傳動軸的設(shè)計及校核

1、第一章 輕型貨車原始數(shù)據(jù)及設(shè)計要求發(fā)動機的輸出扭矩：最大扭矩285.0N·m/2000r/min；軸距：3300mm；變速器傳動比:  五擋1 ，一擋7.31，輪距：前輪1440毫米，后輪1395毫米，載重量2500千克 設(shè)計要求：第二章 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)特點及基本要求 萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。主要用于在工作過程中相對位置不節(jié)組成。伸縮套能自動調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實現(xiàn)兩軸的等角速傳動。一般萬向節(jié)由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。 傳動軸是一個高轉(zhuǎn)速、少支承的旋轉(zhuǎn)體，因斷改變的兩根

2、軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。重型載貨汽車根據(jù)驅(qū)動形式的不同選擇不同型式的傳動軸。一般來講4×2驅(qū)動形式的汽車僅有一根主傳動軸。6×4驅(qū)動形式的汽車有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸。6×6驅(qū)動形式的汽車不僅有中間傳動軸、主傳動軸和中、后橋傳動軸，而且還有前橋驅(qū)動傳動軸。在長軸距車輛的中間傳動軸一般設(shè)有傳動軸中間支承它是由支承架、軸承和橡膠支承組成。 傳動軸是由軸管、伸縮套和萬向此它的動平衡是至關(guān)重要的。一般傳動軸在出廠前都要進行動平衡試驗，并在平衡機上進行了調(diào)整。因此，一組傳動軸是配套出廠的，在使用中就應(yīng)特別注意。圖 2-1 萬向傳動裝置的工作原理及功用圖 2-2

3、 變速器與驅(qū)動橋之間的萬向傳動裝置 基本要求： 1.保證所連接的兩根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時，能可靠地傳遞動力。 2.保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。 3.由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 4.傳動效率高，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，維修容易等第三章 輕型貨車萬向傳動軸結(jié)構(gòu)分析及選型 由于貨車軸距不算太長，且載重量2.5噸屬輕型貨車，所以不選中間支承，只選用一根主傳動軸，貨車發(fā)動機一般為前置后驅(qū),由于懸架不斷變形，變速器或分動器輸出軸軸線之間的相對位置經(jīng)常變化,根據(jù)貨車的總體布置要求，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

4、同心及車架的變形，所以采用十字軸萬向傳動軸，為了避免運動干涉,在傳動軸中設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現(xiàn)傳動軸長度的變化。空心傳動軸具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。 傳動軸的長度和夾角及它們的變化范圍，由汽車總布置設(shè)計決定。設(shè)計時應(yīng)保證在傳動軸長度處在最大值時，花鍵套與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角大小會影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸的不均勻性。變化范圍為3。 傳動軸經(jīng)常處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，所以軸的材料查機械零件手冊選取40CrNi，適用于很重要的軸，具有較高的扭

5、轉(zhuǎn)強度。 3.1傳動軸管選擇 傳動軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁?。?.53.0mm）、管徑較大、易質(zhì)量平衡、扭轉(zhuǎn)強度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉(zhuǎn)的電焊鋼管制成。 3.2 伸縮花鍵選擇 選擇矩形花鍵，用于補償由于汽車行駛時傳動軸兩端萬向節(jié)之間的長度變化。為減小阻力及磨損，對花鍵齒磷化處理或噴涂尼龍，外層設(shè)有防塵罩，間隙小一些，以免引起傳動軸的震動?；ㄦI齒與鍵槽按對應(yīng)標(biāo)記裝配，以保持傳動軸總成的動平衡。動平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補償。裝車時傳動軸的伸縮花鍵一端應(yīng)靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損。其結(jié)構(gòu)圖如下:圖 3-1 萬向傳動軸花鍵軸結(jié)構(gòu)簡圖1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉

6、；5-加油嘴；6-伸縮套；7-滑動花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管第四章 萬向傳動軸計算及強度校核 4.1傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速 長度一定時，傳動軸斷面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當(dāng)傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速nk（r/min）為，安全系數(shù)K取2.0，適用于一般精度的伸縮花鍵則有 （為發(fā)動機轉(zhuǎn)速） ， 4.2傳動軸計算轉(zhuǎn)矩 4.3傳動軸長度選擇 根據(jù)軸距3300mm，初選傳動軸支承長度為 mm，花鍵軸長度應(yīng)小于支承長度，滿足萬向節(jié)與傳動軸的間隙要求，取花鍵

