GD1042輕型貨車的傳動軸、變速器設計【含CAD圖紙和說明書】

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固定軸式變速器固定軸式能夠分為兩軸式和中間軸式變速器。固定軸式變速器運用較為寬泛，一般放在FR車上用。中間軸式變速器效率較高，傳動基本上不會產生太大的聲音，使用過程中損耗也小。它的弊端是除直接擋外其余各擋位的傳動效率較低。將中間軸式和兩軸式放在一起，能夠看出兩軸式內部結構不復雜，且零件之間布置間隙非常緊密，此外它的工作效率也比較高，傳動產生的聲音小，它多用在RR布置裝置中。經過綜合對比之后，此次設計我所的選用的變速器是中間軸式變速器。2.1.2 倒擋布置方案倒擋R是一個很重要的附加裝置，它方便了駕駛者，但是用到它的地方很少，例如停車，其他情況一般情況下是不會用到的。所以換倒擋一般采用直齒滑動齒輪形式。倒擋R是一個很重要的附加裝置，它方便了駕駛者，但用到它的地方卻很少，例如停車，其他情況一般不會用得到。所以換倒擋普遍運用的是直齒滑動齒輪形式。倒擋的布置設計方案如下圖所示： (a) (b) (c) (d) 圖2.1 倒擋布置方案(c)(b)(a)(d)上圖的倒擋布置方案各有各的優(yōu)點，各有各的缺點。（a） 圖優(yōu)點是中間軸相對較短，弊端是換擋較困難。（b） 圖優(yōu)勢是倒擋的傳動比大，缺點是混亂的換擋次序。（c） 圖優(yōu)點是齒寬變長。（d） 圖的優(yōu)點是換擋順序合理，很容易換擋。綜上所述，本設計所選擇得方案(d)較為適合。2.2零部件結構方案設計2.2.1齒輪形式變速器所用的齒輪能夠分為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。把斜齒和直齒圓柱齒輪放在一起，斜齒在壽命，運轉工況，產生噪音方面都優(yōu)異些；但在制造方面困難一些。斜齒圓柱齒輪經常用于變速器中的常嚙合齒輪。2.2.2 換擋機構形式換擋機構形式很多，有些多數位置應用，而有些只在少數的位置才能得到使用。例如直齒滑動齒輪，嚙合套，同步器等等。直齒滑動齒輪換擋方式具有簡單的結構，而且有比較方便維修的優(yōu)勢。但這種轉變將影響齒面，并且噪音大，造成齒輪磨損和損傷，轉變時間很長。這種情況下可以使換擋行程縮短，并且增加承受換擋沖擊的接合齒齒數，而輪齒又不參與換擋，進而延長輪齒壽命；但換擋會產生殘余沖擊，對駕駛者有很高的技術要求。 同步器換擋能夠保證快速，沒有大的沖擊，沒有噪音，沒有需求的駕駛技術，能提高汽車的加速度，燃油經濟性和駕駛安全，因而得到廣泛應用。雖然同步器換擋的軸向尺寸相對較大，再加上較高的制造精度要求和結構相對復雜的弊端，但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的運用的方便性，在實際中應用依然較為廣泛。通過對同步器的具體結構作具體的了解和分析，并加以認識和揣摩，最終決定本次設計選用同步器換擋形式。3 變速器主要參數的選擇3.1變速器的傳動比范圍、擋位數及各擋傳動比3.1.1 擋數320個擋位一般情況下是變速器的擋數變化范圍，變速器的擋數普遍在6擋以下。隨著變速器擋數的逐漸增加，汽車將更加省油，跑得更快，馬力更大。當擋位數越多時，變速器的內部結構就越復雜，并且使得輪廓尺寸和質量變大，同時使操縱機構變的復雜，因此，需要設計者綜合考慮設計要求來選取合適的擋位，本次設計采用5+1擋。3.1.2 傳動比范圍 變速箱比率是最低和最高變速比的比率。本次設計的最大的擋為5擋，變速比取為1。在發(fā)動機發(fā)出最大的動力和最低傳輸引擎速度的前提條件下，車輛的爬坡能力最大,車輪所要求的徑向距離，主減速比，以及選擇低傳輸引擎速度都會影響最小的穩(wěn)定的比率。所選用的技術參數如下：整車整備質量：2000Kg最高車速：130Km/h 爬坡度：30%最大總質量：4000Kg 主減速器的傳動比:5.86 最大轉矩:160Nm 最大轉矩轉速:2700rmp 最大功率：96kw汽車的省油能力會影響傳動齒輪最高變速比的數值，一般最高變速比的取值小于等于1。然后，根據驅動軸齒輪比確定的汽車的動力、油耗。