解放CA1041万向传动装置设计

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` 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

I 黑龙江工程学院本科毕业设计

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

II

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目 录

`摘 要 .................................................................................................................... I ABSTRACT .............................................................................................................. II 第一章 绪 论..................................................................................................... 1

1.1选题的目的和意义........................................................................................... 1 1.2国内外研究现状、发展趋势........................................................................... 1

第2章 方案选择..................................................................................................... 3

2.1解放CA1041轻型货车原始数据 ................................................................... 3 2.2万向传动轴的结构特点和基本要求............................................................... 3 2.3万向节总成主要参数及其选择....................................................................... 5 2.4中间支承的选择............................................................................................... 6 2.5 本章小结.......................................................................................................... 6

第三章 传动轴总成的设计 .................................................................................. 7

3.1万向传动轴结构方案分析............................................................................... 7

3.1.1 基本组成的选择.................................................................................... 7 3.2 万向传动轴的计算载荷.................................................................................. 9 3.3传动轴钢管尺寸的选择................................................. 错误！未定义书签。 3.4传动轴的计算与强度校核............................................. 错误！未定义书签。

3.4.1传动轴的临界速度校核....................................... 错误！未定义书签。 3.4.2传动轴扭转强度计算与校核............................... 错误！未定义书签。 3.5传动轴花键设计............................................................. 错误！未定义书签。

3.5.1主传动轴花键设计............................................... 错误！未定义书签。 3.5.2中间传动轴花键的设计....................................... 错误！未定义书签。 3.6本章小结......................................................................... 错误！未定义书签。

第四章 万向节总成的设计 ................................................ 错误！未定义书签。

4.1万向节类型的选择......................................................... 错误！未定义书签。 4.2十字轴式万向节的结构分析......................................... 错误！未定义书签。

III 黑龙江工程学院本科毕业设计

4.3万向节的受力分析......................................................................................... 10

4.3.1单十字轴万向节的受力分析............................................................... 10 4.3.2双十字轴万向节传动........................................................................... 13 4.3.3多十字轴万向节传动........................................................................... 14 4.4万向节总成主要参数的确定与校核............................................................. 15

4.4.1十字轴................................................................................................... 15 4.4.2滚针轴承............................................................................................... 17 4.5联连接元件的设计......................................................................................... 20

4.5.1联接螺栓............................................................................................... 20 4.5.2万向节叉............................................................................................... 21 4.6本章小结......................................................................................................... 23

第五章 中间支承的设计..................................................................................... 23

5.1中间支承的结构分析与选择......................................................................... 23 5.2轴承的选取..................................................................................................... 25 5.3本章小结......................................................................................................... 26

结 论........................................................................................................................ 27 参考文献 ................................................................................................................... 28 致 谢........................................................................................................................ 29 附 录........................................................................................................................ 30

附录A 英文文献 ................................................................................................. 31 附录B中文翻译 .................................................................................................. 32

IV 黑龙江工程学院本科毕业设计

第一章 绪 论

1.1选题的目的和意义

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势，对汽车节能、舒适与轻量化的要求越来越高。而传动轴及万向节的设计装配不良将产生振动和噪声，增添未能估算在内的符加动载荷，还可能导致传动系不能正常运转和早期破坏，万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一[1]。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，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。

