传动轴和万向节设计2.

（一）传动轴与十字轴万向节设计

1.1结构方案选择 (03)

1.2计算传动轴载荷 (03)

1.3传动轴强度校核 (04)

1.4十字轴万向节设计 (04)

1.5传动轴转速校核及安全系数 (06)

1.6参考文献 (08)

(二）半承载式城市客车总体设计

2客车主要数据 (08)

2.1尺寸参数 (08)

2.2质量参数 (09)

2.3发动机技术参数 (09)

2.4底盘参数 (10)

2.5传动系的传动比 (10)

3动力性计算 (10)

3.1发动机使用外特性 (11)

3.2车轮滚动半径 (11)

3.3滚动阻力系数f (11)

3.4空气阻力系数和空气阻力 (11)

3.5机械效率 (11)

3.6计算动力因数 (12)

3.7确定最高车速 (15)

3.8确定最大爬坡度 (15)

3.9确定加速时间 (16)

4燃油经济性计算 (16)

5制动性能计算 (17)

……………………………………… .17 5.1最大减速度j

max

5.2制动距离S (17)

(17)

5.3上坡路上的驻坡坡度i

max

(18)

5.4下坡路上的驻坡坡度i

max

6稳定性计算 (18)

6.1纵向倾覆坡度 (18)

6.2横向倾覆坡度 (19)

第一部分

1.传动轴与十字轴万向节设计要求

1.1 结构方案选择

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太大。当夹角增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。

普通的十字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，十字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成。

1.2 计算传动轴载荷

由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间

①按发动机最大转矩和一档传动比来确定

T se1=k d T emax ki1i fη/n

T ss1= G2 m’2φr r/ i0i mηm

根据富利卡2.0数据，

发动机最大转矩T emax=156Nm

驱动桥数n=1，

发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.85，

液力变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1.615,

满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*1970*9.8=12548.9N，

发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3，

轮胎与路面间的附着系数φ=0.85，

车轮滚动半径r r=0.35,

主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m=1,

主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.9*0.85=0.765，

因为0.195 m a g/T emax>16,f j=0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d=1，主减速比i0=4.5

所以：

T se1=k d T emax ki 1i f η/n=1*1561.615*4.5*1*0.851

=963.671N T ss1= G 2 m ’2φr r / i 0i m ηm =12548.9*1.3*0.85*0.354.5*1*0.765

=1409.814N ∵T 1=min{ T se1, T ss1} ∴T 1= T se1=963.671N

1.3 传动轴强度校核

按扭转强度条件

τT =T/W T ≈9550000P n

0.2D c 3(1-(d c /D c )4)≤[τT ]

式中，τT 为扭转切应力，取轴的转速n=4500r/min ，轴传递的功率P=65kw ，

D c =60mm ，d c =81mm 分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得[τ

T ]为15-25 Mpa

∴τT =9550000×6545000.2×603(1-(5260)4)

=7.266 Mpa<[τT ]

故传动轴的强度符合要求

1.4 十字轴万向节设计

① 设作用于十字轴轴颈中点的力为F ，则

F= T 1/2rcos α=

963.6712×65.5×10-3×cos8°=7428.561N

② 十字轴轴颈根部的弯曲应力σ

w 和切应力τ应满足

σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）≤[σw ] τ=4F π(d 21-d 22)

≤[τ]

式中，取十字轴轴颈直径d 1=38.2mm ，十字轴油道孔直径d 2=10mm ，合力F 作

用线到轴颈根部的距离s=14mm ，[σw ]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa ，[τ]

为切应力的许用值，为80-120 Mpa

∴σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）=32×38.2×10-3×7428.561×14×10-3π[(38.2×10-3)4-(10×10-3)4]

=19.094 Mpa<[σw ]

τ=4F π(d 21-d 22) = 4×7428.561π[(38.2×10-3)2-(10×10-3)2

=6.959 Mpa<[τ]

故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件

③ 十字轴滚针的接触应力应满足

σj =272

（1d 1+1d 0）F n L b ≤[σj ]

式中，取滚针直径d 0=3mm ，滚针工作长度L b =27mm ，

在合力F 作用下一个滚针所受的最大载荷F n =4.6F iZ

=4.6×7428.5611×44

=776.622N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 以上时，许用接触应力[σj ]为3000-3200 Mpa

∴σj =272（1d 1+1d 0）F n L b =272[1(38.2×10-3)+1(3×10-3)]×776.62227×10-3

=0.875 Mpa<[σj ]

故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足

④ 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F 作用下产生支承反力，在与十字轴

轴孔中心线成45°的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力σ

w 和扭应力τb 应满足

σw =Fe/W ≤[σw ]

τb =Fa/W t ≤[τb ]

式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,取k=0.246,W=bh 2/6, W t =khb 2, 弯

曲应力的许用值[σw ]为50-80Mpa ，扭应力的许用值[τb ]为80-160 Mpa

∴σw =Fe/W=7428.561×80×10-3

35×10-3×(70×10-3)26

=20.791 Mpa< [σw ]

τb =Fa/W t =7428.56×40×10-3

0.246×70×10-3×(35×10-3)2

=14.086 Mpa<[τb ]

故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求

⑤ 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角α，十字轴的支承结构和材料，

加工和装配精度以及润滑条件等有关。当α≤25°时，可按下式计算（取α

=15°）

η0=1-f （d 1r ）2tan απ=1-0.07（38.265.5）2tan15°π

=99.30%

1.5 传动轴转速校核及安全系数

①传动轴的临界转速为

n k =1.2×108D c 2+d 2c L c 2

式中，取传动轴的支承长度L c =1.5m, d c =70mm, D c =90mm 分别为传动轴轴管的内

外直径, n max =4500 r/min

∴n k =1.2×108×902+702

15002=6080.933 r/min

在设计传动轴时，取安全系数K= n k /n max =1.2-2.0

∴K= n k /n max =6080.9334500=1.351

故符合要求

② 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速要求以外，还应保证有足够的扭转强

度。

轴管的扭转应力τc =16D c T 1π（D c 4-d c 4）

≤[τc ] 式中[τc ]=300 Mpa

∴τc =16×90×10-3×963.6713.14×[(90×10-3)4-(70×10-3)4]

