毕业设计-汽车万向传动轴的设计.docx

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1、毕业设计 汽车万向传动轴的设计目录1.1 汽车万向传动轴的发展与现状41.2 万向传动轴设计技术综述42 万向传动轴结构方案确定62.1 设计已知参数62.2 万向传动轴设计思路82.3 结构方案的确定93 万向传动轴运动分析124 万向传动轴设计134.1 传动载荷计算134.2 十字轴万向节设计144.3滚针轴承设计154.4传动轴初步设计164.5 花键轴设计174.6 万向节凸缘叉连接螺栓设计184.7 万向节凸缘叉叉处断面校核195基于UG的万向传动轴三维模型构建215.1万向节凸缘叉作图方法及三维图215.2万向节十字轴总成作图方法及三维图235.3 内花键轴管与万向节叉总成作图方

2、法及三维图255.4 花键、轴管与万向节叉总成作图方法及三维图265.5万向传动轴总装装配方法及三维图276 万向传动装置总成的技术要求、材料及使用保养296.1普通万向传动轴总成的主要技术要求296.2 万向传动轴的使用材料296.3 传动轴的使用与保养307 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】521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

3、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

4、、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。1.2 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

5、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，能可靠而稳定地传递动力，并且所连接的两轴尽可能等速运转，由于万向节夹角而产生的载荷振动和噪声应在允许的范围内，在使用车速内不应产生共振现象。另外，万向传动装置还应当满足汽车必要的动力性和经济性指标，满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。随着生活质量的提高，人们追求的是更快速、舒适的交通工具，所以对万向传动装置的要求就更高。本设计选择万向传动轴的优化设计，设计基本要求如下：(1)保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定

6、范围内变化时，能可靠而稳定地传递动力。(2)保证所连接的两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的载荷振动和噪声应在允许的范围内，在使用车速内不应产生共振现象。(3)传动效率高，使用寿命长，结构简单、制造方便、维修容易等。此外，还应考虑万向传动装置的质量以及制造成本等实际问题。2 万向传动轴结构方案确定2.1 设计已知参数2.1.1最初参数：外形尺寸（mm）:全车总长宽高（mm）：580024882920性能参数：最高车速（Km/h）:80最大爬坡度（%）：40质量参数：装载质量（Kg）：12000 总质量（Kg）:180002.1.2 基本参数的选择与计算本文所设计的车辆的总质量为18t，选

7、择轴数为两轴。参考相同吨位的货车车型，选其驱动形式为42，驱动形式为发动机前置后驱。参考相同吨位车型，可初选货车轮胎为普通断面子午线轮胎，型号为：12.00R20。其中，12.00轮胎名义断面宽度（in），20 无内胎轮辋名义直径（in）查标准GB9744-1997可得：外直径为1125mm，滚动半径526mm。参考相同吨位的已有车型可初选轴距L=3500mm。满载状态下整车质量、轴荷分配由已知参数可知，满载时货车总质量为18000kg。由参考文献1可知，42后轮双胎平头式货车满载时前轴轴荷分配范围为30%-35%，后轴轴荷分配范围为65%-70%，据此，可选取满载时货车前、后轴荷分配为35%

8、、65%。则:满载时后轴轴荷为： =1800065%=11700kg满载时前轴轴荷为：18000-1170=6300kg发动机的选择根据已选择的数据对发动机的最大功率进行估算，由参考文献1得： （3-1）式中 -传动系效率，货车可取0.82-0.85，取=0.85； 重力加速度（）；9.8 -滚动阻力系数，货车取0.02； CD-空气阻力系数，货车取0.80-1.00，所以可取CD=0.90；-汽车正面投影面积（），它可根据前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算，对载货汽车:0.81BH=0.81=5.88,则：Pemax=1畏T(magfr3600vamax+CDA76140vam

9、ax) =92.2参考相同吨位的已有车型，可选发动机型号为EQB190-21。该发动机Pemax=140kw，对应功率下的转速np=2500r/min，发动机的最大转矩为Temax=640Nm。最小传动比的选择在普通的载货汽车上，变速器的最高挡大都取1.0，则传动系的最小总传动比即为驱动桥的主减速比i0, 有： (3-5)式中 r车轮滚动半径（mm）；256mm np-最大功率转速(r/min)； -变速器最高档传动比。代入数据，得: i0=0.377=6.20最大传动比的选择确定最大传动比时，要考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及汽车最低稳定车速。最大传动比为变速器的头档速比与主减速比的乘