1.2国内外研究现状、发展趋势

传动轴普遍采用具有较高的强度的薄钢板卷焊而成的空心轴，超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管制成。近年来由于对汽车低能耗，低成本的要求越来越高，汽车必须轻量化，汽车变得更易产生振动和噪声。因此对传动系重要组成部分万向节振动特性必须进行分析[2]。目前国内外都将以NVH(噪音，振动，啸声)为设计目标，为了满足这类要求，汽车制造厂对该总成的设计要求越来越严格。随着Matlabl软件的开发，国内对传动轴的设计己从传统设计向模糊可靠性设计发展。基本方法是把传统设计公式中的参量看作随机变量，进行概率计算，从中找出规律，得出合理的校核强度和截面参数。汽车和工程机械用传动轴在高速转动时要产生弯曲振动。因此导致共振现象使传动轴断裂.尤其是高速轴。为避免共振产生应进行振动计算。确定其临界转速.常规优化设计是为了使传动轴在工作时不出现共振现象.使传动轴的临界转速尽量避开其实际最高转速。因载荷的随机性及切削加下时下件表而凹凸不平及材料软硬不均。临界转速具有离散性。它不是一个点，而是一个区域。而模糊可靠性设计理论应用于具有振动的传动轴的优化设计中，提出传动轴的模糊可靠性优化设计方法，建立了在满足给定模糊可靠要求设计条件下优化设计数学模型。传动轴模糊可靠性优化设计在设计中，既考虑设计参数的随机性和模糊性，又能进行多参数设计，使设计方案最优，且在设计后能预测新产品的可靠度[3]。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19世纪初虎克式万向节在汽车上应用以来，经过100

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第三章 传动轴总成的设计

3.1万向传动轴结构方案分析

3.1.1 基本组成的选择

通过参考我国微型货车的基本设计参数，选定CA1041微型货车为前置后驱的布置形式，平头驾驶室。因其用途一般，则轴数根据其特点确定为两轴，驱动形式：4х2，后轮驱动。此种布置的优点有：1.容易发现发动机的故障，维修方便；离合器、变速器等操作机构简单，容易布置；货厢地板低平；2.汽车总长和轴距尺寸短；最小转弯直径小；机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室是能改善发动机及其附件的接近性；汽车面积利用率高。

由于本设计适用车型CA1041载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承

在普通汽车传动装置中，因十字轴式刚性万向节结构简单、传动可靠等优点而得到了广泛应用。十字轴式刚性万向节结构简单、强度高、耐久性好，生产性高，生产成本较低，且传动可靠，效率较高，目前允许两传动轴之间的交角一般为15°~20°，在连接角较小时大都使用这种万向节。

十字轴式刚性万向节结构如图

图3-1 十字轴式刚性万向节

在TJ1010微型货车设计中，选定为十字轴式万向传动装置，即采用单节式

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万向传动轴，其两端用普通万向节分别与变速器和驱动桥连接。装配时，要满足：

传动轴两端的万向节叉在同一平面内 ；

输入轴、输出轴与传 动轴的夹角相等，即错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。。

如下图

图3-2 输入轴与输出轴的夹角

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3-3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

（b）两轴三万向节式

图3-3传动轴形式布置

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如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。由于参考车型轴距为2.85米，故选取如图b的传动方案。

综上可确定，解放CA1041轻型货车的万向传动装置设计为：三个十字轴式万向节和两个传动轴。此时的传动轴分段，因此需加中间支撑。

3.2 万向传动轴的计算载荷

传动轴计算扭计算公式如下: T?kdTemaix1? （3.1）

n式中：Temax—发动机最大转矩(N·mm)，Temax?210?103N·mm；

N—计算驱动桥数，CA1041为后桥驱动车辆，所以取n?1；

i1—变速器一挡传动比，CA1041装配的变速器一挡传动比i1?4.91；

?—发动机到万向传动轴之间的传动效率，取??0.96；

kd—猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器kd?1，具有手动操

纵的机械变速器的高性能赛车kd?3，性能系数fj?0 的汽车：

kd?1，fj?0的汽车：kd?2或由经验选定。

性能系数fj计算由下式计算：

fj?mag?mag1??? 当16?0.1950.195?16时 ?100?TTemax??emaxfj?0 当0.195式中：ma—汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量），kg；

mag?16时 TemaxTemax由CA1041技术参数查得：ma?4060Kg，Temax?210N·m。代入

0.195mag得： Temax

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0.195mag4060?9.8?0.195?37.4?16，fj?0，取kd?1。 Temax210将Temax?210?103N·mm、n?1、i1?4.91、??0.96、kd?1代入公式3.1得：

