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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)
基于有限元分析的汽車
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
院系名稱： 汽車與交通工程學(xué)院
專業(yè)班級(jí)： 車輛工程 B07-1班
學(xué)生姓名： 陳 兵
指導(dǎo)教師： 趙雨旸
職 稱： 副教授
黑 龍 江 工 程 學(xué) 院
二○一一年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
The Design of Automobile Universal Transmission Device Based on Finite Element Analysis
Candidate: Chen Bing
Specialty：Vehicle Engineering
Class：B07-1
Supervisor：Associate Prof. Zhao Yuyang
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置是汽車傳動(dòng)系中的重要總成，它直接與變速器和驅(qū)動(dòng)橋相聯(lián)系，用來(lái)實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞。課題研究對(duì)象是后輪驅(qū)動(dòng)廣泛應(yīng)用的十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，主要零件包括傳動(dòng)軸、萬(wàn)向節(jié)、支撐裝置等，這些關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)對(duì)整個(gè)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置性能具有很大的影響。
本文主要是對(duì)汽車的十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)車輛使用條件和車輛參數(shù)，按照傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和要求，主要進(jìn)行了以下工作：選擇相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)主要為：十字軸、萬(wàn)向節(jié)、傳動(dòng)軸、中間支承的參數(shù)確定，并進(jìn)行了總成設(shè)計(jì)主要為：十字軸的設(shè)計(jì)，萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)以及中間支承的設(shè)計(jì)等。并通過(guò)有限元ANSYS軟件對(duì)設(shè)計(jì)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計(jì)并得出合理的設(shè)計(jì)方案。在傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)中采用有限元技術(shù)研究這些關(guān)鍵零部件的靜力學(xué)特性，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，可以大大縮短萬(wàn)向傳動(dòng)裝置總成開(kāi)發(fā)周期、降低開(kāi)發(fā)費(fèi)用，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，保證其設(shè)計(jì)的精確性。
關(guān)鍵詞：萬(wàn)向傳動(dòng)裝置；十字軸；萬(wàn)向節(jié)；傳動(dòng)軸；有限元分析；優(yōu)化設(shè)計(jì)
ABSTRACT
Universal transmission is important in automobile transmission assembly, which directly linked to transmission and drive axle, used to achieve the transfer of the power transmission system. Research object is widely used in rear-wheel drive transmission cross shaft universal, the main parts including drive shafts, universal joints, support devices, the design of these key components for the universal transmission has a great influence on the performance .
This article mainly is carries on the design to the automobile cross shaft type rotary transmission device. According to vehicles exploitation conditions and vehicles parameter, according to transmission system design procedure and request, Mainly has carried on following work: Mainly has carried on following work choice correlation design variable mainly is: Cross axle, universal joint, drive shaft, middle supporting parameter determination, and has carried on the unit design mainly is: Cross axle design, universal joint design, drive shaft design as well as middle supporting design and so on. And to designs the rotary transmission device through the finite element ANSYS software to carry on the structure analysis, Carries on the improvement design according to the analysis result to the rotary transmission device to obtain the reasonable design proposal. The propeller shaft of the design used in technical research on these crucial component element of statics. in its structural design and optimize can greatly shorten the automobile universal transmission device always into the development cycle and reduce the development costs and improve the quality of design to ensure the accuracy of its design.
Key word: Universal Transmission Device; Cross Axle; Universal Joint; Drive Shaft; Finite Element Analysis; Optimization Design
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第1章 緒 論
1.1 課題研究的目的意義
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置是汽車傳動(dòng)系中的重要總成，它直接與變速器和驅(qū)動(dòng)橋相聯(lián)系，用來(lái)實(shí)現(xiàn)對(duì)傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞。課題研究對(duì)象是后輪驅(qū)動(dòng)廣泛應(yīng)用的十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，主要零件包括傳動(dòng)軸、萬(wàn)向節(jié)、支撐裝置等，這些關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)對(duì)整個(gè)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置性能具有很大的影響。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)適應(yīng)所聯(lián)兩軸的夾角及相對(duì)位置在一定范圍內(nèi)的不斷變化且能可靠而穩(wěn)定地傳遞動(dòng)力，保證所聯(lián)兩軸能等速旋轉(zhuǎn)，且由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)及噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)，在使用車速范圍內(nèi)不應(yīng)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。