10、积。该速比主要是用于汽车爬坡或道路条件很差（阻力大）的情况下（此时空气阻力可以不计）汽车仍能行驶。 由参考文献3可知变速器最大速比公式： （3-6）式中 -最大爬坡角度，该货车的最大爬坡度约为40%，即21.8；-车轮滚动半径（m），滚动半径与静力半径有一定差别，但一般不计它们的差别，所以取r=0.526m； -滚动阻力系数，取0.02；-传动系的传动效率，由前面所选的数据可取=0.9带入数据，得：ig1 =12.0综上所述得到如下参数：整备质量：6500kg 变速器一挡传动比：12最大载重：12000kg最大变矩系数：2.6传动轴支撑长度：1080mm发动机最高转速：2500rpm轮胎规格：

11、12.00R20主减速器传动比：6.20发动机最大转矩：640Nm后轴承载质量：11700kg2.2 万向传动轴设计思路经过在学校图书馆和网络是那个充分的调研和查找，得到真实的资料和数据，并对本次的数据进行分析和比较，从设计的车型和传动轴的使用价值，针对目前汽车传动轴的类型和应用，考虑如何设计。此车匹配东风康明发动机，发动机的最大扭矩为640Nm，最大转速为2500rpm，该车为发动机前置后驱货车，最高车速为80km/h。因此所设计的万向传动装置不仅要有很好的传动效率，而且要有较高的扭转强度。其设计思路具体如下：（1）设计选型：选择本次万向传动轴设计的类型；（2）设计计算校核：根据所给已知参数

12、设计计算万向传动轴各零件的具体参数，并加以校核；（3）构建三维图：通过使用UG软件构建万向传动轴零件图和总装图。（4）画出各零件及其装配的二维工程图。2.3 结构方案的确定2.3.1 万向节结构方案的确定2.3.1.1 第一种方案：采用十字轴式刚性万向节十字轴式刚性万向节(如图2-1)，即两万向节叉分别套在十字轴的两对轴颈上。这样当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。为了减少摩擦损失，提高传动效率，在十字轴轴颈和万向节叉孔间装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后用卡环分别固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。图2-1 十字轴式刚性万向节1-轴承

13、盖；2、6-万向节叉；3-油嘴；4-十字轴；5-安全阀；7、11-油封；8-滚针；9-套筒；10-油封挡盘；12-油封座；13-注油嘴为了润滑轴承，十字轴做成中空的，并有油路通向轴颈。润滑油从滑脂嘴3注入十字轴内腔。为避免润滑油流出及尘垢进入轴承，在十字轴的轴颈上套着装在金属座圈内的毛毡油封。十字轴式万向节的损坏是以十字轴轴颈和滚针轴承的磨损为标志的，因此润滑与密封直接影响万向节的使用寿命。为了提高密封性能，近年来在十字轴式万向节中多采用橡胶油封。实践证明，使用橡胶油封其密封性能远优于老式的毛毡或软木垫油封。当用滑脂枪向十字轴内腔注入润滑油而使内腔油压大于允许值时，多余的润滑油便从橡胶油封内圆

14、表面与十字轴轴颈接触处溢出，故在十字轴无须安装安全阀。2.3.1.2 第二种方案：采用双联式万向节 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可以确保输出轴与输入轴接近等速。无分度杆的双联式万向节采用主销中心偏离万向节中心1.03.5mm的方法，使两万向节的工作转速接近相等。双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50度，偏心十字轴双联式万向节可达60度）。2.3.1.3 分析确定万向节结构方案双联式万向节轴承密封性好，效率高，工作可靠，但是结构比较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多，

15、当应用于转向驱动桥时，由于双联式万向节轴向尺寸较大，为使主销轴线的延长线与地面交点到轮胎的接地印记中心偏离不大，就必须采用较大的主销内倾角。十字轴式刚性万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4度增大到16度时，十字轴式万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。综上所述，由于本次设计的传动轴夹角较小，十字轴式刚性万向节相比双联式万向节，更适合这次的设计，所以选择十字轴刚性万向节。2.3.2 传动轴结构方案确定为了得到较高的强度和刚度，传动轴多做成空心的，一般用厚度为1.53.0mm的薄钢板卷焊而成。超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管。在转向驱

