传动轴和万向节设计

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1、传动轴和万向节设计传动轴与十字轴万向节设计1.1结构方案选择021.2计算传动轴载荷031.3传动轴强度校核041.4十字轴万向节设计041.5传动轴转速校核及安全系数071.6参考文献091.传动轴与十字轴万向节设计要求1.1万向传动轴总体概述万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计的合理 与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和 设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转.。传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转 速达30007000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层 技术来减小

2、滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的1040倍，而滑移 阻力将产生振动。为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠 花键产生滑移）BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。传动布置型式的选择万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置 的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必 要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期 损坏。车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的 两轴之间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输 出轴和驱动桥的动力输入轴不在

3、一个平面内。有的装载机在车桥与车架间装有 稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它 们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、 两个或多个十字轴万向节的传动。图2.1为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不 同万向传动方案。（a）单轴双万向节式(b)两轴三万向节式图2.1汽车的万向传动方案71.2计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间 按发动机最大转矩和一档传动比来确定Tse1=kdTemaxki1ifn/nTss1= G2 m2Wimnm发动机最大转矩Temax=235.3Nm驱动桥数n=1, 发动机到

4、万向传动轴之间的传动效率n =0.85,液力变矩器变矩系数k=(k0 -1) /2+1=1.6满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=065*950*98=60515N,发动机最大加速度的后轴转移系数m，2=12,轮胎与路面间的附着系数9=0.85,车轮滚动半径rr=035主减速器从动齿轮到车轮之间传动比im=1,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率n m=n发动机n离合器=0.9*0.85=0.765,因为0.195 mag/Temax0,所以猛接离合器所产生的动载系数kd=2,主减速比 i0=3.982x235.3x1.6x2.5x 1x3.98 ,Tse1=kdTemaxki1i

5、f n /n=7491-952N所以：16051.5 x 1.2 x 0.85 x 0.35 .Tss1= G2 mWmnm=购呻. T1=Mn Tse1, Tss1. T1= Tss1=709556N1.3传动轴强度校核按扭转强度条件 P 9550000 n 一T t=T/Wtd W T T0.2Dc3(1-(-)4)式中，tT为扭转切应力，取轴的转速n=4000r/min，轴传递的功率P=65kw,Dc=60mm, dc=81mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得t T为 15-25 Mpa400052 丫60 )=8.242 Mpa t T9550000x 65r0.2 x

6、 603 1 -I故传动轴的强度符合要求1.4十字轴万向节设计万向节类型的选择对万向节类型及其结构进行分析，并结合技术要求选择合适的万向节类型。 考虑到本毕业设计所针对的车型为中轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足: 制造加工容易、成本低，工作可靠承载能力强，使用寿命长，结构简单，调整 维修方便等要求，本设计选用十字轴式万向节。十字轴式万向节的结构分析十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承 等组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦 损失，提高效率，在十字轴的轴颈处加装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然 后，将套筒固定在万向节叉上，以防止轴

7、承在离心力作用下从万向节叉内脱出。 这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向 摆动。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式设作用于十字轴轴颈中点的力为F,则F= T1/2rcos a =709556/2*50x10-3*cos8o=7165292N 十字轴轴颈根部的弯曲应力。w和切应力T应满足32dFs2 x 235.3 x1.6 x 2.5 x1x3.98w=H(d14-d42)OwT = ,：FW T n (d2i-d22)式中，取十字轴轴颈直径d1=38.2mm,十字轴油道孔直径d2=10mm，合力F作 用线到轴颈根部的距

8、离s=14mm, ow为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa, 丁为切应力的许用值，为80-120 Mpa.32dFs.32 x38p x10-3 x 7J6292 x1冲0一3 _. w 丸用电）n8.2x10-3）-（0x10-3）一=18.32Mpa。w_4F= J4 x 716592n (d21-d22)JI&8.2x 10-3】-0x10-3=6711Mpa T故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴滚针的接触应力应满足*7气；齐土）Lb *j式中，取滚针直径禹=3皿皿，滚针工作长度Lb=27mm,在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷虬=*券=4.6 x 7165.

9、292 =749.09N，当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 1x 44以上时，许用接触应力。J为3000-3200 Mpa叩272 (玷 Lb =272 I111 38.2 x10-33 X10-3749.09x 了09 =0.859 Mpa。.故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴 轴孔中心线成45的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力。 w和扭应力t b应满足Ow=Fe/WW2w t b=Fa/Wt2=20.054 Mpa 。wTb=5= 0.2顼。-3)=13.587 Mpa 90 x10-3 x 09.55

10、6、t c= 7.818 Mpa t cnx 勺0x10-3-V0x10-3.轴管的扭转应力校核符合要求对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力T h，许用应力一般按安 全系数2-3确定_ 16T1T hn dh3式中,取花键轴的花键内径dh=70mm，夕卜径D h=80mm,.16 709.556 m qqc .*.Th =10.336 Mpa兀 70 10-3 3传动轴花键的齿侧挤压应力应满足/（Dh+dQ （。厂4）rb y=T】K -/ h4 h h2 L hn0 强 y式中，取花键转矩分布不均匀系数K =1.35花键的有效工作长度Lh=60mm，花键齿数n0=18,当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力强y=25-50 Mpa_963.671X 1.35709.556 1.35.b =y 37.5x5x60x 18x10-937.5 5 60 18 10 9=4.730Mpa by.传动轴花键的齿侧挤压应力by满足要求1.6参考文献:1王望予.汽车设计.北京：机械工业出 版社， 2纪名刚.机械设计.北京：高等教育出 版社，刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出 版社，