传动轴和万向节设计.doc

　 　　 　 　　　 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
万向传动轴就是汽车传动系得重要组成部件之一、传动轴选用与设计得合理与否直接影响传动系得传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要得与设计未能估算在内得附加负荷,可能导致传动系不能正常运转。。。
　 传动轴就是将发动机输出得转知经分动器传递给前驱与后驱得传动机构,转速达3000~700０r/miｎ,振动就是传动轴总成设计需考虑得首要问题。尽管采取涂层技术来减小滑移阻力,但产生得滑移阻力仍为等速万向节得10～4０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。
　　 传动布置型式得选择
万向节传动轴就是汽车传动系得重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置得合理与否直接影响传动系得传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必要得与设计未能估算在内得附加动负荷,可能导致传动系不能正常运转与早期损坏。
车辆得万向节传动,主要应用于非同心轴间与工作中相对位置不断改变得两轴之间得动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器得动力输出轴与驱动桥得动力输入轴不在一个平面内。有得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得相对位置与它们得输出、输出入轴之间得夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节得传动[7］。图２.１为用于汽车变速箱与驱动桥之间得不同万向传动方案。

　 　 　 　 (a)单轴双万向节式

　 　　　 　 　　　 　 (b)两轴三万向节式 　
图2、1 汽车得万向传动方案［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
① 按发动机最大转矩与一档传动比来确定
Tse1＝kdＴemaxki1ifη／ｎ 　 　　
Tss1=　G2 m’2φrr/ i0imηm
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得传动效率η=0。８5,
液力变矩器变矩系数k={(k0 －1)／２｝＋１=1.6
满载状态下一个驱动桥上得静载荷G2=６5％ｍag＝0.６5＊950＊９.8=60５1.5N,
发动机最大加速度得后轴转移系数ｍ’2=1。2,
轮胎与路面间得附着系数φ＝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、195 mag／Ｔemax〈16,ｆｊ>0,所以猛接离合器所产生得动载系数ｋd＝2,主减速比i０＝3、98
所以:
Tse1=kdTemaxｋi１ifη/n=＝7491。９52Ｎ
Tss1=　G2 m'2φｒr/　ｉ0ｉmηm=＝709、556N
∵T１=min｛　Tse1, Tsｓ1｝ ∴Ｔ1＝ Tsｓ1＝70９。５56Ｎ
1、３ 传动轴强度校核
按扭转强度条件
τT＝Ｔ/WＴ≈≤［τT]
式中,τT为扭转切应力,取轴得转速n=400０ｒ／min,轴传递得功率Ｐ＝6５kw,Dc=60ｍｍ,dc=8１mｍ分别为传动轴得外内直径,根据机械设计表１5-3得[τT］为15－25 Mｐａ
∴τT==8、2４2 Mpa〈[τT］
故传动轴得强度符合要求
１.４　十字轴万向节设计
万向节类型得选择
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得万向节类型。考虑到本毕业设计所针对得车型为中轻型货车,对其万向传动轴得设计应满足: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。
十字轴式万向节得结构分析
十字轴式万向节得基本构造,一般由一个十字轴、两个万向节叉、与滚针轴承等组成。两个万向节叉上得孔分别松套在十字轴得两对轴颈上。为了减少磨擦损失,提高效率,在十字轴得轴颈处加装有由滚针与套筒组成得滚针轴承。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,最常见得滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式与塑料环定位式
① 设作用于十字轴轴颈中点得力为F,则
F= Ｔ1/2rcosα＝7０9、556/2*50x10—3＊coｓ8o=7１65、２９２N
② 十字轴轴颈根部得弯曲应力σｗ与切应力τ应满足
σw＝≤［σw］
τ=≤［τ］
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作用线到轴颈根部得距离s=1４ｍm,[σｗ]为弯曲应力得许用值,为２５０—350Ｍpa,［τ]为切应力得许用值,为8０—120 Mpａ
∴σｗ＝==
= 18、32Mpa<［σw］
τ= =
　=6。７1１Ｍpａ<［τ］
故十字轴轴颈根部得弯曲应力与切应力满足校核条件
③ 十字轴滚针得接触应力应满足
σj＝272≤[σj］
式中,取滚针直径d0=3mm,滚针工作长度Lb=２7ｍm,
在合力F作用下一个滚针所受得最大载荷Fn=
==749。09N,当滚针与十字轴轴颈表面硬度在58HRC 　　 　 　　 　 　 　 　　 　 　　　　　 　　 　　　 　 　 　　 　 　 　 　　 　　　　 　 　 　 　 　　 　 　 　　 　 　　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　 　　 　 　　 　 　　 　 　 　 　 　　 　 　 　 　　 　 　 　 　 　　 　　 　　 　　　 　 　 　 　 　 　 　 　　　 　 　 　　 　　 　　 　 　 　 　 以上时,许用接触应力[σj］为3000-3200　Mpａ
σj=2７２=
272=０.８5９ Mｐa〈[σｊ]
故十字轴滚针轴承得接触应力校核满足
④ 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°得截面处,万向节叉承受弯曲与扭转载荷,其弯曲应力σw与扭应力τb应满足
σw=Fe／W≤［σw］
τb=Ｆａ/Ｗt≤［τb]
式中,取a=４０mm,e=８0ｍm,ｂ＝３5mm,h=70mm,查表,取ｋ=０。2４6,W=bh2／６, Wt=khb2, 弯曲应力得许用值[σw]为５0—80Ｍｐａ,扭应力得许用值［τb］为80-16０ Mpａ
∴σw=Fe/W=
　　 　 =20。054 Mpa＜ ［σw］
τb=Ｆａ/Wt=
　 =13、５８7 Mpa<［τｂ］
故万向节叉承受弯曲与扭转载荷校核满足要求
⑤ 十字轴万向节得传动效率与两轴得轴间夹角α,十字轴得支承结构与材料,加工与装配精度以及润滑条件等有关。当α≤2５°时,可按下式计算(取α=１５°)
η０=1—f()＝1—０、0７()=99。08%
1.5 传动轴转速校核及安全系数
①传动轴得临界转速为
nk=1。2×１０8
式中,取传动轴得支承长度Lc=1.5ｍ, ｄｃ=70mｍ, Ｄc＝90mｍ分别为传动轴轴管得内外直径, ｎmax＝4５０0 ｒ/mｉn
∴nk=1、2×108×=６０８0.93３ r/min
在设计传动轴时,取安全系数K=　nk/ｎmax＝１.2—2.0
∴Ｋ= nk/nmax==１、3５１
故符合要求
② 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速要求以外,还应保证有足够得扭转强度。
轴管得扭转应力τｃ=≤［τｃ］
式中[τc]=300 Mpa
∴τc＝=7。8１8 Ｍpａ＜［τc]
∴轴管得扭转应力校核符合要求
③ 对于传动轴上得花键轴,通常以底径计算其扭转应力τh,许用应力一般按安全系数2－3确定
τｈ　=
式中,取花键轴得花键内径dｈ=70mm,外径Ｄh＝80mm,
∴τｈ　==10、３３6 Ｍpa
④ 传动轴花键得齿侧挤压应力σy应满足
σｙ＝T１Ｋ'／Ｌhn０≤［σy]
式中,取花键转矩分布不均匀系数K’＝1.３5,花键得有效工作长度Lh=６０mｍ,花键齿数n0=1８,当花键得齿面硬度大于35HRC时:许用挤压应力［σy］=25-50 Mpa
∴σy=　
　 　 　 　＝４、7３0Mpa ＜［σy]
∴传动轴花键得齿侧挤压应力σy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,