16、动桥、断开式驱动桥或微型汽车的万向传动装置中，通常将传动轴制成空心轴。传动轴上应有花键，花键的作用是实现传动长度的变化，它由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成。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。本设计为发动机前置后轮驱动汽车的传动轴，在汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分

17、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，采用空心的可伸缩万向传动轴。综上所述，确定传动轴设计的基本方案，采用带有伸缩花键的空心传动轴。传动轴管做成空心，用薄钢板卷焊而成，这样可以提高其强度和刚度。花键可以使传动长度发生改变，它由滑动叉和矩形花键轴组成，同时对花键齿进行磷化处理以减少滑动花键的轴向滑动阻力和磨损。这种结构较简单，成本低且传动效率高。 因此本设计采用由两个十字轴万向节和带有伸缩花键的传动轴组成的万向传动轴(如图2-2)。图2-2万向传动装置总成3 万向传动轴运动分析本次设计方案采用两个十字轴万向节和带有伸缩花键的传动轴，其运动分析如下：当输入轴与输出轴之间存在夹角时，

18、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，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角1与2相等（如图3-1）。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撑反力平衡。当输入轴与输出轴平行时（如图3-1a），直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩，使传动轴发生如图3-1b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴相交时（图3-1c），传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图4-6d中双点划线所示的弹性

19、弯曲。从而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撑上引起反力。 图3-1 附加弯矩对传动轴的作用4 万向传动轴设计4.1 传动载荷计算万向传动轴因布置位置的不同，计算转矩也不同。万向传动轴用于变速器与驱动轴之间，计算载荷如下：4.1.1 按发动机最大转矩和一挡传动比来计算(4-1)式中：发动机最大转矩，=640Nm； 变速器一挡传动比，=12；分动器传动比，=1；发动机到万向传动轴之间的传动效率，根据设计经验取=0.96； 猛接离合器所产生的动载系数，本设计车型fj=0，所以取=1； 连接变速器的传动轴数，本设计车型为后轮驱动，=1

20、； 液力变矩器最大变矩系数，=（）2+1，为最大变矩系数,取=2.6， =1.8。计算得Tse=13271.04Nm。4.1.2 按驱动轮打滑来计算 (4-2)式中：满载状态下一个驱动桥上的静载荷，=117009.8=114660N； 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，货车：=1.11.2，所以取=1.2； 轮胎与路面间的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上，取=0.85； 车轮滚动半径，本设计已知轮胎规格：12.00R20，查标准GB9744-1997可得：外直径为1125mm，滚动半径=526mm； 主减速器传动比，=6.20； 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比

21、，=1； 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，根据设计经验取=0.96。代入数据计算得 Tss=114660脳1.2脳0.85脳0.5266.20脳1脳0.9:val=6=10335.58Nm。对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取和的最小值，即=min，所以取=10335.58Nm。4.2 十字轴万向节设计4.2.1 初选十字轴万向节尺寸根据万向传动轴已知参数和设计要求等，参考专业厂的系列产品初步选取十字轴万向节尺寸（如表4-1）。表4-1 十字轴万向节初选尺寸轴颈直径油道直径十字轴轴颈长十字轴轴长50mm12mm37mm138mm4.2.2 十字轴(如图4-1)轴颈作用力合力F的计算

22、(4-3)式中：切向力作用线与万向节叉轴之间的距离，根据初选参数=57mm； 万向传动的最大夹角，参考一般传动轴的设计选取= 15代入数据计算得 F=105.945N。4.2.3 十字轴轴颈部的弯曲应力 (4-4)式中：十字轴轴颈直径，=50mm；十字轴油道直径，=12mm；合力作用线到轴颈根部的距离，=18.5mm；弯曲应力许用值，材料为20CrMnTi，渗碳，=250350MPa。代入数据计算得=160.326MPa ,则该十字轴万向节可满足要求。图4-1 十字轴结构图4.2.4 十字轴轴颈部的切应力 (4-5)代入数据计算得=57.28MPa。 万向节十字轴材料为20CrMnTi，渗碳，