T?kdTemaxi1?1?210?4.91?0.96mm ??989860N·

n1传动轴轴管形势的选择

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，即当某个长度为L的传动轴，在两支点中旋转时，如图3-4所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度）a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则a将再增大。当此轴旋转时，在质量中心

4.3万向节的受力分析

4.3.1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α时，主、从动轴的角速度ω1、ω2 之间存在如下关系：

?1co?s? （4.1） 22?21?sin?cos?1式中：?1—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cos?1是周期为2π的周期函数，所以?1/?2也为同周期的周期函数。当

?1为0、π时，ω2达到最大值，?2max??1/cos?；当?1为?/2、3?/2时，ω2达到最小值，?2min??1/cos?。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[15]。

十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数K来表示：

K??2max??2min?sin?tan? （4.2）

?1如不计万向节的磨擦损失，主、从动轴转矩T1和T2与各自相应的角速度有

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T1?1?T2?2的关系，这样有

1?sin2?cos2?1T2?T1 （4.3）

cos?T2max?T1/cos?；显然，当ω1/ω2最小时，从动轴上的转矩为最大值，当?2/?1最大时，从动轴上的转矩为最小值，T2min?T1/cos?。当T1与α一定时，T2在其最大值与最小值之间每一转变化两次。

具有夹角α的十字轴万向节，由于其主、从动叉轴上的转矩T1 、T2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T1 、T2和矢量互成一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T1之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力矩T? 。同理，从动叉对十字轴也作用有

1从动轴反转矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力矩T?在这四个力矩的作用下，

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?1?0和π位置时，如图4-2（a）,由于T1作用在十字轴轴线平面上，故T?必为零，而T2的作用平面与十字轴不共面，必有T?存在，且矢

12量T?垂直于矢量T2，合矢量T2??T2指向十字轴平面的法线方向，与T1大小相

2等，方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩T?= T1sinα。当主动叉处于?1??2

2和3?位置时图4.2（b）,同理可知T?为零，主动叉上的附加弯矩T?= T1tanα。

221

（a) ?1?0或π时

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（b) ?1＝π/2或3?/2

图4-2十字轴万向节的力矩平衡

分析可知，附加弯矩T?、T?的大小是在零与上述两面最大值之间变化，变

12

化周期为π，即每一转变化再次。T?使从动叉轴支承受周期性变化的径向载荷

2

为：

F2j?T2?T1sin? （4.4） ?L2L2式中：L2—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，T?使主动叉轴支承承受周期性变化

1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：

F2c?T1tan? （4.5）

L2co?s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：

T2G?J2?2 （4.6）

式中，J2—从动叉轴旋转质量的转动惯量；

ε2—从动叉轴的角加速度，可通过对式3.1求导得出：

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?12cos?sin2?sin2?1 （4.7） ?2?(1?sin2?cos2?1)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。应采取有效方法降低此惯性力矩。 4.3.2双十字轴万向节传动

当输入轴与输出轴之间存在夹角α时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动，但必须保证与传动轴相边的两面万向节叉布置在同一平面内，且使两万向节夹角α1与α2相等如图4-3（a）和4-3（c）。

在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴的轴线平行时如图4-2a，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图4-2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴的轴线相交时如图4-2c，传动轴两端万向节叉上所受附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图4-2d，中双点划线的弹性弯曲，因此对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。

（a) Z型布布置示意图

（b) Z型布置时的弯矩图

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（c) W型布置示意图

（d) W型布置时的弯矩图F 图4-3 附加弯矩对传动轴的作

4.3.3多十字轴万向节传动

多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差为：

????2e4sin2(?1??) （4.8）

式中：?e—多万向节传动的当量夹角；

θ—主动叉的初相位角；

?1—主动轴转角

式4.8表明，多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角为?e，而主动叉具有初相θ的单万向节传动一样。

假如多万向节传动和各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或π/2，则当量夹角?e为

?e??21??22??23?? (4.9)

式4.9中，α1、α2、α3等为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定：当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。

为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使?e?0。万向节传动输出轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与

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输出轴相连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，应该让当量夹角?e不大于3?。另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值?e?1应加以限制。对于乘用车，?e?1?350rad/s2；对于商用车，