=10.618 Mpa<[τc ]

∴轴管的扭转应力校核符合要求

③ 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力τh ，许用应力一般按安

全系数2-3确定

h = 16T 1πd h 3

式中,取花键轴的花键内径d h =70mm ，外径D h =80mm,

∴τh =16×963.6713.14×(70×10-3)3=14.039 Mpa

④传动轴花键的齿侧挤压应力σy应满足

σy=T1K’/(D h+d h)

(D h-d h)

2L h n0≤[σy]

式中,取花键转矩分布不均匀系数K’=1.35,花键的有效工作长度L h=60mm，花键齿数n0=18,当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力[σy]=25-50 Mpa

∴σy=

963.671×1.35 37.5×5×60×18×10-9

=6.424Mpa <[σy]

∴传动轴花键的齿侧挤压应力σy满足要求

1.6 参考文献：

[1]王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004.8

[2] 纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.5

[3]刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2004.1

[4]羊拯民.传动轴和万向节. 北京：人民交通出版社，1986，10

第二部分 6117客车总体设计

2客车主要数据

2.1尺寸参数：见表1.1

表1.1 6117客车整体尺寸参数

尺寸类型项目参数值

整车外型尺寸总长L

（mm） 11500

整车外型尺寸总宽B

（mm） 24600

整车外型尺寸总高H

（mm） 3200

车厢内部尺寸长L'

（mm） 10500

车厢内部尺寸宽B'

（mm） 2340

车厢内部尺寸高H'

（mm） 2200 底盘布置尺寸轴距L（mm） 5700

底盘布置尺寸前后轮距B

1/B

(mm) 2020/1830

通过性参数最小离地间隙h

min

(mm） 240

2.2质量参数：见表1.2

表1.2 6117客车质量参数表

类别项目参数值

质量参数整车整备质量m

(kg) 11000 质量参数乘员数 60+1

质量参数最大总质量m

(kg) 15000

最大轴载质量前轴G

(kg) 5100

最大轴载质量后轴G

(kg) 9900

2.3发动机技术参数：见表1.3

表1.3 发动机性能参数

类别参数值

发动机类型柴油四冲程、直列六缸、水冷、增压、直喷

额定功率P

(kw) 175

额定功率转速n

(rpm) 1950

最大扭矩T

max

(N·m) 890

最大扭矩时转速n

(rpm) 1650

最大转速(rpm) 2100

全负荷最低燃油消耗量b (g/kw·h) 215

2.4底盘参数：见表1.4

表1.4 底盘参数

项目参数值

底盘型号 D117

离合器单片、干式、膜片弹簧

变速箱机械式、四个前进档、一个倒档，变速比见1.5

悬架系统非独立式，少片变截面钢板弹簧

主减速比 5.091

轮胎 10R20—14PR

行车制动气压双管路鼓式车轮制动器

驻车制动手控阀控制后轮弹簧储能弹力

2.5传动系的传动比：见表1.5

表1.5 变速器的传动比

档位Ⅰ档i

1g Ⅱ档i

Ⅲ档i

Ⅳ档i

Ⅳ档i5g倒档

传动比 6.65 3.77 2.66 1.40 1.00 6.65 3动力性计算

3.1发动机使用外特性

根据发动机厂提供的外特性曲线列成表2.1。

表2.1 发动机外特性参数表

项目参数值

转速Ne(rpm) 600 900 1200 1500 1800 2100 功率Pe(kw) 48.50 75.09 102.21 128.98 154.78 175.21 转矩Ttq(N ·m) 771.9 796.8 813.4 821.17 821.17 796.8 燃油消耗量b(g/kw ·h) 224 220 217 215 215 217

3.2车轮滚动半径

轮胎：10R20-14PR

式中，F 为计算常数，子午线胎F=3.05，

d 为E.T.R.T.O.会员生产轮胎的自由直径，d=1055mm 。

3.3滚动阻力系数f

为计算方便，近似取f=0.015

3.4空气阻力系数和空气阻力

客车空气阻力系数取值在0.5∽0.8

本车的空气阻力系数C D =0.7

迎风面积A ≈B B H B =2.46?3.2=7.872（m 2）

式中：B B 为汽车总宽2460mm ，H B 为汽车的总高3200mm 。

3.5机械效率

T η=变η主η传η ()22-

式中：变η为变速器传动效率，近似取95%

主η为主减速器传动效率，取96%

传η为万向节传动效率，两个万向节为96%

∴T η=变η主η传η=95%?96%?96%=0.876=87.6%

3.6计算动力因数

各档的动力因数的计算按下列的公式计算：

Ua = 0.377g

r i i r Ne ··0（km/h ） ()23- Ft = r

g tq r i i T η···0（N ） ()24- Fw = 2··21.15

D a C A U （N ） ()25- D = G F F W t - = ·t W a F F m g -

()26- 式中：i g ——各档传动比

G ——汽车总重

Ua ——车速

Ft ——驱动力

Fw ——空气阻力

D ——动力因数

各档的动力因数见表2.2－2.6：

表2.2 Ⅰ档的计算结果

项目参数值

Ua(km/h) 3.42 5.13 6.84 8.55 10.26 11.97 Ft(N) 44712 46154 47115 47565 47565 46154 Fw(N) 3.0 6.9 12.2 19.0 27.4 37.3