此外，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)還要求傳動(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。傳統(tǒng)的分析方法，一般都是首先通過(guò)軸傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，計(jì)算出軸的最小直徑；然后通過(guò)計(jì)算作用在軸上的載荷、不同斷面上的轉(zhuǎn)矩、軸向力和彎矩，利用解析法或圖解法確定軸不同位置的支反力，最后利用傳統(tǒng)的計(jì)算公式進(jìn)行強(qiáng)度校核，確定安全系數(shù)。如果安全系數(shù)小于許用安全系數(shù)，還要進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。此過(guò)程計(jì)算繁雜，反復(fù)性強(qiáng)，而且可靠性差，很可能因?yàn)橛?jì)算誤差，造成由于傳動(dòng)軸強(qiáng)度不夠而引發(fā)的軸裂、軸斷事故。因此，研究一種新的準(zhǔn)確、快捷的強(qiáng)度分析方法迫在眉睫。ANSYS軟件作為一種廣泛應(yīng)用CAE軟件，應(yīng)用有限元法對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)、熱力學(xué)和電磁學(xué)等多種分析。通過(guò)ANSYS軟件的應(yīng)用，可以大大縮短軸類零件的設(shè)計(jì)周期，從而減少設(shè)計(jì)成本，并有利于多種型號(hào)產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)。
1.2 課題的國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置最早出現(xiàn)于1352年，在Strasbourg大教堂時(shí)鐘機(jī)構(gòu)中的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸。1663年Robert Hook萬(wàn)向節(jié)誕生，后來(lái)被人們叫做虎克萬(wàn)向節(jié)，也就是十字軸萬(wàn)向節(jié)。緊接著在1683年研制出的雙聯(lián)式虎克萬(wàn)向節(jié)，消除了單個(gè)虎克萬(wàn)向節(jié)傳遞的不等速性，并于1901用于汽車轉(zhuǎn)向輪。在上世紀(jì)初，虎克萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸，以及后來(lái)的等速萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸在機(jī)械工程和汽車工業(yè)的發(fā)展中起到了極其重要的作用。現(xiàn)在，根據(jù)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，萬(wàn)向節(jié)可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)絺鬟f動(dòng)力，又分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)；撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，具有緩沖減震作用[1]。
現(xiàn)在汽車萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般是由萬(wàn)向節(jié)、傳動(dòng)軸和中間支撐組成。主要用于工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。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的變化，并實(shí)現(xiàn)兩軸的等角速傳動(dòng)。一般萬(wàn)向節(jié)由十字軸、十字軸承、凸緣叉及軸向定位件和橡膠密封件等組成。
在1950年后,傳動(dòng)軸的產(chǎn)量達(dá)到數(shù)以萬(wàn)計(jì)。1984年主要由于汽車工業(yè)的增長(zhǎng)，生產(chǎn)了三千五百萬(wàn)套虎克萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸，一億二千萬(wàn)套等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸，一億三樞軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸。在國(guó)內(nèi)，近年來(lái)隨著我國(guó)汽車業(yè)的高速發(fā)展，帶動(dòng)我國(guó)汽車傳動(dòng)軸需求持續(xù)大幅增長(zhǎng)。2007年中國(guó)汽車傳動(dòng)軸的需求已經(jīng)突破992萬(wàn)根，產(chǎn)值達(dá)到45億。2008年汽車銷量達(dá)到938萬(wàn)兩，而作為汽車零部件的汽車傳動(dòng)軸需求量也接近1900萬(wàn)套，產(chǎn)值達(dá)到50億元。倒2010年我國(guó)汽車傳動(dòng)軸總銷售額達(dá)到87億之多，因次國(guó)內(nèi)也出現(xiàn)一批傳動(dòng)軸制造的廠家。但產(chǎn)品的性能與國(guó)外相比仍有相當(dāng)大的差距，具體表現(xiàn)在兩個(gè)方面：絕大多數(shù)轎車廠家對(duì)等速萬(wàn)向節(jié)產(chǎn)品沒(méi)有制定出相應(yīng)的技術(shù)規(guī)范，而國(guó)外公司對(duì)驅(qū)動(dòng)軸和傳動(dòng)軸的技術(shù)規(guī)定達(dá)67款之多，其中嚴(yán)格規(guī)定驅(qū)動(dòng)半軸總成和傳動(dòng)軸總成的振動(dòng)頻率，目的是避免和發(fā)動(dòng)機(jī)、輪胎以及其他傳動(dòng)系部件發(fā)生共振，從而更加全面合理地設(shè)計(jì)汽車底盤(pán)；零件供應(yīng)商，易隨意組合中心固定型等速萬(wàn)向節(jié)和伸縮型等速萬(wàn)向節(jié)，從而造成總成的失衡，使汽車產(chǎn)生異常振動(dòng)，出現(xiàn)異響[2]。對(duì)于創(chuàng)立自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的汽車廠家來(lái)說(shuō)，造出一流汽車仍有很長(zhǎng)的路要走。
1.3 汽車萬(wàn)向傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)主要內(nèi)容與設(shè)計(jì)思路
課題研究對(duì)象是后輪驅(qū)動(dòng)廣泛應(yīng)用的十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，主要零件包括傳動(dòng)軸、萬(wàn)向節(jié)、支撐裝置等，這些關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)對(duì)整個(gè)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置性能具有很大的影響。采用有限元技術(shù)研究這些關(guān)鍵零部件的靜力學(xué)特性，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，是非常重要和必須的。在此基礎(chǔ)上，再進(jìn)行萬(wàn)向傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)不但可以獲得最佳的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置基本參數(shù)，還可以大大縮短萬(wàn)向傳動(dòng)裝置總成開(kāi)發(fā)周期、降低開(kāi)發(fā)費(fèi)用，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，保證其設(shè)計(jì)的精確性。
1. 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容
本設(shè)計(jì)選擇萬(wàn)向傳動(dòng)軸的優(yōu)化，設(shè)計(jì)基本要求如下：
（1）保證所連接的兩軸的夾角及相對(duì)位置在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，能可靠而穩(wěn)定的傳遞動(dòng)力；
（2）保證所連接的兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)；
（3）使用有限元分析軟件ANSYS對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)零部件進(jìn)行靜態(tài)分析，完成萬(wàn)向傳動(dòng)裝置主要部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)從而解決工藝合理、成本低、可靠性高的設(shè)計(jì)要求；
（4）在CAE分析的基礎(chǔ)上完成設(shè)計(jì)圖紙。
2. 設(shè)計(jì)的基本技術(shù)路線
