萬向傳動軸設計說明書

1、-汽車設計課程設計說明書設計題目：群眾-桑塔納志俊萬向傳動軸設計許建偉學院交通學院專業(yè)機械本班級1105班*指導教師宏圖、王昕彥2021年11月28日. z-目錄1 前言2 設計說明書2.1 原始數據2.2 設計要求3 萬向傳動軸設計3.1 萬向節(jié)構造方案的分析與選擇3.1.1 十字軸式萬向節(jié)3.1.2 準等速萬向節(jié)3.2 萬向節(jié)傳動的運動和受力分析3.2.1單十字軸萬向節(jié)傳動3.2.2雙十字軸萬向節(jié)傳動3.2.3多十字軸萬向節(jié)傳動4 萬向節(jié)的設計與計算4.1 萬向傳動軸的計算載荷4.2 傳動軸載荷計算4.3 計算過程5 萬向傳動軸的構造分析與設計計算5.1 傳動軸設計6 法蘭盤設計前言萬向傳

2、動軸在汽車上應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸。本設計注重實際應用，考慮整車的總體布置，改進了設計方法，力求整車構造及性能更為合理。傳動軸是由軸管、萬向節(jié)、伸縮花鍵等組成。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化；萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實現兩軸的動力傳輸；萬向節(jié)由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響。在傳動軸的設計中，主要考慮傳動軸的臨界轉速，計

3、算傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核其扭轉強度和臨界轉速，確定出適宜的平安系數，合理優(yōu)化軸與軸之間的角度。2 設計說明書2.1 原始數據最大總質量：1210kg發(fā)動機的最大輸出扭矩：Tma*=140N·mn=3800r/min；軸距：2656mm；前輪胎選?。?95/60 R14 、后輪胎規(guī)格：195/60 R14 長*寬*高mm：4687*1700*1450前輪距mm)；1414后輪距(mm):1422最大馬力(pa):952.2 設計要求1查閱資料、調查研究、制定設計原則2根據給定的設計參數(發(fā)動機最大力矩和使用工況)及總布置圖，選擇萬向傳動軸的構造型式及主要特性參數，設計出一套

4、完整的萬向傳動軸，設計過程中要進展必要的計算與校核。3萬向傳動軸設計和主要技術參數確實定1萬向節(jié)設計計算2傳動軸設計計算3完成空載和滿載情況下，傳動軸長度與傳動夾角變化的校核4繪制萬向傳動軸裝配圖及主要零部件的零件圖3 萬向傳動軸設計3.1 萬向節(jié)構造方案的分析與選擇3.1.1 十字軸式萬向節(jié) 普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。目前常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式(圖31a、b)、卡環(huán)式(圖31c、d)、瓦蓋固定式(圖31e)和塑料環(huán)定位式(圖31f)等。蓋板式軸承軸向定位方式的一般構造(圖31a)是用螺栓1和蓋板3將套筒5固定在萬向

5、節(jié)叉4上，并用鎖片2將螺栓鎖緊。它工作可靠、拆裝方便，但零件數目較多。有時將彈性蓋板6點焊于軸承座7底部(圖31b)，裝配后，彈性蓋板對軸承座底部有一定的預壓力，以免高速轉動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現間隙而引起十字軸軸向竄動，從而防止了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞?？ōh(huán)式可分為外卡式(圖 31c)和卡式(圖31d)兩種。它們具有構造簡單、工作可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式構造(圖41e)中的萬向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個整體，而是分成 兩半用螺釘聯接起來。這種構造具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工工藝較復雜。塑料環(huán)定位構造(圖31f)是在軸承

6、碗外圓和萬向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽，當滾針軸承動 配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中，待萬向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時，說明塑料已充滿環(huán)槽。這種構造軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動和發(fā)熱，保證在任何工況下十字軸的端隙始終為零，有的構造在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響著十字軸萬向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來越高的使用要求。構造較復雜的雙刃口復合油封(圖32a)，其中

7、反裝的單刃口橡膠油封用作徑向密封，另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當向十字軸腔注入潤滑油時，油、磨損產物及多余的潤滑油便從橡膠油封圓外表與十字軸軸頸接觸處溢出，不需安裝平安閥，防塵、防水效果良好。在灰塵較多的條件下使用時，萬向節(jié)壽命可顯著提高。圖32b為一轎車上采用的多刃口油封，安裝在無潤滑油流通系統(tǒng)且一次潤滑的萬向節(jié)上。十字軸萬向節(jié)構造簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產本錢低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當夾角由4°增至16°時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的14。3.1.2 準等速萬向節(jié)雙聯式萬向節(jié)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(jié)連接的軸工作