23、剪切应力=80120MPa，则该十字轴万向节满足要求。4.3滚针轴承设计4.3.1 滚针轴承初选尺寸根据万向传动轴已知参数、设计要求和十字轴设计尺寸，参考专业厂的系列产品初步选取滚针轴承尺寸（如表4-2）。表4-2 滚针轴承初选尺寸滚针列数滚针直径工作长度每列滚针数13mm25mm554.3.2 一个滚针所受的最大载荷 (4-6)式中：滚针列数，取1； z每列中的滚针数，取55。代入数据计算得=8860N。4.3.3 滚针轴承的接触应力 (4-7)式中：滚针直径，=3mm；滚针工作长度，=25mm。代入数据计算得 = 3043.48MPa。十字轴滚针轴承的材料轴承钢，许用接触应力=300032

24、00MPa。 所以设计的滚针轴承符合要求。4.4传动轴初步设计4.4.1 传动轴初选尺寸根据万向传动轴已知参数和设计要求，参考专业厂的系列产品初步选取传动轴尺寸（如表4-3）。表4-3 传动轴初选尺寸传动轴外径传动轴内径105mm99mm4.4.2 传动轴临界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，挠度急剧增加，致使传动轴折断，这个转速即为传动轴的临界转速。传动轴临界转速 (4-8)式中：传动轴支撑长度取两万向节中心距，=1080mm；传动轴外径，=105mm；传动轴内径，=99mm。代入数据计算得=14847r/min 安全系数: =14847/25006,为发动机的

25、最高转速，K1.22.0，因此该传动轴可以满足要求。4.4.3 传动轴强度校核传动轴扭转应力： (4-9)式中：传动轴计算转矩， =10335.58Nm。计算得=216.9MPa,传动轴材料为低碳钢，许用扭转应力为300MPa。 因此该传动轴可以满足要求。4.5 花键轴设计 4.5.1 花键轴初选尺寸根据万向传动轴已知参数、设计要求和传动轴设计尺寸，参考专业厂的系列产品初步选取花键轴尺寸（如表4-3）。表4-3 花键轴初选尺寸花键外径花键内径花键齿数工作长度92mm82mm10130mm4.5.2 花键齿侧挤压应力 (4-10)式中：传动轴计算转矩， =10335.58Nm；花键的外径，=92

26、mm；花键的内径，=82mm；花键的齿数，=10；花键的工作长度，=130mm；花键处转矩分布不均匀系数，=1.31.4,所以取=1.3。代入数据计算得=47.5MP滑动花键材料为40Cr，许用挤压应力为2550MPa，因此该设计花键轴可满足要求。4.5.3 花键轴杆部扭转应力 (4-11)式中：传动轴计算转矩，=10335.58Nm；花键轴的花键内径，=82mm。代入数据计算得=95.5MPa, 花键材料为40Cr许用扭转切应力为200300MPa,因此该设计花键轴符合要求。4.6 万向节凸缘叉连接螺栓设计 剪切应力 (4-13)式中 ： 螺栓分布半径，=76mm； 螺栓数量，=4； 螺栓截

27、面积 , d为螺栓螺纹内径d=14mm； 螺栓材料的许用应力，选用材料为40号调质钢，=300MPa。代入数据计算得=220.97MPa。因此万向节凸缘叉连接螺栓符合要求。4.7 万向节凸缘叉叉处断面校核（如图4-2）图4-2 万向节叉断面图4.7.1 弯曲应力 (4-14)式中：； 其中作用力回转半径，= 65mm；作用力臂，=30mm, =30mm,=115mm。代入数据计算得=2385133.8Nmm =66125所以=36.1MPa, 材料为40号调质钢，弯曲应力许用值为5080MPa ,则该传动轴叉符合要求。4.7.2 扭转应力 (4-15)式中：； 是与有关的系数取0.258； 作

28、用力臂，=52mm。 代入数据计算得=4134232Nmm _所以蟿=413423226703=154.8MPa , 40号调质钢，扭转应力的许用值为80160MPa ,该传动轴叉符合要求。5基于UG的万向传动轴三维模型构建5.1万向节凸缘叉作图方法及三维图5.1.1 万向节凸缘叉作图方法5.1.1.1根据对万向节凸缘叉的设计尺寸在XY平面做出草图（如图5-1）。图5-1 万向节凸缘叉草图5.1.1.2使用拉伸工具对草图的单个曲线分别拉伸，拉伸尺寸对应设计尺寸，并相应进行合并体操作，使得所构建三维图形组成一体。5.1.1.3根据万向节叉的尺寸在XZ面上做草图（如图5-2）图5-2 万向节叉剪切