D 0.304 0.314 0.320 0.323 0.323 0.314

表2.3 Ⅱ档的计算结果

项目参数值

Ua(km/h) 6.0 9.1 12.1 15.1 18.1 21.1

Ft(N) 25348 26165 26711 26966 26966 26165

Fw(N) 9.4 21.6 38.1 59.4 85.4 116.0 D 0.172 0.178 0.181 0.183 0.183 0.177

表2.4 Ⅲ档的计算结果

项目参数值

Ua(km/h) 8.6 12.8 17.1 21.4 25.7 29.9

Ft(N) 17885 18462 18846 19026 19026 18462

Fw(N) 19.3 42.7 76.2 119.3 172.1 232.9

D 0.122 0.125 0.128 0.129 0.128 0.124

表2.5 Ⅳ档的计算结果

项目参数值

Ua(km/h) 16.2 24.4 32.5 40.6 48.7 56.9

Ft(N) 9413 9717 9919 10014 10014 9717

Fw(N) 68.4 155.1 275.2 429.5 617.9 843.5

D 0.064 0.065 0.067 0.065 0.064 0.060

表2.6 Ⅴ档的计算结果

项目参数值

Ua(km/h) 22.7 34.1 45.5 56.9 68.2 79.6

Ft(N) 7675 7923 8088 8165 8165 7923

Fw(N) 134.3 303.0 539.4 843.5 1211.8 1650.8

D 0.051 0.052 0.051 0.050 0.047 0.043

根据各档的计算结果，画出6117客车的动力特性图，如图2.1所示。

图2.1 6117客车的动力特性图

各档动力因数D与Ua的关系式如下：

DⅠ

=-0.00003310535831U4a+0.00103393087701U3a-0.01237874664544U2a+0.06884896 286840U a+0.16987738236907

DⅡ

= -0.00000147000966 U4a+ 0.00007330845017 U3a -0.00140989049261 U2a+

0.01315178340974 U a+ 0.12991480323371

DⅢ

= 0.00000004917596 U4a-0.00000556855541 U3a

+0.00015589102054U2a-0.00091726403694 U a+ 0.12161908181954

DⅣ=

0.00000000515519U4a -0.00000083866696 U3a + 0.00003836210019U2a

-0.00050945190873 U a+ 0.06532208359304

D Ⅴ=

-0.00000000119598U 4a + 0.00000023847931 U 3a -0.00002132626095U 2a + 0.00081351640208U a + 0.04107841201111

各档的最大动力因数见表2.7：

表2.7 各档的最大动力因数

档位 Ⅰ档 Ⅱ档 Ⅲ档 Ⅳ档 Ⅴ档最大动力因数D max 0.324 0.183 0.129 0.067 0.052

3.7确定最高车速

最高车速由下式求得： D = ψ + g δdt dUa ?

()27- 式中：δ——旋转质量转换系数 , ψ = f(cos α+sin α)

()28-

该车在良好水平路面上达到最高车速时， α = 0 ， dt

dUa = 0 。故 D = f 最高车速为发动机给定的最大转速n=2100r/min 时所对应的最高车速，其计算式为： Ua = 0.3770

··i i n r g r ? = 0.3770.512*21005.091*1 = 79.6(km/h) 3.8确定最大爬坡度

max 1α = arcsin 222max 1max 111·f f

D f D ++-- = 18.0 ()29-

i max 1= tan max 1α = tan22.6 = 32.5% ()210-

同理，可算出各档的最大爬坡度，见下表2.8：

表2.8 各档最大爬坡度

档位 Ⅰ档 Ⅱ档 Ⅲ档 Ⅳ档 Ⅴ档最大爬坡度i max 1 32.5% 17.1% 11.5% 5.2% 3.7%

3.9确定加速时间

直接档的加速时间由下式确定 g f D j ?-=δ

()211- 式中：j ——加速度

δ——旋转质量换算系数，直接档为1.06

采用直接档由稳定车速30km/h 加速到70km/h 所需时间由下式积分得到： t= 13.6∫70301j dU a = 1.063.6×9.8∫70301D Ⅴ-0.018

dU a =24.4S

4燃油经济性计算

滚动阻力：F f = Gf

= m B gf = 15000?9.8?0.015 = 2205 (N)

空气阻力：F w = C D AU 2

a /21.25

= 0.7?7.872?502/21.15 = 651.348 (N)

汽车等速行驶消耗的功率为： P = T a

w f U F F η3600)(+ = (2205+651.348)*503600*0.876

= 45.3 (kw) ()31- 等速百公里油耗为： Q = γ

··02.1·Ua b P ()32- 式中：b ——燃油消耗率；由发动机特性可知b ≤224g/(kw ·h)，按b=224算。

γ——柴油比重，去γ=8.1N/L 。

∴ Q = γ··02.1·Ua b P = 45.3*2241.02*50*8.1 =24.56 (L/100km)

5制动性能计算

5.1最大减速度j max

紧急制动时，前后轮同时拖滑，制动力为：

F = ?G

()41- 式中：?——路面附着系数，取?=0.7

j max = F/m B = ?g = 0.7?9.8 = 6.86 (m/s 2)

5.2制动距离S

S = U 0（t 1+0.5t 2）/3.6 + max

92.25j U

()42- = 50?(0.05+0.5?0.4)/3.6 + 86.692.25502

? = 17.53(m)

式中：U 0——制动初速度，U 0=50km/h

t 1——制动迟滞时间，对于气压制动，t 1=0.05s

t 2——制动器作用时间，对于气压制动，t 2=0.4s

同理，可得到制动初速度为30km/h 的制动距离：

S = 30?(0.05+0.5?0.4)/3.6 + 86.692.25302

= 7.14 (m)

