微型汽车万向传动设计(共28页)

《微型汽车万向传动设计(共28页)》由会员分享，可在线阅读，更多相关《微型汽车万向传动设计(共28页)（31页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、精选优质文档-倾情为你奉上山东交通学院 2015 届毕业生毕业设计题目：微型汽车万向传动设计院(部)别 汽车工程学院 专 业 车辆工程 班 级 车辆114 学 号 姓 名 俞 毅 指导教师 陈 雯 二一五年六月专心-专注-专业摘 要在汽车工业的迅猛发展，车型多样化、个性化的今天，人们对汽车舒适性、使用性能的要求日益提高。但传动轴及万向节的设计装配不良，会产生振动和噪声。因此，万向传动轴的设计就成为汽车设计中的重要环节之一。本毕业设计将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

2、置方案，选定为十字轴式万向传动装置。并对传动轴、万向节总成进行设计，对相关零件进行了强度校核，结果表明满足设计要求。关键字：万向节，传动轴，十字轴ABSTRACTIn the rapid development of automobile industry, model diversification and individuation，the car comfort, the use of performance requirements is increasing day by day. But the design of the transmission shaft and univer

3、sal joint assembly, can produce vibration and noise. Therefore, the design of the universal transmission shaft becomes one of the important link of car design.This graduation design will be based on the existing production enterprises in the production of universal transmission device as a design pr

4、ototype models. In a given vehicle main technical parameters of the engine, transmission and other major assemblies and installation location to determine conditions,I analyzes the vehicle structure, determine the shaft arrangement scheme, selected for the cross shaft universal transmission device.

5、And the drive shaft, universal joint assembly design, has carried on the intensity of related parts, the results show that meet the design requirements. Key words：Universal joint，Drive shaft，Cross shaft 目 录 前 言国内发展情况与应面对的问题2007年中国汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量将突破900万辆。2007年我国汽车零部件产业总收入也达到6700亿元。而作为汽车零部件的汽车

6、传动轴市场随汽车需求的增长也高速增长，2007年我国汽车传动轴的需求已经突破992万根，产值达到了79亿元，其中，速传动轴超过860万根。市场竞争非常激烈，市场被GKNDriveline等所控制，其他企业只能在有限的空间求的生存，例如，GKNDriveline凭借自身技术优势在中国轿车市场占有50%汽车传动轴市场份额，计划2009年在中国武汉在开设新的传动轴工厂，这是GKN继上海、重庆、吉林之后，在中国开设的第五家传动轴工厂，全国布局还在继续。万向节市场前景很有潜力，但是在技术方面，国内工厂竞争力偏低。万向传动轴是汽车的关键部件之一，也是汽车国产化技术难度较大的部件之一，没有高技术的设备支持，

7、产品很难达到要求的。目前，国内只有少数合资企业能够具备这样的生产能力，多数国内企业是在根据国外的样件进行开发生产，基本上没有自主的设计开发能力。在万向传动装置的设计工作中，应充分克服传动效率低，传动部件寿命过短等缺陷，吸取在以往设计工作中的教训，大胆开阔视野，充分发挥我们的设计创新能力，利用现有的先进设备，并争取引进更先进的硬件与软件技术，努力与国际接轨，争取开发一条能耗低、低成本、高效率、可靠性高的研究路线。设计意义在汽车工业的迅猛发展，车型多样化、个性化的今天，人们对汽车舒适性、使用性能的要求日益提高，而传动轴及万向节的设计装配不良，将产生振动和噪声。因此，万向传动轴的设计就成为汽车设计中

8、的重要环节之一。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，在给定的参数下，学生独立设计出符合要求的万向传动装置，来培养学生的专业素质和独立思考能力。1 概述在现代汽车上，万向节传动装置是由万向节、传动轴和支承装置组成的。它主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴之间的动力传递。图1.1中所示为万向节传动在汽车传动系中的应用。图1.1a）与1.1b）为用于汽车变速器到驱动桥之间的万向节传动装置。由于发动机、变速器和离合器连成一个整体，再被支承在车架上，而驱动桥的连接方式，则是通过悬挂系统与车架相连接，主减速器的输入轴与变速器的输出轴二者的轴线往往不在同一个轴线上,由于悬挂系