汽車爬過的最陡坡度對傳動比也有影響，它可以通過計算得出1擋的變速比數值。汽車從下往上爬坡的時候，因為是上坡，所以行車的速度并不是很高，又加上空氣阻力可以忽略，則發(fā)動機發(fā)出的動力傳輸到驅動輪的力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻1可知： （3-1）式中：汽車總質量，4000kg；重力加速度，取=9.8；道路最大阻力系數，0.31；驅動車輪的滾動半徑，取0.42m；發(fā)動機最大轉矩，160 Nm；主減速比，5.86；汽車傳動系的傳動效率,0.9；最大爬坡度30%，即=；滾動阻力系數，取0.020；變速器一擋傳動比。查文獻1由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比可知： （3-2） 2.69依據驅動車輪與路面的附著條件可得： （3-3）上式中：車輛在地面上完全裝載的一個水平面上固定軸重；道路的附著系數，計算時取。查文獻1,一擋傳動比可知： （3-4）=8.21按照本設計要求的通常情況和必要條件可以初步確定一擋傳動比的數值為5.42。3.1.3各擋傳動比當變速器的最高擋傳動比與最低擋傳動比確定以后，中間各擋的傳動比從理論上來說是可以按照公比（查文獻1可知）： （3-5）擋位數擋數 由于齒的數量都是整數，也可以配置稍有不同，使用小擋位之間的共同的比率，方便切換擋位。五擋傳動比，另外，必須考慮到發(fā)動機的合理配置，因此，每個齒輪比初選為： ， ， ， ， 3.2 變速器中心距A 中間軸式變速器的中心距離是指一段距離，這段距離的數值代表著第二軸和中間軸，這兩根軸中心線之間的距離。這段距離影響變速器的外形尺寸、體積和質量。中心距A可以根據下列公式進行計算（查文獻1）： （3-6）式中： 中心距系數，貨車（）；發(fā)動機最大轉矩，Nm；變速器1擋傳動比，；變速器的傳動效率，取。本設計變速器的中心距為： （3-7）=85mm3.3變速器外型尺寸 傳動裝置的橫向外形尺寸可以通過該齒輪裝置和倒擋齒輪和變速機構的直徑來初步確定。傳動擋數的多少，齒輪切換部件的形態(tài)以及齒輪的樣式都會影響傳動裝置的在軸線方向的尺寸。 貨傳動裝置外廓在軸向方向的尺寸參考：五擋，中心距A最好取為整數時，檢測比較方便。3.4 齒輪參數3.4.1模數在相同條件下的傳輸的中心距，選擇較小的彈性模量可以增加齒的數目，并且增大齒寬可以增加齒輪的重疊部分，并降低齒輪噪音，因此為了降低噪聲應降低模量，選取合理數，同時增加齒寬;較小的質量，應增加模量，同時減少齒寬;從工藝方面的考慮，各種齒輪，應使用一個模數，并從強度的觀點來看，每個齒輪應不同的模量； = =2.52 高擋齒輪K=1 = =4.00 一擋齒輪 (3-8)式中： 為斜齒輪法向模數； 為直齒輪模數；發(fā)動機最大扭矩，Nm ；變速器一擋傳動比； 變速器傳動效率，取0.96； 本次設計取同步器和嚙合套的接合普遍運用的是漸開線齒輪的形式。因此，一個傳輸機構中的接合套模數盡量取相同值，總質量在的貨車取。本次設計取模數m=3，因為選取較小的模數可以使齒數增加，便于換擋。3.4.2 壓力角壓力角小，造成重合度大，傳動平穩(wěn)；壓力角大時輪齒抗彎強度和表面接觸強度得到提高。其實，壓力角為20已經被寫入國家規(guī)定的設計標準。因此在本次設計中的變速器的齒輪采用的壓力角數值也為20度。嚙合套或者同步器的結合齒壓力角有時也可以為20、25、30等。此次設計所選用30的壓力角。當壓力角小時,降低了齒輪鋼度,但優(yōu)勢是相對穩(wěn)定的傳輸,噪音低,重合度較大;相反壓力角大齒輪的剛度就有了很大程度上的提高。對與乘用車而言取小些將更加有利于汽車的平穩(wěn)性的提高；對與載重汽車而言，取大些將有利于提高相應齒輪的承重負荷時穩(wěn)定運轉能力。3.4.3 螺旋角螺旋角數值的選擇很重要，它的變化會帶來兩個意想不到的結果，隨著值的增加，輪齒的抵抗彎曲的能力在增加。此外，螺旋角數值的變化，還會影響兩齒輪間的嚙合，以及產生噪音的大小。實驗得證：螺旋角的相對增大，會相應提高齒的強度。