5.3上坡路上的驻坡坡度i max 1

i max 1= ?L 1/(L-?H g ) ()43-

式中： L ——轴距，L=4000mm

L 1——重心到前轴距离，L

2L =

9900

15000?5700 = 3762(mm)?——路面附着系数，取?=0.7

——质心高度，H

=1311mm

∴ i

max

= 0.7?3762/（5700-0.7?1311）

= 0.55

= 55%

5.4下坡路上的驻坡坡度i

max

2= ?L

/(L+?H

) ()

= 0.7?3762/（5700+0.7?1311）

= 0.40

= 40%

6稳定性计算

6.1纵向倾覆坡度

保证该车在上坡时不发生纵向倾覆，则不发生纵向倾覆最大坡角必须满足：

max = L

()

式中：L

2——重心到后轴距离，L

=L-L

=5700-3762=1938 (mm)

∴ i max= L

2/H

= 1938/1311 = 1.478

即i max= 147.8%

该车最大坡度为i

max

=55%，远小于144.1%，故不会后翻。

该车不倒溜的最大坡度为i max=?=70%

由于i

max

< 70% ，所以该车是先打滑后倒溜，该车是安全的。

6.2横向倾覆坡度

保证该车在坡道上不发生横向倾覆，则不发生横向倾覆的最大坡度角必须满足：

i max =

g H B B L L B 2)(1311-+ ()52- 式中：B 1——前轮轮距，B 1=2020mm

B 3——后轮双胎外胎中心距，B 3=1830+278*2+15*2mm =2416 mm

H g ——质心高度，H g =1311mm

∴ i max = 37625700(2416-2020)+20202*1311

= 0.870 即i max = 87.0%

轻型商用车传动轴及万向节毕业设计

摘要汽车的万向传动轴是由传动轴、万向节两个主要部件联接而成，在长轴距的车辆中还要加装中间支承。万向传动轴主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。在本世纪初万向节与传动轴的发明与使用，在汽车工业的发展中起到了极其重要的作用。随着汽车工业的发展，现代汽车对万向节与传动轴的效率、强度、耐久性和噪声等性能方面的设计及计算校核要求也越来越严格。本毕业设计将依据现有生产企业在生产车型(CA1041)的万向传动装置作为设计原型。在给定整车主要技术参数以及发动机、变速器等主要总成安装位置确定的条件下，对整车结构进行了分析，确定了传动轴布置方案，采用两轴三万向节带中间支承的布置形式。在确定了传动方案后，对传动轴、万向节总成、中间支承总成进行设计，使该总成能够在正常使用的情况及规定的使用寿命内不发生失效。关键字：传动轴；万向节；中间支承；设计；校核

ABSTRACT The universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotation movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand that the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip the conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined. Two shaft-three cardin joints is adapted.After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure. Keywords：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification

万向传动轴设计说明书

汽车设计课程设计说明书设计题目：上海大众-桑塔纳志俊万向传动轴设计 2014年11月28日

目录 1前言 2设计说明书 2.1原始数据 2.2设计要求 3万向传动轴设计 3.1万向节结构方案的分析与选择3.1.1十字轴式万向节 3.1.2准等速万向节 3.2万向节传动的运动和受力分析3.2.1单十字轴万向节传动 3.2.2双十字轴万向节传动 3.2.3多十字轴万向节传动 4 万向节的设计与计算 4.1 万向传动轴的计算载荷 4.2传动轴载荷计算

4.3计算过程 5 万向传动轴的结构分析与设计计算 5.1 传动轴设计 6 法兰盘设计

前言万向传动轴在汽车上应用比较广泛。发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴。本设计注重实际应用，考虑整车的总体布置，改进了设计方法，力求整车结构及性能更为合理。传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化；万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输；万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化轴与轴之间的角度。

2 设计说明书 2.1 原始数据最大总质量：1210kg 发动机的最大输出扭矩：Tmax=140N·m（n=3800r/min）；轴距：2656mm；前轮胎选取：195/60 R14 、后轮胎规格：195/60 R14 长*宽*高（mm）：4687*1700*1450 前轮距（mm)；1414 后轮距(mm):1422 最大马力(pa):95 2.2 设计要求 1．查阅资料、调查研究、制定设计原则 2．根据给定的设计参数(发动机最大力矩和使用工况)及总布置图，选择万向传动轴的结构型式及主要特性参数，设计出一套完整的万向传动轴，设计过程中要进行必要的计算与校核。 3．万向传动轴设计和主要技术参数的确定（1）万向节设计计算（2）传动轴设计计算（3）完成空载和满载情况下，传动轴长度与传动夹角变化的校核 4．绘制万向传动轴装配图及主要零部件的零件图 3 万向传动轴设计 3.1 万向节结构方案的分析与选择 3.1.1 十字轴式万向节普通的十字轴式万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。

万向传动轴设计说明书

目录（一）万向传动轴设计 1.1 概述 (02) 1.1 结构方案选择 (03) 1.2 计算传动轴载荷 (04) 1.3 十字轴万向节设计 (05) 1.4 传动轴强度校核 (07) 1.5 传动轴转速校核及安全系数 (07) 1.6 参考文献 (09)

概述万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2.保证所连接两轴尽可能等速运转。 3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。

1.传动轴与十字轴万向节设计要求 1.1 结构方案选择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太大。当夹角增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。普通的十字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，十字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成。 1. 组成：由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成 2. 特点：结构简单、强度高、耐久性好、传动效率高、成本低，但夹角不宜过大。 3.轴向定位方式：盖板式卡环式瓦盖固定式塑料环定位式 4. 润滑与密封：双刃口复合油封多刃口油封

