傳動(dòng)軸和萬向節(jié)設(shè)計(jì)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 目 錄 傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) 1.1結(jié)構(gòu)方案選擇……………………………………………02 1.2計(jì)算傳動(dòng)軸載荷…………………………………………03 1.3傳動(dòng)軸強(qiáng)度校核…………………………………………04 1.4十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì)………………………………………04 1.5傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù)……………………………07 1.6參考文獻(xiàn)…………………………………………………09 1. 傳動(dòng)軸與十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì)要求 1.1 萬向傳動(dòng)軸總體概述 萬向傳動(dòng)

2、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)3000~7000r/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)生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40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

3、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2.1為用于汽車變

4、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2.1 汽車的萬向傳動(dòng)方案[7] 1.2 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 ① 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動(dòng)比來確定 Tse1=kdTemaxki1ifη/n Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax=235.3Nm 驅(qū)動(dòng)橋數(shù)n=1， 發(fā)動(dòng)機(jī)到

5、萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率η=0.85， 液力變矩器變矩系數(shù)k={(k0 -1）/2}+1=1.6 滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷G2=65%mag=0.65*950*9.8=6051.5N， 發(fā)動(dòng)機(jī)最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù)m’2=1.2， 輪胎與路面間的附著系數(shù)φ=0.85， 車輪滾動(dòng)半徑rr=0.35 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ηm=η發(fā)動(dòng)機(jī)η離合器=0.9*0.85=0.765， 因?yàn)?.195 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=3.98 所以： Tse1=kdT

6、emaxki1ifη/n==7491.952N Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm==709.556N ∵T1=min{ Tse1, Tss1} ∴T1= Tss1=709.556N 1.3 傳動(dòng)軸強(qiáng)度校核 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件 τT=T/WT≈≤[τT] 式中，τT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[τT]為15-25 Mpa ∴τT==8.242 Mpa<[τT] 故傳動(dòng)軸的強(qiáng)度符合要求 1.4 十字軸萬向節(jié)設(shè)計(jì) 萬向節(jié)類型的選擇

7、 對(duì)萬向節(jié)類型及其結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，并結(jié)合技術(shù)要求選擇合適的萬向節(jié)類型?？紤]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)，又

8、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 ① 設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為F，則 F= T1/2rcosα=709.556/2*50x10-3*cos8o=7165.292N ② 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力σw和切應(yīng)力τ應(yīng)滿足 σw=≤[σw] τ=≤[τ] 式中，取十字軸軸頸直徑d1=38.2mm，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，[σw]為彎曲應(yīng)力的許用值，為250-350Mpa，[τ]為切應(yīng)力的許用值，為80-120 Mpa ∴σw=== = 18.32Mpa<

9、[σw] τ= = =6.711Mpa<[τ] 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 ③ 十字軸滾針的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足 σj=272≤[σj] 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= ==749.09N,當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC

10、

11、 以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力[σj]為3000-3200 Mpa σj=272= 272=0.859 Mpa<[σj] 故十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力校核滿足 ④ 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σw和扭應(yīng)力τb應(yīng)滿足 σw=Fe/W≤[σw] τb=Fa/Wt≤[τb] 式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表，取k=0.246,W=

12、bh2/6, Wt=khb2, 彎曲應(yīng)力的許用值[σw]為50-80Mpa，扭應(yīng)力的許用值[τb]為80-160 Mpa ∴σw=Fe/W= =20.054 Mpa< [σw] τb=Fa/Wt= =13.587 Mpa<[τb] 故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷校核滿足要求 ⑤ 十字軸萬向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角α，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)α≤25°時(shí)，可按下式計(jì)算（取α=15°） η0=1-f（）=1-0.07（）=99.08% 1.5 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速校核及安全系數(shù) ①傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為 n

13、k=1.2×108 式中，取傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度Lc=1.5m, dc=70mm, Dc=90mm分別為傳動(dòng)軸軸管的內(nèi)外直徑, nmax=4500 r/min ∴nk=1.2×108×=6080.933 r/min 在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，取安全系數(shù)K= nk/nmax=1.2-2.0 ∴K= nk/nmax==1.351 故符合要求 ② 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τc=≤[τc] 式中[τc]=300 Mpa ∴τc==7.818 Mpa<[τc] ∴軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核符合要求

14、③ 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τh，許用應(yīng)力一般按安全系數(shù)2-3確定 τh = 式中,取花鍵軸的花鍵內(nèi)徑dh=70mm，外徑Dh=80mm, ∴τh ==10.336 Mpa ④ 傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力σy應(yīng)滿足 σy=T1K’/Lhn0≤[σy] 式中,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)K’=1.35,花鍵的有效工作長(zhǎng)度Lh=60mm，花鍵齒數(shù)n0=18,當(dāng)花鍵的齒面硬度大于35HRC時(shí)：許用擠壓應(yīng)力[σy]=25-50 Mpa ∴σy= =4.730Mpa <[σy] ∴傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力σy滿足要求 1.6 參考文獻(xiàn)： [1] 王望予.汽車設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社， [2] 紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社， [3] 劉鴻文.材料力學(xué).北京：高等教育出版社， 專心---專注---專業(yè)