2222?e2?12?600rad/s2。

4.4万向节总成主要参数的确定与校核

便于设计时确定十字轴总成尺寸，表4.1列出不同吨位载重汽车的十字轴尺寸范围[16]。 4.4.1十字轴

根据该设计车型载质量m=2t，按表4.1初选十字轴长H=90mm，轴颈直颈

d1?22 mm,轴颈长度h=21mm，滚针直径d0?3mm，滚针长度L=18mm，滚针

数n=26，滚针轴承帽外径D=35mm。

十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。

设作用于十字轴轴颈中点的力为F如图4-4所示：

TF? (4 .10)

2rcos?式中：T—万向传动轴计算转矩；

r—合力F作用线到十字轴中心之间的距离；

?—主、从动叉轴的最大夹角

万向传动轴计算转矩T=989860Nmm，r?数据代入公式3.10得：

F?T989860??14759.1N

2rcos?234.5cos15?表4.1推荐选用十字轴尺寸 （mm）

十字轴总成 Hh??34.5mm，?取15?。将22汽车载重 （t） 十字轴 滚针 轴承帽

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H D h d0 L D C 1~1.5 2~2.5 3~4 5~7 90 90 108 127 18 22 25 34 16 21 24 24 3 3 3 3 14 18 18 18 32 35 39 50 4 4 4 4

图4-4十字轴主要尺寸及受力情况

H-十字轴总长；h-轴颈长度；d1-轴颈直径；d2-油孔直径；d0-滚针直径

十字轴轴颈根部的弯曲应力?w和切应力?应满足：

?w?32d1Fs?[?w] （4.11） 44?(d1?d2) ??4F?[?] （4.12） 22?(d1?d2)式中：d1—十字轴轴颈直颈（mm）；

d2—十字轴油道孔直径(mm)；

S—合力F作用线到轴颈根部的距离(mm)；

[?w]—弯曲应力的许用值，[?w]?250~350MPa；

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式中：W、Wt—分别为截面B-B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面

W?bh26，Wt?khb2；椭圆形截面W?bh2/10，Wt?khb2/16；

h、b—分别为矩形截面的高和宽或椭圆形截面的长轴和短轴； k—与h/b有关的系数，按下表4.2选取：

表4.2 系数K的选取

h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312

e—与十字轴轴孔中心线成45?的B-B截面到力F作用线的距离； a—万向节叉中点与B-B截面相垂直平面到力F作用线的距离

如图4-7所示；a=30mm，e=55mm，b=25，h=60mm，r=34.5mm。则： 60h/b??2.4，取h/b?2.5，由表3-2得k=0 .258，F=14759.1。B—B剖面为

25矩形，所以W?bh26，Wt?khb2。弯曲应力的许用值[?w]为50~80Mpa，扭应力的许用值[?b]为80~160Mpa。

将b=25mm、k=0 .258、h=60mm、e=55mm代入公式3.21和3.22得：

FeFe14759.1?55?w??2??106?1.5Mpa?[?w] 2Wbh625?60?6?b?FaFa14759.1?30???106??45.76MPa?[?b] 22Wtkhb0.258?60?25经校核万向节叉弯曲应力和扭转应力均符合设计要求。

图4-7 万向节叉

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4.6本章小结

本章对单个十字轴万向节、双十字轴万向节、多十字轴万向节进行了运动和受力分析；确定了十字轴主要尺寸参数，并对十字轴轴颈进行了强度校核保证其能够承受各种工况下的载荷；设计了联接件的形式并对联接螺栓和万向节叉进行了强度校核，保证了传动的可靠性。本章的重点是滚针轴承设计，在按照标准选定了滚针轴承主要尺寸后，对滚针进行了强度校核。该滚针轴承突出的优点是先取了双刃口复合橡胶油封，用作径向密封；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。以及挡针圈的使用，解决了滚针轴承装配和工作时掉针、卡针的问题。