9、统在汽车的行驶过程中，会产生较大弹性形变，是驱动桥的输入轴和变速器的输出轴的相对位置发生变化，因此，往往采用一根传动轴与两个十字轴万向节或采用一根中间传动轴、一根传动轴和三个或四个十字轴万向节，将他们连接起来。图1.1 万向节传动装置Fig1.1 Universal joint transmission device图1.2为用于44型汽车上变速器和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。对越野车来说，往往会遇到变速器第二轴与分动器输入轴之间有较大距离，或者分动器位置较高而引起分动器输出轴线与传动轴轴线、前后驱动桥主动锥齿轮轴线与传动轴轴线间的夹角过大；或者由于安装不准确和车架变形

10、在传动机构中引起附加载荷等情况。为了克服在设计中碰到的这些矛盾，多采用简单十字轴万向节或柔性万向节将有关总成链接起来。图1.2万向节传动装置Fig1.2 Universal joint transmission device图1.3 a）为用于重型汽车离合器与变速器之间万向节传动装置。对于重型汽车，由于总布置要求，常将离合器与变速器分开一段距离，因此也常用万向节传动装置将两个总成连接起来。图1.3 b）为用于带有摆动半轴的驱动桥中的万向节传动装置。由于半轴轴线和车轮轴线不重合，且其相对位置还经常发生变化，此时用一根整体轴将两端刚性连接起来显然是不行的，故要用万向节传动装置。图1.3万向节传动装

11、置Fig1.3 Universal joint transmission device图1.4为用于汽车的转向驱动桥的万向节传动装置。由于前轮既是驱动轮又是转向轮，要求车轮能在最大转角范围内任意偏转某一角度，并且能不间断地传递动力。因此，转向驱动桥的半轴不能制成整体而要分段，车轮和半轴之间常用等角速万向节将两者连接起来。图1.4万向节传动装置Fig1.4 Universal joint transmission device实践表明，万向节传动所连接的两轴的位置和所传递的动力大小不同，万向节传动将有不同的结构型式。同时因为生产和使用条件不一样，往往所选的结构型式也是不一样的，故我们在进行万向节

12、传动设计时，应根据整车设计和使用部门的要求以及生产部门的具体情况，努力使设计、制造出来的万向节传动装置能满足如下要求：1. 保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时能可靠地传递扭矩；2. 保证所连接的两轴能够均匀地旋转，且由于两轴之间存在的夹角而产生的惯性力矩所引起的载荷应降低到许可范围内；3. 保证传动效率高，寿命长、结构简单、制造维修方便。2 原始数据及设计要求2.1 原始数据表2.1 主要参数Tab.2.1 The main parameter额定载荷（kg）最大总质量（kg）最高车速（km/h）最大扭矩N m/(r/min)额定功率kw/(r/min)630145010059/350

13、029.4/5500基本参数：汽车的总长：3200mm 总宽：1400mm 总高；1700mm货箱的内部尺寸：长1900mm 宽1350mm 高250mm轴距：1800mm轮距：前轮1200mm 后轮1180mm整车整备质量：820kg 前轴451kg（55%） 后轴369kg（45%）最大总质量：前轴580kg（40%） 后轴870kg（60%）2.2 设计要求1. 设计微型货车的万向传动装置，2. 进行万向传动的运动和受力分析，3. 确定万向传动装置的基本组件的尺寸，4. 进行弯、扭矩的强度校核，画图。3 万向传动轴的结构特点及基本要求3.1 万向传动轴的结构特点万向传动轴一般是由万向节、

14、传动轴和中间支撑组成。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。伸缩套能自动调节驱动桥与变速器之间距离的变化。万向节是保证驱动桥输入轴与变速器输出轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴承、十字轴、凸缘叉及轴向定位件和橡胶密封件等组成。图3.1 双万向节等速传动布置图Fig.3.1 The arrangement plan of the Double universal joint constant speed drive万向节即万向接头，英文名称universal joint，是实现变角度动力传递的机件，用于需要改变线方向的位置，它是汽车驱动系统的