7、軸長度為 4.4傳動軸管內(nèi)外徑確定得又初取 ， 則Lc為傳動軸長度（mm），即兩萬向節(jié)中心之間的距離；dc和Dc分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm） 4.5傳動軸扭轉(zhuǎn)強度校核 由于傳動軸只承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力而不承受彎曲應(yīng)力，所以只需校核扭轉(zhuǎn)強度，根據(jù)公式有 （為軸管許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力）上式說明設(shè)計參數(shù)滿足扭轉(zhuǎn)強度要求 4.6花鍵內(nèi)外徑確定 取安全系數(shù)2.27，則 為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取1.3 花鍵外徑 花鍵內(nèi)徑 為花鍵有效工作長度 B為鍵齒寬 為花鍵齒數(shù) 由于花鍵齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取,，。 4.7花鍵擠壓強度校核 當(dāng)花鍵齒面

8、硬度為35HRC時，許用擠壓應(yīng)力為則,滿足花鍵擠壓強度。 4.8傳動軸形位公差確定 通過查手冊中軸的公差及基本偏差表，確定軸選用配合e7，此配合適用于有明顯間隙、易于轉(zhuǎn)動的支承配合，花鍵根據(jù)手冊查得dh為f7，Dh為a11，B為d10，由此可確定軸的外徑和內(nèi)徑分別為mm mm，花鍵外徑跟內(nèi)徑分別為，。 傳動軸總成的不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時，將產(chǎn)生明顯的振動和噪聲。萬向節(jié)中十字軸的軸向竄動、傳動軸滑動花鍵中的間隙、傳動軸總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時傳動軸的彈性變形、傳動軸上點焊平衡片時的熱影響等因素，都能改變傳動軸總成的不平衡度。提高滑動花鍵的耐磨性和萬向節(jié)花鍵的

9、配合精度、縮短傳動軸長度并增加其彎曲剛度，都能降低傳動軸的不平衡度。為了消除點焊平衡片的熱影響，應(yīng)在冷卻后再進行動平衡檢驗。傳動軸的不平衡度，對于所設(shè)計的貨車，在10004000r/min時不大于50100g.cm。傳動軸總成的徑向全跳動不大于0.8mm。軸管兩端的擺差在其兩端不大于0.5mm。 第五章 十字萬向節(jié)的設(shè)計及校核5.1 結(jié)構(gòu)方案選擇十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低，但所連接的兩軸夾角不宜太大。當(dāng)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。5.2 計算傳動軸載荷由于發(fā)

10、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)動橋之間按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動比來確定Tse1=kdTemaxki1if/n Tss1= G2 m2rr/ i0imm 根據(jù)富利卡2.0數(shù)據(jù)，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax=285Nm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=0.85，液力變矩器變矩系數(shù)k=(k0 -1）/2+1=1.615,滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷G2=65%mag=0.65*5000*9.8=31850N，發(fā)動機最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù)m2=1.3，輪胎與路面間的附著系數(shù)=0.85，車輪滾動半徑rr=0.369,主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比im=1,主減速

11、器主動齒輪到車輪之間傳動效率m=發(fā)動機離合器=0.9*0.85=0.765，因為0.195 mag/Temax>16,fj=0，所以猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)kd=1，主減速比i0=4.04所以：Tse1=kdTemaxki1if/n=1580.6NTss1= G2 m2rr/ i0imm=3878.8NT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=1580.6N5.3 十字軸萬向節(jié)設(shè)計 設(shè)作用于十字軸軸頸中點的力為F，則F= T1/2rcos=12094.1N 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力w和切應(yīng)力應(yīng)滿足w=w=式中，取十字軸軸頸直徑d1=38.2mm，十字軸油道孔直徑d2=10m

12、m，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 Mpaw= 12094.1=19.094 Mpa<w= = =6.959 Mpa<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=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?biāo)艿淖畲筝d荷Fn=776.622N,當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時，許用接觸應(yīng)力j為3000-3200 Mpaj=272=272=0.875 Mpa<j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/Wwb=Fa/Wtb式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表4-3，取k=0.246,W=bh2/6, Wt=khb2, 彎曲應(yīng)力的許用值w為50