傳動軸和萬向節(jié)設(shè)計

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1、WORD格式可編輯 目錄 傳動軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計 1.1結(jié)構(gòu)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(shè)計 04 1.5傳動軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) 07 1.6參考文獻 09 專業(yè)知識整理分享 1 ?傳動軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)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(shè)計的合理與 否直接影響傳動系的傳動性能。選用、設(shè)計不當(dāng)會給傳動系增添不必要的和設(shè)計 未能估算在內(nèi)的附加負荷，可能導(dǎo)致傳動系不能正常運轉(zhuǎn) "。 傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)知經(jīng)分動器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動機構(gòu)

2、， 轉(zhuǎn)速 達3000~7000r/min,振動是傳動軸總成設(shè)計需考慮的首要問題。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。為選型設(shè)計提供依據(jù)，傳動軸分為 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(shè)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(dāng)會給傳動系增添不必要的 和設(shè)計未能估算在內(nèi)的附加動負荷，可能導(dǎo)致傳動系不能正常運轉(zhuǎn)和早期損壞。 車輛的萬向節(jié)傳動，主要應(yīng)用于非同心軸間和工作

3、中相對位置不斷改變的兩 軸之間的動力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動橋之間。 變速器的動力輸出軸 和驅(qū)動橋的動力輸入軸不在一個平面內(nèi)。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(zhuǎn)向時均會使變速箱與驅(qū)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⑺。圖2.1為用于汽車變速箱與驅(qū)動橋之間的不同萬向 傳動方案。 (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(qū)，根據(jù)表 4-1，位置采用：用于變速器與驅(qū)動橋之間 ① 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動比

4、來確定 Tse1二kdTemaki 1i f 耳 /n Tss1= G2 m 2 r / i 0i mn m 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax=235.3Nm 驅(qū)動橋數(shù)n=1, 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率n =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(qū)動橋上的靜載荷 G=65%m=0.65*950*9.8=6051.5N , 發(fā)動機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) =0.85 , 車輪滾動半徑rr=0.35 主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比i m=1, 主減速器主動齒輪到車輪之間傳

5、動效率n 仁n發(fā)動機n離合器=0.9*0.85=0.765 , 因為0.195 mag/Tema<16,f j>0,所以猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù) kd=2,主減速 比 i 0=3.98 所以: Tse1=kdTemaki 打 f n /n= 2 235.3「6 2.5 1 昵8 =7491.952N 3.98 1 0.765 Tss1= G2 m2rr/ i oi mn 6051.5 1.2 0.85 0.35 =709.556N ■/ T1=min{ T se1, T ss1} /. T1= Tss1=709.556N 1.3傳動軸強度校核 按扭轉(zhuǎn)強度條件 955000

6、0P T t=T/W~ 3 de 4 0.2Dc (1-( /De)) T T] 式中，t t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=60mm de=81mm分別為傳動軸的外內(nèi)直徑，根據(jù)機械設(shè)計表 15-3得［t t］為 15-25 Mpa 9550000 65 ...t t= 4000 — =8.242 Mpa<[ t t] 0.2 漢 603 1 — 52 ； <回丿丿 故傳動軸的強度符合要求 1.4十字軸萬向節(jié)設(shè)計 萬向節(jié)類型的選擇 對萬向節(jié)類型及其結(jié)構(gòu)進行分析，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)

7、設(shè)計所針對的車型為中輕型貨車，對其萬向傳動軸的設(shè)計應(yīng)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(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整維 修方便等要求，本設(shè)計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(nèi)脫出。 這樣，當(dāng) 主動軸轉(zhuǎn)動時，從動軸既可隨之轉(zhuǎn)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