15、万向传动装置的 “关节”部件。万向节与组合，称为万向节传动装置。传动轴的组成部分为万向节、轴管和伸缩套。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。其基本结构如图3.2：图3.2 变速器与驱动桥之间的万向传动装置Fig.3.2 Universal drive shaft of Transmission and Drive bridge3.2 基本要求1.保证所连接的两根轴的夹角及相对位置在一定范围内变动时，能可靠而稳定地传递动力。 2.保证传动尽可能同步，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

16、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。 4.传动效率高，制造方便，使用寿命长，结构简单，维修容易等。 另，万向传动装置有极其广泛的应用，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发生变化，因而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的要求，需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一端距离，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轨迹变化而改变方向，这时多采用等速万向传动轴。如图3.3图3.3

17、万向节在汽车上的各种应用Fig.3.3 All kinds of apply of Cardan in cars4 万向传动轴结构方案的分析4.1 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TJ6350微型货车为前置后驱的布置形式，平头驾驶室。因其为普通商用，则轴数根据其特点确定为两轴。驱动形式： 42，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；3. 驾驶员的视野得到明显改善；采用

18、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。中间支撑：由于TJ6350 微型货车的轴距长度中等，根据初选为1800mm，且最大总质量不超过2t，所以不选中间支撑，只选用一根主传动轴。设计此发动机形式为前置后驱，由于悬架不断变形，变速器或分动器输出轴轴线之间的相对位置经常发生变化,根据货车的总体布置要求，将变速器与离合器、分动器与变速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，所以采用十字轴万向传动轴。为了避免运动干涉,在传动轴设计中有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。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

19、界转速，所以此传动轴管采用空心传动轴。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、耐久性好、强度高，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1520，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4.1图4.1 十字轴式刚性万向节Fig.4.1 The cardan of universal joint pin在TJ6350 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：1. 传动轴两端的万向节

20、叉在同一平面内;2. 输入轴、输出轴与传 动轴的夹角相等，即1 = 2。如下图所示。图4.2 输入轴与输出轴的夹角Fig.4.2 The included angle of input axle and export axle保证满载时，实现等速传动。综上可确定，TJ6350 微型货车的万向传动装置设计为：两个十字轴式万向节和一个传动轴。此时的传动轴不分段，无需加中间支撑。4.2 万向传动轴的计算载荷该设计万向传动装置用于变速器与驱动桥之间，则按发动机最大转矩和1挡传动比来确定，即： Tse1=kdTemaxki1ifn （4.1）其中 Temax 发动机的最大转矩59NM n 驱动桥的数目

21、n=1 i1 变速器1挡传动比 i1 =3.996（由变速器设计知） 发动机到万向传动轴的传动效率 =90% k 液力变矩器的变矩系数 k=1 kd 猛接离合器所产生的动载系数 kd=1 即，对于性能系数 fi=0的汽车（一般货车、矿用汽车和越野车） 代入数据，计算得 Tse1 =212 Nm5 万向传动轴的选择5.1 传动轴管的选择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，花键轴与花键套有足够的配合长度；而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角大小会影响万向节的滚针轴承和十字轴的寿命、万向传动效率和十字轴的不均匀性。由于传动轴经常处于高

22、速旋转的状态，所以轴的材料查机械零件手册选取40CrNi，适用于很重要的轴，具有较高的扭转强度。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄(1.53.0mm)、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。5.2 伸缩花键的选择应选择矩形花键，用于补偿由于汽车行驶时，传动轴两端万向节之间长度的变化。为减小磨损及阻力，对花键齿磷化处理或喷涂尼龙，外层设有防尘罩，间隙应尽量减小，以免引起传动轴的震动。键槽与花键齿按对应标记装配，以保持传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片来补偿。装车时传动轴的伸缩花键的一端应靠近变速器，以减小其轴向阻力和磨损。其结构图如下所

23、示。图5.1万向传动轴花键轴结构简图Fig.5.1 Universal drive shaft The structure fig of bloom bond 1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套； 7-滑动花键槽；8-油封；9-油封盖；10-传动轴管6 传动轴的计算与强度校核6.1 传动轴的临界转速长度一定时，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nk（r/min）为，安全系数K取1.2，适用于一般精