設(shè)計(jì)的技術(shù)路線如圖1.1所示。
調(diào)研并查閱相關(guān)資料
確定汽車萬(wàn)向傳動(dòng)裝置主要參數(shù)
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的主要零部件的設(shè)計(jì)
主要零部件的建模
主要零部件的靜態(tài)分析
主要零部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)
優(yōu)化后尺寸確定
用Pro/E完成零部件裝配
完成設(shè)計(jì)圖紙
完成畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
圖1.1 設(shè)計(jì)技術(shù)路線圖
第2章 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案確定
2.1 設(shè)計(jì)已知參數(shù)
本設(shè)計(jì)的已知參數(shù)如表2.1所示
表2.1 設(shè)計(jì)基本參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩Temax
430N??m/1500r/min
變速器一擋傳動(dòng)比i1
6.515
整車總質(zhì)量
8495Kg
驅(qū)動(dòng)橋滿載載荷
5500Kg
主減速器傳動(dòng)比i0
4.875
輪胎規(guī)格
8.25R16
萬(wàn)向傳動(dòng)裝置最左與最右兩萬(wàn)向節(jié)中心之間的距離L
2186m
2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)和受力分析
2.2.1 單十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
當(dāng)十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸存在一定夾角及時(shí)，主動(dòng)軸的角速度與從動(dòng)軸的角速度之間存在如下關(guān)系
(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
由于是周期為的周期函數(shù)，所以／也為同周期的周期函數(shù)。當(dāng)為0、時(shí)，達(dá)最大值且為／；當(dāng)為、時(shí)，有最小值且為。因此，當(dāng)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，此即為普通十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等性[3]。
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)來(lái)表示
（2.2）
如不計(jì)萬(wàn)向節(jié)的摩擦損失，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩和從動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩與各自相應(yīng)的角速度有關(guān)系式 ，這樣有
（2.3）
顯然，當(dāng)／最小時(shí)，從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩為最大；當(dāng)／最大時(shí)，從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩為最小。當(dāng)與一定時(shí)，在其最大值與最小值之間每一轉(zhuǎn)變化兩次。具有夾角的十字軸萬(wàn)向節(jié)，僅在主動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和從動(dòng)軸反轉(zhuǎn)矩的作用下是不能平衡的。這是因?yàn)檫@兩個(gè)轉(zhuǎn)矩作用在不同的平面內(nèi)，在不計(jì)萬(wàn)向節(jié)慣性力矩時(shí)，它們的矢量互成一角度而不能自行封閉，此時(shí)在萬(wàn)向節(jié)上必然還作用有另外的力偶矩。從萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸之間的約束關(guān)系分析可知，主動(dòng)叉對(duì)十字軸的作用力偶矩，除主動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩之外，還有作用在主動(dòng)叉平面的彎曲力偶矩。同理，從動(dòng)叉對(duì)十字軸也作用有從動(dòng)軸反轉(zhuǎn)矩和作用在從動(dòng)叉平面的彎曲力偶矩。在這四個(gè)力矩作用下，使十字軸萬(wàn)向節(jié)得以平衡。下面僅討論主動(dòng)叉在兩特殊位置時(shí)，附加彎曲力偶矩的大小及變化特點(diǎn)。當(dāng)主動(dòng)叉處于0和位置時(shí)(圖2.1a)，由于作用在十字軸平面，必為零；而的作用平面與十字軸不共平面，必有存在，且矢量垂直于矢量；合矢量+指向十字軸平面的法線方向，與大小相等、方向相反。這樣，從動(dòng)叉上的附加彎矩=。當(dāng)主動(dòng)叉處于和位置時(shí)(圖2.1b)，同理可知=0，主動(dòng)叉上的附加彎矩=。
分析可知，附加彎矩的大小是在零與上述兩最大值之間變化，其變化周期為，即每一轉(zhuǎn)變化兩次。附加彎矩可引起與萬(wàn)向節(jié)相連零部件的彎曲振動(dòng)，可在萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸支承上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動(dòng)。
a) =O，= b) =，=
圖2.1 十字軸萬(wàn)向節(jié)的力偶矩
因此，為了控制附加彎矩，應(yīng)避免兩軸之間的夾角過(guò)大。
2.2.2 雙十字軸萬(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人軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，但必須保證同傳動(dòng)軸相連的兩萬(wàn)向節(jié)叉應(yīng)布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬(wàn)向節(jié)夾角與相等(圖2.1)。
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)輸人軸與輸出軸平行時(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，不能彼此平衡，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[4]。
圖2.2 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作用
2.2.3 多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
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)算公式與單萬(wàn)向節(jié)相似，可寫(xiě)成
(2.4)
式中，為多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角；為主動(dòng)叉的初相位角；為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角。
式(3.4)表明，多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，如同具有夾角而主動(dòng)叉具有初相位的單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。
假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉平面之間的夾角為0或，則當(dāng)量夾角為
= (2.5)
式中，、、…為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。
式中的正負(fù)號(hào)這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬(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)的輸出軸與輸人軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使=0。
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的轉(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及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總是希望其當(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的不大于3°。另外，對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值；加以限制。對(duì)于轎車，≤350rad／s；對(duì)于貨車，≤600rad／S[5]。
2.3 結(jié)構(gòu)方案的確定
2.3.1萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)型式