29、草图使用拉伸工具对所作草图拉伸，拉伸距离大于两万向节叉的尺寸，通过体求差做出下宽上窄的万向节叉，并在两万向节叉上按设计尺寸打孔。5.1.1.4使用打孔工具在底面中心打油孔，对各个边倒角，完成对万向节凸缘叉的作图。5.1.2 万向节凸缘叉三维图图5-3 万向节凸缘叉三维图5.2万向节十字轴总成作图方法及三维图5.2.1 万向节十字轴总成作图方法5.2.1.1 万向节十字轴作图方法首先通过十字轴的设计尺寸创建两相交圆柱体，并对两圆柱体相交部分倒圆角，分别在各面上添加凸台（十字轴轴颈）；其次，使用键槽工具在凸台面上按尺寸打孔和创建键槽，通过实例创建到各凸台上；最后，在凸台上做出卡环（定位）槽，并对各

30、边倒角，完成万向节十字轴的作图（如图5-4）。图5-4 十字轴三维图5.2.1.2 卡环、油封的作图方法根据各设计尺寸分别在XY平面上做出草图（如图5-5、5-6）。图5-5卡环草图 图5-6 油封草图 使用拉伸工具分别按草图和尺寸拉伸即可得（如图5-7、5-8）：图5-7卡环三维图 图5-8 油封三维图5.2.1.3 滚针轴承的作图方法根据滚针和十字轴的设计尺寸在XY平面上做草图（如图5-9）。图5-9 滚针轴承草图使用拉伸工具按草图和设计尺寸拉伸即得到（如图5-10）：图5-10 滚针轴承三维图5.2.1.4 万向节十字轴总装 首先用装配工具添加固定组件，万向节十字轴，使用中心、配对、平行

31、工具逐一定位添加即可完成万向节十字轴的总装。5.2.2 万向节十字轴总成三维图图5-11 万向节十字轴总成三维图5.3 内花键轴管与万向节叉总成作图方法及三维图5.3.1 内花键轴管与万向节叉总成的作图方法 首先，作出万向节叉，根据万向节叉的设计尺寸在XY平面上作出万向节叉的草图（如图5-12）图5-12 万向节叉草图 按照设计尺寸对所作草图进行拉伸，并使用倒圆工具对万向节叉端部倒圆，使用打孔工具按照设计尺寸打孔，倒角，完成万向节叉的作图。 其次，在万向节叉作图完成后，使用凸台工具在万向节叉的底面按照设计尺寸添加凸台，中间的花键槽通过装配由花键打通。最后，对各边倒角，完成内花键轴管的作图。5.

32、3.2 内花键轴管与万向节叉总成三维图图5-13 内花键轴管与万向节叉总成三维图5.4 花键、轴管与万向节叉总成作图方法及三维图5.4.1 花键、轴管与万向节叉的作图方法5.4.1.1 万向节叉的作图 万向节叉的作图方法与花键轴管中万向节叉的作图方法相同。 5.4.1.2 轴管和花键的作图 首先根据设计尺寸在万向节叉的底面添加凸台，轴管（传动轴为空心的），使用凸台工具在轴管面上加阶梯凸台，参考花键的尺寸。然后，使用键槽工具在花键凸台上倒处花键槽，并用实例特征使花键槽分布，倒角，完成花键的作图。5.4.2 花键、轴管与万向节叉总成三维图图5-14 花键、轴管与万向节叉总成三维图5.5万向传动轴总

33、装装配方法及三维图5.5.1 万向传动轴总装装配方法首先，通过装配工具导出固定主件万向节凸缘叉，十字轴总装配对，使用配对、平行、中心、垂直把十字轴总装装配到万向节凸缘叉上。其次，导出内花键轴管和万向节叉总成，使用平行、配对、中心、垂直把花键轴管和万向节叉总成装配到十字轴总装。然后，导出花键、轴管与万向节叉总成、油封垫片、卡环等，使用平行、距离、中完成与内花键轴管与万向节叉的装配。按前边步骤转配十字轴和万向节凸缘叉，使用中心、配对工具装配，完成万向传动轴的总装。5.5.2 万向传动轴总装三维图及其爆炸图图5-15 万向传动轴总装三维图 图5-16 万向传动轴总成爆炸图6 万向传动装置总成的技术要