第五章 中间支承的设计

5.1中间支承的结构分析与选择

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，

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需加设中间支承[19]。

中间支承能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，以及车车辆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。目前中间支承主要有橡胶弹性中间支承和摆臂式中间支承两种形式。橡胶弹性中间支承在其结构中采用单列滚子轴承，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。

蜂窝软垫式中间支承与车架横梁相连接。单列球轴承可在轴承座内滑动。由于蜂窝形橡胶垫的弹性作用，能适应上述安装误差和行驶中出现的位移。此外还可吸收振动并减少噪声。单列球轴承通过油嘴加入的润滑脂来实现，并在球轴承两端安装油封加以密封。蜂窝软垫式结构简单，效果良好，应用广泛。

双列圆锥滚子轴承中间支承，其特点是双列圆锥滚子轴承可承受较大的轴向力，且便于调整，使用寿命长。

有的汽车采用摆式中间支承。整个中间支承通过螺栓固定在支架和车架横梁上。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。此外橡胶衬套能适应传动轴轴线在横向平面内少量的位置变化。

综上所述，由于本设计适用车型CA1041载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承，其结构如图5.1。

单列深沟球轴承套装在中间传动轴上，内圈由凸缘叉和轴肩轴向定位，外圈由两个卡环固定在轴承座孔上使之不能在轴向滑动。两个支承销管由两个挡圈通过销联接在一起；销管分别与轴承座和支架焊接，支架由螺栓固定在车架横梁上。

由于摆动式中间支承的结构特点，作用在轴承上的轴向力和径向力都较小，故选用单列深沟球轴承。中间传动轴花键大径D=40mm，所以取轴承内径d=45mm,初选轴承外径D=85mm，轴承宽度B=19mm。选定轴承型号后需对其使用寿命进行校核。

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图5.1 摆动式中间支承

5.2轴承的选取

由机械设计手册查得：对于每日8小时工作的机械（利用率不高），预期使用寿命Lh=12000~2000h；每日8小时工作（利用率较高），预期使寿命

Lh=20000~30000h。取预期使用寿命[Lh]=20000h计算[20]。

计算公式（以小时数表示）如下：

106?ftC? Lh??? （5.1）

60n?P?式中：n—轴承转速（r/min），取n=2500r/min；

ε—寿命指数，对球轴承??3； C—基本额定动载荷，C=20500N； P—当量动载荷；

Ft—温度系数，工作温t?120c?时，ft?1 当量动载荷P的一般计算公式为：

P?fp(XFr?YFa) （5.2）

式中：fP—考虑载荷性质引入的载荷系数，取fP?1.5；

X、Y—径向，轴向载荷系数；

Fr—轴承径向载荷；

Fa—轴承轴向载荷，取Fa?500N

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轴承径向载荷可按如下公式计算：

Fr?Fsin??G??3030?sin7??150?500N （5.3）

式中：F—滑动花键滑动时的阻力，F=3030N；

a—传动轴工作时两万向节的夹角；

G?—传动轴重力作用在轴承上的分力

由机械设计手册查得：X=0.56，Y=2.07。将fP?1.5，X=0.56，Y=2.07，

Fr?500N，Fa?500N代入公式4.2得：

P?fp(XFr?YFa)?3?(0.56?500?2.07?500)?1510.8N

将n=2500r/min，??3，ft?1，C=20500N，P?1510.8N代入公式4.1得：

106?ftC?106?1?20500?Lh???????27151(h)?[Lh]

60n?P?60?2500?1510.8?经计算轴承寿命符合设计要求。

另外，还应考虑中间支承的固有频率，计算公式如下：

f0??12?CR （5.4） m式中：f0—中间支承的固有频率（Hz）；

CR—中间支承橡胶弹性元件的径向刚度（N/mm）；

m—中间支承悬置质量（Kg），等于传动轴落在中间支承上的一部分质与中间支承轴承及其轴承座所阴承受的质量之和。

在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度CR，固有频率f0对应的临界转速n?60f0r/min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1000~2000r/min，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1000~2000r/min ,而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为500~1000r/min，这样就避免了中间支承与传动轴的谐振。