24、度的伸缩花键则有(因TJ6350 微型货车无超速挡，最高档即直接挡)即 nmax = nw = 5500 r/min （6.1）（nw为发动机转速）安全系数k k = nknmax = 1.2 （6.2）nk = 1.2nmax = 6600 rmin6.2 传动轴计算转矩T1 = Twi1 = 593.99610390% = Nmm （6.3）6.3 传动轴长度选择根据轴距1800mm, 初选的传动轴支承长度 Lc 为(12503.6)mm，花键轴长度应小于支承的长度，满足万向节与传动轴间隙的要求，取花键轴的长度为(11002.5)mm6.4 传动轴管内外径确定 nk =1.2108 Dc2

25、+dc2Lc2 = 6600 rmin （6.4）得 Dc2+dc2=（6600.2108）2 = 7385.3 （6.5）又 1.5 mmDc - dc23 mm根据电焊钢管外径6095mm的标准资料（从冶金部标准YB242-63中选取），如表6.1所示 表6.1 6095mm毫米的电焊钢管YB242-63Tab6.1 The electric soldering steel tube of 60 to 95 millimetre YB242-63外径（mm）钢管厚度（mm）601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、63.51.4、1.5、1

26、.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、751.4、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、4.5831.4、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、4.5891.4、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、4.8951.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.

27、8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8初选 DC = 63.5 mm ，则 dc = 7385.3-Dc2 = 58 mm （6.6）其中 Lc 为传动轴长度(mm)，即两万向节中心的距离 Dc和dc分别为传动轴轴管的外、内径(mm) 6.5 传动轴扭矩强度校核 由于传动轴只承受扭转应力，而不承受弯曲应力，所以只需校核扭转强度。根据公式有 c = 16DcdcDC4 - dc4 = 1663.5.1463.54-584 （6.7） =13.7MPa c = 300 MPa（c为许用扭转切应力） 由此可知，说明设计参数满足扭转强度要求。 7 十字轴总成尺寸的确定与强度

28、校核为了便于设计时确定十字轴的总成尺寸，表7.1列出了不同吨位的载重汽车十字轴，按图7.1所示的尺寸要素的范围表7.1 推荐采用的十字轴总成及花键尺寸Tab.7.1 The size of cross axle and bloom bond recommend载重质量 t 十 字 轴 总 成 mm花键外型外径mm花键工作长度mm十 字 轴滚 针轴 承 套Hdhh1L滚针数 nD套C11.59018162031422324直35958522.59022212631826354直3895653410825242931829394直50855712734242931838504直6511581014

29、734303532438504直6511515251654530373245061.54直701157.1 十字轴万向节尺寸的确定与强度校核按表7.1所示，初步确定十字轴万向节的尺寸，然后利用强度校核公式进行其轴颈弯曲应力的校核。初步选定 H = 90 mm d = 18 mm h = 16 mm h1 = 20 mm d0 = 6 mm；(十字轴要素见7.1图) s = 8 mm r = 37 mm (自图7.2十字轴受力示意图)十字轴轴颈根部的弯曲应力 w 应满足 w = 32dFsd2-d02 (7.1)其中 d 十字轴径，mm F = Ts2r=2867N (7.2)Ts 万向传动的计

30、算转矩， Nmmr 合力F作用线到十字轴中心的距离，mms 合力F作用线到轴颈根的距离，mmdo 十字轴油道孔直径，mm代入数据可得 w = 321883.14184-64237 =40.6 MPa w 式中 w 为弯曲应力许用值，为250300MPa。由此可知，十字轴轴颈根部的弯曲应力满足要求。图7.1 十字轴尺寸要素Fig7.1 The size of The cross axle十字轴轴颈的切应力应满足 = 4Fd2-d02 = 4.14182-62237 (7.3) =12.7MPa 式中为切应力 的许用值，为80120MPa。由此可知，十字轴轴颈的切应力满足要求。图7.2十字轴受力示

