课程设计说明书万向传动轴设计.docx
《课程设计说明书万向传动轴设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《课程设计说明书万向传动轴设计.docx（64页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
课程设计说明书万向传动轴设计
万向传动轴设计
安徽工程大学
------课程设计说明书
前言
车辆专题课程设计是车辆工程专业学生必修的重要实践环节。
这次课程设计的目的是通过本设计培养学生综合运用本专业各先修课程的理论
和实际知识的能力，使之初步掌握汽车设计的一般规律和常用方法，树立正确的设计
思想，提高分析和解决实际问题的能力。
通过本设计培养学生运用标准、规范、手册
及查阅有关技术资料的基本技能，初步掌握建立设计模型的方法等。
这次设计课题涉及的题目主要有七个：
离合器基本参数的优化设计;变速器主要
参数设计、万向传动轴设计、驱动桥设计、悬架设计、转向梯形机构的优化设计、
制动系设计。
我设计的题目是万向传动轴设计。
在这次设计过程中，我从图书馆和网上获取了
车型相关参数和大量设计资料，也参考了国内外一些万向传动轴生产企业和公司的产
品，以及他们设计的标准和相关数据。
参考标准不唯一，但主要以课本介绍的方法和
原理为主。
这次设计中首次运用了三维建模软件UG绘制出了实物,以及说明图的绘
制，可有些地方由于知识欠缺，导致图做得不是很全面，逼真，和实物有点差别。
我
会继续努力，争取设计其他产品时做到完美。
同时由于这次设计时间有限，最后没能
用分析软件进行分析，有点遗憾！
最后就是在这次设计时得到了老师的指导，在此感谢他们！
设计过程中不合理的
地方，欢迎各位老师给予指正！
2010-9-7
-2-
安徽工程大学
------课程设计说明书
目录
1.所选车型及其相关参数…………………………………………………
2.万向传动方案选择………………………………………………………
2.1万向传动轴概述……………………………………………………
2.2万向节的选择………………………………………………………
2.3传动轴选择…………………………………………………………
2.4中间支承选择………………………………………………………
2.5万向传动方案确定…………………………………………………
3.万向传动轴相关计算……………………………………………………
3.1万向传动轴1………………………………………………………
4
5
5
6
8
9
12
12
12
3.1.1传动轴载荷计算
……………………………………………
12
3.1.2十字轴万向节设计……………………………………………
3.1.3传动轴结构设计与转速校核…………………………………
3.1.4传动轴的强度校核……………………………………………
3.1.5花键轴和花键的设计和校核…………………………………
3.2万向传动轴2………………………………………………………
13
15
16
17
18
3.2.1传动轴载荷计算
……………………………………………
18
3.2.2十字轴万向节设计……………………………………………
3.2.3传动轴结构设计与转速校核…………………………………
3.2.4传动轴的强度校核……………………………………………
3.2.5花键轴和花键的设计和校核…………………………………
4.万向传动轴相关说明图…………………………………………………
5.万向节传动的技术要求和零部件材料…………………………………
6.小结………………………………………………………………………
7.参考文献…………………………………………………………………
-3-
18
19
19
20
21
26
27
28
安徽工程大学
------课程设计说明书
设计任务书
（一）设计题目：
万向传动轴的设计
（二）设计目的:
通过对所选车型进行分析，确定汽车总体布置形式，选用合理的传
动装置方案，保证传动方案在强度，刚度上满足一定要求，以及其附属装置设
计要合理，满足汽车性能的使用条件，以保证发动机动力传递。
（三）设计步骤：
（1）选定匹配车型；
（2）选定万向传动轴结构方案；
（3）进行万向传动轴及其中间支承的结构设计与强刚度校核、临界转速校核、运
动校核等。
（四）设计要求：
（1）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，能可靠而稳定的
传递动力；
（2）保证所连接的两轴尽可能等速旋转。
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，在使用车速范围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。
-4-
安徽工程大学
------课程设计说明书
1．车型及其相关参数
1.1车型图片
设计所选车型为：
一汽解放赛龙中卡（CA1145PK2L2AEA80）
1.2车型参数：
-5-
驱动形式
4*2
轴距
4920m
车身长度
8.45m
车身宽度
2.5m
车身高度
2.56m
最高车速
93km/h
轮胎规格
8.25-16
发动机最大输出功率
103kw
整车质量
5.8吨
发动机最大转矩
450N·m
最大总质量
13.8吨
最大扭矩转速