1.2 计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于转向驱动桥中 ①按发动机最大转矩和一档传动比来确定 T se1=k d T emax ki1i f i0η/n T ss1= G1 m’1υr r/ 2i mηm 发动机最大转矩T emax=186Nm 驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.89，液力变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1, 满载状态下一个转向驱动桥上的静载荷G1=50%m a g=0.5*1747*9.8=8530.9N，满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*1747*9.8=11128.39N，发动机最大加速度的前轴转移系数m’1=0.8 发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3，轮胎与路面间的附着系数υ=0.85，车轮滚动半径r r=0.35, i=3.6 变速器一挡传动比 1 i=1 分动器传动比 f 主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m=0.55, 主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.98x0.96=0.94 因为0.195 m a g/T emax>16,f j=0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d=1，主减速

重型载货汽车万向传动轴设计方案说明书

汽车设计课程设计说明书题目：重型载货汽车万向传动轴设计姓名：xx 学号：200924xxxx 同组者：xxxxxx 专业班级：09车辆工程2班指导教师：xxxxxxxx

商用汽车万向传动轴设计摘要万向传动轴在汽车上应用比较广泛。发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴。本设计注重实际应用，考虑整车的总体布置，改进了设计方法，力求整车结构及性能更为合理。传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化；万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输；万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化轴与轴之间的角度。目录一、概述 (04)

二、货车原始数据及设计要求 (05) 三、万向节结构方案的分析与选择 (06) 四、万向传动的运动和受力分析 (08) 五、万向节的设计计算 (11) 六、传动轴结构分析与设计计算 (17) 七、参考文献 (20) 一、概述汽车上的万向传动轴一般是由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。主要是用于在工作过程中相对位置不断变化的两根轴间传递转矩和旋转运动。在动机前置后轮驱动的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动<图1—1a、b）。当驱动桥与变速器之间相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界速度以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两段或三段，万向节用三个或四个。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。

传动轴和万向节设计2

目录（一）传动轴与十字轴万向节设计 1.1结构方案选择 (03) 1.2计算传动轴载荷 (03) 1.3传动轴强度校核 (04) 1.4十字轴万向节设计 (04) 1.5传动轴转速校核及安全系数 (06) 1.6参考文献 (08) (二）半承载式城市客车总体设计 2客车主要数据 (08) 2.1尺寸参数 (08) 2.2质量参数 (09) 2.3发动机技术参数 (09) 2.4底盘参数 (10) 2.5传动系的传动比 (10)

3.1发动机使用外特性 (11) 3.2车轮滚动半径 (11) 3.3滚动阻力系数f (11) 3.4空气阻力系数和空气阻力 (11) 3.5机械效率 (11) 3.6计算动力因数 (12) 3.7确定最高车速 (15) 3.8确定最大爬坡度 (15) 3.9确定加速时间 (16) 4燃油经济性计算 (16) 5制动性能计算 (17) ……………………………………… .17 5.1最大减速度j m ax 5.2制动距离S (17) (17) 5.3上坡路上的驻坡坡度i m ax 1 (18) 5.4下坡路上的驻坡坡度i 2 m ax 6稳定性计算 (18) 6.1纵向倾覆坡度 (18)

第一部分 1.传动轴与十字轴万向节设计要求 1.1 结构方案选择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太大。当夹角增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。

普通的十字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，十字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成。 1.2 计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间 ①按发动机最大转矩和一档传动比来确定 T se1=k d T emax ki1i fη/n T ss1= G2 m’2φr r/ i0i mηm 根据富利卡2.0数据，发动机最大转矩T emax=156Nm 驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.85，液力变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1.615, 满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*1970*9.8=12548.9N，发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3，轮胎与路面间的附着系数φ=0.85，车轮滚动半径r r=0.35, 主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m=1, 主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.9*0.85=0.765，因为0.195 m a g/T emax>16,f j=0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d=1，主减速比i0=4.5

汽车万向传动轴设计

分类号：U463 单位代码：10452 本科专业职业生涯设计规划人生方向实现人生梦想汽车万向传动轴设计姓名学号年级 2007级专业车辆工程系（院）工学院指导教师 2011年 4 月 1 日

目录第一部分 (4) 规划人生方向实现人生梦想 (4) 前言 (4) 1 自我分析 (4) 1.1个性特征分析 (4) 1.1.1 性格特征分析 (5) 1.1.2 兴趣爱好分析 (5) 1.2 个人能力分析 (5) 1.2.1 能力优势 (5) 1.2.2 能力弱势 (5) 1.3 价值观分析 (5) 1.3.1 人生价值观分析 (6) 1.3.2 职业价值观分析 (6) 2 环境分析 (6) 2.1 家庭环境分析 (6) 2.2 学校环境分析 (6) 2.3 社会环境分析 (7) 2.4 临沂环境分析 (7) 3 毕业打算及具体计划 (7) 3.1 做一公务人员 (7) 3.2 考研 (7) 3.3 自主创业 (7)

4 具体各阶段规划 (8) 4.1 2010年—2013年（短期目标） (8) 4.2 2014年—2019年（中期目标） (8) 4.3 2019年—退休 (9) 5 最后总结 (9) 第二部分 (9) 汽车万向传动轴设计 (9) 中文摘要 (9) ABSTRAT (10) 1概论 (11) 2华利微型客车TJ6350汽车原始数据及设计要求 (12) 3 万向传动轴的结构特点及基本要求 (13) 4 万向传动轴结构方案的分析 (15) 4.1 基本组成的选择 (15) 4.2 万向传动轴的计算载荷 (17) 5 万向传动的运动和受力分析 (18) 5.1 单十字万向节传动 (19) 5.1.1运动分析 (19) 5.1.2 附加弯曲力偶矩的分析 (20) 5.2 双十字轴万向节传动 (21) 6 万向传动轴的选择 (23) 6.1 传动轴管的选择 (23) 6.2 伸缩花键的选择 (23)