當選擇大的螺旋角數值時，會減少輪齒抵抗彎曲的能力，不過也會增加相應的接觸強度。考慮到低擋齒輪的的抗彎強度，角度不宜過大，取15- 25之間的值；結合本設計技術要求初選螺旋角為=20。圖3.1 中間軸軸向力平衡圖依據圖3.1可以得到，要使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需要滿足的條件如下所示：因為，可得 （3-9）式中，和是作用在中間軸齒輪1和2上的軸向力；和是作用在中間齒輪1和2上的圓周力；和的節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉矩。貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍18-26。3.4.4齒寬b齒寬的定義是輪齒的寬度，是齒輪的一個非常重要的參數，齒寬的大小對于變速器的質量和尺寸、齒輪的工作的穩(wěn)定性、齒輪強度等都有一定的影響。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：直齒，為齒寬系數，取為4.58.0，=8.0 b=48.0=32mm斜齒，取為6.08.5，=8.b=38.0=24mm3.5各擋齒輪齒數的分配當每個齒輪的初選中心距、模數以及螺旋角的數據確定后，齒輪的齒可以依據擋數、變速比和傳輸方案來分配齒數。當分配盡可能使各傳動比的齒數不是整數，可以使輪齒表面均勻磨損。本次設計的傳動方案結構簡圖如右圖。3.5.1 確定一擋齒輪的齒數 一擋圖3.2 五擋變速器示意圖 當一擋的齒數和Zh確定后，就可以確定Z9、Z10的齒數: 直齒齒輪 斜齒齒輪Zh=2Acos/mn 其中 ；故有。貨車變速器一擋齒輪Z10可在1217之間選擇，此處取。則可得出。3.5.2 確定常嚙合齒輪副的齒數由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 由已經得出的數據可確定Z2/Z1=2.35 1 而常嚙合齒輪的中心距和一擋齒輪的中心距相等 由此可知： (3-10) 而根據已求得的數據可計算出：。 21與2聯立可得：。則根據式（2-7）可計算出一擋實際傳動比為。3.5.3 確定其他擋位的齒數二擋傳動比 （3-11） 聯立得：。按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 =26 ，=28 四擋齒輪 =21 , =33。 3.5.4 確定倒擋齒輪的齒數倒擋傳動比與一擋傳動比，相比較來說比較靠近，所以在本次設計中倒擋的傳動比可以取為5.40，中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數比一擋主動齒輪10略小一些，可以取Z12=12。因為通常情況下，倒擋軸齒輪Z13取2123，此處取Z13=22。由 （3-12）可計算出Z11=28。故可得出中間軸與倒擋軸的中心距： （3-13） 而倒擋軸與第二軸的中心: （3-14）3.5.5 齒輪變位系數的選擇原則為了防止產生根切、干涉、中心距配湊等問題，常用變位齒輪來解決。而且對變速器而言，不同的齒輪輪齒的彎曲強度和接觸強度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性等有不同的要求。變位齒輪的使用滿足了以上的要求，并且可以有效地提高齒輪壽命極限。變位齒輪分為高度變位和角度變位兩種。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。高度變位可使小齒輪的齒根強度增強，但很難降低傳動時產生的噪聲。如果實際中心距等于中心距，使用高系數。如果實際中心距不等于已定中心距時，采用角度變位的方式。其中,角度位移可以獲得良好的嚙合性能和傳動質量指標,被最多使用。齒輪傳動裝置工作頻繁,經常在循環(huán)荷載作用下,也在沖擊荷載作用下。根據實際齒輪損壞統(tǒng)計，變速器齒輪損壞形式大多是因為齒面剝落和疲勞強度破壞。因此，選擇變位系數，主要著眼于提高齒面耐磨性和強度?？