（终稿）轻型商用车传动轴及万向节设计（全套完整有CAD）

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《（终稿）轻型商用车传动轴及万向节设计（全套完整有CAD）》修改意见稿

1、“.....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转矩和从动轴反转的作用下是不能平衡的。在不计万向节惯性力矩时，主从动叉轴上的转矩和矢量互成角度而不能自行封闭，此时在万向节上必然还作用有另外的力矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉树十字轴的作用力矩，除主动轴驱动转矩之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力矩。同理......”。

2、“.....使十字轴万向节得以平衡。当主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力矩的大小及变化特点当主动叉处于和位置时，如图.,由于作用在十字轴轴线平面上，故必为零，而的作用平面与十字轴不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量，合矢量指向十字轴平面的法线方向，与大小相等，方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩。当主动叉处于和位置时图.,同理可知为零，主动叉上的附加弯矩。或时或图.十字轴万向节的力矩平衡分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两面最大值之间变化，变化周期为，即每转变化再次。使从动叉轴支承受周期性变化的径向载荷为.式中万向节中心至从动叉轴支承间的距离此时，万向节也承受与上述力大小相等方向相反的力。与此方向相反的反作用力矩则由主动叉轴的支承承受。同样，使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷，万向节也承受与其大小相等方向相反的力。在从动轴支承和万向节上造成大小相等方向相反的侧向载荷为......”。

3、“.....在万向节主从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。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。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......”。

4、“.....非滑动花键许用挤压应力，取。将.代入公式.得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。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......”。

5、“.....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。万向节分类如程在重心平面上的振摆.破坏转速与临界转速之比.传动轴断面尺寸的计算与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Ⅱ载货汽车主要技参数见附录。由安全系数，得计算临界转，取.，转速为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。式中发动机最大功率时的转速变速器最高档传动比则。将代入得取选取主传动轴进行计算电焊管参数应按冶金部标准选取。表.给出外径的标准参数值。表......”。

6、“.....两端自由支承所以临界转速按公式.计算。设主传动轴外径为，内径为，传动轴管厚度为。初选传动轴管外径，厚度，则将，主传动轴长度代入.得经计算主传动轴符合临界转速设计要求。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可按下式计算.式中传动轴的计算扭矩，•抗扭断面模量，对空心轴将代入上式，则传动轴扭转强度应满足以下要求.式中许用扭转应力，传动轴计算扭计算公式如下.式中发动机最大转矩•，•计算驱动桥数，为后桥驱动车辆，所以取变速器挡传动比，装配的变速器挡传动比发动机到万向传动轴之间的传动效率，取猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，性能系数的汽车，的汽车或由经验选定。性能系数计算由下式计算当时当时式中汽车满载质量若有挂车......”。

7、“.....•。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。增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。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。这时常采用根或多根传动轴两个或多个十字轴万向节的传动。图.为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。单轴双万向节式两轴三万向节式图.汽车的万向传动方案如图为常用的单轴双万向节传动......”。

8、“.....由于参考车型轴距为.米，故选取如图的传动方案。.传动轴断面尺寸的确定与强度校核传动轴的运动分析传动轴的长度和夹角及它们变化范围，由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，套管叉与花键轴有中够的配合长度而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角的大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命万向传动效率和十字轴旋转的不均匀性。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，即当个长度为的传动轴，在两支点中旋转时，如图.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偏移量初挠度，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则将再增大。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步弯曲，产生附加挠度。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......”。

9、“.....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，这转速即称为传动轴的临界转速。图.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.式中传动轴的质量这时离心力被与长度成正比的材料弹性力所平衡，由材料力学得知.式中传动轴材料的抗拉弹性模数，支承长度，取两万向节的中心距离轴剖面对其对称轴线直径的转动惯量系数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梁材料弹性力由平衡条件能进行多参数设计，使设计方案最优，且在设计后能预测新产品的可靠度。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。从世纪初虎克式万向节在汽车上应用以来，经过多年的发展己经有十几种形式......”。