轿车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计

汽车设计课程设计题目轿车传动系统总体方案及万向传动轴的设计院（系）机械与汽车工程学院专业车辆工程（新能源）年级2011级学生姓名学号指导教师邓利军二○一四年六月

摘要汽车传动系统的基本功用是将发动机发出的动力传给驱动车轮。组成现代汽车普遍采用的是活塞式内燃机，与之相配用的传动系统大多数是采用机械式或液力机械式的。普通双轴货车或部分轿车的发动机纵向布置在汽车的前部，并且以后轮为驱动轮，其传动系统的组成和布置发动机发出的动力依次经过离合器、变速器(或自动变速器)和由万向节与传动轴组成的万向传动装置，以及安装在驱动桥中的主减速器、差速器和半轴，最后传到驱动车轮。传动系统的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车能在不同使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。关键词：离合器、变速器、万向节传动轴、驱动桥、主减速器、差速器、半轴、驱动车轮

Abstract The basic issue of Automotive driveline is to driving force from the engine to drive wheels. The modern Motor commonly used is the piston-type internal combustion engine and usually use mechanical drive system or hydraulic mechanical drive system to match with it. The engine of General biaxial goods or part of the vertical layout are in the front of the car, and use the rear wheel for driving wheel, the composition of the drive system and arrangement of the engine power to issue the order after clutch、gearbox (or automatic transmission) and the drive shaft gear which make up of the universal section and the composition, and the main reducer which installed on the drive axle 、 differential and axle, and finally is the drive wheels.The primary tasks of transmission is to work together with the engine for ensure that the use of motor vehicles to normal in different traffic conditions, and has good power and fuel economy. Key words: Clutch, transmission, drive shaft universal joints, drive axle, main reducer, differential, axle, drive wheels

汽车万向传动轴设计技术毕业设计说明书

目录 1.1 汽车万向传动轴的发展与现状 (2) 1.2 万向传动轴设计技术综述 (2) 2 万向传动轴结构方案确定 (4) 2.1 设计已知参数 (4) 2.2 万向传动轴设计思路 (6) 2.3 结构方案的确定 (6) 3 万向传动轴运动分析 (9) 4 万向传动轴设计 (10) 4.1 传动载荷计算 (10) 4.2 十字轴万向节设计 (12) 4.3滚针轴承设计 (13) 4.4传动轴初步设计 (14) 4.5 花键轴设计 (15) 4.6 万向节凸缘叉连接螺栓设计 (16) 4.7 万向节凸缘叉叉处断面校核 (17) 5基于UG的万向传动轴三维模型构建 (18) 5.1万向节凸缘叉作图方法及三维图 (18) 5.2万向节十字轴总成作图方法及三维图 (21) 5.3 内花键轴管与万向节叉总成作图方法及三维图 (25) 5.4 花键、轴管与万向节叉总成作图方法及三维图 (2624) 5.5万向传动轴总装装配方法及三维图 (27) 6 万向传动装置总成的技术要求、材料及使用保养 (29) 6.1普通万向传动轴总成的主要技术要求 (29) 6.2万向传动轴的使用材料 (29) 6.3 传动轴的使用与保养 (30) 7 结论 (31) 总结体会 (32) 谢辞 (33) 附录1外文文献翻译 (34) 附录2模拟申请万向传动轴专利书 (48) 【参考文献】 (52)

1引言 1.1 汽车万向传动轴的发展与现状万向传动装置的出现要追溯到1352年，用于教堂时钟中的万向节传动轴。1663年英国物理学家虎克制造了一个铰接传动装置，后来被人们叫做虎克万向节，也就是十字轴式万向节，但这种万向节在单个传递动力时有不等速性。1683年双联式虎克万向节诞生，消除了单个虎克万向节传递的不等速性，并于1901年用于汽车转向轮。上世纪初，虎克万向节和传动轴已在机械工程和汽车工业中起到了极其重要的作用。1908年第一个球式万向节诞生，1926年凸块式等速万向节出现，开始用于独立悬架的前轮驱动轿车和四轮驱动的军用车的前轮转向节。1949年由双联式虎克万向节演变而来的三销式万向节开始被使用在低速的商用车辆上。直到现在，根据在扭转方向是是否有明显的弹性，万向节可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式传递动力，又分成不等速万向节（常用的为十字轴式）、准等速万向节（双联式、二销轴式等）和等速万向节（球叉式、球笼式等）；挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。万向传动装置已经可以满足飞速发展的汽车科技[]1。 1.2 万向传动轴设计技术综述汽车万向传动装置一般由万向节和传动轴以及中间支撑等组成，它主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。以内燃机在作为动力的机械传动汽车中，万向传动装置是其传动系中必不可少的部分。万向传动装置设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系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。只有合理的设计，才能保证汽车在各种工况和路面条件下可靠地传递动力。在汽车高速行驶的时候，万向传动装置也在伴随着高速旋转，并且源源不断的将动力从变速器的输出端输送到主减速器上。因此，万向传动装置的设计就显得十分重要，设计必须保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，能可靠而稳定地传

汽车设计简答计算备考复习

第二章离合器设计 1．某厂新设计一载重量为 4t 的在乡间道路行驶的货用汽车，其发动机为 6100Q 水冷柴油机，发动机最大扭矩T emax =340N ·m/1700~1800 转 / 分，最高转速为3500转 / 分。试初步确定离合器的结构型式及主要尺寸。（取 μ = ）解： ①该汽车为载重车，使用条件可能比较恶劣，又是柴油机，起动时工作比较粗暴，转矩不平稳，因此选后备系数β=； ②采用单片离合器，摩擦片材料用粉末冶金铜基材料，摩擦因数f=，摩擦片上单位工作压力p 0=； ③发动机最大转矩T emax =340 N ·m ，取直径系数K D =16，按经验公式计算摩擦片外径D ： 05.29534016max ===T K e D D mm ，取D=300mm ；摩擦片内径d==180mm ；最大转矩时摩擦片最大圆周速度s m s mm Dn v /65/235560/350015014.360/max <=??==π，符合圆周速度要求。 ④摩擦片厚度取b=； ⑤压紧弹簧采用推式膜片弹簧，静摩擦力矩m N T T e c ?=?==5443406.1max β， ⑥按加载点半径要求：(D+d)/4