8、轉速趨于相等，可設有分度機構。偏心十字軸雙聯式萬向節(jié)取消了分度機構，也可確保輸出軸與輸入軸接近等速。五分度桿的雙聯式萬向節(jié)，在軍用越野車的轉向驅動橋中用得 相當廣泛。此時采用主銷中心偏離萬向節(jié)中心1.03.5mm的方法，使兩萬向節(jié)的工作轉速 接近相等。雙聯式萬向節(jié)的主要優(yōu)點是允許兩軸間的夾角較大(一般可達50°，偏心十字軸雙聯式萬向節(jié)可達60°)，軸承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺點是構造較復雜，外形尺寸較大，零件數目較多。當應用于轉向驅動橋時，由于雙聯式萬向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長線與地面交點到輪胎的接地印跡中心偏離不大，就必須用較大的主 銷傾角。綜上

9、考慮本錢、傳遞轉矩的大小以及等速要求等，應選擇十字軸萬向節(jié)。此外，由于傳動軸長度不超過1.5m，從總布置上考慮，選擇一根傳動軸，萬向節(jié)用兩個，而在傳動軸上就無需加設中間支承了。3.2 萬向節(jié)傳動的運動和受力分析3.2.1單十字軸萬向節(jié)傳動 當十字軸萬向節(jié)的主、從動軸之間的夾角為時，主、從動軸的角速度、之間存在如下關系式中，1為主動叉轉角。由于是周期為2的周期函數，所以也為同周期的周期函數。如果保持不變，則每周變化兩次。因此主動軸以等速動時，從動軸時快時慢，此即普通十字軸傳動的不等速性。 十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉速不均勻系數K表示普通十字軸萬向節(jié)的主動軸和從動軸轉角間的關系式為式中， 1

10、為主動軸轉角，2為傳動軸轉角，為主動軸與從動軸之間的夾角。該式表示普通萬向節(jié)傳動的輸入軸和輸出軸的轉角隨兩軸夾角的變化關系。如圖附加彎曲力偶矩的分析:當主動叉處于1=0和位置時圖a，由于作用在十字軸軸線平面上，故必為零；而的作用平面與十字軸不共平面，必有存在，且矢量垂直矢量，合矢量指向十字軸平面的法線方向，與大小相等，方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩=。當主動叉處于1=/2和3/2位置時圖b，同理可知為零，主動叉上的附加彎矩=。3.2.2雙十字軸萬向節(jié)傳動 當輸入與輸出軸之間存在夾角時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對輸入軸是不等速旋轉的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉，可采用雙萬向節(jié)

11、傳動，但必須保證與傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉布置在同一平面，且使兩萬向節(jié)夾角1和2相等圖a、c。 當輸入軸與輸出軸平行時，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4-2b 中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當輸入軸與輸出軸的軸線相交時圖4-2c，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向一樣，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖4-2d 中雙點劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產生大小相等、方向相反的徑向力。此力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。3.2.3多十字軸萬向節(jié)傳動多萬向節(jié)傳動的運動分析是建立在單十字軸萬向節(jié)運動分析的根底上的。下面分

12、析三萬向節(jié)的等速條件如圖。多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉角差的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成 式中，為多萬向節(jié)傳動的當量夾角；為主動叉的初相位角；為主動軸轉角。 假設多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或/2，則當量夾角為式中的正負號確定：當第一萬向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負。為使多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸等速，應使=0。萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室的諧振噪聲。因此在設計多萬向節(jié)傳

13、動時，總是希望其當量夾角盡可能小。一般設計時，應使空載和滿載工況下的不大于。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。表一 各種轉速下推薦采用的最大夾角值傳動軸轉速r/min6000450035003000250020001500 夾角 。34567912 表二 傳動軸長度、夾角及平安工作轉速的關系傳動軸長度mm011401140152015201830夾角。0606066平安工作轉速r/min0.900.850.800.654 萬向節(jié)的設計與計算4.1 萬向傳動軸的計算載荷 萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷也不同。計算方法主要有三種，見表三。 表三 萬

14、向傳動軸計算載荷 NM 位置計算方法用于變速器與驅動橋之間用于轉向驅動橋中按發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比確定按驅動輪打滑來確定按日常平均使用轉矩來確定 表中各計算式中，為發(fā)動機最大轉矩N.M；n為計算驅動橋數，取法見表四；i1為變速器一擋傳動比；為發(fā)動機到萬向節(jié)傳動軸之間的傳動效率； k為液力變矩器變矩系數，k=k0-1/2+1，k0為最大變矩系數；G2為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷N；m2為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數，乘用車：m2=1.2-1.4，商用車：m2=1.11.2；為輪胎與路面間的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路上，可取0.85，對于安裝防側滑

15、輪胎的乘用車，可取1.25，對于越野車，可取1；為車輪滾動半徑m；i0為主減速器傳動比；為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；G1為滿載狀態(tài)下轉向驅動橋上的靜載荷N；為汽車最大加速度時的前軸負荷轉移系數，乘用車：=0.80-0.85，商用車：=0.75-0.90；Ft為日常汽車行駛的平均牽引力N；if為分動器傳動比，取法見表四；=3，性能系數=0的汽車：=1，>0的汽車：=2。性能系數由下式計算當 <16時當16時表四 n與if選取表車型高擋傳動比低擋傳動比的關系ifn4*4>/21</226*6/2>/32/2</

