2021傳動(dòng)軸和萬向節(jié)設(shè)計(jì)

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1、傳動(dòng)軸和萬向節(jié)設(shè)計(jì) 目錄 傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) 1.1結(jié)構(gòu)方案選擇 (02) 1.2計(jì)算傳動(dòng)軸載荷 (03) 1.3傳動(dòng)軸強(qiáng)度校核 (04) 1.4十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) (04) 1.5傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) (07) 1.6參考文獻(xiàn) (09) 1.傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì)要求 1.1萬向傳動(dòng)軸總體概述 萬向傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要組成部件之一。傳動(dòng)軸選用與設(shè)計(jì)的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用、設(shè)計(jì)不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)..。 傳動(dòng)軸是將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)知經(jīng)分動(dòng)器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)速達(dá)300

2、0~7000r/min,振動(dòng)是傳動(dòng)軸總成設(shè)計(jì)需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術(shù)來減小滑移阻力，但產(chǎn)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(chǎn)生振動(dòng)。為選型設(shè)計(jì)提供依據(jù)，傳動(dòng)軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產(chǎn)生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。 傳動(dòng)布置型式的選擇 萬向節(jié)傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要組成部件之一。傳動(dòng)軸選用與設(shè)計(jì)布置的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用與布置不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加動(dòng)負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)和早期損壞。 車輛的萬向節(jié)傳動(dòng)，主要應(yīng)用于非同心軸間和工作中相對(duì)位置不斷改變的兩軸之間的動(dòng)

3、力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動(dòng)橋之間。變速器的動(dòng)力輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的動(dòng)力輸入軸不在一個(gè)平面內(nèi)。有的裝載機(jī)在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機(jī)在轉(zhuǎn)向時(shí)均會(huì)使變速箱與驅(qū)動(dòng)橋之間的相對(duì)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(shí)常采用一根或多根傳動(dòng)軸、兩個(gè)或多個(gè)十字軸萬向節(jié)的傳動(dòng)[7]。圖2.1為用于汽車變速箱與驅(qū)動(dòng)橋之間的不同萬向傳動(dòng)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(dòng)方案 [7] 1.2 計(jì)算傳動(dòng)軸載荷 由于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)，根據(jù)表4-1，位置采用：用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間 ① 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動(dòng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩T emax =235.3Nm 驅(qū)動(dòng)橋數(shù)n=1， 發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)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(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷G 2=65%m a g=0.65*950*9.8=6051.5N ， 發(fā)動(dòng)機(jī)最大加速度的后軸轉(zhuǎn)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(dòng)半徑r r =0.35 主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)比i m =1, 主減速器主動(dòng)

5、齒輪到車輪之間傳動(dòng)效率ηm =η 發(fā)動(dòng)機(jī)η離合器=0.9*0.85=0.765， 因?yàn)?.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(dòng)軸強(qiáng)度校核 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(zhuǎn)切應(yīng)力，取軸的轉(zhuǎn)速n=4000r/min ，軸傳遞的功率P=65kw ， D c =60mm ，d c =81mm 分別為傳動(dòng)軸的外內(nèi)直徑，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3得[τ T ]為15-25 Mpa ∴τT =??? ? ????? ??-??4360521602.0400065 9550000=8.242 Mpa故傳動(dòng)軸的強(qiáng)度符合要求 1.4 十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) 萬向節(jié)類型的選擇 對(duì)萬向節(jié)類型及其結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，并結(jié)合技術(shù)要求選擇合適的萬向節(jié)類型。 考慮到本畢業(yè)設(shè)計(jì)所針對(duì)的車型為中

7、輕型貨車，對(duì)其萬向傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足： 制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強(qiáng)，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整維 修方便等要求，本設(shè)計(jì)選用十字軸式萬向節(jié)。 十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析 十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個(gè)十字軸、兩個(gè)萬向節(jié)叉、和滾針軸承等 組成。兩個(gè)萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對(duì)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(nèi)脫出。這樣，當(dāng) 主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。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(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)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(yīng)力σ w 和切應(yīng)力τ應(yīng)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(yīng)力的許用值，為250-350Mpa ，[τ

9、] 為切應(yīng)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(yīng)力和切應(yīng)力滿足校核條件 ③ 十字軸滾針的接觸應(yīng)力應(yīng)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(zhǎng)度L b =27mm ，

10、 在合力F 作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷F n =4.6F iZ =44 1292.71656.4??=749.09N,當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時(shí)，許用接觸應(yīng)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(chǎn)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(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力σw 和扭應(yīng)力τb 應(yīng)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(yīng)力的許用值[σw ]為50-80Mpa ，扭應(yīng)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(zhuǎn)載荷校核滿

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

13、 =1.2108902+702 15002=6080.933 r/min 在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，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(dòng)軸軸管斷面尺寸除應(yīng)滿足臨界轉(zhuǎn)速要求以外，還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng) 度。 軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(zhuǎn)應(yīng)力

14、校核符合要求 ③ 對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τh ，許用應(yīng)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(nèi)徑d h =70mm ，外徑D h =80mm, ∴τ h =()33-1070556.70916???π=10.336 Mpa ④ 傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力σy 應(yīng)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(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)K ’=1.35,花鍵的有效工作長(zhǎng)度L h =60mm ，花鍵齒數(shù)n 0=18,當(dāng)花鍵的齒面硬度大于35HRC 時(shí)：許用擠壓應(yīng)力[σy ]=25-50 Mpa ∴σy = 963.6711.3537.55601810-9910186055.3735 .1556.709-????? =4.730Mpa ∴傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力σy 滿足要求 1.6 參考文獻(xiàn)： [1] 王望予.汽車設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社， [2] 紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社， [3]劉鴻文.材料力學(xué).北京：高等教育出版社，