汽车万向传动轴设计

第一章万向传动轴的结构特点及基本要求万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。传动轴的长度和夹角及它们的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，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。图 1-1 变速器与驱动桥之间的万向传动装置基本要求： 1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2.保证所连接两轴尽可能等速运转。

3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等第二章万向传动轴的应用在现代汽车的总体布置中，发动机、离合器和变速箱连成一体固装在车架上，而驱动桥则通过弹性悬架与车架连接。由此可见，变速器输出轴轴线与驱动桥的输入轴轴线不在同一平面上。当汽车行驶时，车轮的跳动会造成驱动桥与变速器的相对位置(距离、夹角)不断变化，故变速器的输出轴与驱动桥的输入轴不可能刚性连接，必须安装有万向传动装置。图2-1 万向传动装置在汽车传动系统中的应用与布置万向传动轴在汽车上的应用比较广泛。发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动器输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴；某些汽车根据总布置要求需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以常采用十字轴万向传动轴或挠性万向传动轴；对于转向驱动桥，左、右驱动轮需要随汽车行驶

万向传动轴设计实例

万向传动轴设计说明书

目录一、概述 (04) 二、货车原始数据及设计要求 (05) 三、万向节结构方案的分析与选择 (06) 四、万向传动的运动和受力分析 (08) 五、万向节的设计计算 (11) 六、传动轴结构分析与设计计算 (17) 七、法兰盘的设计 (19) 八、参考文献 (20)

一、概述汽车上的万向传动轴一般是由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。主要是用于在工作过程中相对位置不断变化的两根轴间传递转矩和旋转运动。在动机前置后轮驱动的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动（图1—1a、b）。当驱动桥与变速器之间相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界速度以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两段，万向节用三个。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。在转向驱动桥中，由于驱动桥又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这是多采用球叉式和球笼式等速万向节传动（图1—1c）。当后驱动桥为独立悬架结构时也必须采用万向节传动（图1—1d）。万向节按扭转方向是否有明星的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节两类。刚性万向节又可分为不等速万向节（常用的为普通十字轴式），等速万向节（球叉式、球笼式等），准等速万向节（双联式、凸块式、三肖轴式等）。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力，保证所连接两轴尽可能同步运转，由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。

十字轴式万向节传动轴总成设计规范

十字轴式万向节传动轴总成设计规范 1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的设计。 2规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。 QC/T 523 《汽车传动轴总成台架试验方法》 QC/T 29082《汽车传动轴总成技术条件》 3术语和定义 3.1 传动轴：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。 3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。 3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。 4目标性能 4.2传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力； 4.2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内； 4.3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 5 设计方法 5.1 设计计算涉及的参数具体参数见表（一）、表（二）表（一）计算参数

表（二）需校核的参数 5.2 传动轴的布置 5.2.1 传动轴总成在整车上的布置，见图1 图 1 传动轴在整车上的布置图如图1所示，万向传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。采用普通十字轴万向节，其工作角度一般不大于3o～5o。前置发动机后轮驱动的汽车在行

万向传动装置课程设计说明书

汽车设计课程设计说明书 2014年09月05日

目录 1 前言 (2) 2 万向传动装置设计 (3) 2.1 万向传动装置的结构方案设计 (3) 2.1.1 主要参数的选择 (3) 2.1.2 总体设计方案 (3) （1）传动轴管的选择 (4) （2）伸缩花键的选择 (4) （3）万向节分析 (5) （4）中间支承结构分析与设计 (5) 2.2 万向节的设计与强度校核 (6) 2.2.1 万向节结构与尺寸设计 (6) （1）基本构造与基本原理 (6) （2）确定十字轴尺寸 (6) （3）滚针轴承的设计与校核 (6) 2.2.2 十字轴万向节强度校核 (6) 2.3 万向传动轴设计及强度校核 (7) 2.3.1 万向节传动轴结构与尺寸设计 (7) 2.3.2 万向节传动轴强度校核 (7) 3参考文献 (10)

前言本次课程设计的任务是对一汽解放CA1130PK2L2进行万向传动轴的设计、研究。在指导老师的细心指导下，通过对汽车万向传动装置的了解，进一步进行万向传动轴的设计。通过实际的市场调查和客观的实际观察，全面了解万向传动轴的结构，充分了解到万向传动装置的工作原理与意义，及其在汽车行驶中的重要作用。在汽车的正常工作中，是一个必不缺少的部件，也是一个不可替代的关键部件。对于万向传动轴的研究，有很大的发展空间，具有相当大的研究意义。在充分与指导老师讨论、研究后，故选此课题进行设计任务时，分析了万向传动装置类型的，根据题目所要求的原始数据要求，确定了所选用万向传动轴的种类。在初定各个部件的相关尺寸后，根据要求进行了校核，确定了所设计部件的尺和参数，并选择了零部件的材料本文介绍了一汽解放CA1130PK2L2 型货车的万向传动装置的结构和工作原理，及相关参数的确定。全文的中心内容共分为三章：第一章为一汽解放CA1130PK2L2汽车原始数据及设计要求；第二章十字轴的结构特点及基本特点和设计要求；第三章为万向传动轴结构方案的分析及设计；在原始数据确定的前提下，设计所要完成的任务有：查找、收集相关资料，进一步确定万向传动装置的基本尺寸的选取、材料选择和传动过程中的接触应力等工作，其中传动过程中零件内部的接触应力最为关键，在此文中着重做到了应力校核这一步。最后的工作是工程制图，实实在在的电脑绘图，发现了一些知识点的死角，都进行一定程度的纠正，验证了许多以前只有在书本上学的知识点。

