2021傳動軸和萬向節(jié)設計

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1、傳動軸和萬向節(jié)設計 目錄 傳動軸與十字軸萬向節(jié)設計 1.1結構方案選擇 (02) 1.2計算傳動軸載荷 (03) 1.3傳動軸強度校核 (04) 1.4十字軸萬向節(jié)設計 (04) 1.5傳動軸轉速校核及安全系數(shù) (07) 1.6參考文獻 (09) 1.傳動軸與十字軸萬向節(jié)設計要求 1.1萬向傳動軸總體概述 萬向傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設計不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加負荷，可能導致傳動系不能正常運轉..。 傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉知經分動器傳遞給前驅和后驅的傳動機構，轉速達300

2、0~7000r/min,振動是傳動軸總成設計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術來減小滑移阻力，但產生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40倍，而滑移阻力將產生振動。為選型設計提供依據(jù)，傳動軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。 傳動布置型式的選擇 萬向節(jié)傳動軸是汽車傳動系的重要組成部件之一。傳動軸選用與設計布置的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加動負荷，可能導致傳動系不能正常運轉和早期損壞。 車輛的萬向節(jié)傳動，主要應用于非同心軸間和工作中相對位置不斷改變的兩軸之間的動

3、力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅動橋的動力輸入軸不在一個平面內。有的裝載機在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機在轉向時均會使變速箱與驅動橋之間的相對位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時常采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動[7]。圖2.1為用于汽車變速箱與驅動橋之間的不同萬向傳動方案。 （a）單軸雙萬向節(jié)式 （b ）兩軸三萬向節(jié)式 圖2.1 汽車的萬向傳動方案 [7] 1.2 計算傳動軸載荷 由于發(fā)動機前置后驅，根據(jù)表4-1，位置采用：用于變速器與驅動橋之間 ① 按發(fā)動機最大轉矩和一檔傳動比來確定

4、 T se1=k d T emax ki 1i f η/n T ss1= G 2 m ’2υr r / i 0i m ηm 發(fā)動機最大轉矩T emax =235.3Nm 驅動橋數(shù)n=1， 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率η=0.85， 液力變矩器變矩系數(shù)k={(k 0 -1）/2}+1=1.6 滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷G 2=65%m a g=0.65*950*9.8=6051.5N ， 發(fā)動機最大加速度的后軸轉移系數(shù)m ’2=1.2， 輪胎與路面間的附著系數(shù)υ=0.85， 車輪滾動半徑r r =0.35 主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比i m =1, 主減速器主動

5、齒輪到車輪之間傳動效率ηm =η 發(fā)動機η離合器=0.9*0.85=0.765， 因為0.195 m a g/T emax 所以： T se1=k d T emax ki 1i f η/n= 1 98.315.26.13.2352?????=7491.952N T ss1= G 2 m ’2υr r / i 0i m ηm =765.0198.335.085.02.15.6051?????=709.556N ∵T 1=min{ T se1, T ss1} ∴T 1= T ss1=709.556N 1.3 傳動軸強度校核 按扭轉強度條件 τT =T/W T ≈9550000

6、P n 0.2D c 3(1-(d c /D c )4)≤[τT ] 式中，τT 為扭轉切應力，取軸的轉速n=4000r/min ，軸傳遞的功率P=65kw ， D c =60mm ，d c =81mm 分別為傳動軸的外內直徑，根據(jù)機械設計表15-3得[τ T ]為15-25 Mpa ∴τT =??? ? ????? ??-??4360521602.0400065 9550000=8.242 Mpa故傳動軸的強度符合要求 1.4 十字軸萬向節(jié)設計 萬向節(jié)類型的選擇 對萬向節(jié)類型及其結構進行分析，并結合技術要求選擇合適的萬向節(jié)類型。 考慮到本畢業(yè)設計所針對的車型為中

7、輕型貨車，對其萬向傳動軸的設計應滿足： 制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強，使用壽命長，結構簡單，調整維 修方便等要求，本設計選用十字軸式萬向節(jié)。 十字軸式萬向節(jié)的結構分析 十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等 組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失， 提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將套 筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內脫出。這樣，當 主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前， 最常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、