8、位方式有蓋板式、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的力為 F,則 F=「/2rcos a =709.556/2*50x10 -3*cos8=7165.292N ② 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力C w和切應(yīng)力T應(yīng)滿足 32d1Fs 4 4 (d14-d 42 (T w] 2 235.3 1.6 2.5 1 3.98 4F n (d2』)三[ 式中，取十字軸軸頸直徑d1=38.2mm十字軸油道孔直徑d2=10mm合力F作用線 到軸頸根部的距離s=14mm [ c w]為彎曲應(yīng)力的許用值，為250-350Mpa [ t ]為 切應(yīng)力的許用值，為80-1

9、20 Mpa = 32dFs =32x38 2x103x7165.292x14110= c 葉 n( d1 -d 旬 冗(38.2"0-叮-(10"0-3 門 =18.32Mpa<[ c wi 4F 恥 7165.292 — 2 2 = n (d 1-d 2) 冗直8.2漢 10-3 f-(10"0-3 2 ] =6.711Mpa<[ t ] 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 Cj—272 1 1 Fn (d1+d0)Lb 三[Cj] 式中，取滾針直徑d0=3mm滾針工作長度Lb=27mm 一 4.6F

10、在合力F作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷Fn=~iZ = 4.6 7165.292 =749.09N,當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 1 44 以上時，許用接觸應(yīng)力［(Tj］為3000-3200 Mpa / 1 1 Fn -= 1 ； 1 ： 749.02 =0.859 Mpa<［廠］ 止 38.2 10” 3 10" 27 10’ 故十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力校核滿足 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c w 和扭應(yīng)力T b應(yīng)滿足 c w=Fe/W^ ［ c w］ T

11、 b=Fa/W< ［ T b］ Q Q 式中，取 a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70查表，取 k=0.246,W=bh /6, W=khb , 彎曲應(yīng)力的許用值［c w為50-80Mpa,扭應(yīng)力的許用值［T b］為80-160 Mpa （d1+d0）Lb = o- w=Fe/W= 7165.292 80 空 35x10^x （70x1% f =20.054 Mpa< [ c q t b=Fa/W= 7165.292 40 10” 0.247x 70 x （35x10」丫 =13.587 Mpa<[ t b] 故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷校核滿足

12、要求 ⑤ 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角a,十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料， 加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當(dāng)a < 25時，可按下式計算（取a =15） d1 2tan a 38 2 2tan15 n 0=1-f （「）n =1-0.07（ 50） n =99?08% 1.5傳動軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) ①傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為 nk=1.2 X10 式中，取傳動軸的支承長度 Lc=1.5m, d c=70mm, D=90mm分別為傳動軸軸管的內(nèi) 外直徑，n ma=4500 r/mi n .n k=1.2 X108 > 90 +70 ^^=6080.9

13、33 r/min 在設(shè)計傳動軸時，取安全系數(shù) K= nk/n max=l.2-2.0 K= nk/n maU 6080.933 4500 =1.351 故符合要求 ②傳動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 度。 16D「 軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T c= f 4三[T c] n( D= -dc ) 式中[t c]=300 Mpa =16 709.556 n(90"0-3 4-(70燈0-3 J 廣7.818 Mpa<[ T c] ???軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核符合要求 ③對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T h,許用應(yīng)力一般按安

14、 全系數(shù)2-3確定 16Ti 式中,取花鍵軸的花鍵內(nèi)徑dh=70mm外徑D=80mm, 16 漢 709.556 ??T h = 3 n (70 漢 10-3 j =10.336 Mpa ④傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力c y應(yīng)滿足 (T y=T* / (Dh+dh) (Dh-d h) 4 2 Lhn< [ c y] 式中,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù) K =1.35,花鍵的有效工作長度Lh=60mm花鍵 c y]=25-50 Mpa 齒數(shù)no=18,當(dāng)花鍵的齒面硬度大于35HRC寸：許用擠壓應(yīng)力［ 963.671 X1.35 709.556x1.35 (T -9- 小 37.5 X5X50X18X10 37.5x5x60x18x10 =4.730Mpa <[ c y] ???傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力c y滿足要求 1.6參考文獻： ［1］ 王望予.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社, ［2］ 紀(jì)名剛.機械設(shè)計?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,