1400
发动机额定转速
2500rpm
档数
6档
变速器最大输出扭矩
610N·m
一档传动比
6.515
后桥允许载荷
8950Kg
六档传动比
0.813
安徽工程大学
------课程设计说明书
2．万向传动方案选择
2.1万向传动轴概述
现如今汽车上，万向传动轴一般由万向节、传动轴和支承装置组成，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。
万向节传动的在汽车上的应用。
1）汽车变速器到驱动桥之间的万向节传动装置；
2）全轮驱动的汽车上变速器与分动器之间及分动器与前后驱动桥之间的万向节传
动装置；
3）重型汽车离合器与变速器之间万向节传动装置；
4）用于带有摆动半轴的驱动桥中的万向节传动装置；
5）汽车的转向驱动桥的万向节传动装置。
除上述以外，一些特种车辆，如越野车，农用汽车，自卸汽车绞盘，功率输出装
置以及满足方向盘和转向器之间布置上的需要，大都采用了万向节的传动装置。
由于解放CA1145采用发动机前置后驱的布置形式，在其动力传递时必须从变
速器通过万向传动轴将动力传递给驱动轮。
而本课题设计的万向传动装置主要也就是
图a的用于汽车变速器到驱动桥之间的万向节传动装置，至于其他的万向传动装置本
次设计不做考虑。
2.2万向节的选择
万向节是转轴与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，可分为刚性万向节和挠性万向节。
刚性万向节的动力是靠零部件之
间的铰链式连接传递的；挠性万向节的动力是靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减
震作用。
刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节，准等速万向节和等速万
向节三种。
常见的万向节的有以下几种：
-6-
刚性万向节
安徽工程大学
万向节
------课程设计说明书
挠
性
万
不等速万向节
准等速万向节
等速万向节
向
节
十
字
轴
式
双
联
式
凸
块
式
三
销
轴
式
球
面
滚
轮
式
圆
弧
槽
滚
刀
式
球
叉
式
直
槽
滚
道
式
伸
缩
型
球
笼
式
Bir
fiel
d型
Rze
ppa
型
图2.1万向节的分类
在方案选择时，我们考虑到它是用于变速器与驱动桥之间，并且在满足万向传
动轴设计基本要求后，我们选择了十字轴万向节。
其结构如下图所示，
注油嘴
套筒
滚针
轴承座
注油孔
油道
图2.2十字轴结构图
因为这种万向节结构简单紧凑，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低，
能使不在同轴线或轴线角较大，轴向移动较大的两轴等角速连续回转，与可伸缩的传
动轴搭配在一起，构成的十字轴万向传动轴被广泛采用。
十字轴万向传动可分为单十字轴和双十字轴两种。
单十字轴万向节传动，传动
轴被封闭在一套管中，套管将牵引力或制动力从驱动桥传至车架或车身。
但其结构笨
重，增加了非悬挂部分的重量。
而且，由于这种结构中只用了一个十字轴万向节传动，
因此不能保证主减速器主动轴与变速器第二轴的转速恒等，引起了工作不均匀性，这
种万向节应用很少。
目前应用最广泛的是双十字轴万向节。
双十字轴万向节直接用两
个简单十字轴万向节和一根传动轴连接。
另外双十字轴万向节的重量轻，对载重汽车
-7-
安徽工程大学
------课程设计说明书
而言通常只占1.0~1.4%。
所以我们选了双十字轴万向节。
如下图所示，
十字轴万向节
传动轴
图2.2双万向节结构图
对于十字轴式万向节，滚针轴承的轴向需要定位，常见的形式有普通盖板式、
弹性盖板式、外卡式、内卡式、瓦盖固定式、塑料环定位式五种。
由于普通盖板工作
可靠，拆装方便，故我们此次选择的普通盖板式结构来定位。
如下图所示，用螺栓1
和盖板2将套筒固定在万向节叉4上并用锁片5将螺栓锁紧。
1
5
2
4
3
1.螺栓
2.盖板
3.套筒
4.凸缘叉/万向节叉
5.锁片
-8-
安徽工程大学
------课程设计说明书
图2.3盖板式密封结构图
十字轴滚针轴承的密封，一方面有防止润滑油从轴承往外流的作用，另一方面
有防止灰尘，污水进入轴承，消除十字轴油道的阻塞作用，进而提高万向传动装置的
寿命。
滚针轴承的润滑密封方式常见的有毛毡油封，双刃口油封，多刃口油封。
此次
我们选择毛毡油封。
2.3传动轴的选择
传动轴主要分实心和空心两种。
对于实心传动轴仅作为与等速万向节相连的转向
驱动桥的半轴，或用作断开式驱动桥的摆动半轴，空心传动轴具有较小的质量，能传
递较大的转矩，比实心传动轴具有更高的临界转速，主要用于传动系的万向传动轴。
同时考虑到汽车在行驶时，传动强度的变化，传动轴中必须装有由滑动叉和花键组成
的滑动花键来实现传动长度变化，所以我们选择空心的传动轴即轴管。
传动轴管壁厚
均匀易平衡、管径大、扭转强度高、弯曲刚度大，适于高速旋转。
-9-
轴管
滑动花键
安徽工程大学
万向节叉
花键套
------课程设计说明书
传动轴
挡环
花键轴
图2.4传动轴结构图
2.4中间支承选择
解放CA1145的车身长度为8.45m,其传动轴必超过1.5m,所以我们在总布置时将
传动轴分成两根，在中间传动轴上加设中间支承，来提高传动轴的临界转速。
中间支