汽車后驅(qū)動(dòng)橋的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)裝置通常稱為汽車的萬(wàn)向傳動(dòng)軸或簡(jiǎn)稱為傳動(dòng)軸，它由萬(wàn)向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成如圖2.3(b),對(duì)于長(zhǎng)軸距汽車的分段傳動(dòng)軸，還需有中間支承，如圖2.3(a)。
2.3.2傳動(dòng)軸管、伸縮花鍵及中間支承結(jié)構(gòu)方案分析
傳動(dòng)軸管由壁厚均勻易平衡、壁薄(1.5～3.0mm)、管徑較大、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高、彎曲剛度大、適于高速旋轉(zhuǎn)的低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成。
(a)帶有中間支承并有兩根軸管的分段傳動(dòng)軸；(b)具有一根軸管的傳動(dòng)軸
1—萬(wàn)向節(jié)；2—傳動(dòng)軸管；3—平衡片；4—伸縮軸管；5—防塵罩；6—十字軸；
7—中間支承
圖2.3 汽車傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)圖
伸縮花鍵具有矩形或漸開(kāi)線齒形，用于補(bǔ)償由于汽車運(yùn)動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)之間的長(zhǎng)度變化。當(dāng)承受轉(zhuǎn)矩的花鍵在伸縮時(shí)，產(chǎn)生軸向摩擦力為
式中： —傳動(dòng)軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；
—花鍵齒側(cè)工作表面的中徑；
—摩擦系數(shù)。
由于花鍵齒側(cè)工作表面面積較小，在大的軸向摩擦力作用下將加速伸縮花鍵的磨損，引起不平衡及振動(dòng)。應(yīng)提高鍵齒表面硬度及光潔度，進(jìn)行磷化處理、噴涂尼龍，改善潤(rùn)滑。可減小摩擦阻力及磨損。也有用滾珠或滾柱的滾動(dòng)摩擦代替花鍵齒間的滑動(dòng)摩擦的結(jié)構(gòu)如圖2.4?；ㄦI應(yīng)有可靠的潤(rùn)滑及防塵措施，間隙不宜過(guò)大，以免引起傳動(dòng)軸振動(dòng)。內(nèi)、外花鍵應(yīng)對(duì)中，為減小鍵齒摩擦表面間的壓力及磨損應(yīng)使鍵齒長(zhǎng)與其最大直徑之比不小于2。花鍵齒與鍵槽應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。動(dòng)平衡的不平衡度由點(diǎn)焊在軸管外表面上的平衡片補(bǔ)償。裝車時(shí)傳動(dòng)軸的仲縮花鍵一端不應(yīng)靠近后驅(qū)動(dòng)橋，而應(yīng)靠近變速器或中間支承，以減小其軸向摩擦力及磨損。中間支承用于長(zhǎng)軸距汽車的分段傳動(dòng)軸，以提高傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共
1—滾柱；2—帶有滾柱內(nèi)滾道的傳動(dòng)軸管；3—帶有滾柱外滾道的軸管
圖2.4 帶有滾柱的汽車傳動(dòng)軸
振，減小噪聲[6]。它安裝在車架橫梁或車身底架上，應(yīng)能補(bǔ)償傳動(dòng)軸的安裝誤差及適應(yīng)行駛中由于彈性懸置的發(fā)動(dòng)機(jī)的竄動(dòng)和車架變形引起的位移，而其軸承應(yīng)不受或少受由此產(chǎn)生的附加載荷。以前中間支承多采用自位軸承，目前則廣泛采用坐于橡膠彈性元件上的單列球軸承如圖2.3，圖2.6。橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪聲，承受徑向力，但不能承受軸向力。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)合理選擇支承剛度，避免在傳動(dòng)軸常用轉(zhuǎn)速內(nèi)產(chǎn)生共振。擺臂式中間支承的擺臂用于適應(yīng)中間傳動(dòng)軸軸線在縱向平面內(nèi)的位置變化。6×6越野汽車傳動(dòng)軸的中間支承常安裝在中驅(qū)動(dòng)橋殼上,多采用兩個(gè)圓錐滾子軸承，軸承座應(yīng)牢固地固定在中橋殼上如圖2.7所示。
1—油封；2—彈性擋圈；3—軸承
圖2.5 擺臂式中間支承
(a)傳動(dòng)軸及其中間支承；(b)-(e)中間支承方案
1一撓性萬(wàn)向節(jié)；2、4一前、后傳動(dòng)軸；3一彈性中間支承；5一平衡片；6一橡膠套；
7一橫梁
圖2.6 汽車傳動(dòng)軸的中間支承
圈2.7 越野汽車傳動(dòng)軸的中間支承
2.3.3萬(wàn)向節(jié)類型分析
汽車用萬(wàn)向節(jié)分為剛性的、撓性的、等速的和不等速的幾種。
汽車除轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋及帶有擺動(dòng)半軸的驅(qū)動(dòng)橋的分段式半軸多采用等速萬(wàn)向節(jié)外，一般驅(qū)動(dòng)橋傳動(dòng)軸均采用一對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)，如圖2.3(b)。
1、普通十字輔萬(wàn)向節(jié)
普通十字軸萬(wàn)向節(jié)如圖2.8所示，由兩個(gè)
萬(wàn)向節(jié)叉及聯(lián)接它們的十字軸、滾針軸承及訥
封等組成。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高。十字軸
萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸
承的磨損，以及十字軸軸頸和滾針軸承碗工作
表面的壓痕和剝落。通常認(rèn)為當(dāng)磨損或壓痕超
過(guò)0．25時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)就應(yīng)報(bào)廢。為了
提高其使用壽命。出現(xiàn)了各種有效的組合式潤(rùn)
向節(jié)滑密封裝置，以潤(rùn)滑和保護(hù)十字軸軸頸與 1一軸承蓋；2、6一萬(wàn)向節(jié)一油嘴；滾針軸承如圖2.9。 轎車和輕型客、貨車常于 4一十字軸；5一安全閥；7一油封；裝配時(shí)封入潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑以減少車輛的 8一滾針；9一軸承碗 潤(rùn)滑點(diǎn)，這時(shí)應(yīng)采用密封效果較好的雙刃口或 圖2.8 普通十字軸萬(wàn)向節(jié)
多刃口橡膠油封。當(dāng)需定期加注潤(rùn)滑脂時(shí)，應(yīng)如圖2.9所示將油封反裝以利在加注潤(rùn)滑脂時(shí)能將陳油和磨損產(chǎn)物排出。軸蕊中的滾針直徑的差值應(yīng)控制在0.003以內(nèi)，否則會(huì)加重載荷在滾針間的分配不均勻性。滾針軸承的徑向間隙過(guò)大會(huì)使受載的滾針數(shù)減少及引起滾針歪斜，間隙過(guò)小則可能受熱卡住，合適的間隙為0.009～0.095。滾針的用向總間隙取0.08～0.30為宜。重型汽車有時(shí)采用較粗的滾針并分成兩段以提高其壽命，也有以滾柱代替滾針的結(jié)構(gòu)。為防止十字軸軸向竄動(dòng)及避免摩擦發(fā)熱，有的在十字軸軸端和軸承碗之間加裝端面滾針軸承[7]。
1一防塵罩；2一油封座圈；3一止推環(huán)；4一滾針；△—間隙；a一油封壓配錐面
圖2.9 十字軸的潤(rùn)滑與密封
單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)不是等速萬(wàn)向節(jié)，其特點(diǎn)是當(dāng)主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間有夾角時(shí)，不能等速傳遞而有轉(zhuǎn)角差(圖2.10)，使主、從動(dòng)軸的角速度周期性地不相等。采用兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)并把與傳動(dòng)軸相連的兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使萬(wàn)向節(jié)的夾角(圖2.11)，則可使處于同一平面內(nèi)的輸出軸與輸入軸等角速旋轉(zhuǎn)。
圖2.10 轉(zhuǎn)角差的關(guān)系 圖2.11 雙十字軸萬(wàn)向節(jié)的等速傳動(dòng)條件
十字軸萬(wàn)向節(jié)兩軸的夾角。不宜過(guò)大．當(dāng)由增至?xí)r，滾針軸承壽命將下降至原壽命的1／4。
2、撓性萬(wàn)向節(jié)
