傳動(dòng)軸和萬向節(jié)設(shè)計(jì)

1、目錄傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)方案選擇 02 計(jì)算傳動(dòng)軸載荷 03 傳動(dòng)軸強(qiáng)度校核 04 十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) 04 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) 07 參考文獻(xiàn) 09傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì)要求萬向傳動(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) 30007000r/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

2、力仍為等速萬向節(jié)的 1040 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)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

3、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 汽車的萬向傳動(dòng)方案 7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 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動(dòng)比來確定Tse1=kdTemaxki1if/nTss1= G2 m'2rr/ i0im m 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax= 驅(qū)動(dòng)橋數(shù) n=1， 發(fā)動(dòng)

4、機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率液力變矩器變矩系數(shù) k=(k0 -1)/2+1= 滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷 G2=65%mag=*950*= ， 發(fā)動(dòng)機(jī)最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù) m'2=， 輪胎與路面間的附著系數(shù) =，車輪滾動(dòng)半徑 rr= 主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)比 im=1, 主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)效率 m= 發(fā)動(dòng)機(jī)離合器=*=， 因?yàn)?mag/Temax<16,fj>0，所以猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù) kd=2，主減速比 i0= 所以：2 235.3 1.6 2.5 1 3.98Tse1=kdTemaxki1if /n=1 ' 6051.5 1.

5、2 0.85 0.35Tss1= G2 m 2rr/ i0im m=3.98 1 0.765 T1=min Tse1, Tss1 T1= Tss1=傳動(dòng)軸強(qiáng)度校核按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件P9550000n T=T/WTn T(1-(/dDcc)4)式中， 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， Dc=60mm，dc=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T為 15-25 Mpa9550000 65400030.2 603 145260= Mpa< T故傳動(dòng)軸的強(qiáng)度符合要求十字軸萬向節(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

6、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)，

7、 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、 卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式 設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為 F，則F= T1/2rcos =2*50x10-3*cos8o=32d1Fsw=（d14-d42）十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 w 和切應(yīng)力應(yīng)滿足2 235.3 1.6 2.5 1 3.98 w14F（d21-d22）272式中，取十字軸軸頸直徑 d1=，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， w為彎曲應(yīng)力的許用值，為 250-350Mpa， 為切應(yīng) 力的許用值，為 80-120 Mpa33 w=4 4（

8、d14-d42）32d1Fs32 38.2 10 3 7165.292 14 10 3-3 4 -3 4 38.2 10-3 - 10 10-34F= < w4 7165.292 （d21-d22） 38.2 10-3 2 - 10 10-3 2=<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 十字軸滾針的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足j=271 1 Fn d11+d10）LFbn j式中，取滾針直徑 d0=3mm，滾針工作長(zhǎng)度 Lb=27mm， 在合力 F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷 Fn=錯(cuò)誤 !4.6 7165.2921 44以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力 j 為 3000-3200 Mpa4.6

9、7165.292 =, 當(dāng) 滾 針 和 十 字 軸 軸 頸 表 面 硬 度 在 58HRC1 1 Fn j=272 （ d749.093 = Mpa<j27 10 31+d10）LFnb138.2 10 3 3 10 3故十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力校核滿足 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 w 和扭應(yīng) 力b 應(yīng)滿足 w=Fe/W w b=Fa/Wt b式中，取 a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表，取 k=,W=bh2/6, W t=khb2

10、, 彎 曲應(yīng)力的許用值 w為 50-80Mpa，扭應(yīng)力的許用值 b為 80-160 Mpa7165.292 80 10 3w=Fe/W=23 3 235 10 3 70 10 3= Mpa< w b=Fa/Wt=7165.292 40 100.247 70 10 3 35 10= Mpa< b故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷校核滿足要求 十字軸萬向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角， 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) 25°時(shí)，可按下式計(jì)算（取 =15°）d1 2tan38.22tan15°0=1-f（dr1）2tan=（3580

11、.2）2tan15°=%傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù)傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為nk=×10式中，取傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度 Lc=, dc=70mm, Dc=90mm 分別為傳動(dòng)軸軸管的內(nèi)外直 徑 , nmax=4500 r/minnk=×108× 910520+07202= r/min在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，取安全系數(shù) K= nk/n max= nk/n max=錯(cuò)誤 !=故符合要求傳動(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16DcT1(Dc4-dc4)c式中 c=300 Mpac= 16 90 1-304 709.55-63 4 = Mpa<c 90 10-3 - 70 10-3軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核符合要求對(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h，許用應(yīng)力一般按安全系數(shù) 2-3 確定16T1 h = dh3式中 ,取花鍵軸的花鍵內(nèi)徑 dh=70mm，外徑 Dh=80mm,16 709.556 h = 3 = Mpa 70 10-3 3傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 y 應(yīng)滿足y=T1K'/(Dh4+dh)(Dh2-dh)Lhn0y式中 ,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù) K'=,花鍵的有效工作長(zhǎng)度 Lh=60mm，花鍵齒數(shù)