合器猛接動載系數(shù)，根據(jù)fj確定； fj=110016-0.195maTemax，當(dāng)0.195maTemax<16時 0 ，當(dāng)0.195maTemax≥16時 ma為整車質(zhì)量，ma= 4485kg； Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=280N·m； i1為變速器一擋傳動比，i1=4.717； if為分動器傳動比，該車無分動器，故if=1； η為發(fā)動機(jī)至傳動軸的傳動效率，取η=0.85； n為驅(qū)動橋數(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)下單個驅(qū)動橋的靜載荷，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為車輪的滾動半徑，取rr=0.385； im為主減速器從動齒輪至驅(qū)動輪間的傳動比，對于不設(shè)輪邊減速器車輛im=1； i0為主減速器傳動比，i0=7.02； ηm為主減速器主動齒輪至驅(qū)動輪間的效率，取ηm=0.85； Tse1=31400×1.2×0.85×0.3857.02×08.5=2066.50N·m 傳動軸轉(zhuǎn)矩T1=min [Tss1，Tse1]=2066.50N·m 3.3軸管的內(nèi)外徑尺寸 傳動軸最高轉(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 花鍵的設(shè)計計算 花鍵內(nèi)徑選取，通過最大扭矩求內(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的動聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力=13Mpa 由此推算花鍵長度 花鍵過長重選花鍵尺寸 外徑 內(nèi)徑 齒數(shù) 此時花鍵長度 3.5萬向節(jié)的計設(shè)計算 滾針對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 一個滾針?biāo)茏畲筝d荷 軸承的接觸應(yīng)力為 3.6 整車布置形式的確定 前后跨度3000mm，減去兩端十字軸叉長度160mm，傳動軸分成兩節(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)動橋輸入與水平夾角成1°） 由多十字軸萬向節(jié)傳動等速條件得方程（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軸的負(fù)荷大，滿載時傳動軸、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)計在滿載與空載之間，故設(shè)計安排此時傳動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解符合，進(jìn)一步精確可得出=1.0029°、1.12°、3.0°。 （1）=1.0029°時 滿載 =173.4° 當(dāng)量夾角 空載 ° ° 當(dāng)量夾角 （2）=1.12°時 滿載 ° ° 當(dāng)量夾角 空載 ° ° 當(dāng)量夾角 ° （3）=3.0°時 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，空載和滿載時的當(dāng)量夾角 很小，但是萬向節(jié)2和3夾角過大，會造成動力總成支承和懸掛彈性元件的振動載荷，引起它們的振動。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，此時空載的當(dāng)量夾角3.28°雖然大于3°，考慮到此時車子的空載，負(fù)荷很小，動載荷很低，對傳動系破壞很小。 此時的角加速度幅值 遠(yuǎn)小于600。 3.7運(yùn)動中滑動長度的計算 圖3—3 后橋跳動時傳動軸運(yùn)動分析 圖3—3為后橋跳動時傳動軸運(yùn)動分析的幾何示意圖。圖3—3中，點(diǎn)D是后橋的轉(zhuǎn)動圓心，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)位置處；點(diǎn)O是傳動軸輸入端的萬向節(jié)中心；點(diǎn)是初始位置時傳動軸輸出端的萬向節(jié)中心；點(diǎn)是后橋跳動位移h后傳動軸輸出端的萬向節(jié)中心；點(diǎn)是初始位置時第1片鋼板彈簧中心；點(diǎn)是后橋跳動位移h后的第1片鋼板彈簧中心。 為了分析后橋跳動對傳動軸參數(shù)的影響規(guī)律,建立坐標(biāo)系如圖3—3所示，即以傳動軸輸入端的萬向節(jié)中心點(diǎn)O為坐標(biāo)系的原點(diǎn)；過點(diǎn)O向前為x軸(平行于變速器輸出軸的軸線)的正向；y軸為過點(diǎn)O且垂直于x軸，以向上為正向。分析過程中，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，后橋殼在車輪上、下跳動時作平移運(yùn)動，因此，分析后橋跳動對傳動軸振動影響時，只考慮后橋質(zhì)心的上、下平動即可。當(dāng)后橋跳動h后，圖中點(diǎn)以為半徑、以點(diǎn)D為圓心運(yùn)動到點(diǎn)。在后橋上跳期間，由于點(diǎn)和點(diǎn)處于同一個剛體，所以其夾角r保持不變。 為了求出運(yùn)動關(guān)系，假設(shè)在后橋上跳期間十字軸的各部分長度相等，均為r。初始位置時，傳動軸的輸入角為，輸出角為；后橋跳動h后，傳動軸的輸入角為，輸出角為。 初始時刻矢量分析模型中各點(diǎn)求解: 求點(diǎn) 規(guī)定傳動軸輸入角是傳動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時各點(diǎn)求解 求點(diǎn) 由于后橋平動，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，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，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） 傳動軸的長度變化量，也即是花鍵的滑動量，用表示， （3.11） 伸長為正，縮短為負(fù)。后橋向上跳動時，h為正，向下跳動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)行計算, 得到傳動軸的長度變化見表4—2所列。 表3—3 傳動軸長度變化 （mm） 后橋跳動高度 -40 -60 -80 -100 傳動軸伸縮變化（伸長為正） 4.5 6.4 8.1 9.7 后橋跳動高度 40 60 80 100 傳動軸伸縮變化（縮短為負(fù)） -5.3 -8.2 -11.4 -14.8 總 結(jié) 經(jīng)這幾個月的的時間，我的畢業(yè)設(shè)計完成，其中包括說明書的詳細(xì)記錄，還有圖紙的繪制，都讓我學(xué)習(xí)到了很多東西，也感觸頗深。此次設(shè)計完全是依據(jù)汽車整車狀態(tài)，選擇其中一個零部件進(jìn)行設(shè)計，不僅僅能夠應(yīng)用在實(shí)際生活中，也將我從書本中學(xué)習(xí)到的理論知識與現(xiàn)實(shí)的實(shí)際生活緊密的聯(lián)系在一起，真正的做到理論與實(shí)際相結(jié)合。 從我接到畢業(yè)設(shè)計起，自己心里面都在打鼓，現(xiàn)在是驗(yàn)證自己在大學(xué)期間學(xué)習(xí)內(nèi)容的時候。從設(shè)計最初的構(gòu)思到論文的逐步成型，從零件圖的繪制到零件的三維模型的建立，讓自己在制作過程中將學(xué)習(xí)到的內(nèi)容更加的深入的了解。也讓自己明白了自己的不足之處。 在論文的書寫過程中，從零部件的材料選擇，到零件的尺寸設(shè)計，到零件的最終確定，自己都是進(jìn)行逐一的分析，這段時間內(nèi)也是長時間泡在圖書館，不斷地去查找相關(guān)的資料，不斷的學(xué)習(xí)，吸收新的知識，對論文的修改也是一次一次的進(jìn)行。很多時候，遇到自己不懂不明白的