31、意图Fig.7.2 The Fig of The cross axle strengthed7.2 传动轴的花键滑动花键连接套为了后桥跳动时补偿传动轴长度变化而设置的。花键轴头应压入管口进行焊接。传动轴带花键的一端，为静止时位置较高的一端。传动轴花键的尺寸按表7.1推荐的数值进行初定，结合国家标准GB/T1144-2001（见附录1）选取628347为基本尺寸的中系列矩形花键，最后进行强度校核。目前国产汽车的传动轴花键一般为矩形齿，它以内径或侧面定心，保证传动轴运转平稳可靠。国外也有根据用户要求使用渐开线花键的。初步确定花键的尺寸 d1 = 34 mm d2 = 28 mm Z = 6 L0

32、= 85 mm B=7mm其中 d1 - 花键外径，mm d2 - 花键内径，mm Z - 花键的键数 L0 - 花键工作长度 B - 花键的键宽 对于传动轴花键，主要计算花键的挤压应力。即 c = T1d1+d24d1-d22ZL0 (7.4)其中 T1 为传动轴的计算转矩(见式6.3) 代入数据可得 c = +28434-282685 = 8.95 MPa c其中 c 为花键的许用挤压应力，在硬度大于HRC35时，传动伸缩花键的许用挤压应力为2550 MPa 。综上，传动轴花键的尺寸符合要求。7.3 十字万向节的轴承万向节轴承可以认为是由密封、滚针及轴承套所组成。轴承以总成的方式把万向节叉

33、连接起来，轴承套用钢制作，其硬度大于HRC60。对于轴承形状，要求具有易于装入万向节叉的外形。万向节轴承常用的滚动体是滚针。当轴承套的尺寸一定时，应选用小直径滚针来配用较粗的轴颈，同时增加滚针数目，以降低轴颈间与滚针的接触应力，但滚针直径不得小于1.6 mm，以免发生压碎情况，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有可能会出现滚针卡住的情况；间隙过小时，有可能会出现受热卡住或因脏物阻滞卡住的情况，所以，合适的间隙为0.0090.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.080.30mm为好。理论上滚针越长，万

34、向节的承载能力越高，但滚针过长时其歪斜带来的不良影响亦越大，故其长度不宜超过十字轴轴颈，使其具有较高的承载能力，又不至因滚针过长发生歪斜而造成应力集中，所以，滚针在轴向的游隙一般不超过0.20.4mm。则经参考表7.1，另根据国家标准GB/T309-2000(见附录2)，初定十字万向节轴承的尺寸为滚针尺寸 = 3 mm Lb = 14 mm N = 22轴承套尺寸 D套 = 32 mm C = 4 mm其中 为滚针的直径，mm Lb 为滚针的长度，mm N 为滚针的数目 D套 为轴承套的外径，mm C 为轴承套的厚度，mm 滚针轴承的接触应力为 j = 2721d+1FnLb (7.5) 其中

35、 Fn 为在合力F的作用下一个滚针所受的最大载荷，N Fn = 4.6FiN (7.6)其中 i 为滚针列数，此处取 i = 1 ,将数据代入上面两式，得 j = +134.622237 = 1110.7 MPa j式中j为滚针的许用接触应力，当其表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力为30003200MPa 。 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角 、十字轴支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当25时可按下式计算 0 = 1-fdr2tan (7.7)式中 0 为十字轴万向节传动效率 f 为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承，f=0.150.20，滚针轴承，f=0.050.

36、10；其它符号意义同前。代入数据得， 0 =98.5% 通常情况下,十字轴万向节传动效率约为97%99%。十字轴常用材料为20CrMnTi 、20Cr 、20MnVB 等低碳合金钢，轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳层深度为0.81.2mm ,表面硬度5864HRC ,轴颈端面硬度不低于55HRC ，芯部硬度为3348HRC 。8 万向节叉的尺寸的确定与强度校核8.1 万向节叉的尺寸的确定图8.1 万向节叉尺寸要素图Fig8.1 Universal joint fork size elements根据十字轴已确定尺寸，初定 a=34mm e=53mm b=16mm h=40mm其中 e、a、h、b