传动轴和万向节设计

目录传动轴与十字轴万向节设计 1.1结构方案选择 (02) 1.2计算传动轴载荷 (03) 1.3传动轴强度校核 (04) 1.4十字轴万向节设计 (04) 1.5传动轴转速校核及安全系数 (07) 1.6参考文献 (09)

1.传动轴与十字轴万向节设计要求 1.1万向传动轴总体概述万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转..。传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转速达3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层技术来减小滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的10~40倍，而滑移阻力将产生振动。为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花键产生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。传动布置型式的选择万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系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一个平面内。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。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动[7]。图2.1为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。（a）单轴双万向节式

传动轴结构分析与设计

传动轴结构分析与设计传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。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，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，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的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，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速为 22 2 8 10 2.1 C c C k L d D n + ? = (4—13) 式中，n k为传动轴的临界转速(r／min)；L C为传动轴长度(mm)，即两万向节中心之间的距离；d c和D c分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计传动轴时，取安全系数K=n k／n max=1.2～2.0，K=1．2用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时，n max为传动轴的最高转速(r／min)。由式(4—13)可知，在D c和L c相同时，实心轴比空心轴的临界转速低，且费材料。另外，当传动轴长度超过1．5m时，为了提高n k以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切应力τc应满足

传动轴的原理

十字轴式万向传动轴的原理及其结构十字轴式万向传动轴是应用于两相交轴或两平行轴之间的动力或运动的传递装置。由于它结柯简单、运行可靠、使用维护方便而被广泛应用于各类机械传动中。如：交通运输，建筑工程．冶金矿山、轧钢以及军工器械等。其传避的扭矩小至几N ·m ，大到几百kN ·m ，它的结构也从单接头，双接头发展到多根联接的万向传动链。图1是常见的双接头万向传动轴属于刚性非等速率传椭十字轴式万向传动轴。使用于不同场台的传动轴，其结构型式和技术性能要求也有所不同。准确、台理地选用和维护传动轴，对保证机槭稳定、可靠地运行以及延长其使用寿命十分重要。一、传动轴的运动特性一套完整的传动轴是由不同数量的万向节以不同的联接方式组合而成。 1、单接头万向节的运动特性图2是单接头万向传动轴的原理图。它由两个分别与主动轴和从动轴相连接的叉头与一个轴承组成，两轴成一定的角度β相交。Β称为输入或输出轴的轴间折角。由图2可以看到，当主动轴旋转一周时，从动轴也旋转一周，因而它们的旋转周数始终相等，即传动比始终等于1。但是，当我们观察其瞬时传动情况时会发现，由于轴间折角的存在，它的传动比是变化的，即当主动轴以角速度ω1匀速转动时，从动轴由于叉子所处的位置不同而以ω2转动，并且随着叉子角位移φ1的变化而变化： ()[]1 2122sin cos 1/cos ωβ?βω?-= 角速度的差异必然出现二轴转角的差异 ()211cos ?β?tg tg -= 图3为单接头万向轴的运动特性描述，从图中我们可以得出如下结论：图1 双接头万向传动轴

（1）由于轴f可折角的存在(β≠0，其瞬时的传动比发生变化(i≠1），并以输人轴转角的π为周期交替变化，表明输入、输出轴之间为等周数而非等速率传动。（2）轴间折角越大，瞬时传动比变化也越大，当轴间折角趋于9O°时，传动比趋于零，表明机构将会卡死，不能传动。（3）角位移差的存在，表明输入、输出轴之间出现异相，从而产生传动误差，降低了两轴间的传动精度。（4）从动轴角速度的变化，必产生角加速度，由此系统的附加惯性矩引起冲击和振动，从而影响传动效率，降低机械及传莉轴的使用寿命。（5）结构上的对称性，可以实现逆向传动。 2、双接头万向节和双联接万向节的运动特性图4所示是按下列条件组合两个单接头万向节而形成的双接头十字轴式万向传动轴的结构。其组合条件是轴同折角必须相等β1=β2；中间联接轴两端叉头的轴承孔中心必须处在同一平面内；主，从动轴和中间联接轴的轴线必须处在同一平面内。由图4我们可以看到．双接头万向轴与单接头万向轴在运动特性上的区别：（1）传动过程中两个万向节的不等速性互补，正好实现主、从动轴之间的等速率传动，即ω1=ω2；（2）中间联接轴仍然具有不等角速度转动的特点。因而，上述的组合条件称为十字轴式万向传动轴的等速条件。图5是按等速条件组成的双联中心球节十字轴式万向传动轴。图2 单接头万向节的原理

解放CA1041万向传动装置设计

` 摘要汽车的万向传动轴是由传动轴、万向节两个主要部件联接而成，在长轴距的车辆中还要加装中间支承。万向传动轴主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。在本世纪初万向节与传动轴的发明与使用，在汽车工业的发展中起到了极其重要的作用。随着汽车工业的发展，现代汽车对万向节与传动轴的效率、强度、耐久性和噪声等性能方面的设计及计算校核要求也越来越严格。本毕业设计将依据现有生产企业在生产车型(CA1041)的万向传动装置作为设计原型。在给定整车主要技术参数以及发动机、变速器等主要总成安装位置确定的条件下，对整车结构进行了分析，确定了传动轴布置方案，采用两轴三万向节带中间支承的布置形式。在确定了传动方案后，对传动轴、万向节总成、中间支承总成进行设计，使该总成能够在正常使用的情况及规定的使用寿命内不发生失效。关键字：传动轴；万向节；中间支承；设计；校核