偟膩碚f，總變位系數的取值應該謹慎，不能取得過大，會產生不利的后果，酌情可以取小一些的值。其中，一擋主動齒輪10的齒數小于17，因此一擋齒輪需要變位。變位系數： （3-15）式中Z為要變位的齒輪齒數。4 變速器齒輪及軸的校核4.1 齒輪的失效形式齒輪的損毀形式是有很多形式，比較突出的就是齒面點蝕，齒面磨損，輪齒斷裂等幾種形式，這些損壞形式對齒輪造成不可修付的損壞。輪齒破碎方法有兩類：一個大的沖擊載荷的齒牙，使輪齒彎曲斷裂；輪齒表面不斷地受力，一次一次的施加力，會破壞齒根，可能會產生裂紋，因為力是一次次不斷施加的，就是裂紋過大，最終輪齒折斷了。前者在變速器中發(fā)生的很少，后者出現的較多。4.2 齒輪的計算與校核4.2.1齒輪彎曲強度計算（1）一擋直齒輪彎曲應力，查文獻2可知： （4-1）式中： 彎曲應力（Mp）；圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）；應力集中系數， =1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬(mm)；端面齒距，；齒形系數，=0.46因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數，所以將上述有關參數帶入式（4-1）后得 （4-2）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，一擋和倒擋直齒輪可以允許使用彎曲應力取值范圍在400850MPa之間。由公式（4-2）得：=526MPa 設計比較合理。（2）二擋斜齒輪彎曲應力，查文獻2可知： （4-3）彎曲應力（兆帕）；圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ；斜齒輪螺旋角( )，=20；應力集中系數， =1.50；齒寬(mm)；法向齒距，;齒形系數，=0.47；重合度影響系數，=2.0。 將上述相關參數帶入公式（4-3）中，整理后可以得到斜齒輪彎曲應力的式子為： （4-4） 當計算載荷取時，可以得到斜齒輪許用彎曲應力在。 由公式（4-4）得：=設計比較合理。4.2.2輪齒接觸應力 （4-5） 式中：輪齒的接觸應力（兆帕）；齒面上的法向力（N），為圓周力；斜齒輪螺旋角( )；齒輪材料的彈性模量（兆帕）, ；齒輪接觸的實際寬度(mm)；主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，；從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，； 當選擇作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應力查文獻2可知，見表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一擋和倒擋齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高擋齒輪 計算所得結果分別如下：一擋： 二擋： 三擋： 四擋： 五擋： 倒擋： 所以設計的是合格的。 本次設計傳動齒輪的材料采用的是20CrMnTi鋼和滲碳處理，提高了其耐磨損性，并且改善了齒輪彎曲疲勞和接觸疲勞。4.3軸的參數設計變速器中有非常多的傳動機構，且大部分都是齒輪機構，齒輪機構在傳遞動力過程中，輪齒經常會受到圓周力、徑向力、以及軸向力，這些力最后會集中的施加到承載齒輪的軸上，軸在受到外力情況下，會產生彎矩和扭矩，使軸發(fā)生彎曲變形。所以選擇承載齒輪的軸應該具有抵抗外界施加的彎矩和扭矩的能力。因為缺乏剛性，會引起彎曲變形，會破壞正確的齒輪，所述齒輪的沖擊強度、工作磨損和噪音。因此，在設計變速器的時候，要求它的剛度大小應該確保該齒輪可以被接合到正確的先決條件。 （1）初選軸的直徑在中心距數值已經給出的情況下，中間軸式的變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可以按照中心距根據下式初選。初選二軸中部直徑mm，圓整至d=43mm。 （2）按彎扭合成強度條件計算計算二軸一擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻2可知： （4-6） （4-7） （4-8） 式中： 至計算齒輪的傳動比；計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 節(jié)點處壓力角；螺旋角。 因為二軸一擋齒輪是直齒輪，所以，軸向力。 圖4.1為變速器二軸結構簡圖圖4.1變速器二軸結構簡圖圖4-2軸的載荷分析圖 如圖4.2所示，I截面為危險截面 由公式（4-6）計算二軸一擋齒輪所受圓周力為：d=mz=430=120mm=25714.3N 由公式（4-7）計算二軸一擋齒輪所受徑向力為：=1256N 垂直力計算：1256102+FNV1322=0FNV1=(1256102)/322= 398N 水平力計算： 彎矩計算： 計算轉矩：Nmm力和在軸鉛垂面內彎曲變形并產生垂向撓度；另外，使軸在水平面內彎曲變形并產生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應垂向彎矩和水平彎矩。在彎矩和轉矩聯合作用下的軸向應力： （MPa） （4-8） 式中：計算轉矩，Nmm; 軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm；彎曲截面系數，mm；在計算斷面處軸的水平彎矩，Nmm；在計算斷面出軸的垂向彎矩，Nmm；許用應力，在低擋工作時參閱文獻2可知MPa.Nmm 由公式（4-8）得： =105MPa影響最大的是在齒輪該部分的水平面上的偏轉角和軸的的垂直方向距離變化。前者改變了齒輪的中心距，并破壞其正常嚙合；后者使大，小齒輪傾斜，如圖所示。 圖4-3變速器軸的變形簡圖變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，假如軸在垂直面內撓度是，在水平面內撓度是和轉角是，查文獻2可知： (4-9) （4-10） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa）,MPa;慣性矩(mm)，對于實心軸，；軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。圖4-4變速器軸的撓度和轉角 由文獻2可知，軸的合成撓度為： （4-11） 可得慣性矩：mm 將數值代入式(4-9)(4-10)得： 可得軸的全撓度，則剛度符合要求。5 同步器設計計算5.1 同步器簡介同步器按照某個條件可以分為三種，分別是常壓式、慣性式和慣性增力式。在這三者中，慣性式同步器是使用最多的。慣性同步器換擋有自己的特殊要求-只有當換擋時機合適時，即將換擋的兩元件的角速度達到同步才可以換擋，否則就不能成功換擋。慣性式同步器可以分很多種類，比如鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式等等。這些分類的結構可能有所不同，與其說它們有些相同點，不如說一些元器件是一樣的，例如摩擦元件、彈性元件等等。本設計所采用的同步器是鎖銷式同步器。5.2 同步器主要參數5.2.1 摩擦因數同步器工作的次數很多，在高擋區(qū)進行傳動比的切換時，磨損消耗會比較大的，所以它要求很耐磨，來保持較長的壽命。選擇其材料很重要，為了獲得良好的摩擦因數。較大的摩擦因數，會省力，縮短工作時間；較小的摩擦因數，有可能失去換擋同步。5.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定（1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽 接觸表面的寬度較窄的頂部會對壓力產生影響，磨損加快。大螺紋槽設，有很多好處，方便存油，但也有些壞的影響，會使損耗速度增加，使零件的壽命變的更短。一般情況下軸向泄油槽為612個，且槽寬范圍34mm。（2） 錐面半錐角 當摩擦錐面半錐角的數值取得較小時，產生的摩擦力矩就會越大。