之间有夹角的情况下，其两轴的角速度是不相等的。主动叉在垂直位置，并且十字轴平面与主动轴垂直。主动叉在水平位置，并且十字轴平面与从动轴垂直。图.十字轴式万向节的不等速性.万向节的运动和受力分析单十字轴万向节的运动和附加弯曲力偶矩的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，主动叉在十字轴的作用力矩，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，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩和作用在从动叉平面的弯曲力矩在这四个力矩的作用下，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.附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，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。如果十字轴万向节的主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速减速旋转，产生的惯性力矩为.式中，从动叉轴旋转质量的转动惯量ε从动叉轴的角加速度，可通过对式.求导得出.可见，当输入轴转速很高，且输入输出轴之间夹角较大时，由于从动叉轴旋转的不均匀加剧所产生的惯性力矩，可能会超过结构许用值。应采取有效图.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。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。中间传动轴连接花键的设计由于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.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形成传动轴的折断。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之重。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。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。刚性万向节根据面采取的主要措施是用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管作轴管的钢板厚度般取对每根传动轴总成应进行动平衡检验，保证不平衡度在规定范围以内，如果不合格应进行校正贴焊平衡块并使偏心振摆也在公差以内。在确定传动轴截面尺寸时，定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速，其安全系数应在以下范围内。.式中为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。如果传动轴的动平衡很好，而且花键连接制造精度很高，此时临界转速的安全系数，可取较小值。当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出间隙后，传动轴就能在低于临界转速下发生破坏。表.为载重汽车的实验数据，表示传动轴破坏转速。传动轴总成应进行动平衡试验，其不平衡度为对轿车及轻型客货车，时不大于•对以上的货车，在时不大于•。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动应不大。由公式.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车身上的中间支承。在些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。表.载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系行驶里程在重心平面上的振摆.破坏转速与临界转速之比.传动轴的临界转速本设计传动方式为开式两轴，三个万向节带中间支承形式。解放牌重型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。将代入得取传动轴管内外径确定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.电焊钢管外径钢管厚度由于传动轴为开式，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，外径，内径代入.得经计算主传动轴符合临界转速设计要求。传动轴扭矩强度校核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截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，应对其弯曲应力和扭应力进行校核。连接花键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易过大，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。传动轴的伸缩花键端不应靠近后驱动桥，应靠近中间支承或变速器，以减小其轴向阻力和摩擦。.中间支承结构分析与设计在长轴距汽车上，为了提高传动轴临界转速，避免共振以及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段。在乘用车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动看特性，减小噪声，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需加设中间支承。中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆在行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移。目前广泛采用的橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列球轴承，橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴因不平衡偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，固有频率对应的临界转速尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。许用临界转速为，对于乘用车，取下限。当中间支承的固有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为，这样就避免了中间支承与传动轴的共振。.本章小结通过本章方案的选择，能初步确定万向传动轴的方案及主要参数，选用开式两轴传动，根据万向节的类型选取适合本设计的万向节形式及连接方式，选用三个万向节十字轴式，同时也确定了万向节总成主要参数，最后分析传动过程的振动,确定中间支承的选择方案后选定支承方式，对总体的设计有了初步的方向和把握。第章万向传动轴总成的设计.万向传动轴总体概述及传动布置型式的选择万向传动轴与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向