利用橡膠盤(pán)、塊、環(huán)及橡膠一金屬套筒等橡膠彈性元件在夾角不大于的兩軸間傳遞轉(zhuǎn)矩。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、不需潤(rùn)滑，能減小傳動(dòng)系的扭振、動(dòng)載荷及噪聲。有的結(jié)構(gòu)還允許一定的軸向變形．當(dāng)這種軸向變形量能滿足使用要求時(shí)，可省去伸縮花鍵。常用作轎車三萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中的靠近變速器的第一萬(wàn)向節(jié)或用在重型車的離臺(tái)器與變速器，變速器與分動(dòng)器之間?？紤]到用到這些地方的撓性萬(wàn)向節(jié)常要在掛直接檔時(shí)的高轉(zhuǎn)速下工作，為保證傳動(dòng)軸總成的平衡精度，則必須使萬(wàn)向節(jié)兩側(cè)的軸線對(duì)中。圖2.12給出了汽車撓性萬(wàn)向節(jié)及其橡膠彈性元件的典型結(jié)構(gòu)圖，其中圖(a)、圖(b)分別為具有球面對(duì)中機(jī)構(gòu)的環(huán)形和六角形撓性萬(wàn)向節(jié)：圖(c)為橡膠—金屬套筒結(jié)構(gòu)的撓性萬(wàn)向節(jié)；圖(d)、圖(e)分別為組合型和盤(pán)形橡膠元件。金屬套筒結(jié)構(gòu)的橡膠應(yīng)具有的物理機(jī)械特性為：抗拉強(qiáng)度不小于1 5；相對(duì)拉伸率不小于350％；肖氏硬度65～75；最大擠壓應(yīng)力為7.5～8；剪切彈性模量=0.85；工作溫度范圍為-45℃～80℃。
3、等速萬(wàn)向節(jié)
主、從動(dòng)軸的角速度在兩軸之間的夾角變動(dòng)時(shí)仍然相等的萬(wàn)向節(jié)，稱為等角速萬(wàn)向節(jié)或等速萬(wàn)向節(jié)。
等速萬(wàn)向節(jié)的“等角速”工作原理，可以一對(duì)大小相同的圓錐齒輪傳動(dòng)為例來(lái)說(shuō)明。如圖2.13所
(a) 球面對(duì)中機(jī)構(gòu)的環(huán)形撓性萬(wàn)向節(jié)；(b)六角形撓性萬(wàn)向節(jié)；(c)橡膠—金屬套筒結(jié)構(gòu)的撓性萬(wàn)向節(jié)；(d) 組合型橡膠元件；(e)盤(pán)形橡膠元件
圖2.12 撓性萬(wàn)向節(jié)及其橡膠元件的典型結(jié)構(gòu)
示，兩齒輪的軸線交角為，這兩個(gè)齒輪輪齒的接
觸點(diǎn)位于軸間夾角的平分線上。由點(diǎn)到兩軸線
的垂直距離相等并等于在點(diǎn)處兩齒輪的圓周速
度是相等的，因而兩齒輪的角速度相等。多數(shù)等速
萬(wàn)向節(jié)工作時(shí)的特點(diǎn)也都在于：它們所有的傳力點(diǎn)
總是位于兩軸夾角的等分平面上，這樣，被萬(wàn)向節(jié)
所聯(lián)接的兩軸的角速度就永遠(yuǎn)相等。 圖2.13 等速萬(wàn)向節(jié)的工作原理
在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋、斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和de Dion式驅(qū)動(dòng)橋的車輪傳動(dòng)裝置中，廣泛地采用各種型式的等速萬(wàn)向節(jié)和近似等速的萬(wàn)向節(jié)。其常見(jiàn)的結(jié)構(gòu)型式有球籠式、球叉式、雙聯(lián)式、凸塊式和三銷式等。
綜上所述，確定傳動(dòng)軸的基本方案。本設(shè)計(jì)所選車型為前置后驅(qū)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)采用十字軸萬(wàn)向節(jié)；并且兩萬(wàn)向節(jié)中心距為2186mm（＞1500mm一般須有中間支撐），需采用中間支撐。故最終決定采用帶中間支撐的兩軸三萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)方案。方案如圖2.14所示
1-變速器；2-中間支撐；3-差速器；4-后傳動(dòng)軸；5-軸承；6-前傳動(dòng)軸；
圖2.14 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置總體方案簡(jiǎn)圖
2.4 本章小結(jié)
本章介紹了萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)類型及各自特點(diǎn)，對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行了初步的結(jié)構(gòu)選擇，根據(jù)本車的驅(qū)動(dòng)型式及軸距的要求選擇兩軸三個(gè)萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)型式。
第3章 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
3.1 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的計(jì)算載荷
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)裝置因布置的不同，計(jì)算轉(zhuǎn)矩也不同，設(shè)計(jì)載荷的選取也是不一樣的。
本次設(shè)計(jì)為貨車傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)，多數(shù)選用機(jī)械變速器，所以設(shè)計(jì)中不考慮液力變矩器的變扭比，則計(jì)算載荷如下：
3.1.1 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動(dòng)比來(lái)計(jì)算
其中：
為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩430N·M
為驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目 =1
為變速器1擋傳動(dòng)比 =6.515（由變速器設(shè)計(jì)知）
為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸的傳動(dòng)效率 =93%
為液力變矩器的變矩系數(shù) k=1
為猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù) 即，對(duì)于性能系數(shù)的汽車（一般貨車、礦用汽車和越野車）
計(jì)算可得：
3.1.2 按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)計(jì)算
其中：
G2 為滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷==35035；
為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車：=1.1~1.2,取=1.1；
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；
為車輪滾動(dòng)半徑(m)，本設(shè)計(jì)已知輪胎規(guī)格：8.25R16，根據(jù)輪胎標(biāo)號(hào)取=417.675；
為主減速器傳動(dòng)比，=4.875；
為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比，=1；
為主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率,取=0.96
計(jì)算可得：
對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取兩者之間的最小值，所以取=2605.35N·m
3.2 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的計(jì)算載荷
3.2.1 初選是十字軸萬(wàn)向節(jié)尺寸
由于十字軸萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩的作用，在主、從動(dòng)萬(wàn)向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力和軸向力
式中： R——切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離；
——轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角；
——轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。
(a) 初始位置時(shí)；(b) 主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)
圖3.1作用在萬(wàn)向節(jié)叉及十字軸上的力
在十字軸軸線所在的平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為
圖3.1（a）為主動(dòng)叉軸位于初始位置的受力狀況。此時(shí)達(dá)到最大值：
圖3.1（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況。這時(shí)均達(dá)最大值：
計(jì)算轉(zhuǎn)矩取在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于檔是的轉(zhuǎn)矩和滿載是的驅(qū)動(dòng)車輪最大附著力矩（）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較小值。
即。而萬(wàn)向節(jié)工作夾角，。將這些數(shù)據(jù)代入得
十字軸的材料選用20CrMnTi低碳合金鋼，軸頸表面進(jìn)行滲碳淬火處理，滲碳層深度為1mm，表面硬度為58~64HRC，軸頸端面硬度不低于55HRC，芯部硬度為33~48HRC。
根據(jù)汽車的噸位查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)初步選定十字軸總成尺寸如表3.1[11]。
表3.1 推薦采用的十字軸總成及花鍵尺寸
汽車載重(t)