16、33對萬向節(jié)傳動軸進展靜強度計算時，計算載荷取和的最小值，或取和的最小值，即=min，或=min，平安系數一般取2.5-3.0.當對萬向傳動軸進展疲勞壽命計算時，計算載荷取或。4.2 傳動軸載荷計算由于發(fā)動機前置后驅，位置采用為：用于變速器與驅動橋之間。所以按發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來確定：Tse1=kdTema*ki1if/n Tss1= G2 m2rr/ i0imm 汽車有關參數如下：發(fā)動機最大轉矩=167.53Nm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=1滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷G2=2688.14N,發(fā)動機最大加速度的后軸轉移系數m2=

17、1.2，輪胎與路面間的附著系數=0.85，車輪滾動半徑rr=0.35m,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=0.96.猛接離合器所產生的動載系數kd=1，主減速比i0=5.8所以：Tse1=kdTema*ki1if/n=819.64NMTss1= G2 m2rr/ i0imm=1723.54NMT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=819.64NM 5.2、十字軸萬向節(jié)計算與校核 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸頸和滾針軸承碗工作外表出現壓痕和剝落。設作用于十字軸頸中點的力為F如圖，則式中，為萬向傳動軸的計

18、算載荷，r 為合力F作用線到十字軸中心之間的距離，為主、從動叉軸的最大夾角。十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力應滿足其中為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa；為切應力許用值，為80-120Mpa。 十字軸滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎，而且尺寸差異要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。 十字軸滾針軸承的接觸應力應滿足式中，d1為滾針直徑mm；Lb為滾針工作長度mm;d1為十字軸軸頸直徑mm；Fn為在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷N；由下式確定式中，i為滾針列數，Z為沒列中的滾針數。 萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成

19、450的B-B截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭荷，其彎曲應力和扭應力應滿足式中，分別為截面B-B處的抗彎截面系數和抗扭轉截面系數，矩形截面：，；k為與h/b有關的系數，按表五選?。籩、a如下列圖；彎曲應力許用值為50-80Mpa，扭應力許用值為80-160Mpa。.表五 系數K的選取h/b1.01.51.752.02.53.04.010K0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承構造和材料、加工和裝配精度以及潤滑條件等有關。當時，可按下式計算式中，為十字軸萬向節(jié)傳動效率；f為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數，滑動軸承

20、：=0.15-0.20，滾針軸承：=0.15-0.10。 通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為97%-99%。數據：傳動軸水平距離1300mm萬向傳動軸的計算載荷=819.64NM 合力F作用線到十字軸中心之間的距離r =39mm十字軸軸頸直徑d1=22mm十字軸油道孔直徑d2=8mm合力F作用線到軸頸根部的距離s=12mm滾針直徑d0=2.5，滾針工作長度Lb=16mm滾針列數i=4，每列中的滾針數Z=30萬向節(jié)叉中的a取26mm，e取52mm，b取25mm，h取62mm系數k按表五選取0.246軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數f=0.10懸架鋼板彈簧空滿載弧高變化：22.12mm前懸架動撓度：f

21、d=80mm主動齒輪左旋，下偏移E=40mm4.3 計算過程1空載時兩軸夾角的計算0.0708計算得=4.0502滾針對十字軸軸頸的作用合力=819.64/2*39*cos4.050=10534.5N3十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力應滿足 =123.75Mpa =31.93Mpa 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件4Fn為在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷N，則有=403.8N十字軸滾針軸承的接觸應力=912Mpa 故十字軸滾針軸承的接觸應力滿足校核條件5萬向節(jié)叉承受彎曲和扭荷，其彎曲應力和扭應力為=34.2Mpa=23.17Mpa故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭荷的校核滿足要求6十字軸

22、萬向節(jié)的傳動效率為=99.7%7載荷變化時載荷變化情況下傳動軸長度與角度變化校核空載時兩軸夾角：=4.050滿載靜止時兩軸夾角：0.0538 即=3.080滿載動撓度跳動情況下：-3.280則滿載時候，角度變化最大量為=3.28°傳動軸長度變化最大縮短=1300/cos4.050-1300=3.25mm. z-5 萬向傳動軸的構造分析與設計計算 萬向傳動軸中由滑動叉和矩形花鍵軸組成的滑動花鍵來實現傳動長度的變化。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實現兩軸的等角速傳動。 由于該轎車軸距只有2656mm，為了滿足總布置需要，所以在設計時采用一根傳動軸。根據轎車的總體布置要求，將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一段距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以采用十字軸萬向傳動軸，為了防止運動干預,在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現傳動軸長度的變化。空心傳動軸具有較小的質量，能傳遞較大的轉矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。傳動軸管由低碳鋼板制壁