但過小將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是 f 。一般情況下=68。當=6時，會出現咬住、粘著的現象；在=7時，就會很少出現咬住的現象。 （3）摩擦錐面平均半徑R 隨著R越大，會產生較大的摩擦力矩。原則上是盡可能將R取的大一些。 （4）錐面工作長度b錐面工作長度b值小一些，可以減小傳輸裝置軸向長度，但也會帶來一些負面的影響，例如工作面積錐面少了使單位面積的受力變大，表面損耗加速。 （5）同步環(huán)徑向厚度同步環(huán)徑向厚度受到外界條件（結構布置等）的限制，厚度不能太厚，但也不能太薄。為保證同步環(huán)有足夠的強度，必須選取合適的厚度。5.2.3 鎖止角 鎖止角的選擇很值得關注，選取的角度合適，換擋成功幾率就越大。上述值得大小都會影響鎖止角的選擇。5.2.4 同步時間t 同步時間是一個很關鍵的概念。它的取值大小會影響換擋時機，當在最短的時間，使兩個傳動零件同步，使換擋更加迅速、方便。諸多因數都會影響其值的大小。例如同步器的結構尺寸、轉動慣量、軸向力等等，除了這些因素之外，車的外貌形狀也會產生一定的影響。比如說，高擋貨車變速器同步時間的值取一般取的小一些，在0.300.80s之間，貨車低擋值取的值大一些，大概在1.001.50s之間.5.2.5 轉動慣量的計算轉動慣量的計算要根據具體的情況而定。對與現在已經存在的零件，其轉動慣量的值通常用扭擺法測量出來；對于不存在的零件,可以重新設計，應該先經過仔細分析、觀察，然后用數學的方法求出具體數值。6 傳動軸的設計計算6.1 傳動軸的概述萬向傳動軸是一個很普通的傳動部件，但它肩負著很重要的任務，動力傳遞、改變轉矩等等。萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： (1) 能可靠而又穩(wěn)定地傳遞動力。 (2) 保證所連接的兩軸盡可能等速運轉。 (3) 肩負著動力傳遞、保證動力的最高效利用，傳遞過程的損失要少。 （4）傳動軸很普通，但又很重要，要求使用周期盡量長久一些。萬向傳動軸在汽車上有著比較廣泛的應用，可以分為多種。大類主要分為剛性和撓性萬向節(jié)兩種。剛性萬向節(jié)又分為不等速、準等速、等速萬向節(jié)。不等速萬向節(jié)內有十字軸式萬向節(jié)。本次設計采用的萬向節(jié)是十字軸萬向節(jié)，結構如下圖：6.1萬向傳動軸花鍵軸結構簡圖 1-蓋子，2-蓋板，3-蓋墊，4-萬向節(jié)叉，5-加油嘴，6-伸縮套，7-滑動花鍵槽，8-油封，9-油封蓋，10-傳動軸管6.2 萬向傳動軸的載荷計算傳動力的計算一般有三種算法：(1) 依據發(fā)動機最大的轉矩和一擋的傳動比來確定；(2) 依據驅動輪找滑來確定；(3) 依據日常平均使用轉矩來確定；本次傳動軸傳動力的計算一般采用第一種算法： (6-1)其中： 為發(fā)動機最大扭矩；為1擋傳動比；為從發(fā)動機到傳動軸的傳動效率；為猛接離合器所產生的動載系數。6.3 十字軸萬向節(jié)設計十字軸萬向節(jié)是個非常重要的零部件，必須注意對它的保護，以免其受到損壞。由于它經常運動，就會產生磨損，當受到重壓作用時，會產生深深的痕跡，甚至表面的物質被去除。像上面這些損壞，容易出現在軸頸和滾針軸承表面兩個地方。通常來說，當出現的磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)應該被更換。因為十字軸軸頸的根部很脆弱，容易斷裂，所以要非常重視十字軸軸頸的抵抗彎曲的能力。(a) (b)圖6.2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖 (a) 十字軸 （b）萬向節(jié)叉設各滾針軸承對十字軸軸徑的作用的合力為F，則 (6-2)其中： 為萬向傳動軸的計算載荷，=min（）； r為合力作用線到十字軸中心的距離；為主、從動叉的最大夾角。