8、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式 ① 設作用于十字軸軸頸中點的力為F ，則 F= T 1/2rcos α=709.556/2*50x10-3*cos8o =7165.292N ② 十字軸軸頸根部的彎曲應力σ w 和切應力τ應滿足 σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）≤[σw ]1 98.315.26.13.2352????? τ=4F π(d 21-d 22) ≤[τ] 式中，取十字軸軸頸直徑d 1=38.2mm ，十字軸油道孔直徑d 2=10mm ，合力F 作 用線到軸頸根部的距離s=14mm ，[σw ]為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa ，[τ

9、] 為切應力的許用值，為80-120 Mpa ∴σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）=()()[] 43-43-3 31010-102.381014292.7165102.3832???????--π= = 18.32Mpaτ=4F π(d 21-d 22) =()()[]23-23-1010-102.38292.71654???π =6.711Mpa故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 ③ 十字軸滾針的接觸應力應滿足 σj =272 （1d 1+1d 0）F n L b ≤[σj ] 式中，取滾針直徑d 0=3mm ，滾針工作長度L b =27mm ，

10、 在合力F 作用下一個滾針所受的最大載荷F n =4.6F iZ =44 1292.71656.4??=749.09N,當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時，許用接觸應力[σj ]為3000-3200 Mpa σj =272（1d 1+1d 0）F n L b = 272333102709.749103110 2.381---?????????+?=0.859 Mpa ④ 萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F 作用下產生支承反力，在與十字軸 軸孔中心線成45的截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力σw 和扭應力τb 應滿足 σw =Fe/W

11、≤[σw ] τb =Fa/W t ≤[τb ] 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, 彎曲應力的許用值[σw ]為50-80Mpa ，扭應力的許用值[τb ]為80-160 Mpa ∴σw =Fe/W=()610 7010351080292.71652333 ---????? =20.054 Mpa τb =Fa/W t =()2333 10351070247.01040292.7165---?????? =13.587 Mpa 故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷校核滿

12、足要求 ⑤ 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角α，十字軸的支承結構和材料， 加工和裝配精度以及潤滑條件等有關。當α≤25時，可按下式計算（取α=15） η0=1-f （d 1r ）2tan απ=1-0.07（50 2.38）2tan15π=99.08% 1.5 傳動軸轉速校核及安全系數(shù) ①傳動軸的臨界轉速為 n k =1.2108D c 2+d 2c L c 2 式中，取傳動軸的支承長度L c =1.5m, d c =70mm, D c =90mm 分別為傳動軸軸管的內外直徑, n max =4500 r/min ∴n k

13、 =1.2108902+702 15002=6080.933 r/min 在設計傳動軸時，取安全系數(shù)K= n k /n max =1.2-2.0 ∴K= n k /n max =6080.9334500=1.351 故符合要求 ② 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉速要求以外，還應保證有足夠的扭轉強 度。 軸管的扭轉應力τc =16D c T 1π（D c 4-d c 4） ≤[τc ] 式中[τc ]=300 Mpa ∴τc =()()[]43-43-31070-1090556.709109016??????-π=7.818 Mpa ∴軸管的扭轉應力

14、校核符合要求 ③ 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力τh ，許用應力一般按安 全系數(shù)2-3確定 τ h = 16T 1πd h 3 式中,取花鍵軸的花鍵內徑d h =70mm ，外徑D h =80mm, ∴τ h =()33-1070556.70916???π=10.336 Mpa ④ 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力σy 應滿足 σy =T 1K ’/ (D h +d h )4(D h -d h )2L h n 0≤[σy ] 式中,取花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)K ’=1.35,花鍵的有效工作長度L h =60mm ，花鍵齒數(shù)n 0=18,當花鍵的齒面硬度大于35HRC 時：許用擠壓應力[σy ]=25-50 Mpa ∴σy = 963.6711.3537.55601810-9910186055.3735 .1556.709-????? =4.730Mpa ∴傳動軸花鍵的齒側擠壓應力σy 滿足要求 1.6 參考文獻： [1] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社， [2] 紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社， [3]劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社，