34、求、材料及使用保养6.1普通万向传动轴总成的主要技术要求（1）传动轴总成必须经过动平衡，允许的不平衡度为10-100g.cm。转速高(例如4000-5000r/min)用上限，而2000r/min左右时则用下限。用于轮边和转向桥的万向传动可以不进行动平衡。（2）在传动轴上任一点测量的最大摆差，应在0.31.2mm之间。上限适合于转速高而传动轴长度较大的(如L1m)传动轴。（3）传动轴二端叉子的轴承孔中心线应在同一平面内，允许的偏差为1。（4）传动轴的设计允许角度应进行检查，一般按比设计角度大35的标准进行。（5）轴管与轴叉及花键的焊接，应进行焊缝强度检查。通常检查扭矩不小于的1.52倍。6.2

35、 万向传动轴的使用材料（1）十字轴材料:20CrMnTi，渗碳。（2）花键轴与花键套材料:花键轴:40Cr。目前用可锻铸跌或球墨铸铁代替，装车使用情况良好。（3）轴管材料:10号、20号、低碳钢板卷焊。（4）万向节叉与凸缘叉材料:40号、45号钢，调质。目前用可锻铸轶和球墨铸铁代替，有的专业厂已正式提供成品供使用部门使用。（5）滚针轴承总成材料:滚针与轴承碗用轴承钢。目前有用塑料衬套代替滚针的，几年来经装车实验证明，其中以铅粉、氟塑料混合填料改性的聚甲醛较好，并正在作进一步改进试验，它的使用寿命至少可达2万公里以上。已达到万公里不保养的指标。目前也有在花键轴上涂尼龙薄膜的，使用效果良好，可以减

36、少磨损和延长使用寿命。6.3 传动轴的使用与保养为了确保传动轴的正常工作，延长其使用寿命，在使用中应注意：（1）严禁汽车用高速档起步。（2）严禁猛抬离合器踏板。（3）严禁汽车超载、超速行驶。（4）应经常检查传动轴工作状况。（5）应经常检查传动轴吊架紧固情况，支承橡胶是否损坏，传动轴各连接部位是否松旷，传动轴是否变形。（6）为了保证传动轴的动平衡，应经常注意平衡焊片是否脱焊。新传动轴组件是配套提供的，在新传动轴装车时应注意伸缩套的装配标记，应保证凸缘叉在一个平面内。在维修拆卸传动轴时，应在伸缩套与凸缘轴上打印装配标记，以备重新装配时保持原装配关系不变。（7）应经常为万向节十字轴承加注润滑脂，夏季

37、应注入3号锂基润滑脂，冬季注入2号锂基润滑脂。7 结论（1）在本次设计中叙述了万向传动装置的发展和现状，阐述了万向传动装置的功用以及在汽车上的应用场合，并对万向传动装置的类型及特点做了主要的介绍。在设计过程中，结合设计的已知参数和参考车型，通过不同结构型式的比较选择了十字轴可伸缩式万向传动装置。 （2）在对十字轴万向节的设计计算中，首先确定了万向传动轴的计算载荷，然后根据该计算载荷对十字轴万向节总成进行计算和校核，通过校核可以确定设计的十字轴万向节符合设计要求。 （3）在对万向传动轴的设计计算中，初选万向传动轴的外径和内径，根据已知参数对万向传动轴进行计算和校核，可以确定设计的万向传动轴符合设

38、计要求。（4）使用UG软件构建万向传动轴的三维图，根据设计尺寸对十字轴万向节总成，万向节叉等零件进行了绘制，并运用装配工具对所作零件图进行组合装配，通过正确的装配图进一步确定了所设计的万向传动轴符合设计要求。（5）使用CAD软件绘制各个零件及其装配的二维工程图。总结体会通过本次对万向传动轴的优化设计，使自己对万向传动轴的构造和工作原理有了深刻的了解，对万向传动轴的设计有了很多的认识，同时对UG、CAD软件的使用得到了很大的锻炼。在设计过程中，从课题的选择到具体的构思和内容，无不凝聚这自己的心血和汗水，同时还是有很多没有做好的地方，但是毕业设计的完成对我还是很大的促进和鼓励。这次毕业设计的经历会