十字軸軸徑根部彎曲應力和切應力應滿足下式：(6-3)(6-4)式中： 為十字軸軸徑直徑（mm）；本次取32mm；為十字軸油道孔直徑（mm）；本次取4mm；s為合力F作用線到軸頸根部矩離（mm），本次取20mm ；為彎曲應力的許用值，為250350MPa； 為許用的切應力，為80120Mpa；滾針軸承的直徑有要求，一般不能小于1.6mm，否則會被粉碎。大小差異要盡量小，否則會增加不均勻性之間的負載分配。一般控制0.003mm以內。滾針軸承徑向間隙也要控制的合理，一般也有特殊的要求，合適的間隙為0.0090.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.080.30mm為最好。滾針的軸向間隙一般不超過0.20.4mm。滾針軸承的接觸應力為： (6-5)式中： 滾針直徑(mm)；滾針工作長度(mm)(N)，由下式決定： (6-6)滾針和十字軸軸頸表面硬度有嚴格的要求，不同的硬度值，對應的許用接觸應力也不一樣。當硬度在58HRC以上時，許用接觸應力取值范圍在之間。 本次取。萬向節(jié)叉與十字軸軸承整體的連接，軸承受力F，孔軸中心線截面產生的反作用力，在45的B-B截面，承受彎曲和扭轉載荷，這個過程中產生的彎曲應力和扭轉應力應滿足下式: (6-7) (6-8)式中，、分別表示的為截面處的抗彎截面系數和抗扭截面系數，矩形截面系數，矩形截面：，；橢圓形截面：，分別為矩形截面的高和寬；是有關的系數，按表選取，如圖所示；彎曲應力的許用值 為，扭應力的許用值為。表6-1 系數k的選取h/b11.51.7522.53410k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2920.312本次取，。十字軸萬向節(jié)的傳動效率受到很多因素的影響，具體可以從（6-9）看出。當25O 時，可按下式計算 (6-9)是十字軸萬向節(jié)的傳動效率，是軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數，對于滑動軸承：，對于滾針軸承：；其它符號的意義同前。通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為。符合設計要求。十字軸適用的材料通常是低碳合金鋼，例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等，為了軸頸表面高硬度和高耐磨強度，滲碳淬火工藝是必須的。經過滲碳處理，使得滲碳層深度達到0.81.2mm，并改變其表面硬度，大約在5864HRC,使軸頸端面硬度55HRC，心部硬度為3348HRC。萬向節(jié)叉可以使用的材料是中碳鋼或中碳合金鋼，為了獲取更好地硬度，經過特殊加工，所能達到的硬度在1833HRC之間,滾針軸承碗材料一般采用GCr15.綜合以上結果，十字軸相關參數如下：表6-2十字軸相關參數6.4 傳動軸結構分析與設計傳動軸中的滑動花鍵能夠伸縮，進而能改變傳動的距離。當傳遞轉矩的花健進行伸縮時，產生的軸向阻力如下式所示： (6-10)以減小軸向滑動花鍵滑動阻力和磨損，有時花鍵齒磷酸鹽處理或者噴涂尼龍層，而其他的放滾針，滾子或球軸承，以便滾動元件的滾動摩擦而不是滑動摩擦，因此提高了其傳輸效率。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動來說，還采用具有彈性的傳動軸?；ㄦI軸應該進行潤滑，并且在花鍵和鍵槽間隙的防塵措施不應該過大，為了避免安裝錯誤，均衡驅動軸總成以免損壞。汽車的總體布置影響了傳動軸的長度的變化范圍。在一個特定的長度，具有驅動軸的截面尺寸驅動軸應確保足夠的強度和足夠高的臨界速度。臨界速度就是接近其運行速度軸彎曲固有頻率，共振現象出現時，急劇增加幅度的所造成的驅動軸破損時速度，它決定于傳動軸的長度，形態(tài)和支撐情況，傳動軸的臨界轉速為：(6-11) 式中，為傳動軸的最大轉速（r/min）；傳動軸的兩萬向節(jié)的中心之間的長度；和分別為傳動軸軸管的內、外徑（mm）。在設計時，安全系數取值范圍是；為傳動軸的的最高轉速（r/min）。初選,則，進而求115mm，又因3-6，故可選得，。為了值以及總體的放置位置相對合格，當傳動軸長度超過時，要增設中間支撐，一般會打斷傳動軸成23段，選取3或4個萬向節(jié)。