2021传动轴和万向节设计

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30007000r/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1040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 （b ）两轴三万向节式 图2.1 汽车的万向传动方案7 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 按发动机最大转矩和一档传动比来确定T se1=k d T emax ki 1i f /nT ss1= G 2 m 2r r / i 0i m m发动机最大转矩T emax =235.3Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率=0.85，液力变矩器变矩系数k=(k 0 -1）/2+1=1.6满载状态下一个驱动桥上的静载荷G 2=65%m a g=0.65*950*9.8=6051.5N ，发动机最大加速度的后轴转移系数m 2=1.2，轮胎与路面间的附着系数=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m =发动机离合器=0.9*0.85=0.765， 因为0.195 m a g/T emax 所以：T se1=k d T emax ki 1i f /n=198.315.26.13.2352?=7491.952N T ss1= G 2 m 2r r / i 0i m m =765.0198.335.085.02.15.6051?=709.556N T 1=min T se1, T ss1 T 1= T ss1=709.556N 1.3 传动轴强度校核按扭转强度条件T =T/W T 9550000P n0.2D c 3(1-(d c /D c )4)T 式中，T 为扭转切应力，取轴的转速n=4000r/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T 为15-25 MpaT =? ? ?-?4360521602.04000659550000=8.242 Mpa故传动轴的强度符合要求 1.4 十字轴万向节设计万向节类型的选择对万向节类型及其结构进行分析，并结合技术要求选择合适的万向节类型。考虑到本毕业设计所针对的车型为中轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足：制造加工容易、成本低，工作可靠承载能力强，使用寿命长，结构简单，调整维修方便等要求，本设计选用十字轴式万向节。十字轴式万向节的结构分析十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承等组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦损失，提高效率，在十字轴的轴颈处加装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后，将套筒固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。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。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式 设作用于十字轴轴颈中点的力为F ，则F= T 1/2rcos =709.556/2*50x10-3*cos8o =7165.292N 十字轴轴颈根部的弯曲应力w 和切应力应满足 w =32d 1Fs （d 14-d 42）w 198.315.26.13.2352? =4F (d 21-d 22)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 ，w 为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa ，为切应力的许用值，为80-120 Mpaw =32d 1Fs （d 14-d 42）=()()43-43-331010-102.381014292.7165102.3832?-= = 18.32Mpa=4F (d 21-d 22) =()()23-23-1010-102.38292.71654?=6.711Mpa故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴滚针的接触应力应满足j =272（1d 1+1d 0）F n L b j 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=441292.71656.4?=749.09N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 以上时，许用接触应力j 为3000-3200 Mpa j =272（1d 1+1d 0）F n L b= 272333102709.7491031102.381-?+?=0.859 Mpa 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w 和扭应力b 应满足 w =Fe/W w b =Fa/W t b 式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表，取k=0.246,W=bh 2/6, W t =khb 2, 弯曲应力的许用值w 为50-80Mpa ，扭应力的许用值b 为80-160 Mpa w =Fe/W=()6107010351080292.71652333-?=20.054 Mpab =Fa/W t =()233310351070247.01040292.7165-?=13.587 Mpa故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角，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25时，可按下式计算（取=15） 0=1-f （d 1r ）2tan =1-0.07（502.38）2tan15=99.08% 1.5 传动轴转速校核及安全系数传动轴的临界转速为 n k =1.2108D 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 =1.2108902+70215002=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 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c =16D c T 1（D c 4-d c 4）c 式中c =300 Mpac =()()43-43-31070-1090556.709109016?-=7.818 Mpa轴管的扭转应力校核符合要求 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力h ，许用应力一般按安全系数2-3确定 h = 16T 1d h 3式中,取花键轴的花键内径d h =70mm ，外径D h =80mm,h =()33-1070556.70916?=10.336 Mpa 传动轴花键的齿侧挤压应力y 应满足 y =T 1K /(D h +d h )4(D h -d h )2L h n 0y 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n 0=18,当花键的齿面硬度大于35HRC 时：许用挤压应力y =25-50 Mpay = 963.6711.3537.55601810-9910186055.3735.1556.709-? =4.730Mpa传动轴花键的齿侧挤压应力y 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，2 纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，3刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，