传动轴和万向节设计

WORD格式可编辑目录传动轴与十字轴万向节设计1.1结构方案选择021.2计算传动轴载荷031.3传动轴强度校核 041.4十字轴万向节设计 041.5传动轴转速校核及安全系数071.6参考文献09专业知识整理分享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。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。(b)两轴三万向节式图2.1汽车的万向传动方案71.2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Tse1二kdTemaki 1i f 耳 /nTss1= G2 m 2 r / i 0i mn m发动机最大转矩Temax=235.3Nm驱动桥数n=1,发动机到万向传动轴之间的传动效率n=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=65%m=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rr=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n仁n发动机n离合器=0.9*0.85=0.765 ,因为0.195 mag/Tema0,所以猛接离合器所产生的动载系数kd=2,主减速比 i 0=3.98所以:Tse1=kdTemaki 打 f n /n= 2 235.36 2.5 1 昵8 =7491.952N3.98 1 0.765Tss1= G2 m2rr/ i oi mn 6051.51.20.850.35 =709.556N/ T1=min T se1, T ss1/. T1= Tss1=709.556N1.3传动轴强度校核按扭转强度条件9550000PT t=T/W3 de 40.2Dc (1-( /De)T T式中，t t为扭转切应力，取轴的转速 n=4000r/min，轴传递的功率P=65kwD=60mm de=81mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得t t为15-25 Mpa9550000 65.t t=4000 =8.242 Mpa t t0.2 汉 6031 52 ；回丿丿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=/2rcos a =709.556/2*50x10 -3*cos8=7165.292N 十字轴轴颈根部的弯曲应力C w和切应力T应满足32d1Fs44(d14-d 42(T w2 235.3 1.6 2.5 1 3.984Fn (d2)三式中，取十字轴轴颈直径d1=38.2mm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 c w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa t 为 切应力的许用值，为80-120 Mpa=32dFs =32x38 2x103x7165.292x14110=c 叶 n( d1 -d 旬冗(38.20-叮-(100-3 门=18.32Mpa c wi4F恥 7165.292 2 2 =n (d 1-d 2)冗直8.2汉 10-3 f-(100-3 2 =6.711Mpa t 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Cj2721 1Fn(d1+d0)Lb 三Cj式中，取滚针直径d0=3mm滚针工作长度Lb=27mm一4.6F在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷Fn=iZ= 4.6 7165.292 =749.09N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 1 44以上时，许用接触应力(Tj为3000-3200 Mpa/11 Fn-=1；1 ：749.02 =0.859 Mpa厂止 38.2 10”3 1027 10故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 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c w 和扭应力T b应满足c w=Fe/W c wT b=Fa/W T b QQ式中，取 a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70查表，取 k=0.246,W=bh /6, W=khb , 弯曲应力的许用值c w为50-80Mpa,扭应力的许用值T b为80-160 Mpa（d1+d0）Lb =o- w=Fe/W=7165.292 80 空35x10x （70x1% f=20.054 Mpa c qt b=Fa/W=7165.292 40 10”0.247x 70x （35x10丫=13.587 Mpa t b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a,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a 90 +70=6080.933 r/min在设计传动轴时，取安全系数K= nk/n max=l.2-2.0K= nk/n maU6080.9334500=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。16D轴管的扭转应力T c=f 4三T cn( D= -dc )式中t c=300 Mpa=16709.556n(900-3 4-(70灯0-3 J广7.818 MpaT c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T h,许用应力一般按安全系数2-3确定16Ti式中,取花键轴的花键内径dh=70mm外径D=80mm,16 汉 709.556T h =3n (70 汉 10-3 j=10.336 Mpa传动轴花键的齿侧挤压应力c y应满足(T y=T* /(Dh+dh) (Dh-d h)42Lhn c y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Lh=60mm花键c y=25-50 Mpa齿数no=18,当花键的齿面硬度大于35HRC寸：许用挤压应力963.671 X1.35709.556x1.35(T-9-小37.5 X5X50X18X10 37.5x5x60x18x10=4.730Mpa c y传动轴花键的齿侧挤压应力c 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,