37、如图8.1所示。8.2 万向节叉的尺寸的强度校核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450的B-B截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，计算如下：万向节叉弯曲应力wcwc=FeWwc （8.1）万向节叉扭转应力b应满足 b=FaWtb （8.2）式中，W Wt分别为截面B-B处的抗弯截面系数和抗扭转截面系数，矩形截面：W=bh2/6，Wt=khb2；k为与h/b有关的系数，按表9.1选取；e、a如图8.1所示，弯曲应力的许用值wc为5080MPa，扭应力的许用值b为80160MPa。F见式7.2。因为h/b=2.5，所以k选取为0.258。经过计算，得出

38、wc=35.61MPawc b =36.90MPab所以符合要求。表8.1系数K的选取Tab8.1 The selection of coefficient Kh/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312万向节叉一般采用45中碳钢，调质处理，硬度1833HRC ,滚针轴承碗材料一般采用GCr15 。 结 论1. 通过参考我国微型货车的基本设计参数，选定TJ6350微型货车为前置后驱的布置形式，平头驾驶室。因其为普通商用，则轴数根据其特点确定为两轴。2. 由于TJ6350 微型货车的轴距长度中等，根据初选

39、为1800mm，且最大总质量不超过2t，所以不选中间支撑，只选用一根主传动轴。3. 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。4. 由于传动轴经常处于高速旋转的状态，所以轴的材料查机械零件手册选取40CrNi，适用于很重要的轴，具有较高的扭转强度。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄(1.53.0mm)、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。5. 传动轴支承长度 Lc 为(12503.6)mm，取花键轴的长度为(11002.5)mm。6. DC = 63.5 mm ，dc = 58 mm，

40、Dc和dc分别为传动轴轴管的外、内径(mm)。7. 十字轴尺寸H = 90 mm，d = 18 mm，h = 16 mm，h1 = 20 mm，d0 = 6 mm，(十字轴要素见7.1图) s = 8 mm，r = 37 mm ，(自图7.2十字轴受力示意图)(见P 13)8. 花键尺寸d1 = 34 mm d2 = 28 mm Z = 6 L0 = 85mm B=7mm（见P 15）9. 滚针尺寸 = 3 mm Lb = 14 mm N = 22（见P 16）10.万向节叉尺寸a=34mm e=53mm b=16mm h=40mm（见P 18）11.轴承套尺寸 D套 = 32 mm C =

41、4 mm（见P 16） 致 谢通过这次毕业设计，我获得了很多东西。不只是知识上的增长，更是对自己的一种锻炼。本论文是在陈雯老师的耐心指导下完成的,老师为我提供了相关资料的参考信息，使自己在参考资料的选择上，有了明确的目标，同时又学习到更多的相关知识，使我的毕业设计得以顺利完成。在此，对指导老师陈老师，表示由衷的感谢。并对在我设计中，提供帮助的同学，也表示感谢。我还要感谢汽车工程学院的各位老师对我四年来的培养和帮助，因为没有你们的谆谆教导，就没有我扎实的专业课基础，就不会如此顺利地完成毕业设计。今后我会更加努力地学习，不辜负各位老师的栽培，同时祝愿各位老师身体健康，工作顺利！参考文献1 王望予.

42、汽车设计.北京：机械工业出版社，20092 羊拯民.汽车设计丛书-传动轴和万向节.北京：人民交通出版社，19863 冯晋祥.汽车构造（下册）.北京：人民交通出版社，20074 孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理.北京：高等教育出版社，20065 濮良贵，陈定国，吴立言.机械设计.北京:高等教育出版社，20136 （德）F.Schmelz,Graf von H.-C.Seherr-Thoss,E.Aucktor.万向节和传动轴.伍德荣等译.北京：北京理工大学出版社，19977 ROBERT SCHARFF.COMPLETE UNDERCAR SYSTEMS:STEERING AND SUSPENSION.DELMAR PUBLISHERS INC,1989； 罗伯特沙夫.完整的底盘系统：转向和悬挂.德尔玛图书出版社，1989；附录附录1 GB/T 1144-2001附录2 GB/T 309-2000