撑通常安装在车架横梁上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶
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，目前广泛采用的橡
胶弹性中间支承，此次设计时我们也选择的是橡胶弹性支承。
因为这种弹性中间支承
能吸收传动轴的振动，降低噪声，主要承受传动轴因不平衡，偏心等因素引起的径向
力，以及万向节上附加弯矩所引起的径向力。
如下图所示，
-10-
安徽工程大学
------课程设计说明书
橡胶圈
金属挡环
轴承
支承座
图2.5中间支承结构图
2.5传动方案确定
本课程设计选择双十字轴式万向传动。
由于这款车的轴距约5m,所以我们在设计
时将其一根传动轴分成三段，与四个万向节共同构成整个传动轴。
传动轴1前端用十
字轴万向节与变速器输出轴相连，后端用十字轴万向节与传动轴2的前端相连，且在
近后端处用安装在车架横梁上的橡胶弹性中间支承支承。
传动轴2前端通过十字轴万
向节与传动轴1后端相连，后端用十字
轴万向节与后桥主减速器相连。
传动轴轴管和花键轴焊接在一起而成。
前端与由万向
节叉和花键套制成一体的万向节滑动叉相配合，构成了整个万向传动装置。
具体方案
图如下所示：
-11-
安徽工程大学
------课程设计说明书
凸缘叉
十字轴万向节
传动轴1
中间支承
传动轴2
图2.6
万向传动装置方案图
-12-
安徽工程大学
------课程设计说明书
-13-
安徽工程大学
------课程设计说明书
3.万向传动轴的相关计算
3.1万向传动轴1
3.1.1传动轴载荷计算
由于发动机前置后驱，根据参考文献[1]p126表4-1，位置采用：
用于变速器与
驱动桥之间；按发动机最大转矩和一档传动比来确定
Tse1=kdTemaxki1ifη/n
Tss1=G2m’2υrr/i0imηm
根据解放CA1145数据，
发动机最大转矩Temax=450N·m
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=1.6,k0=2.2;
满载状态下,驱动桥上的静载荷等于后桥载荷G2=8950*9.8=87710N,
发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.1，
轮胎与路面间的附着系数υ=0.85，
车轮滚动半径rr=0.48,
主减速器从动齿轮到车轮之间传动比im=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0.195mag/Temax>16,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，
主减速比i0=6.5;
Tse1=kdTemaxki1ifη/n=
1⨯450⨯1.6⨯6.515⨯1⨯0.765
1
=3588.46N·m
Tse1
=3588.46N·m
Tss1=G2m’2υrr/i0imηm=
87710⨯1.1⨯0.85⨯0.48
6.5⨯1⨯0.765
=7916.33N·m
Tss1=7916.33
对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷T1取Tse1和Tss1的最小值，
T1=min[Tse1,Tss1]
∴T1=Tse1=3588.46N·m
由参考文献[5]知，用于驱动桥传动轴其传递的最大工作扭矩为：
-14-
N·m
T1=3588.46
安徽工程大学
------课程设计说明书
Mmax=Memaxi1it
N
N·m
式中，Memax——发动机的最大扭矩；it——变速器一档速比
Mmax=2931.7
i1——分动器抵挡速比；N——驱动桥数。
5N·m
Mmax=Memaxi1it
N
=450⨯6.515
1
=2931.75N·m
此数据将作为下面我们初选数据的依据。
3.1.2十字轴万向节设计
十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈或滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针
轴承碗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，为此设计是因保证该处有足够的弯曲强度。
1）十字轴的设计
设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则
d1
do
Lb
F
d2
s
r
F
十字轴受力图
F=T1/2rcosα
其中：
T1万向传动轴的计算转矩；r为合力F作用线到十字轴中心之间的距离；α为
主、从动叉轴的最大夹角。
由参考文献[5]知，我们初选取r=67mm;α=20。
所以F=T1/2rcosα=3588.46⨯1000/2⨯67⨯cos20=32986.64N
2）十字轴轴颈根部的弯曲应力σw和切应力τ应满足
-15-
r=67mm;
α=20
安徽工程大学
------课程设计说明书
σw=
32d1Fs
π（d14-d42）
≤[σw]
4F
12
由参考文献[5]表1-6,根据车型发动机最大扭矩Mmax=2931.75N·m
我们初步选取十字轴轴颈直径d1=40mm，十字轴油道孔直径d2=10mm，合力F作用