5.3本章小结

本章完成了中间支承总成的设计。摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，

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适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。橡胶衬套可以大大吸收、减小由于传动轴引起的振动，进而减小车辆行驶时的噪声和振动。此外，还选择了轴承的型号并对轴承的使用寿命进行校核；设计了合理有效的润滑及密封型式，从而提高了总成的使用寿命。

结 论

随着汽车工业的迅猛发展，车辆的多样化、轻量化己成为发展趋势，对车辆的操控性、行驶稳定性、乘坐舒适性的要求也越来越高。而传动轴及万向节的布

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置、设计装配不良将产生振动和噪声，影响车辆的行驶性和舒适性。因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。本题是依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，设计出符合要求的万向传动装置，着重设计了传动轴、花键；万向节总成及中间支承总成并对其进行了校核计算。

在对各种结构件进行了分析计算后，进行了合理的总体布置，该总成己基本符合了设计要求。此外，在主传动轴、十字轴滚针轴承、中间传动轴总成上均采用了较先进的润滑及密封形式，从而保证了传动轴总成工作的可靠性，并提高了使用寿命；主传动轴滑动花键采用了直齿矩形花键，提高了定心精度，而使传动轴的运转更加平稳，行驶时产生的振动的噪声更小。在过去，国内十字轴万向节一般应用在转速相对不高的车辆上，而且十字轴上都设计有注油嘴，要求定期对十字轴轴承碗补充润滑脂。随着高档商务车辆如丰田考斯特在国内的推出，同时一些厂家要求在十字轴上取消注油嘴实现免维护的越来越多，因此高速免维护十字轴万向节应用日益广泛，也必将成为十字轴万向节的发展趋势。

本设计中也存在一些缺点和不足，由于采用传统的设计方法，在设计上不可避免的会有设计精度不高、和资源、材料的浪费。

展望：随着计算机技术的发展、各种电脑辅助设计软件的开发如： Pro\\E、CAD、CATIA、等软件的开发和对力学问题的有限元算法的普及，万向传动轴的设计的自动化，集成化，智能化己成为万向传动轴设计的发展趋势，也使设计更加精确定可靠、更加节省材料。

参考文献

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[20] 五之煦,许杏根.机械设计手册[M].机械工业出版社,2008.6.

致 谢

本人的毕业设计是在导师的悉心指导和热切关怀下完成的。从设计的选题到研究，从资料的收集到构思，从思路的形成到设计，一步一步的进展，一点一点

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的收获都倾注着指导老师大量的心血。老师严谨的治学态度和精益求精的务实精神让我获益很多，指导老师渊博的知识和对问题敏锐的洞察力更成了我终身追求的目标。老师为人谦虚诚恳，做事严谨认真，治学一丝不苟，深深地影响着我，并将使我在未来的工作岗位上展现出更好的工作能力和工作表现。在此，对老师的辛勤培养致以崇高的敬意和衷心的感谢。我一定会遵照您的教导，在学习工作和生活的道路上继续努力。

四年大学生活即将结束，回顾几年的历程，老师们给了我们很多指导和帮助。他们严谨的治学，优良的作风和敬业的态度，为我们树立了为人师表的典范。在此，我对所有的汽车与交通工程学院的老师表示感谢，祝你们身体健康，工作顺利！

附 录

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附录A 英文文献

the lubrication of Cross-axis gimbal assembly

Cross-axis gimbal assemblyis the power transfer to an important part of the system. From the car's structure, however, the front wheel drive car is concerned, its transmission shaft is constant, the use of universal joint of the rear wheel drive the vehicle in the drive shaft, using two not constant speed universal joint couplings. The general SiCheZhu to universal joint of the shaft lubrication maintenance, because now very strange cars drive shaft of universal joint is one-time accessories, their basic the cross of the shaft lubrication use is high quality, and universal joint is grease with life; And some commercial transport vehicles, especially the old model of existing truck or can the maintenance of universal joint.