39、使我终身受益，从中感受到做毕业设计就要真真正正用心去做，要自己去学习的过程和研究的过程，不能拖拖拉拉，没有学习就不可能有研究的能力，没有自己的研究，就不会有所突破，做任何事情都是如此。谢辞本毕业设计是在导师武志斐老师的悉心指导下完成的。在毕业设计的完成过程中，导师严谨的科研作风，创造性的思维方式和渊博的学识、丰厚的经验令我终身难忘，积极向上乐观的精神永远是我学习的榜样。导师对我的设计工作倾注了大量心血，在毕业设计即将完成之际，首先对我的导师表示衷心的感谢！对我来讲，虽然以前进行过机械设计和课程设计，但这次进行的是汽车万向传动装置的设计，是一项艰难而卓有情趣的事情，同时也是一种考验。其次，在设计

40、过程中还得到许多其他老师与同学的帮助，在此对他们表示深深的谢意。另外，感谢学校给了这个机会，使我学到了许多课本上学不到的知识，并且使我在设计这方面的兴趣更加浓厚，为我将来的学习打好了基础，同时也锻炼了自己动手和解决问题的能力。还要感谢我的父母和家人，在生活上他们给予了我无微不至的关心和精神上的支持与鼓励，使我顺利地完成了学业。附录1外文文献翻译马赫原理。第33条理论,第5期, 479490页。1998年1998年农业科学有限公司保留所有权利,英国出版有价证券:S0094-114X(97 / 98美元)00074-8 0094-114X 19.00 + 0环球接头的结构设计和优化S. R. HU

41、MMEL.生于1818年,美国伯利恒、PA詹宁斯圣18107。C. CHASSAPIS。美国新泽西州霍波肯07030史蒂文斯理工学院机械工程学系理论上说，在研究中一个系统性的方法来设计和优化过程中理想的通用联接件已被开发出来。设计最小直径的环球接头需要处理一个给定输入扭矩对一个给定的关节角导出。环球接头用该方法设计保证各部分的机制在运作时互相之间无干扰。1998年科学出版社有限公司。论文简介环球接头是用来连接空间相交轴的。它们将旋转运动从一个轴传到另一个轴上。一个典型的“销和块”关节式万向节叉如图1所示，万向节由输入轭和输出轭和一个十字轴径组成。一个爆炸的现代观点体现万向节如图2所示。十字架耳

42、轴由1个盖帽和两根销组成。大销穿过盖帽，小销穿过盖帽和大销。图1 销块式万向节环球接头,也被称为虎克节叉或万向节叉，在机械设备,如汽车和飞机上已经被使用了多年。这些应用要求小关节角。最近,通用的关节被使用在医疗器具插入骨钉(见图3)。万向节螺丝刀使外科医生在插入角骨不受按标准螺丝刀螺丝1约束。度上高达45经常被用来插入一个非常小的伤口的骨钉。许多骨科程序已使创伤小的病人的住院时间更短，并且有更短的恢复时间。在本应用中使用的万向节必须能够站在高投入高扭矩关节角度，必须减小直径的大小，以尽量减少病人的伤口。它证明，内部的力量会非常高，如果发生万向节的各个部分之间的接触2，将引起关节失败,这将是一场

43、手术室灾难。因此, 必须在所有的时间避免干扰。尽管这是一个高新技术的应用、而万向节绝对不是一个现代发明。图2爆炸视图万向节在20世纪30年代，前轮驱动汽车的开发，其中用于万向节从发动机功率传输。传动系统中存在遇到由于万向节摇摆力矩的问题。科学家道奇和Evernden对这些力矩进行了分析。20世纪60年代杨和Freudenstein把双四元数代数应用到四杆的空间机构。这种双角的数学方法提供了方便方法来处理都是围绕某一轴的旋转和沿该轴的传动。最近，双编码已经得到普遍应用到输入输出关系关节与Freudenstein和Fischer制造公差。制造公差被建模为一个角和传动扰动系列。最全面的带日期的万向节设计指南由瓦格纳和库尼编写。本指南分析了普遍的不考虑联合干预的理想运动学和强度，并假定小关节的角度。一般指引万向节的设计与动力学曾先后由Shigley和Mischke8，机械设和Lingaiah11撰写。些文章主要处理运动学和万向节理想性能。对于万向节几何设计标准作业目前在任何可用的设计指南关节角度都不高。这项调查的目的是用发展的方法和推导的关系优化检查时万向节几何干扰之间的各种组件。联合外径用于最小化给定的输入扭矩和关节角度。为此，球面四杆机构(图4所示）考虑到模型的运动学和动力学的机。其中的