傳動軸和萬向節(jié)設計（課程設計）

傳動軸和萬向節(jié)設計（課程設計）,傳動軸,以及,萬向節(jié),設計,課程設計 汽車設計課程設計說明書1. 傳動軸與十字軸萬向節(jié)設計要求1.1 結構方案選擇十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低，但所連接的兩軸夾角不宜太大。當夾角增加時，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降。普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉，從動叉，十字軸，滾針軸承及軸向定位件和橡膠封件等組成。1.2 計算傳動軸載荷由于發(fā)動機前置后驅，根據表4-1，位置采用：用于變速器與驅動橋之間 按發(fā)動機最大轉矩和一檔傳動比來確定Tse1=kdTemaxki1if/n Tss1= G2 m2rr/ i0imm 發(fā)動機最大轉矩Temax=754Nm驅動橋數n=1，發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率=0.95，液力變矩器變矩系數k=(k0 -1）/2+1=1滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷G2=65%mag=0.70*8930*9.8=61259.8N，發(fā)動機最大加速度的后軸轉移系數m2=1.1，輪胎與路面間的附著系數=0.80，車輪滾動半徑rr=0.4628,主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比im=1,主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率m=發(fā)動機離合器=0.98*0.95=0.931，因為0.195 mag/Temax16,fj=0，所以猛接離合器所產生的動載系數kd=1，主減速比i0=3.818所以：Tse1=kdTemaxki1if/n=17907.5NTse2=kdTemaxki1ifi0/2n=34185.42NTss1= G2 m2rr/ i0imm=7018.85NTss2= G1 m1rr/ 2imm=4437.33NT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=7018.85N1.3 十字軸萬向節(jié)設計 設作用于十字軸軸頸中點的力為F，則F= T1/2rcos=88597.85N 十字軸軸頸根部的彎曲應力w和切應力應滿足w=w=式中，取十字軸軸頸直徑d1=36mm，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=15mm，w為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa，為切應力的許用值，為80-120 Mpaw=291.877Mpaw= = =94.32Mpa 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 十字軸滾針的接觸應力應滿足j=272j式中，取滾針直徑d0=3mm，滾針工作長度Lb=27mm，在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷Fn=10188.75N,當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時，許用接觸應力j為3000-3200 Mpaj=272=272=3.175Mpaj故十字軸滾針軸承的接觸應力校核滿足 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角，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25時，可按下式計算（取=15）0=1-f（）=1-0.07（）=98.925%1.4 傳動軸轉速校核及安全系數傳動軸的臨界轉速為nk=1.2108式中，取傳動軸的支承長度Lc=2000mm, dc=80mm, Dc=100mm分別為傳動軸軸管的內外直徑, nmax=2200 r/minnk=1.2108=3841.875r/min在設計傳動軸時，取安全系數K= nk/nmax=1.2-2.0K= nk/nmax=1.746故符合要求 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c=c式中c=300 Mpac=60.547 Mpac軸管的扭轉應力校核符合要求 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力h，許用應力一般按安全系數2-3確定，取安全系數為2，所以h= c/2=150Mpah = 式中,取花鍵軸的花鍵內徑dh=66mm，外徑Dh=80mm,h =124.338 Mpah 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力y應滿足y=T1K/Lhn0y式中,取花鍵轉矩分布不均勻系數K=1.35,花鍵的有效工作長度Lh=60mm，花鍵齒數n0=20,當花鍵的齒面硬度大于35HRC時：許用擠壓應力y=25-50 Mpay= =30.905Mpa y 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力y滿足要求- 5 -