除管段的驅動軸軸線的尺寸應滿足的臨界速度的要求以外，而且要確保有足夠的抗扭強度。軸管的扭轉應力（MPa）應滿足 (6-12)計算轉矩（Nmm）；為許用扭應力，=300Mpa；其余符號如前。公式如下所示：(6-13)（-計算轉矩，單位N.m;花鍵的內徑，單位mm）傳動花鍵的齒側擠壓應力（Mpa）應滿足(6-14)式中：為傳動軸的計算轉矩（Nmm）；為花鍵處轉矩分布不均勻系數，；為花鍵外徑（mm）；為花鍵內徑（mm）；為花鍵的有效工作長度（mm）；為花鍵齒數；花鍵的齒面硬度有要求，取不同的值域，會有不同的選擇結果。當選他的值高于35HRC時，會產生兩個不同的許用擠壓應力，其一:=,其二：=所選的數據均符合要求。設計總結本次設計的是GD1042輕型貨車的變速器、傳動軸部分。汽車零部件的設計是汽車設計工作的主要內容之一，汽車變速器是在汽車使用中比較容易損壞的一個部件，本次設計通過對其結構進行分析，初步進行結構方案的設計，從而達到提高變速器工作性能的目的，并與合適的傳動軸結構相匹配。然而在設計過程中也發(fā)現了許多不足，平時在課堂上學到的理論知識并不能很好的運用在實際的工作中。對具體的設計步驟也不是很了解，特別是機械中的一些知識更需要學習。這些缺點都需要在日后的學習和實際工作中需要改善。在這段時間里，從收集資料到方案定型、繪圖、修改、編寫說明書，使我對汽車設計過程有了更加深刻的理解，收獲了很多。不但使我重新對我所學的專業(yè)知識有了全新的認識，同時還使我學習到了很多以前沒有接觸到的東西，這些使我對四年所學的知識有了一個更深層次的認知。致 謝經過幾個月的努力，畢業(yè)設計馬上到達終點，如今我們也基本上完成了對GD1042貨車的設計工作，這次的設計緊張而又短暫，但是在工作完成之后伴隨在內心的最大的感覺還是發(fā)自內心的開心，以及對自己工作的成就感。在此時此刻，由衷的感謝鄧偉老師對我的幫助和指導。在這次設計中，我學習到了許多以前在課堂上學習不到的知識和方法。自己運用知識解決問題的能力有了一定程度的提高，同時也為以后的工作打下了堅實的基礎。在畢業(yè)設計即將結束的現在，看著自己的工作成果，成就感油然而生。再次感謝鄧偉老師的悉心指導，鄧老師豐富的專業(yè)知識和工作經驗，認真的治學態(tài)度，都深深的影響了我，使我受益匪淺。感謝同組同學指導幫助，感謝學校給的這次機會，沒有老師和同學的大力支持我的設計不可能順利地完成。參考文獻1羅永革汽車設計第1版.北京：機械工業(yè)出版社，20112陳家瑞汽車構造(下)第5版.北京：人民交通出版社，2004.13汽車工程手冊設計篇北京：人民交通出版社，2001.54王望予汽車設計.第4版北京：機械工業(yè)出版社，2004.85曹紅兵.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，20086余志生汽車理論（第3版）吉林：機械工業(yè)出版社，20007中華人民共和國機械工業(yè)部轎車輪胎標準JB398488吳文琳圖解汽車底盤構造手冊北京機械工業(yè)出版社，20009國家行業(yè)標準ZB/TT0400589汽車產品零件編號規(guī)則,200310劉鴻文材料力學（第4版）北京：高等教育出版社，2004.111王昆，何小伯，汪信遠機械設計課程設計北京：高等教育出版社12紀名剛機械設計（第8版）西安：西北工業(yè)大學出版社，200113胡寧.崔靖現代汽車底盤構造上海：上海交通大學出版社，199214劉修冀車輛傳動系統(tǒng)分析北京：國防工業(yè)出版社，2003.915黃余平汽車構造教學圖解北京：人民交通出版社，2003.416汽車工程手冊編輯委員會汽車工程手冊基礎篇M北京：人民交通出版社，2004.617張紅偉.汽車底盤結構與維修西安：西安電子科技大學出版社，2008.0418Hartley,J,1984.Designtheteachingtext,thirdedition,high root 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