Universal shaft in the work to handle a lot of torque and alternating load, repair industry used commonly known as the \the shaft lubrication to. But because the calcium and manufactured of oil film degree is poorer, in strong bearing and shaft neck of friction surface, difficult to form good oil film, is causing the universal joint axis needle bearing early the cause of damage. In addition, because the old universal shaft structure reason, when the mechanic design with butter gun through the note nozzle inner cavity axis to cross and grease, because the grease viscosity, into the narrow way of oil in the oil, then a grease resistance by pressure will top the pressure reducing valve open across the nozzle and overflow, this makes the repairman mistaken for already filled with fat to bearing, in fact, a lot of time not only can enter into a grease needle between, is to achieve the shaft neck end is more difficult. Therefore, repair industry the useful gear oil instead of grease lubrication universal joint cross axis practice. It is said that by comparison experiment, with gear oil lubrication universal ten bytes of service life is to use common butter lubrication for 2 ~ 3 times. But it also has need special note oil pressure, and for the first time in tools on the need to remove the shaft cleaning, more troublesome. And the gear oil as the lubrication grease proponent, it is necessary to shorten the cycle.

Consider above reason, also someone using 2 # extreme pressure composite lithium and manufactured, this is based on two things: first, the liquidity is better, so it is easy to make its reach lubrication part. Second, the fat of the extreme pressure sex,

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suitable for universal ten bytes of working state. According to our understanding of users, at present the development trend of the universal shaft to cancel the oil hole, so must choose and equipment parts with grease of life, with fat types: the extreme pressure composite lithium, extreme pressure lithium, polyurea base fat. Such as universal machinery, the iron production car companies such as the blessing of universal's cross axis needle bearing grease lubrication with.

附录B中文翻译

万向节十字轴的润滑

万向节十字轴是汽车动力传递系统的重要组成部分。从汽车的结构来看，对前轮驱动车而言，其传动轴是使用等速万向节接头，对后轮驱动的车辆而言，

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其传动轴使用两个不等速万向节接头。一般的私车主对万向节十字轴的润滑保养十分陌生，因为现在的小轿车传动轴的万向节基本是一次性配件，它们的十字轴润滑采用的是高质量的润滑脂，是与万向节同寿命的；而一些商业性运输车辆、特别是现存老型号卡车的万向节接头还是可维修的。

万向节十字轴在工作中要承受很大的扭力和交变载荷，维修行业过去常用俗称“黄油”的钙基润滑脂来润滑十字轴。但由于钙基润滑脂的油膜坚韧程度较差，在轴承与轴颈的摩擦表面难以形成良好的油膜，是导致万向节十字轴滚针轴承的早期损坏的原因。另外，由于老式万向节十字轴设计结构原因，当修理工用黄油枪通过注油嘴向十字轴内腔加润滑脂时，因为润滑脂的粘度大，进入狭窄内油槽油道的阻力很大，这时润滑脂靠压力会顶开油嘴对面的减压阀而溢出，这使修理工误认为已给轴承加满脂了，事实上很多时候润滑脂不仅不能进入滚针之间，就是达到十字轴颈端面也是较困难的。因此，维修行业里有用齿轮油代替润滑脂润滑万向节十字轴的做法。据说经过对比实验，用齿轮油润滑万向十字节的使用寿命是使用普通黄油进行润滑的2～3倍。但这样做也存在需要专门的加压注油工具，同时在第一次加油时需把十字轴卸下清洗，比较麻烦。还有齿轮油的保持性不如润滑脂，其润滑周期需要缩短。

考虑以上原因，也有人采用2#极压复合锂基润滑脂，这是基于两点：第一，其流动性较好，这样便于使其到达润滑部位。第二，该脂的抗极压性好，适合万向十字节的工作状态。据我们对用户的了解，目前万向节十字轴的发展趋势为取消注油孔，因此必须选用与设备部件同寿命的润滑脂，用脂类型为：极压复合锂、极压锂、聚脲基脂。如万向机械、纳铁福等公司生产汽车万向节十字轴滚针轴承都用润滑脂润滑。

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