十字軸總成(mm)
花鍵外行
外徑(mm)
花鍵工作長(zhǎng)度(mm)
十字軸
滾針
軸承套
H
d1
h
h1
d0
L
n
D套
C
1-1.5
90
18
16
20
3
14
22
32-
4
直
35
99
85
2-2.5
90
22-
21
26
3-
18
26
35
4
直
38
98
65
3-4
108
25
24
29
3
18
29
39
4
直
50
85
5-7
127
34
24
29
3
18
38
50
4
直
65
115
初選設(shè)計(jì)尺寸:
D=40mm d=25.5mm H=118mm h=108mm
3.2.2 十字軸萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)與校核
十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要有十字軸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)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為F(圖3.2)。
則：
式中，TS為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， TS = min[Tse，Tss]min；r為合力F作用線到十字軸中心之間的距離；α為萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角，取，=0.9976。
作用力為：
圖3.2 十字軸基本尺寸及受力圖
十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 σw 應(yīng)滿足
式中，d為十字軸軸頸直徑25.5mm；為十字軸油道孔直徑4mm；s為合力F作用線到軸頸根部的距離15mm；[σw]為彎曲應(yīng)力許用值，為250~350MPa。
十字軸軸頸的切應(yīng)力τ應(yīng)滿足
式中，[τ]為切應(yīng)力τ許用值，為80~120MPa。
3.3 滾針軸承設(shè)計(jì)
3.3.1 滾針軸承初選尺寸
根據(jù)萬(wàn)向傳動(dòng)軸已知參數(shù)、設(shè)計(jì)要求和十字軸尺寸，參考專業(yè)廠的系列產(chǎn)品初步選取滾針軸承尺寸（如表3.1）
初選尺寸：
滾針數(shù) 1 滾針直徑 3
工作長(zhǎng)度 18 每列滾針數(shù) 35
3.3.2 滾針軸承的接觸應(yīng)力
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)受熱卡住或因臟物阻滯卡住，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；選用雙列滾針，直徑為3mm，滾針數(shù)量為20，滾針軸承的接觸應(yīng)力為
式中，為滾針直徑(mm)；為滾針工作長(zhǎng)度(mm)；Fn為在合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷(N)，由式(4.10)確定
式中，i為滾針列數(shù)，i=1；z為每列中的滾針數(shù)，z=35。
滾針的材料采用軸承鋼，滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力為3000~3200MPa。
滾針軸承的材料為軸承鋼，許用應(yīng)力，所以設(shè)計(jì)的滾針軸承符合要求。
3.4 萬(wàn)向節(jié)叉設(shè)計(jì)和校核
萬(wàn)向節(jié)叉采用45中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為18~33HRC；萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸組成連接支承。在萬(wàn)向節(jié)工作過(guò)程中產(chǎn)生支承反力，叉體受到彎曲和剪切，一般在與十字軸軸孔中心線成45°的某一截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足
式中，、分別為截面B—B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)。
矩形截面系數(shù)：，；
橢圓形截面：，；
h，b分別為矩形截面的高和寬或橢圓截面的長(zhǎng)軸和短軸，k是與有關(guān)的系數(shù)，查表3.2選取
取
表3.2 系數(shù)k的選取
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.282
0.312
e，如圖3.3所示，彎曲應(yīng)力的許用值為，扭應(yīng)力的許用值為。
圖3.3 萬(wàn)向節(jié)受力簡(jiǎn)圖
截面B—B處為矩形，所以
因此，萬(wàn)向節(jié)叉的強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。
3.5 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
汽車傳動(dòng)軸的基本參數(shù)包括傳動(dòng)軸長(zhǎng)度及變化范圍，主動(dòng)軸與從動(dòng)軸之間的夾角，傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速及滑鍵的尺寸。在確定這些參數(shù)時(shí)，應(yīng)注意保證傳動(dòng)軸在任何條件下工作可靠、壽命長(zhǎng)。
傳動(dòng)軸經(jīng)常處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，所以軸的材料查機(jī)械零件手冊(cè)選取40CrNi，適用于很重要的軸，具有較高的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。
傳動(dòng)軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及壁厚(或內(nèi)徑)是根據(jù)所傳最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)YB242-63選定，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度[13]。
電焊鋼管參數(shù)應(yīng)按冶金部標(biāo)準(zhǔn)YB242-63選取。表4.3給出外徑毫米的標(biāo)準(zhǔn)資料，以供設(shè)計(jì)時(shí)參考。
表3.3 60~95mm毫米的電焊鋼管(YB242-63)
外徑（mm）
鋼管厚度（mm）
60
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、
63.5
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、
70
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、
75
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、
4.0、4.2、4.5
83
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、
4.0、4.2、4.5
89
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、
4.0、4.2、4.5、4.8
95
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、
4.0、4.2、4.5、4.8
3.5.1 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速
長(zhǎng)度一定時(shí)，傳動(dòng)軸斷面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動(dòng)軸有足夠的強(qiáng)度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當(dāng)傳動(dòng)軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動(dòng)頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動(dòng)軸折斷時(shí)的轉(zhuǎn)速。傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速nk（r/min）為，安全系數(shù)k取2.0，適用于一般精度的伸縮花鍵。
最大轉(zhuǎn)速 =
式中 nw為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
為超速擋傳動(dòng)比，取為0.813
安全系數(shù)k k = nknmax = 2.0
nk = 2.0nmax = 6024.10 rmin
3.5.2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度和內(nèi)外徑確定
根據(jù)兩萬(wàn)向節(jié)中心距2186mm傳動(dòng)軸分為兩段，
由臨界轉(zhuǎn)速
nk =1.2×108 Dc2+dc2Lc2 = 6024.10 rmin
得 = 9299.82mm
又 1.5 mm ≤ Dc - dc2 ≤ 3 mm
根據(jù)電焊鋼管外徑60~95mm的標(biāo)準(zhǔn)資料（從冶金部標(biāo)準(zhǔn)YB242-63中選?。?