线到轴颈根部的距离s=14mm，
由参考文献[1]知：
[σw]为弯曲应力的许用值，为250~350Mpa，[τ]为切应力的许用值，
为80~120Mpa
d1=40mm
d2=10mm
s=14mm
∴σw=
32d1Fs
44=
32⨯40⨯32986.64⨯14
3.14⨯（404-104）
=162.88Mpa<[σw]
4F
12
4⨯32986.64
3.14⨯（402-102）
=83.86Mpa<[τ]
故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件，我们初选取的参数值合理；
3）十字轴滚针轴承中的滚针设计
在设计时，对于十字轴滚针直径通常不小于1.6mm，以免压碎，而且尺寸差别要小，
否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制带0.003以内。
滚针轴承颈向
间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有时出现滚针卡住的可能性；间隙过小又有可
能出现受热卡住或因赃物阻滞卡住。
合适间隙为0.009-0.095，滚针轴承的周向总间隙
以0.08-0.30为好。
滚针长度一般不超过轴颈的长度，这可以使其具有较高的承载能
力，又不致滚针过长发生歪斜而造成应力集中。
滚针在轴向的游隙通常不应超过
0.2~0.4mm。
十字轴滚针的接触应力应满足
σj=272
11Fn
10b
≤[σj]
由参考文献[5]表1-6,根据车型发动机最大扭矩Mmax=2931.75N·m
我们初选推荐值，取滚针直径d0=5mm，滚针工作长度Lb=30mm，Z=20再进行校核;
在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷
d0=5mm
-16-
τ=π（d2-d2）≤[τ]
π（d1-d2）
τ=π（d2-d2）=
（d+d）L
安徽工程大学
------课程设计说明书
4.6F4.6⨯32986.64
iZ
=8967.28N
Lb=30mm，
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3000-3200Mpa
Z=20
∴σj=272
11Fn
10b
=272（
1
40
1
3
8967.28
30
=2134.45Mpa<[σj]
故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足,同样我们初选取的合理可以使用；
4）十字轴万向节叉的设计
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σw和扭应力τb
应满足
σw=Fe/W≤[σw]
τb=Fa/Wt≤[τb]
根据车型发动机最大扭矩Mmax=2931.75N·m
我们初选取a=60mm,e=90mm,b=50mm,h=80mm,
查参考文献[1]中表4-3，取k=0.235,W=bh2/6,Wt=khb2,
弯曲应力的许用值[σw]为50-80Mpa，
扭应力的许用值[τb]为80-160Mpa
∴σw=Fe/W=32Mpa<[σw]
τb=Fa/Wt=68Mpa<[τb]
5）十字轴万向节1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:
d12tanα
其中,η0为十字轴万向节的传动效率；f为轴颈与万向节叉的摩擦因数，且滑动轴承取
0.15~0.20，滚针轴承取0.05~0.10；
此次,我们选用的是α=20,滚针轴承取f=0.085，r=67mm;
d12tanα
40
60
）⨯
2tan20
π
=98.7%
-17-
1⨯20
Fn==
（d+d）L
+）⨯
η0=1-f（r）π
代入上式得：
η0=1-f（r）π=1-0.085⨯（
安徽工程大学
------课程设计说明书
通常十字轴万向节的传动效率为97%~99%，所以满足要求。
3.1.3传动轴结构设计与转速校核
传动轴的临界转速
nk=Knmax
nmax=
nw
i6
=
2500
0.813
=3075.03r/min
则nk=5535.05r/min
8
Dc2+d2c
Lc2
可求得：
其中，Lc为传动轴的支承长度（mm）,取两万向节中心之间的距离；dc、Dc传动轴
管内、外径（mm）。
我们选取dc=115mm，Dc=120mm
Lc=1200mm;
解得：
K=1.6<2.0
故所取数值满足其转速校核要求
3.1.4传动轴的强度校核
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
16DcT1
π（Dc4-dc4）
式中[τc]为许用扭转应力，[τc]=300Mpa；
∴τc=
16⨯120⨯3588.46⨯103
3.14⨯（1204-1154）
=238.97Mpa<[τc]
∴轴管的扭转应力校核符合校核要求；
由此说明，我们所选取的轴管内径dc=115mm，外径Dc=120mm传动轴支承长度
Lc=1200mm合理。
3.1.5花键轴和花键的设计和校核
对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应
升级会员 