以崇高的敬意和衷心的感谢。

我定会遵照您的教导，在学习工作和生活的道路上继续努力。

感谢汽车工程师系系主任及各级领导，为我们提供了良好的教学设施学习环境和学术氛围。

对我们在毕业设计中遇到的各种困难给予了理解和支持。

另外，还要感谢车辆工程教研室基础教研室实验室的各位老师在我大学期间的帮助和指导。

从他们那里，我学到了很多书本上学不到的经验和解决问题的思想。

在本设计的完成过程中得到罗辉施奇等同学的帮助，感谢他们在做设计过程中给予我的无私的帮助。

。

代入得，，取。

将代入公式得将传动轴计算扭矩，传动轴管外径，内径代入公式得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。

主传动轴滑动花键的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。

下表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为矩形花键主要有下图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，所以选型花键。

表给出了部分矩形内花键长度黑龙江工程学院本科生毕业设计根据表所给出的长度，初选花键长度，花键轴孔长度。

在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力和作用在齿侧的挤压应力进行校核。

表矩形花键基本尺寸系列摘自小径轻系列规格轻系列轻系列注表中键齿数花键大径键宽倒角倒角表矩形内花键长度很系列摘自花键小径花键长度或孔的最大长度花键长度或系列,对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力，的计算公式如下黑龙江工程学院本科生毕业设计式中传动轴的计算转矩花键轴的花键内径许用应力，按安全系数确定，取，则将代入公式得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计算公式如下图矩形花键的主要形式式中传动轴的计算转矩花键转矩分布不均匀系数，，取分别为花键外径和内径花键的有效工作长度花键齿数许用挤压应力黑龙江工程学院本科生毕业设计当花键的齿而硬度大于时，滑动花键。

将代入公式得经校核主传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。

当传递转矩的花键伸缩时，产生的轴向阻力为式中传动轴所传递的转矩，滑动花键齿侧工作表面的中径，摩因数，，取代入公式得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。

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段花键和段螺纹，花键与中间传动轴凸缘叉组成花键副，再用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，主要尺寸参照表初选花键小径，大径，键齿数，键宽。

参照表，取键长黑龙江工程学院本科生毕业设计。

选定花键尺寸后，对作用在花键轴上的扭转应力和作用在齿侧的挤压应力进行校核。

对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力，其许用应力同上，。

的计算公式如下将代入公式得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应满足式中传动轴的计算转矩花键转矩分布不均匀系数，，取分别为花键外径和内径花键的有效工作长度花键齿数许用挤压应力当花键的齿而硬度大于时，非滑动花键许用挤压应力，取。

将代入公式得黑龙江工程学院本科生毕业设计经校核中间传动轴花键齿侧挤压应力符合设计要求。

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。

黑龙江工程学院本科生毕业设计第章万向节总成的设计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。

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动，但平均角速度相等的万向节。

准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。

输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节，称之为等速万向节。

万向节分类如下图所示图万向节的分类由于十字轴式万向节具有结构简单传动可靠效率高且制造成本低，被广泛应用于各类汽车的传动系统中。

根据本设计适用的车型，选用十字轴式万向节。

万向节刚性万向节不等速万向节十字轴式准等速万向节双联式凸块式三销轴式球面滚轮式样等速万向节球叉式球笼式挠性万向节黑龙江工程学院本科生毕业设计十字轴式万向节的结构分析十字轴式万向节的基本构造，般由个十字轴两个万向节叉和滚针轴承等组成。

两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。

为了减少磨擦损失提高效率在十字轴轴颈和万向节间有由滚针和套筒组成的滚针轴承。

然后，将将套筒固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。

这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。

目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式卡环式瓦盖固定式和塑料环定位式等。

最普通的盖板式轴承轴向定位结构是用螺栓和盖板将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺栓锁紧。

它工作可靠，拆装方便，但零件数目较多。

有时将弹性盖板点焊于轴承座底部，装配后，弹性盖板对轴承座底部有定的预压力，用来防止高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承座底之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，并避免了由于这种窜动所造成的传动轴动平衡状态的破坏。

卡环式又分为外卡式和内卡式两种。

它们具有结构简单工作可靠零件少和质量小的优点。

瓦盖固定式结构中的万向节叉与十字轴颈配合的圆孔不是个整体，而分成两半，再用螺钉连接起来。

这各结构具有拆装方便使用可靠的优点，但加工艺复杂。

塑料环定位结构是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开环形槽，当滚针轴承动配合装入万向节叉到正确位置时，将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中，待万向节叉上另与环槽垂直的小孔有塑料溢出时，表明塑料己充满环槽。

这种结构轴向定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。

为了防止十字轴轴向窜动和发热，保证在任何工况下，十字轴的端间隙始终为零，有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承。

滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响十字轴万向节的使用寿命。

毛毡油封由于漏油多，防尘防水效果差，加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺油，故应用己越来越少。

在结构较复杂的双刃口复合油封中反装的单刃口橡胶油封，用作径向密封另双刃口橡胶油封用作端面密封。

当向十字轴内腔注入润滑油时，陈油磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，不需安装安全阀，防尘防水效果良好。

在灰尘较多的条件下使用时，可显著提高万向节寿命。

十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低但所连接的两轴夹角不宜过大。

当夹角由增至于时，万向节中的滚针轴承寿命将下降到原来寿命的。

黑龙江工程学院本科生毕业设计万向节的受力分析单十字轴万向节的受力分析当十字轴万向节的主从动轴之间的夹角为时，主从动轴的角速度之间存在如下关系式中主动叉转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主从动轴所在平面的夹角。

由于是周期为的周期函数，所以也为同周期的周期函数。

当为时，达到最大值，当为时，达到最小值，。

因此，当主动轴以等角速度转动时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。

十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数来表示如不计万向节的磨擦损失，主从动轴转矩和与各自相应的角速度有的关系，这样有显然，当最小时，从动轴上的转矩为最大值，当最大时，从动轴上的转矩为最小值，。

当与定时，在其最大值与最小值之间每转变化两次。

具有夹角的十字轴万向节，由于其主从动叉轴上的转矩作用在不同的平面上，因此仅在主动轴驱动应力，将代入公式得经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。

万向节叉万向节叉与十字轴组成连接支承，在力作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力和扭应力应满足式中分别为截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面，椭圆形截面，分别为矩形截面的高和宽或椭圆形截面的长轴和短轴与有关的系数，按下表选取表系数的选取与十字轴轴孔中心线成的截面到力作用线的距离万向节叉中点与截面相垂直平面到力作用线的距离如图所示。

则，取，由表得，。

剖面为矩形，黑龙江工程学院本科生毕业设计所以，。

弯曲应力的许用值为，扭应力的许用值为。

将代入公式和得经校核万向节叉弯曲应力和扭转应力均符合设计要求。

图万向节叉十字轴总成的润滑十字轴万向节在工作中承受着较大的扭矩和交变负荷，其损坏形式主要是十字