初選 = 70 mm ，則
= 66.3 mm
其中為傳動(dòng)軸長(zhǎng)度(mm)，即兩萬(wàn)向節(jié)中心的距離和分別為傳動(dòng)軸軸管的外、內(nèi)徑(mm)
3.5.3 傳動(dòng)軸的校核
萬(wàn)向傳動(dòng)軸的斷面尺寸除應(yīng)滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求外，還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)可按下式計(jì)算：
式中： —發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，；
—變速器的一檔傳動(dòng)比；
—?jiǎng)虞d系數(shù)；
—抗扭截面系數(shù)。
對(duì)于傳動(dòng)軸管，上式又可表達(dá)為
式中：—傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，=2605.35
—傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑，。
按上式計(jì)算得出的傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于300。
傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度為：
傳動(dòng)軸材料為40CrNi，許用應(yīng)力為300，因此本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的要求。
3.6 花鍵軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.6.1 花鍵軸初選尺寸
滑動(dòng)花鍵連接套為了后橋跳動(dòng)時(shí)補(bǔ)償傳動(dòng)軸長(zhǎng)度變化而設(shè)置的?；ㄦI軸頭應(yīng)壓入管口進(jìn)行焊接。傳動(dòng)軸帶花鍵的一端，為靜止時(shí)位置較高的一端[14]。
傳動(dòng)軸花鍵的尺寸按表4.2推薦的數(shù)值進(jìn)行初定，結(jié)合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選取，最后進(jìn)行強(qiáng)度校核。目前國(guó)產(chǎn)汽車的傳動(dòng)軸花鍵一般為矩形齒，它以內(nèi)徑或側(cè)面定心，保證傳動(dòng)軸運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠。國(guó)外也有根據(jù)用戶要求使用漸開(kāi)線花鍵的。
取安全系數(shù)2.27，則
——為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
——為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取1.3
——花鍵外徑
——花鍵內(nèi)徑
——為花鍵有效工作長(zhǎng)度
——為花鍵齒數(shù)
由于花鍵齒的許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取,,，。
3.6.2 傳動(dòng)軸的校核
花鍵齒的許用應(yīng)力
——為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取1.3
——花鍵外徑
——花鍵內(nèi)徑
——為花鍵有效工作長(zhǎng)度
——為花鍵齒數(shù)
當(dāng)花鍵材料為40CrNi，齒面的硬度為35HRC時(shí)，許用擠壓應(yīng)力為。
則,滿足花鍵擠壓強(qiáng)度。
3.7 中間支承的結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計(jì)
由于軸距較長(zhǎng)，為了提高傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及整車總布置上的需要，將傳動(dòng)軸分段。這時(shí)，需加設(shè)中間支承。
中間支承安裝在車架橫梁上，以補(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向打安裝誤差，以及車輛行駛過(guò)程中由于彈性支承的發(fā)動(dòng)機(jī)的竄動(dòng)和車架等變形所引起的位移。應(yīng)用較廣泛的有橡膠彈性中間支承和擺臂式中間支撐等。
橡膠彈性中間支承如圖4.4所示，其結(jié)構(gòu)中采用單列滾子軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪音。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動(dòng)軸因不平衡、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。
圖3.4 橡膠彈性中間支承
擺臂式中間支承如圖4.5所示，它的擺臂機(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，改善了軸承的受力情況，橡膠村套能適應(yīng)傳動(dòng)軸軸線在橫向平面內(nèi)少量的位置變化。
圖3.5 擺臂式中間支承
比較二者的優(yōu)缺點(diǎn)，決定選定中間支承的結(jié)構(gòu)為擺臂式中間支承。
中間支承的軸承選用深溝球軸承，型號(hào)為6010，其基本尺寸如表4.4所示
表3.4 深溝球基本尺寸
軸承代號(hào)
基本尺寸/mm
安裝尺寸/mm
基本額定動(dòng)載荷
基本額定靜載荷
極限轉(zhuǎn)速/（r/mm）
d
D
B
Min
Min
Max
Max
脂潤(rùn)滑
油潤(rùn)滑
6010
50
80
16
1
56
74
1
22.0
16.2
7000
9000
中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算
式中，為中間支承的固有頻率（Hz）；為中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度（N/mm）；為中間支承懸置質(zhì)量（kg），它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承及其軸承座所承受的質(zhì)量之和。
傳動(dòng)軸總成所采用的中間支撐的結(jié)構(gòu)形式，雙聯(lián)傳動(dòng)軸串聯(lián)使用三個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)，支承軸承的承重為2.2kg。徑向動(dòng)態(tài)彈簧剛度為200003000N/m，效率在73°F時(shí)為842%，主減速比為4.875，輪胎規(guī)格采用8.25R16。
阻尼因素
無(wú)阻尼自然頻率
由上式可得：
阻尼自然頻率為：
符合許用臨界轉(zhuǎn)速1000～2000。
車輪滾動(dòng)直徑為：
車輪周長(zhǎng)：
傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速與車速比：
該客車的傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速與車速之比為65.14，因此，一階和二階擾動(dòng)車速分別為：
一階擾動(dòng)車速：
二階擾動(dòng)車速：
結(jié)論：支撐的徑向剛度為200003000N/m時(shí)，臨界轉(zhuǎn)速為1779.5，低于常用轉(zhuǎn)速，一階和二階擾動(dòng)車速分別為：39.3，19.65。符合設(shè)計(jì)推薦值。
3.8 本章小結(jié)
本章對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的主要部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)、選擇、計(jì)算及校核。主要部件包括十字軸、萬(wàn)向節(jié)叉、傳動(dòng)軸和中間支承等。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的功用是在汽車行駛過(guò)程中，在軸間夾角及相互位置經(jīng)常發(fā)生變化的轉(zhuǎn)軸之間傳遞動(dòng)力。這些部件需要進(jìn)過(guò)精確地計(jì)算、校核，以滿足使用的要求。
第 4 章 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的有限元靜力學(xué)分析
4.1 基于Pro/ENGINEER軟件的三維建模
4.1.1 Pro/ENGINEER軟件簡(jiǎn)介
Pro/ENGINEER是美國(guó)參數(shù)技術(shù)公司（PTC）1988年首家推出的使用參數(shù)化的特征造型技術(shù)的大型CAD/CAE/CAM集成軟件。近年來(lái)在我國(guó)大型工廠、科研單位和部分大學(xué)得到了較為普遍的應(yīng)用，深受廣大從事三維產(chǎn)品設(shè)計(jì)和研究人員的喜愛(ài)[16]。
是一個(gè)全方位的三維產(chǎn)品開(kāi)發(fā)軟件，集成了零件、產(chǎn)品裝配、模具設(shè)計(jì)、數(shù)控加工。鈑金設(shè)計(jì)、鑄造件設(shè)計(jì)、造型設(shè)計(jì)、逆向工程、自動(dòng)測(cè)量、機(jī)構(gòu)仿真、應(yīng)力分析、電路布線、裝配管路設(shè)計(jì)等功能模塊和專有模塊于一體，可以實(shí)現(xiàn)DFM (面向制造設(shè)計(jì))、DFA（面向裝配設(shè)計(jì)）、ID（逆向設(shè)計(jì)）、CE（并行工程）等先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法的特性。
Pro/ENGINEER參數(shù)化設(shè)計(jì)的特性：
3D（三維）實(shí)體模型：三維實(shí)體建模可以將用戶的設(shè)計(jì)思想以最真實(shí)的三維模型在Pro/ ENGINEER中用戶可以方便地對(duì)設(shè)計(jì)模型進(jìn)行旋轉(zhuǎn)、平移、縮放等操作，可以從各個(gè)不同的角度觀察模型。另外，借助于Pro/ ENGINEER的系統(tǒng)參數(shù)，用戶還可以隨時(shí)計(jì)算出產(chǎn)品體積、重心、重量、模型大小，極大的方便了設(shè)計(jì)人員。
單一數(shù)據(jù)庫(kù)：Pro/ENGINEER是建立在單一數(shù)據(jù)庫(kù)上的。所謂單一數(shù)據(jù)庫(kù)，就是工程中的資料全部倆字一個(gè)庫(kù)，在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程的任何一處發(fā)生變動(dòng)，都會(huì)反應(yīng)在整個(gè)產(chǎn)品設(shè)計(jì)制造過(guò)程的相關(guān)環(huán)節(jié)上，這樣確保報(bào)數(shù)據(jù)的正確性、避免反復(fù)修改。這種特性的數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)與工程設(shè)計(jì)制造的結(jié)合，使得整個(gè)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)制造嚴(yán)謹(jǐn)、有序，大大縮短了產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，優(yōu)化了整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程。能更快的對(duì)市場(chǎng)需求做出反應(yīng)。
基于特征：Pro/ENGINEER是一個(gè)采用參數(shù)化設(shè)計(jì)、基于特征的實(shí)體模型系統(tǒng)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型。正是因?yàn)檫@個(gè)特征，用戶可以隨時(shí)對(duì)這些特征作出合理的修改和調(diào)整。這一功能特性給工程設(shè)計(jì)人員提供了前所未有的簡(jiǎn)易和靈活。
參數(shù)化設(shè)計(jì)：在Pro/ENGINEER中，配合單一數(shù)據(jù)庫(kù)，所有在設(shè)計(jì)過(guò)程中所使用的尺寸都保存在數(shù)據(jù)庫(kù)中，修改模型和工程圖不再繁瑣。設(shè)計(jì)人員只需要更改三維零件的尺寸，則二維工程圖、三維裝配圖、模具等就會(huì)依照零件修改過(guò)的尺寸作出相應(yīng)變化，避免了人為修改出現(xiàn)的疏漏情況。參數(shù)化設(shè)計(jì)還使得設(shè)計(jì)人員可以利用強(qiáng)大的數(shù)學(xué)運(yùn)算方式，建立各尺寸的關(guān)系式，使得零件的設(shè)計(jì)更加簡(jiǎn)捷[16]。
4.1.2利用Pro/E進(jìn)行三維建模
Pro/ENGINEER是一個(gè)基于特征的三維建模軟件，它不同于AutoCAD等二維制圖軟件，也不同于注重模型效果的三維制圖軟件3DStudio Max等，Pro/ENGINEER注重于對(duì)三維實(shí)體的精確建模，包含了產(chǎn)品模型的體積、面積、重心、重量、慣性大小等。Pro/ENGINEER中零件模型的構(gòu)造是由各種特征來(lái)生成的，零件的設(shè)計(jì)過(guò)程就是特征的累積過(guò)程。
1、 十字軸的創(chuàng)建
一般零件可以使用拉伸或旋轉(zhuǎn)創(chuàng)建，本設(shè)計(jì)使用拉伸創(chuàng)建。
第一步：草繪模型
新建>零件>輸入文件名>取消缺省>選擇mmns>進(jìn)入零件模式。
拉伸>放置>進(jìn)入草繪>草繪二維模型，確定所繪圖形準(zhǔn)確無(wú)誤后，點(diǎn)擊確定，如圖4.1所示。
第二步：輸入拉伸尺寸、拉伸特征，確定無(wú)誤后確定拉伸。效果如圖4.2所示。
圖4.1 十字軸塊的草繪圖形 圖4.2 拉伸后的效果圖
第三步：用拉伸和鏡像命令實(shí)現(xiàn)十字軸軸徑的創(chuàng)建。如圖4.3所示。
2、萬(wàn)向節(jié)叉的創(chuàng)建
按上述方法建三維模型如圖4.4所示。
圖4.3 萬(wàn)向節(jié)叉三維效果圖 圖4.4 十字軸三維效果圖
3、主傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸花鍵套筒軸的創(chuàng)建
三維模型如圖4.5和4.6所示。
圖4.5 主傳動(dòng)軸三維效果圖 圖4.6 中間傳動(dòng)軸套軸三維效果圖
4、中間傳動(dòng)軸花鍵軸和法蘭盤(pán)的創(chuàng)建
三維模型如圖4.7和4.8所示。
圖4.7 中間傳動(dòng)軸花鍵軸三維效果圖 圖4.8 法蘭盤(pán)三維效果圖
4.2 基于ANSYS的有限元模型生成
4.2.1 ANSYS有限元分析軟件的簡(jiǎn)介
ANSYS是一種應(yīng)用廣泛的通用有限元工程的分析軟件。功能完備的預(yù)處理器和后處理器（又稱預(yù)處理模塊和后處理模塊）使ANSYS易學(xué)易用，強(qiáng)大的圖形處理能力以及得心應(yīng)手實(shí)用工具使得使用者輕松愉快，奇特的多平臺(tái)解決方案使用戶物盡其用，且有多種平臺(tái)支持（ Windows NT、LINUX、UNIX）和異種異構(gòu)網(wǎng)絡(luò)浮